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1、0 汽車設計課程設計 題目: 汽車雙片摩擦片離合器設計 學 號： 姓 名： 專 業(yè)： 車 輛 工 程 班 級： 指導老師： 完成日期： 1 摘要 離合器是汽車傳動系中的重要部件， 主要功用是是切斷和實現(xiàn)發(fā)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輕型汽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，平衡性好，也能大量生產(chǎn)，對于它的研究已經(jīng)變得越來越重要。此設計說明書詳細的說明了輕型汽車膜片彈簧離合器的結構形式，參數(shù)選擇以及計算過程。 本文采用系統(tǒng)化設計方法，把離合器分為主動

2、部分、從動部分、操縱機構。通過對各個部分設計方案的原理闡釋和優(yōu)缺點的比較， 確定了相關部分的基本結構及其零部件的制造材料。根據(jù)車輛使用條件和車輛參數(shù)，按照離合器系統(tǒng)的設計步驟和要求，主要進行了以下工作：選擇相關設計參數(shù)主要為：摩擦片外徑 D的確定，離合器后備系數(shù)的確定，單位壓力 P0 的確定。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） 和膜片彈簧設計等。 關鍵詞關鍵詞：離合器，雙片摩擦片，機械操縱，膜片彈簧 2 目錄 摘要 . 0 前言 . 4 第 1 章離合器的設計原理及其要求 . 5 1.1 離合器簡介 . 5 1.2 汽車離合器的主要的功用 . 5 1

3、.2.1 保證汽車平穩(wěn)起步： . 5 1.2.2 便于換檔： . 5 1.2.3 防止傳動系過載： . 5 第 2 章離合器設計的相關參數(shù)和要求 . 7 第 3 章離合器摩擦片參數(shù)設計 . 8 3.1 離合器摩擦片參數(shù)設計基本原理 . 8 3.2 離合器摩擦片參數(shù)設計計算 . 8 3.2.1 摩擦因數(shù) f、摩擦面數(shù) Z 和離合器間隙t . 9 3.2.2 摩擦片外徑 D、內徑 d 和厚度 b 的確定 . 9 3.2.3 離合器后備系數(shù)的確定 . 10 3.2.4 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩 TC . 10 3.5 單位壓力 P0 . 10 3.3 離合器摩擦片基本參數(shù)的校核 . 11 3.3.

4、1 最大圓周速度 . 11 3.3.2 單位摩擦面積傳遞的轉矩c0T . 11 3.3.3 單位壓力0P. 11 3.3.4 單位摩擦面積滑磨功 . 12 第 4 章膜片彈簧設計 . 13 4.1 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 . 13 4.1.1H/h 比值的選擇 . 13 4.1.2 R 及 R/r 的確定 . 14 4.1.3 膜片彈簧起始圓錐底角 . 14 4.1.4 分離指的數(shù)目 n 和切槽寬1、2 及半徑 re . 14 4.2 繪制膜片彈簧的特性曲線 . 15 4.3 確定膜片彈簧的工作點位置 . 16 4.6 膜片彈簧強度校核 . 17 4.7 膜片彈簧材料及制造工藝 . 18 第

5、5 章扭轉減震器的設計計算 . 19 5.1 扭轉減震器主要參數(shù)的選擇 . 19 5.1.1 極限轉矩jT . 19 5.1.2 扭轉剛度K. 19 3 5.1.3 阻尼摩擦轉矩 T . 19 5.1.4 預緊轉矩 Tn . 19 5.1.5 減震彈簧的位置半徑 Ro . 20 5.1.6 減震彈簧的個數(shù) Zj . 20 5.1.7 減震彈簧總壓力 . 20 第 6 章從動盤總成設計計算 . 21 6.1 從動片. 21 6.2 從動盤轂. 21 第 7 章壓盤和離合器蓋得設計 . 23 7.1 壓盤幾何尺寸的確定 . 23 7.2 離合器蓋的設計 . 23 7.3 支承環(huán). 24 第 8 章

6、離合器的操縱系統(tǒng)設計 . 25 8.1 對離合器操縱機構的基本要求 . 25 8.2 踏板位置. 25 8.3 踏板行程. 25 結論 . 27 參考文獻. 28 4 前言 汽車從無到有并迅猛發(fā)展。從 20 世紀初到 20 世紀 50 年代，汽車產(chǎn)量大幅增加，汽車技術也有很大進步，相繼出現(xiàn)了高速汽油機、柴油機：弧齒錐齒輪和準雙面錐齒輪傳動、 帶同步器的齒輪變速器、 化油器、 差速器、 摩擦片式離合器、等速萬向節(jié)、液壓減震器、石棉制動片、充氣式橡膠輪胎等。 20 世紀 50 年代到 70 年代，汽車的主要技術是高速、方便、舒適、流線型車身、前輪獨立懸架、液力自動變速器、動力轉向、全輪驅動、低壓輪

