離合器課程設計3

1、<p><b>　　引言</b></p><p>　　隨著科學技術的發(fā)展以及經(jīng)濟體系的完善，現(xiàn)代汽車工業(yè)具有世界性，是開發(fā)型的綜合工業(yè)，競爭也越來越激烈。我國自1953年創(chuàng)建第一汽車制造廠至今，已有130多家汽車制造廠，700多家汽車改裝廠。隨著我國國民經(jīng)濟的快速發(fā)展和人們生活水平的不斷提高，對汽車的使用功能不斷提出新的要求。目前大部分汽車采用離合器作為汽車的動力傳遞機構。<

2、/p><p>　　有效的經(jīng)驗使人們逐漸趨向于采用單片干式摩擦離合器。它具有從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，散熱性好，結(jié)構簡單，調(diào)整方便，尺寸緊湊，分離徹底等優(yōu)點。而且只要在結(jié)構上采取一定措施，也能使其接合平順。如今，單片干式摩擦離合器在結(jié)構設計方面也相當完善：采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的接合平順性；離合器中裝有扭轉(zhuǎn)減振器，防止了傳動系統(tǒng)的共振，減少了噪音；以及采用了摩擦較小的分離桿機構等。另外，采用了膜片彈簧作為壓簧

3、，可同時兼起到分離杠桿的作用，使離合器結(jié)構大為簡化，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。膜片彈簧和壓盤的環(huán)行接觸，可保證壓盤上的壓力均勻。由于膜片彈簧本身的特性，當摩擦片磨損時，彈簧的壓力幾乎沒有改變，且可減輕分離離合器時所需要的踏板力。為了提高離合器的傳扭能力，在重型汽車上多采用多片干式離合器。</p><p>　　除此之外，近年來由于多片濕式離合器在技術上的不段改善，在國外的某些重型牽引汽車和自卸車上又開始采用多

4、片濕式離合器，并有不斷增加的傾向。與干式離合器相比，由于用油泵進行強制制冷的結(jié)果，摩擦表面的溫度較低（不超過93℃）。因此，允許起步時長時間地打滑或用高檔起步而不致燒損摩擦片，具有良好的起步能力。據(jù)說這種離合器的使用壽命可達干式離合器的五、六倍。 為了實現(xiàn)離合器的自動操縱，有自動離合器。采用自動離合器時可以省去離合器踏板，實現(xiàn)汽車的“雙踏板”操縱。與其他自動傳動系統(tǒng)（如液力傳動）相比，它具有結(jié)構簡單，成本低廉及傳動效率高的優(yōu)點。

5、因此，在歐洲小排量汽車上曾得到廣泛的應用。但是在現(xiàn)有自動離合器的各種結(jié)構中，離合器的摩擦力矩的力矩調(diào)節(jié)特性還不夠理想，使用性能不盡完善。例如，汽車以高檔低速上坡時，離合器往往容易打滑。因此必須提前換如低檔以防止摩擦片的早期磨損以至燒壞。這些都需要進一步改善。 隨著汽車運輸?shù)陌l(fā)展，離合器還要在原有的基礎上不斷改進和提高，以適應新的使用條件。從國外的發(fā)展動向來看，近年來汽車的性能在向高速發(fā)展，發(fā)動機的功率和轉(zhuǎn)速不斷提高，載重汽車趨向

6、大型化，國內(nèi)也有類似</p><p>　　1 汽車離合器簡介</p><p>　　1.1 離合器的工作原理</p><p>　　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。</p><p>　　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1和壓盤借摩擦作用傳給從動盤2，在通過從動軸傳給變速器。當駕駛員踩下

7、踏板時，通過拉桿，分離叉、分離套筒和分離軸承，將分離杠桿的內(nèi)端推向右方，由于分離杠桿的中間是以離合器蓋上的支柱為支點，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2兩面的壓力消失，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2壓緊在飛輪上1，這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器.</p&g

8、t;<p>　　圖1.1 離合器工作原理圖</p><p>　　1—飛輪；2—從動盤；3—離合器踏板；4—壓緊彈簧；5—變速器第一軸；6—從動盤轂</p><p>　　1.2 離合器的功用</p><p>　　離合器的主要功能是切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞。其主要作用：</p><p>　　1）汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地

