周置螺旋弹簧离合器设计说明书

1、车辆与交通工程学院课程设计说明书设计类型汽车设计课程设计设计题目 周置螺旋弹簧离合器设计姓名何祥聪学号完成日期2017226指导教师郭占正河南科技大学目录第一章离合器概述31.1离合器的基本组成和分类31.2离合器的功用31.3离合器的工作原理 31.4汽车离合器设计的基本要求4第二章离合器结构方案选取 52.1离合器设计的技术条件 52.2离合器基本结构尺寸、参数的选择 5离合器后备系数B 6离合器转矩容量Tc6摩擦片尺寸 6单位压力的确定 82.3摩擦片的一些约束条件8最大圆周速度的约束8扭转减振器布置半径的约束8摩擦片内外径之比的约束8单位摩擦面积传递的转矩的约束9单次接合的单位摩擦面积

2、滑磨功的约束 9第三章 离合器零部件的结构选型及设计计算 103.1从动盘选型11设计从动片 11从动盘毂11从动盘摩擦材料 13第四章压盘和离合器盖134.1.压盘设计11压盘的几何尺寸的确定 13压盘传动片的材料选择 134.2离合器盖的设计14第五章 离合器的分离装置 125.1分离杆设计155.2分离轴承及分离套筒 15第六章 圆柱螺旋弹簧设计 166.1结构设计要点166.2结构设计166.3弹簧的材料及许用应力176.4弹簧的参数计算 17第七章 扭转减震器19结论2参考文献25第一早离合器概述1.1离合器的基本组成和分类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

3、定在飞轮的 后平面上，它的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行使过程中，驾驶员可根据需要 踩下离合器或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离或逐渐接合，以切断或传 递发动机向变速器输入的动力。一般由主动部分（飞轮、离合器盖、压盘）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）、分离机构（分离拉杆、分离叉、分离套筒、分离 轴承、分离杠杆等）和操纵机构（离合器踏板）五大部分组成。摩擦离合器按从动盘的数目分为：单片离合器和双片离合器；按压紧弹簧的结构形式分为：螺旋弹簧离合 器和膜片弹簧离合器。按叶伽理分£箴按离台悴制方法分i自动代2离心离合器-安全离合器广机械离侖器按揀纵方式分电礒离合器 祇压

4、离舍器L代压离合篙图1-11.2离合器的功用离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。其主要作用； 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; 限制传动系所承受的最大转矩，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。1.3离合器的工作原理离合器觉体来说应该由两部分组成：离合器和离合器操纵机构就摩擦式离合器本 身而言，按其功能要求，结结构上应有下列几部分：主动件、从动件、压紧弹簧和分 离杠杆。结构原理如下图:图1-2汽车摩擦式离合器结构简图（a）接合（b） 分离1-飞轮；2-从动盘总成；3-压

5、盘；4-分离杆；5-分离套筒；6-离合器制动；7-离合器踏板；8-压紧弹簧；9-离合器盖；10-变速器第一轴（离合器输出轴）；11-分离拨叉及 操纵连接杆图中可以看到，压盘3、分离杆4和压紧弹簧8 一起组装在离合器盖9内，俗称 为离合器盖总成。盖总成通过螺栓安装到发动机飞轮上。飞轮1和压盘3为主动件，发动机的转矩通过这两个主动件输入。飞轮 1和压盘3之间为从动盘总成2，它作为 从动件通过摩擦接受由主动件传来的输入转矩，并通过其中间的从动盘毂花键输出转 矩（由变速器第一轴10接受）。压紧弹簧8通过压盘3把从动盘总成紧紧压在飞轮上， 形成工作压力。当发动机工作带动飞轮 1和压盘3 一道旋转时，通过

