汽車設計課程設計

1、<p><b>　　緒論</b></p><p><b>　　前言</b></p><p>　　對于內(nèi)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

2、機構和操作機構等四部分。</p><p>　　離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系統(tǒng)平順地結合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系統(tǒng)分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系統(tǒng)所承受的最大轉(zhuǎn)矩，以防止傳動系各零部件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。</p><p>　　隨著汽車發(fā)動機轉(zhuǎn)速

3、、功率的不斷提高和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)的推式膜片彈簧離合器結構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉(zhuǎn)速，增加離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。</p><p><b>　　課程設計目的</b></p&g

4、t;<p>　　汽車設計課程是培養(yǎng)學生具有汽車設計能力的專業(yè)基礎課，課程設計則是學生在學習了《汽車構造》、《汽車制造技術》、《汽車設計》等課程后一項重要的實踐性教學環(huán)節(jié)，基本的目的是：</p><p>　?、偻ㄟ^課程設計，綜合運用汽車設計課程和其它選修課程的理論和實踐知識，解決汽車設計問題，掌握汽車設計的一般規(guī)律，樹立正確的設計思想，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力。</p><p&

5、gt;　?、趯W會分析和評價汽車及各總成的結構與性能，合理選擇結構方案及有關參數(shù)，掌握一些汽車主要零部件的設計與計算方法。</p><p>　　③學會考慮所設計部件的制造工藝性、使用、維護、經(jīng)濟和安全等問題，培養(yǎng)汽車設計能力 。</p><p>　?、芡ㄟ^計算，繪圖，熟練運用標準，規(guī)范，手冊，圖冊和查閱有關技術資料，進一步培養(yǎng)學生的專業(yè)設計技能。</p><p>　　

6、⑤鼓勵學生充分利用計算機進行參數(shù)的優(yōu)化設計，CAD繪圖，鍛煉學生利用計算機進行設計和繪圖的能力。</p><p><b>　　設計要求</b></p><p>　　通過課程設計，對轎車離合器的結構、從動盤總成、壓盤和離合器蓋總成及膜片彈簧的設計有比較深入的熟悉并掌握。首先通過查閱文獻、上網(wǎng)查閱資料，了解汽車離合器的基本工作原理，結構組成及功能；通過對車型分析，路況分析

7、和型式分析，制定出總體設計方案。并對轎車膜片彈簧離合器進一步的認知和建模，并在指導老師的幫助下完成膜片彈簧離合器設計。</p><p>　　為了保證離合器具有良好的工作性能，對汽車離合器設計提出如下基本要求： </p><p>　　（1）在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備。 </p><p>　?。?）接合時要平順柔和，以保證汽車起步

8、時沒有抖動和沖擊。 </p><p>　?。?）分離時要迅速、徹底。 </p><p>　　（4）離合器從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋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散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 </p><p>　?。?）應使傳動系避免扭轉(zhuǎn)

9、共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力。 </p><p>　?。?）操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 </p><p>　?。?）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，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 </p><p>　?。?）應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。 </p><p>　

10、?。?0）結構應簡單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。</p><p><b>　　本次設計要求如下：</b></p><p>　　（1）離合器裝配圖一張 視圖投影準確，結構合理，畫法規(guī)范，圖面整潔，字體按規(guī)定用工程字書寫，標題欄及零件明細表完整。</p><p>　?。?）零件圖（四號圖紙，非標準零件由老師指定）要求結

11、構合理，尺寸公差標注規(guī)范，基準選擇恰當。</p><p>　　（3）課程設計說明書一份（用統(tǒng)一規(guī)格）。</p><p><b>　　設計步驟</b></p><p>　?、偈煜るx合器結構及相關理論知識。</p><p>　　②根據(jù)所給題目進行車型分析，道路情況分析，所設計部件型式分析，進行主要參考型選擇以及設計計算。&l

12、t;/p><p>　　③繪制離合器總成裝配圖。</p><p><b>　　④繪制主要零件圖。</b></p><p><b>　?、菥帉懺O計說明書。</b></p><p><b>　?、薮疝q。</b></p><p><b>　　離合器方案的確

