4G22D4型拉式膜片弹簧离合器设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 1 页 共 31 页 目录 绪论 1 第一章 离合器的结构方案 2 2 3 3 第二章 离合器主要参数的选择 6 合器参数的选择 6 擦片的约束 计算 8 第三章 离合器主要零部件的设计计算 11 片弹簧的设计 11 转减震器的设计 18 第四章 主要零件的设计计算 21 动盘总成设计计算 21 盘和离合器盖的设计 22 合器操纵系统的设计 23 第五章 总买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 2 页 共 31 页 结 26 参考文献 27 评语 28 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 3 页 共 31 页 绪论 摩擦离合器是应用最广泛也是历史最久的一类离合器，它基本上是由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于结合状态并能传递动力的基本机构，而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置。 离合器 位于发动机 和变速箱之间的 飞轮 壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴。在 汽车 行驶过程中，驾驶员可根据需要踩下或松开离合器踏板， 使发动机与变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或 传递发动机向 变速器 输入的动力。 目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。 在以内燃机为动力的汽车机械传动系中， 离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换档时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动 载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。 膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便， 高速时 平衡性好 、结构简单且较紧凑、散热通风性能好、使用寿命长， 也能大量生产。 随着汽车发动机转速和功率的不断提升、汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正在逐渐的向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操作形式正向自动操纵形式发展。因此，提高 离合器的可靠性和使用寿命，适应高转速，增加传递转矩的能力和简化操作，已成为离合器的发展趋势。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 4 页 共 31 页 第一章 离合器的结构方案 合器的主要结构 一、主动部分 主动部分包括飞轮、离合器盖、压盘等零件组成。这部分与发动机曲轴连在一起。离合器盖与飞轮靠螺栓连接，压盘与离合器盖之间是靠传动片传递转矩的。 二、从动部分 从动部分是由单片、双片或多片从动盘所组成，它将主动部分通过摩擦传来的动力传给变速器的输入轴。从动盘由从动盘本体，摩擦片和从动盘毂三个基本部分组成。为了避免传动方向的共振，缓和传动系受到的冲击 载荷，大多数汽车都在离合器的从动盘上附装有扭转减震器。 三、扭转减震 器 离合器结合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动。从动盘本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给从动盘毂。因为有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和。传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于从动盘本体和减震器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片可靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转震动衰减下来。 四、压紧机构 压紧机构主要由螺旋弹簧组成，与主动部分一起旋转 ，它以离合器盖为依托，将压盘压向飞轮，从而将处于飞轮和压盘间的从动盘压紧。 五、操纵结构、 操纵机构是为驾驶员控制离合器分离与结合程度的一套专设机构，它由位于离合器壳内的分离杠杆（在膜片弹簧离合器中，膜片弹簧兼起分离杠杆的作用）、买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 5 页 共 31 页 分离轴承、分离套筒、分离叉、回位弹簧等零件组成的分离机构和位于离合器壳外的离合器踏板及传动机构、阻力机构等组成。 合器的工作原理 发动机飞轮是离合器的主动件，带有摩擦片的从动盘和从动毂借滑动花键与从动轴相连。压紧弹簧则将从动盘压紧在飞轮端面上。发动机转矩即靠飞轮与从动 盘接触面之间的摩擦作用而传到从动盘上，再由此经过从动轴和传动系中一系列部件传给驱动轮。压紧弹簧的压紧力越大，则离合器所能传递的转矩也越大。 由于汽车在行驶过程中，需经常保持动力传递，而中断传动只是暂时的需要，因此汽车离合器的主动部分和从动部分是经常处于结合状态的。摩擦副采用弹簧压紧装置即是为了适应这一要求。当希望离合器分离时，只要踩下离合器操纵机构中的踏板，摊在分离套筒的环槽中的拨叉边拉动分离叉克服压紧弹簧的压力向松开的方向移动，而与飞轮分离，摩擦力消失，从而中断了动力的传递。 当需要重新恢复动力传递时，为 使汽车速度和发动机转速变化比较平稳，应该适当控制离合器踏板回升的速度，使从动盘在压紧弹簧压力作用下，向结合的方向移动与飞轮恢复接触。