圆柱螺旋弹簧离合器设计【含CAD图纸、CAXA图纸、说明书】
目录1.绪论12.离合器基本结构设计22.1确定摩擦片外径D及其他尺寸22.1.1摩擦片外径D及内径d的确定22.1.2摩擦片材料、紧固方法以及要求22.1.3摩擦片的最大圆周速度的检验32.2确定后备系数32.3确定单位压力P033.圆柱螺旋弹簧的设计53.1圆柱螺旋弹簧的优化设计53.2圆柱螺旋弹簧结构设计计算73.3材料的选用104. 从动盘设计114.1从动盘的结构和组成114.2从动片设计124.3从动毂设计134.4扭转减振器设计144.4.1主要参数的选择144.4.2减振器的结构设计165.压盘设计205.1 压盘传力方式的选择205.2 压盘几何尺寸的确定206.离合器盖设计227.分离装置设计23总结24参考文献251.绪论 以内燃机为动力,采用离合器的汽车机械传动系中,离合器处于传动系的首端,早期离合 器的结构形式是锥形摩擦离合器。锥形摩擦离合器传递扭矩的能力,比相同直径的其他结构形式的摩擦离合器要大。但是,其最大缺点是从动部分的转动惯量太大,引起变速器换挡困难。而且这种离合器再结合也不够柔和,容易卡住。 此后,在油中工作的即所谓湿式的多片离合器逐渐取代了锥形离合器。但是多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油黏住(尤其是在冷天油液变浓时容易发生),致使分离不彻底,造成换挡困难。所以,它又被干式所取代。多片干式的主要优点是由于接触面数多,故结合平顺柔和,保证了汽车的平稳起步。但是因为片数多,从动部分的转动惯量也大,还是感到换挡不够容易。另外,中间压盘的通风散热不良,易引起过热,加快了摩擦片的磨损,甚至烧伤和碎裂。如果调整不当还可能引起离合器分离不彻底。 实际经验是人们逐渐趋向于采用单片干式摩擦离合器。它具有转动惯量小,散热性好,结构简单、调整方便、尺寸紧凑分离彻底等优点。而且只要在结构上采用一定的措施,也能使其结合平顺。因此,它不仅极为广泛的用在小轿车及中小型载重汽车上,今年来在大型载重汽车上(当发动机的最大扭矩小于100kg.m时)上的应用也日益增多。 如今,单片干式摩擦离合器在结构上设计方面相当完善:采用具有轴向弹性的从动盘,提高了离合器的结合平顺性;离合器中装有扭转减震器,防止了传动系的共振,减小了噪音;以及采用了摩擦较小的分离机构等。 随着汽车运输的发展,离合器还要在原有的基础上不断的改进和提高,以适应新的使用条件。从国外的发展动向来看,今年来汽车的性能在向高速发展,发动机的功率的转速不断的提高,载重汽车趋于大型化,国内也有类似情况。此外,离合器的使用条件也日酷一日。因此,增加离合器的扭转能力,提高其使用寿命,简化操作(在某些车型上以至向自动操作发展),已成为离合器目前发展的趋势。2.离合器基本结构设计2.1确定摩擦片外径D及其他尺寸2.1.1摩擦片外径D及内径d的确定 由经验公式:D=KD=194.79mm. 式中:发动机最大转矩(N.m)KD直径系数(轿车取值14.6) 由于飞轮工作面:D/d=240mm/130mm,因此,摩擦片外径D130mm.根据实际情况按照统一标准,确定离合器的基本尺寸如下:外径D=225mm;内径d=150mm;片厚h=3.5mm;内外径比值c=0.667,1-c3=0.703;单位面积A0=2.21104mm22.1.2摩擦片材料、紧固方法以及要求摩擦片的工作条件是比较恶劣的,为了保证它能够长期稳定的工作,根据汽车的使用条件,摩擦系数值比较稳定,不受工作温度、滑磨速度、单位压力变化的影响,摩擦片的性能应满足以下几方面的要求: 足够的耐磨性,尤其是在高温时应耐磨; 足够的机械强度,尤其是高温时的机械强度应较好; 稳定性好,要求在高温时的粘合剂较少,无味,不易烧焦; 磨合性好,不致刮伤飞轮以及压盘等零件的表面; 油水对摩擦性能的影响应较小; 结合时应平顺而无咬住或抖动的现象。