9、接合，確保汽車平穩(wěn)起步；</p><p>　　2）在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；</p><p>　　3）限制傳動系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；</p><p>　　4）有效地降低傳動系中的振動和噪聲。</p><p>　　1.3 汽車離合器設計的基本要求</p><p

10、>　　在設計離合器時，應根據(jù)車型的類別，使用要求制造條件以及“三化”（系列化，通用化，標準化）要求等，合理選擇離合器的結(jié)構。</p><p>　　在離合器的結(jié)構設計時必須綜合考慮以下幾點：</p><p>　　1）在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備，又能防止過載。</p><p>　　2）接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步

11、時沒有抖動和沖擊。</p><p>　　3）分離時要迅速、徹底。</p><p>　　4）從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，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>　　5）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>　　6）避免傳動系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，具有吸收振動、緩和沖擊的能

12、力。</p><p>　　7）操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。</p><p>　　8）作用在從動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，保證有穩(wěn)定的工作性能。</p><p>　　9）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>　　10）結(jié)構應簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調(diào)整方便等

13、。</p><p>　　2 離合器主要參數(shù)的選擇</p><p>　　2.1 初選摩擦片外徑D、內(nèi)徑d、厚度b</p><p>　　摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結(jié)構重量和使用壽命。它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小有一定的關系。顯然，傳遞大的轉(zhuǎn)矩，就需要大的尺寸。發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是重要的參數(shù)，當按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N· m）來選定時，根據(jù)《汽車設計

14、》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式2-9，有公式</p><p>　　（2-1） </p><p>　　式中——摩擦片外徑，mm</p><p>　　——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N· m</p><p>　　——為直徑系數(shù)，乘用車取14.6</p><p>

15、　　則 =198.58，根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）表3.2.1可知，取D=250,d=155mm, b=3.5mm</p><p>　　2.2 后備系數(shù)β</p><p>　　由于所設計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變小（開始時還有些增加），再加上車用車的后備功率比較大，使用條件較好，故取β＝1.5。</p&g

16、t;<p>　　2.3 摩擦因數(shù)f、離合器間隙Δt</p><p><b>　　摩擦因數(shù)f=0.3</b></p><p>　　離合器間隙Δt=3mm</p><p><b>　　摩擦面數(shù) Z=2</b></p><p><b>　　2.4 單位壓力</b>&

17、lt;/p><p>　　根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）表3.2.1可知，對于小轎車當D≥230時,則＝約為0.59Mpa </p><p>　　所以由于D＝250mm,?。?.59Mpa.</p><p>　　故根據(jù)根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表2－2可知</p>

18、;<p>　　當0.25Mpa<<0.35Mpa時，摩擦片材料石棉基。</p><p>　　2.5 壓緊彈簧和布置形式的選擇</p><p>　　膜片彈簧是一由彈簧鋼制成的具有特殊結(jié)構的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指部分組成。</p><p>　　2.5.1 膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比，有如下優(yōu)點</p><

19、;p>　　1) 具有較理想的非線性彈性特性。</p><p>　　2) 兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用。</p><p>　　3) 高速旋轉(zhuǎn)時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定。</p><p>　　4) 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>　　5) 通風散熱良好，使用壽命長。</p>

20、;<p>　　6) 膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。</p><p>　　2.5.2膜片彈簧的支撐形式</p><p>　　選擇:拉式膜片彈簧離合器</p><p>　　2.5.3 壓盤傳動方式的選擇</p><p>　　由于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、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，故選擇已被廣泛采用

21、的傳動片傳動方式。</p><p>　　3 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化</p><p><b>　　3.1 設計變量</b></p><p>　　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)化設計變量選為：</p><p&

22、gt;　?。?-1） </p><p><b>　　3.2 目標函數(shù)</b></p><p>　　離合器基本參數(shù)優(yōu)化設計追求的目標，是在保證離合器性能要求的條件下使其結(jié)構尺寸盡可能小，即目標函數(shù)為</p><p>　　（3-2） </p&

23、gt;<p><b>　　3.3 約束條件</b></p><p>　　3.3.1 最大圓周速度</p><p>　　根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－10）知，</p><p>　?。?-3） </p><p>　　式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）; 為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)

