《汽車膜片彈簧離合器設計設計說明書》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《汽車膜片彈簧離合器設計設計說明書（31頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 課 程 設 計 汽車膜片彈簧離合器設計 姓名： 學號： 指導教師： 專業(yè)班級： 汽車膜片彈簧離合器設計---課程設計任務書 　　 汽車離合器是發(fā)動機與變速箱之間的連接裝置，起連接或斷開動力的作用。離合器類型有多種，本課程設計要求設計膜片彈簧離合器，這種離合器是目前汽車上應用最多的一類離合器。要求通過學習掌握汽車膜片彈簧離合器的原理,結構和設計知識，用所給的基本設計參數(shù)進行汽車膜片彈簧離合器設計，繪制主要的零部件圖紙，寫出內容詳細的設計說明書。 一、基本設計參數(shù)

2、： 1.發(fā)動機型號: TJ370Q 2.發(fā)動機最大扭矩: 58.8/3200 Nm/(r/min) 3.傳動系統(tǒng)傳動比: 1擋:3.966 主減速比:5.125 4.驅動輪類型與規(guī)格: 5.00-12-8PR 145/70SR12 5.汽車總質量: 1429KG 二、設計內容及步驟 1、離合器主要參數(shù)的確定 （1）根據(jù)基本設計參數(shù)確定離合器主要參數(shù)：①后備系數(shù)；②單位壓力；③摩擦片內外徑D、d和厚度b；④摩擦因素f、摩擦面數(shù)Z等。 （2）摩擦片尺寸校核與材

3、料選擇。 2、扭轉減震器的設計 （1）確定扭轉減震器結構 （2）確定扭轉減震器主要參數(shù) （3）確定減震彈簧尺寸 3、從動盤總成設計 （1）從動片設計 （2）從動盤轂設計 （3）確定從動盤摩擦材料 4、離合器蓋總成的設計 （1）選擇壓盤內外徑、厚度及材料，并進行校核 （2）離合器蓋設計 （3）支撐環(huán)設計 5、膜片彈簧的設計 （1）膜片彈簧基本參數(shù)選擇 （2）膜片彈簧強度計算 三、設計成果要求 1、設計計算說明書 （1）設計計算說明書要包括：封面、課程設計任務書、目錄、中英文摘要、正文、參考文獻等。 （2）正文主要體現(xiàn)：進行各零部件的參數(shù)選擇與計算時的理論

4、依據(jù)、計算步驟及對計算結果合理性的闡述。 （3）課程設計說明書統(tǒng)一用A4紙打印或撰寫，要求排版整潔合理，字跡工整，圖文并貌。 2、設計圖紙 （1）零件圖紙包括: 磨擦片、從動片、從動盤轂、壓盤、膜片彈簧圖 （2）離合器總成結構裝配圖 尺寸標注、公差標注、技術要求、明細欄等完整。 目 錄 摘要 1 第1章 緒論 3 第2章 離合器主要參數(shù)的確定 7 2.1根據(jù)基本設計參數(shù)確定離合器主要參數(shù)： 7 2.2摩擦片尺寸校核與材料選擇 8 第3章 扭轉減震器的設計 9 3.1確定扭轉減震器結構 9 3.2確定扭轉減震器主要參數(shù) 9 3.3確定減振彈簧尺寸 11 第4章

5、 從動盤總成設計 13 4.1從動片設計 13 4.2從動盤轂設計 13 4.3確定從動盤摩擦材料 14 第5章 離合器蓋總成的設計 16 5.1選擇壓盤內外徑、厚度及材料，并進行校核 16 5.2離合器蓋設計 17 5.3支撐環(huán)設計 17 第6章 膜片彈簧的設計 19 6.1膜片彈簧基本參數(shù)選擇 19 6.2膜片彈簧工作點位置的選擇 21 6.3膜片彈簧強度計算 21 總結 23 參考文獻 24 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，

