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)展以及經濟體系的完善，現代汽車工業(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。它具有從動部分轉動慣量小，散熱性好，結構簡單，調整方便，尺寸緊湊，分離徹底等優(yōu)點。而且只要在結構上采取一定措施，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；離合器中裝有扭轉減振器，防止了傳動系統的共振，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，實現汽車的“雙踏板”操縱。與其他自動傳動系統（如液力傳動）相比，它具有結構簡單，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。但是在現有自動離合器的各種結構中，離合器的摩擦力矩的力矩調節(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。 隨著汽車運輸的發(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)動機的功率和轉速不斷提高，載重汽車趨向

6、大型化，國內也有類似</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構。</p><p>　　在離合器的結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)動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備，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）避免傳動系產生扭轉共振，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）結構應簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調整方便等

13、。</p><p>　　2 離合器主要參數的選擇</p><p>　　2.1 初選摩擦片外徑D、內徑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的關系。顯然，傳遞大的轉矩，就需要大的尺寸。發(fā)動機轉矩是重要的參數，當按發(fā)動機最大轉矩（N· m）來選定時，根據《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>　?。?-1） </p><p>　　式中——摩擦片外徑，mm</p><p>　　——發(fā)動機最大轉矩，N· m</p><p>　　——為直徑系數，乘用車取14.6</p><p>

15、　　則 =198.58，根據《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?。ㄩ_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f、離合器間隙Δt</p><p><b>　　摩擦因數f=0.3</b></p><p>　　離合器間隙Δt=3mm</p><p><b>　　摩擦面數 Z=2</b></p><p><b>　　2.4 單位壓力</b>&

17、lt;/p><p>　　根據《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>　　故根據根據《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 離合器基本參數的優(yōu)化</p><p><b>　　3.1 設計變量</b></p><p>　　后備系數β取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數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D和d。因此，離合器基本參數的優(yōu)化設計變量選為：</p><p&

22、gt;　?。?-1） </p><p><b>　　3.2 目標函數</b></p><p>　　離合器基本參數優(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構尺寸盡可能小，即目標函數為</p><p>　?。?-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《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>　　（3-3） </p><p>　　式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）; 為發(fā)動機最高轉

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、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β</p><p&

25、gt;　　初選后備系數β＝1.5,滿足1.2≤β≤4.0</p><p>　　3.3.4 扭轉減振器的優(yōu)化</p><p>　　對于摩擦片內徑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，故滿足要求</p><p>　　3.3.6總摩擦功w</p><p>　　根據《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矩</p><p>　　為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，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矩的允許值</p><p>　　其中 Tc=β=1.5x185=277.5</p><p>　　代入數據=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，而是根據結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應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片內徑，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 分離指數目n的選取</p><p>　　根據實際情況通常為18。</p><p>　　4.1.5 膜片彈簧小端內半徑 </p>

36、<p>　　根據《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>　　由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外

38、徑。根據《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>　?。?-8）</b></p><p>　　代入數據，有=4.96</p><p>　?。?-9）

42、 </p><p>　　代入數據，有=0.63</p><p><b>　　（4-10）</b></p><p>　　代入數據，有=6822.15</p><p>　　根據《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 扭轉減振器的設計</p><p>　　5.1 扭轉減振器主要參數</p><p>　　帶扭轉減振器的的從動盤結構簡圖如下圖5.1所示彈簧摩擦式:</p><p>　　圖5.

44、1 帶扭轉減振器的從動盤總成結構示意圖</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>　　5

45、.1.1 極限轉矩Tj</p><p>　　根據《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－31）知極限轉矩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) （5-1）</p><p><b>　　系數取2.0</b>

46、;</p><p>　　則Tj=1.5×＝2.0×185＝370（N·m）</p><p>　　5.1.2 扭轉剛度k</p><p>　　根據《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 阻尼摩擦轉矩Tμ</p><p>　　根據《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>　　取系數為0.1 </b></p><p>　　=0.1×185=18.5(N·m)</p>&l

49、t;p>　　5.1.4 預緊轉矩Tn</p><p>　　減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。</p><p>　　根據《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Zj</p><p>　　根據《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>　　＝4.857（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以后，即可根據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>　　根據根據《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>　　根據根據《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>　　根據根據《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，應根據已選定的減振器扭轉剛度值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</p><p>　　根據根據《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）減振彈簧總圈數n</p><p>　　其一般在6圈左右，與有效圈數之間的關系為</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、　　（3）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《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，并經調質處理，表面和心部硬度一般26～32HRC。根據摩擦片的外徑D的尺寸以及根據《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n=10， 外徑=35mm, 內徑＝28mm 齒厚b=4mm,</p>&

66、lt;p>　　有效齒長l=35mm, 積壓應力=10.2Mpa</p><p><b>　　花鍵齒的側面壓力：</b></p><p>　　代入數據得P=5900N</p><p><b>　　擠壓應力：</b></p><p><b>　　，其中.5</b></

67、p><p>　　代入數據=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><p>　　從動片要求質量輕，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，

72、也可以采用傳熱系數較大的鋁合金壓盤。</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，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確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。</p><p>　　壓盤外徑D=250㎜ 壓盤內徑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，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，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 </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，老師給一個數據，需要我們設計出一個合格的離合器，我們要根據理論知識來計算離合器的各個數據，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改正。這也讓我認識到了自己的不足，設計人員必須根據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：?？茖W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