24、速（r/min）</p><p>　　所以，=3.14／60×4000×0.25=52.3≤65故符合條件。</p><p>　　3.3.2 摩擦片內(nèi)、外徑之比c</p><p>　　c=d/D=0.62，滿足0.53≤c≤0.70的條件范圍。</p><p>　　3.3.3 后備系數(shù)β</p><p&

25、gt;　　初選后備系數(shù)β＝1.5,滿足1.2≤β≤4.0</p><p>　　3.3.4 扭轉(zhuǎn)減振器的優(yōu)化</p><p>　　對于摩擦片內(nèi)徑d=155mm, 而減振器彈簧位置半徑：</p><p>　　R0＝0.6d/2＝0.6×155÷2=(mm)，取R0為50mm</p><p>　　所以d-2R0＝155－2

26、15;50＝55mm>50mm</p><p>　　故符合d>2R0+50mm的優(yōu)化條件</p><p>　　3.3.5 單位壓力</p><p>　　為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.1Mpa—1.5Mpa</p><p>　　由公式 Tc=

27、 （3-4）</p><p><b>　　Tc=β</b></p><p>　　得=0.59Mpa 在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求</p><p>　　3.3.6總摩擦功w</p><p>　　根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－13）為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨

28、，防止摩擦片表面過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值，即：</p><p>　　，其中W= （3-5）</p><p>　　為整車質(zhì)量1146kg，為輪胎軌動半徑296mm，為一檔傳動比3.45,為主減速比2.87,汽車總質(zhì)量=+65n+n</p><p>　　W==22439.48J/mm

29、 （3-6）</p><p><b>　　符合要求。</b></p><p>　　3.3.7 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩</p><p>　　為反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應小于其許用值，即</p><p>　?。?-7）

30、 </p><p>　　式中，為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩；為其允許值，按表3-1選取。</p><p>　　表3-1 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的允許值</p><p>　　其中 Tc=β=1.5x185=277.5</p><p>　　代入數(shù)據(jù)=0.29≤0.35 符合要求</p><p>　　4 膜片彈

31、簧的設計</p><p>　　4.1 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇</p><p>　　4.1.1 比值和h的選擇</p><p>　　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</p><p>　　為1.5～2.0，板厚h為2～4mm</p><p>　　故初選h=3mm, =1.7則H=5.1

32、mm.</p><p><b>　　圖4.1</b></p><p>　　4.1.2 比值和R、r的選擇</p><p>　　比值R/r對彈簧的載荷及應力特性都有影響，從材料利用率的角度，比值在1.8～2.0時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧的質(zhì)量利用率和好。因此設計用來緩和沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。對于汽車

33、離合器的膜片彈簧，設計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據(jù)結(jié)構布置與分離的需要來決定，一般R/r取值為1.2～1.3.對于R,膜片彈簧大端外徑R應滿足結(jié)構上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片內(nèi)徑，近于摩擦片外徑。此外，當H，h及R/r等不變時，增加R有利于膜片彈簧應力的下降。</p><p><b>　　由于摩擦片平均半徑</b></p><p>　　Rc=(D+

34、d)/4=(250+155)/4=101.25mm （4-1）</p><p>　　對于推式膜片彈簧的R值，應滿足關系RRc</p><p>　　故取R=110mm,再結(jié)合實際情況取R/r=1.3,則R=77mm。</p><p>　　4.1.3 α的選擇</p><p>　　α＝arctanH/(R-

35、r)=arctan5.1/(110-77)≈14° （4-2）</p><p>　　滿足9°～15°的范圍。</p><p>　　4.1.4 分離指數(shù)目n的選取</p><p>　　根據(jù)實際情況通常為18。</p><p>　　4.1.5 膜片彈簧小端內(nèi)半徑 </p>

36、<p>　　根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－28）</p><p>　　推式： （D+d）/4R1D/2 （4-3） </p><p>　　1R-7 （4-4）

37、 </p><p>　　06 （4-5） </p><p>　?。?-6） </p><p>　　由離合器的結(jié)構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外

38、徑。根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）表4.2.1初選=24mm</p><p>　　4.1.6 膜片彈簧工作點位置的選擇</p><p><b>　　圖4.2</b></p><p>　　膜片彈簧工作點如圖所示，該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且</p><p>　　λ1H=（λ1