6、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，用所給的基本參數(shù),進行汽車膜片彈簧離合器的扭轉減振器、從動盤、離合器蓋、膜片彈簧等的設計,并對摩擦片和壓盤尺寸、膜片彈簧強度進行了校核計算，并用CAD軟件繪制了磨擦片、從動片、從動盤轂、壓盤、膜片彈簧和總裝配圖。 關鍵字：汽車；離合器；膜片彈簧；設計；強度校核 Abstract Clutch is an important compon

7、ent in vehicle transmission system, whose main function is to cut off or transmit the power come from the engine, insuring the car can start smoothly, the transmission system smoothly when the shift work and limiting of maximum torque that transmission system could stand. Diaphragm spring clutch is

8、a kind of clutch that most used in the vehicle and light vehicle in recent years, whose torque capacity is large and relatively stable, operation is convenient, balance system is good, and it can be product in a mass, the research on which has become more and more important. This design specificatio

9、n is described in detail in the structure of diaphragm spring clutch of light vehicle, With the basic parameters, torsional damper, clutch disc, clutch cover and diaphragm spring are designed, Checking calculation of the size of the friction plate and the platen and the strength of diaphragm spring

10、was done. At last, I Used CAD software to draw the friction sheet, driven plate, pressure plate, clutch disc hub, diaphragm spring and assembly drawings. Key word: Car; Clutch; Diaphragm spring; Design; Strength check 第1章 緒論 1.1離合器的概述 按動力傳遞順序來說，離合器應是傳動系中的第一個總成。顧名思義，離合器是“離”與“合”矛盾的統(tǒng)一體。離

11、合器的工作，就是受駕駛員操縱，或者分離，或者接合，以完成其本身的任務。離合器是設置在發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞機構，其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞，保證汽車平穩(wěn)地起步；保證傳動系換檔時工作平穩(wěn)；限制傳動系所能承受的最大扭矩，防止傳動系過載。為使離合器起到以上幾個作用，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器，摩擦離合器所能傳遞的最大扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面狀況等。即主要取決于離合器基本參數(shù)和主要尺寸。膜片彈簧離合器在技術上比較先進，經(jīng)濟性合理，同時其性能良好，使用可靠性高壽命長，結構簡單、緊湊，操作輕便，在保證可靠地傳遞發(fā)動機最大扭矩的前提下，有以下優(yōu)

12、點： （1）結合時平順、柔和，使汽車起步時不震動、沖擊； （2）離合器分離徹底； （3）從動部分慣量小，以減輕換檔時齒輪副的沖擊； （4）散熱性能好； （5）高速回轉時只有可靠強度； （6）避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、沖擊和減小噪聲能力； （7）操縱輕便； （8）工作性能（最大摩擦力矩和后備系數(shù)保持穩(wěn)定）； （9）使用壽命長。 圖1-1 1.2離合器的功用 離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩(wěn)起步。如前所述，現(xiàn)代車用活塞式發(fā)動機不能帶負荷啟動，它必須先在空負荷下啟動，然后再逐漸加載

13、。發(fā)動機啟動后，得以穩(wěn)定運轉的最低轉速約為300～500r/min，而汽車則只能由靜止開始起步，一個運轉著的發(fā)動機，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性接合的。因為如果是突然的剛性連接，就必然造成不是汽車猛烈攢動，就是發(fā)動機熄火。所以離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發(fā)動機加給傳動系的扭矩逐漸變大，至足以克服行駛阻力時，汽車便由靜止開始緩慢地平穩(wěn)起步了。 雖然利用變速器的空檔，也可以實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系的分離。但變速器在空檔位置時，變速器內的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的，要轉動發(fā)動機，就必須和變速器內的主動齒輪一起拖轉，而變速器內的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中，拖轉它的阻力是很大的

14、。尤其在寒冷季節(jié)，如沒有離合器來分離發(fā)動機和傳動系，發(fā)動機起動是很困難的。所以離合器的第二個功用，就是暫時分開發(fā)動機和傳動系的聯(lián)系，以便于發(fā)動機起動。 汽車行駛中變速器要經(jīng)常變換檔位，即變速器內的齒輪副要經(jīng)常脫開嚙合和進入嚙合。如在脫檔時，由于原來嚙合的齒面壓力的存在，可能使脫檔困難，但如用離合器暫時分離傳動系，即能便利脫檔。同時在掛檔時，依靠駕駛員掌握，使待嚙合的齒輪副圓周速度達到同步是較為困難的，待嚙合齒輪副圓周速度的差異將會造成掛檔沖擊甚至掛不上檔，此時又需要離合器暫時分開傳動系，以便使與離合器主動齒輪聯(lián)結的質量減小，這樣即可以減少掛擋沖擊以便利換檔。 離合器所能傳遞的最大扭矩是有一

