金虎牌GN1042輕型載貨汽車離合器設(shè)計

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1、 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程專業(yè) 課程設(shè)計說明書 題目： 金虎牌 GN1042 輕型載貨汽車 姓 名： 李文濤 班級學(xué)號： 1008074105 指導(dǎo)教師： 劉闖 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 I 目錄 第一章 緒論 . 1 1.1 前言 . 1 1.2 課程設(shè)計目的 . 1 1.3 設(shè)計要求 . 2 1.4 設(shè)計步驟 . 3 第二章 離合器方案的確定 . 4 2.1 車型分析 . 4 2.2 方案選擇 . 4 第三章 離合器基本參數(shù) 的確定 . 6 3.1 后備系數(shù) . 6 3.2 單位壓力 . 7 3.3 摩擦片外徑、內(nèi)徑和厚度 . 7 3.4 摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)和離合器間隙

2、 . 9 第四章 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 . 10 4.1 摩擦片外徑 . 10 4.2 摩擦片的內(nèi)、外徑比 . 10 4.3 后備系數(shù) . 10 4.4 摩擦片內(nèi)徑 . 11 4.5單位摩擦 面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 . 11 4.6單位壓力 . 12 4.7離合器單位摩擦面積滑磨功 . 12 第五章 離合器零件的結(jié)構(gòu)選型及設(shè)計計算 . 13 5.1 從動盤總成設(shè)計 . 13 5.1.1 從動盤總成的結(jié)構(gòu)型式的選擇 . 13 5.1.2 從動片結(jié)構(gòu)型式的選擇 . 14 5.2 離合器蓋總成設(shè)計 . 14 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 II 5.2.1 離合器蓋設(shè)計 . 14 5.2.

3、2 壓盤設(shè)計 . 14 5.3離合器分離裝置設(shè)計 . 15 5.3.1 分離軸承 . 15 5.3.2 分離套筒 . 15 5.4 膜片 彈簧的設(shè)計 . 16 5.4.1 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 . 16 5.4.2 膜片彈簧材料及制造工藝 . 18 5.5 扭轉(zhuǎn)減振器 . 19 5.5.1 扭轉(zhuǎn)減振器的功用 . 19 5.5.2 扭轉(zhuǎn)減振器組成 . 19 5.5.3 減振器的結(jié)構(gòu)設(shè)計 . 20 第六章 離合器輸出軸的設(shè)計 . 23 6.1 從動盤轂的設(shè)計校核 . 23 6.2輸出軸的設(shè)計校核 . 25 參考文獻(xiàn) . 26 致謝 . 27 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 1

4、第一章 緒論 1.1 前言 對于內(nèi)燃機(jī)為動力的汽車，離合器在機(jī)械傳動系中是作為一個獨(dú)立的總成而存在的， 按動力傳遞順序來說，離合器應(yīng)是傳動系中的第一個總成。 目前， 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、壓緊機(jī)構(gòu)和操作機(jī)構(gòu)等四部分。 離合器是設(shè)置在發(fā)動機(jī)與變速器之間的動力傳遞機(jī)構(gòu)，其 主要功用是：切斷和實(shí)現(xiàn)發(fā)動機(jī)對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機(jī)與傳動系統(tǒng)平順地結(jié)合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機(jī)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

5、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。 隨著汽車發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速、功率的不斷提高和汽車電子技術(shù)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(jié)構(gòu)正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)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(yīng)發(fā)動機(jī)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。 1.2 課程設(shè)計目的 汽車設(shè)計課程是培養(yǎng)學(xué)生具有汽車設(shè)計能力的專業(yè)基礎(chǔ)課，課程設(shè)計則是學(xué)生在學(xué)習(xí)了汽車構(gòu)造、汽車設(shè)計等課程后一項(xiàng)重要的實(shí)踐性教學(xué)環(huán)節(jié)，基本的

6、目的是： 通過課程設(shè)計，綜合運(yùn)用汽車設(shè)計課程和其它選修課程的理論和實(shí)踐知識，解決汽車設(shè) 計問題，掌握汽車設(shè)計的一般規(guī)律，樹立正確的設(shè)計思想，培養(yǎng)分析和解決實(shí)際問題的能力。 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 2 學(xué)會分析和評價汽車及各總成的結(jié)構(gòu)與性能，合理選擇結(jié)構(gòu)方案及有關(guān)參數(shù)，掌握一些汽車主要零部件的設(shè)計與計算方法。 學(xué)會考慮所設(shè)計部件的制造工藝性、使用、維護(hù)、經(jīng)濟(jì)和安全等問題，培養(yǎng)汽車設(shè)計能力。 通過計算，繪圖，熟練運(yùn)用標(biāo)準(zhǔn)，規(guī)范，手冊，圖冊和查閱有關(guān)技術(shù)資料，進(jìn)一步培養(yǎng)學(xué)生的專業(yè)設(shè)計技能。 鼓勵學(xué)生充分利用計算機(jī)進(jìn)行參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計， CAD繪圖，鍛煉學(xué)生利用計算機(jī)進(jìn)行設(shè)計和

