膜片彈簧離合器設計說明書_圖文

1、目錄1.設計方案概述 31.1 離合器設計的任務 31.2 設計原則、目標 32 離合器結構方案選擇 42.1離合器種類選擇 42.2從動盤數(shù)選擇 42.3壓緊彈簧和布置形式選擇 42.4壓盤驅動形式選擇 52.5扭轉減振器 52.6離合器的操縱機構選擇 53離合器主要參數(shù)的選擇 63.1摩擦片 63.1.1 后備系數(shù) 63.1.2 單位壓力 63.1.3摩擦片外徑D，內徑d 和厚度h 3.1.4摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙t的確定 73.1.5摩擦片參數(shù)約束條件的檢驗 73.2從動盤 73.2.1從動片的結構形式、材料及基本尺寸 83.2.2 從動盤轂 83.2.3 從動盤摩擦材料 8

2、3.3壓盤和離合器蓋 93.3.1 壓盤傳力方式的選擇 93.3.2 壓盤幾何尺寸的確定 93.3. 3 壓盤及傳動片的材料 103.3.4 傳動片的設計及強度校核 103.3.5 離合器蓋設計 113.4 膜片彈簧設計 123.4.1 H/h比值選擇 123.4.2膜片彈簧工作點位置的選擇 123.4.3 比值Rr和R、r的確定 133.4.4 膜片彈簧起始圓錐底角的選擇 133.4.5 膜片彈簧小端半徑rf 及分離軸承作用半徑rp 133.4.6 爪數(shù)目n和切槽寬度1 、窗孔槽寬度2 及半徑rc 133.4.7 支承環(huán)平均半徑L和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑l 133.4.8 膜片彈簧及工藝&

3、#160; 133.5扭轉減振器主要參數(shù)的選擇 143.5.1極限轉矩Tj 143.5.2扭轉角剛度 153.5.3 阻尼摩擦轉矩 153.5.4預緊轉矩 153.5.5減振彈簧的位置半徑Ro 153.5.6減振彈簧個數(shù) 163.5.7減振彈簧總壓力 163.5.8極限轉角針 163.5.9減振彈簧計算 163.6分離軸承總成設計 18結論及參考文獻 19附錄 201.設計方案概述本設計進行的是客車離合器總成的設計，通過對對給定汽車參數(shù)的分析，確定離合器結構方案，并計算離合器主要參數(shù)，最后繪制離合器總成圖。設計已知參數(shù)如下：根據(jù)以上參數(shù)查相關車型標準得：車型最大車速(Km比功率(Kw比轉矩(N

4、m客車1001235根據(jù)以上參數(shù)查相關車型標準得：額定裝載質量（kg）最大總質量(kg最大車速(Km比功率(Kw比轉矩(Nm變速器一檔傳動比ig主減速比i0輪胎型號60001072010012357.645.8978.25R20摩擦離合器主要由主動部分（發(fā)動機飛輪、離合器蓋和壓盤等）、從動部分（從動盤）、壓緊機構（壓緊彈簧）和操縱機構（分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件等）四部分組成。主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結構。操縱機構是使離合器主、從動部分分離的裝置。 汽車離合器設計的基本要求:(1）在任何行駛條件下，能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩。(2）接合時平

5、順柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。(3）分離時要迅速、徹底。(4）從動部分轉動慣量小，減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊。(5）有良好的吸熱能力和通風散熱效果，保證離合器的使用壽命。(6）避免傳動系產(chǎn)生扭轉共振，具有吸收振動、緩和沖擊的能力。(7）操縱輕便、準確。(8）作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中變化要盡可能小，保證有穩(wěn)定的工作性能。(9）應有足夠的強度和良好的動平衡。(10）結構應簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調整方便等。 1.1 離合器設計的任務(1 從技術先進性、生產(chǎn)合理性和使用要求出發(fā)，正確選擇性能指標、質量和主要尺寸參數(shù)，提出總成設計方案，為各零件設計提供整體

