《紅旗CA7300型高級(jí)轎車離合器設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《紅旗CA7300型高級(jí)轎車離合器設(shè)計(jì)（22頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 遼 寧 工 業(yè) 大 學(xué) 汽車設(shè)計(jì) 課程設(shè)計(jì)（論文） 題目： 紅旗CA7300型高級(jí)轎車離合器設(shè)計(jì) 院（系）： 汽車與交通工程學(xué)院 專業(yè)班級(jí)： 學(xué) 號(hào)： 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師： 教師職稱： 副教授 起止時(shí)間： 課程設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)及評(píng)語 院（系）：汽車與交通工程學(xué)院 教研室：車輛工程 學(xué) 號(hào) 學(xué)生姓名 專業(yè)班級(jí)

2、 課程設(shè)計(jì)（論文）題目 紅旗CA7300型高級(jí)轎車離合器設(shè)計(jì) 課程設(shè)計(jì)（論文）任務(wù) 設(shè)計(jì)技術(shù)參數(shù)： 發(fā)動(dòng)機(jī)功率：Pemax=105W/4800min 發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩：Temax=226m/3200r/min 車輪輪胎規(guī)格：205/60R15 其余系數(shù)查相應(yīng)車型參數(shù)。 設(shè)計(jì)要求： 1．要求用膜片彈簧壓緊型式，拉式或推式。 2．畫出總裝配圖。前面相關(guān)件從飛輪開始，輸出端到輸出軸（變速器輸入軸）為止，操縱機(jī)構(gòu)畫到分離軸承。 3．要進(jìn)行方案、結(jié)構(gòu)分析及相關(guān)計(jì)算。 4．進(jìn)行典型零部件設(shè)計(jì)，包括從動(dòng)盤總成、膜片彈簧、壓盤、離合器蓋等。 工作量： 1.部件裝配草圖1張； 2.正式裝

3、配圖1張； 3.零件圖2～3張； 4.設(shè)計(jì)說明書一份（約3000-5000字）。 指導(dǎo)教師評(píng)語及成績(jī) 成績(jī)： 指導(dǎo)教師簽字： 2013年1月8日 目 錄 第1章 汽車離合器綜述 1 1.1 離合器的結(jié)構(gòu)型式 1 1.2離合器的功能及其組成 1 1.3離合器的工作原理 2 1.4對(duì)離合器的要求 2 第2章 設(shè)計(jì)方案的分析與確定 4 2.1離合器組成 4 2.2從

4、動(dòng)盤數(shù)的選擇 4 2.3壓緊彈簧形式的選擇 4 2.4分離時(shí)離合器受力形式選擇 5 2.5壓盤的驅(qū)動(dòng)形式選擇 5 2.6扭轉(zhuǎn)減振器 6 2.7分離軸承的選擇 6 2.8離合器的散熱通風(fēng) 6 第3章 主要零部件設(shè)計(jì)計(jì)算和驗(yàn)算的簡(jiǎn)要過程 7 3.1 摩擦片的設(shè)計(jì) 7 3.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 8 3.3 膜片彈簧的設(shè)計(jì) 10 3.4從動(dòng)盤轂花鍵的強(qiáng)度驗(yàn)算 13 第4章 主要部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)說明 14 4.1從動(dòng)盤總成的設(shè)計(jì) 14 4.2離合器蓋和壓盤的方式選擇 15 4.3分離軸承的選擇 15 4.4離合器的通風(fēng)散熱 16 4.5離合器種類的選擇 16 4.6分

