【導讀】畢業(yè)設計-某微型貨車離合器總成設計。總成設計學生熊朝夢學號0801103A181專業(yè)機械設計制造及其自。動化班級車輛工程20213指導教師郭翠霞四川理工學院機械工程學院二O. 一二年六月摘要離合器是直接連接發(fā)動機和傳動系統(tǒng)中的總成之一他主要包。含主動部分從動部分壓緊機構和操縱機構等四部分汽車離合器是汽車傳動系中。的重要部件位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內(nèi)用螺釘將離合器總成固定在飛。動機對傳動系的動力傳遞保證汽車平穩(wěn)起步保證傳動系統(tǒng)換擋時工作平順以及。限制傳動系統(tǒng)所承受的最大轉矩防止傳動系統(tǒng)過載膜片彈簧離合器是近年來在。轎車和微型貨車上廣泛采用的一種離合器它的轉矩容量大而且較穩(wěn)定操作輕便。料并進行了總成設計主要為分離裝置的設計以及從動盤設計從動盤轂的設計和。簧離合器作為設計目標根據(jù)汽車總體設計及推式膜片彈簧離合器工作原理和使。膜片彈簧離合器概述3第2章汽車總成設計521汽車形式的確定汽。度計算3538扭轉減振器設扭轉減振器的結構設扭轉

　　

【正文】 片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定溫度滑磨速度及單位壓力的增加都將摩擦系數(shù)的下降和磨損的加劇 所以目前正在研制具有傳熱性好強度高耐高溫耐磨和較高摩擦系數(shù)可達 05 左右的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等在本設計中根據(jù)設計的車型屬于經(jīng)濟型轎車選取的是石棉合成物制成的摩擦材料固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接采用這種方法后當在高溫條件下工作時黃銅鉚接有較高的強度同時當釘頭直接與主動盤表面接觸時黃銅鉚釘不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損磨損后的生成物附在工作表面上對摩擦系數(shù)的影響也較小這種鉚接 法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等優(yōu)點摩擦片的摩擦因數(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由于摩擦片的材料選用的是石棉合成物制成的摩擦材料模壓所以其摩擦因數(shù) f 020025 由于是單片摩擦離合器所以 Z 2 離合器的間隙可以取3mm34 離合器蓋總成設計 離合器蓋總成除了壓緊彈簧外還有離合器蓋壓盤傳動片分離杠桿裝置及支承環(huán)等 壓盤的傳力方式的選擇壓盤是離合器的主動部分在傳遞發(fā)動機轉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連接應允許壓盤在離合器的分離過程中 能自由的沿軸向移動如前面所述采用采用傳動片式的傳力方式由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上另一端用螺釘固定在壓盤上為了改善傳動片的受力情況它一般都是沿圓周布置 幾何尺寸的確定由于摩擦片的的尺寸在前面已經(jīng)確定故壓盤的內(nèi)外徑也可因此而確定壓盤外徑 D 188 ㎜ 壓盤內(nèi)徑 d 128 ㎜壓盤的厚度確定主要依據(jù)以下兩點 1 壓盤應有足夠的質量在離合器的結合過程中由于滑磨功的存在每結合一次都要產(chǎn)生大量的熱而每次結合的時間又短大約在 3 秒鐘左右因此熱量根本來不及全部傳到空氣中去這樣必然導致摩擦副的溫升在頻繁使用和困難條件下工作的離合器這種溫升更為嚴重它不僅會引起摩擦片摩擦系數(shù)的下降磨損加劇嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的損壞 由于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差在滑磨過程中產(chǎn)生的熱主要由飛輪和壓盤等零件吸收為了使每次接合時的溫升不致過高故要求壓盤有足夠大的質量以吸收熱量 2 