摩擦片采用目前最广泛的石棉摩擦片是有耐磨以及化学稳定性都比较好的石棉与粘合剂以及其他辅助材料混合热压制成,其摩擦系数大约为0.3左右。摩擦片和从动盘之间有两种紧固方法;铆接和粘接。本次设计采用铆接法,其优点是可靠及磨损后换装摩擦片很方便。摩擦片上开有斜槽,其作用为:散热和排屑。2.1.3摩擦片的最大圆周速度的检验为了避免在发动机转速比较高时摩擦片飞离,一般允许最大圆周速度为6570m/s之间。因为发动机的最高转速一般比最大功率时的转速要高10%,所以摩擦片外缘处最大速度为:Vmax=(1+10%).D.Ne/60=(1+10%)22510-34500/60=58.29m/s. 式中:D摩擦片外径(mm) Ne发动机最大功率时的转速(r/min) 由于Vmax超过65-70m/s,所以设计的基本尺寸合格。2.2确定后备系数后备系数是离合器的一个重要的参数,它反应了离合器传递发动机最大转矩的能力和可靠程度,小轿车的后备系数=1.3-1.75,由于发动机后备功率较大,使用条件比较好,因此可以选取较小的后备系数,使离合器结构重量轻,操纵轻便。初选=1.4。2.3确定单位压力P0单位压力的P0选取应考虑离合器的工作条件,发动机的后备功率较小,摩擦片的外径、摩擦片的材料以及其质量等因素。若离合器使用频繁,发动机的后备功率较小,则P0应取小一点,反之取大一点。当摩擦片外径较大时,为降低摩擦片外缘处的热负荷,P0应降低。当采用石棉基摩擦材料时,P0应在0.14-0.3N/范围内选取,对于轿车,P0为0.18-0.3 N/。 Mcmax=.Memax=1.4178=249.2N.M 且Mcmax=P0D3(1-c3) P0=2.38105N/m2。式中:Mcmax离合器最大摩擦力矩(N.m) P0单位压力 (N/m2) 摩擦系数(常取=0.25) Zc摩擦工作面数(单片Zc=2) C内外径比值 Memax发动机最大功率由于P0一般不超过2.5Kg即不超过2.45105N/m2,而所求P0=2.38105N/m2小于该值,因此上述所选数据符合要求。3.圆柱螺旋弹簧的设计3.1圆柱螺旋弹簧的优化设计(1)目标函数的选取:在优化设计中,目标函数的选取可根据弹簧的工作特点和它的要求来建立,本次设计选用重量最小为弹簧的目标。因本次设计为周置式弹簧,对离合器的要求最重要的一点为使其转动惯量要小,这样可以降低离心力,从而降低离心力对弹簧所产生的横向力,减少了由于弹簧弯曲所造成的不利后果,提高了弹簧压紧力稳定的时间,增加了其寿命,提高其可靠性,符合设计要求。因此,其目标函数的表达式为:W=(n+n2)D2式中:为弹性材料的密度(=7.810-6Kg/mm3) n弹簧有效圈数; n2弹簧支撑圈的圈数(取n2=1.5) D2簧圈平均直径; d簧丝直径。(2)设计变量的选取:设计弹簧时,除选择材料及规定热处理要求外,主要根据最大工作载荷,最大变形以及结构要求等来确定变量。本次设计的变量有三个:x=。采用一位搜索法来进行优化,其中c的步长为0.25,d的步长为0.5。(3)约束条件:强度条件:由公式:=,其中K=+ P= 式中:P单个弹簧工作压力;P弹簧工作总压力;k曲度系数;Z 弹簧个数(取Z=9);c弹簧指数(即旋绕比);实际切应力(N/mm2); 许用切应力(N/mm2)(取=709.8=686N/mm2)约束条件为:t1=()-6860稳定条件:由公式: H0=(n+n2-0.5).d+f+f+n.式中:D2弹簧中径(D2=D1-d); D1弹簧外径(D1取27mm,由结构所定); f弹簧工作变形(f=p/k); k弹簧实际刚度(k=); G剪切弹性模数(G=8.134104N/mm); 弹簧的附加变形(=2.5mm); 弹簧最大负荷时的间隙(=1.5mm)约束条件为:t2=/(D1-x3)5.3最大变形条件:由公式 P/P1.15-1.20 式中:P实际弹簧的最大工作压力; P=k. 