13、定</b></p><p><b>　　車型分析</b></p><p>　　表2-1 北京客車BK6142參數(shù)</p><p><b>　　方案選擇</b></p><p>　　本車設計采用雙片膜片彈簧離合器。</p><p>　　本車采用的摩擦式離合器，其結構

14、簡單，可靠性強，維修方便，目前大多數(shù)汽車都采用這種形式的離合器。采用多盤式離合器是因為需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩，本車型傳遞轉(zhuǎn)矩為180Nm相對較大。采用膜片彈簧離合器時因為膜片彈簧離合器有很多優(yōu)點：</p><p>　　①膜片彈簧具有較理想的非線性彈性特性，彈簧壓力在摩擦片的允許磨損范圍內(nèi)基本保持不變，因而離合器工作中能保持傳遞的轉(zhuǎn)矩大致不變；相對圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降，離合器分離時，彈簧壓力有所下降，從而降低了踏

15、板力。對于圓柱螺旋彈簧，其壓力則大大增加。</p><p>　　②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(zhì)量小。</p><p>　　③高速旋轉(zhuǎn)時，彈簧壓緊力降低少，性能較穩(wěn)定；而圓柱螺栓彈簧壓緊力則明顯下降。</p><p>　?、苣て瑥椈梢哉麄€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>

16、<p>　?、菀子趯崿F(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長。</p><p>　?、弈て瑥椈芍行呐c離合器中心線重合，平衡性好。</p><p>　　近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，膜片彈簧離合器不僅在乘用車上被大量采用，而且在各種形式的商用車上也被廣泛采用。</p><p>　　與推式相比，拉式膜片彈簧離合

17、器具有很多優(yōu)點：取消了中間支承各零件，并不用支承環(huán)或只用一個支承環(huán)，使其結構更簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更??；拉式膜片彈簧是以中部與壓盤相壓，在同樣壓盤尺寸的條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，提高了壓緊力與傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，且并不增大踏板力，在傳遞相同的轉(zhuǎn)矩時，可采用尺寸較小的結構；在結合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，分離效率更高；拉式的杠桿比大于推式的杠桿比，且中間支承少，減少了摩擦損失，傳動效率較高，踏板操縱更輕便，拉式

18、的踏板力比推式的一般可減少約25%-30%；無論在接合狀態(tài)或分離狀態(tài)，拉式結構的膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環(huán)磨損后不會形成間隙而增大踏板自由行程，不會產(chǎn)生沖擊和噪聲；使用壽命長。</p><p>　　但是拉式膜片彈簧的分離指與分離軸承套筒總成嵌裝在一起，要采用專門的分離軸承，結構復雜，安裝和拆卸困難，造價也相對較高。本車型經(jīng)濟型乘用車，配置綜合考慮成本和維修性能。</p><

19、;p>　　綜上所述，本次課程設計采用雙片推式膜片彈簧離合器。</p><p>　　離合器基本參數(shù)的確定</p><p><b>　　后備系數(shù)β</b></p><p>　　后備系數(shù)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(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇β時，考慮到摩擦片在使用中磨損后仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩、防止離合器滑磨時

20、間過長、防止傳動系統(tǒng)過載以及操縱輕便等因素。</p><p>　　各類汽車離合器β的取值范圍見表3-1。</p><p>　　表3-1 離合器后備系數(shù)β的取值范圍</p><p>　　本次課程設計的對象為客車，屬于乘用車，故本次課程設計的后備系數(shù)β范圍為1.20-1.75，取β=1.5。</p><p>　　離合器的轉(zhuǎn)矩容量TC</p&

21、gt;<p><b>　　TC=</b></p><p>　　摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b</p><p>　　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(zhì)量和使用壽命有決定性的影響。</p><p>　　摩擦片外徑D（mm）也可根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N﹒m）的關系如下：</p><p>　　式中，