壓盤應具有較大的剛度壓盤應具有足夠大的剛度以保證在受熱的情況下不致產(chǎn)生翹曲變形而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊 鑒于以上兩個原因壓盤一般都做得比較厚載重汽車上一般不小于 15㎜但一般不小于 10㎜在該設計中初步確定該離合器的壓盤的厚度為 15 ㎜ 傳動 片的材料選擇壓盤形狀一般比較復雜而且還需要耐磨傳熱性好和具有較高的摩擦系數(shù)故通常用灰鑄鐵鑄造而成其金相組織呈珠光體結構硬度為 HB170～ 227其摩擦表面的光潔度不低與 16為了增加機械強度還可以另外添加少量合金元素在本設計中用材料為 3號灰鑄鐵 JS1工作表面光潔度取為 16 傳動片材料選用 80 號鋼初步定傳動片的設計參數(shù)如下共設 3 組傳動片 i 3每組 2 片 n 2 傳動片的幾何尺寸為寬 b 5 ㎜厚 h 1 ㎜傳力片上孔間的距離 l 28㎜孔的直徑 d 32 ㎜傳力片切向布置圓周半徑也即是孔中心所在圓周半徑 R 101㎜傳動片的材料彈性模量 E 2 10MP根據(jù)上面所選定的尺寸進行傳動片的強度校核該傳動片強度符合要求 離合器蓋設計離合器蓋一般都與飛輪固定在一起通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩此外它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支承殼體因此在設計中應注意以下幾個問題 1 離合器的剛度 離合器分離杠桿支承在離合器蓋上如果蓋的剛度不夠即當離合器分離時可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形這樣就會降低離合器操縱機構的傳動效率嚴重時還可能造成離合器分離不徹底引起摩擦片的早期磨損還會造成變速器的換檔困難因此為了減輕重量和增加剛度該離合器蓋采用厚度約為 4 ㎜的低碳鋼板如 08 鋼 板沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀 2 離合器的通風散熱為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風窗口通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風窗口 3 離合器的對中問題離合器蓋內(nèi)裝有分離杠桿壓盤壓緊彈簧等重要零件因此它相對與飛輪必須有良好的對中否則會破壞離合器的平衡嚴重影響離合器的工作離合器蓋的對中方式有兩種一種是用止口對中另有種是用定位銷或定位螺栓對中由于本設計選用的是傳動片傳動方式因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內(nèi)圓止口對中 35 離合器分離裝置的設計離合器的分離裝置包括分離桿分離軸承和分離套筒 分離桿結構形式的設計 本設計車型采用的是膜片彈簧的壓緊機構在采用膜片彈簧作為彈簧的離合器中分離桿的作用由膜片彈簧中的分離指來完成其結構尺寸參數(shù)在后續(xù)設計中確定 在設計分離桿時應注意以下幾個問題 1 分離桿要有足夠的剛度 2 分離桿的鉸接處應避免運動上的干涉 3 分離桿內(nèi)端的高度可 離合器分離軸承和分離套筒的設計 分離軸承在工作中主要承受軸向力在離合器分離時由于分離軸承的旋轉在受離心力的作用下還承受徑向力在傳統(tǒng)離合器中采用的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承而在現(xiàn)代汽車離合器中主要采用了角接觸式的徑向推力球軸承并由軸承內(nèi)圈轉動自位分 離軸承和分離套筒通過碟形彈簧裝配在一起成為一體碟形彈簧小端卡緊在軸承套筒座的外凸臺部位其大端壓緊軸承外圈的內(nèi)端面依靠摩擦把分離軸承與軸承套筒連在一起圖中間隙 A 所允許的調節(jié)量為1424㎜這種軸承的內(nèi)外圈可由 80Cr2軸承鋼沖制加工而成外密封環(huán)用 05厚板材沖制表面有硫化氟橡膠其密封刃口朝向軸承內(nèi)座圈來密封軸承中分布了 15 個鋼球 分離套筒裝在變速器第一軸承蓋的軸頸上兩者之間為間隙配合可以在自由移動而分離軸承內(nèi)圈與分離套筒座相配合處徑向有 05 ㎜的間隙在離合器處于結合狀態(tài)時分離軸承的端面與分離杠桿之間應留有 