15、定限制的，在汽車緊急制動時，傳動系受到很大的慣性負荷，此時由于離合器自動打滑，可避免傳動系零件超載損壞，起保護作用。 1.3離合器的工作原理 如圖1-2所示，摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構和操縱機構四部分組成。 圖1-2 離合器的基本組成和工作原理示意圖 1-曲軸；2-從動軸；3-從動盤；4-飛輪；5-壓盤；6-離合器蓋；7-分離杠桿；8-彈簧；9-分離軸承； 10、15-回位彈簧；11-分離叉；12-踏板；13-拉桿；14-拉桿調節(jié)叉；16-壓緊彈簧；17-從動盤摩擦片；18-軸承 離合器在接合狀態(tài)時，發(fā)動機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪4和壓盤借摩

16、擦作用傳給從動盤3，在通過從動軸傳給變速器。當駕駛員踩下踏板時，通過拉桿，分離叉、分離套筒和分離軸承9，將分離杠桿的內端推向右方，由于分離杠桿的中間是以離合器蓋6上的支柱為支點，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧的力量拉動壓盤向左，這樣，從動盤3兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發(fā)動機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態(tài)。當放開踏板，回位彈簧克服各拉桿接頭和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右，仍將從動盤3壓緊在飛輪上4，這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器。 1.4 膜片彈簧離合器 膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型載貨汽車上廣泛采用的一種離合器。因其作為壓簧，可

17、以同時兼起分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，質量減少，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。其次，由于膜片彈簧與壓盤以整個圓周接觸，使壓力分布均勻。另外由于膜片彈簧具有非線性彈性特性，故能在從動盤摩擦片磨損后，彈簧仍能可靠的傳遞發(fā)動機的轉矩，而不致產(chǎn)生滑離。離合器分離時，使離合器踏板操縱輕便，減輕駕駛員的勞動強度。此外，因膜片是一種對稱零件，平衡性好，在高速下，其壓緊力降低很少，而周布置彈離合器在高速時，因受離心力作用會產(chǎn)生橫向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低了對壓盤的壓緊力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降。那么可以看出，對于輕型車膜片彈簧離合器的設計研究對于改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要

18、的意義。 圖1-3 膜片彈簧離合器圖 作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼沖壓成的，具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜片，且自其小端在錐面上開有許多徑向切槽，以形成彈性杠桿，而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側有支承圈，而后者借助于固定在離合器蓋上的一些（為徑向切槽數(shù)目的一半）鉚釘來安裝定位。當離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支承圈則壓膜片彈簧使其產(chǎn)生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧幾乎變平。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產(chǎn)生壓緊力使離合器處于結合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧

19、壓前支承圈并以其作為支點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤后移使離合器分離。膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此設計摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎不變，且可以減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的，因此其壓緊力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，零件數(shù)目減少，質量減小并顯著縮短了軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，摩擦均勻，也易于實現(xiàn)良好的通風散熱等。 由于膜片彈簧

20、離合器具有上述一系列優(yōu)點，并且制造膜片彈簧離合器的工藝水平在不斷提高，因此這種離合器在轎車及微型、輕型客車上得到廣泛運用，而且正大力擴展到載貨汽車和重型汽車上，國外已經(jīng)設計出了傳遞轉矩為80~~2000N.m、最大摩擦片外徑達420的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎車、客車、輕型和中型貨車上。甚至某些總質量達28~32t的重型汽車也有采用膜片彈簧離合器的，但膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧要高。膜片彈簧離合器的操縱采用壓式機構，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內端的分離指處是承受壓力。  第2章 離合器主要參數(shù)的確定 2.1根據(jù)基本設計參數(shù)確定離合器主要參數(shù)： ①后備系數(shù)β 后備系數(shù)

