離合器課程設計3

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p>　　前言…………………………………………………………………………………………2</p><p>　　一、離合器概述……………………………………………………………………………3</p><p>　　1.1離合器設計的基本要求……………………………………………………………3<

2、;/p><p>　　1.2膜片彈簧離合器結構………………………………………………………………3</p><p>　　1.3膜片彈簧離合器的優(yōu)點……………………………………………………………4</p><p>　　二、離合器摩擦片參數(shù)的確定……………………………………………………………4</p><p>　　2.1摩擦片參數(shù)的選擇………………………

3、…………………………………………4</p><p>　　2.2摩擦片基本參數(shù)的約束條件………………………………………………………8</p><p>　　三、膜片彈簧的設計………………………………………………………………………10</p><p>　　3.1膜片彈簧基本參數(shù)的選擇…………………………………………………………10</p><p>

4、　　3.2膜片彈簧的彈性特性曲線…………………………………………………………11</p><p>　　3.3膜片彈簧基本參數(shù)的約束條件……………………………………………………13</p><p>　　3.4膜片彈簧強度計算與校核…………………………………………………………14</p><p>　　四、扭轉減振器的設計…………………………………………………………………

5、…15</p><p>　　4.1扭轉減振器主要參數(shù)………………………………………………………………15</p><p>　　4.2減振彈簧的計算……………………………………………………………………17</p><p>　　五、離合器其他主要部件的結構設計……………………………………………………19</p><p>　　5.1從動盤轂的設計…

6、…………………………………………………………………20</p><p>　　5.2從動片的設計………………………………………………………………………20</p><p>　　5.3離合器蓋結構設計…………………………………………………………………20</p><p>　　5.4壓盤的設計…………………………………………………………………………21</p>

7、<p>　　六、離合器的操縱機構……………………………………………………………………22</p><p>　　6.1離合器操縱機構的要求……………………………………………………………22</p><p>　　6.2操縱機構型式的選擇………………………………………………………………22</p><p>　　七、設計小結………………………………………………

8、………………………………22</p><p>　　八、參考文獻………………………………………………………………………………23</p><p><b>　　前言</b></p><p>　　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)動機相連接的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一

9、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。主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結構，操縱機構是使離合器主、從動部分分離的裝置。</p><p>　　隨著我國自動檔轎車的增加，我國傳統(tǒng)離合器行業(yè)的發(fā)展前景日益擔憂，不少企業(yè)都在尋求新的持續(xù)發(fā)展的途徑。  DCT技術在中國良好的發(fā)展前景，將使我國摩擦

10、片汽車離合器行業(yè)獲得新的發(fā)展機遇。但是，市場競爭也很激烈，長春一東是國內汽車離合器制造行業(yè)龍頭企業(yè)，已形成75萬套的生產力，是國內規(guī)模最大，系列最寬的離合器生產廠家，行業(yè)地位較高。公司在主機配套市場處于龍頭地位，面向全國64家主機廠供貨，占領了國內中重型商用車市場的半壁江山。  雙質量飛輪是我國傳統(tǒng)汽車離合器發(fā)展的一種方向，目前我國已經有Luk、Excedy等外資企業(yè)在中國組裝生產雙質量飛輪，吉林大華、湖北三環(huán)的雙

11、質量飛輪也進入產業(yè)化階段，但雙質量飛輪在我國發(fā)展前景依然有待市場進一步驗證。  液力變矩器需求隨著我國汽車自動檔比重的增加而加大，國內除上海薩克斯早已量產液力變矩器產品外，廣州優(yōu)達佳、上海Excedy、南京Valeo等外資企業(yè)已經相繼開始組裝生產液力變矩器。由于我國AT技術的本土化存在很大困難，發(fā)展液力變矩器對國內企業(yè)仍存在較高的風險。</p><p><b>　　離合器概述</b&

12、gt;</p><p>　　1.1離合器設計的基本要求</p><p>　　在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備，又能防止過載。</p><p>　　接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。</p><p>　　分離時要迅速、徹底。</p><p>　　從動部分轉動慣量要

13、小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小同步器的磨損。</p><p>　　應有足夠的吸熱能力和良好的通風效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。</p><p>　　操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。</p><p>　　具有足夠的強度和良好的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。</p><p>　　在本次離合器設計中，采用膜