6、參數(shù)和設計要求；(2 對各零件進行合理布置和運動校核；(3 對整體性能進行計算和控制，保證汽車主要性能指標實現(xiàn)；(4 協(xié)調好整體總成與零件之間的匹配關系，配合零件完成布置設計，使整體的性能、可靠性達到設計要求。1.2 設計原則、目標（1）離合器的選型應根據(jù)汽車型譜、市場需求、產(chǎn)品的技術發(fā)展趨勢和企業(yè)的產(chǎn)品發(fā)展規(guī)劃進行。（2）選型應在對同類型產(chǎn)品進行深入的市場調查、使用調查、生產(chǎn)工藝調查、樣車結構分析與性能分析及全面的技術、進行分析的基礎上進行（3）應從已有的基礎出發(fā)，對原有離合器和引進的樣本進行分析比較，繼承優(yōu)點，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先進技術與結構，開發(fā)新型離合器。（4）涉及應遵守有

7、關標準、規(guī)范、法規(guī)、法律，不得侵犯他人專利。（5）力求零件標準化、部件通用化、產(chǎn)品系列化。2 離合器結構方案選擇根據(jù)設計原則，目標和用戶的需求特點，設計人員要提出被開發(fā)離合器的整體結構方案，主要包括以下幾部分：（1）離合器種類選擇（2）從動盤數(shù)選擇（3）壓緊彈簧和布置形式選擇（4）壓盤驅動形式選擇（5）扭轉減振器（6）離合器的操縱機構選擇2.1離合器種類選擇離合器有摩擦式，電磁式，液力式三種類型。離合器大都根據(jù)摩擦原理設計的。摩擦式應用廣泛。摩擦式工作表面形狀包括錐形、鼓形和盤形，錐形和鼓形其從動部分轉動慣量太大，引起變速器換檔困難，且結合不夠柔和，易卡住。故選擇盤形摩擦式離合器。2.2從動盤

8、數(shù)選擇單片離合器（圖2-1）結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底、接合平順。雙片離合器（圖2-2）傳遞轉矩的能力較大，徑向尺寸較小，踏板力較小，接合較為平順。但中間壓盤通風散熱不良，分離也不夠徹底。多片離合器主要用于行星齒輪變速器換擋機構中。它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小，使用壽命長等優(yōu)點，主要應用于重型牽引車和自卸車上。 對于10噸的客車，選擇單片離合器。 圖2-1單片離合器 圖2-2雙片離合器2.3壓緊彈簧和布置形式選擇周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞扭矩的能力降低，另外，彈簧到它定位面上，造

9、成接觸部位嚴重磨損，會出現(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。 中央彈簧此結構軸向尺寸大。斜置彈簧在重型汽車上使用，突出優(yōu)點是工作性能十分穩(wěn)定，踏板力較小。膜片彈簧彈簧壓力在摩擦片允許范圍內基本不變，能保持傳遞的轉矩大致不變，另外它兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，質量小。由于它大斷面環(huán)形與壓盤接觸，其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，提高使用壽命，平衡性好。 推式摸片彈簧結構簡單，安裝拆卸較簡單，分離行程比拉式小。 故選擇推式膜片斜置彈簧。（圖2-3）圖2-3 推式膜片彈簧離合器2.4壓盤驅動形式選擇窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們缺點是在聯(lián)接件間有間隙，在驅動中將產(chǎn)生

10、沖擊噪聲，而且零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低離合器傳動效率。傳動片式此結構中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，簡單可，壽命長。故選擇傳動片式。2.5扭轉減振器它能降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率，增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振，控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭振與噪聲，緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。故要有扭轉減振器。2.6離合器的操縱機構選擇離合器操縱機構按分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機械式、氣壓助力液壓式等等。機械式操縱機構有杠系和繩索兩種傳動

11、形式，杠系傳動結構簡單，工作可靠，但是傳動效率低，質量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠距離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命短，機構效率不高。機械式操縱機構一般用于排量1.6L以下的汽車離合器。對于大排量的客車，應采用液壓式操縱機構。液壓操縱機構有如下優(yōu)點：（1）液壓式操縱，機構傳動效率高，質量小，布置方便；便于采用吊掛踏板，從而容易密封，不會因駕駛室和車架的變形及發(fā)動機的振動而產(chǎn)生運動干涉；（2）可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動系產(chǎn)生的動載荷。故選擇液壓式操縱機構。3離合器主要參數(shù)的選擇設計內容計算及說明結果3.1摩擦片3.1.1 后備系數(shù)3.1.2

