汽車離合器設(shè)計(jì).doc

目 錄第一章 緒論31.1 前言31.2 課程設(shè)計(jì)目的31.3 設(shè)計(jì)要求41.4 技術(shù)參數(shù)及設(shè)計(jì)要求51.5 設(shè)計(jì)步驟5第二章 離合器摩擦片參數(shù)的確定62.1 后備系數(shù)62.2 單位壓力62.3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩62.4 摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙t62.5 摩擦片參數(shù)的選擇72.5.1 初選摩擦片外徑D、內(nèi)徑d、厚度b72.6 離合器基本參數(shù)的校核82.6.1 最大圓周速度82.6.2 直徑誤差82.6.3 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩82.6.4單位摩擦面積滑磨功8第三章 膜片彈簧的設(shè)計(jì)103.1 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇103.1.1 截錐高度H與板厚h和板厚h的選擇103.1.2 自由狀態(tài)下碟簧部分大端R、小端r的選擇103.1.3 膜片彈簧起始圓錐底角的選擇103.1.4 分離指數(shù)目n的選取103.1.5 切槽寬度、及半徑103.1.6 壓盤加載點(diǎn)半徑和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑的確定103.1.7 膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇113.1.8 膜片彈簧材料123.2 膜片彈簧的彈性特性曲線133.3 膜片彈簧的相關(guān)參數(shù)如表3-113第四章 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)144.1 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)144.1.2 扭轉(zhuǎn)剛度k144.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩154.1.4 拉緊力矩154.1.5 減振彈簧的位置半徑154.1.6 減振彈簧個(gè)數(shù)Z154.2 減振彈簧的計(jì)算164.2.1 減振彈簧的分布半徑R164.2.2 單個(gè)減振器的工作壓力P164.2.3 減振彈簧尺寸16第五章 離合器其它主要部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)195.1 從動(dòng)盤轂的設(shè)計(jì)195.2 從動(dòng)片的設(shè)計(jì)205.3 離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求：205.4 壓盤的設(shè)計(jì)215.5 壓盤的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與選擇21第六章 參考文獻(xiàn)23第一章 緒論1.1 前言對(duì)于內(nèi)燃機(jī)為動(dòng)力的汽車，離合器在機(jī)械傳動(dòng)系中是作為一個(gè)獨(dú)立的總成而存在的，按動(dòng)力傳遞順序來說，離合器應(yīng)是傳動(dòng)系中的第一個(gè)總成。目前，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器，摩擦離合器是一種依靠主、從動(dòng)部分之間的摩擦來傳遞動(dòng)力且能分離的裝置。它主要包括主動(dòng)部分、從動(dòng)部分、壓緊機(jī)構(gòu)和操作機(jī)構(gòu)等四部分。離合器是設(shè)置在發(fā)動(dòng)機(jī)與變速器之間的動(dòng)力傳遞機(jī)構(gòu)，其主要功用是：切斷和實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)傳動(dòng)系的動(dòng)力傳遞，保證汽車起步時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系統(tǒng)平順地結(jié)合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系統(tǒng)分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的動(dòng)載荷時(shí)，能限制傳動(dòng)系統(tǒng)所承受的最大轉(zhuǎn)矩，以防止傳動(dòng)系各零部件因過載而損壞；有效地降低傳動(dòng)系中的振動(dòng)和噪聲。隨著汽車發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、功率的不斷提高和汽車電子技術(shù)的高速發(fā)展，人們對(duì)離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動(dòng)操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)的高轉(zhuǎn)速，增加離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力和簡(jiǎn)化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢(shì)。1.2 課程設(shè)計(jì)目的汽車設(shè)計(jì)課程是培養(yǎng)學(xué)生具有汽車設(shè)計(jì)能力的專業(yè)基礎(chǔ)課，課程設(shè)計(jì)則是學(xué)生在學(xué)習(xí)了汽車構(gòu)造、汽車設(shè)計(jì)等課程后一項(xiàng)重要的實(shí)踐性教學(xué)環(huán)節(jié)，基本的目的是：通過課程設(shè)計(jì)，綜合運(yùn)用汽車設(shè)計(jì)課程和其它選修課程的理論和實(shí)踐知識(shí)，解決汽車設(shè)計(jì)問題，掌握汽車設(shè)計(jì)的一般規(guī)律，樹立正確的設(shè)計(jì)思想，培養(yǎng)分析和解決實(shí)際問題的能力。