约束条件为: 47 优化结果为:旋绕比c=5.75; 弹簧有效工作圈数n=6.5圈; 簧丝直径d=4mm; 单个簧最小重量 wmin=0.538KN。3.2圆柱螺旋弹簧结构设计计算(1)弹簧数目Z的确定:为了保证离合器摩擦片上有均匀的压紧力,螺旋弹簧的数目一般不得少于六个,而且应该随摩擦片的外径的增加而增加弹簧的数目,此外,在布置圆柱螺旋弹簧时,要注意分离杆的数目,使弹簧均布于分离杆之间。因此弹簧的数目Z应该是分离杠杆数n的倍数,即:Z=m.n=3*3=9个(符合表3-1的要求)式中: m为任意正整数(取m=3) n为分离杠杆数(取n=3) 表3-1 周置圆柱螺旋弹簧的数目摩擦片外径200200280280300380450弹簧数目(个)691212181830(2)弹簧外径D1的确定: 由于D1=2730mm,由结构上确定弹簧外径为D1为27mm.(3)弹簧中径D2的确定: D2=D1-d=27-4=23mm(4)曲度系数k的实际值: 由优化结果得,k=1.265(5)实际弹簧的工作应力: =682.4N/mm2=686N/mm2 所以满足要求(6)实际单个弹簧的工作压力P: P= =589.45N P980N不超过100Kg符合要求,实际单个弹簧的工作压力P值合格。(7)弹簧总圈数n1: n1=n2+n=1.5+6.5=8圈(8)弹簧的实际刚度k: K= =32.9N/mm(9)弹簧实际的工作变形f: f=P/k=589.45/32.9=18mm(10)弹簧的实际自由高度H0: H0=()d+f+=(8-0.5)*4+18+2.5+6.5*1.5=60.25mm(11)弹簧的实际工作高度H: H=H0-f=60.25-18=42.25mm(12)实际弹簧的最大工作压力P: P=k. P/P=671.7/589.45=1.14N1.15N实际弹簧的最大工作压力P值合格。(13)实际弹簧节距t: t=d+f/n+=4+18/6.5+1.5=8.27mm(14)实际弹簧螺旋角: =6.529 = (15)实际恒定性b: b=H0/D2=60.25/23=2.625.3实际恒定性b值合格(16)实际弹簧的总工作压力:P=P.Z=589.459=5.305103N(17)离合器的实际单位压力P0: P0= P/A0=5.305103/22110-4=2.4105N2.45105N 离合器的实际单位压力P0合格 上述实际数据完全符合要求。(18)离合器实际的最大摩擦力矩Mcama: Mcama= = =251.6Nm(19)实际后备系数: =(20)单位摩擦面积传递的转矩Mc0: = =0.0058N.m/ =0.3N.m/单位摩擦面积传递的转矩Mc0值合格.3.3材料的选用由于弹簧簧丝直径不大,周围环境的工作温度也在正常范围之内,所以弹簧的材料大都选用65Mn钢或碳素弹簧钢。锰钢弹簧与碳素弹簧钢比较,优点是淬透性好和强度较高,脱碳倾向小,但是有过热敏感性和回火脆性的缺点。锰钢弹簧价格也便宜,原磁疗易得,故很适合于做离合器弹簧。本次选用65Mn钢为弹簧材料。4. 从动盘设计4.1从动盘的结构和组成图4-1 带扭转减振器的从动盘及分开式弹性从动片从动盘有两种结构形式,带扭转减振器的和不带扭转减振器的。不带扭转减振器的从动盘结构简单,重量较轻。但是目前小轿车上无一例外的都采用带扭转减振器的从动盘(如图4-1 所示),用以避免汽车传动系统的共振缓和冲击,减少噪音,提高传动系零件的寿命,改善汽车行驶的舒适型,并使汽车起步平稳。因此,本次设计采用带有扭转减振器的从动盘。 从动盘是由从动片、摩擦片、从动盘毂三个基本组成部分组成。