5、離時(shí)離合器受力形式的選擇 16 4.7扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì) 16 4.8離合器的操縱機(jī)構(gòu)選擇 19 第5章 經(jīng)濟(jì)、技術(shù)分析及對(duì)設(shè)計(jì)所作的簡(jiǎn)要評(píng)語 21 5.1經(jīng)濟(jì)、技術(shù)分析 21 5.2簡(jiǎn)評(píng) 21 參考文獻(xiàn) 22 致 謝 23 附 錄 24 第1章 汽車離合器綜述 1.1 離合器的結(jié)構(gòu)型式 摩擦離合器主要由主動(dòng)部分(發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、離合器蓋和壓盤等)、從動(dòng)部分(從動(dòng)盤)、壓緊機(jī)構(gòu)(壓緊彈簧)和操縱機(jī)構(gòu)(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動(dòng)部件等)四部分組成。主、從動(dòng)部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動(dòng)力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)是使離合器主、從動(dòng)部分分離的

6、裝置。 1.2離合器的功能及其組成 離合器的主要功用是切斷和實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系平順的接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系分離，減少變速器中換檔齒輪間的沖擊；在工作中受到較大的動(dòng)載荷時(shí)，能限制傳動(dòng)系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，以防止傳動(dòng)系個(gè)零部件因過載而損壞；有效地降低傳動(dòng)系中的振動(dòng)和噪音。摩擦離合器主要由主動(dòng)部分(發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、離合器蓋和壓盤等)、從動(dòng)部分(從動(dòng)盤)、壓緊機(jī)構(gòu)(壓緊彈簧)和操縱機(jī)構(gòu)(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動(dòng)部件等)四部分組成。主、從動(dòng)部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動(dòng)力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)是使離合器主、從動(dòng)部分分離的裝置。 1.3離合器的工作原理

7、 離合器蓋與發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪用螺栓緊固在一起，當(dāng)膜片彈簧被預(yù)加壓緊，離合器處于接合位置時(shí)，由于膜片彈簧大端對(duì)壓盤的壓緊力，使得壓盤與從動(dòng)摩擦片之間產(chǎn)生摩擦力。當(dāng)離合器蓋總成隨飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)(構(gòu)成離合器主動(dòng)部分)，就通過摩擦片上的摩擦轉(zhuǎn)矩帶動(dòng)從動(dòng)盤總成和變速器一起轉(zhuǎn)動(dòng)以傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力，要分離離合器時(shí)，將離合器踏板踏下，通過操縱機(jī)構(gòu)，使分離軸承總成前移推動(dòng)膜片彈簧分離指，使膜片彈簧呈反錐形變形，其大端離開壓盤，壓盤在傳動(dòng)片的彈力作用下離開摩擦片，使從動(dòng)盤總成處于分離位置，切斷了發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力的傳遞。 1.4對(duì)離合器的要求 1)在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲(chǔ)備。 2)接合時(shí)

8、要平順柔和，以保證汽車起步時(shí)沒有抖動(dòng)和沖擊。 3)分離時(shí)要迅速、徹底。 4)離合器從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小，以減輕換擋時(shí)變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 5)應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長(zhǎng)其使用壽命。 6)應(yīng)使傳動(dòng)系避免扭轉(zhuǎn)共振，并具有吸收振動(dòng)、緩和沖擊和減小噪聲的能力。 7)操縱輕便、準(zhǔn)確，以減輕駕駛員的疲勞。 8)作用在從動(dòng)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，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 9)應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和良好的動(dòng)平衡，以保證其工作可靠、壽命長(zhǎng)。 10)結(jié)構(gòu)應(yīng)簡(jiǎn)單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、

9、調(diào)整方便等。 第2章 設(shè)計(jì)方案的分析與確定 2.1離合器組成 膜片彈簧離合總成由膜片彈簧、離合器蓋、壓盤、傳動(dòng)片和分離軸承總成等部分組成。 2.2從動(dòng)盤數(shù)的選擇 從動(dòng)盤數(shù)由計(jì)算尺寸查《汽車設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)資料手冊(cè)》取標(biāo)準(zhǔn)。 磨擦片材料的選擇：選擇粉末冶金材料制成的。 摩擦片在性能上應(yīng)滿足如下要求:磨擦系數(shù)比較穩(wěn)定,工作溫度,磨損速度,單位壓力的變化對(duì)其影響要小,足夠的機(jī)械強(qiáng)度和耐磨性,熱穩(wěn)定性好,磨合性能好,密度要小,有利于結(jié)合平順,長(zhǎng)期停放,離合器磨擦面間不發(fā)生“粘著現(xiàn)象”。 摩擦片與從動(dòng)盤片的連接用鉚釘聯(lián)接。 從動(dòng)盤具有軸向彈性,可改變離合器性能,使離合器接合柔和,減小沖擊，磨擦