學(xué)會(huì)分析和評(píng)價(jià)汽車及各總成的結(jié)構(gòu)與性能，合理選擇結(jié)構(gòu)方案及有關(guān)參數(shù)，掌握一些汽車主要零部件的設(shè)計(jì)與計(jì)算方法。學(xué)會(huì)考慮所設(shè)計(jì)部件的制造工藝性、使用、維護(hù)、經(jīng)濟(jì)和安全等問題，培養(yǎng)汽車設(shè)計(jì)能力 。通過計(jì)算，繪圖，熟練運(yùn)用標(biāo)準(zhǔn)，規(guī)范，手冊(cè)，圖冊(cè)和查閱有關(guān)技術(shù)資料，進(jìn)一步培養(yǎng)學(xué)生的專業(yè)設(shè)計(jì)技能。鼓勵(lì)學(xué)生充分利用計(jì)算機(jī)進(jìn)行參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)，CAD繪圖，鍛煉學(xué)生利用計(jì)算機(jī)進(jìn)行設(shè)計(jì)和繪圖的能力。1.3 設(shè)計(jì)要求通過課程設(shè)計(jì)，對(duì)轎車離合器的結(jié)構(gòu)、從動(dòng)盤總成、壓盤和離合器蓋總成及膜片彈簧的設(shè)計(jì)有比較深入的熟悉并掌握。首先通過查閱文獻(xiàn)、上網(wǎng)查閱資料，了解汽車離合器的基本工作原理，結(jié)構(gòu)組成及功能；通過對(duì)車型分析，路況分析和型式分析，制定出總體設(shè)計(jì)方案。并對(duì)轎車膜片彈簧離合器進(jìn)一步的認(rèn)知和建模，并在指導(dǎo)老師的幫助下完成膜片彈簧離合器設(shè)計(jì)。為了保證離合器具有良好的工作性能，設(shè)計(jì)的汽車離合器應(yīng)滿足如下基本要求： （1）在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲(chǔ)備。為此，離合器的摩擦力矩應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩；（2）接合平順、柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加，以保證汽車起步時(shí)沒有抖動(dòng)和沖擊。 （3）分離時(shí)要迅速、徹底。 （4）離合器從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小，以減輕換擋時(shí)變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 （5）應(yīng)具有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 （6）應(yīng)避免汽車傳動(dòng)系共振，具有吸收震動(dòng)、緩和沖擊和減小噪聲能力。（7）操縱輕便、準(zhǔn)確，以減輕駕駛員的疲勞，尤其是對(duì)城市行駛的轎車和公共汽車，非常重要； （8）作用在從動(dòng)盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中的變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 （9）摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損，摩擦襯面磨損在一定范圍內(nèi)時(shí)，要能通過調(diào)整，使離合器正常工作（10）應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和良好的動(dòng)平衡，以保證其工作可靠、壽命長。 （11）結(jié)構(gòu)應(yīng)簡(jiǎn)單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。1.4 技術(shù)參數(shù)及設(shè)計(jì)要求表1.1 車型參數(shù)爬坡度最大功率/轉(zhuǎn)速最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速車身 總質(zhì)量一檔 傳動(dòng)比主減 速比4574kw/52000rpm155Nm/38000rpm1140kg3.4554.111本次設(shè)計(jì)要求如下：（1）離合器裝配圖一張 視圖投影準(zhǔn)確，結(jié)構(gòu)合理，畫法規(guī)范，圖面整潔，字體按規(guī)定用工程字書寫，標(biāo)題欄及零件明細(xì)表完整。（2）零件圖（四號(hào)圖紙，非標(biāo)準(zhǔn)零件由老師指定）要求結(jié)構(gòu)合理，尺寸公差標(biāo)注規(guī)范，基準(zhǔn)選擇恰當(dāng)。（3）課程設(shè)計(jì)說明書一份（用統(tǒng)一規(guī)格）。1.5 設(shè)計(jì)步驟（1）熟悉離合器結(jié)構(gòu)及相關(guān)理論知識(shí)。（2）根據(jù)所給題目進(jìn)行車型分析，道路情況分析，所設(shè)計(jì)部件型式分析，進(jìn)行主要參考型選擇以及設(shè)計(jì)計(jì)算。（3）繪制離合器總成裝配圖。（4）繪制主要零件圖。（5）編寫設(shè)計(jì)說明書。第二章 離合器摩擦片參數(shù)的確定2.1 后備系數(shù) 后備系數(shù)是離合器設(shè)計(jì)中的一個(gè)重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時(shí)，應(yīng)考慮到摩擦片在使用中磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩、防止離合器滑磨時(shí)間過長、防止傳動(dòng)系統(tǒng)過載以及操縱輕便等因素。 各類汽車離合器的取值范圍見表2-1。表2-1 離合器后備系數(shù)的取值范圍車型后備系數(shù)乘用車及最大質(zhì)量小于6t的商用車1.20-1.75最大總質(zhì)量為6-14t的商用車1.50-2.25掛車1.80-4.00 根據(jù)設(shè)計(jì)要求本次課程設(shè)計(jì)的后備系數(shù)范圍為1.20-4.0，取=1.2。2.2 單位壓力 當(dāng)摩擦片采用不用的材料時(shí)，取值范圍見表2-2。