6、压盘上压紧弹簧 产生的工作压力所形成的摩擦力，带动从动盘总成旋转，完成转矩的输出。离合器通常总是处于接合状态如图1-2（a）所示，当需要切断动力时，驾驶员通 过踩踏离合器操纵系统中的离合器踏板 7,并经过操纵传动杆系及分离拨叉11推动分 离套筒5向前，消除间隙，使分离杆4绕其在离合器盖9上的支点转动，克服压紧弹 簧8的工作压力，压盘3向后移动，从动盘总成2和压盘3脱离接触。离合器分离时 的状态如图1-3（b）所示，此时，从动盘总成2不再输出转矩。分离套筒向左移时， 在消除间隙后，输出轴10受到制动，转速很快下降。此种状况成为离合器制动，其目 的是为了容易换挡。但这种离合器制动主要用在重型离合器

7、上，一般离合器不一定采 用。1.4汽车离合器设计的基本要求在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件以及“三化”（系列化，通用化，标准化）要求等，合理选择离合器的结构。在离合器的结构设计时必须综合 考虑以下几点： 在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩， 并有适当的转矩储备， 又能防止过载。 .接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。 分离时要迅速、彻底。 .从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。 .应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。 .避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲

8、击的能力。 .操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。 .作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，保证有稳定的工作性能。 .具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。 .结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。第二章离合器结构方案选取2.1离合器设计的技术条件发动机基本参数如下：型号：EQB210-20最大功率(kw/r/min ): 155/2500最大扭矩(Nm/r/min): 700/1600整车最大总质量：8590 kg最高车速：110 km/h由发动机内型号：EQB210-20，在网上搜索资料，与所给整车参数最像的是东风牌DHZ69

9、80KT 客车，轮胎参数10R22.5。2.2离合器基本结构尺寸、参数的选择汽车上所用的摩擦离合器，一要传递发动机的转矩，二要靠它的滑磨使得汽车平 稳起步，工作条件非常恶劣。所以在设计离合器时，要求它在所有情况下都能可靠的 传递发动机的转矩另外还要有足够的使用寿命，这就要合理的选择离合器的结构尺寸 和其设计参数。在确定离合器的结构之后，要确定其基本尺寸参数，它们是：摩擦片外径D、单位压力p、后备系数B下列一些参数对上面参数的选择有很大的影响：发动机的最大转矩Tmax、整车质 量ma、传动系总的速比io、变速器传动比和主减速器速比的积、车轮滚动半径rk离合器后备系数B后备系数B是离合器的重要参数

10、，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择B时，应从以下几个方面考虑：a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车B =1.21.75。本设计是9吨商用车离合器，参看有关统计质料“离合器后备系数的取值范围” （见下表2.2.1 ），结合设计实际情况，故选择B =1.4 。则有B可有表查得B=1.6车型后备系数B乘用车及最大总质量小于用车6t的商1.20 1.75最大总质量为614t的商用车1.50 2.25挂车1.80 4.00表离合器后备系数的取值范围离合器转矩容量Tc离合器是靠摩擦

11、表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为TcTemax式中，是离合器的后备系数。Tc 1.6 7001120Nm摩擦片尺寸D、d、h摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决 定性的影响。当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩Temax已知，适当选取后 备系数B和单位压力P0,可估算出摩擦片外径。可由经验公式:表2.2.3 直径系数Kd车型直径系数Kd乘用车14.6最大总质量为1.814t的商用车单片离合器1618.5最大总质量大于14t的商用车22.5 24.0发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩来确定D.D K

12、D Temax 14.6 .700 386.28mm初取D后，还需注意摩擦片尺寸系列化和标准化，并且选取时选取尺寸应略大于 计算尺寸可承受较大静摩擦力矩。摩擦片内径d不作为一个独立的参数，它和外径 D有一定的关系。C=d/D 0.530.70表离合器摩擦片尺寸系列表外社D1 nsn1602D022525028032535C3RD405內艳山"怦110125140ISO155165175190195205220厚)如rnrn3.23.53.53.5353.53.53 544斗O.6B7(16940 7000 66?00005.70.5441i-e,J0.67606670.6570.62

