车辆工程毕业设计论文-哈弗h3膜片弹簧离合器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-哈弗h3膜片弹簧离合器设计(编辑修改稿)内容摘要：

击二产生的瞬态扭振。 3）控制动力传动系总成怠速是离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振及噪声。 4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的结合平顺性。 14 扭转 减震器主要参数的选择 1）极限转矩 jT 极限转矩是指减震器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙 1 时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。 m a x)~( ej TT  （ ）  300 N m 2）预紧转矩 nT 减震弹簧在安装时有一定的预紧力。 nT 增加，其频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。 但是， nT 不应大于 T 佛则反响工作时，扭转减震器将提前停止工作。 m a x)~( en TT  （ ） N / nT 3） 阻尼摩擦转矩 T 由于减震器扭转刚度 k 受结构及发动机最大转矩的影响限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效抵消振，必须合理选择减震器阻尼装 置的阻尼摩擦转矩 T。 m a x)~ eTT （ （ ） N / T 4）扭转刚度 k 为了避免引起传动系统共振，要合理选择减震器的扭转角刚度 k ，使共振现象不发生在发动机正常的工作转速范围内。 r a dmNkTk j/3 9 0 03 0 01313 15 5）减震弹簧位置半径 0R 0R 的尺寸应尽可能大些， 2/)~(0 dR  （ ） mm502/1 5 R 6）极限转角 j 减震器从预紧转矩 nT 增加到极限转矩时 jT 从动片相对从动盘毂的极限转矩 j 为 02arc s in2 Rlj  （ ）  r c s in2j l 为减震弹簧的的工作变形量 7）减震器弹刚度 k : k= ）（）（ N / 3900)/(1000 320 mmNnRk  （ ） 8）减震弹簧总压力 F 当限位销与从动盘毂之间的间隙 1 和 2 被消除 ，减震弹簧传递的转矩达到最大值 jT 时，减震弹簧受到的压力 F 0/RTF j （ ） NF 6 0 0 050/300  NTzj 1 0 0 06/6 0 0 0  减震弹簧的计算 1）弹簧中径 cD 一般由结构布置决定通常， cD =11~15mm 选择 cD =12mm 2）弹簧钢丝直径   6 0 121 0 0 0883    czj DFd mm （ ） 16 取 d=4 mm 3）减震弹簧最小高度  in dnl n 为弹簧的总圈数 4）减震弹簧变形量 l : 指减震弹簧在最大工作负荷下所生产的最大压缩变形  260/1000/ kFl mm （ ） 5）减震弹簧自由高度  in0 lll （ ） 6）减震弹簧的预变形 39。 l ：减震弹簧安装时的预紧压缩变形  20039。 RkZ Tl j mm （ ） 安装工作高度  lll （ ） 7）从动盘相对从动盘毂的最大转角  mmlll 39。 39。 39。  （ ）  2)502 r c s i n(2)2s i n(a r c2 039。 39。 Rl （ ） 8）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 4~.521  取 .531 9）先微笑的安装尺寸 2R ： sin21 R 2R 58 mm 10）限位销直径 39。 d mmd 12~39。  39。 d 10 mm 本章小结 从动盘对离合器来说是一个十分重要的部件它由摩擦片、从动盘毂、从动片、波形弹簧片。 本章分析了从动盘的结构和对摩擦片的尺寸，从动盘毂花键尺寸进行设计和校核，以及扭转减震器的设计，数据径校核都满足正常使用的要求。 