二者接触面间的压力逐渐增加，相应的摩擦力矩也逐渐增加。当飞轮和从动盘结合还不紧密，二者之间摩擦力矩比较小时，二者可以不同步旋转，既离合器处于打滑状态。随着飞轮和从动盘结合紧密程度的逐渐增大，二者转速也逐渐相等。直到离合器完全结合而停止打滑时，汽车速度方能与发动机转速成正比。 合器的功用及 结构方案 离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时 将发动机与传动系平顺地结合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损害；有效地降低买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 6 页 共 31 页 传动系中的振动和噪声。 一、 从动盘数的选择 单片摩擦离合器其结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘时也能结合平顺。因此，广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车，在发动机转矩不大于 1000牛 /米的大型客车和重型货车上也有所推广。当转矩更大时可采用 双片或多片摩擦离合器。因本设计的离合器用于乘用车上，整车最大总质量为 2t；故选用单片离合器。 二、 压紧弹簧的结构及特点 本设计要求为拉式膜片弹簧离合器，主要特点是采用一个膜片代替传统的螺旋弹簧和分离杠杆。其结构特点如下： 1）膜片弹簧的轴向尺寸较小而径向尺寸很大，这有利于在提高离合器传递转矩能力的情况下离合器的轴向尺寸。 2）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，故不需专门的分离杠杆，使离合器结构大大简化，零件数目少，质量轻。 3）由于膜片弹簧轴向尺寸小，所以可以适当增加压盘的厚度，提高热容量；而且还可以在压 盘上增设散热筋及在离合器盖上开设较大的通风孔来改善散热条件。 4）膜片弹簧离合器的主要部件形状简单，可以采用冲压加工，大批量生产时可以降低生产成本。 三、 操纵机构的选择 机械式结构简单，制造容易，工作可靠多应用于货车，但该装置质量大，杠杆之间铰点多，因而摩擦损失较大，传动效率低，其工作受到发动机振动以及车身或车架变形的影响，不能采用那种吊挂式的踏板结构。液力操纵机构具有摩擦阻力小，转动效率高，质量小，布置方便，便于采用吊挂踏板，驾驶室容易密封，发动机的振动和车架或驾驶室的变形不会影响其正常工作，离合器接合 柔和等优点。综上所述，本次设计选用液压式操纵机构。 四 、 膜片弹簧的支承形式 拉式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同可分三种： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 7 页 共 31 页 1）无支承环形式 将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上； 2）单支承环形式 将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上； 五 、压盘的驱动方式 压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时它和飞轮一同带动从动盘转动，所以它应与飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由作轴向移动。 压盘的驱动方式主要有凸块 窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种。前三种 的共同缺点是在连接件之间有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是最近广泛采用的驱动方式，沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别于离合器盖和压盘以铆钉或螺栓连接，传动片的弹性允许压盘做轴向移动。弹性传动片驱动方式简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。故选用弹性传动片式。 六 、分离轴承的类型的选择 分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作中主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向 力。由于采用推力球轴承或向心球轴承润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低。本设计选用自动调心式分离轴承。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 8 页 共 31 页 第二章 离合器主要参数的选择 合器参数的选择 设计所选发动机：型号 4 最大功率（ Kw/r/ 104/5400； 最大转矩（ N.m/r/:205/4000 整车最大总质量： 2000 最高车速： 180km/h； 一、摩擦片外径的确定 摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩的大小有一定关 系。发动机转矩是重要参数，安发动机最大转矩 e （ 选定 D，由下列公式可得： D=K(3取 e =入数据 D=205 = 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 9 页 共 31 页 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 D( 内径 d(厚度 h( 内外径之比 d/D 单位面积 F( 160 180 200 225 250 280 300 325 350 110 125 140 150 155 165 175 190 195 0600 13200 16000 22100 30200 40200 46600 54600 67800 单位摩擦面积传递转矩校核后，将直径进行放大； 查摩擦片尺寸的系列标准，选取标准摩擦片外径 D=280径 d=165度 b=外径之比 d/D=位面积压力 F=40200N/ 二、离合器后备系数的确定 后备系数是离合器设计时应该确定的一个重要参数，在选择时，应考虑一下几点： 1）摩擦片在使用中磨损后，离合器还能可靠地传递发动机最大转矩。 