圆柱螺旋弹簧离合器设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985目录1绪论12离合器基本结构设计221确定摩擦片外径D及其他尺寸2211摩擦片外径D及内径D的确定2212摩擦片材料、紧固方法以及要求2213摩擦片的最大圆周速度的检验322确定后备系数323确定单位压力P033圆柱螺旋弹簧的设计531圆柱螺旋弹簧的优化设计532圆柱螺旋弹簧结构设计计算733材料的选用104从动盘设计1141从动盘的结构和组成1142从动片设计1243从动毂设计1344扭转减振器设计14441主要参数的选择14442减振器的结构设计165压盘设计2051压盘传力方式的选择2052压盘几何尺寸的确定206离合器盖设计227分离装置设计23总结24参考文献25买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098501绪论以内燃机为动力，采用离合器的汽车机械传动系中，离合器处于传动系的首端，早期离合器的结构形式是锥形摩擦离合器。锥形摩擦离合器传递扭矩的能力，比相同直径的其他结构形式的摩擦离合器要大。但是，其最大缺点是从动部分的转动惯量太大，引起变速器换挡困难。而且这种离合器再结合也不够柔和，容易卡住。此后，在油中工作的即所谓湿式的多片离合器逐渐取代了锥形离合器。但是多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油黏住（尤其是在冷天油液变浓时容易发生），致使分离不彻底，造成换挡困难。所以，它又被干式所取代。多片干式的主要优点是由于接触面数多，故结合平顺柔和，保证了汽车的平稳起步。但是因为片数多，从动部分的转动惯量也大，还是感到换挡不够容易。另外，中间压盘的通风散热不良，易引起过热，加快了摩擦片的磨损，甚至烧伤和碎裂。如果调整不当还可能引起离合器分离不彻底。实际经验是人们逐渐趋向于采用单片干式摩擦离合器。它具有转动惯量小，散热性好，结构简单、调整方便、尺寸紧凑分离彻底等优点。而且只要在结构上采用一定的措施，也能使其结合平顺。因此，它不仅极为广泛的用在小轿车及中小型载重汽车上，今年来在大型载重汽车上（当发动机的最大扭矩小于100KGM时）上的应用也日益增多。如今，单片干式摩擦离合器在结构上设计方面相当完善采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的结合平顺性；离合器中装有扭转减震器，防止了传动系的共振，减小了噪音；以及采用了摩擦较小的分离机构等。随着汽车运输的发展，离合器还要在原有的基础上不断的改进和提高，以适应新的使用条件。从国外的发展动向来看，今年来汽车的性能在向高速发展，发动机的功率的转速不断的提高，载重汽车趋于大型化，国内也有类似情况。此外，离合器的使用条件也日酷一日。因此，增加离合器的扭转能力，提高其使用寿命，简化操作（在某些车型上以至向自动操作发展），已成为离合器目前发展的趋势。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098512离合器基本结构设计21确定摩擦片外径D及其他尺寸211摩擦片外径D及内径D的确定由经验公式DKDMAXET1786419479MM式中AXE发动机最大转矩（NM）KD直径系数（轿车取值146）由于飞轮工作面D/D240MM/130MM,因此，摩擦片外径D130MM根据实际情况按照统一标准，确定离合器的基本尺寸如下外径D225MM；内径D150MM；片厚H35MM；内外径比值C0667,1C30703；单位面积A0221104MM2212摩擦片材料、紧固方法以及要求摩擦片的工作条件是比较恶劣的，为了保证它能够长期稳定的工作，根据汽车的使用条件，摩擦系数值比较稳定，不受工作温度、滑磨速度、单位压力变化的影响，摩擦片的性能应满足以下几方面的要求足够的耐磨性，尤其是在高温时应耐磨；足够的机械强度，尤其是高温时的机械强度应较好；稳定性好，要求在高温时的粘合剂较少，无味，不易烧焦；磨合性好，不致刮伤飞轮以及压盘等零件的表面；油水对摩擦性能的影响应较小；结合时应平顺而无咬住或抖动的现象。摩擦片采用目前最广泛的石棉摩擦片是有耐磨以及化学稳定性都比较好的石棉与粘合剂以及其他辅助材料混合热压制成，其摩擦系数大约为03左右。摩擦片和从动盘之间有两种紧固方法；铆接和粘接。本次设计采用铆接法，其优点是可靠及磨损后换装摩擦片很方便。摩擦片买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709852上开有斜槽，其作用为散热和排屑。213摩擦片的最大圆周速度的检验为了避免在发动机转速比较高时摩擦片飞离，一般允许最大圆周速度为6570M/S之间。