22、為直徑系數(shù)，取值范圍見表3-2。</p><p>　　表3-2 直徑系數(shù)的取值范圍</p><p>　　本次設計的對象是北京客車BK6142，屬于乘用車，故=14.6，由車型分析可知改車型的發(fā)動機的最大扭矩。故可算出摩擦片外徑D=477.3mm。</p><p>　　按初選D以后，還需注意摩擦片尺寸的系列化和標準化，應符合尺寸系列標準《汽車用離合器面片》表3-3為我

23、國摩擦片尺寸的標準。</p><p>　　表3-3 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)</p><p>　　故，摩擦片的尺寸為D=405mm, d=220mm, b=4 mm, c=0.543,單位面積=90812。</p><p><b>　　單位壓力P0</b></p><p>　　單位壓力P0決定了摩擦表面的耐磨性，對離合

24、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(zhì)量和后備系數(shù)等因素。</p><p>　　當摩擦片采用不用的材料時，P0取值范圍見表3-4。</p><p>　　表3-4 摩擦因數(shù)u與許用單位壓力[p]</p><p>　　選用石棉基編織摩擦片，則µ=0.3，由上可知β=1.5，</p>

25、<p><b>　　因為 </b></p><p>　　所以 ; </p><p><b>　　又因為</b></p><p><b>　　則</b></p><p><b>　　= N/</b></p><p

26、>　　所得的值小于上表的許用值。</p><p>　　3.5 滑磨功WD (J)</p><p>　　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]。</p><p>　　W D= = = 94949.7 (J)</p><p>　　式中，由前面汽車參數(shù)選

27、取i1=13.61，主減速比io=5，汽車總質(zhì)量為=22000kg，由汽車參數(shù)表中數(shù)據(jù)可計算得驅(qū)動輪半徑為 r=275*70%+2205*25.4/2=478mm。</p><p>　　由于對于乘用車：，而本課程設計采用雙片離合器，即Z=4,A0=90811,則單位面積的滑磨功w=0.26J/<[w]，所以符合要求。</p><p>　　離合器結構零件的設計</p>&

28、lt;p><b>　　從動盤的的設計</b></p><p>　　從動盤總成的結構型式的選擇 </p><p>　　從動盤總成主要由摩擦片、從動片、減振器和從動盤轂等組成。它雖然對離合器工作性能影響很大的構件，但是其工作壽命薄弱，因此在結構和材料上的選擇是設計的重點。從動盤總成應滿足如下設計要求： </p><p>　　1) 轉(zhuǎn)動慣量應盡

29、量小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 </p><p>　　2) 應具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，減小磨損。 </p><p>　　3) 應裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。</p><p><b>　　摩擦片選擇</b></p><p>　　摩擦系數(shù)穩(wěn)定、工作溫度、單位壓力

30、的變化對其影響要小，有足夠的機械強度和耐磨性；熱穩(wěn)定性好，磨合性好，密度小；有利于結合平順，長期停放離合器摩擦片不會粘著現(xiàn)象的。綜上所述，選擇石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉織物、粘結劑（樹脂或硅膠）和特種添加劑熱壓制成，其摩擦系數(shù)為0.25～0.3。 </p><p>　　從動片結構型式的選擇</p><p>　　從動片設計時，要盡量減輕其重量，并應使其質(zhì)量的分布盡可能地靠近旋轉(zhuǎn)

31、中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。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結構，這樣的從動片有3種結構型式：1、整體式彈性從動片；2、分開式彈性從動片；3、組合式彈性從動片。</p><p>　　選擇整體式彈性從動片，它能滿足達到軸向彈性的要求，生產(chǎn)率高。</p><p><b>　　從動盤轂的設計</b></p><

32、p>　　從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它裝在變速器輸入軸前端的花鍵上，一般采用齒側定心的矩形花鍵，花鍵軸與孔采用動配合。從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0～1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼(如45，40Cr等)，表面和心部硬度一般在26～32HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝，對減振彈簧窗口及與從動片配合處應進行高頻處理。減振彈簧常采用60Si2