13、0.7W)4.R270.84-5韋面而税132164k22130241门729ME由表选 D=405mm,d=220mm对于摩擦片厚度h,我国已规定了三种规格：3.2mm,3.5mm, 4mm初选h=4mm综上初选摩擦片参数为：D = 405 mmd = 220 mmh= 4 mmC d/D 0.543单位压力的确定P0单独考虑p的大小对摩擦片摩擦损耗的影响没有意义。但是对于离合器，降低P0就意味着要增加摩擦片面积，提高了允许磨耗，直接意义是提高了摩擦片的磨耗距离。所以P0的大小在一定程度上反映了离合器的使用寿命。P0值小，寿命长；P0值大，寿命短。所以确定摩擦片上的单位压力值 P0大小，就要

14、考虑到离合器本身的工作条件、摩擦片的直径大小、摩擦材料及其品质等因素。当摩擦片的外径比较大的时候 要适当降低摩擦面上的单位压力P0。因为在其它条件不变时，摩擦片外径的增加会造成摩 擦片外缘的线速度大，滑磨时发热严重，再加上整个零件尺寸较大，造成零件的温度 梯度也大，零件受热不均匀。趋利避害。单位压力P0应随摩擦片的外径增加而降低实际上是降低P0V值。由于采用的是螺旋弹簧，一般情况下不拖挂，基本上在公路上行驶，用以下公式计算P0?TemaxfZPoD(1 d'/D)取f =0.25，其他已知参数，代入求得po=O.O135MPa单位压力p o在容许范围之内认为所选离合器的尺寸、参数合适。

15、因此摩擦片材料是石棉基，模压成型。2.3摩擦片的一些约束条件最大圆周速度的约束摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度V d不超过65 70m/sVdnpD 65 70m/s由已知参数求得Vd1600 405 106033.92m/ s最大圆周速度：Vd满足要求。扭转减振器布置半径的约束d>2R o +50是为了保证扭转减振器的安装和其总刚度，这个由后面的扭转减振器 安装半径决定，这里不作校核。摩擦片内外径之比的约束摩擦片内外径之比C应在范围内C d/D 0.543摩擦片内外径之比满足要求。单位摩擦面积传递的转矩的约束单位摩擦面积传递的转矩的约束为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，

16、单位 摩擦面积传递的转矩应小于其许用值。表 倉趨格 D/nini<210>2 A25O>250325>325CLI. 30(L 35a 40Teo 0.062 Teo单位摩擦面积传递的转矩满足要求。单次接合的单位摩擦面积滑磨功的约束为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，接合时单位面积滑磨功应小于其许用值.对于轿车 W 0.40J / mm2,对于小于6t的商用车 W 0.33J / mm22 2 222n° marrw 4Wmax/ Z(D2-d2) w WmaxR1800 i0 igmrra为汽车总质量(kg)、为轮胎滚动半径

17、(m)、ig为起步时所用变速器挡位的传动比|0为主减速器传动比、Ne为发动机转速(r/min)参考同类车型取：乘用车 n=2000r/min，商用车n=1500r/min10R22 5由轮胎规格l0R22.5,可知轮辋直径为22.5英寸，则轮胎直径：D 10 10% 2 22.5 25.4 573.5mmr D 286.75mm则 2已知车轮的最高转速：110Km/h0.377rnv Qg根据i0ig贝U0.377rnvO.377 O.28675 警 3600 5.307110 10根据经验，商用车变速器传动比范围大约在5.08.0之间，取变速器传动比5.0则汽车起步时i°ig 5

18、5.30726.535Vmax2 1500218004Wmax2 2 Z D2 d28590 0.28675* 226.535212375.95J4 12375.9520.068J/mm单次接合的单位摩擦面积滑磨功满足条件第三章离合器零部件的结构选型及设计计算3.1从动盘选型从动盘分为两种结构形式，带扭转减振器的和不带扭转减振器。不带扭转减振器 的从动盘结构简单，重量轻。但现在几乎所有的汽车上都采用带扭转减振器的从动盘， 用以避免汽车传动系统的共振，并缓和冲力，减少噪声，延长传送系零件的。寿命， 改善汽车行驶的舒适性，并保证汽车起步平稳。不管从动盘是否带有减振器，它们都有从动片、摩擦片和从动盘