10、面接觸較為均勻,磨損較小，從動(dòng)轂在變速器第一軸花鍵上易于滑動(dòng)。 單片離合器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，在使用時(shí)能保證分離徹底，接合平順。 多片離合器分離不徹底，軸向尺寸大，質(zhì)量大，易燒壞摩擦片。故選擇單片離合器。 2.3壓緊彈簧形式的選擇 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，彈簧壓到它定位面上，造成接觸部位嚴(yán)重磨損，會(huì)出現(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。 中央彈簧此結(jié)構(gòu)軸向尺寸大。 斜置彈簧在重型汽車上使用，突出優(yōu)點(diǎn)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(nèi)基本不變，能保持傳遞的轉(zhuǎn)矩大致不變，另外它兼起壓緊

11、彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊，軸向尺寸小，質(zhì)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。故選擇膜片彈簧。 2.4分離時(shí)離合器受力形式選擇 推式膜片彈簧是一種傳統(tǒng)的膜片彈簧離合器，使其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊。零件數(shù)目更少，質(zhì)量更小。它是以中部與壓盤相壓，在同樣壓盤尺寸下可采用直徑較小的膜片彈簧，從而可以減小離合器的總體尺寸。而并不增加踏板力，在接合和分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，故分離效果更高，推式杠桿比大于拉式杠桿比，傳動(dòng)效率更高，使用壽命長(zhǎng)，它的分離與分離軸承套筒總成裝在一起，需專門分離軸承，結(jié)構(gòu)復(fù)雜。 推式摸片彈簧結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單

12、，安裝拆卸較簡(jiǎn)單，分離行程比拉式小。 故選擇推式膜片彈簧。 2.5壓盤的驅(qū)動(dòng)形式選擇 窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們?nèi)秉c(diǎn)是在聯(lián)接件間有間隙，在驅(qū)動(dòng)中將產(chǎn)生沖擊噪聲，而且零件相對(duì)滑動(dòng)中有摩擦和磨損，降低離合器傳動(dòng)效率。 傳動(dòng)片式此結(jié)構(gòu)中壓盤與飛輪對(duì)中性好，使用平衡性好，簡(jiǎn)單可靠，壽命長(zhǎng)。 故選擇傳動(dòng)片式。 2.6扭轉(zhuǎn)減振器 它能降低發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸與傳動(dòng)系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動(dòng)系扭振固有頻率，增加傳動(dòng)系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振，控制動(dòng)力傳動(dòng)系總成怠速時(shí)離合器與變速器的扭振與噪聲，緩和非穩(wěn)定工況下傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。 故要

13、有扭轉(zhuǎn)減振器。 2.7分離軸承的選擇 根據(jù)《汽車實(shí)用技術(shù)手冊(cè)》選單向拉力軸承，分離軸承與分離杠桿通過軸承外圈聯(lián)接，軸承內(nèi)圈通過擋圈與膜片彈簧鎖止在一起,分離軸承與分離杠桿間有軸向滑動(dòng),同時(shí)也有徑向滑動(dòng)。 2.8離合器的散熱通風(fēng) 實(shí)驗(yàn)表明,磨擦片的磨損是隨壓盤的溫度的升高而增大的,溫度超過180℃～200℃時(shí),磨擦片磨損急劇增加.正常條件下,壓盤表面工作溫度在180℃以下。 改善離合器結(jié)構(gòu)措施有:在壓盤上設(shè)散熱筋和轂風(fēng)筋,在離合器蓋上開較大的通風(fēng)口；在離合器外窗設(shè)有通風(fēng)窗,在離合器外殼內(nèi)裝一導(dǎo)流罩,加強(qiáng)通風(fēng)，使工作溫度保持在180℃以下。 第3章 主要零部件設(shè)計(jì)計(jì)算和驗(yàn)算的簡(jiǎn)要過程