39、M+λ1N）／2 （4-7）</p><p>　　新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點Ｍ和拐點Ｈ之間，且靠近或在Ｈ點處，一般λ1B=（0.8~1.0）λ1H,以保證摩擦片在最大磨損限度△λ范圍內(nèi)的壓緊力從Ｆ1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C。為最大限度的減少踏板力，C點應盡量靠近N點</p>

40、<p>　　4.1.7 切槽寬度δ1、δ2及半徑</p><p>　　取δ1＝3.3mm, δ2=10mm, 滿足r-δ2,則r-δ2=77-10=67mm</p><p><b>　　故?。?7mm.</b></p><p><b>　　4.2 強度校核</b></p><p>　　

41、膜片彈簧大端的最大變形量，</p><p>　　取=125，=105</p><p><b>　　則由下列公式，</b></p><p><b>　　（4-8）</b></p><p>　　代入數(shù)據(jù)，有=4.96</p><p>　?。?-9）

42、 </p><p>　　代入數(shù)據(jù)，有=0.63</p><p><b>　?。?-10）</b></p><p>　　代入數(shù)據(jù)，有=6822.15</p><p>　　根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）公式4 .6.13可知:</p><p><b>　　（

43、4-11）</b></p><p>　　σB=1607Mpa.許用值1500-1700MPa,故符合要求。</p><p>　　5 扭轉(zhuǎn)減振器的設計</p><p>　　5.1 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)</p><p>　　帶扭轉(zhuǎn)減振器的的從動盤結(jié)構簡圖如下圖5.1所示彈簧摩擦式:</p><p>　　圖5.

44、1 帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤總成結(jié)構示意圖</p><p>　　1—從動盤；2—減振彈簧；3—碟形彈簧墊圈；4—緊固螺釘；5—從動盤轂；</p><p>　　6—減振摩擦片7—減振盤；8—限位銷</p><p>　　由于現(xiàn)今離合器的扭轉(zhuǎn)減振器的設計大多采用以往經(jīng)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>　　5

45、.1.1 極限轉(zhuǎn)矩Tj</p><p>　　根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－31）知極限轉(zhuǎn)矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關，一般可取</p><p>　　Tj=(1.5～2.0) （5-1）</p><p><b>　　系數(shù)取2.0</b>

46、;</p><p>　　則Tj=1.5×＝2.0×185＝370（N·m）</p><p>　　5.1.2 扭轉(zhuǎn)剛度k</p><p>　　根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－35）可知，</p><p><b>　　由經(jīng)驗公式初選</b></p>&l

47、t;p>　　k Tj （5-2）</p><p>　　即k＝Tj＝13×370＝4810（N·m/rad）</p><p>　　5.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ</p><p>　　根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－36）可知,</p>&

48、lt;p><b>　　可按公式初選Tμ</b></p><p>　　Tμ＝（0.06～0.17） （5-3）</p><p><b>　　取系數(shù)為0.1 </b></p><p>　　=0.1×185=18.5(N·m)</p>&l

49、t;p>　　5.1.4 預緊轉(zhuǎn)矩Tn</p><p>　　減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。</p><p>　　根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－37）知，</p><p><b>　　Tn滿足以下關系：</b></p><p>　　Tn＝（0.05～0.15）

50、 （5-4） </p><p>　　且TnTμ＝18.5N·m</p><p>　　而（0.05～0.15）＝9.25～27.75 N·m</p><p>　　則初選Tn＝20N·m</p><p>　　5.1.5 減振彈簧的位置半徑

51、R0</p><p>　　R0=(0.60～0.75)d/2 （5-5）</p><p>　　則取R0=0.75d/2=0.75×155/2=58(mm),可取為58mm.</p><p>　　5.1.6 減振彈簧個數(shù)Zj</p><p>　　根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機

52、械工業(yè)出版社出版）表（2－6）知，</p><p>　　當摩擦片外徑D=225～250mm時，Zj=6～8</p><p><b>　　故取Zj=6</b></p><p>　　5.1.7 減振彈簧總壓力</p><p>　　當減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達到最大值Tj時，減振彈簧受到的壓力F為</p><p

53、>　?。絋j/R （5-6） </p><p>　?。?.857（kN)</p><p>　　5.2 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>　　5.2.1 減振彈簧