在带有扭转减振器的从动盘中,其从动盘和从动盘毂之间是通过减振弹簧弹性的连接在一起。 当传动系发生扭转振动时,从动片和减震盘相对于从动盘毂的扭转振动能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。摩擦片用铆钉与波形片连接。波形片与从动片相铆接。减振盘与从动毂铆接在一起。同时铆钉也是限位销。从动盘设计要求:(1)为了减少变速器换挡时齿轮间的冲击,从动盘的转动惯量应尽可能的小; (2)为了保证汽车起步平稳,从动盘在轴向应具有弹性; (3)为了避免传动系的扭转共振和缓和冲击载荷,从动盘中应该装有扭转减振器。4.2从动片设计 设计从动片时要尽可能的减轻其质量,并应使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心,以获得最小的转动惯量。因为在汽车在行驶换挡时,首先要分离离合器,从动盘的转速必然要发生变化,这样将会引起惯性力,而使变速器换挡时齿轮间产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比,因此为了减小转动惯量,从动片一般都做的比较薄,通常是用1.3-2mm厚的钢板弹簧冲压而成,本次设计采用2mm后的钢板弹簧冲压。为了使离合器结合平顺,以保证汽车平稳起步,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,在离合器的结合过程中,主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的从而保证了离合器所传递的力矩缓和增长。此外,弹性从动片还使压力的分布比较均匀,改善表面的接触,有利于摩擦片的均匀磨损。既有轴向弹性的从动片有以下三种结构形式: 整体式弹性从动片; 分开式弹性从动片; 组合式弹性从动片。整体式弹性从动片能达到轴向弹性的要求,但是其缺点是很难保证每片扇形部分的刚度都完全一致。为了消除这个不足,从动片采用分开式的结构,波形片的从动片分开制作。然后铆接在一起,由于波形弹簧片是由同一模具冲制而成的,故其刚度比较一致。另外,这种结构的从动片也容易得到较小的转动惯量。这种从动片在轿车上采用较多,组合式弹性从动片常用在中型车上,本次设计选用分开式从动片,为了安装减震弹簧,本从动片上开6个窗孔。从动片用低碳钢板作为材料。在设计时为了保证从动片的弹性作用,波形弹簧片的压缩行程可以取为0.8-1.1之间,本次设计方案选取为1.0mm,片厚为0.75mm,材料为弹簧钢板,从动盘轴向弹性的变化规律即轴向加载与其变形的关系,其大致的趋向是抛物线形,即在开始时力较小。而后随着变形的增加,力的增长很快,最后被压平。4.3从动盘毂设计从动盘毂装在变速器第一轴前端的花键上,目前一般都是采用渐开式花键。花键之间为动配合,以便在离合器分离和结合过程中从动盘毂能在轴上自由移动,花键的结构尺寸可以根据从动盘的外径和发动机的扭矩选取。为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动时不产生偏斜,而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,对在严重情况下工作的离合器,其长度更长,可达到花键外径的1.4倍。已知发动机最大转矩Memax=178N.m,根据国标标准可取:从动盘外径De=250mm;Temax=200N.m;花键齿数n=10;花键外径D=35mm;花键内径d=28;键齿宽b=4mm;有效齿长l=35mm;挤压应力=10.4Mpa花键尺寸选定后应进行挤压应力j和剪切应力校核: =10.37Mpa =30Mpa =9.07Mpa =15Mpa其中Z为从动毂个数。以上参数符合要求。