7、胎、子午線輪胎都相繼出現(xiàn)。 20 世紀 70 年代至今，汽車技術的主要發(fā)展是提高安全性、降低排放污染。由此各種保障安全、減少排放污染的新技術、新車型相繼出現(xiàn)，如各種防抱死系統(tǒng)、電子控制噴油、電子點火、三元催化轉化系統(tǒng)、電動汽車等。 現(xiàn)代汽車技術發(fā)展的方向主要表現(xiàn)在以下幾個方面： 1） 安全可靠應用汽車防抱死制動系統(tǒng) （ABS） 、 汽車驅動防滑系統(tǒng) （ASR） 、電控穩(wěn)定程序（ESP）、電子巡航控制系統(tǒng)（CCS）、安全帶、安全氣囊（SRS）等。 2）環(huán)境保護采用電控燃油噴射（EFI）、無分電器點火（DLI）、廢氣再循環(huán)控制系統(tǒng)、燃油蒸發(fā)排放控制系統(tǒng)、氣門升程與配氣相位可變控制系統(tǒng)、斷油控制、進

8、氣壓力波增壓及廢氣渦輪增壓控制、共軌電控柴油噴射系統(tǒng)等技術。 3）節(jié)約能源 1、整車輕量化美國專家認為今后輕量化的途徑主要是將目前汽車質量 70%的鋼鐵材料換成輕的其他材料，特別是塑料和鋁。2、降低輪胎的滾動阻力采用子午線輪胎、高性能專用輪胎。3、降低空氣阻力汽車造型更加光順圓滑。 4）代用材料采用合成燃料、液化石油氣、壓縮天然氣、醇類燃料等代用燃料。 5）操縱輕便、乘坐舒適采用自動變速器、電控動力轉向、電控懸架、汽車空調、全球衛(wèi)星定位系統(tǒng)、不停車收費系統(tǒng)、自動避撞系統(tǒng)等技術。 摩擦離合器是應用的最廣泛也是歷史最久的一類離合器， 它基本上是由主動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構四部分組成。主

9、、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于結合狀態(tài)并能傳動動力的基本機構， 而離合器的操縱機構主要是使離合器分離的裝置。 在以內燃機為動力的汽車機械傳動系中， 離合器用來切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞，以保證：在汽車豈不是將發(fā)動機與傳動系平順結合，使汽車能平穩(wěn)起步，在換擋時將發(fā)動機與傳動系迅速徹底的分離，減少變速器中齒輪沖擊，以便于換擋：在工作中受過大的載荷時，考離合器打滑來保護傳動系，防止零件因過載而損壞。 隨著汽車發(fā)動機轉速和功率的不斷提升、汽車電子技術的高速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片離合器結構正在逐漸的向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展， 傳統(tǒng)的操

10、作形式正向自動操縱形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和使用壽命，適應高轉速，增加傳遞轉矩的能力和簡化操作，已成為離合器的發(fā)展趨勢。 5 第 1 章離合器的設計原理及其要求 1.1 離合器簡介 聯(lián)軸器、離合器和制動器是機械傳動系統(tǒng)中重要的組成部分，共同被稱為機械傳動中的三大器。它們涉及到了機械行業(yè)的各個領域。廣泛用于礦山、冶金、航空、兵器、水電、化工、輕紡和交通運輸各部門。 離合器是一種可以通過各種操作方式，在機器運行過程中，根據(jù)工作的需要使兩軸分離或結合的裝置。 對于以內燃機為動力的汽車， 離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連的總成。目前，各種汽車

11、廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構、和操縱機構等四部分。 離合器作為一個獨立的部件而存在。它實際上是一種依靠其主、從動件之間的摩擦來傳遞動力且能分離的機構。 1.2 汽車離合器的主要的功用 1.2.1 保證汽車平穩(wěn)起步： 起步前汽車處于靜止狀態(tài)， 如果發(fā)動機與變速箱是剛性連接的， 一旦掛上檔，汽車將由于突然接上動力突然前沖，不但會造成機件的損傷，而且驅動力也不足以克服汽車前沖產(chǎn)生的巨大慣性力，使發(fā)動機轉速急劇下降而熄火。如果在起步時利用離合器暫時將發(fā)動機和變速箱分離，然后離合器逐漸接合，由于離合器的主動部分與從動部

