周置螺旋弹簧离合器设计项目新版说明书.doc

车辆和交通工程学院

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 7
完成日期 .2.26
指导老师 郭占正

河南科技大学

目 录
第一章 离合器概述.....................................................3
1.1离合器基础组成和分类 ........................................... 3
1.2 离合器功用......................................................3
1.3离合器工作原理.................................................. 3
1.4汽车离合器设计基础要求.......................................... 4
第二章 离合器结构方案选择 ........................................... 5
2.1离合器设计技术条件...............................................5
2.2离合器基础结构尺寸、参数选择 ....................................5
2.2.1 离合器后备系数β.............................................6
2.2.2 离合器转矩容量Tc. ............................................6
2.2.3摩擦片尺寸....................................................6
2.2.4单位压力确实定................................................8
2. 3摩擦片部分约束条件...............................................8
2.3.1最大圆周速度约束...........................................8
2.3.2扭转减振器部署半径约束.....................................8
2.3.3摩擦片内外径之比约束..................................... 8
2.3.4单位摩擦面积传输转矩约束.................................9
2.3.5单次接合单位摩擦面积滑磨功约束...........................9
第三章 离合器零部件结构选型及设计计算..............................10
3.1 从动盘选型.......................................................11
3.1.1 设计从动片................................................11
3.1.2 从动盘毂....................................................11
3.1.3从动盘摩擦材料..............................................13
第四章 压盘和离合器盖................................................13
4.1.压盘设计 ........................................................11
4.1.1压盘几何尺寸确实定........................................13
4.1.2压盘传动片材料选择........................................13
4.2离合器盖设计................................................ 14
第五章 离合器分离装置..............................................12
5.1分离杆设计 ......................................................15
5.2 分离轴承及分离套筒 ..............................................15
第六章 圆柱螺旋弹簧设计..............................................16
6.1 结构设计关键点.....................................................16
6.2 结构设计.........................................................16
6.3 弹簧材料及许用应力.............................................17
6.4 弹簧参数计算...................................................17
第七章 扭转减震器....................................................19
结论.................................................................24参考文件.............................................................25

第一章 离合器概述
1.1离合器基础组成和分类
离合器在发动机和变速箱之间飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮后平面上，它输出轴就是变速箱输入轴。在汽车行使过程中，驾驶员可依据需要踩下离合器或松开离合器踏板，使发动机和变速箱临时分离或逐步接合，以切断或传输发动机向变速器输入动力。通常由主动部分（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数目分为：单片离合器和双片离合器；按压紧弹簧结构形式分为：螺旋弹簧离合器和膜片弹簧离合器。

图1-1
1.2 离合器功用
离合器关键功效是切断和实现对传动系动力传输。其关键作用；
①.汽车起步时将发动机和传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；
②.在换挡时将发动机和传动系分离，降低变速器中换挡齿轮之间冲击；
③.限制传动系所承受最大转矩，预防传动系各零件因过载而损坏；
④.有效地降低传动系中振动和噪声。

1.3离合器工作原理
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，按其功效要求，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。结构原理以下图：