33、MnA、50CrVA、65Mn等彈簧鋼絲。</p><p>　　花鍵的結構尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉(zhuǎn)矩按國標GB1144—1974選取。</p><p>　　表4-1 花鍵軸規(guī)格表</p><p>　　根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩為，選取上表中的最后一欄參數(shù)。</p><p>　　表4-2 所選從動盤轂花鍵參數(shù)</p><p&g

34、t;　　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。</p><p>　　擠壓應力計算公式： 擠壓= </p><p>　　式中，P為花鍵的齒側面壓力()。它由下式確定：</p><p>　　花鍵的齒側面

35、壓力： </p><p>　　式中，，分別為花鍵的內(nèi)外徑；</p><p>　　Z為從動盤轂的數(shù)目；</p><p><b>　　為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；</b></p><p><b>　　為花鍵齒數(shù)；</b></p><

36、;p>　　為花鍵齒工作高度； </p><p><b>　　為花鍵有效長度。</b></p><p><b>　　則: </b></p><p><b>　　故:</b></p><p><b>　　離合器蓋總

37、成設計</b></p><p>　　離合器蓋總成除了壓緊彈簧外還有離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支承環(huán)等。</p><p><b>　　離合器蓋設計</b></p><p>　　為了減輕重量和增加剛度，轎車的離合器蓋常用厚度約為3～5mm的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成比較復雜的形狀。在設計中要特別注意的是剛度、對中、通風散熱

38、等問題。離合器蓋的剛度不夠，會產(chǎn)生較大變形，這不僅會影響操縱系統(tǒng)的傳動效率，還可能導致分離不徹底、引起摩擦片早期磨損，甚至使變速器換擋困難。離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離杠桿、壓緊彈簧等，因此，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。對中方式采用定位銷或定位螺栓，也可采用止口對中。離合器蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。為了加強離合器的通風散熱和清除摩擦片的磨損粉末，防止摩擦表面溫度過高，在保證剛度的前提下，可在離合器蓋上

39、設置循環(huán)氣流的入口和出口，甚至可將蓋設計成帶有鼓風葉片的結構。</p><p>　　本次設計的離合器蓋要求離合器蓋內(nèi)徑大于離合器摩擦片外徑，能將其他離合器上的部件包括在其中即可。</p><p><b>　　壓盤設計</b></p><p><b>　　對壓盤設計的要求：</b></p><p>　

40、?。?）壓盤應具有較大的質(zhì)量，以增大熱容量，減小溫升，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，也可采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。</p><p>　?。?）壓盤應具有較大的剛度，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離合器的徹底分離，厚度約為15~25mm。</p><p>　　（3）與飛輪

41、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補低于。</p><p>　?。?）壓盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小。</p><p>　　本設計，選取厚度h=20mm</p><p>　　壓盤的厚度初步確定后，應根據(jù)下式來校核離合器一次接合的溫升</p><p>　　m = = &

42、lt;/p><p>　　t = ==3.48</p><p>　　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W=94949.7J</p><p>　　γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對雙片離合器壓盤. γ=0.25；</p><p>　　m為壓盤質(zhì)量(kg)；</p><p><b>　　V為壓盤估算

43、面積；</b></p><p>　　c為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4 J/(kg·)；</p><p>　　為鑄鐵密度，取7800 kg/m；</p><p>　　為摩擦片外徑取405；</p><p>　　為摩擦片內(nèi)徑取220；</p><p>　　h為壓盤厚度，取=20mm； </

44、p><p><b>　　t為壓盤溫升（）</b></p><p>　　溫升t=3.48，滿足壓盤溫升不超過8~10要求。</p><p><b>　　分離軸承</b></p><p>　　分離軸承在工作中主要承受軸向分離力，同時還承受在告訴旋轉(zhuǎn)時離心力作用下的徑向力。以前主要采用推力球軸承或向心球軸承，