2）要能防止离合器滑磨过大。 3）要能防止传动系过载。 为可靠传递发动机最大转矩和 防止离合器滑磨过大，不宜选取太小，当使用条件恶劣，为提高起步能力，减小离合器滑磨，应选取大些。采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取值应大些。发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些。 考虑以上影响因素和设计车型，查汽车设计表 2据取 =时参考其他同类车型选取 = 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 10 页 共 31 页 三、单位压力o 对离合器工作性能和使用寿命有很大的影响，选取时应考虑离合器的工作条件，发动 机后备功率大小，摩擦片尺寸，材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时， 取小些。当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外源出的热负荷， 取小些，后备系数较大时可适当增大 查汽车设计表 2用石棉基材料取 擦片的约束计算 1）摩擦片的外径 度 5 75m/s。 100060（ 3 式中： n r/ ； V=100060 D 00060 =s（圆周速度偏大） 2）摩擦片的内外径比 在本设计中 c= 符合要求 3）后备系 数的最大范围 在本设计中 = 4）单位压力。 摩擦离合器是靠摩擦表面的摩擦力矩来传递发动机转矩。离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为： c （ 3 式中： 为静摩擦力矩牛每米。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 11 页 共 31 页 f f= 位： N。 为从动盘数两倍。 Z=2。 摩擦片的平均摩擦半径，单位： ； 假设摩擦片上工作压力均匀，则有： F= = （ （ 3 式中： 摩擦面单位压力，单位： M m 2m ； d 摩擦片的平均摩擦半径 据压力均匀假设，可表示 )(3 D 22 33 dD d （ 3 将式（ 3（ 3入（ 3： 12 f Z （ 33 1D c （ 3 式中： c= 为了保证离合器在任何情况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时大于发动机最大转矩，即 （ 3 则根据以上相应 计算公式及相关数据可得： 由（ 3： =205=246 （ 3算单位压力 则： 246= ）（ 33o 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 12 页 共 31 页 计算得 : 5）为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值； 0)( 40 22 = )1 6 52 8 0(2 2 0 2 = ） 为保证扭转减振器的安装，摩擦片 d 必须大于减振器弹簧位置直径 250 单位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器规格/D/1025021032525032520 10/ 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 13 页 共 31 页 第三章 离合器主要零部件的设计计算 片弹簧的设计 一、膜片弹簧主要参数的选取 1）比值 H和板厚的选择。比值 H对于膜片弹簧的弹性特性影响极大，如图 4过分析可知，当 H 2 时， 1F )(f 1 为增函数； H2 时， 1F )(f 1 有一极值，该极值点恰为拐点；当 H 2 时， 1F )(f 1有一极大值和一极小值；当 H 2 2 时， 1F )(f 1 的极小值落在横坐标上。为保证离合器压紧力变化不大和操作轻便，汽车离合器用膜片弹簧的 H一般为 厚为 24 图 4片弹簧的弹性特性曲线 2）比值 R/、 究表明， R/簧材料利用率越低，买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 14 页 共 31 页 弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求， R/使摩擦片上的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的 3）的选择。膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度关系密切， H（ R），一般在 9 15的范围内。 4）膜片弹簧工作点位置的选择。膜片弹簧 工作点拐点 H 对着膜片弹簧的压平位置，而且 2/ 。新离合器在结合状态时，一般 =（ 1 ，以保证摩擦片在最大磨损限度 范围内的压紧力从 化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从 B 到 C。为了最大限度的减小踏板力， C 点应尽量靠近 图 4片弹簧工作点位置 5）分离指数的选取。分离指数常取 18，大尺寸膜片弹簧可取 24，小尺寸弹簧可取 12。 6）膜片弹簧小端半径0r，及分离轴承作用半径最小值应大于变速器第一轴花键的外径。 7）切槽宽度 1 、 2 及半径1 2 9 10，2 的要求。