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

图中能够看到，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。盖总成经过螺栓安装到发动机飞轮上。飞轮1和压盘3为主动件，发动机转矩经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，它作为从动件经过摩擦接收由主动件传来输入转矩，并经过其中间从动盘毂花键输出转矩（由变速器第一轴10接收）。压紧弹簧8经过压盘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，经过压盘上压紧弹簧产生工作压力所形成摩擦力，带动从动盘总成旋转，完成转矩输出。
离合器通常总是处于接合状态图1-2（a）所表示，当需要切断动力时，驾驶员经过踩踏离合器操纵系统中离合器踏板7，并经过操纵传动杆系及分离拨叉11推进分离套筒5向前，消除间隙，使分离杆4绕其在离合器盖9上支点转动，克服压紧弹簧8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。离合器分离时状态图1-3（b）所表示，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。此种情况成为离合器制动，其目标是为了轻易换挡。但这种离合器制动关键用在重型离合器上，通常离合器不一定采取。
1.4汽车离合器设计基础要求
在设计离合器时，应依据车型类别，使用要求制造条件和“三化”（系列化，通用化，标准化）要求等，合理选择离合器结构。在离合器结构设计时必需综合考虑以下几点：
①.在任何行驶条件下，既能可靠地传输发动机最大转矩，并有合适转矩贮备，又能预防过载。
②.接合时要完全、平顺、柔和，确保起初起步时没有抖动和冲击。
③.分离时要快速、根本。
④.从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间冲击，便于换档和减小
同时器磨损。
⑤.应有足够吸热能力和良好通风效果，以确保工作温度不致过高，延长寿命。
⑥.避免传动系产生扭转共振，含有吸收振动、缓解冲击能力。
⑦.操纵方便、正确，以降低驾驶员疲惫。
⑧.作用在从动盘上压力和摩擦材料摩擦因数在使用过程中改变要尽可能小，确保有稳定工作性能。
⑨.含有足够强度和良好动平衡，一确保其工作可靠、使用寿命长。
⑩.结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。
第二章 离合器结构方案选择
2.1 离合器设计技术条件
发动机基础参数以下：
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，和所给整车参数最像是东风牌DHZ6980KT客车，轮胎参数10R22.5。
2.2离合器基础结构尺寸、参数选择
汽车上所用摩擦离合器，一要传输发动机转矩，二要靠它滑磨使得汽车平稳起步，工作条件很恶劣。所以在设计离合器时，要求它在全部情况下全部能可靠传输发动机转矩另外还要有足够使用寿命，这就要合理选择离合器结构尺寸和其设计参数。
在确定离合器结构以后，要确定其基础尺寸参数，它们是： 摩擦片外径D 、单位压力p、后备系数β
下列部分参数对上面参数选择有很大影响：发动机最大转矩Tmax 、整车质量ma、传动系总速比i0、变速器传动比和主减速器速比积、车轮滚动半径rk
2.2.1 离合器后备系数β
后备系数β是离合器关键参数，反应离合器传输发动机最大扭矩可靠程度，选择β时，应从以下多个方面考虑：
a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传输发动机最大扭矩；
b. 预防离合器本身滑磨程度过大；
c. 要求能够预防传动系过载。通常轿车和轻型货车β=1.2～1.75。
本设计是9吨商用车离合器，参看相关统计质料“离合器后备系数取值范围”（见下表2.2.1），结合设计实际情况，故选择β=1.4。
则有β可有表2.2.1查得 β＝1.6
车 型
后备系数β
乘用车及最大总质量小于6t商用车
1.20～1.75
最大总质量为6～14t商用车
1.50～2.25
挂车
1.80～4.00
表2.2.1　离合器后备系数取值范围

2.2.2 离合器转矩容量Tc
离合器是靠摩擦表面间摩擦力矩来传输发动机转矩。
离合器静摩擦力矩依据摩擦定律可表示为
式中，β是离合器后备系数 。

2.2.3摩擦片尺寸D、d、h
摩擦片外径是离合器关键参数，它对离合器轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性影响。
当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩已知，合适选择后备系数β和单位压力P0，可估算出摩擦片外径。

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1.8～14t商用车
单片离合器16～18.5
最大总质量大于14t商用车
22.5～24.0
发动机转矩是关键参数，当按发动机最大转矩来确定D.
可由经验公式：

初取D后，还需注意摩擦片尺寸系列化和标准化，而且选择时选择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不作为一个独立参数，它和外径D有一定关系。
表2.2.5离合器摩擦片尺寸系列表
由表选D=405mm,d=220mm
对于摩擦片厚度h,中国已要求了三种规格: 3.2mm, 3.5mm , 4mm。
初选h=4mm
综上初选摩擦片参数为：
　　　　　　　　　　Ｄ＝405ｍｍ
　　　　　　　　ｄ＝220ｍｍ
　　　　　　　　ｈ＝4ｍｍ