45、但其潤滑條件差，磨損嚴重、噪聲大、可靠性差、使用壽命低。目前國外已采用角接觸推力球軸承，采用全密封結構和高溫鋰基潤滑脂，其端部形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。</p><p><b>　　分離套筒</b></p><p>　　本設計使用的是適合拉式離合器的自動調(diào)心式分離軸承裝置。軸承外圈與分離套筒外凸緣和

46、外罩之間以及內(nèi)圈與分離套筒內(nèi)凸緣之間都留有徑向間隙，這些間隙保證了分離軸承相對于分離套筒可徑向移動1mm左右。在外圈軸承不工作時不會發(fā)生晃動。當膜片彈簧旋轉(zhuǎn)軸線與軸承不同心時，分離軸承便會自動徑向浮動到與其同心的位置，以保證分離軸承能均勻壓緊各分離指舌尖部。這樣可以減小振動和噪聲，減小分離指與分離軸承斷面的磨損，是軸承不會出現(xiàn)過熱而造成潤滑脂流失分解。延長軸承壽命。另外，分離軸承由傳統(tǒng)的外圈轉(zhuǎn)動改為內(nèi)圈轉(zhuǎn)動、外圈固定不轉(zhuǎn)，由內(nèi)圈來推動分

47、離指的結構，適當?shù)卦龃罅四て瑥椈傻母軛U比，且由于內(nèi)圈轉(zhuǎn)動，在離心力作用下，潤滑脂在內(nèi)、外圈間的循環(huán)得到改善，提高了軸承使用壽命。這種拉式分離軸承室將膜片彈簧分離指舌尖直接壓緊在碟形彈簧與檔環(huán)之間，再用彈性鎖環(huán)卡緊，結構較簡單。</p><p><b>　　膜片彈簧的設計</b></p><p>　　截錐高度H與板厚h比值和板厚h的選擇</p><p

48、>　　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為1.5～2.0，板厚h為2～4,</p><p>　　故初選h=3, =1.6則H=4.8.</p><p>　　膜片彈簧的大端R、小端r的選擇和比值</p><p>　　研究表明，R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線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

49、力的要求，R/r一般為1.20~1.35。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于摩擦片的平均半徑</p><p><b>　　Rc=</b></p><p>　　則可取r=95mm，并且取R/r=1.2，則R=114mm。</p><p>　　切槽寬度、及半徑的確定</p><p>　　3.2～

50、3.5mm,9～10mm, 的取值應滿足的要求。</p><p>　　取3.5mm, 10mm, 滿足r->=δ2,則<=r-δ2=95-10=85mm</p><p><b>　　故?。?5mm.</b></p><p>　　膜片彈簧起始圓錐底角的選擇</p><p>　　膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角α與內(nèi)截

51、錐高度H關系密切，α=arctanH/(R-r) ≈H/(R-r)，一般在9°～15°范圍內(nèi)。</p><p>　　α=arctan4.8 /(114-95)= 12.78°，因此滿足9°～15°的范圍.</p><p>　　膜片彈簧工作點位置的選擇</p><p>　　設通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷F1(N

52、)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為λ1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示：</p><p>　　式中：——膜片彈簧在離合器壓盤支承處的載荷（N）</p><p>　　——膜片彈簧在壓盤支承處的變形量，也即壓盤的行程（mm）</p><p>　　——彈性模量 對鋼取MPa</p><p>　　——材料的泊松比 對鋼取<

53、;/p><p>　　膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖所示。</p><p>　　該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且λ1H=(λ1M+λ1N)／2。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)λlH，以保證摩擦片在最大磨損限度△λ范圍內(nèi)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，為最大限度地減小

54、踏板力，C點心盡量靠近N點。</p><p><b>　　分離指數(shù)目n的選取</b></p><p>　　分離指數(shù)目n常取為18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12。本次設計膜片彈簧的尺寸較大，所以初選n=20,采用偶數(shù)，便于制造時模具分度切。</p><p>　　膜片彈簧小端內(nèi)半徑及分離軸承作用半徑的確定</p>&