17 第 4 章 膜片弹簧 、压盘和离合器盖 的设计 膜片弹簧是离合器的关键零件，在设计时应参照参样初步确定膜片弹簧的设计尺寸，然后 对其进行优化，最后选定出其合理的结构尺寸。 压盘和离合器盖都是离合器的组要部件且还是主动部件，在设计压盘时应考虑压盘与离合器盖的连接形式，离合器盖应有足够的刚度和强度。 膜片弹簧基本参数的选择 H/h 比值的选择 比值 H/h 对膜片弹簧的弹性特性影响极大，为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的 H/h 一般为 ~，板厚 h为 2~4 mm。 初选 H/h= H= h= 碟簧部分大端半 径 R、 内半径 r 及 R/r 的比值确定 18 R/r 越大弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹簧弹性特性线受直径误差的影响越大，且应力越大。 根据结构布置的压紧力的要求， R/r 一般为 ~。 为使摩擦片上的压力分布均匀，推式膜片弹簧的 R 值应取为大于或等于摩擦片的平均半径 RC。 R/r = R = 120 mm r = 94mm 弹簧起始圆锥底角  的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角  与内截高度 H 关系密切，  =arctanH/(Rr) H/(Rr),一般在 9o~15o 范围内。  10rRHa r c ta n ）（ 膜片弹簧小端半径 r0 及分离 轴承作用半径 rf 0r 的值主要由结构决定其最小值应大于变速器第一轴花键轴半径， 且 rf r0 r0 = 27 mm rf = 29mm 分离指数目 n 切槽宽度 1 窗口槽宽 2 及半径 re尺寸选择 分离指目 n 常取 18 1 = ~ 2 = 9~10 er 的取值应满足 2r er er = 85 压盘加载点 R1 和支撑环加载点半径 r1尺寸半径尺寸选择 R1 和 r1 的取值将影响膜片弹簧的刚度， r1 应略大于 r 且尽量尽量， R1 应略小于 R 且尽量接近。 R1 = 117 mm r1 = 96 mm 19 图 膜片弹簧尺寸示意图 表 膜片弹簧尺寸表 H h H/h 碟簧部分大端外径 R/ mm 120 碟簧部分内半径 r / mm 94 压盘加载点半径 R1 / mm 117 支撑环加载半 r1 / mm 96 切槽宽度 δ 1 /mm 窗口切槽宽度 δ 2 / mm 9 自由状态圆锥底角 α 10186。 半径 re / mm 85 膜片弹簧小端半径 r0 /mm 27 分离轴承作用半径 rf /mm 29 膜片弹簧的设计 绘制 11 F 特性曲线 工作压力 F1 和膜片弹簧在压盘接触点出的轴向变形 1 关系式         211111111211 )(2ln16F hrRrRHrRrRHrR rREh  （ ） E——— 弹性模数，钢材料取 ； 5E ——— 泊松比，钢材料取 ；.30 h ——— 弹簧厚度， mm H ——— 弹簧部分内截锥高， mm λ 1——— 最大变形量， mm 20 R ——— 碟簧部分外半径 ， mm r ——— 碟簧部分内半径 ， mm R1 ——— 膜片弹簧与压盘接触半径 ， mm r1 ——— 支撑环平均半径 ， mm 设 4211211 ))(1(6FF Eh rR  （ ） h11  （ ） 因此公式（ ）就变成     12Rln11111111 rRrRhHrR rRhHrF  （ ）     196117 1111  312111 8   （ ） 11 .62  （ ） 11 12514FF  （ ） 表 1F 1F 及 1 的值表 1 1F 1 1F 1113 2052 3453 4279 4667 4717 4542 3966 3791 3854 4242 4080 21 图 11 F 特性曲线 膜片弹簧工作点位置的选择 离合器结合时膜片弹簧的大端变形量为 H1b1 ).01~.80  （   3 .3 mm 根据公式 （ ）（ ）（ ）算出 离合器结合时膜片弹簧的压紧力 F1 F1 = 4434 N A 点 ：为摩擦片磨损的极限位置，根据 B 点 0c SZ cZ ——— 摩擦片的总工作面数， 单片 cZ = 2 0S ——— 每摩擦片最大磨损量， ~ .902  mm C 点： 离合器分离时膜片弹簧的工作位置，一。