19、毂 3个基本组成部分。两者的不同之处在于不带扭转减振器的从动盘中从动片直接铆在从动盘毂上，而带扭转减振器的从动盘其从动片和从 动盘毂之间却是通过减振弹簧弹性的连接在一起。这里设计采用的是带有扭转减振器的从动盘。图3-1是离合器的各组成部件的模型图。=+、 ITMW审尼盘WV7图3-1是离合器的各组成部件的模型图在从动盘设计中考虑到以下问题:1 为了减少变速器换挡时齿轮间的冲击要使从动盘的转动惯量尽可能小。2 为了保证汽车平稳起步、摩擦片上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴 向弹性3 为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷从动盘应装有扭转减振器4 从动盘总成应具有足够的抗爆裂强度设计从动片要减

20、轻从动片重量并使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以期得到最小的转 动惯量。离合器从动盘转速的变化引起的惯性力使变速器换挡齿轮的轮齿间产生冲击 或使变速器中的同步器装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，所 以为了减小转动惯量，从动片一般都做得很薄。通常用1.32.0mm厚的钢板冲压而成。 为了进一步减小从动片的转动惯量，有时将从动片外缘的盘形部分磨薄至 0.651.0mm ，这样其质量分布就更加靠近旋转中心。为了使离合器接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 器的接合过程中，主动盘和从动盘之间的压力就逐渐匀速增加。具有轴向弹性的从动

21、片有以下3种结构形式：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片和组合式弹性从动片。在本设计中，因为设计的是商用车的离合器，故可以采用整体式弹性从动片，离合器从动片采用2伽厚的的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取405伽，内径由从动盘毂的尺寸决定，这将在以后的设计中取得。为了防止由于工作温度 升高后使从动盘产生翘曲而引起离合器分离不彻底的缺陷，还在从动钢片上沿径向开有几条切口1从动片 2摩擦片3铆钉从动盘毂发动机转矩是从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式，目前都采用齿侧定心的矩形花键。花键之 间为动配合，这样，在离合器分离和结合过

22、程中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动。为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动不产生歪斜，影响离合器的彻底分离，从动盘 毂的轴向长度不宜过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在艰难情况下工作的 离合器，其盘毂的长度更大，可达花键外径的1.4倍。从动盘的轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢（如 35、45、40Cr等），并 经调质处理。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合，应进行高频处理从动盘毂花键尺寸选择根据 GB1144 - 1974选定从动盘毂花键尺寸系列表 3 1 选尺寸入下：D/mmT

23、-nux/N m也敌fi花蹴伽(H"/mtn/nun呎力(T AFP,I1栩臥inIK32(110IHI)7010苗213细丨腐11Uia42911. 3矣昌J 6010昭黑4I L iimIDas4V281)2HU10353241CJ也7J10104032E皿7倍3fi01UWIL«3Sf)辆DUl州5hi)13 2380m10405祜15. 2THU101 Hji5513 Im80010453&5ti5H5药0105241612.从动盘外径D = 410mm 花键齿数n = 10，花键外径D '磔5mm，花键内径d '二36mm，齿厚 b = 5

24、mm，有效长度 I = 60mm，挤压应 c=13.1MPa。花键选取后应进行挤压应力c j (MPa)强度校核:Pnhlj式中，P为花键的齿侧面压力;4TemaxD d Z4 70045 362317.28 10 N其余参数见表则由公式校核得：c j=5.76MPa< oj=20 MPa。所以，所选花键尺寸能满足使用要求.从动盘摩擦材料离合器摩擦片在离合器接合过程中滑磨严重在相对很短的时间内会产生大量的 热，因此要求摩擦片具有一定的综合性能：1. 工作时间内要有相对较高的摩擦系数。2. 在整个工作寿命周期内应维持其摩擦特性。3. 在短时间内能吸收相对高的能量。4. 能承受较高的压盘作用