54、的分布半徑R1</p><p>　　根據(jù)根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知，</p><p>　　R1的尺寸應盡可能大些，一般取</p><p>　　R1=(0.60～0.75)d/2，式中，d為離合器摩擦片內(nèi)徑</p><p>　　故R1=0.75d/2=0.6×155/2=58(mm)取58mm，即為

55、減振器基本參數(shù)中的R0</p><p>　　5.2.2 單個減振器的工作壓力P</p><p>　　P= /Z=6379.3/6=1063.2(N) （5-7）</p><p>　　5.2.3 減振彈簧尺寸</p><p><b>　　1）彈簧中徑Dc</b><

56、/p><p>　　根據(jù)根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知，其一般由布置結(jié)構來決定，通常Dc=11～15mm</p><p><b>　　故取Dc=13mm</b></p><p><b>　　2）彈簧鋼絲直徑d</b></p><p>　　d=

57、 （5-8）</p><p>　　式中，扭轉(zhuǎn)許用應力]可取550～600Mpa,故取為600Mpa</p><p>　　所以d=4.3mm由于d=3～4mm,故取d=4mm</p><p><b>　　3）減振彈簧剛度k</b></p><p>　　根據(jù)根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)

58、潮編著，清華大學出版社出版）式4.7.13知，應根據(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</p><p>　　k= (5-9)</p><p>　　則K=437.97N/m</p><p>　　4）減振彈簧有效圈數(shù)</p><p>　　根據(jù)根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著

59、，清華大學出版社出版）知，</p><p>　　i==3.76 (5-10)</p><p>　　5）減振彈簧總?cè)?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 (5-1

60、1) </p><p><b>　　減振彈簧最小高度</b></p><p>　　=22 (5-12) </p><p><b>　　彈簧總變形量

61、</b></p><p>　　△=P/K =1063.2/437.97=2.4mm (5-13)</p><p><b>　　減振彈簧總變形量/</b></p><p>　　==24.4 (5-14)</p><p>&

62、lt;b>　　減振彈簧預變形量</b></p><p>　　=20/(437.97×6×0.058)=0.13mm (5-15) </p><p>　　減振彈簧安裝工作高度</p><p>　　=24.4-0.13=23.37mm (5-

63、16)</p><p>　　6 從動盤總成的設計</p><p>　　設計從動盤時一般應滿足以下幾個方面的要求:</p><p>　?。?）為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應盡可能??；</p><p>　?。?）為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等從動盤應具有軸向彈性；</p><p>

64、　?。?）為了避免傳動系的扭轉(zhuǎn)共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉(zhuǎn)減振器；</p><p>　?。?）要有足夠的抗爆裂強度。</p><p><b>　　6.1 從動盤轂</b></p><p>　　根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版），從動盤轂軸向長度不宜過小，以免再花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0～1.

65、4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂的材料選取45鍛鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度一般26～32HRC。根據(jù)摩擦片的外徑D的尺寸以及根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表2－7查出從動盤轂花鍵的尺寸。</p><p>　　由于D=200mm,則查表可得，</p><p>　　花鍵尺寸：齒數(shù)n=10， 外徑=35mm, 內(nèi)徑＝28mm 齒厚b=4mm,</p>&

66、lt;p>　　有效齒長l=35mm, 積壓應力=10.2Mpa</p><p><b>　　花鍵齒的側(cè)面壓力：</b></p><p>　　代入數(shù)據(jù)得P=5900N</p><p><b>　　擠壓應力：</b></p><p><b>　　，其中.5</b></

67、p><p>　　代入數(shù)據(jù)=4.8Mpa<20Mpa,符合要求。</p><p><b>　　6.2 從動片</b></p><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(zhuǎn)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>

68、　　2) 從動盤應具有軸向彈性，使離合器結(jié)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(zhuǎn)減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。</p><p>　　從動片要求質(zhì)量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。</p><p>　　材料選用中碳鋼板（50號），厚度為取為2mm,表面硬度為35～40HRC。</p><

69、;p><b>　　7 壓盤設計</b></p><p><b>　　7.1 離合器蓋</b></p><p>　　離合器蓋結(jié)構設計的要求：</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>

70、　　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>　　板厚取9mm,乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。</p><p&g