表2-2 摩擦片單位壓力P0的取值范圍摩擦片材料單位壓力/MPa石棉基材料模壓0.15-0.25編織0.25-0.35粉末冶金材料銅基0.35-0.50鐵基金屬陶瓷材料0.70-1.50 選擇：,本次設(shè)計(jì)選取2.3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩2.4 摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙t摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。各種摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍見表2-3表2-3 摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍摩擦材料摩擦因數(shù)f石棉基材料模壓0.20-0.25編織0.25-0.35粉末冶金材料銅基0.25-0.35鐵基0.35-0.50金屬陶瓷材料0.4 本次設(shè)計(jì)取f=0.20。摩擦面數(shù)Z為離合器從動(dòng)盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩的大小及其結(jié)構(gòu)尺寸。在前面的設(shè)計(jì)分析中已經(jīng)陳述了本次設(shè)計(jì)選用的是雙片推式膜片彈簧離合器，因此Z=4。離合器間隙t是指離合器處于正常結(jié)合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時(shí)，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全結(jié)合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。該間隙t一般為34mm。本次設(shè)計(jì)取t=3mm。2.5 摩擦片參數(shù)的選擇2.5.1 初選摩擦片外徑D、內(nèi)徑d、厚度b 摩擦片外徑是離合器基本尺寸，它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和壽命，它和離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩大小有一定關(guān)系。D= =178mm (2-1)取D =180mm離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表2-4外徑D/mm160180200225250280300325350380405430內(nèi)徑d/mm110125140150155165175190195205220230厚度b/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444c=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351- c30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847單位面積1061321602213024024665466787299081037摩擦片標(biāo)準(zhǔn)系列尺寸，取 。2.6 離合器基本參數(shù)的校核2.6.1 最大圓周速度 式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）； 為發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速取4000； 為摩擦片外徑徑取180；故符合條件。2.6.2 直徑誤差 摩擦片的內(nèi)、外徑比c應(yīng)在0.530.70范圍內(nèi)，本次設(shè)計(jì)取c = =0.694 ,代入（2-1）中 得D=176mm, D與D的誤差在13mm之間，符合要求。2.6.3 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩=(N/)式中，為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩186； 式中，為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩（Nm/）；為其許用值（Nm/），按下表2-5選取。表2-5 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值離合器規(guī)格D/mm0.280.300.350.40當(dāng)摩擦片外徑D210mm時(shí)，=0.28N/0.0008N/，故符合要求2.6.4單位摩擦面積滑磨功 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次結(jié)合的單位摩擦面積滑磨功w應(yīng)小于其許用值w。 汽車起步時(shí)離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J)為： W = () = () = 11143.0(J)式中，W為汽車起步時(shí)離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J) m 為汽車總質(zhì)量取1140kg； rr 為輪胎滾動(dòng)半徑0.3m； i為汽車起步時(shí)所用變速器檔位的傳動(dòng)比3.455； i為主減速器傳動(dòng)比4.111； n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min),乘用車n取2000 r/min;w = = = 0.38J/mm 式中，W為汽車起步時(shí)離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功取11143J滿足w =2,則=r-2=100-10=90mm故取80mm.3.1.6 壓盤加載點(diǎn)半徑和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑的確定 和需滿足下列條件：故選擇115mm， 106mm. 校核： (壓緊) (分離) (壓緊) (分離)故滿足條件。3.1.7 膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇 膜片彈簧工作點(diǎn)位置如圖3.1所示，該曲線的拐點(diǎn)H對(duì)應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且。