21、β是離合器設計中的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇β時，應考慮摩擦片在使用中的磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。乘用車β選擇：1.20～1.75 ，本次設計取β = 1.3。 ②摩擦片內外徑D、d和厚度b 摩擦片外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。按發(fā)動機的最大轉矩來初選D （2-1） 式中：系數(shù)k反應了不同結構和使用條件對D的影響，小轎車K=47，由公式（2-1）得， ， 根據(jù)表2-1，取，,厚

22、度，，單面面積為106 。 表2-1 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑D（mm） 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 內徑d（mm） 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度（mm） 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 0.678 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.

23、540 0.543 0.535 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 單面面積 （cm） 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 ③摩擦因素f、摩擦面數(shù)Z 摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦因數(shù)f的取值范圍見下表。 表2-2 摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍 摩 擦 材 料 摩擦因數(shù) 石棉基材料 模壓 0.

24、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 本次設計選取石棉基編織材料，取f = 0.30 。 摩擦面數(shù)Z為離合器從動盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。本次設計取單片離合器 Z = 2 。 ④單位壓力 單位壓力p 決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，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 對于采用有機材料作為基礎摩擦面片的小轎車，D≤230mm時，p的允許值約為

25、0.25MPa 2.2摩擦片尺寸校核與材料選擇 依據(jù)使用條件，初選摩擦材料為石棉基摩擦材料 為了保證離合器能可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，將離合器轉矩容量和發(fā)動機最大轉矩的關系如下 （2-2） ①假設壓盤壓力均勻分布， （2-3） 其中：為摩擦片外半徑，取=80mm；為摩擦片內半徑，取=55mm；為摩擦片面數(shù)，，為摩擦因數(shù)=0.30，為單面面積，=106。 聯(lián)立公式（2-2）和（2-3），得=0.211MPa ②假設壓盤壓力從到遞減 （2-4） 聯(lián)立公式（2-2）和（2-4），得=0.21MPa 單位壓力在容許范圍（0.25

26、MPa）內，認為所選離合器的尺寸、參數(shù)合適。 第3章 扭轉減震器的設計 3.1確定扭轉減震器結構 扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首段扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。因此，扭轉減振器具有如下功能： 1）降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。 2）增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振。 3）控制動力傳動系總成怠速時離合

27、器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振及噪聲。 4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。 現(xiàn)在絕大多數(shù)離合器從動盤減震器采用彈簧摩擦式。 圖3-1 扭轉減振器圖 3.2確定扭轉減震器主要參數(shù) 1）極限轉矩 極限轉矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙△時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取 = (1.5～2.0) （3-1） 一般乘用車

28、：系數(shù)取2.0 即 = 2 = 117.6 N·m 2）扭轉角剛度 ≤13 （3-2） 所以，≤13=13x117.6=1528.8 ，取=1500 N·m 3）阻尼摩擦轉矩 由于減振器扭轉剛度受結構及發(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地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩 。 一般可按下式初選：=(0.06～0.17) (3-3) 取= 0.1 = 5.85 N·m 4）預緊轉矩

29、減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是不應大于 ，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取 = (0.05～0.15) (3-4) 取 = 0.1 =5.85 N·m 5）減振彈簧的位置半徑 的尺寸應盡可能大些，一般取 =(0.60～0.75)d/2 (3-5) 取= 0.7d/2 = 38.5 mm 6）減振彈簧個數(shù) 參照摩擦片外徑D = 160 mm ，選取=4 7）減振彈簧總壓力

30、 當限位銷與從動盤轂之間的間隙△1或△2被消除，減震彈簧傳遞的轉矩達到最大值T時，減震彈簧受到的壓力為 = 117600/38.5 = 3054.5 N (3-6) 3.3確定減振彈簧尺寸 圖3-2 減振彈簧計算簡圖 1）單個減振彈簧的工作負荷F (3-7) 2）減振彈簧 ①彈簧中經(jīng) 一般由結構布置來決定，通常=11~15mm。取=12mm ②彈簧鋼絲直徑d (3-8) （取550~600MP