34 ㎜間隙 以備在摩擦片磨損的情況下不致防礙壓盤繼續(xù)壓緊從動盤總成以保證可靠地傳遞發(fā)動機轉矩這個間隙反映為踏板上的一段自由行程分離軸承必須進行潤滑本設計采用的潤滑方式為定期進行潤滑在分離套筒上開有用來注潤滑油的缺口而在離合器殼上裝有注油杯并用軟管通到分離套筒的缺口處 分離套筒的有關結構見裝配圖在軸承的設計過程中應對其使用壽命和承載能力進行校核計算在本設計中由于充分考慮到分離軸承的工作條件比較理想以及每次分離的時間也不太長因而對該項校核工作不予考慮也即認為所選取的軸承型號能適應各個方面的要求本設計的是膜片彈簧離合器為了保 證在分離離合器時分離軸承能均勻地壓緊膜片彈簧內(nèi)端根據(jù)GBT2921994 我選擇了選擇角接觸球軸承 36 離合器膜片彈簧 膜片彈簧的結構特點圖 39a 膜片彈簧 b 碟形彈簧由前面可以知道本設計主要是針對經(jīng)濟型轎車所以設計的壓緊彈簧是膜片彈簧 而膜片彈簧離合器分推式和拉式在本設計中采用推式結構膜片彈簧的結構形狀如上圖 39它是由彈簧鋼板沖壓而成的 從圖中可以看出膜片彈簧在結構形狀上分為兩部分在膜片彈簧的大端處為一完整的截錐體像圖 39中 b的樣子它的形狀像 一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣故稱作碟簧部分膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分碟形彈簧的彈性作用是這樣沿其軸線方向加載碟簧受壓變平卸載后又恢復原形如圖 39b 所示可以說膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式所不同的是在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片它的作用是當離合器分離時作為分離杠桿故它又稱分離爪分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽較寬呈長方圓形孔這樣做一方面可以減少分離爪根部應力集中一方面又可用來安置銷釘固定膜片彈簧分離爪根部的過渡圓角 R＞ 45 膜片彈簧的變 形特性和加載方式由于膜片彈簧采用推式結構故其正裝離合器在分離和接合時膜片彈簧的加載情況不一樣相應的有兩種加載方式和變形情況 1 接合時 離合器接合時膜片彈簧起壓緊彈簧之用在壓盤離合器蓋總成未與飛輪裝合以前膜片彈簧近似處于自由狀態(tài)如圖 310a 所示膜片彈簧對壓盤無壓緊作用當壓盤離合器蓋總成與飛輪裝合時離合器蓋前端面向飛輪前端面靠攏因此離合器蓋通過支承環(huán) 4對膜片彈簧施加載荷 P膜片彈簧幾乎變平見圖 310b同時在壓盤處也作用有載荷 P我們把 P稱作壓緊力支承環(huán) 4和膜片彈簧壓盤接觸處之間的高度變化稱作大端變形膜片彈簧分離軸 承相對于壓盤高度的變化稱之為小端變形 2 分離時 當分離軸承以 P 力作用在膜片彈簧的小端時支承環(huán) 4 逐漸不起作用而支承環(huán) 5開始起作用當 P力達到一定值時膜片彈簧被壓翻分離時在膜片彈簧的大端處及小端處將進一步產(chǎn)生附加變形和圖 310 膜片彈簧在不同工作狀態(tài)時的作用力及變形情況 a 自由狀態(tài) b 壓緊狀態(tài) c 分 膜片彈簧的彈性變形特性膜片彈簧的彈性特性是由其碟簧部分所決定是非線性的與自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)錐高 H 及彈簧的鋼板厚 h 有關不同的 Hh值有不同的彈性特性 見圖 311 當 Hh 時 P為增函數(shù)這種彈簧的剛度大適于承受大載荷并用作緩沖裝置中的行程限制當 Hh 特性曲線上有一拐點若 Hh 15≈則特性曲線中段平圖 311 不同時的無彈性特性曲線直即變形增加但載荷 P幾乎不變故這種彈簧稱零剛度彈簧當 Hh 2 則特性曲線中有一段負剛度區(qū)域即變形增加而載荷反而減小這種特性很適于作為離合器的壓緊彈簧因為可利用其負剛度區(qū)使分離離合器時載荷下降達到操縱省力的目的當然負剛度也不宜過大以免彈簧工作位置略微變動就引起彈簧壓緊力過大的變化為兼顧操縱輕便及壓緊力變化不大汽車離合器膜片彈簧 通常取 15 Hh 2 當 Hh 則特性曲線的極小點落在橫坐標軸上當 Hh 