12、分之間存在著滑動磨擦的現(xiàn)象， 可以使離合器傳出的扭矩由零逐漸增大，而汽車的驅動力也逐漸增大，從而讓汽車平穩(wěn)地起步。 1.2.2 便于換檔： 汽車行駛過程中， 經(jīng)常換用不同的變速箱檔位， 以適應不斷變化的行駛條件。如果沒有離合器將發(fā)動機與變速箱暫時分離， 那么變速箱中嚙合的傳動力齒輪會因載荷沒有卸除，其嚙合齒面間的壓力很大而難于分開。另一對待嚙合齒輪會因二者圓周速度不等而難于嚙合。即使強行進入嚙合也會產(chǎn)生很大的齒端沖擊，容易損壞機件。利用離合器使發(fā)動機和變速箱暫時分離后進行換檔，則原來嚙合的一對齒輪因載荷卸除，嚙合面間的壓力大大減小，就容易分開。而待嚙合的另一對齒輪，由于主動齒輪與發(fā)動機分開后轉

13、動慣量很小，采用合適的換檔動作就能使待嚙合的齒輪圓周速度相等或接近相等，從而避免或減輕齒輪間的沖擊。 1.2.3 防止傳動系過載： 6 汽車緊急制動時，車輪突然急劇降速，而與發(fā)動機相連的傳動系由于旋轉的慣性， 仍保持原有轉速， 這往往會在傳動系統(tǒng)中產(chǎn)生遠大于發(fā)動機轉矩的慣性矩，使傳動系的零件容易損壞。由于離合器是靠摩擦力來傳遞轉矩的，所以當傳動系內載荷超過摩擦力所能傳遞的轉矩時，離合器的主、從動部分就會自動打滑，因而起到了防止傳動系過載的作用。 膜片彈簧離合器的優(yōu)點： 1、彈簧壓緊力均勻，受離心力影響小 2、即使摩擦片磨損，壓緊負荷也不減小 3、離合器結構簡單，軸向尺寸小，動平衡性能好 由于離

14、合器上述三方面的功用，使離合器在汽車結構上有著舉足輕重的地位。 然而早期的離合器結構尺寸大， 從動部分轉動慣量大， 引起變速器換檔困難，而且這種離合器在結合時也不夠柔和，容易卡住，散熱性差，操縱也不方便，平衡性能也欠佳。因此為了克服上述困難，可以選擇膜片彈簧離合器，它的轉矩容量大且較穩(wěn)定，操縱輕便，平衡性好，也能大量生產(chǎn)，對于它的研究已經(jīng)變得越來越重要。7 第 2 章離合器設計的相關參數(shù)和要求 設計涉及的車輛技術參數(shù)：某貨車總5800amkg質量，后橋驅動質量分配前軸占 40%。后軸占 60%。軸距，2750Lmm，質心高度980ghmm，要求設計最高車速max50/ukm h，最低車速為mi

15、n5.0/ukm h。 設計涉及的發(fā)動機參數(shù)；功率 150 馬力即 110KW，轉速 n=2000r/min，最大轉矩 Te max=545 N.m。 基本參數(shù)主要有性能參數(shù)和 P0，尺寸參數(shù) D 和 d 及摩擦片厚度 b。以及結構參數(shù)摩擦面數(shù) Z 和離合器間隙t，最后還有摩擦因數(shù) f。 為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足如下基本要求： 1）能可靠的傳遞發(fā)動機的最大轉矩。 2）結合過程要平順柔和，使汽車豈不是沒有抖動和沖擊。 3）分離時要迅速徹底。 4）離合器從動部分的轉動慣量要小，以減輕換擋是變速器輪齒間的沖擊力并方便換擋。 5）高速旋轉時具有可靠的強度，應注意平衡免受離心力

16、的影響。 6）應使汽車傳動系避免共振，具有吸收振動，沖擊和減小噪聲的能力。 7）操縱輕便，工作性能穩(wěn)定，使用壽命長。 以上這些要求中最重要的是使用可靠， 壽命長以及生產(chǎn)和使用中的良好技術經(jīng)濟指標和環(huán)保指標。 8 第 3 章離合器摩擦片參數(shù)設計 3.1 離合器摩擦片參數(shù)設計基本原理 摩擦離合器是靠存在于主從動部分摩擦表面尖的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機扭矩的. 離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為 cCTfFZR (2.1) 式中 f 為摩擦面間的摩擦因數(shù)；F 為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；Rc 為摩擦片的平均摩擦半徑；Z 為摩擦面數(shù)；單片摩擦離合器 Z=2，雙片摩擦離合器Z=4。 假設摩擦片上工作