2.2.4单位压力确实定
单独考虑p大小对摩擦片摩擦损耗影响没有意义。不过对于离合器，降低就意味着要增加摩擦片面积，提升了许可磨耗，直接意义是提升了摩擦片磨耗距离。所以大小在一定程度上反应了离合器使用寿命。值小，寿命长；值大，寿命短。所以确定摩擦片上单位压力值大小，就要考虑到离合器本身工作条件、摩擦片直径大小、摩擦材料及其品质等原因。 当摩擦片外径比较大时候要合适降低摩擦面上单位压力。因为在其它条件不变时，摩擦片外径增加会造成摩擦片外缘线速度大，滑磨时发烧严重，再加上整个零件尺寸较大，造成零件温度梯度也大，零件受热不均匀。趋利避害。单位压力应随摩擦片外径增加而降低实际上是降低v值。
因为采取是螺旋弹簧，通常情况下不拖挂，基础上在公路上行驶，用以下公式计算

取=0.25，其它已知参数，代入求得=0.0135MPa
单位压力ｐ０在许可范围之内认为所选离合器尺寸、参数适宜。所以摩擦片材料是石棉基，模压成型。
2.3摩擦片部分约束条件
2.3.1最大圆周速度约束
摩擦片外径D(mm)选择应使最大圆周速度ＶＤ不超出65—70m/s

由已知参数求得 :
最大圆周速度：满足要求。
2.3.2扭转减振器部署半径约束
d>2R０+50是为了确保扭转减振器安装和其总刚度，这个由后面扭转减振器安装半径决定，这里不作校核。
2.3.3摩擦片内外径之比约束
摩擦片内外径之比C应在0.53-0.70范围内
摩擦片内外径之比满足要求。
2.3.4单位摩擦面积传输转矩约束
单位摩擦面积传输转矩约束为反应离合器传输转矩并保护过载能力，单位摩擦面积传输转矩应小于其许用值。
表2.2.5

单位摩擦面积传输转矩满足要求。
2.3.5 单次接合单位摩擦面积滑磨功约束
为了降低汽车起步过程中离合器滑磨，预防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．
为汽车总质量(kg) 、为轮胎滚动半径(m)、ig为起步时所用变速器挡位传动比
I0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=r/min ,商用车n=1500r/min
由轮胎规格10R22.5,可知轮辋直径为22.5英寸，则轮胎直径:
则
已知车轮最高转速：110Km/h
依据则
依据经验，商用车变速器传动比范围大约在5.0~8.0之间，取变速器传动比5.0
则汽车起步时 :

单次接合单位摩擦面积滑磨功满足条件。

第三章离合器零部件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，带扭转减振器和不带扭转减振器。不带扭转减振器从动盘结构简单，重量轻。但现在几乎全部汽车上全部采取带扭转减振器从动盘，用以避免汽车传动系统共振，并缓解冲力，降低噪声，延长传送系零件。寿命，改善汽车行驶舒适性，并确保汽车起步平稳。 不管从动盘是否带有减振器，它们全部有从动片、摩擦片和从动盘毂3个基础组成部分。二者不一样之处于于不带扭转减振器从动盘中从动片直接铆在从动盘毂上，而带扭转减振器从动盘其从动片和从动盘毂之间却是经过减振弹簧弹性连接在一起。
这里设计采取是带有扭转减振器从动盘。图3-1是离合器各组成部件模型图。