12、 單位壓力3.1.3摩擦片外徑D，內徑d 和厚度h3.1.4摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙t的確定3.1.5摩擦片參數(shù)約束條件的檢驗3.2從動盤3.2.1從動片的結構形式、材料及基本尺寸3.2.2 從動盤轂3.2.3 從動盤摩擦材料3.3壓盤和離合器蓋3.3.1 壓盤傳力方式的選擇3.3.2 壓盤幾何尺寸的確定3.3. 3 壓盤及傳動片的材料3.3.4 傳動片的設計及強度校核3.3.5 離合器蓋設計3.4 膜片彈簧設計  3.4.1 H/h比值選擇3.4.2膜片彈簧工作點位置的選擇3.4.3 比值Rr和R、r的確定3.4.4 膜片彈簧起始圓錐底角的選擇3.4.5 膜片彈簧小端半徑

13、rf 及分離軸承作用半徑rp3.4.6 爪數(shù)目n和切槽寬度1 、窗孔槽寬度2 及半徑rc3.4.7 支承環(huán)平均半徑L和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑l3.4.8 膜片彈簧及工藝 3.5扭轉減振器主要參數(shù)的選擇3.5.1極限轉矩Tj3.5.2扭轉角剛度3.5.3 阻尼摩擦轉矩3.5.4預緊轉矩3.5.5減振彈簧的位置半徑Ro3.5.6減振彈簧個數(shù)3.5.7減振彈簧總壓力3.5.8極限轉角針 3.5.9減振彈簧計算3.6分離軸承總成設計后備系數(shù)是離合器一個重要設計參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇時，應保證離合器應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止

14、傳動系過載。因此，在選擇時應考慮以下幾點：1）為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩，不宜選取太??；2）為減少傳動系過載，保證操縱輕便，又不宜選取太大；3）當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，可選取小些；4）當使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離合器滑磨，應選取大些；5）汽車總質量越大，也應選得越大；6）柴油機工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的值應比汽油機大些；7）發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，可選取小些；8）膜片彈簧離合器選取的值可比螺旋彈簧離合器小些；9）雙片離合器的值應大于單片離合器。 初取=1.6單位壓力0對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件，發(fā)動機后備功率大小，摩擦

15、片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數(shù)較小時， 0應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷， 0應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大0 。 本次設計中摩擦片用石棉基材料P0=0.100.35MPa取P=0.15MPa 對于客車單片離合器，取kD=16.0。得D=309.9mm根據(jù)離合器摩擦片尺寸和系列參數(shù)表（附表1），外徑D取325mm摩擦片尺寸應符合尺寸系列標準GB5764-86汽車用離合器面蓋片，所選的D應使摩擦片最大圓周速度不超過6570ms，以免摩擦片發(fā)生飛離。 計算得VD=55.765m/s 滿足條件根據(jù)離合器摩擦片尺寸和系列參數(shù)表，且

16、D=350mm得d=175mmA（面積）=Rc2=0.052m根據(jù)附表1，且D=325mm，得摩擦片厚度：h=3.5mm為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時T應大于發(fā)動機最大轉矩，摩擦因素µ取0.3，校核p即Tcmax=Temax=p×A×Rc×Zc×µ 1.6×350=p×0.052×0.129×2×0.3P=0.15MPa 故合格，即用石棉基材料合理。摩擦系數(shù)f=0.30,摩擦面數(shù)Z=2，在操縱機構中采用間隙自動調整裝置，離合器間隙可以取t=0。1 vD

17、=/60×nemaxx10-3=55.7m/s<6570m/s。2 C=0.585,滿足條件0.53C0.70。3 =1.60,滿足條件1.24.0。4 d>2R0+50,且R0=（0.50.75）d/2,取R0=65mm。5 TC0為單位摩擦面積所傳遞的轉矩（N·m/mm2）, TC0為其許用值（N·m/mm2），根據(jù)附表2選?。?TC0=0.0035MPa滿足要求。在從動盤設計時應要滿足以下三個方面的要求：（1）為減少變速器換擋時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小。（2）為保證汽車起步平穩(wěn)，從動盤在軸向應有彈性。（3）為避免傳動系扭轉共振和緩