17、壓力均勻，則有 4)(2200dDAF (2.2) 式中 p0為單位壓力；D 為摩擦片外徑；d 為摩擦片內徑。 摩擦片的平均摩擦半徑 RC根據(jù)壓力均勻的假設，可表示為 (2.3) 當 d/D0.6 時，RC可相當準確地由下式計算 (2.4) 則有： (2.5) 式中，c 為摩擦片內外徑之比，c=d/D，一般在 0.530.70 之間。 為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時TC應大于發(fā)動機最大轉矩，即 cmax=eTT (2.6) 式中，maxeT為發(fā)動機最大轉矩。 為離合器的后備系數(shù)， 定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉矩之比，必須大于 1。 基本參

18、數(shù)主要有性能參數(shù)和 P0，尺寸參數(shù) D 和 d 及摩擦片厚度 b。以及結構參數(shù)摩擦面數(shù) Z 和離合器間隙t，最后還有摩擦因數(shù) f。 3.2 離合器摩擦片參數(shù)設計計算 )(32233dDdDRc4dDRc)1(12330cDfZTc9 3.2.1 摩擦因數(shù) f、摩擦面數(shù) Z 和離合器間隙t 表摩擦材料的摩擦因數(shù) f 的取值范圍 摩擦片材料 摩擦因數(shù) f 石棉基材料 模壓 0.20-0.25 編織 0.25-0.35 粉末冶金材料 銅基 0.25-0.35 鐵基 0.35-0.50 金屬陶瓷材料 0.70-1.50 本離合器選取摩擦因數(shù) f 為 0.3 本次設計為雙片摩擦片離合器，所以取 Z=4

19、離合器間隙t 是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回拉彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿之間留有的間隙。 該間隙t 一般為 3-4mm。 3.2.2 摩擦片外徑 D、內徑 d 和厚度 b 的確定 摩擦片外徑 D、內徑 d 和厚度 b 是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定關系。顯然，傳遞大的轉矩，就需要有大的尺寸。發(fā)動機轉矩是重要的參數(shù)，當按發(fā)動機最大轉矩（Nm）來選定 D 時，有 maxD=100eTA(2.7) 式中，系數(shù) A 反映了不同結構和使用條件對 D 的影響，可參考下列范圍：

20、 小轎車 A=47 一般載貨車 A=36（單片）或 A=50（雙片）； 本次設計選取 A=50。 所以求得 D=330.23mm。 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑 D/mm 250 280 300 325 350 380 405 430 內徑 d/mm 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度 b/mm 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 c=d/D 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 1-c3 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 單

21、位面積 302 402 466 546 678 729 908 1037 根據(jù)離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表 取得： D=350mm；d=195mm；b=4mm；C=0.557；1-c3=0.827 10 3.2.3 離合器后備系數(shù)的確定 后備系數(shù) 是離合器的重要參數(shù)， 反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇 時，應從以下幾個方面考慮： 1.摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩； 2.防止離合器本身滑磨程度過大；c.要求能夠防止傳動系 2 過載。 通常轎車和輕型貨車 =1.21.75。 本設計為總質量5800amkg的輕型貨車的離合器，參看有關統(tǒng)計質料“離合器后備系

22、數(shù)的取值范圍”（見下表 2-2），并根據(jù)最大總質量不超過 6 噸的載貨汽車=1.201.75，結合設計實際情況，故選擇 =2。 表 2-2 離合器后備系數(shù)的取值范圍 車型 后備系數(shù) 乘用車及最大總質量小于 6t 的商用車 1.201.75 最大總質量為 614t 的商用車 1.502.25 掛車 1.804.00 3.2.4 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩 TC cmax=2 545.251090meTTN 3.5 單位壓力 P0 摩擦面上的單位壓力 P0 的值和離合器本身的工作條件,摩擦片的直徑大小,后備系數(shù),摩擦片材料及質量等有關。 離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣單位壓力 P0 較小為好。

23、當摩擦片的外徑較大時也要適當降低摩擦片摩擦面上的單位壓 2 力因為在其它條件不變的情況下，由于摩擦片外徑的增加，摩擦片外緣的線速度大，滑磨時發(fā)熱厲害，再加上因整個零件較大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻，為了避免這些不利因素，單位壓力 P0 應隨摩擦片外徑的增加而降低。選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。 3330(1)12cdTfp ZDD（2.8） 由公式（2.8）的 03333331212 1090 20.196195(1)0.34 350 (1)350caTpMPdfZDD 式中，f 為摩擦因數(shù)取 0.3； P0 為單位壓力

24、（MPa） Z 為摩擦面數(shù)取 4； D 為摩擦片外徑取 350mm； d 為摩擦片內徑取 195mm； 11 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車的的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求： 應具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數(shù)的影響小。 要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。 要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好 熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦 磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面 油水對摩擦性能的影響應最小 結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象 由以上的要求,目前車用離合器上廣