图3-1是离合器各组成部件模型图
在从动盘设计中考虑到以下问题：
1为了降低变速器换挡时齿轮间冲击要使从动盘转动惯量尽可能小 。
2为了确保汽车平稳起步、摩擦片上压力分布更均匀等，从动盘应含有轴向弹性
3为了避免传动系扭转共振和缓解冲击载荷从动盘应装有扭转减振器
4从动盘总成应含有足够抗爆裂强度
3.1.1 设计从动片
要减轻从动片重量并使其质量分布尽可能靠近旋转中心，以期得到最小转动惯量。离合器从动盘转速改变引发惯性力使变速器换挡齿轮轮齿间产生冲击或使变速器中同时器装置加速磨损。惯性力大小和从动盘转动惯量成正比，所以为了减小转动惯量,从动片通常全部做得很薄。通常见1.3~2.0mm厚钢板冲压而成。为了深入减小从动片转动惯量，有时将从动片外缘盘形部分磨薄至0.65~1.0mm，这么其质量分布就愈加靠近旋转中心。 为了使离合器接合平顺确保汽车平稳起步单片离合器从动片通常全部做成含有轴向弹性结构。这么，在离合器接合过程中，主动盘和从动盘之间压力就逐步匀速增加。
含有轴向弹性从动片有以下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，因为设计是商用车离合器，故能够采取整体式弹性从动片，离合器从动片采取2㎜厚薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取405㎜，内径由从动盘毂尺寸决定，这将在以后设计中取得。为了预防因为工作温度升高后使从动盘产生翘曲而引发离合器分离不根本缺点，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
3.1.2 从动盘毂
发动机转矩是从动盘毂花键孔输出，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花键结合方法，现在全部采取齿侧定心矩形花键。花键之间为动配合，这么，在离合器分离和结合过程中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动。 为了确保从动盘毂在变速器第一轴上滑动不产生歪斜，影响离合器根本分离，从动盘毂轴向长度不宜过小，通常取其尺寸和花键外径大小相同，对在艰苦情况下工作离合器，其盘毂长度更大，可达花键外径1.4倍。
从动盘轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不根本，通常取1.0-1.4倍花键轴直径。从动盘毂通常采取锻钢（如35、45、40Cr等），并经调质处理。为提升花键内孔表面硬度和耐磨性，可采取镀铬工艺：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依据GB1144－1974选定从动盘毂花键尺寸系列表3－1选尺寸入下：