4.4振扭减振器设计图4-2 扭转减振器扭转减振器的结构:本次采用弹簧摩擦式扭转减振器设计方案(如图4-2所示)。使从动片与从动盘毂弹性的连接在一起的。从而改变了传动系统的刚度,同时,从动片、减振盘、与从动盘毂之间还装有减振摩擦片,作为振动能量消耗器。当传动系统中有扭转振动时,通过摩擦片与相邻件的相邻运动,使振动能量转化为热能,使振动衰减。从动片与减振盘毂铆接在一体,从动盘毂上开有相应的缺口,在缺口与限位销之间留有间隙,允许从动片与从动盘毂之间有一定的相对运动。同时限制了减振弹簧的最大变形量,以免过载。同时采用调整垫片和碟形弹簧来调整减振器减振摩擦片的预紧力的大小。目的是为了在阻尼片磨损后,保证预紧力变化不大。4.4.1主要参数的选择减振器的角钢度Ca和减振器的摩擦力矩等,决定了减振器的衰减传动系统扭转振动的能力。(1)减振器的角钢度Ca:在装有减振器时,发动机扭矩必须通过减振弹簧来传递。而减振器传递扭矩的能力会影响到传动系统的动载荷,实验表明,当减振器传递的极限扭矩与汽车后轮后轮附着条件所决定的最大转矩Mmax相等时传动系动载荷是最小的,若Mmax则会增加减振器的角刚度,使传动系动载荷略有增加,故设计时通常取:= Mmax=式中:后桥附着重量; 附着系数; 车轮滚动半径; 主传动比; 变速器一档传动比很明显,在对减振弹簧做一定的结构布置下,减振器的角刚度受到必须传递足够大的扭矩要求的制约,而不可能随意降低。而对传动系的分析计算表明,为了避开共振,减振器的角刚度Ca又要求低,这在实际上是做不到的,因此,减振器Ca的最后决定,常常只能满足结构所允许的设计结果。按经验公式初选角刚度Ca:Ca其中:=1.45-1.55Memax式中:系数1.45适用于载重汽车 1.55适用于小轿车 =1.55 Memax=1.55170=263.5N.m 又Ca 初取Ca=12263.5=3162N.m(2)减振器的摩擦力矩:由于减震器的角刚度Ca受结构和扭转要求的限制不可能很低,因此在发动机工作转速范围内,共振现象就常常难以避免。为了最有效的消振,必须合理的选择减震器阻尼装置的摩擦力矩。由公式初选:=0.11=0.11263.5=28.985N.m这一经验公式只有振动在达到一定幅值大小时,才加以消除前提下导出的。这样,只有在共振或接近共振区幅值较小并不危险,减震器不起作用,也不消耗能量,从而提高了传动系的效率。(3)预紧力矩:减震弹簧在安装时都有一定的预紧。这样,在传递同样大小的极限力矩时,它将降低减震器的角钢度,这显然是有利的,但是预紧力矩的值,不应大于摩擦力矩,否则在反向工作时,扭转减震器将提前停止工作,因此,=28.985N.m4.4.2减振器的结构设计(1)减振弹簧的分布半径R1:R1=(0.6-0.75)*d/2 式中:d摩擦片内径 选取R1=50mm(2)减振器弹簧的数目Z: 选取Z=6 ,根据表4-1选取。 表41摩擦片根据外径选取减振弹簧摩擦片外径D/mm225-250250-325326-350350Zj4-66-88-1010(3)减振弹簧的总压力P总:P总=(4)每个减振弹簧的压力P:P=(5)减振弹簧尺寸的确定: 弹簧的平均直径Dc:Dc一般由结构来定,通常Dc=11-15mm左右。本次设计取Dc=14mm。 弹簧钢丝直径d1: d1=式中:扭转许用应力,=588N/mm2;d1需圆整为标准值,取d1=4mm. 单个弹簧实际的最大工作压力P: P= 弹簧实际总压力P总:P总=P*Z=10556=6330N 减振器实际传递的极限扭矩M极:M极= P总*R1=63305010-3=316.5N.m 实际摩擦力矩M摩:M摩=0.11M极=34.8N.m 实际预紧力矩M预: M预= M摩=34.8N.m 角刚度Ca: Ca=12M极=12316.5=3798N.m 减振弹簧刚度K: K= 减振弹簧有效圈数i: i=,取标准值有 i=4圈 减振弹簧实际刚度k: k= 实际角刚度Ca: = =3550N.m Ca=11.22 M极 减振弹簧总圈数n: n=i+1.5=5.5圈 减振弹簧在最大工作压力P时的最小长度lmin:lmin= 式中:弹簧圈之间的间隙,必要时还可以取小些。