14、 3.1 摩擦片的設(shè)計(jì) 3.1.1 初選摩擦片外徑D、內(nèi)徑d、厚度b 本車取17 （3-1） 表3.1 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)[1] 根據(jù)表3.1可知，取D=225mm,d=150mm, b=3.5mm。 3.1.2 后備系數(shù)β 由于所設(shè)計(jì)的離合器為膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會(huì)變小（開始時(shí)還有些增加），再加上載自卸車的后備功率比較小，使用條件較差，故取β＝1.3。 3.1.3 單位壓力PO 根據(jù)3.1可知， 由于D＝225mm,取＝0.25Mpa。 表3.2 摩擦片單位壓力[2] 故

15、根據(jù)表3.2可知， 當(dāng)0.15Mpa<<0.35Mpa時(shí)，摩擦片材料選擇石棉基材料。 3.1.4 摩擦因數(shù)f、離合器間隙Δt 摩擦因數(shù)f=0.23 離合器間隙Δt=3mm 摩擦面數(shù) Z=2 3.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 3.2.1 設(shè)計(jì)變量 后備系數(shù)β取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。單位壓力P也取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)變量選為： （3-2） 3.2.2 目標(biāo)函數(shù) 離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)追求的目標(biāo)，是在保

16、證離合器性能要求的條件下使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標(biāo)函數(shù)為 （3-3） 3.2.3 約束條件 （1） 最大圓周速度 根據(jù)下式 （3-4） 知，式中為摩擦片最大圓周速度（m/s）； 為發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速（r/min） 所以， 故符合條件。 （2）摩擦片內(nèi)、外徑之比c ,滿足0.53的條件范圍。 （3）后備系數(shù)β 初選后備系數(shù)β＝1.3 （4）扭轉(zhuǎn)減振器的優(yōu)化 對(duì)于摩擦

17、片內(nèi)徑d=150mm, 而減振器彈簧位置半徑 故取47(mm)， 符合要求。 故符合d>2R0+50mm的優(yōu)化條件 （5）單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 = （3-5） 根據(jù)下式知， Tc=[2]=1.3×226=293.8 表3.3 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值[2] （N.m/mm2） 故根據(jù)表3.3知,摩擦片外徑mm時(shí)， =0.30N./ 故符合要求。 （6）單位壓力 為降低離合器

18、滑磨時(shí)的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.15～0.35Mpa，由于已確定單位壓力＝0.25Mpa，在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求。 3.3 膜片彈簧的設(shè)計(jì) 3.3.1 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇 （1）比值和h的選擇 為了保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的一般為1.5～2.0，板厚h為2～4mm 故初選h=2.6mm, =1.54則H=4.004。 （2）比值和R、r的選擇 由于摩擦片平均半徑 mm （3-6） 對(duì)于壓式膜片彈簧的r值，應(yīng)滿足關(guān)系RRc=93.75

19、mm。 故取R=105mm，再結(jié)合實(shí)際情況取R/r=1.257，則r=83.5mm。 （3）α的選擇 =arctanH/(R-r)=arctan4.04/(114-95）≈11.5° （3-7） 故滿足9°～15°的范圍。 （4）分離指數(shù)目n的選取 取為n=18。 （5）膜片彈簧小端內(nèi)半徑 及分離軸承作用半徑的確定 由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵的外徑。 由d=Kd[6]公式，可求得d=25.58mm,則?。?0mm,再取分離軸承＝25mm。 （6）切槽寬度δ1、δ2及半徑 取δ1＝3.5mm, δ2=10