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 15 页 共 31 页 8）压盘加载半径 1R 和支撑环加载点半径 1r 的确定。 1R 和 1r 的取值将影响膜片弹簧得刚度。 1r 应略大于， 1R 应略小于 R 且尽量接近 R。 本次设计取， H/h=H=h=3R/r=R=142r=112 = n=18，0r=381 =3.4 2 =02mm，0 二、膜片弹簧的弹性特性 假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点 通过支持环和压盘加载膜片弹簧上的载荷 1F 集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为 1 （ 则膜片弹 簧的弹性特性如下式表达 1F = 2111111211211 R （ 4 式中， E 为材料的弹性模量（ 对于钢： E=510 为材料的泊松比，对于钢： = 弹簧钢板厚度（ R、 端半径（ 1 R 、 1r 分别为压盘加载点和支承环加载点半径（ 代入数据 1F = =离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化。设分离轴承对分离指端所加载荷为 2F ，相应作用点变形为 2 (另外，在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面从自由状态也转过相同的角度，则有如下关系 2 = 1111 rR f （ 4 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 16 页 共 31 页 2 = 0114 =F = 1111 （ 4 式中， 2F = 14140 =、膜片弹簧得强度校核 子午断面在中性点 立坐标 断面上任意点（ x、 y）的切向应力t（ t= 2/（ 4 式中，为自由状态时圆锥底角 （ 为从自由状态起，子午断面的转角（ e= ln/ 。 由上公式可知，当 一定时，一定的切向应力t在坐标轴系中呈现线性分布，当t=0时有 y= (4因 2/ 很小， 2/ )2/ 则表明：对于一定的 零应力分布在过 O 点而与 x 轴成 2/ 角的直线上。实际上，当 x= e 时，无论t为何值，均存在 y= ，即对于一定的 ，等应力线都汇交与 坐标为 x= e ， y= 。显然，为零应力直线，其内侧为压应力区，外侧为拉应力区；等应力线越远离零应力线，其应力值越高。由此可见，弹簧部分内上缘点的切向压应力最大。当点的纵坐标 2/h 时， 、A 点的切向拉应力最大。 分析表明， B 点的应力值最高，通常只计算 B 点的应力来校核其强度。将 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 17 页 共 31 页 点坐标 和 2/y h 代入（ 4可得 22（ 4 代入数据可得：令 0，可求出到极大值时的转角pp r2 h e（ 4 式（ 4明， B 点最大压应力发生在比其压平位置再多转动一个角度 。 当离合器彻底分离时，膜片弹簧子午断面的实际转角p f，计算， 取 p ；如果 p f ，则 取 f 。， 在分离轴承推力 2F 的作用下，点还受弯曲应力 ，其值为 22 （ 4 式中，为分离指数目； 一个分离指根部的宽度（）。 代入数据可得： =考虑到弯曲应力 是与切向压应力互垂直的拉力，根据最大切应力强度理论， rB（ 4 代入数据可得实验表明，裂纹首先在最大应力点点产生，但此时裂纹并不发展到损坏，且不明显影响其承载能力。继后，在 A 点由于拉应力产生裂纹，这种裂纹是发展性的，一直发展到使其破坏。在实际设计中，当膜片弹簧采用 n 时，买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 18 页 共 31 页 应大于 1700. 四、膜片弹簧材料及制造工艺 国内膜片弹簧一般采用 n 和 r 等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何尺寸、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进 行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分 3 8次，以产生一定的塑性变形，从而是膜片弹簧的表面产生于使用状态反方向的残余应力而达到强化的目的。一般说，经强化处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命 5% 30%。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片表面，使表面产生塑性变形，从而形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可以提高承载能力和疲劳强度。 为了提高分离指 的耐磨性，可对其端部进行高温淬火、喷镀铬和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。 膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般在 45 50离指端硬度为 55 62同一片上同一范围的硬度差不应大于 3个单位，碟簧部分应为均匀的回火屈氏体和少量的索氏体。单面脱碳层得深度一般不得超过厚度的 3%。膜片弹簧的内、外半径公差一般为 度公差为 始底锥角公差为 10。膜片弹簧上 下表面的表面粗糙度为 1.6 m ，地面的平面度一般要求小于 片弹簧处于接合状态时，其分离指端得相互高度差一般要求小于 五、膜片弹簧的优化设计 膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧得基本参数，使弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。 