18、和沖擊載荷，從動盤上應有扭轉減振器。其主要包含從動片，從動盤轂和摩擦片等零件的結構選型和設計。在設計從動片時要盡量減輕其質量，并應使其質量的分布盡可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。為了使得離合器結合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結構。具有軸向彈性的從動片有以下3種結構型式：整體式彈性從動片、分開式彈性從動片以及組合式彈性從動片。前面兩種結構在小轎車上采用較多，在載貨汽車上則常用第三種即組合式從動片。故選組合式從動片。從動片材料與所用的結構型式有關，不帶波形彈簧片的從從動片（即整體式）一般用高碳鋼或彈簧剛片沖壓而成，經(jīng)熱處理后達到硬度要求。采用波形片（

19、即分開式或組合式）時，從動片用低碳鋼，波形片用彈簧鋼。從動片直徑對照摩擦片尺寸確定。為減小從動盤轉動慣量，從動片一般較薄，通常為1.32.0mm 厚鋼板沖壓而成，取值為1.5mm。從動片的外沿部分（即波形彈簧那片）厚度在0.651.0mm之間，取值為0.8mm?；ㄦI轂裝在變速器第一軸前端，是離合器承受載荷最大的零件。目前，常采用齒側定心的矩形花鍵，花鍵之間為動配合。 mO>|;_GK!  根據(jù)附表3，由從動盤外徑和發(fā)動機轉矩可選取花鍵的結構尺寸：花鍵齒數(shù)n=10，花鍵外徑D=40mm，花鍵內徑d=32mm，齒厚t=5mm，有效齒長l=45mm，擠壓應力=11.6MPa。花鍵齒工

20、作高度h=（Dd）/2=4mm花鍵尺寸的強度校核：花鍵側面壓力P=4Temax/(D+dZ=4×375.2/（0.040+0.032）×1=20844N擠壓應力= =1.158×Pa=11.58Pa11.6MPa故花鍵的強度符合要求。離合器摩擦面片在離合器接合過程中將遭到嚴重的滑磨，在相對很短的時間內產(chǎn)生大量的熱，因此，要求摩擦片應有較好的摩擦性能、較高的摩擦系數(shù)、較小的轉動慣量，在短時間內可以吸收相對高的能量，且具有較好的耐磨性能。摩擦的材料基本上有三種：石棉基摩擦材料、有機摩擦材料以及金屬陶瓷摩擦材料，有機摩擦材料可以滿足較高的性能標準，成本低等特點，選擇有機

21、摩擦材料。故選有機摩擦材料。壓盤設計包括傳力方式的選擇及幾何尺寸的確定兩個方面。壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機扭矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種變化應允許壓盤在離合器分離過程中能自由的作軸向移動，常用的連接方式有以下幾種：凸臺式、鍵式、銷式和傳動片式。 _n_Zn_|,Th  現(xiàn)在使用最廣泛的是傳力片的傳動方式，因為這種連接方式不僅改善了傳力片的受力狀況，還簡化了壓盤的結構，降低了對裝配精度的要求，并且還有利于壓盤的定中。確定了摩擦片內外徑，與摩擦片相接合的壓盤的內外徑也就確定下來了。因此壓盤幾何尺寸歸結為確定它的厚度。 _7_nI_m_F

22、 壓盤厚度確定主要依據(jù)以下兩點： y_*k5X_  1）壓盤應該具有足夠的質量，以吸收結合時摩擦產(chǎn)生的熱量。 H&0_* V"1  2）壓盤應具有足夠大的強度，以保證受熱時不變形。 G_%C:%33  壓盤厚度一般為1525mm。 %_*_$_ _;  取壓盤厚度為20mm在確定壓盤厚度以后，應校對離合器接合一次時的溫升，它不應超過810.校核公式如下：式中， -溫升； C L-滑磨功；N·m-分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合器壓盤 =0.50;c-壓盤的比熱；C=544.28 J/（Kg·K）m