55、lt;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>　　因為花鍵外徑D=40mm，要使2>D,取=21mm, =22mm</p><p>　　壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定</p><p>　　應略大于且盡量接近，應略小于且盡量接近</p><p>　　R1和r1需滿足下列條件

56、：</p><p>　　故選擇R1＝140mm， r1＝90mm.</p><p>　　膜片彈簧材料及制造工藝</p><p>　　國內(nèi)膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料。為了保證其硬度，幾何形狀，金相組織，載荷特性和表面質(zhì)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

57、過徹底分離點后繼續(xù)施加過量的位移，使其分離3——8次，以產(chǎn)生一定的塑性變形，從而使膜片彈簧的表面產(chǎn)生與使用狀態(tài)反方向的殘余應力而達到強化的目的。一般來說，經(jīng)強壓處理后，在同樣的工作條件下，可提高膜片彈簧的疲勞壽命5％～30％。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理 。</p><p>　　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

58、處進行擠壓處理，以消除應力源。</p><p>　　膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為45～50HRC，分離指端硬度為55～62HRC，在同一片上同一范圍內(nèi)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的3％。膜片彈簧的內(nèi)外半徑公差一般為Hil和h11，厚度公差為±0．025mm，初始底錐角公差為±10’。上、下

59、表面的表面粗糙度為1．6μm，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0．8—1．0mm。 </p><p><b>　　扭轉(zhuǎn)減振器的設計</b></p><p><b>　　扭轉(zhuǎn)減振器</b></p><p>　　扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件（減振彈簧或橡膠）和阻尼元件（

60、阻尼片）等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動系扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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，因而扭轉(zhuǎn)減震器可有效地降低傳動系共振載荷與噪聲。</p><p><b>　　扭轉(zhuǎn)減振器的功用</b></p><p>　　（1）降低發(fā)動機曲軸與傳

61、動系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率。</p><p>　?。?）增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振影響振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬間扭振。</p><p>　?。?）控制動力傳動系總成怠速時離合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和噪聲。</p><p>　?。?）緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。&

62、lt;/p><p><b>　　扭轉(zhuǎn)減振器組成</b></p><p>　　用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉(zhuǎn)減振器得到了最廣泛的應用。在這種結構中，從動片和從動盤毅上都開有6個窗口，在每個窗口中裝有一個減振彈簧，因而發(fā)動機轉(zhuǎn)矩由從動片傳給從動盤毅時必須通過沿從動片圓周切向布置的彈簧，這樣即將從動片和從動盤毅彈性地連接在一起，從而改變了傳動系統(tǒng)的剛度。當6個彈簧屬同一規(guī)格并同

63、時起作用時，扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特性為線性的。這種具有線性特性的扭轉(zhuǎn)減振器，結構較簡單，廣泛用于汽油機汽車中。當6個彈簧屬于兩種或三種規(guī)格且剛度由小變大并按先后次序進人工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器。這種非線性扭轉(zhuǎn)減振器，廣泛為現(xiàn)代汽車尤其是柴油發(fā)動機汽車所采用。柴油機的怠速旋轉(zhuǎn)不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪輪齒問的敲擊。為此，可使扭轉(zhuǎn)減振器具有兩級或三級非線性彈性特性。第一級剛度很小，稱怠速級，對降低變速器怠速噪聲效果顯著

64、。線性扭轉(zhuǎn)減振器只能在一種載荷工況(通常為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩)下有效地工作，而三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特性則擴大了適于其有效工作的載荷工況范圍，這有利于避免傳動系共振，降低汽車在行駛和怠速時傳動系的扭振和噪聲。</p><p><b>　　減振器的結構設計</b></p><p><b>　　極限轉(zhuǎn)矩</b></p><p>

65、;　　極限轉(zhuǎn)矩是指減振器在</p><p>　　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(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與最大轉(zhuǎn)矩有關，一般可取：</p><p>　　式中，2.0適用乘用車，1.5適用商用車，本設計為乘用車，選取2.0。</p><p>　　代入數(shù)據(jù)可得，2.0*1069=2138 N·m。&l