新離合器在接合狀態(tài)時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)B一般取在凸點(diǎn)M和拐點(diǎn)H之間，且靠近或在H點(diǎn)處，一般，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內(nèi)的壓緊力從到變化不大。當(dāng)分離時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)從B變到C。為最大限度的減小踏板力，C點(diǎn)應(yīng)盡量靠近N點(diǎn)。圖3.1 膜片彈簧工作點(diǎn)位置3.1.8 膜片彈簧材料制造膜片彈簧用的材料，應(yīng)具有高的彈性極限和屈服極限，高的靜力強(qiáng)度及疲勞強(qiáng)度，高的沖擊強(qiáng)度，同時(shí)應(yīng)具有足夠大的塑性變形性能。按上述要求，國內(nèi)常用的膜片彈簧材料為硅錳鋼60Si2MnA。3.1.9 膜片彈簧強(qiáng)度計(jì)算與應(yīng)力校核 分析表明，B點(diǎn)的應(yīng)力值最高，通常只計(jì)算B點(diǎn)的應(yīng)力來校核膜片彈簧碟簧的強(qiáng)度。由參考文獻(xiàn)1P65可知B點(diǎn)的應(yīng)力為=E/（12）/r(e-r) 2/2（e-r）+h/2 令對(duì)的導(dǎo)數(shù)等于零,可求出達(dá)到極大值時(shí)的轉(zhuǎn)角 =+h/(e-r)/2 自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的圓錐底角=0.245 rad; 中性點(diǎn)半徑e=(R-r)/(R/r)=（96-82）/(96/82)=108.629 mm。此時(shí) =0.245+3/(108.629-82)/2=0.386 rad 離合器徹底分離時(shí),膜片彈簧子午斷面的實(shí)際轉(zhuǎn)角為 f=2*1f /(R1-r1)/2=2* 1.4/（90-82）/2=0.088rad 此時(shí)，則計(jì)算時(shí)取，所以 =2.1100000/（1-0.32）/80（108.629-98）0.0882/2-（108.629-98）0.245+6/2 0.088=-753.55（） 為一個(gè)分離指根部的寬度, =2r/n=23.1482/18=28.6 mm。所以 =6（82- 35）675.2/（1828.662）=102.7（） 考慮到彎曲應(yīng)力是與切向壓應(yīng)力相互垂直的拉應(yīng)力，根據(jù)最大切應(yīng)力強(qiáng)度理論，B點(diǎn)的當(dāng)量應(yīng)力為 =102.7（753.55）=856.25（） 在這次設(shè)計(jì)中，膜片彈簧材料采用60Si2MnA，所以=846.25符合jB15001700MPa的強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線 假設(shè)膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上地某中性點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)。 向變形為(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示：式中，E彈性模量，鋼材料取E=2.06Mpa； b泊松比，鋼材料取b=0.3； R自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑，mm； r自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑，mm； 壓盤加載點(diǎn)半徑，mm； 支承環(huán)加載點(diǎn)半徑，mm； h膜片彈簧鋼板厚度，mm。 圖形如下：圖3.2 彈性特性曲線3.3 膜片彈簧的相關(guān)參數(shù)如表3-1表3-1截錐高度H板厚h分離指數(shù)n圓底錐角4.8mm2.4mm1814第四章 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)4.1 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù) 4.1.1 帶扭轉(zhuǎn)減振器的的從動(dòng)盤結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下圖4.1所示彈簧摩擦式:圖4.1 帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動(dòng)盤總成結(jié)構(gòu)示意圖1從動(dòng)盤；2減振彈簧；3碟形彈簧墊圈；4緊固螺釘；5從動(dòng)盤轂；6減振摩擦片7減振盤；8限位銷 由于現(xiàn)今離合器的扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)大多采用以往經(jīng)驗(yàn)和實(shí)驗(yàn)方法通過不斷篩選獲得,且越來越趨向采用單級(jí)的減振器。極限轉(zhuǎn)矩受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取，T=(1.52.0) 其中，對(duì)于乘用車，系數(shù)取2.0。 則 T=2.02.0155310（）4.1.2 扭轉(zhuǎn)剛度k 由經(jīng)驗(yàn)公式初選k 即kT133104030（Nm/rad）4.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 可按公式初選（0.060.17）取 =0.1 =0.1155=15.5()4.1.4 拉緊力矩 減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊。 滿足以下關(guān)系：（0.050.15）且15.5 而（0.050.15）7.7523.25 則初選20Nm4.1.5 減振彈簧的位置半徑的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取=(0.600.75)d/2則取=0.65d/2=0.65125/2=40.6(mm),可取為42mm.4.1.6 減振彈簧個(gè)數(shù)Z表4-1 減振彈簧的選取摩擦片外徑 當(dāng)摩擦片外徑D250mm時(shí)，Z=46故取=44.1.7 減振彈簧總壓力F 當(dāng)減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值時(shí)，減振彈簧受到的壓力F為FT/R0310/(42)7.38(kN)4.1.8 極限轉(zhuǎn)角 本次設(shè)計(jì)= 4.2 減振彈簧的計(jì)算 在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振器設(shè)計(jì)相關(guān)的尺寸。