14、片彈簧離合器。</p><p>　　1.2膜片彈簧離合器結構</p><p>　　膜片彈簧離合總成由膜片彈簧、離合器蓋、壓盤、傳動片和分離軸承總成等部分組成。</p><p><b>　　離合器蓋</b></p><p>　　離合器蓋一般為120°或90°旋轉對稱的板殼沖壓結構，通過螺栓與飛輪聯(lián)結在一

15、起。離合器蓋是離合器中結構形狀比較復雜的承載構件，壓緊彈簧的壓緊力最終都要由它來承受。</p><p><b>　　膜片彈簧</b></p><p>　　膜片彈簧是離合器中重要的壓緊元件，在其內孔圓周表面上開有許多均布的長徑向槽，在槽的根部制成較大的長圓形或矩形窗孔，可以穿過支承鉚釘，這部分稱之為分離指；從窗孔底部至彈簧外圓周的部分形狀像一個無底寬邊碟子，其截面為截圓

16、錐形，稱之為碟簧部分。</p><p><b>　　壓盤</b></p><p>　　壓盤的結構一般是環(huán)形盤狀鑄件，離合器通過壓盤與發(fā)動機緊密相連。壓盤靠近外圓周處有斷續(xù)的環(huán)狀支承凸臺，最外緣均布有三個或四個傳力凸耳。</p><p><b>　　傳動片</b></p><p>　　離合器接合時，飛

17、輪驅動離合器蓋帶動壓盤一起轉動，并通過壓盤與從動盤摩擦片之間的摩擦力使從動盤轉動；在離合器分離時，壓盤相對于離合器蓋作自由軸向移動，使從動盤松開。這些動作均由傳動片完成。傳動片的兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接，一般采用周向布置。在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅動壓盤共同旋轉；在離合器分離時，可利用它的彈性恢復力來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。</p><p><b>　　分離軸承總成<

18、;/b></p><p>　　分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成。分離軸承在工作時主要承受軸向分離力，同時還承受在高速旋轉時離心力作用下的徑向力。目前國產的汽車中多使用角接觸推力球軸承，采用全密封結構和高溫鏗基潤滑脂，其端面形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平面時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。</p><p>　　1.3膜片彈簧離合器的優(yōu)點</p

19、><p>　　膜片彈簧離合器與其他形式離合器相比，具有一系列優(yōu)點：</p><p>　　膜片彈簧離合器具有較理想的非線性彈性特性；</p><p>　　膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量小；</p><p>　　高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；</p><p>　

20、　膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻；</p><p>　　易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長；</p><p>　　膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好</p><p>　　離合器摩擦片參數(shù)的確定</p><p>　　2.1 摩擦片參數(shù)的選擇</p><p>　　2.1.1 初

21、選摩擦片外徑D、內徑d、厚度b</p><p>　　摩擦片外徑是離合器基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和壽命，它和離合器所需傳遞轉矩大小有一定關系。</p><p>　　在確定外徑D時，有下列經驗公式可供初選時使用：</p><p><b>　　D=</b></p><p>　　式中，為發(fā)動機最大轉矩,本設計中=247

22、N·m</p><p>　　為直徑系數(shù)，對于乘用車取=14.6。</p><p>　　所以，D=14.6=229.46mm</p><p>　　離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表</p><p>　　摩擦片標準系列尺寸，取D=250mm d=155mm b=3.5mm c=0.620 1-</p><p&

23、gt;　　2.1.2 離合器后備系數(shù)β的確定</p><p>　　后備系數(shù)β保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動機轉矩，同時，它有助于減少汽車起步時的滑磨，提高離合器的使用壽命。</p><p>　　為可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太??；但是為了使離合器尺寸不致過大，減少傳動系的過載，使操縱更輕便等，后備系數(shù)不宜過大。當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β取小些；當使

24、用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為了提高起步能力，減少離合器滑磨，β取大些；貨車總質量較大，β也應該選取大些；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取β應比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，β也應選取小些。</p><p>　　在開始設計離合器時，一般是參照統(tǒng)計資料，并根據(jù)汽車的使用條件，離合器結構形式的特點，初步選定后備系數(shù)β。</p><p>　　汽車離合器后背系數(shù)β的取