1)应保证所设计的弹簧工作压紧力 要求的压紧力 等，即 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 19 页 共 31 页 2)为了保证各工作点 A、 B、 正确选择 相对于拐点 位置，一般 = 11H rR r （ 4 3)为了保证摩擦片磨损 后离合器仍可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力 大于或等于新摩擦片的压紧力 即 4)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧得 H/ r/H H/h r/H R 15 5)弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 R/r )为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径1R 应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 拉式： 2/4/ 7)根据弹簧结构布置要求， 1R 与 R， 1r 与 r， 1 1 7 0 r1r 6 00r4 8)膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选择，即 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 20 页 共 31 页 拉式： 11 rR r )弹簧在工作过程中， 不超过其允许值，即 0)弹簧在工作过程中， 不超过其相应的需用值，即 1)弹簧在制造的过程中，由于其主要尺寸参数 H、 h、 R 和 r 都存在误差，对弹簧得压紧力有一定的影响。因此，为了保证在加工精度范围内弹簧得工作性能，必须使由制造误 差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某一范围，即 F F FF （ 4 式中， 、 、 分别为由于 H、 h、 R 和 r 的制造误差引起的弹簧压紧力的偏差。 12)在离合器装配误差范围内引起的弹簧压紧力的相对偏差，也不得超过某一范围即 （ 4 式中， 为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。 转减震器的设计 一 、扭转减震器主要参数的选择 1)极限转矩减震弹簧的最大变形量来确定，它规定了其作用的转矩上线，极限转矩为减震器在消除限位销与从动盘毂缺口间的间隙时所能传递的最大转矩。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 21 页 共 31 页 2.0）4 式中的所设计车型取)扭转刚度合理选择减震器的扭转刚度K，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。 减震弹簧分布在半径为从动片相对从动盘毂转过 弧度时，弹簧相应变形量为。此时所需加在从动片上的转矩为 T=1000K 24 式中， 弧度所需加的转矩 :； 根据扭转减震器扭转刚度的定义，K=K=1000 24 式中，设计时可按经验来处选取 K 13=2000N.m/)阻尼摩擦转矩 T由于减震器扭转刚度 T，受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效的消振，必须合理选择减震器阻尼装置的阻尼摩擦转矩 T。一般可按下式初选 T=（ 本设计中初选 T=文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 22 页 共 31 页 4)预紧转矩 减震弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明， 加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是 有利的。但是 应大于 T，否则在反向工作时，扭转减震器将提前停止工作，故取 （ 设计中初选)减震弹簧的位置半径 般取 d（ 4 式中的 本设计中取 0)减震弹簧的个数 车设计表 2 由摩擦片外径为 280取减震弹簧的个数可取 ； 7)减震弹簧总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙 1 与 2 被消除，减震弹簧传递转矩达到最大值震弹簧收到的压力 F 为 F =jT/4 F =410/125纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 23 页 共 31 页 第四章 主要零件的设计计算 动盘总成设计计算 从动盘有两种结构形式，带扭转减震器的和不带扭转减震器的，本次设计从动盘为带扭转减震器的形式。 从动盘总成设计时应满足一下几个方面的要求： 为了减少变速器换挡是轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；为了保证汽车平稳起步，摩擦面上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性；为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器；具有足够的抗暴振强度。 一、从动片 设计从动片时，应尽量减轻其重量，并应使其质量的 分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。从动片一般都做的比较薄，通常使用 次设计乘用车，故取从动片厚度为 为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。 具有轴向弹性的从动片有整体式、分开式和组合式三种型式。比较三种型式的优缺点，本次设计从动片采用整体式弹性从动片。整体式弹性从动片能达到轴向弹性的要求，且生产效率高，生产成本低。 