23、壓-壓盤的質量，kg；m壓=11.58 kg一次滑磨功L=12324.47J=0.98<=810。此外，壓盤還應與飛輪保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于1520g·cm。壓盤高度（從支承點到摩擦面的距離）公差要小。壓盤形狀一般都比較復雜，而且要求耐磨、傳熱性好和具有較理想的摩擦性能，故選擇由灰鑄鐵鑄成，并添加少量合金材料，硬度為HB170227。汽車中間壓盤傳動片采用中碳鋼（35）,并進行滲碳處理。傳動片在膜片彈簧離合器中除了承擔傳遞發(fā)動機的轉矩外，還要依靠傳動片的彈性作用使壓盤分離。根據(jù)現(xiàn)有數(shù)據(jù)，初定離合器壓盤傳動片的誰參數(shù)如下：共設3組傳動片（i=3

24、），每組3片（n=4），傳動片的幾何尺寸為：寬b=18mm，厚h=1mm，傳動片兩孔的距離l=80mm，孔的直徑d=8mm，傳動片切向布置，圓周半徑=180mm，傳動片選擇45鋼，彈性模量為E=2.1×MPa。校核傳動片的應動：傳動片的有效長度為傳動片的彎曲總剛度： 根據(jù)上述分析，計算以上3中工況的最大驅動應動及傳動片的最小分離動：（1）徹底分離時，按設計要求f=0, =0,由公式可知=0。（2）壓盤和離合器蓋組裝成蓋總成時，=0,通過分析計算可知，則可計算最大應動：（3）離合器傳扭時，分正向驅動與反向驅動，出現(xiàn)在離合器摩擦片磨損到極限狀況，通過尺寸鏈的計算可知=4.74mm。 正向

25、驅動 反向驅動由上式可知，傳動片的許用應動符合所需的應動要求?？梢妷罕P與離合器蓋組裝成總成時最危險，由于計算載荷時比較保守，明顯偏大，因此傳動片的許用極限可取其屈服極限。鑒于上述傳動片的應力狀況，應選用80號鋼。（4）傳動片的最小分離動發(fā)生在新裝離合器的時候，從動盤尚未磨損，離合器在結合狀態(tài)下的彈性彎曲變形量此時最小，根據(jù)相關數(shù)據(jù)確定f=1.74mm。則：傳動片彎曲總剛度=0.32MN/m，當f=1.74mm時，其彈性恢復動為：=×f=0.32××1.74/1000=556.8N符合要求。離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩給壓盤，此外，它

26、還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。離合器蓋主要要求離合器蓋具有較好的剛度，使得在離合器分離的時候能保持不產(chǎn)生較大的變形，而且在離合器上需要開一些通分窗口，以加強離合器的冷卻。根據(jù)現(xiàn)有數(shù)據(jù)，初定離合器蓋使用5mm的08鋼板進行沖壓，采用定位銷對中。D 設計膜片彈簧時，要利用其非特性彈性變形規(guī)律，以獲得最佳使用性能。汽車用膜片彈簧H/h一般在1.6-2.2之間，板厚h在2-4之間。取H/h=1.71膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖所示。 圖：膜片彈簧的彈性特性曲線該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且1H=(1M+1N2。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠

27、近或在H點處，一般1B=(06508H且lH，以保證摩擦片在最大磨損限度入范圍內壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點心盡量靠近N點。B點：新離合器膜片彈簧處于壓緊狀態(tài)時的工作點位置，一般來說，在該點要保證膜片彈簧有足夠的壓緊力，滿足P1=F1B ，此時，在壓盤作用處的軸向變形量1b=(06508H。1b=0.7H=0.7×5.4=3.78mmA點：為摩擦片磨損到極限的位置。要依據(jù)B點的位置再由摩擦片總磨損量求得。=ZcS0=ZcS0=2×0.7=1.4mmZc為摩擦片總的工作面數(shù) S0為每摩擦工作面最大允許磨損量，