25、值范圍</p><p>　　由于所設計的是轎車的離合器，所以選擇β=1.3</p><p>　　2.1.3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩TC</p><p>　　=1.3247=321.1N·m</p><p>　　2.1.4 單位壓力</p><p>　　摩擦面上的單位壓力P的值和離合器本身的工作條件,摩擦

26、片的直徑大小,后備系數(shù),摩擦片材料及質量等有關。</p><p>　　離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣單位壓力P較小為好。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力P。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P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

27、、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。 </p><p>　　式中，為摩擦因數(shù)取0.3；</p><p><b>　　為單位壓力（）</b></p><p><b>　　為摩擦面數(shù)取2；</b></p><p>　　為摩擦片外徑取250；</p><

28、p>　　為摩擦片內徑取155；</p><p>　　摩擦片材料選擇石棉基材料，為單位壓力0.17，為摩擦因數(shù)取0.3。</p><p>　　當摩擦片采用不同的材料時，取值范圍如下表</p><p>　　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：</p><p>　　

29、⑴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。</p><p>　?、埔凶銐虻哪湍バ裕绕湓诟邷貢r應耐磨。</p><p>　?、且凶銐虻臋C械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好</p><p>　?、葻岱€(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</p><p>　?、赡ズ闲阅芤茫恢鹿蝹w輪

30、及壓盤等零件的表面</p><p>　?、视退畬δΣ列阅艿挠绊憫钚?lt;/p><p>　?、私Y合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象</p><p>　　由以上的要求,目前車用離合器上廣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。</p>

31、<p>　　2.2 離合器基本參數(shù)的約束條件</p><p><b>　?、?最大圓周速度</b></p><p>　　摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度不超過,即</p><p>　　式中， 為摩擦片最大圓周速度（m/s）；</p><p>　　為發(fā)動機最高轉速取4000；</p>&

32、lt;p>　　為摩擦片外徑徑取250；</p><p><b>　　故符合約束條件。</b></p><p>　?、?摩擦片的內、外徑比c應在內</p><p><b>　　故符合約束條件</b></p><p>　?、菫榱吮ＷC離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的β值應在

33、一定范圍內，最大范圍為，即</p><p><b>　　1.2≤β≤4.0</b></p><p>　　本設計中所選β=1.3，故符合約束條件。</p><p>　　⑷ 為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑約50mm，即</p><p>　　本設計中d=155mm，（見后面扭轉減振器設計），故

34、符合約束條件。</p><p>　?、蓡挝荒Σ撩娣e傳遞的轉矩</p><p>　　式中，為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩；</p><p>　　單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值 ()</p><p><b>　　故符合約束要求。</b></p><p><b>　?、?單位壓力<

35、;/b></p><p>　　為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內選取， 的最大范圍為0.10～1.50Mpa，</p><p>　　由于已確定單位壓力＝0.17Mpa，在規(guī)定范圍內，故滿足要求</p><p>　?、藛挝荒Σ撩娣e滑磨功</p><p>　　為了減少汽車起步過程

36、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]。</p><p>　　汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功(J)為：</p><p>　　式中，W為汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功(J)</p><p>　　m 為汽車總質量取1479kg；</p><p>　　rr 為

37、輪胎滾動半徑0.3262m；</p><p>　　i為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比3.5；</p><p>　　i為主減速器傳動比4.4；</p><p>　　n為發(fā)動機轉速(r/min),乘用車n取2000 r/min;</p><p>　　式中，W為汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功取14539J</p><

38、p>　　對于乘用車：，則，符合約束條件。</p><p>　　摩擦片的相關參數(shù)如下表</p><p><b>　　膜片彈簧的設計</b></p><p>　　3.1 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇</p><p>　　3.1.1 截錐高度H與板厚h比值和板厚h的選擇</p><p>　　為了保證

39、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2～4</p><p>　　故初選h=3, =1.8則H=1.8h=5.4.</p><p>　　3.1.2自由狀態(tài)下碟簧部分大端R、小端r的選擇和比值</p><p>　　當時，摩擦片平均半徑</p><p>　　對于拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于，即r