因为发动机的最高转速一般比最大功率时的转速要高10，所以摩擦片外缘处最大速度为VMAX110DNE/601102251034500/605829M/S式中D摩擦片外径（MM）NE发动机最大功率时的转速（R/MIN）由于VMAX超过6570M/S,所以设计的基本尺寸合格。22确定后备系数后备系数是离合器的一个重要的参数，它反应了离合器传递发动机最大转矩的能力和可靠程度，小轿车的后备系数13175，由于发动机后备功率较大，使用条件比较好，因此可以选取较小的后备系数，使离合器结构重量轻，操纵轻便。初选14。23确定单位压力P0单位压力的P0选取应考虑离合器的工作条件，发动机的后备功率较小，摩擦片的外径、摩擦片的材料以及其质量等因素。若离合器使用频繁，发动机的后备功率较小，则P0应取小一点，反之取大一点。当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外缘处的热负荷，P0应降低。当采用石棉基摩擦材料时，P0应在01403N/2M范围内选取，对于轿车，P0为01803N/2M。MCMAXMEMAX141782492NM且MCMAX12CZP0D3（1C3）P03MAXC238105N/M2。式中MCMAX离合器最大摩擦力矩（NM）P0单位压力（N/M2）摩擦系数（常取025）ZC摩擦工作面数（单片ZC2）买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709853C内外径比值MEMAX发动机最大功率由于P0一般不超过25KG即不超过245105N/M2，而所求P0238105N/M2小于该值，因此上述所选数据符合要求。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709854买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098553圆柱螺旋弹簧的设计31圆柱螺旋弹簧的优化设计（1）目标函数的选取在优化设计中，目标函数的选取可根据弹簧的工作特点和它的要求来建立，本次设计选用重量最小为弹簧的目标。因本次设计为周置式弹簧，对离合器的要求最重要的一点为使其转动惯量要小，这样可以降低离心力，从而降低离心力对弹簧所产生的横向力，减少了由于弹簧弯曲所造成的不利后果，提高了弹簧压紧力稳定的时间，增加了其寿命，提高其可靠性，符合设计要求。因此，其目标函数的表达式为W（NN2）D24D式中为弹性材料的密度（78106KG/MM3）买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709856N弹簧有效圈数；N2弹簧支撑圈的圈数取N215D2簧圈平均直径D簧丝直径。（2）设计变量的选取设计弹簧时，除选择材料及规定热处理要求外，主要根据最大工作载荷，最大变形以及结构要求等来确定变量。本次设计的变量有三个X321XDNC。采用一位搜索法来进行优化，其中C的步长为025，D的步长为05。（3）约束条件强度条件由公式28DKCP，其中K41650PZPA0式中P单个弹簧工作压力；P弹簧工作总压力；K曲度系数；Z弹簧个数（取Z9）；C弹簧指数（即旋绕比）；实际切应力（N/MM2）；许用切应力（N/MM2）取7098686N/MM2约束条件为T123108XAP16504X6860稳定条件由公式20DH5H0NN205DFFN式中D2弹簧中径（D2D1D）；D1弹簧外径（D1取27MM,由结构所定）；F弹簧工作变形（FP/K）；买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709857K弹簧实际刚度（K）；G剪切弹性模数（G8134104N/MM）；F弹簧的附加变形（F25MM）；弹簧最大负荷时的间隙（15MM）约束条件为T28502432132XFXGDPXNX/（D1X3）53最大变形条件由公式P/P115120式中P实际弹簧的最大工作压力；PKPNDFDF8324约束条件为41X73254优化结果为旋绕比C575；弹簧有效工作圈数N65圈；簧丝直径D4MM；单个簧最小重量WMIN0538KN。32圆柱螺旋弹簧结构设计计算（1）弹簧数目Z的确定为了保证离合器摩擦片上有均匀的压紧力，螺旋弹簧的数目一般不得少于六个，而且应该随摩擦片的外径的增加而增加弹簧的数目，此外，在布置圆柱螺旋弹簧时，要注意分离杆的数目，使弹簧均布于分离杆之间。因此弹簧的数目Z应该是分离杠杆数N的倍数，即ZMN339个符合表31的要求）式中M为任意正整数（取M3）N为分离杠杆数（取N3）表31周置圆柱螺旋弹簧的数目摩擦片外径MMAX则会增加减振器的角刚度，使传动系动载荷略有增加，故设计时通常取买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098516极MMMAX102KIRG式中2后桥附着重量0附着系数KR车轮滚动半径0I主传动比1K变速器一档传动比很明显，在对减振弹簧做一定的结构布置下，减振器的角刚度受到必须传递足够大的扭矩要求的制约，而不可能随意降低。