28、在0.651.1mm之間。C點：為離合器分離時膜片彈簧的光盤內工作位置。它一般在特性曲線的凹點附近，此時分離力較小。C點的位置取決于壓盤升程1f= ZcS ：S=0.8mm1f= ZcS=2×0.8=1.6mmS為徹底分離時每對摩擦片面之間的間隙，單片式可取0.751mm，雙片式可取小一點，約為0.5mm比值R/r的關系到碟形材料的利用。通常取R/r1.5mm，一般在1.25左右。膜片彈簧大端半徑R應滿足結構上的要求而和摩擦片的尺寸相適應：大于摩擦片半徑d/2。近于摩擦片外半徑D/2。此外，當H，h及H/h不變時，增加R將有利于降低膜片應力。膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內截錐高度H關

29、系密切，=arctanH/(R-r H/(R-r，一般在9°15°范圍內。=arctan6 /(160-132= 12.1°_pi6 2BJ  rf 主要由結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵外徑以便安裝。分離軸承作用半徑rp應大于rf 。P_RE汽車膜片離合器分離爪數(shù)目n>12，一般為18左右，采用偶數(shù)，便于制造時模具分度；切槽寬度1約為4mm；窗孔槽寬度2（2.5 4.5）1 ；半徑rc一般說，（r-rc ）（0.81.4）2.#_zZA拉式膜片彈簧的支承作用半徑靠外，接近R而略小于R；與壓盤的接觸半徑l在里，盡量接近r而略大于r。.#_z

30、ZA膜片彈簧材料多為60Si2MnA硅錳鋼，許用應力1500-1700Mpa。汽車離合器膜片彈簧尺寸要求嚴格，彈簧自由高度、原始錐角、內徑、外徑、板厚及表面狀態(tài)等均要嚴格控制，載荷公差控制在8%以內；熱處理：淬火、回火，回火后硬度為HRC44-50。 r4L*;Z%2S  扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠和阻尼元件(阻尼片等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階(通常為三階固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。所以，扭轉減振器具有如下功能：1降低發(fā)動機曲軸

31、與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。2增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振。3控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振與噪聲。4緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。減振器的主要參數(shù)是減振器的角剛度K和減振器的摩擦力矩T摩，它們決定減振器的衰減傳動系扭轉振動的能力。減振器的扭轉剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩是兩個主要參數(shù)。其設計參數(shù)還包括極限轉矩、預緊轉矩和極限轉角等。極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙1(圖3.51時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用

32、時的轉矩。它與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取式中，客車：系數(shù)取1.5為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉速范圍內。決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸(圖3.51。設減振彈簧分布在半徑為R0的圓周上，當從動片相對從動盤轂轉過弧度時，彈簧相應變形量為Ro。此時所需加在從動片上的轉矩為式中，T為使從動片相對從動盤轂轉過弧度所需加的轉矩(N·m；K為每個減振彈簧的線剛度(Nmm；Zj為減振彈簧個數(shù)；Ro為減振彈簧位置半徑(m。根據(jù)扭轉剛度的定義，則式中，為減振器扭轉剛度(N·mrad。設計時可按經(jīng)驗來初選是13 取=1.1=619

33、.1 N·mrad由于減振器扭轉剛度是，受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩一般可按下式初選取=0.12Temax=45.02N.m減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是不應大于，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取=0.08 Temax=30.02 N.mR0的尺寸應盡可能大些，一般取取參照附表4選取。取=8當限位銷與從動盤轂之間的間隙1或2被消除，減振彈簧傳遞轉矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力為 =8463N減振器從預緊轉

34、矩增加到極限轉矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉角為式中，L為減振彈簧的工作變形量。通常取3O12O，對平順性要求高或對工作不均勻的發(fā)動機，取上限。取=10O1）由于減振彈簧的作用半徑R0=66.5mm，減振彈簧個數(shù)=8，減振彈簧總壓力=8463N，則單個減振彈簧的工作負荷P=/=8463/8=1057.88N。2）彈簧中徑DC通常取1115mm左右，初選DC=14mm.3）彈簧鋼絲直徑式中：扭轉許用應力=55006000kg/cm2；d1圓墊的標準值，一般取d=34mm左右。帶入相關數(shù)據(jù)，取d1=4mm。4）減振彈簧剛度k=232.8 N/mm。5）彈簧有效圈數(shù)=4.27，則減振彈簧總圈數(shù)n=