40、</p><p>　　取，，則，為了計算方便，R取整數(shù)，則</p><p>　　3.1.3膜片彈簧起始圓錐底角的選擇</p><p>　　，滿足9°～15°的范圍。</p><p>　　3.1.4 分離指數(shù)目n的選取</p><p><b>　　取為n=18。</b></

41、p><p>　　3.1.5 膜片彈簧小端內半徑及分離軸承作用半徑的確定</p><p>　　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。</p><p><b>　　取，</b></p><p>　　3.1.6 切槽寬度δ1、δ2及半徑</p><p><b>　　取

42、滿足,則</b></p><p><b>　　故取</b></p><p>　　3.1.7 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定</p><p><b>　　和需滿足下列條件：</b></p><p><b>　　故選擇</b></p><p&

43、gt;　　3.1.8膜片彈簧材料</p><p>　　制造膜片彈簧用的材料，應具有高的彈性極限和屈服極限，高的靜力強度及疲勞強度，高的沖擊強度，同時應具有足夠大的塑性變形性能。按上述要求，國內常用的膜片彈簧材料為硅錳鋼60Si2MnA或50CrVA。</p><p>　　3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線</p><p>　　假設膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上

44、地某中性點轉動。</p><p>　　設通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷(N)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為x1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示：</p><p>　　式中，E:彈性模量，鋼材料取E=2.06×Mpa；</p><p>　　:泊松比，鋼材料取=0.3；</p><p>　　R:自由狀態(tài)下碟簧部分

45、大端半徑，mm；</p><p>　　r:自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑，mm；</p><p>　　R1:壓盤加載點半徑，mm；</p><p>　　r1:支承環(huán)加載點半徑，mm；</p><p>　　H:自由狀態(tài)下碟簧部分內截錐高度，mm；</p><p>　　h:膜片彈簧鋼板厚度，mm</p><

46、p>　　膜片彈簧特性曲線圖如下圖所示</p><p>　　3.3 膜片彈簧基本參數(shù)的約束條件</p><p>　　3.3.1為保證各工作點A、B、C有較合適的位置，應使即</p><p><b>　　由上圖可知，</b></p><p><b>　　符合設計要求。</b></p>

47、<p>　　3.3.2 為滿足離合器的使用性能的要求，應該滿足：</p><p>　　1.6≤H/h≤2.2</p><p>　　9O≤α≈H/（R-r）≤15O</p><p>　　本設計中H/h=5.4/3=1.8和α≈11.7O都符合離合器的使用性能的要求。</p><p>　　3.3.3 彈簧各部分有關尺寸比值符合一定的范

48、圍，即</p><p>　　1.2≤R/r≤1.35</p><p>　　70≤2R/h≤100</p><p>　　3.5≤R/rO≤5.0</p><p>　　根據(jù)所確定的參數(shù)可得R/r=128/102=1.255、2R/h=2×128/3=85.33、R/rO =128/34=3.76都符合上述要求。</p>&

49、lt;p>　　3.3.4 為使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，應滿足：</p><p><b>　　推式：</b></p><p><b>　　拉式：</b></p><p>　　根據(jù)所確定的參數(shù)可得（D+d）/4=101.25，D/2=125，。符合上述要求。</p><p>　　3.3.5

50、根據(jù)彈簧結構布置的要求，應滿足：</p><p><b>　?。?； </b></p><p>　　根據(jù)所確定的參數(shù)可知都符合彈簧結構布置的要求。</p><p>　　3.3.6 膜片彈簧的分離指起分離杠桿作用，因此其杠桿比應在一定范圍內選取，即：</p><p>　　根據(jù)所確定的參數(shù)可得符合設計要求。</p>

51、;<p>　　3.4膜片彈簧強度計算與校核</p><p>　　分析表明，B點的應力值最高，通常只計算B點的應力來校核膜片彈簧碟簧的強度。B點的應力為</p><p>　　令,可求出達到極大值時的轉角φP</p><p>　　自由狀態(tài)時碟簧部分的圓錐底角α=11.7O =0.2rad</p><p>　　中性點半徑e=(R-r)

52、/ln(R/r)=114.5mm。此時</p><p>　　φP=0.2+3/(114.5-102)/2=0.32rad</p><p>　　離合器徹底分離時,膜片彈簧子午斷面的實際轉角為,計算時，應??；如果，則取。</p><p>　　在分離軸承推力F2（N）的作用下，B點還受彎曲應力，其值為</p><p>　　式中，n為分離指數(shù)目（n=