31、a） ，通常取d=3~4mm 所以，取d=3mm ③減振彈簧剛度K (3-9) 帶入數(shù)據(jù)得，K=253N/mm ④減振彈簧有效圈數(shù)i （K=） (3-10) 帶入數(shù)據(jù)得，i=1.9 ，取i=2 ⑤減振彈簧總圈數(shù)n 一般在6圈左右，總圈數(shù)n和有效圈數(shù)i間的關系為 n=i+（1.5~2） 取i=4 ⑥減振彈簧最小長（高）度 指減振彈簧在最大工作負荷下地工作長（高）度，考慮到此時彈簧的被壓縮各圈之間仍需要留一定的間隙，可確定為 (3-11) ⑦減振彈簧總變形量

32、 指減振彈簧在最大工作負荷下所產(chǎn)生的最大壓縮變形，為 (3-12) ⑧減振彈簧自由高度 指減振彈簧無負荷時的高度，為 (3-13) ⑨減振彈簧預變形量 指減震彈簧安裝時的預壓縮變形，它和選取的預緊力矩有關，其值為 (3-14) ⑩減振彈簧安裝工作高度 它關系到從動盤榖等零件窗口尺寸的設計，為 (3-15) 3）從動盤鋼片相對從動盤轂的最大轉角 減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩時，從動鋼片相對從動盤轂的極限轉角與減震彈簧的工作變形量有關，其值為

33、 (3-16) 通常取，對于平順性要求高或對工作不均勻的發(fā)動機，去上限 第4章 從動盤總成設計 4.1從動片設計 從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求： 1)從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 2) 從動盤應具有軸向彈性，使離合器結合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。 因為分開式彈性從動盤鋼片是將鋼片沿半徑尺寸方向分開，波形彈簧片較薄，且位于從動盤鋼片的最大半徑上，從動盤鋼片的尺寸較大，但它在旋轉中心。具有更小的轉動慣量。因此本設計采用分開式彈性從動盤鋼片

34、 圖4-1 從動盤 4.2從動盤轂設計 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的遲鈍可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩由表4-1選取。 表4-1 從動盤轂花鍵尺寸系列 摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動機最大轉矩T/(N·m) 花鍵尺寸 擠壓應力/MPa 齒數(shù)n 外徑D’/mm 內徑d’/mm 齒厚t/mm 有效尺長l/mm 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8

35、 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 5 50 13.2 本次設計D = 160mm ，= 58.8 N·m 故選擇花鍵類型見下表： 摩擦片外徑 D

36、/mm 發(fā)動機最大轉矩T/(N·m) 花鍵尺寸 擠壓應力/MPa 齒數(shù)n 外徑D’/mm 內徑d’/mm 齒厚t/mm 有效尺長l/mm 180 70 10 26 21 3 20 11.8 花鍵轂軸向工作長度應滿足一下兩個方面的要求： ①. 導向要求: 為了保證從動盤轂在變速器第一軸上滑動時不產(chǎn)生自鎖，花鍵轂的軸向長度不宜過小，一般應與花鍵外徑大小相同。 ②．強度要求: 花鍵尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算，當應力偏大時可適當增加花鍵轂的軸向長度。擠壓應力計算公式如下 花鍵的

37、齒側面壓力： (4-1) 花鍵齒的工作高度： mm (4-2) 擠壓應力： (4-3) 擠壓應力一般不超過11.8MPa，符合要求。 4.3確定從動盤摩擦材料 摩擦片應滿足以下要求： 1)摩擦因數(shù)較高且穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要小 2)具有足夠的機械強度與耐磨性 3)密度要小，以減少從動盤的轉動慣量。 4)熱穩(wěn)定性要好 5)磨合性要好，不至刮傷飛輪和壓盤表面 本設計采用石棉基編織摩擦材料 第5章 離合器蓋總成的設計 5.1選擇壓盤內外徑、厚度及材料，并進行校核 1)由于摩擦片的尺寸在前面