35、i+(1.52,取n=6。6）減振彈簧最小高度lmin即彈簧在最大工作負荷下的工作長度，考慮到彈簧壓縮各圈之間仍需留一定的間隙，可取lmin=n(d1+1.1d1n=26.4mm。7）減振彈簧總變形=4.5mm。8）減振彈簧自由高度l0=lmin+=30.9mm。9）減振彈簧預變形量= =0.4mm。10）減振彈簧安裝高度l= l0-=30.5mm。11）從動片相對于從動盤轂的最大轉角=4.0°。12）限位銷直徑d按結構布置選定，一般d=9.512mm取d=10mm。13）從動盤轂缺口寬度B及彈簧安裝窗口尺寸A：為充分利用減振器的緩沖作用，將從動片上的部分窗口尺寸做得比從動盤轂上的窗

36、口尺寸稍大一些。一般推薦： mm；一般取A=2527 mm。取A=26mm，A1=26+1.5=27.5mm從動片上缺口B與限位銷直徑d之間的間隙1和2做得不一樣，并使2>1，這樣可以緩和更大的沖擊。從動盤轂缺口 取1=0.2mm，2=0.3mmB=10+0.2+0.3=10.5mm分離軸承的形式采用接觸推力球軸承，分離軸承裝置采用推式自動調心式?？傮w布置見下圖3.6.1。=1.6P=0.15MPaD=325mmd=190mmh=3.5mmRc=128.75mmA（面）=0.052m摩擦片用石棉基材料f=0.30Z=2t=0組合式從動片D=325mmd=190mm從動片厚：1.5mm彈簧

37、片厚：0.8mmn=10D=40mmd=32mmt=5mmh=4mml=45mm有機摩擦材料傳動片式壓盤外徑=330mm壓盤內徑=185mm壓盤厚度為20mm壓盤灰鑄鐵加少量合金傳動片采用中碳鋼（35），硬度HRC5562，滲碳處理。i=3n=3b=18mmh=1mml=80mmd=8mm圓周半徑=180材料45鋼E=2.1×MPa。使用5mm的08鋼板進行沖壓，采用定位銷對中。H/h=1.71h=3.5（H=6）1b=3.78mmZc=2 ,S0=0.7=1.4mmS=0.8mm1f= 1.6mm1=1b+1f=3.78+1.6=5.38mmR/r=1.21R=160mmr=132

38、mm=12.1°rf =32mmrp =33mmn=181=3.5mm2=10mmrc =122mmP_REi_:E L=158mml=136mmTj=562.8N.m=619.1 N·mrad=45.02N.mTn=30.02 N.mR0=66.5mm=8=8463N=10ODC=14mmd1=4mmk=232.8 N/mmn=6lmin=26.4mm=4.5mml0=30.9mm=0.4mml=30.5mm=4.0°d=10mmA=26mmA1=27.5mmB=10.5mm推式自動調心式分離軸承裝置設計總結本設計根據(jù)給出的設計要求和原始設計參數(shù)，以及拉式膜片彈簧離合器及其操縱機構的工作原理和使用要求，通過對其工作原理的闡述、結構方案的比較和選擇、相關零件參數(shù)的計算，大致確定了離合器及其操縱機構的基本結構和主要尺寸以及制造相關零部件所用的材料。結構方面：根據(jù)設計要求，考慮到使用條件和其顯著的優(yōu)點，選用帶扭轉減振器的單片推式膜片彈簧離合器，壓盤驅動方式采用傳動片傳動，分離軸承采用自動調心式分離軸承，操縱機構采用液壓式。計算方面：確定了離合器的主要參數(shù)，P0,D,d，結果按照基本公式運算得出并通過約束條件，檢驗合格。根據(jù)膜片彈簧基本參數(shù)之間的約束關系，初步確定了膜片彈簧的尺寸參數(shù)，并通