20、mm, 滿足r->=δ2,則<=r-δ2=73.5mm 故?。?2mm。 (7) 壓盤加載點(diǎn)半徑R1和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑r1的確定 由于R1和r1需滿足下列條件[2]： 故選擇R1＝100mm， r1＝94mm。 3.3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線 假設(shè)膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上地某中性點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)。 設(shè)通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷P1(N)集中在支承點(diǎn)處，加載點(diǎn)間的相對(duì)軸向變形為x1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示： （3-8） 式中，E――彈性模量，鋼材料取E=2.0×Mpa； b――泊松比，鋼材料取b=0

21、.3； R――自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑，mm； r――自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑，mm； R1――壓盤加載點(diǎn)半徑，mm； r1――支承環(huán)加載點(diǎn)半徑，mm； H――自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度，mm； h――膜片彈簧鋼板厚度，mm。 繪制圖像如下 由MATLAB所繪制的曲線取點(diǎn)，得到下面坐標(biāo) x =2.0000 y =6.3387e+003N x =3.2000 y = 5.9898e+003N 則可知2.0000,6.3387e+003N 3.2000,5.9898e+003N 上述曲線的拐點(diǎn)H

22、對(duì)應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且 （3-9） 則（2.000+3.2000）/2=2.6000 新離合器在接合狀態(tài)時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)B一般取在凸點(diǎn)M和拐點(diǎn)H之間，且靠近或在H點(diǎn)處，一般 則取 則此時(shí)校核后備系數(shù) （3-10） 滿足要求 離合器徹底分離時(shí)，膜片彈簧大端的變形量為 （即為壓盤的行程 故mm 3.3.3 強(qiáng)度校核 膜片彈簧大端的最大變形量3.2mm 由公式 （3

23、-11） 得=1226 3.4從動(dòng)盤轂花鍵的強(qiáng)度驗(yàn)算 花鍵尺寸選定后應(yīng)進(jìn)行強(qiáng)度校核。 擠壓應(yīng)力計(jì)算公式：(MPa) P=4Temax/(D+d)Z=4*226/(225+150)2=69.67 N (3-12) =69.67/8*4*55=9.173 MPa 從動(dòng)盤轂一般由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應(yīng)力不應(yīng)超過20MPa。 故滿足條件。 第4章 主要部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)說明 4.1從動(dòng)盤總成的設(shè)計(jì) 4.1.1從動(dòng)盤轂 從動(dòng)盤轂軸向長(zhǎng)度不宜過小[2]，以免在花鍵軸上滑動(dòng)時(shí)產(chǎn)生偏

24、斜而使分離不徹底，一般取1.0～1.4倍的花鍵軸直徑。故取從動(dòng)盤轂軸向長(zhǎng)度取為1.2d=1.2×22=26.4mm。從動(dòng)盤轂的材料選取45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度一般26～32HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，采用鍍鉻工藝，對(duì)減振彈簧窗口及與從動(dòng)片配合處進(jìn)行高頻處理。根據(jù)摩擦片的外徑D的尺寸及表4.1查出從動(dòng)盤轂花鍵的尺寸。 表4.1 離合器從動(dòng)盤轂花鍵尺寸系列[2] 摩擦片 外徑 D/mm 發(fā)動(dòng)機(jī)的 最大轉(zhuǎn)矩 Temax/N·m 花鍵尺寸 擠壓應(yīng)力 σj/Mpa 齒數(shù) N 外徑 D′/mm 內(nèi)徑 d′/mm 齒厚 b/mm 有效齒長(zhǎng) l/

25、mm 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32

26、 5 50 13.2 由于D=225mm,則查表可得， 花鍵尺寸：齒數(shù)n=10， 外徑=32mm, 內(nèi)徑＝26mm 齒厚t=4mm, 有效齒長(zhǎng)l=30mm, 擠壓應(yīng)力=11.5Mpa 4.1.2 從動(dòng)片 從動(dòng)片要求質(zhì)量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。 材料選用中碳鋼板50鋼，一般厚度1.32.5，本車厚度取為2mm，表面硬度為35～40HRC。 4.1.3 波形片和減振彈簧 波形片采用65Mn，厚度取為0.8mm，硬度為40～46HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍(lán)處理。減振彈簧用60Si2MnA彈簧鋼絲。 4.2離合器蓋和壓盤的方式選擇 4.2.1 離合器蓋