38、已經(jīng)確定,故壓盤的內外徑也可因此而確定。 D=165mm， d=110mm 2)壓盤的厚度確定主要依據(jù)以下 ①壓盤應具有較大的質量,以增大熱容量，減小溫，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可以采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。 ②壓盤應具有較大剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為15～25 mm 。 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15～20 g·cm 。 ④壓盤高度(從承壓點到摩擦面的距離)公差

39、要小。 在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為20mm。 3)壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，通常采用灰鑄鐵，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度為170～227HBS。因此，在該設計中，選擇HT250為壓盤材料。 圖5-1 壓盤 4)校核 在初步確定壓盤的厚度后，應校核離合器接合一次時的溫升，它不應超過8~10℃。校核公式如下 （5-1） （5-2） （5-3） = =

40、 （5-4） 式中，為壓盤溫升(℃)；為滑磨功（N·m），為汽車整車質量轉化的轉動慣量；為汽車總質量；=0.275m為車輪滾動半徑；=5.125為主傳動比，=3.966為變速器起步檔傳動比；= 為離合器開始滑磨時發(fā)動機的角速度；c為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=544.28 J/(kg·K)；為壓盤質量(kg)；為傳到壓盤的滑磨功所占的比例，對單片離合器壓盤，=0.5； 由上式，計算 = 2.3595 kg ℃ 由計算知，離合器接合一次時的溫升符合要求。 5.2離合器蓋設計 1)應具有足夠的剛度，否則影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤

41、升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。 2)應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。 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，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風扇片等。 乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。 5.3支撐環(huán)設計 推式膜片彈簧離合器，采用雙支承環(huán)式形式，如圖5-1。這是一種較為成熟的膜片彈簧支承形式。膜片彈簧、兩個支撐環(huán)與離合器蓋之間用一個臺肩式鉚釘定位并鉚合在一起，此結構較簡單。 圖5-2 膜片彈簧與離合器蓋連接方式  第6章 膜片彈簧的

42、設計 6.1膜片彈簧基本參數(shù)選擇 圖6-1 膜片彈簧尺寸符號示意圖 1）比值H/h 和 h 的選擇 為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H/h 一般為1.5～2.0 ，板厚 h 為2～4 mm 。 取h = 2 mm ，H/h =1.7 ，即 H = 1.7h =3.4 mm 。 2）R/r比值和 R、r的選擇 研究表明。R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲受直徑誤差的影響越大，且應力越高。根據(jù)結構布置和壓緊力的要求。R/r一般為1.20～1.3 。對于R，應和摩擦片的外徑尺寸相適應

43、，大于摩擦片內徑，近似等于摩擦片外徑。即 55mm<=R<=摩擦片外徑80mm 取R=75mm 取R/r = 1.26 ，R =r/1.26 = 60 mm。 3）膜片彈簧起始圓錐底角 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角與內截錐高度H關系密切，α一般在9°～15°范圍內,≈H/(R-r) = H/(R-r) = 3.4/(75-60)=13°，符合要求。 4）膜片彈簧小端半徑及分離軸承作用半徑 由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。應大于 。 在前面已經(jīng)確定變速器第一軸花鍵外徑D=26，所以，取 =20mm， =40m

44、m 5）分離指數(shù)目n、切槽寬、窗孔槽寬及窗孔內半徑 分離指數(shù)目n常取18，采用偶數(shù)，便于制造時模具分度， 取分離之數(shù)目n =18 ；取切槽寬=4mm；窗孔槽寬=（2.5~4.5），取=12mm；窗孔內半徑一般情況下由計算，取=48mm 6）支撐環(huán)作用半徑和膜片彈簧與壓盤接觸半徑 一般來說，值應盡量接近r而略大于r，應接近R而略小于R，取， =62mm，=73mm 初選上述參數(shù)后，可根據(jù)下式， (6-1) 式中：E為彈性模量，鋼材料取E= ；為泊松比，鋼材料??；為彈簧片厚（mm）；為碟簧部分內錐高（mm）；為軸向變形量（mm）；為碟簧部分外半徑（大端半徑）（mm）；為碟簧部