53、18）；br為一個分離指根部的寬度（br=21mm）。</p><p>　　考慮到彎曲應力是與切向壓應力相互垂直的拉應力，根據(jù)最大切應力強度理論，B點的當量應力為</p><p>　　在這次設計中，膜片彈簧材料采用60Si2MnA，通常應使不大于1500-1700MPa。本次設計中符合應力要求</p><p>　　膜片彈簧的相關參數(shù)如表</p><

54、;p><b>　　扭轉減振器的設計</b></p><p>　　4.1 扭轉減振器主要參數(shù)</p><p>　　由于現(xiàn)今離合器的扭轉減振器的設計大多采用以往經驗和實驗方法通過不斷篩選獲得,且越來越趨向采用單級的減振器。</p><p><b>　　4.1.1極限轉矩</b></p><p>　

55、　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，</p><p>　　Tj=(1.5～2.0) </p><p>　　對于乘用車，系數(shù)取2.0。</p><p>　　則Tj=2.0×＝2.0×247＝494（N·m）</p><p>　　4.1.2 扭轉剛度k</p><p&

56、gt;<b>　　由經驗公式初選</b></p><p><b>　　k Tj</b></p><p>　　即k＝Tj＝13×494＝6422（N·m/rad）</p><p>　　4.1.3 阻尼摩擦轉矩Tμ</p><p><b>　　可按公式初選Tμ</b&

57、gt;</p><p>　　Tμ＝（0.06～0.17）</p><p>　　取Tμ=0.1 =0.1×247=24.7(N·m)</p><p>　　4.1.4 預緊轉矩Tn</p><p>　　減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。</p><p><b>　　Tn滿足以下關系：</b

58、></p><p>　　Tn＝（0.05～0.15）且TnTμ＝24.7 N·m</p><p>　　而Tn＝（0.05～0.15）＝12.35～16.2 N·m</p><p>　　則初選Tn＝20N·m</p><p>　　4.1.5 減振彈簧的位置半徑</p><p>　　R0

59、的尺寸應盡可能大些，一般取</p><p><b>　　則取</b></p><p>　　4.1.6 減振彈簧個數(shù)Zj</p><p>　　當摩擦片外徑D250mm時，</p><p><b>　　Zj=4～6</b></p><p><b>　　故取Zj=6<

60、;/b></p><p>　　4.1.7 減振彈簧總壓力F</p><p>　　當減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值Tj時，減振彈簧受到的壓力為</p><p>　　4.2 減振彈簧的計算</p><p>　　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計相關的尺寸。</p><p>　　4.2

61、.1 減振彈簧的分布半徑R1</p><p>　　R1的尺寸應盡可能大些，一般取</p><p>　　R1=(0.60～0.75)d/2</p><p>　　式中，d為離合器摩擦片內徑</p><p><b>　　故</b></p><p>　　4.2.2單個減振器的工作壓力P</p>

62、<p>　　4.2.3 減振彈簧尺寸</p><p><b>　　1）彈簧中徑Dc</b></p><p>　　其一般由布置結構來決定，通常</p><p>　　Dc=11～15mm</p><p><b>　　故取Dc=14mm</b></p><p><

63、;b>　　2）彈簧鋼絲直徑d</b></p><p>　　式中，扭轉許用應力]可取550～600Mpa,故取為580Mpa</p><p><b>　　d取4.5 mm</b></p><p><b>　　3）減振彈簧剛度k</b></p><p>　　應根據(jù)已選定的減振器扭轉剛度

64、值k及其布置尺寸R1確定，即</p><p>　　4）減振彈簧有效圈數(shù)</p><p>　　5）減振彈簧總圈數(shù)n</p><p>　　其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間的關系為</p><p>　　n=+(1.5～2)=6</p><p><b>　　減振彈簧最小高度</b></p>

65、<p><b>　　=29.7mm</b></p><p><b>　　彈簧總變形量</b></p><p><b>　　減振彈簧總變形量</b></p><p>　　==29.7+3.85=33.55mm</p><p><b>　　減振彈簧預變形量<