27、 離合器蓋是離合器的主動(dòng)件之一，它與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的一部分轉(zhuǎn)矩給壓盤。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。因此它需要具有足夠的剛度，板厚取4mm，乘用車離合器蓋用10鋼等低碳鋼板。 4.2.2 壓盤 （1）壓盤傳動(dòng)方式的選擇 由于傳統(tǒng)的凸臺(tái)式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙的缺點(diǎn)，故選擇已被廣泛采用的傳動(dòng)片傳動(dòng)方式。 另選用膜片彈簧作為壓力彈簧時(shí)，則在壓盤上鑄有一圈凸起以供支承膜片彈簧或彈性壓桿之間。 （2）壓盤幾何尺寸的確定 前面已經(jīng)分析了如何確定摩擦片的內(nèi)、外徑尺寸。當(dāng)摩擦片的尺寸確定后，與它配合工作的壓盤內(nèi)、外徑尺寸也就基本確

28、定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結(jié)為如何確定它的厚度。 壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點(diǎn)：一是壓盤應(yīng)有足夠的質(zhì)量；二是壓盤應(yīng)具有較大的剛度。為滿足上述要求壓盤應(yīng)做得厚些，一般為，本次設(shè)計(jì)采用25mm。 （3）傳動(dòng)片 傳動(dòng)片的作用是在離合器接合時(shí)，離合器蓋通過它來驅(qū)動(dòng)壓盤共同旋轉(zhuǎn)，分離時(shí)，又可利用它的彈性來牽動(dòng)壓盤軸向分離并使操縱力減小。 傳動(dòng)片采用3組，每組3片的形式，具體尺寸為，寬a=15mm，厚b=1mm，兩孔間距為l=60mm，孔直徑為d=10mm，傳動(dòng)片彈性模量E=2MPa。 由于各傳動(dòng)片沿圓周均勻分布，它們的變形不會(huì)影響到壓盤的對(duì)中性和離合器的平衡性。 4.3分離

29、軸承的選擇 由于=4800r/min,離心力造成的徑向力很大，因此采用調(diào)心式角接觸球軸承。 4.4離合器的通風(fēng)散熱 由于離合器尺寸小，在離合器蓋上開通風(fēng)窗口即能滿足離合器通風(fēng)散熱的要求。 4.5離合器種類的選擇 根據(jù)設(shè)計(jì)方案的分析，確定采用單片膜片彈簧離合器。 4.6分離時(shí)離合器受力形式的選擇 由于壓式的優(yōu)點(diǎn)突出，所以采用壓式。 4.7扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì) 4.7.1扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù) （1）極限轉(zhuǎn)矩Tj 極限轉(zhuǎn)矩為減振器在消除限位銷與從動(dòng)盤轂缺口之間的間隙時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時(shí)的轉(zhuǎn)矩。極限轉(zhuǎn)矩受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取，

30、 Tj=(1.5～2.0) [2] 對(duì)于商用車，系數(shù)取2.0。 則Tj=2.0×＝2×226＝452（N.m） （2）扭轉(zhuǎn)剛度k 為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)常用工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。 由經(jīng)驗(yàn)公式k Tj[2] 初選 即k＝Tj＝13×452＝5876（N.m/rad） （3）阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度k受結(jié)構(gòu)及發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效的消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩。 根據(jù)公式初選Tμ Tμ＝（0.06～0.17）[2] 取Tμ=0.1 =0.1×22