25、载荷。5. 能抗高转速下大的离心力载荷而不破坏。6. 在传递发动机转矩时有足够的剪切强度。7. 具有小的转动惯量 材料加工性能良好。8. 在整个正常工作过程中，和对偶材料压盘、飞轮等都要有良好的兼容摩擦性 能。9. 具有优良的性能、价格比不会污染环境。近年来 摩擦材料的种类增长极快。挑选摩擦材料的原则是：满足较高性能的标 准、成本最小、考虑替代石棉。现在，在我国离合器的摩擦材料中，多数还是以石棉为基础的材料编织而成。但是为了获得更好的耐磨性，耐热性，抗拉强度并减小从动 盘的转动惯量。这里选用比石棉更轻的有机摩擦材料。摩擦片尺寸根据离合器基本参数确定外径D=405mm 内径d=220mm 。第四

26、章压盘和离合器盖4.1压盘设计压盘的设计包括传力方式的选择及其几何尺寸的确定以及强度校核。压盘传力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，所以它应和飞轮连接在一起。但压盘在离合器分离过程中应能作自由的轴向移 动。如前面所述采用采用传动片式的传力方式。由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为 了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。压盘的几何尺寸的确定由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘外径D=410 mm ,压盘内径 d=220 m。压盘的厚度确定主要依据以下两点：1. 压盘应有足够的质量在离合器的结合过程中，由于滑

27、磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而 每次结合的时间又短（大约在 3秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去， 这样必然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重。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。由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量 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。鉴于以上两个原因压盘一般都

28、做得比较厚（载重汽车上一般不小于15 m）,但一般不小于10 m。在该设计中，初步确定：该离合器的压盘的厚度为 20 m。压盘材料选择压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数，故通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170227,其摩擦表面的光洁度不低与1.6。为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素。在本设计 中用材料为3号灰铸铁JS 1，工作表面光洁度取为1.6。4.2离合器盖的设计离合器盖一般都与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩。此外，它 还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。因此，在设计中应注意以下几个问题：(1) 离合器的

29、刚度离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能 造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此 为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为4伽的低碳钢板(如08钢板)冲 压成带加强筋和卷边的复杂形状。(2) 离合器的通风散热为了加强离合器的冷却离合器盖必须开有许多通风窗口，通常在离合器压紧弹簧 座处开有通风窗口。(3) 离合器的对中问题离合器盖内装有分离杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件，因此它相对与飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作

30、。离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内 圆止口对中.第五章离合器的分离装置5.1分离杆设计1. 分离杠杆结构型式在离合器分离和接合过程中踏板与压盘之间运动的最后环节为分离杆。周置螺旋弹簧离合器的分离杆数目采用 36个。2. 分离杠杆的结构a. 分离杠杆应具有足够的刚度，以免分离时杆件弯曲变形过大，降低离合器操纵机构 的传动效率，减小了压盘行程，使分离不彻底，分离杆中加入加强板。b. 应使分离杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干涉。分离离合器时压盘沿其轴线做平行移动，分离杆与压盘的

31、铰接点也跟着压盘一起平移。与此同时，这个铰接点还必须绕分离杆的中间支点做圆弧运动。显然同一个点同时要做两个运动 是不可能的，这就是所说的运动干涉现象。综上所以采用摆动块式的分离杆。3. 数量、选材和尺寸分离杆材料和热处理：分离杆由低碳钢板，08钢或由中碳钢,35号钢，锻造而成。为了 提高耐磨性能，表面进行氰化处理，层深0.150.3mm,硬度为HRC5863。分离杆的尺寸的杠杆比取分i=5,分离杆数量选3个。取分离杆、压盘的铰接点与分离杆、离 合器盖的铰接点的距离f=10mm，分离杆、离合器盖的交接点与摆动块之间的距离 e=50mm 。5.2分离轴承及分离套筒分离轴承在工作过程中主要承受轴向力