从动盘外径D＝410mm花键齿数n＝10，花键外径D′＝45mm，花键内径d′＝36mm，齿厚b＝5mm，有效长度l＝60mm，挤压应σ=13.1MPa。
花键选择后应进行挤压应力σj（MPa）强度校核： 式中，P为花键齿侧面压力； 其它参数见表。
则由公式校核得：σj=5.76MPa<[σj]=20 MPa。所以，所选花键尺寸能满足使用要求.
3.1.3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在相对很短时间内会产生大量热,所以要求摩擦片含有一定综合性能:
1.工作时间内要有相对较高摩擦系数。
2.在整个工作寿命周期内应维持其摩擦特征。
3.在短时间内能吸收相对高能量。
4.能承受较高压盘作用载荷。
5.能抗高转速下大离心力载荷而不破坏。
6.在传输发动机转矩时有足够剪切强度。
7.含有小转动惯量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、飞轮等全部要有良好兼容摩擦性能 。
9.含有优良性能、价格比不会污染环境。
多年来摩擦材料种类增加极快。挑选摩擦材料标准是：满足较高性能标准、成本最小、考虑替换石棉。 现在，在中国离合器摩擦材料中，多数还是以石棉为基础材料编织而成。不过为了取得愈加好耐磨性，耐热性，抗拉强度并减小从动盘转动惯量。这里选择比石棉更轻有机摩擦材料。 摩擦片尺寸依据离合器基础参数确定外径D=405mm内径d=220mm。
第四章 压盘和离合器盖
4.1 压盘设计
压盘设计包含传力方法选择及其几何尺寸确实定和强度校核。
4.1.1压盘传力方法
压盘是离合器主动部分，在传输发动机转矩时，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轴向移动。如前面所述采取采取传动片式传力方法。
由弹簧钢带制成传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片受力情况，它通常全部是沿圆周部署。
4.1.2压盘几何尺寸确实定
因为摩擦片尺寸在前面已经确定,故压盘外径D=410㎜ ,压盘内径d=220㎜。
压盘厚度确定关键依据以下两点：
1.压盘应有足够质量
在离合器结合过程中，因为滑磨功存在，每结合一次全部要产生大量热，而每次结合时间又短（大约在3秒钟左右），所以热量根原来不及全部传到空气中去，这么肯定造成摩擦副温升。
在频繁使用和困难条件下工作离合器，这种温升更为严重。它不仅会引发摩擦片摩擦系数下降，磨损加剧，严重时甚至会引发摩擦片和压盘损坏。
因为用石棉材料制成摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生热关键由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时温升不致过高，故要求压盘有足够大质量以吸收热量。
2.压盘应含有较大刚度
压盘应含有足够大刚度，以确保在受热情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器根本分离和摩擦片均匀压紧。
鉴于以上两个原因压盘通常全部做得比较厚（载重汽车上通常大于15㎜），但通常大于10㎜。
在该设计中，初步确定：该离合器压盘厚度为20㎜。
4.1.3压盘材料选择
压盘形状通常比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和含有较高摩擦系数，故通常见灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170～227，其摩擦表面光洁度不低和1.6。为了增加机械强度，还能够另外添加少许合金元素。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离合器盖设计
离合器盖通常全部和飞轮固定在一起，经过它传输发动机一部分转矩。另外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆支承壳体。
所以，在设计中应注意以下多个问题：
（1）离合器刚度
离合器分离杠杆支承在离合器盖上，假如盖刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大变形，这么就会降低离合器操纵机构传动效率，严重时还可能造成离合器分离不根本，引发摩擦片早期磨损，还会造成变速器换档困难。所以为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采取厚度约为4㎜低碳钢板（如08钢板）冲压成带加强筋和卷边复杂形状。
（2）离合器通风散热
为了加强离合器冷却离合器盖必需开有很多通风窗口，通常在离合器压紧弹簧座处开有通风窗口。
（3）离合器对中问题
离合器盖内装有分离杠杆、压盘、压紧弹簧等关键零件，所以它相对和飞轮必需有良好对中，不然会破坏离合器平衡，严重影响离合器工作。
离合器盖对中方法有两种，一个是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，因为本设计选择是传动片传动方法，所以离合器盖经过一外圆和飞轮上内圆止口对中.
第五章 离合器分离装置
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踏板和压盘之间运动最终步骤为分离杆。周置螺旋弹簧离合器分离杆数目采取3~6个。
2.分离杠杆结构
a.分离杠杆应含有足够刚度,以免分离时杆件弯曲变形过大,降低离合器操纵机构传动效率,减小了压盘行程,使分离不根本,分离杆中加入加强板。
b.应使分离杠杆支承机构和压盘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,分离杆和压盘铰接点也跟着压盘一起平移。和此同时,这个铰接点还必需绕分离杆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,这就是所说运动干涉现象。
综上所以采取摆动块式分离杆。
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,铸造而成。为了提升耐磨性能，表面进行氰化处理，层深0.15~0.3mm,硬度为HRC58~63。分离杆尺寸杠杆比取分i=5,分离杆数量选3个。取分离杆、压盘铰接点和分离杆、离合器盖铰接点距离f=10mm，分离杆、离合器盖交接点和摆动块之间距离e=50mm 。
5.2 分离轴承及分离套筒
分离轴承在工作过程中关键承受轴向力。在分离离合器时，因为分离轴承旋转，在离心力作用下，它同时还受到径向力。所以在离合器采取分离轴承关键有两类，径向推力轴承和推力轴承，径向推力轴承适适用于高速、低轴向负荷情况。推力轴承则适适用于低速、高轴向负荷情况。在以往设计中，分离轴承内圈通常配在铸造分离套筒上，而分离套筒则装在变速器第一轴轴承盖套管外轴径上，能够自由移动，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，分离轴承端面和分离杆内端之间应留有间隙δ=3~4mm，方便在摩擦片磨损情况下，分离杆内端后退而不致妨碍压盘继续压紧摩擦片，以确保可靠地传输发动机转矩。这个间隙反应在踏板上为一段自由行程。
因为本设计选择发动机最高转速较低，所以选择标准推力轴承，依据花键尺寸，选择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 结构设计关键点
压紧弹簧沿着离合器压盘圆周部署时通常全部用圆柱螺旋弹簧。螺旋弹簧两端拼紧并磨平，这么两端支承面较大，各圈受力均匀，且弹簧垂向垂直偏差较小。为了使离合器摩擦片上有均匀压紧力，螺旋弹簧数目通常多于6个，而且应该伴随摩擦片外径增大而增加弹簧数量。在部署圆柱螺旋弹簧时，要注意分离杆数目，使弹簧均匀分布于分离杆之间。所以弹簧数目Z应该是分离杆数n倍数。
6.2 结构设计
此次设计周布式弹簧离合器采取压紧弹簧是圆柱螺旋弹簧。在设计螺旋弹簧时候，螺旋弹簧两端必需确保平整且螺旋弹簧一二圈之间没有间隙，每一端需确保有一圈是齐平，这么能够增加螺旋弹簧和压盘和离合器盖接触面积。也能确保弹簧工作时各圈受力均衡，而却不会倾斜。螺旋弹簧是周布在压盘上，而弹簧数目通常不少于6个。不过假如摩擦片外径很大话，螺旋弹簧数目就必需增加而却是分离杆整数倍,。具体关系见表6.1.2，这么能够使离合器摩擦片上有均匀压紧力。 表6.1.2 周置圆柱弹簧数目
摩擦片外径
螺旋弹簧数目
<200
6
200~280
9~12
280~380
12~18
380~450
18~30