66、;/b></p><p>　　減振彈簧安裝工作高度</p><p>　　=33.55-0.156=33.394mm</p><p>　　6）從動片相對從動盤轂的最大轉角</p><p>　　最大轉角和減振彈簧的工作變形量有關，其值為</p><p><b>　　=4.234°</b>

67、;</p><p>　　7）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙</p><p>　　式中，為限位銷的安裝尺寸。值一般為2.5～4mm。</p><p>　　所以可取為4mm, 為54mm.</p><p><b>　　8）限位銷直徑</b></p><p>　　按結構布置選定，一般</p>

68、<p>　?。?.5～12mm。</p><p><b>　　可取為10mm</b></p><p>　　扭轉減振器相關參數(shù)表</p><p>　　離合器其它主要部件的結構設計</p><p>　　5.1從動盤轂的設計</p><p>　　從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎

69、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T</p><p><b>　　花鍵尺寸表</b></p><p><b>　　表5</b></p><p><b>　　5.2從動片的設計</b></p>&

70、lt;p>　　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：</p><p>　　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。</p><p>　　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。</p><p>　　3)應安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。</p>

71、<p>　　本次設計初選從動片厚度為2mm</p><p>　　5.3離合器蓋結構設計：</p><p>　　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，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。</p><p>　　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。</p><p>　　3)蓋

72、的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。</p><p>　　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。</p><p>　　乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。</p><p>　　本次設計初選08鋼板厚度為3mm</p><p><b>　　5.4壓盤的設計</

73、b></p><p>　　5.4.1壓盤結構設計的要求:</p><p>　　1)壓盤應具有較大的質量,以增大熱容量，減小溫，防止其產生裂紋和破碎，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。</p><p>　　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

74、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 。</p><p>　　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 。</p><p>　　4)壓盤高度(從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。</p><p>　　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HT

75、200、HT250、HT300，硬度為170～227HBS。</p><p>　　5.4.2壓盤的結構設計與選擇</p><p>　　t = (1)</p><p>　　m = = (2)</p><p>　　式中，W

76、為汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功，取W=14539J</p><p>　　γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤. γ=0.5；</p><p>　　m為壓盤質量(kg)</p><p><b>　　V為壓盤估算面積；</b></p><p>　　c為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4 J/(kg

77、83;)；</p><p>　　為鑄鐵密度，取7800 kg/m；</p><p>　　為摩擦片外徑取250；</p><p>　　為摩擦片內徑取155；</p><p>　　h為壓盤厚度，取=15 mm； </p><p><b>　　t為壓盤溫升（）</b></p><p&

78、gt;　　滿足壓盤溫升不超過8~10要求。</p><p>　　六、離合器的操縱機構</p><p>　　6.1離合器操縱機構的要求</p><p>　　1.踏板力要盡可能小，乘用車一般在80-150N范圍內，商用車不大于150-200N。</p><p>　　2.踏板行程一般在80-150mm范圍內，最大不應超過180mm。</p&g

79、t;<p>　　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。</p><p>　　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。</p><p>　　5.應有足夠的剛度。</p><p><b>　　6傳動效率要高。</b></p><p>　　7.發(fā)動機振動及

80、車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。</p><p>　　8工作可靠、壽命長，維修保養(yǎng)方便。</p><p>　　6.2操縱機構型式的選擇</p><p>　　常用的離合器操縱機構主要有機械式、液壓式等。</p><p>　　液壓式操縱機構主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封

81、、駕駛室和車架變形不會影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點。鑒于上述優(yōu)點我們選擇液壓式操縱機構。</p><p><b>　　七、 設計小結</b></p><p>　　本次設計主要是對《汽車設計》這門課掌握程度以及鍛煉同學們親自設計制作的能力。在整個課程設計的過程中雖遇到了很多困難，但通過同學們間相互探討、查閱書籍以及指導老師的幫助得到了解決。</p>

82、<p>　　課程設計時間雖然短暫，但卻讓我們學到了很多知識，對于書本上了理論有了一個很好的延伸和應用。為今后在工作崗位上打下了一個良好的基礎。</p><p>　　對于指導老師認真細致的指導以及同學的幫助，我表示最真摯的感謝。</p><p><b>　　八、參考文獻</b></p><p>　　[1].徐石安,江發(fā)潮.汽車離合器