32、。在分离离合器时，由于分离轴承的旋转， 在离心力的作用下，它同时还受到径向力。所以在离合器采用的分离轴承主要有两类， 径向推力轴承和推力轴承，径向推力轴承适用于高速、低轴向负荷的情况。推力轴承 则适用于低速、高轴向负荷的情况。在以往的设计中，分离轴承的内圈通常配在铸造 的分离套筒上，而分离套筒则装在变速器第一轴轴承盖套管的外轴径上，可以自由移 动，分离离合器时轴承内座圈不动，外座圈旋转。在离合器处于接合状态时，分离轴 承的端面与分离杆的内端之间应留有间隙S =34mm ，以便在摩擦片磨损的情况下， 分离杆内端后退而不致妨碍压盘继续压紧摩擦片，以保证可靠地传递发动机转矩。这 个间隙反映在踏板上为

33、一段自由行程。由于本设计选用的发动机最高转速较低，所以选用标准推力轴承，根据花键尺寸， 选取51210，内径50mm，外径78mm，平面座型推力轴承。第六章圆柱螺旋弹簧设计6.1结构设计要点压紧弹簧沿着离合器压盘圆周布置时通常都用圆柱螺旋弹簧。螺旋弹簧的两端拼 紧并磨平，这样两端支承面较大，各圈受力均匀，且弹簧垂向的垂直偏差较小。为了 使离合器摩擦片上有均匀的压紧力，螺旋弹簧的数目一般多于6个，而且应该随着摩擦片的外径的增大而增加弹簧数量。在布置圆柱螺旋弹簧时，要注意分离杆的数目， 使弹簧均匀分布于分离杆之间。因此弹簧的数目Z应该是分离杆数n的倍数。6.2结构设计本次设计的周布式弹簧离合器采用

34、的压紧弹簧是圆柱螺旋弹簧。在设计螺旋弹簧 的时候，螺旋弹簧的两端必须保证平整且螺旋弹簧一二圈之间没有间隙，每一端需保 证有一圈是齐平的，这样可以增加螺旋弹簧与压盘和离合器盖的接触面积。也能保证弹簧工作时各圈的受力均衡，而却不会倾斜。螺旋弹簧是周布在压盘上的，而弹簧的数目通常不少于6个。但是如果摩擦片的外径很大的话，螺旋弹簧的数目就必须增加而却是分离杆的整数倍，。具体的关系见表，这样可以使离合器摩擦片上有均匀的压紧力。表周置圆柱弹簧的数目摩擦片外径/mm螺旋弹簧数目<200620028091228038012183804501830在本设计中根据摩擦片外径D=405mm,取螺旋弹簧数Z=2

35、0。6.3弹簧的材料及许用应力周布弹簧离合器的弹簧钢丝直径不大，通常在 4mm左右，工作环境的温度也在 正常状态下，所以它的材料一般选用65Mn钢、碳素弹簧钢等。弹簧材料的许用应力 对于碳素和硅锰钢其推荐许用应力一般为(0.3 0.4) b约为(450 600)MPa。离 合器的压紧弹簧的直径较小则用冷卷法制成。但是一般都不会做淬火处理，用低温回 火来消除内应力就行了。本设计选用 65Mn钢。6.4弹簧的参数计算每一个弹簧的工作压力P：设计圆柱螺旋弹簧时，应根据摩擦片的外径D选定弹簧数目Z,并根据离合器工作的总压力P，确定每一个弹簧的工作压力 P：式中:P为工作总压力，NZ为离合器压簧数目。通

36、过下式计算工作总压力:emax1.6 700fD 1 d/D0.25 4051 220/40510 37169N每个弹簧的工作压力：P = 358.4 N6.4离合器弹簧数据表:力艸科D/rrm丄脂禺HE自由高度UQ/rrm£IH星扎应力 r/MPa27J.7J4A)5ti4422055444J273.734UK0224J623490573.7S445a7-45?41-7.64.044)627-26m304.044Jbl7144760304.07517少1BIS274.02731480S由6.4离合器弹簧数据表的单个弹簧参数如下：根据p=358.4N 选择下面一组数据工作压力P=39