在本设计中依据摩擦片外径D=405mm,取螺旋弹簧数Z=20。
6.3 弹簧材料及许用应力
周布弹簧离合器弹簧钢丝直径不大，通常在4mm左右，工作环境温度也在正常状态下，所以它材料通常选择65Mn钢、碳素弹簧钢等。弹簧材料许用应力对于碳素和硅锰钢其推荐许用应力通常为约为。离合器压紧弹簧直径较小则用冷卷法制成。不过通常全部不会做淬火处理，用低温回火来消除内应力就行了。本设计选择65Mn钢。
6.4 弹簧参数计算

每一个弹簧工作压力P：
设计圆柱螺旋弹簧时，应依据摩擦片外径D选定弹簧数目Z，并依据离合器工作总压力，确定每一个弹簧工作压力P：

式中：
为工作总压力，N
Z为离合器压簧数目。
经过下式计算工作总压力：

每个弹簧工作压力：P = 358.4 N

6.4离合器弹簧数据表：

由6.4离合器弹簧数据表单个弹簧参数以下：
依据p=358.4N 选择下面一组数据
工作压力P=390N 弹簧外径D=27mm 钢丝直径d=3.75mm
工作高度H=40mm 自由高度H0=58mm 总圈数n=
弹簧刚度K=22.0N/mm 最大应力=554MPa
对于此弹簧数据校核: 弹簧中径=D-d=23.25mm
弹簧指数C==6.2
曲度系数K'=1.24
弹簧附加变形量
对于单片离合器。
本设计取
弹簧最大负荷Pmax/N
经过验算可知满足强度要求。
第七章 扭转减震器
7.1扭转减震器设计
扭转减振器关键由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件关键作用是降低传动系首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引发共振；阻尼元件关键作用是有效地耗散振动能量。所以，扭转减振器含有以下功效：
1.降低发动机曲轴和传，动系接合部分扭转刚度，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瞬态扭振。
3.控制动力传动系总成怠速时离合器和变速器轴系扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器和变速器扭振和噪声。
4.缓解非稳定工况下传动系扭转冲击载荷和改善离合器接合平顺性。
减振器扭转刚度和阻尼摩擦元件间摩擦转矩是两个关键参数。其设计参数还包含极限转矩、预紧转矩和极限转角等。
1.极限转矩
极限转矩为减振器在消除限位销和从动盘毂缺口之间间隙△1时所能传输最大转矩，即限位销起作用时转矩。它和发动机最大转矩相关，通常可取：