71、t;　　應具有足夠的剛度，板厚取9mm,乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。</p><p><b>　　7.2 壓盤</b></p><p>　　對壓盤結(jié)構設計的要求：</p><p>　　1)壓盤應具有較大的質(zhì)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，

72、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

73、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HT200、HT250、HT300，硬度為170～227HBS。</p><p>　　7.2.1 壓盤傳動方式的選擇</p><p>　　由于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、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，故選擇已被廣

74、泛采用的傳動片傳動方式。</p><p>　　另選用膜片彈簧作為壓力彈簧時，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。</p><p>　　7.2.2 壓盤幾何尺寸的確定</p><p>　　由于摩擦片的的尺寸在前面已經(jīng)確定，故壓盤的內(nèi)外徑也可因此而確定。</p><p>　　壓盤外徑D=250㎜ 壓盤內(nèi)徑d=155㎜<

75、;/p><p>　　傳動片采用3組，每組3片的形式，具體尺寸為，寬b=25mm，厚b=17mm，兩孔間距為l=202mm，孔直徑為d=12mm，傳動片彈性模量E=2M Pa</p><p>　　壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數(shù)，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結(jié)構，硬度為HB170～227，其摩擦表面的光潔度不低與1.6。為了增加機械強度，還可以另外

76、添加少量合金元素。在本設計中用材料為3號灰鑄鐵JS—1，工作表面光潔度取為1.6。</p><p><b>　　7.3 傳動片</b></p><p>　　由于各傳動片沿圓周均勻分布，它們的變形不會影響到壓盤的對中性和離合器的平衡性。</p><p>　　傳動片可選為3組，每組3片，每片厚度為1mm，一般由彈簧鋼帶65Mn制成。</p&g

77、t;<p><b>　　8小結(jié) </b></p><p>　　按照老師的要求，我順利的完成了本次設課程計。在整個設計過程中，得到了老師認真細致的指導和幫助，對此，我表示最真摯的感謝！</p><p>　　本次設計主要是計算比較復雜，老師給一個數(shù)據(jù)，需要我們設計出一個合格的離合器，我們要根據(jù)理論知識來計算離合器的各個數(shù)據(jù)，還要進行安全校核，需要反復驗算，

78、然后用計算機CAD軟件畫出二維圖。此次設計充分利用了已學過的汽車設計和機械設計知識，使我對所學知識有了一個系統(tǒng)的認識、復習、鞏固和深入。通過這次設計，我對機械設計和汽車設計有了更深刻的認識，也初步掌握了機械設計的方法和使用有關機械設計手冊的方法；對機械零件、汽車部件、裝配技術、計算機軟件使用技術等作了一個全新的認識和再學習，加深了理解，并擴展了知識面；充分利用計算機CAD技術進行了繪圖；提高了計算機的使用能力。</p>&

79、lt;p>　　這次設計內(nèi)容要求較多，涉及范圍較廣，由于自己的知識量有限，設計出的離合器存在一定的缺陷，對其中的一些錯誤地方在老師的指導幫助下已經(jīng)改正。這也讓我認識到了自己的不足，設計人員必須根據(jù)國家相關標準為基礎進行設計，不是想當然的事。</p><p>　　總的來說，做完這次設計后，我收獲頗多，我發(fā)現(xiàn)自己的專業(yè)知識還很欠缺，尤其是實際運用能力有很多的不足。自己的知識結(jié)構還需不斷拓寬，分析問題和解決問題的能

80、力還需進一步提高，以后還需要不斷學習和加強鍛煉。</p><p>　　在設計過程中，老師及同學給予了我的大量指導和幫助，對此，我再次表示謝意！由于我的水平有限，設計中難免存在缺點和錯誤，殷切歡迎老師進行批評和指正。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1] 徐石安、江發(fā)潮，汽車離合器，上海：海科學技術出版社，19

81、84。</p><p>　　[2] 王望予，汽車設計 第4版[M]，北京: 機械工業(yè)出版社, 2006。</p><p>　　[3] 余志生，汽車理論，北京: 機械工業(yè)出版社，2000。</p><p>　　[4] 陳家瑞，汽車構造[M]，北京：機械工業(yè)出版社出版，2005。</p><p>　　[5] 申永勝，機械原理教程[M]，北京：清華