lmin= 减振弹簧总变形量:=P/k= 减振弹簧的自由高度: 减振弹簧预紧变形量: 减振弹簧安装后的工作高度:= 减振弹簧的工作变形量(6)从动片相对于从动盘毂的最大转角:=(7)限位销与从动盘缺口侧边的间隙 式中:R2为限位销的安装半径(取值为50mm)(8) 限位销直径d:d按结构布置选定,一般d=9.5-12mm,这里取d=10mm(9) 从动盘毂缺口宽度B及弹簧安装窗口尺寸A:将从动片的分离部分口的尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸大些的原因是充分利用减振器的缓冲作用。一般推荐A1-A=a=1.4-1.6mm本次设计取a=1.5mm,这样,当地面传来冲击时,开始时只有部分弹簧参见工作,刚度较小,有利于缓和冲击。A一般为25-27mm本次设计取A=l=25.5,此外,从动片上的缺口B与限位销直径d之间的间隙做的不一样,并使,这样,当地面传来冲击时,由于允许弹簧有较大的变形,从而可以缓和根大的冲击,取 B=5.压盘设计 图5-2 压盘的驱动方式(a)凸块窗孔式;(b)传力销式压盘的设计包括传力方式的选择以及其几何尺寸的确定两个方面。5.1 压盘传力方式的选择压盘是离合器的主动部分,在传递发动机扭矩时,它和飞轮一起带动从动盘转动,所以它必须和飞轮连接在一起,但这种连接允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动,本次设计采用传动片式传力机构。由弹簧钢带制成。一段铆接在离合器盖上,另一端用螺钉固定在压盘上。为了改善传动片的受力状况,它一般都沿着圆周切向布置。这种连接方式简化了压盘的结构,降低了对装配精度的要求,并且有利于压盘的定中。本次设计采用三个凸台三组传动片,每组两个,共六片的结构。 压盘的结构形状除与传力方式有关外,还与压紧方式和分离方式有关,在采用沿圆周布置的圆柱螺旋弹簧作压紧弹簧时,压紧盘上应铸有圆柱形凸台作为弹簧的导向座,材料为HT200300。5.2 压盘几何尺寸的确定与摩擦片相结合的压盘内外径尺寸与摩擦片尺寸基本相应,这样压盘几何尺寸最后归结为厚度的确定。其主要依据以下两点:(1)压盘应该有足够的质量在离合器的结合过程中,由于滑磨功的存在,每结合一次都要产生大量的热,而每次结合的时间又很短,因此热量根本来不及全部传到周围的空气中去,这样必然导致摩擦副的温升,在使用频繁和困难条件下工作的离合器,这种温升就会更为严重,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。由于石棉基材料制成的摩擦片导热性差,在滑磨过程中所产生的热量主要由飞轮的压盘等零件吸收,为了使每次接合是的温升不致过高,故要求具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。鉴于以上两点原因,压盘一般都做的比较厚,本次设计的压盘厚度为12mm。内径为145mm,外径为230mm。 在确定了厚度之后。应该校核离合器结合一次时的温升,它不应超过8-100,若过高,则要适当增加压盘的厚度。 校核公式:式中:温升(); L滑磨功(Kg.m); 分配到压盘上的滑磨功所占的百分比;(取单片离合器压盘); C压盘的比热(C=0.115千卡/公斤.度); 压盘重量(kg)6.离合器盖设计离合器盖与飞轮固定在一起,通过它传递发动机的部分扭矩。