25、泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成， 其摩擦系數(shù)大約在 0.3 左右,在該設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦片。 3.3 離合器摩擦片基本參數(shù)的校核 3.3.1 最大圓周速度 33max102000 350 1036.65/70/6060DevnDm sm s 式中，Dv為摩擦片最大圓周速度（m/s）； maxen為發(fā)動機最高轉速取 2000r/min； D為摩擦片外徑徑取 350mm； 故符合條件。 3.3.2 單位摩擦面積傳遞的轉矩c0T 0cT=)(422dDZTc224 1090.54 (350195 ) 0.004(Nm/2mm

26、) 式中，cT為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩 1090.5mN ； 當摩擦片外徑 D325mm 時，0cT=0.0040Nm/2mm， 故符合要求 3.3.3 單位壓力0P 為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力0P的最大范圍為 0.101.50Mpa， 由于已確定單位壓力0P0.196Mpa，在規(guī)定范圍內，故滿足要求 12 3.3.4 單位摩擦面積滑磨功 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨， 防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次結合的單位摩擦面積滑磨功 w 應小于其許用值w。 汽車起步時離合器結合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J)為： W=1800n2e2(2g202rai

27、irm)=1800200014. 322(2225800 0.7756.02.92)=2486.6(J) 式中，W 為汽車起步時離合器結合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J) ma為汽車總質量取 5800kg； rr為輪胎滾動半徑 0.775m； ig為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比 6.0； i0為主減速器傳動比 2.92； ne為發(fā)動機轉速 2000r/min; =)(422dDZW=2243.14 4 (3502486.6195 ) =-39.38 10J/mm2 式中，W 為汽車起步時離合器結合一次所產(chǎn)生的總滑磨功取 2486.6J 滿足2。本設計取 n=18，1=3.2mm；2=10mm。

28、15 3.1.5 支承圈平均半徑 l 和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑 L l 應略大于且盡量接近 r，L 應略小于 R 且盡量接近 R。本設計取 L=275mm，l=225mm。膜片彈簧應用優(yōu)質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內常用的碟簧材料的為 60Si2MnA，當量應力可取為 17001900N/mm2。 4.2 繪制膜片彈簧的特性曲線 根據(jù)工作壓力 F1 和膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形1 關系式 211112226 1RInEhRrRrrFHHhLlLlLl（4.4） 畫出 F11 特性曲線。 設21146(1)()LlFFEh，11h則 111112RHRrHRrFInrh

29、LlhLl（4.5） 已知52.0 10aEMp，0.3，把數(shù)值代入得， 1111413FF 112.1 2311110.7720.620.158F 由不同的1計算出的1F及1F和1，結果列表如下： 表 4-2 載荷 F 與變形之間的關系 1 0.1 0.2 0.4 0.6 0.8 1.026 1.2 1.4 1.6 1.896 2.0 1F 0.071 0.131 0.220 0.274 0.302 0.310 0.307 0.299 0.295 0.312 0.328 1mm 0.21 0.42 0.84 1.26 1.68 2.15 2.52 2.94 3.36 3.98 4.20 1F

30、N 812 1494 2508 3129 3443 3539 3499 3414 3367 3559 3743 16 畫出 F11 特性曲線，如圖 4.2。 圖膜片彈簧的 F1-1 彈性特性曲線 4.3 確定膜片彈簧的工作點位置 取離合器接合時膜片彈簧的大端變形量為10.750.75 3.32.475bHmm， 由特性曲線圖可查的膜片彈簧的壓緊力：13500FFN 校核后備系數(shù)：max3500 0.3 76.25 21.21150000cceFR ZT 離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形量為111()dbfff 即為 壓盤的行程12 0.751.5fcfZSmm ， 故12.475 1.53

31、.975dmm 離合器剛開始分離時，壓盤的行程1fmm，此時膜片彈簧大端的變形量為 112.475 13.475cbfmm 摩擦片磨損后，其最大磨損量1.2mm，故112.475 1.21.275abmm 4.4 求離合器徹底分離時分離軸承作用的載荷 F2 17 由膜片彈簧小端分離軸承處作用有分離力 F2 時膜片彈簧壓盤接觸處的變形1 和 F2 的關系式12121226 1pREh InRrRrrFHHhLlLlLllr（4.6） 取11d則得 121212522ln26 1802.0 102.1 3.975 ln8063.63.975 8063.663.63.33.9753.32.17864

32、278646 1 0.3786464 181055ddpREhRrRrrFHHhLlLlLllrN 4.5 求分離軸承的行程2 由膜片彈簧壓盤接觸處的軸向變形1 和小端分離軸承處的軸向變形2的關系式 21plrLl，取1f 得，264 181.54.937864plrfmmLl 寬度系數(shù)113.2 18110.73()(1553.6)fenrr 2210 18110.51()(53.663.6)enrr 在 F2 力作用下膜片彈簧的小端變形2 由兩部分組成：在 F2 力作用下，由于壓盤接觸處膜片彈簧的軸向變形1 而引起的小端變形2，以及因分離指受 F2 力作用引起的彎曲附加變形2。 即222