而对传动系的分析计算表明，为了避开共振，减振器的角刚度CA又要求低，这在实际上是做不到的，因此，减振器CA的最后决定，常常只能满足结构所允许的设计结果。按经验公式初选角刚度CACA极M13其中极M145155MEMAX式中系数145适用于载重汽车155适用于小轿车极155MEMAX1551702635NM又CA极M13初取CA极21226353162NM2减振器的摩擦力矩摩由于减震器的角刚度CA受结构和扭转要求的限制不可能很低，因此在发动机工作转速范围内，共振现象就常常难以避免。为了最有效的消振，必须合理的选择减震器阻尼装置的摩擦力矩摩M。由公式初选摩011极011263528985NM买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098517这一经验公式只有振动在达到一定幅值大小时，才加以消除前提下导出的。这样，只有在共振或接近共振区幅值较小并不危险，减震器不起作用，也不消耗能量，从而提高了传动系的效率。3预紧力矩预M减震弹簧在安装时都有一定的预紧。这样，在传递同样大小的极限力矩时，它将降低减震器的角钢度，这显然是有利的，但是预紧力矩预M的值，不应大于摩擦力矩摩，否则在反向工作时，扭转减震器将提前停止工作，因此，预摩28985NM442减振器的结构设计（1）减振弹簧的分布半径R1R1（06075）D/2式中D摩擦片内径选取R150MM（2）减振器弹簧的数目Z选取Z6，根据表41选取。表41摩擦片根据外径选取减振弹簧（3）减振弹簧的总压力P总P总NRM52700631极（4）每个减振弹簧的压力PPNZP3876520总（5）减振弹簧尺寸的确定弹簧的平均直径DCDC一般由结构来定，通常DC1115MM左右。本次设计取DC14MM。弹簧钢丝直径D1D1MPC7635814833摩擦片外径D/MM225250250325326350350ZJ466881010买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098518式中扭转许用应力，588N/MM2；D1需圆整为标准值，取D14MM单个弹簧实际的最大工作压力PPNDC0548331弹簧实际总压力P总P总PZ105566330N减振器实际传递的极限扭矩M极M极P总R16330501033165NM实际摩擦力矩M摩M摩011M极348NM实际预紧力矩M预M预M摩348NM角刚度CACA12M极1231653798NM减振弹簧刚度KKMNZRCA/1052610537895221减振弹簧有效圈数II圈753102648354341KDGDC,取标准值有I4圈减振弹簧实际刚度KKMNIC/534341实际角刚度CA买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098519AC6105372231ZRK3550NM650极MACA1122M极减振弹簧总圈数NNI1555圈减振弹簧在最大工作压力P时的最小长度LMINLMINNDN11式中0弹簧圈之间的间隙，必要时还可以取小些。LMIN1245减振弹簧总变形量LLP/KM10375减振弹簧的自由高度LL652842MIN0减振弹簧预紧变形量M4901037351RZKML预减振弹簧安装后的工作高度LLL628496280减振弹簧的工作变形量MLL305（6）从动片相对于从动盘毂的最大转角24354296ARCSIN2ARCSIN01RL（7）限位销与从动盘缺口侧边的间隙M96354SI0SI02式中R2为限位销的安装半径（取值为50MM）8限位销直径D买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098520D按结构布置选定，一般D9512MM,这里取D10MM9从动盘毂缺口宽度B及弹簧安装窗口尺寸A将从动片的分离部分口的尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸大些的原因是充分利用减振器的缓冲作用。一般推荐A1AA1416MM本次设计取A15MM,这样，当地面传来冲击时，开始时只有部分弹簧参见工作，刚度较小，有利于缓和冲击。A一般为2527MM本次设计取AL255,此外，从动片上的缺口B与限位销直径D之间的间隙21和做的不一样，并使12，这样，当地面传来冲击时，由于允许弹簧有较大的变形，从而可以缓和根大的冲击，取M54,21BD7180买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985215压盘设计图52压盘的驱动方式（A）凸块窗孔式；（B）传力销式压盘的设计包括传力方式的选择以及其几何尺寸的确定两个方面。