31、6=22.6 (N.m) （4）預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊。Tn增加，共振頻率將向減小的頻率的方向移動(dòng)，這是有利的。但是Tn不應(yīng)大于Tμ 由于Tn滿足以下關(guān)系： Tn＝（0.05～0.15）[2] 且TnTμ＝22.6N.m 則初選Tn＝20N.m （5）減振彈簧的位置半徑R0 R0的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取 R0=(0.60～0.75)d/2[2] 則取=0.65d/2=0.65×150/2=471(mm),可取為47mm。 （6）減振彈簧個(gè)數(shù)Zj 根據(jù)表4.2[2]知， 表4.2 減振彈簧個(gè)數(shù)的選取 當(dāng)摩擦片外徑mm時(shí)，,故取Zj

32、=4 （7）減振彈簧總壓力F 當(dāng)限位銷與從動(dòng)盤轂之間的間隙被消除，減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值Tj時(shí)，減振彈簧受到的壓力F為 F＝Tj/R0 （4-1） ＝452/(50×) ＝9.04(kN) 4.7.2 減振彈簧的計(jì)算 在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振器設(shè)計(jì)相關(guān)的尺寸。 （1）減振彈簧的分布半徑R1 由于R1的尺寸應(yīng)盡可能大些[1]，一般取 R1=(0.60～0.75)d/2 式中，d為離合器摩

33、擦片內(nèi)徑 故R1=0.65d/2=0.65×150/2=47(mm)，即為減振器基本參數(shù)中的R0 （2）單個(gè)減振器的工作壓力P P= F/Z=9040/4=2260N （4-2） （3）減振彈簧尺寸 1）彈簧中徑Dc 彈簧中徑一般由布置結(jié)構(gòu)來決定[1]，通常Dc=11～15mm 故取Dc=12mm 2）彈簧鋼絲直徑d d= （4-3） 式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力]可取550～600Mpa,故取

34、為550Mpa 所以。 3）減振彈簧剛度k 根據(jù)式kФ=1000knR12[1]知，應(yīng)根據(jù)已選定的減振器扭轉(zhuǎn)剛度值k及其布置尺寸R1確定，即 k= （4-4） 則K=587.6N/m 4）減振彈簧有效圈數(shù) （4-5） 5）減振彈簧總?cè)?shù)n 其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間的關(guān)系為 n=+(1.5～2)=8 減振彈簧最小高度 =22mm （4

35、-6） 彈簧總變形量 （4-7） 減振彈簧總變形量 ==22+3.85=25.85mm （4-8） 減振彈簧預(yù)變形量 = =0.163 （4-9） 減振彈簧安裝工作高度 =75.85-0.163=25.687 （4-10） 6）從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤轂的最大轉(zhuǎn)角 最大轉(zhuǎn)角和減振彈簧的工作變形量有關(guān)，

36、其值為 =4.50° （4-11） 4.8離合器的操縱機(jī)構(gòu)選擇 4.8.1對(duì)離合器操縱機(jī)構(gòu)的要求 1）踏板力要盡可能小，乘用車一般在80-150N范圍內(nèi)，商用車不大于150-200N。 2）踏板行程一般在80-150mm范圍內(nèi)，最大不應(yīng)超過180mm。 3）應(yīng)有踏板行程調(diào)節(jié)裝置，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復(fù)原。 4）應(yīng)有踏板行程限位裝置，以防止操縱機(jī)構(gòu)的零件因受力過大而損壞。 5）應(yīng)有足夠的剛度。 6）傳動(dòng)效率要高。 7）發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)及車架和駕駛室的變形不會(huì)影響其正常工作。 8）