4.2.1 減振彈簧的分布半徑R R的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取R=(0.600.75)d/2式中，d為離合器摩擦片內(nèi)徑故R=0.65d/2=0.65125/2=40.625(mm)，即為減振器基本參數(shù)中的R4.2.2 單個(gè)減振器的工作壓力PP= F/Z=7380/41845(N)4.2.3 減振彈簧尺寸1）彈簧中徑D 其一般由布置結(jié)構(gòu)來決定，通常D=1115mm故取D=12mm2）彈簧鋼絲直徑dd=4.84mm式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力可取550600Mpa,故取為580Mpad取5.0 mm3）減振彈簧剛度k 應(yīng)根據(jù)已選定的減振器扭轉(zhuǎn)剛度值k及其布置尺寸R1確定，即k=407.4(N/)4）減振彈簧有效圈數(shù) 彈簧的切變模量，E=19600,GB/T 123676，表30.2-4 所以 =4.55）減振彈簧總?cè)?shù)n 其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間的關(guān)系為 n=+(1.52)=6 減振彈簧最小高度=33mm 彈簧總變形量mm 減振彈簧總變形量=33+4.52=37.52mm 減振彈簧預(yù)變形量=0.201mm 減振彈簧安裝工作高度=37.52-0.201=37.31mm6）限位銷與從動(dòng)盤轂缺口側(cè)邊的間隙式中，為限位銷的安裝尺寸。值一般為2.54mm。所以可取為3.8mm, 為72mm.7）限位銷直徑 按結(jié)構(gòu)布置選定，一般9.512mm。可取為10mm8）選擇旋繞比，計(jì)算曲度系數(shù) 根據(jù)下表選擇旋繞比表4-2 旋繞比的薦用范圍d/mmC 確定旋繞比，曲度系數(shù)扭轉(zhuǎn)減振器相關(guān)參數(shù)表4-3極限轉(zhuǎn)矩阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩預(yù)緊轉(zhuǎn)矩減振彈簧的位置半徑減振彈簧個(gè)數(shù)216 Nm10.8 Nm10 Nm46mm4第五章 離合器其它主要部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5.1 從動(dòng)盤轂的設(shè)計(jì) 從動(dòng)盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動(dòng)機(jī)傳來的全部轉(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對(duì)中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的遲鈍可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩T表5-1 從動(dòng)盤轂花鍵的尺寸摩擦片外徑 D/mm發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩T/(Nm)花鍵尺寸擠壓應(yīng)力/MPa齒數(shù)n外徑D/mm內(nèi)徑d/mm齒厚t/mm有效尺長l/mm160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0 本次設(shè)計(jì)D = 180 mm ，T= 155Nm 故選擇花鍵類型為：摩擦片外徑 D/mm發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩T/(Nm)花鍵尺寸擠壓應(yīng)力/齒數(shù)n外徑D/mm內(nèi)徑d/mm齒厚t/mm有效尺長l/mm1806910262132011.6 花鍵尺寸選定后應(yīng)進(jìn)行擠壓應(yīng)力 ()及剪切應(yīng)力()的強(qiáng)度校核： 式中： ，分別為花鍵外徑及內(nèi)徑，mm； n花鍵齒數(shù)； ，b分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬，mm； z從動(dòng)盤毅的數(shù)目； 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N.mm。 從動(dòng)盤毅通常由40Cr ， 45號(hào)鋼、35號(hào)鋼鍛造，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，HRC2832。 由表3-1選取得： 花鍵齒數(shù)n=10； 花鍵外徑D=26mm； 鍵內(nèi)徑d=21mm；鍵齒寬b=3mm； 有效齒長l=20mm；擠壓應(yīng)力=11.6MPa； 校核計(jì)算如下： =6.60MPa； =4.99MPa；符合強(qiáng)度得要求。5.2 從動(dòng)片的設(shè)計(jì) 從動(dòng)盤對(duì)離合器工作性能影響很大，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)滿足如下要求： 1) 從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)盡可能小，以減小變速器換擋時(shí)輪齒間的沖擊。 2) 從動(dòng)盤應(yīng)具有軸向彈性，使離合器結(jié)合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。 3) 應(yīng)安裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動(dòng)系共振，并緩和沖擊。 本次設(shè)計(jì)初選從動(dòng)片厚度為2mm5.3 離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求： 1) 應(yīng)具有足夠的剛度，否則影響離合器的工作特性，增大操縱時(shí)的