33、22222232221261111121ln2ln22peeeeeppppppppF rrrrrrrrrEhrrrrrrrr（4.7） 代人有關數(shù)值，得21.9mm，則2224.93 1.96.83mm 4.6 膜片彈簧強度校核 膜片彈簧的大端的最大變形（離合器徹底分離時）13.975dmm。 18 1112222311122 ()lnpdddBrrFERrHhRrhRrLlLlr Llrr 當（4.8） 代人有關數(shù)值，得1580aBMp當=1700aMp 故滿足強度要求。 4.7 膜片彈簧材料及制造工藝 國內膜片彈簧一般采用 60Si2MnA 或 50CrVA 等優(yōu)質高精度鋼板材料。為了保證

34、其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質量等要求，需進行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理，即沿其分離狀態(tài)的工作方向，超過徹底分離點后繼續(xù)施加過量的位移，使其過分離 38次，并使其高應力區(qū)發(fā)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應力。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理，即以高速彈丸流噴射到膜片彈簧表面，使表層產(chǎn)生塑性變形，形成一定厚度的表面強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高疲勞壽命。為提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻感應加熱淬火或鍍鉻。為了防止膜片彈簧與壓盤接觸圓形處由于拉應力的作用產(chǎn)生裂紋， 可對該處進行擠壓處理，以消除應力源。 膜片彈簧表面不得有毛刺

35、、 裂紋、 劃痕等缺陷。 碟簧部分的硬度一般為 4550HRC，分離指端硬度為 5562HRC，在同一片上同一范圍內的硬度差不大于 3個單位。碟簧部分應為均勻的回火托氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一般不得超過厚度 3。膜片彈簧的內外半徑公差一般為 H1l 和 h11，厚度公差為0025mm，初始底錐角公差為10。上、下表面的表面粗糙度為 1.6m，底面的平面度一般要求小于 0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相互高度差一般要求小于 0.81.0mm。 19 第 5 章扭轉減震器的設計計算 5.1 扭轉減震器主要參數(shù)的選擇 5.1.1 極限轉矩jT 有減震彈簧的最大變形量來確定

36、，它規(guī)定了其作用的轉矩上線，極限轉矩為減震器在消除限位銷與從動盤轂缺口間的間隙時所能傳遞的最大轉矩。 jT=（1.52.0）max eT（4-15） 式中的微型貨車取jT=1.5max eT=1635N.m 5.1.2 扭轉剛度K 為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減震器的扭轉剛度K，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉速范圍內。 K決定于減震器彈簧得線剛度及其結構布置尺寸。設減震彈簧分布在半徑為oR的圓周上， 當從動片相對從動盤轂轉過弧度時， 彈簧相應變形量為oR。此時所需加在從動片上的轉矩為 T=1000K2ojRZ（4-16） 式中，T 為是從動片相對從動盤轂轉過弧度所需加的轉矩:；K

37、為每個減震彈簧的線剛度；jZ為減震彈簧的個數(shù)；oR為減震彈簧位置半徑。 根據(jù)扭轉減震器扭轉剛度的定義，K=T則 K=10002KojRZ（4-17） 式中，K為減震器扭轉剛度 設計時可按經(jīng)驗來處選取 K13jT本設計中取K=20000N.m/rad 5.1.3 阻尼摩擦轉矩 T 由于減震器扭轉剛度 T，受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效的消振， 必須合理選擇減震器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩 T。一般可按下式初選 T=（0.060.17）max eT(4-18) 本設計中初選 T=80N.m 5.1.4 預緊轉矩 Tn 20 減震彈簧在安裝時都有一定的預緊。

38、研究表明，Tn增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是 Tn不應大于 T，否則在反向工作時，扭轉減震器將提前停止工作， 故取 Tn= （0.050.15） Tmaxe， 本設計中初選 Tn=70N.m 5.1.5 減震彈簧的位置半徑 Ro Ro的尺寸引進可能大些，一般取 Ro=（0.600.75）2d（4-19） 式中的 d 為摩擦片的直徑。 本設計中取 Ro=120mm 5.1.6 減震彈簧的個數(shù) Zj 摩擦片外徑為 350mm，減震彈簧的個數(shù)可取 46 本設計中 Zj=6 5.1.7 減震彈簧總壓力 當限位銷與從動盤轂之間的間隙1 與2 被消除，減震彈簧傳遞轉矩達到最大值jT