45、分內半徑（mm）；為膜片彈簧與壓盤接觸半徑（mm）；為支承環(huán)平均半徑（mm）。 用matlab繪制出特性曲線，見圖6-2 圖6-2 膜片彈簧特性曲線 6.2膜片彈簧工作點位置的選擇 B點，當離合器處于結合狀態(tài)時，膜片彈簧的軸向變形量，可在下列范圍內選取， (6-2)取=2.5，則=2122.5N，與的最大值相差8.6%，可以使用。 A點，由上圖可知，適合作為A點的值為1.2（對應值為2180.9N，大過于B點），由式 可算出，該值符合一般情況在0.65~1.1mm之間。 C點為離合器分離時膜片彈簧的工作位置，它一般

46、在特性曲線凹點附近，此時分離力較小。C點的位置決定于壓盤升程?？捎上率角蟮?。 式中：為徹底分離時每對摩擦片面之間的間隙，單片式可取=0.75~1.0mm。 此時，膜片彈簧總的變形量為=2.5+1.5=4.0mm，則對應壓緊力=2220N，從特性曲線可知，該點比較合適。 6.3膜片彈簧強度計算 膜片彈簧在各種變形情況下，其碟簧部分的內半徑處應力最大，因此在任一軸向剖面上B點的應力總是大于其它各點。 分離軸承載荷 (6-3)膜片彈簧的應力： (6-4) 式中：E為彈性模量，鋼材料取E= ；為泊松比，鋼

47、材料??；為彈簧片厚（mm）；為碟簧部分內錐高（mm）；為軸向變形量（mm）；為碟簧部分外半徑（大端半徑）（mm）；為碟簧部分內半徑（mm）；為膜片彈簧與壓盤接觸半徑（mm）；為支承環(huán)平均半徑（mm）。 =1345.4MPa 該應力值小于允許值1500~1700MPa。 總結 本次課程設計，我設計的是膜片彈簧離合器 。 萬事開頭難，剛把任務書拿到手時，沒什么頭緒，感覺這次的設計工作還是有一定難度的。后來把老師提供的參考資料和網(wǎng)上瀏覽一些相關視頻的圖片，同時參照離合器設計書的敘述，在指導老師譚老師的指導幫助下，才使得設計工作順利的開始并進行了下來。我深深的體會到做設計之前的資料檢索及相

48、關準備工作是至關重要的。 和其它課程設計一樣，離合器設計也是一項要求嚴密復雜的工作。數(shù)據(jù)的計算經(jīng)歷了反復的計算，并利用Matalab軟件對參數(shù)進行了多次調整才得到合適的結果；對于制圖環(huán)節(jié)，我是先用PRO/E進行三維繪制，能非常理性的看待離合器的各種結構，然后利用CAD軟件，在對于一些結構和尺寸是經(jīng)過反復的推敲后，完成了繪圖工作。雖開始有些制圖規(guī)則和表達方式記不太清了，查閱了參考資料后確定下來，但最終還是完成了圖紙繪制；對于說明書的編寫，同時也再一次提高了自己的對于文檔操作的熟練度和使用Mathtype公式編輯器的使用。 通過這次課程設計，不緊加深了我對汽車離合器的認識，更重要的是將知識實踐

49、化，這樣更有利于我們對知識全面系統(tǒng)的掌握。這次的課程設計也讓我感觸良多，做課程設計，亦或是做其他的設計，應該在已有的參考資料的基礎上多下功夫，多琢磨，要吃透資料，全面考慮。同時，很重要的一點，是要加入自己的想法，這樣才能作出自己更加出色的設計。 參考文獻 [1]徐石安，江發(fā)潮.汽車離合器[M].北京.清華大學出版社,2005,2. [2]劉惟信.汽車設計[M]. 北京.清華大學出版社,2001,7. [3]王豐元,馬明星.汽車設計-課程設計指導書[M]. 北京.中國電力出版社,2009,3. [4]陳家瑞.汽車構造(下冊)[M].北京.機械工業(yè)出版社,2009,6. [5]王望舒.汽車設計[M].北京.機械工業(yè)出版社,2007,6. [6]徐紹軍，云忠.工程制圖[M].長沙.中南大學出版社,2007,9. 24 　　 感謝您的閱讀