2.扭转刚度
扭转刚度是为了避免引发系统共振，要合理选择减振器扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常见工作转速范围内。决定于减振弹簧线刚度及其结构部署尺寸,需要加在从动片上转矩为：

式中：
C：弹簧刚度　　
Z：弹簧数目　　
R1：减震器弹簧分布半径
设计时可按经验来初选是

可知：=13650(N·m)
3.阻尼摩擦转矩
因为减振器扭转刚度是，受结构及发动机最大转矩限制，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，必需合理选择减振器阻尼装置阻尼摩擦转矩，经过计算和实践表明通常可按下式初选：
取 ：
4.预紧转矩
减振弹簧在安装时全部有一定预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率方向移动，这是有利。不过不应大于，不然在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取：
＝(0.05-0.15)Temax=0.1×700=70N·m
5.减振弹簧位置半径R1
R1尺寸应尽可能大些，通常取：
式中，d为离合器摩擦片内径。
因为摩擦片内径要满足
结合两个条件，取R1=37.5mm
6.减振弹簧个数 表7.1 减振弹簧数目参考表
摩擦片外径D/mm
225-250
250--325
325--350

>350

减震弹簧数目
4-6
6--8
8--10
>10

因为Ｄ＝405ｍｍ，取Z=12

7.扭转减振器减振弹簧总压力
当限位弹簧和从动盘毂之间间隙被消除时，弹簧传输扭矩达成最大

式中：=1050N·m
代入，得：=28000N
每个弹簧工作压力 ：P=/z =2333N
8.限位销直径
限位销直径按结构部署选定，通常=9.5～12mm，本设计取=11mm
9. 从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸
为充足利用减振器缓冲作用，将从动片上部分窗口尺寸做比从动盘毂上窗口尺寸稍大部分，图所表示。

图7.2 从动盘窗口尺寸简图

通常推荐A1-A=a=1.4～16mm。这么，当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参与工作，刚度较小，有利于缓解冲击。本设计取a=1.5mm，A=25mm，A1=26.5mm。
10. 减振弹簧尺寸确定
图7.3 减振弹簧计算简图

在初步选定减振器关键尺寸后，即可依据部署上可能来确定和减振弹簧设计相关尺寸。
弹簧平均直径：通常由结构部署决定，通常选择=11～15左右。本设计选择=12mm。
弹簧钢丝直径：
式中：扭转许用应力=550～600MPa，算出后应该圆整为标准值，通常为
3～4mm左右。故=4.00mm，符合上述要求。
减振弹簧刚度 :
减振弹簧有效圈数 ：
式中：G为材料扭转弹性模数
减振弹簧总圈数=4.4。
减振弹簧在最大工作压力P时最小长度：

式中： =0.4为弹簧圈之间间隙。
减振弹簧总变形量：P/c=1867/647.11=2.89mm
减振弹簧自由高度： =19.36+2.89=22.25mm
减振弹簧预变形量：
减振弹簧安装后工作高度：=22.25-0.19=22.06mm
11. 从动片相对从动盘毂最大转角
最大转角和减震弹簧工作变形量()相关， 其值为：
12.限位销和从动盘毂缺口侧边间隙

为限位销安装尺寸，取R=40㎜
则 。

结　　 论

此次课程设计依据给出设计要求和原始设计参数，和周置螺旋弹簧离合器及其操纵机构工作原理和使用要求，经过对其工作原理叙述、结构方案比较和选择、相关零件参数计算，大致确定了离合器及其操纵机构基础结构和关键尺寸和制造相关零部件所用材料。
结构方面：依据设计要求，考虑到使用条件和其显著优点，选择带扭转减振器单片周置螺旋弹簧离合器，压盘驱动方法采取传动片传动，分离轴承采取自动调心式分离轴承，操纵机