二、从动盘毂 发 动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器输入轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器输入轴的花键结合方式采用齿侧定心的矩形花键。 设计花键的结构尺寸时参照国标 花键标准， 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 24 页 共 31 页 表 5动盘毂花键的尺寸 摩擦片 外 径动机最大转矩 数n 外径径厚效齿长 压应力160 49 10 23 18 3 20 80 69 10 26 21 3 20 00 108 10 29 23 4 25 25 147 10 32 26 4 30 50 196 10 35 28 4 35 80 275 10 35 32 4 40 00 304 10 40 32 5 40 25 373 10 40 32 5 45 50 471 10 40 32 5 50 动盘毂花键尺寸如下：花键齿数： n=10；花键外径： D=35键内径：d=32厚： B=4效齿长： l=36 设计 一、压盘几何尺寸的确定 在摩擦片的尺寸确定以后，与它摩擦相接触的压盘内外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何去确定它的厚度。 压盘厚度的确定主要依据以下两点： 1）压盘应具有足够的质量，以增大热熔，减少升温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设各种形状的散热筋或鼓风筋，以以帮助散热通风，使每次结合时的温升不至于过高： 2）压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减少受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的分离，厚度约 15买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 25 页 共 31 页 25 3）与飞轮应保持良好 的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于 15 4）压盘高度公差要小。 鉴于以上原因，本次设计压盘厚度取 20初步确定压盘厚度以后，应校核离合器结合一次的温升，它不应超过 8 10。 二、离合器盖的设计 离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。 对离合器盖结构设计的要求： 1）应具有足够的刚度，否则将会影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减少压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此采取以下措施：适当增大盖得板厚，一般为 4 2） 应与飞轮保持良好的对中性，以免影响总成的平衡和正常的工作。 3）盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。 4）为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。 经以上叙述与实物类比，本次设计取厚度 4 三、支承环 支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用 34次设计取 4 一、对离合器操纵机构的基本要求 1）踏板力要尽可能小，本设计要求在 80 150 2）踏板行程一般在 80 150 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 26 页 共 31 页 3）应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后，分离轴承的自由行程可以复原。 4）应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。 5）应有足够的刚度，传动效率要高，工作可靠，寿命长，维修保养方便。 二、踏板位置 离合器踏板位置以人体左右对称中心向左移动 80 100为离合器踏板中心线的位置。 三、踏板行程 踏板行程 S 和工作行程 2S 两部分组成，即 S= 1S + 2S =2111222212o f （ 6 式中般为 映到踏板上的自由行程 1S 一般为 20 30次取 21d 、 2d 分别为主缸和工作缸的直径； S 为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片： S =次取 11a 、 2a 、 1b 、 2b 、 1c 、 2c 为杠杆尺寸。 踏板力 且 踏板力不得大于 150N。本次设计取踏板力 120N。 踏板力 ： , ,F ：离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力； ： 为机械效率，液压式： =80% 90%； i：总传动比；i=2111122222 ； 服回位弹簧 1、 2 的拉力所需的踏板力； 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 27 页 共 31 页 图 6力操纵机构示意图 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 28 页 共 31 页 总结 本设计是继机械设计后的又一次实践，是对之前所学进行的一次检查和应用。要求我们能够熟悉机械制造手册的查阅，对制图软件更加熟练运用。其目的在于：巩固我们在大学里所学的知识，也是对以前所学知识的综合性的检验，加强我们查阅资料的能力，熟悉有关资料；树立正确的设计思想，掌握设计方法，培养我们的实际工作能力；通过零件图，装配图绘制，使我们 对于 图软件的使用能得到进一步的提高。 经过两周的努力，本次设计已接近尾声。不仅对离合器的设计有了更加深刻的认识，而且再一次真正将理论与实践运用到设计中，回