66、t;/p><p><b>　　扭轉(zhuǎn)角剛度</b></p><p>　　為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)角剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。決定于減振彈簧的線剛度及結構布置尺寸。</p><p>　　可按下列公式初選角剛度：</p><p>　　可算得，27794 N·m/rad，

67、本設計選==25656N·m/rad。</p><p><b>　　阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度受結構及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)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(zhuǎn)矩。一般可按下式初選為：</p><p><b>　　本設計取，可算得。&l

68、t;/b></p><p><b>　　預緊力矩</b></p><p>　　減振彈簧安裝時應有一定的預緊。這樣，在傳遞同樣大小的極限轉(zhuǎn)矩它將降低減振器的剛度，這是有利的，但預緊力值一般不應該大于摩擦力矩否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將停止工作。一般選取:</p><p><b>　　本設計取。</b></p&g

69、t;<p><b>　　減振彈簧位置半徑</b></p><p>　　減振彈簧位置半徑的尺寸應盡可能大一些，一般取：</p><p>　　其中d為摩擦片內(nèi)徑,d=220mm，本設計取系數(shù)0.7，代入數(shù)值，得R0 =77mm。</p><p><b>　　減振彈簧個數(shù)</b></p><p&

70、gt;　　表5-5-1 減振彈簧個數(shù)的選取</p><p>　　本設計D=405mm，故選取Z=12。</p><p><b>　　減振彈簧總壓力F</b></p><p>　　當限位彈簧與從動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭矩達到最大，此時，減振彈簧受到的壓力F為：</p><p>　　可算得，F(xiàn)=27766.2N。

71、</p><p><b>　　極限轉(zhuǎn)角</b></p><p>　　減振器從預緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時從動片相對于從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角為:</p><p>　　式中：為減振彈簧的工作變形量。</p><p>　　通常取3°～12°，本設計取8°。</p><p><

72、b>　　總結</b></p><p>　　作為車輛工程專業(yè)本科四年級的學生，具有一定的汽車零部件與裝置設計的能力。因此在學習完《汽車設計》課程后，緊接著進行《機械設計課程設計》的配套設計實踐顯得尤為必要，以便于我們通過實踐深化理論知識的理解與掌握，從而更好地了解汽車的思想、方法和過程</p><p>　　我所進行的課程設計題目是：參考車型為上海大眾波羅POLO 勁情1.4

73、MT款汽車的離合器設計。在接受布置的設計任務時，一時不知何處著手開始工作，這讓我們感到非常的迷惑和不安，但在就此問題后請教指導老師周萍教授后，我有了指導性方向。在之后的設計過程中，也存在一些問題，如發(fā)動機參數(shù)的查取、離合器零件的結構選型及設計計算等，我們都有請教指導老師，并獲得了耐心詳盡的講解，解決了我們的疑問。在設計的末尾階段，老師也能仔細審查我們的設計說明書、工程圖等設計成果，給出了重要的指示和修改意見，對我們的設計改進幫助作用非常

74、重要，在此特別感謝！</p><p>　　同時，在此設計過程中，我與本專業(yè)同學相互討論，針對共同遇到的問題加以討論，并得出問題的答案。在運用AutoCAD繪制主要零件圖、裝配圖時也遇到了一些困難，但在與其它同學討論和交流后能夠得到解決，使我能在有限的時間里完成了這項任務，在此一并謝過。</p><p>　　總之，通過這次課程設計使我受益匪淺，為今后的學習與工作打下了一個堅實的基礎。在此，衷

75、心感謝老師的幫助和指導，感謝同學的幫助和協(xié)作。</p><p><b>　　8 參考資料</b></p><p>　　[1] 王望予主編. 汽車設計. 第4版.北京.機械工業(yè)出版社，2010</p><p>　　[2] 王國權、龔國慶編.汽車設計課程設計指導書[M] .北京.機械工業(yè)出版社，2009</p><p>