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支撑壳体。本设计时应特别注意以下问题:(1)刚度:离合器分离杠杆支撑在离合器盖上,如果盖的刚度不够,则当离合器分离时,可能会使盖产生较大的变形,这样就会降低离合器操纵部分的传动效率,严重时还可能导致分离不彻底,引起摩擦片的早期磨损,还会造成变速器换挡困难。为了减轻重量和增加刚度,小轿车的离合器盖常用厚约为3-5mm的低碳钢板(08钢板)冲压成复杂形状。(2)通风:为了加强离合器的冷却,离合器盖上开有通风口。此通风口同时起到了方便安装的作用,本次设计采用三个窗口通风,同时,凸台伸出窗口。(3)对中:离合器盖内装有压盘、分离杆、压紧弹簧等零件,因此它相对飞轮轴线必须要有良好的对中性,否则会破坏离合器的平衡,严重影响离合器的正常工作。因此要采用定位销定位对中。综上所述,本次设计的离合器盖采用08钢板弹簧冲压而成,板厚为3mm,根据结构需要冲压成相应的形状。7.分离装置设计离合器分离装置包括分离杆,分离轴承和分离套筒。本次是分离杠杆的设计。分离杠杆结构形式的选择:在周置压簧离合器中一般采用3-6个分离杠杆。本次设计采用3个分离杠杆,采用冲压加工制成,又因为摆动式的分离杠杆是由钢板弹簧冲压而成,结构比较简单,分离杆在压盘上的支撑方法也很简单,此外,它具有磨损小,调整方便等优点,目前在中小型汽车上采用较多。因此本次设计选用次型式的分离杠杆。 总结在老师的指导下,和同组搭档的共同努力下,我们圆满完成了本次课程设计。在设计过程中,得到了老师们认真细致的指导和帮助,对此,我表示最真挚的感谢! 本设计以“机械设计、汽车设计、二维制图模型”为主线,主要采用AutoCAD软件设计一个轿车螺旋弹簧离合器总成,由于时间和能力的限制,本设计对分离机构和操纵机构只作了简单的设计。本次设计我利用AutoCAD软件绘制了离合器总成和部分零件的二维图形,由于能力有限,难免有些不合理的地方,此次设计充分利用了已学过的汽车设计和机械设计知识,使我对所学知识有了一个系统的认识、复习、巩固和深入。通过这次设计,我对机械设计和汽车设计有了更深刻的认识,也初步掌握了机械设计的方法和使用有关机械设计手册的方法;对机械零件、汽车部件、装配技术、计算机软件使用技术等作了一个全新的认识和再学习,加深了理解,并扩展了知识面;充分利用计算机CAD技术进行了绘图;提高了计算机的使用能力。虽然这次设计内容要求较多,涉及范围较广,比如材料力学、汽车构造、CAD制图软件、汽车设计、一些生产工艺等,但它使我对实际项目的设计过程有了充分的了解。作为设计人员,必须充分考虑车间加工及客户使用要求。另外,也加深了我对一些相关知识的了解,因先前课本上学到的基础知识中,很多零部件的型号及标准都已更换,其材料选择、处理工艺等都已改进提高,可见我在这方面的认知度还不够。设计不是想当然的事,我们只有首先了解到加工工艺,国家相关标准,你设计出的产品才是一件成功的产品。自己平日的理论知识虽然仍没有真正应用于实际生产中,但利用课程设计这个平台,使我充分认识到自己理论学习中的不足,熟悉了一些新的设计方法。尤其是在画图方面,进一步熟练、巩固,这次课程设计为我以后的学习及毕业设计打下了基础。参考文献1.徐石安,江发潮.汽车离合器/汽车设计丛书 M.北京:清华大学出版社,20052.王望予.汽车设计M. 北京:机械工业出版社,20073.陈家瑞.汽车构造M.北京:人民交通出版社,20024.刘惟信.汽车设计 M.北京:清华大学出版社,20015.巩云鹏,田万禄,张祖立,黄秋波.机械设计课程设计M.沈阳:东北大学出版社,20066.王丰元.马明星.汽车设计课程设计指导书M.北京:中国电出版社,200926
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