2 則特性曲線具有更大的負剛度區(qū)且具有載荷為負值的區(qū)域這種彈簧適于汽車液力傳動中的鎖止機構 37 膜片彈簧的參數(shù)尺寸確定圖 312 膜片彈簧示意簡圖在設計膜片彈簧時一般初步選定其全部尺寸然后進行一系列的驗算最后優(yōu)選最合適的尺寸其結構示意圖見圖 312 Hh 比值的選取 設計膜片彈簧時要利用其非線性的彈性變形規(guī)律因此要正確選擇其特性曲線的形狀以獲得最佳性能一般汽車汽車膜片彈簧的 Hh值的范圍在 15～ 20之間取 2 R 及 Rr 確定比值 Rr 對彈簧的載荷及應力特性都有影響從材料利用率的角度比值在 18～ 20 時碟形彈簧儲存彈性的能力為最大就是說彈簧的質量利用率和好因此設計用來緩和沖擊吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用對于汽車離合器的膜片彈簧設計上并不需要儲存大量的彈性能而是根據(jù)結構布置與分離的需要來決定一般 Rr取值為 120～ 135對于 R膜片彈簧大端外徑 R應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應大于摩擦片內(nèi)徑近于摩擦片外徑此外當 Hh 及Rr 等不變時增加 R 有利于膜片彈簧應力的下降初步確定 Rr 180144 3 膜片彈簧起始圓錐底角 汽車膜片彈簧一般起始圓錐底角在 9176。～ 15176。之間≈代入數(shù)值計算可得 12176。 膜片彈簧小端半徑及分離軸承的作用半徑 r 的值主要由結構決定最小值應大于變速器第一軸花鍵外徑分離軸承作用半徑大于 r 因為花鍵外徑 D 26 ㎜要使 2 r＞ D 所以取 r 30 ㎜ r 35 ㎜ 分離指數(shù)目切槽寬窗孔槽寬及半徑汽車離合器膜片彈簧的分離指數(shù)目 n＞ 12 一般在 18 左右采用偶數(shù)便于制造時模具分度切槽寬≈ 4 ㎜≈ 12 ㎜窗孔半徑 r 一般情況下由 r－ r≈ 08～ 14 所以取 r－ r 可取得 n 18 ≈ 4 ㎜≈ 12 ㎜ r 68mm 壓盤加 載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定 R1 和 r1 的取值將影響膜片彈簧的剛度 r1 應略大于 r 且盡量接近 r1R1 應盡量小于 R 且盡量接近 R 可選擇 R1 175 ㎜ r1 150 ㎜ 膜片彈簧材料制造膜片彈簧用的材料應具有高的彈性極限和屈服極限高的靜力強度及疲勞強度高的沖擊強度同時應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 膜片彈簧的計算 碟形彈簧當其大小端部承受壓力時載荷 P與變形久之間有如下關系 34 式中 E彈性模數(shù)鋼材料取E 20 10Mp 泊松比鋼材料取 03 h 彈簧片厚㎜ H 碟簧部分內(nèi)截錐高㎜ 大端變形㎜ R 碟簧部分外半徑大端半徑㎜ r 碟簧部分內(nèi)半徑㎜ R1 膜片彈簧與壓盤接觸半徑㎜ r1支承環(huán)平均半徑㎜根據(jù)式 38可得出下表表 35由不同的值計算的計算結1233830337645716125241com17352 依據(jù)上表 35 的數(shù)據(jù)畫出 P 曲線如下圖 313 圖 313 P 膜片彈簧的強度計算前述膜片彈簧的載荷與變形之間的關系式是在假定膜片彈簧在承載過程中其 子午截面無變形而只是剛性地繞該截面上的某一中性點 O 轉動的條件下推導出的根據(jù)這一假定可知截面在 O 點處沿圓周方向的切向應變?yōu)榱阋蚨擖c處的切向應力亦為零 O 點以外的截面上的點一般均產(chǎn)生切向應變故亦有切向應力若如圖 314 所示以中性點 O 為坐標原點在子午截面處建立 xy 坐標系則截面上任意點的切向應力為 35式中碟簧部分子午截面的轉角 rad膜片彈簧自由狀態(tài)時的圓錐底角 rad 中性點 O 的半徑 mm 36 因為膜片彈簧的材料為 60Si2MnA 該材料許用應力 []為 17001900MPa 把有關數(shù)值代入計算校核可知該膜片彈簧滿足要求比較合適膜片彈簧的結構尺寸和工作要求見零件圖圖 314 中性點 O 為坐標原點在子午截面處建立 xy 坐標系 38 扭轉減振器設計 汽車傳動系的扭轉減震器按其所在位置的不同可分成兩類一類裝在從動盤總