51压盘传力方式的选择压盘是离合器的主动部分，在传递发动机扭矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动，本次设计采用传动片式传力机构。由弹簧钢带制成。一段铆接在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上。为了改善传动片的受力状况，它一般都沿着圆周切向布置。这种连接方式简化了压盘的结构，降低了对装配精度的要求，并且有利于压盘的定中。本次设计采用三个凸台三组传动片，每组两个，共六片的结构。压盘的结构形状除与传力方式有关外，还与压紧方式和分离方式有关，在采用沿圆周布置的圆柱螺旋弹簧作压紧弹簧时，压紧盘上应铸有圆柱形凸台作为弹簧的导向座，材料为HT200300。52压盘几何尺寸的确定与摩擦片相结合的压盘内外径尺寸与摩擦片尺寸基本相应，这样压盘几何尺寸最后归结为厚度的确定。其主要依据以下两点1压盘应该有足够的质量在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而每次结合的时间又很短，因此热量根本来不及全部传到周围的空气中去，这样必然导致摩擦副的温升，在使用频繁和困难条件下工作的离合器，这种温升就会更为严重，它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。由于石棉基材料制成的摩擦片导热性差，在滑买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098522磨过程中所产生的热量主要由飞轮的压盘等零件吸收，为了使每次接合是的温升不致过高，故要求具有足够大的质量以吸收热量。2压盘应具有较大的刚度压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。鉴于以上两点原因，压盘一般都做的比较厚，本次设计的压盘厚度为12MM。内径为145MM，外径为230MM。在确定了厚度之后。应该校核离合器结合一次时的温升，它不应超过8100C0，若过高，则要适当增加压盘的厚度。校核公式压GCL4270式中温升（C0）；L滑磨功（KGM）；分配到压盘上的滑磨功所占的百分比取单片离合器压盘50C压盘的比热C0115千卡/公斤度；压G压盘重量（KG）买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985236离合器盖设计离合器盖与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的部分扭矩。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支撑壳体。本设计时应特别注意以下问题（1）刚度离合器分离杠杆支撑在离合器盖上，如果盖的刚度不够，则当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时还可能导致分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换挡困难。为了减轻重量和增加刚度，小轿车的离合器盖常用厚约为35MM的低碳钢板（08钢板）冲压成复杂形状。（2）通风为了加强离合器的冷却，离合器盖上开有通风口。此通风口同时起到了方便安装的作用，本次设计采用三个窗口通风，同时，凸台伸出窗口。（3）对中离合器盖内装有压盘、分离杆、压紧弹簧等零件，因此它相对飞轮轴线必须要有良好的对中性，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的正常工作。因此要采用定位销定位对中。综上所述，本次设计的离合器盖采用08钢板弹簧冲压而成，板厚为3MM,根据结构需要冲压成相应的形状。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985247分离装置设计离合器分离装置包括分离杆，分离轴承和分离套筒。本次是分离杠杆的设计。分离杠杆结构形式的选择在周置压簧离合器中一般采用36个分离杠杆。本次设计采用3个分离杠杆，采用冲压加工制成，又因为摆动式的分离杠杆是由钢板弹簧冲压而成，结构比较简单，分离杆在压盘上的支撑方法也很简单，此外，它具有磨损小，调整方便等优点，目前在中小型汽车上采用较多。因此本次设计选用次型式的分离杠杆。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098525总结在老师的指导下，和同组搭档的共同努力下，我们圆满完成了本次课程设计。在设计过程中，得到了老师们认真细致的指导和帮助，对此，我表示最真挚的感谢本设计以“机械设计、汽车设计、二维制图模型”为主线，主要采用AUTOCAD软件设计一个轿车螺旋弹簧离合器总