39、時，減震彈簧收到的壓力 F為： F=jT/oR（4-20） 得到 F=2121N 21 第 6 章從動盤總成設計計算 從動盤有兩種結構形式，帶扭轉減震器的和不帶扭轉減震器的，本次設計從動盤為帶扭轉減震器的形式。 從動盤總成設計時應滿足一下幾個方面的要求： 為了減少變速器換擋是輪齒間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能??；為了保證汽車平穩(wěn)起步，摩擦面上的壓力分布更均勻等，從動盤應具有軸向彈性；為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減震器；具有足夠的抗暴裂強度。 6.1 從動片 設計從動片時，應盡量減輕其重量，并應使其質量的分布盡可能的靠近旋轉中心， 以獲得最小的轉動慣量。 從動

40、片一般都做的比較薄， 通常使用 1.32.0mm厚的鋼板沖制而成。本次設計的微型貨車，故取從動片厚度為 1.5mm。 為了使離合器結合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結構。這樣，在離合器的結合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的。 具有軸向彈性的從動片有整體式、分開式和組合式三種型式。比較三種型式的優(yōu)缺點，本次設計從動片采用整體式彈性從動片。整體式彈性從動片能達到軸向彈性的要求，且生產(chǎn)效率高，生產(chǎn)成本低。 6.2 從動盤轂 發(fā)動機轉矩是經(jīng)從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔內。從動盤轂和變速器輸入軸的花鍵結合方式采用齒側定心的矩形花鍵。 設

41、計花鍵的結構尺寸時參照國標 GB1144-1974 的花鍵標準 表 5-1 從動盤轂花鍵的尺寸 摩擦片外徑 mm 發(fā)動機最大 轉 矩N.m 齒數(shù) n 外徑 mm 內徑 mm 齒厚 mm 有效齒長mm 擠壓應力MPa 160 49 10 23 18 3 20 9.8 180 69 10 26 21 3 20 11.6 200 108 10 29 23 4 25 11.1 225 147 10 32 26 4 30 11.3 250 196 10 35 28 4 35 10.2 280 275 10 35 32 4 40 12.5 300 304 10 40 32 5 40 10.5 22 325

42、 373 10 40 32 5 45 11.4 350 471 10 40 32 5 50 13.0 從動盤轂花鍵尺寸如下：花鍵齒數(shù)：n=10；花鍵外徑：D=32mm；花鍵內徑：d=26mm；齒厚：B=4mm；有效齒長：l=30mm。 由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而全破壞， 所以花鍵要進行擠壓應力計算。有公式： nhlP（5-1） 式中：P-花鍵的齒側面壓力，由下式確定： P=ZdD)(T4maxe（5-2） 式中：d，D-花鍵的內外徑，； Z-從動盤轂的數(shù)目； maxeT-發(fā)動機的最大轉矩，N.m； -花鍵齒數(shù)； -花鍵工作高度，（D）2； -花鍵有效長度，。 由已知條件： P

43、126.00030. 0.7704）（4876N 3.0003.001048765.4MaP 從動盤轂由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調質處理，其擠壓應力不應超過 20MPa。故所選花鍵尺寸滿足要求。 23 第 7 章壓盤和離合器蓋得設計 7.1 壓盤幾何尺寸的確定 在摩擦片的尺寸確定以后， 與它摩擦相接觸的壓盤內外徑尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結為如何去確定它的厚度。 壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點： 1）壓盤應具有足夠的質量，以增大熱熔，減少升溫，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以以幫助散熱通風，使每次結合時的溫升不至于過高： 2）壓盤應具有較大的剛度，使

44、壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減少受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及離合器的分離，厚度約 1525mm。 3）與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于 1520g.cm。 4）壓盤高度公差要小。 鑒于以上原因，本次設計壓盤厚度取 20mm。在初步確定壓盤厚度以后，應校核離合器結合一次的溫升，它不應超過 810。 校核公式： mcL（5-4） 式中：-溫升，； L-滑磨功，N.m； -分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合器壓盤=0.50； C-壓盤的熱容量，對于鑄鐵壓盤：c=481.4J/(Kg.K)； m-壓盤質量，Kg。 m=v=7.03103.1

45、4（0.2250.2250.150.145）40.020=2.78Kg =3.1.448140064.1.50=9.810符合要求 7.2 離合器蓋的設計 離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩給壓盤。 對離合器蓋結構設計的要求： 1）應具有足夠的剛度，否則將會影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減少壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此采取以下措施：適當增大蓋得板厚，一般為 2.54mm。 2）應與飛輪保持良好的隊中性，以免影響總成的平衡和正常的工作。 24 3）蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 4）為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋

46、上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風扇片等。 經(jīng)以上敘述與實物類比，本次設計取厚度 4mm。 7.3 支承環(huán) 支承環(huán)和支承鉚釘?shù)陌惭b尺寸精度要高，耐磨性要好。支承環(huán)一般采用 34mm 的碳素彈簧鋼絲。本次設計取 4mm。 25 第 8 章離合器的操縱系統(tǒng)設計 本次離合器的操縱系統(tǒng)采用機械操縱的方式 8.1 對離合器操縱機構的基本要求 1）踏板力要盡可能小， 2）踏板行程一般在 80150mm 內，最大不要超過 180mm。 3）應有踏板行程調整裝置，以保證摩擦片磨損后，分離軸承的自由行程可以復原。 4）應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因受力過大而損壞。 5）應有足夠的剛度，傳動效率要

47、高，工作可靠，壽命長，維修保養(yǎng)方便。 8.2 踏板位置 離合器踏板位置以人體左右對稱中心向左移動 80100mm，作為離合器踏板中心線的位置。 8.3 踏板行程 26 踏板行程 S 由自由行程1S和工作行程2S兩部分組成，即 S=1S+2S=222o11 1fca bSZ Scab（6-1） 式中ofS為分離軸承的自由行程，一般為 1.53.0mm，反映到踏板上的自由行程1S一般為 2030mm；本次取 20mm。Z 為摩擦片面數(shù)；S為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，雙片：S=1.72.6mm，本次取 2mm。1a=90mm、a2=280mm、1b=90mm、2b=80mm、1c=18mm、2

48、c=71mm 為杠桿尺寸。 S=1S+2S=71 280 802021890 90 4=142.5mm 符合設計要求。 27 結論 回顧本次設計，其不可避免的存在著一些問題，主要體現(xiàn)在對本專業(yè)知識掌握不夠扎實，另外缺少實戰(zhàn)經(jīng)驗，故而在設計的過程中走了不少的彎路。所以我要在以后的學習與工作中對這方面加強練習，更深入、務實。 本次設計， 感到離合器液壓操縱機構比較難， 實驗室中沒有可以參考的資料，唯在網(wǎng)上收索部分的圖片和很少一部分的參數(shù)，結合課本所講解的原理畫圖。最簡單的部分應該是計算， 尤其是膜片彈簧的計算， 這部分可以找到相當多的資料，計算起來比較輕松。 問題是存在的，但是收獲也是頗豐的。深入

49、的了解了設計一個產(chǎn)品的基本過程及怎么樣處理設計過程中遇到的問題；學會發(fā)現(xiàn)問題、思考問題、解決問題，并切實與團隊合作的精神。所謂穩(wěn)固知新，在溫習與回顧所學的知識的同時，得到新的體會與認識，將新接觸到的與以前所知道的練習在一起，從新的角度出發(fā)另辟蹊徑，開創(chuàng)新思維，使我受益匪淺。 設計的過程本是枯燥無味，但在本次老師與同學給創(chuàng)造的學習氛圍中，我并到每位同學的優(yōu)點，為我向他們學習提供了便沒有感到其中乏味。相反從中尋覓到不少的樂趣，同學們的交流增多，進而認識利的條件，同時通過本次設計，也使我跟家了解自己，從新給自己定位，以便于自己在今后的工作與學習中能夠快速的進步。 此次設計由于我能力有限，故設計中存在

50、不少的不合理的地方，希望老師給予指正，使我可以更進一步。 28 參考文獻 1王望予汽車設計4 版北京：機械工業(yè)出版社，2004 2徐石安，江發(fā)潮汽車離合器北京：清華大學出版社，2005 3張毅離合器及機械變速器北京：化學工業(yè)出版社，2005 4林世裕 膜片彈簧與蝶形彈簧離合器設計與制造 南京： 東南大學出版社 1995 5汽車工程手冊基礎篇北京：人民交通出版社，2001 6阮忠唐聯(lián)軸器、離合器設計與選用指南北京：化學工業(yè)出版社，2006 7林秉華最新汽車設計使用手冊哈爾濱：黑龍江人民出版社，2005 8國產(chǎn)微型汽車車型及配件目錄北京：中國物質出版社，1990 9周明衡離合器、制動器選用手冊北京：化學工業(yè)出版社，2003 10張樸汽車計算機輔助開發(fā)技術北京：北京理工大學出版社，1999 11陳家瑞汽車構造第三版北京：機械工業(yè)出版社，2000 12劉小年機械制圖第二版北京：機械工業(yè)出版社，1999 13機械零件設計手冊.北京：冶金出版社，1992 14汽車百科全書.北京：機械工業(yè)出版社，1989 15機械設計課程設計高等教育出版社 16工程力學第二版蘭州大學出版社