37、工作可靠，壽命長(zhǎng)，維修保養(yǎng)方便。 4.8.2離合器操縱機(jī)構(gòu)的型式及確定 常用的離合器操縱機(jī)構(gòu)主要有機(jī)械式、液壓式、機(jī)械式和液壓式操縱機(jī)構(gòu)的助力器氣壓式和自動(dòng)操縱機(jī)構(gòu)等。 機(jī)械式又分為桿系和繩系。桿系操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠。但質(zhì)量大，傳動(dòng)效率低，發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)和車架或駕駛室的變形會(huì)影響其正常工作，在遠(yuǎn)距離操縱時(shí)，布置較困難。繩系可以克服上述缺點(diǎn)，但其壽命短機(jī)械效率仍不高。液壓式操縱機(jī)構(gòu)傳動(dòng)效率高，質(zhì)量小，便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)和駕駛室或車架變形不會(huì)影響其正常工作，結(jié)合柔和等優(yōu)點(diǎn)。但其要求加工精度高，容易泄漏，成本高。 綜上所述，本次設(shè)計(jì)因?yàn)闄C(jī)械式的桿系形式優(yōu)點(diǎn)突出

38、，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低而選擇。 第5章 結(jié)論 離合器為推式膜片彈簧離合器，它具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，零件數(shù)目少，質(zhì)量小；在同樣壓盤尺寸的條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，提高了壓緊力與傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，并且不增大踏板力。做了摩擦片和膜片彈簧的設(shè)計(jì)及校核基本符合要求，在傳遞相同的的轉(zhuǎn)矩時(shí)可采用尺寸較小的結(jié)構(gòu)；在接合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，分離效率較高，踏板操縱更輕便；不產(chǎn)生沖擊和噪聲，使用壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)。計(jì)算數(shù)據(jù)與實(shí)際數(shù)據(jù)基本符合，達(dá)到了設(shè)計(jì)要求。 設(shè)計(jì)體會(huì) 通過兩個(gè)禮拜

39、的汽車離合器設(shè)計(jì)，使我加深了對(duì)離合器功能和原理的理解，掌握了離合器設(shè)計(jì)的全部過程，加強(qiáng)了自己的職業(yè)技能，對(duì)未來的工作生活奠定了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 雖然課程設(shè)計(jì)的時(shí)間短暫，但我嚴(yán)格要求自己，按照老師的要求認(rèn)真完成任。培養(yǎng)了獨(dú)立學(xué)習(xí)和自學(xué)等的多項(xiàng)能力。 再次感謝我們的指導(dǎo)老師和同學(xué)們的幫助，是老師不辭辛苦的悉心教導(dǎo)，才使我的設(shè)計(jì)能夠如期完成，這次設(shè)計(jì)的過程更讓我學(xué)到了很多。 參考文獻(xiàn) [1] 王望予.汽車設(shè)計(jì) .第4版.吉林大學(xué).北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2006年1月 [2] 吳宗澤.機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2003年11月

40、[3] 陳家瑞. 吉林大學(xué)汽車工程系.汽車構(gòu)造.第四版. 北京：人民交通出版社,2003年12月 [4] 龔微寒.汽車現(xiàn)代設(shè)計(jì)制造. 北京：人民交通出版社,1995年8月 [5] 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì)編著.第3版.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)/第1卷. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2004年8月 附 錄 利用Matlab軟件進(jìn)行P1－x1特性曲線的繪制，程序和圖形如下： 程序如下： function tu x1=0:0.2:7；%x1為膜片彈簧

41、在壓盤接觸點(diǎn)處的軸向變形 E=2*10^5；%彈性模量（Mpa） b=0.3；%泊松比 R=90；自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑(mm) r=72；自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑(mm) H=3.9；%自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度（mm） h=2.4；%膜片彈簧鋼板厚度（mm） R1=88；%壓盤加載點(diǎn)半徑（mm） r1=72；%支承環(huán)加載點(diǎn)半徑（mm） F1=((pi*E*h*x1)/6*(1-b^2)).*(log(R/r)/(R1-r1)^2).*(((H-x1*(R-r)/(R1-r1))).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1))+h^2)； axis([0 7 0 8000]) plot(x1,F1,'-r'); xlabel('變形') ylabel('工作壓力') title('特性曲線') [x1,F1]=ginput(1) zoom out [x,y]=ginput(1) x =2.3306 y =4.6842e+003N [x,y]=ginput(1) x =4.1210 y = 4.2281e+003N