37、0N弹簧外径D=27mm钢丝直径d=3.75mm、3工作高度H=40mm 自由高度Ho=58mm 总圈数n= 84弹簧刚度K=22.0N/mm最大应力=554MPa对于此弹簧数据的校核：弹簧中径Dm=D-d=23.25mm弹簧指数C= D2 =6.2d4C -10.615曲度系数K'=1.244C-4 C弹簧的附加变形量对于单片离合器 f/mm 1.5 2.5mm。本设计取V 1.9弹簧最大负荷 Pmax /NPmax K f P 1.24 1.9 358.4360.76N554N 通过验算可知满足强度要求。第七章扭转减震器7.1扭转减震器的设计扭转减振器主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶

38、）和阻尼元件（阻尼片）等组成。弹性元 件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶（通常为三阶）固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起 的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。所以，扭转减振器具有如下功 能：1. 降低发动机曲轴与传，动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。2. 增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭 振。3控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声 和主减速器与变速器的扭振与噪声。4缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。减振器

39、的扭转刚度k和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩T是两个主要参数。其设计参 数还包括极限转矩、预紧转矩Tn和极限转角j等。1. 极限转矩Tj极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙1时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可取：Tj 1.5Temax 1.5 7001050N mm2. 扭转刚度c扭转刚度是为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度c，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。c决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸，需要加在从动片上的转矩为：2T 1000CZ R式中：C:弹簧刚度Z:弹簧数目Ri:减震器弹簧分布半径设计时可按经验

40、来初选是cc 13Tj 13 1050 13650 N m可知：c =13650(N m)3. 阻尼摩擦转矩Tf由于减振器扭转刚度是，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地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转 矩，通过计算与实践表明Tf 一般可按下式初选：Tf (0.06 0.17)Temax取： Tf 0.14 70098N m4. 预紧转矩Ty减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明， Ty增加，共振频率将向减小频 率的方向移动，这是有利的。但是Ty不应大于Tf，否则在反向工作时，扭转减振器将 提前停止工作，故取：Ty = (0.05-0.

41、15)T emax =0.1 X700=70N m5. 减振弹簧的位置半径R1Ri的尺寸应尽可能大些，一般取：Ri (0.60 0.75)-2 式中，-为离合器摩擦片的内径。由于摩擦片的内径要满足-2Ri 50 mm结合两个条件，取 Ri=37.5mm6. 减振弹簧个数Z表7.1减振弹簧数目参考表摩擦片外径D/mm225-250250-325325-350>350减震弹簧数4-66-88-10>10目由于D= 405 mm,取 Z=127. 扭转减振器减振弹簧的总压力当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大TjP 总 Tj / Ri式中：Tj =1050N m代

42、入，得：P总=28000N每个弹簧工作压力：P= P总/z =2333N8. 限位销直径限位销直径-按结构布置选定，一般-=9.512mm，本设计取-=11mm9. 从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些，如图所示图7.2从动盘窗口尺寸简图一般推荐A1-A=a=1.416mm。这样，当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参加工作，刚度较小，有利于缓和冲击。本设计取a=1.5mm ,A=25mm ,A仁26.5mm。10. 减振弹簧的尺寸确定图7.3减振弹簧计算简图在初步选定减振可根据布置上的可能器的主要尺寸后，即来确定和减振弹簧设计的相关尺寸弹簧的平均直径D2: 一般由结构布置决定，通常选取 D2=1115左右。本设计选取 D2=12mm 。弹簧钢丝直径：8PD23 8 2333 °.。124.9mm600 106式中：扭转许用应力 =550600MPa , di算出后应该圆整为标准值，一般为34mm 左右。故d1 =4.00mm，符合上述要求。减振弹簧刚度：c五祜1000 37.52 15647.1lN/mm减振弹簧的有效圈数44Gdi83000 48D23c 8 123 647.112.4式中：G为材料的扭转弹性模数减振弹簧的总圈数n i 1.52 =4.4减振弹簧在最大