7、繪圖的能力。 1.3 設(shè)計要求 通過課程設(shè)計，對 轎車離合器的結(jié)構(gòu)、從動盤總成、壓盤和離合器蓋總成及膜片彈簧的設(shè)計有比較深入的熟悉并掌握。首先通過查閱文獻(xiàn)、上網(wǎng)查閱資料，了解汽車離合器的基本工作原理，結(jié)構(gòu)組成及功能；通過對車型分析，路況分析和型式分析，制定出總體設(shè)計方案。并對轎車膜片彈簧離合器進(jìn)一步的認(rèn)知和建模，并在指導(dǎo)老師的幫助下完成膜片彈簧離合器設(shè)計。 為了保證離合器具有良好的工作性能， 設(shè)計的汽 車離合器 應(yīng)滿足 如下基本要求： （ 1） 在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備。 為此，離合器的摩擦力矩 (cT)應(yīng)大于發(fā)動機(jī)最大扭矩 (maxeT)。 （ 2）

8、 接合平順 、 柔和 。 即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加， 以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 （ 3） 分離時要迅速、徹底。 （ 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。 （ 5） 應(yīng) 具 有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 （ 6） 應(yīng) 避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、 緩和 沖擊和減小噪聲能力 。 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 3 （ 7） 操縱輕便、準(zhǔn)確，以減輕駕 駛員的疲勞 ， 尤其是對城市行駛的轎車和公共汽車，非常重要。 （ 8）作用 在從動盤上的壓力和摩擦材

9、料的摩擦因數(shù)在使用過程中 的 變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 （ 9）摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損，摩擦襯面磨損在一定范圍內(nèi)時，要能通過調(diào)整，使離合器正常工作。 （ 10） 應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。 （ 11） 結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。 本次設(shè)計要求如下： （ 1） 離合器裝配圖一張 （ A1） 視圖投影準(zhǔn)確，結(jié)構(gòu)合理，畫法規(guī)范，圖面整潔，字體 按規(guī)定用工程字書寫，標(biāo)題欄及零件明細(xì)表完整。 （ 2） 零件圖 兩張（ A2） 要求結(jié)構(gòu)合理，尺寸公差標(biāo)注規(guī)范，基準(zhǔn)選擇恰當(dāng)。 （ 3） 課程設(shè)計說明書一份（用

10、統(tǒng)一規(guī)格）。 1.4 設(shè)計步驟 (1） 熟悉離合器結(jié)構(gòu)及相關(guān)理論知識。 (2） 根據(jù)所給題目進(jìn)行車型分析，道路情況分析，所設(shè)計部件型式分析，進(jìn)行主要參考型選擇以及設(shè)計計算。 （ 3） 繪制離合器總成裝配圖。 (4) 繪制主要零件圖。 (5) 編寫設(shè)計說明書。 (6) 答辯。 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 4 第二章 離合器方案的確定 2.1 車型分析 通工牌 TG6494 輕型客車，該車采用 492QC 發(fā)動機(jī)，其具體參數(shù)見表 2-1。 表 2-1通工牌 TG6494 輕型客車參數(shù) 參考車型 發(fā)動機(jī)型號 最大功率/轉(zhuǎn)速 最大轉(zhuǎn)矩 /轉(zhuǎn)速 車身總質(zhì)量 一檔傳動比 主減速比 驅(qū)

11、動輪規(guī)格參數(shù) 東風(fēng)牌載貨汽車 492QC 62.5kw/ 3800rpm 181.3Nm/ 2600rpm 2480kg 3.988 4.55 P215/ 75R15 2.2 方案選擇 本車選用干式摩擦式離合器 ,因?yàn)槟Σ潦诫x合器結(jié)構(gòu)簡單，可靠性強(qiáng)，維修方便，目前大多數(shù)汽車都采用這種形式的離合器。而采用干式離合器是因?yàn)闈袷诫x合器大多是多盤 式離合器，用于需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩的離合器，而本車型不在此列。 設(shè)計選擇單片離合器，摩擦面數(shù)為 2。 離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。其中膜片彈簧的主要特點(diǎn)是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其他幾類相比又有以

12、下幾個優(yōu)點(diǎn) ： （ 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，從而降低了踏板力。 （ 2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分 離杠桿的作用，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量小。 （ 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。 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 5 （ 4）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。 （ 5）易于實(shí)現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長。 （

13、6）膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。 但膜片彈簧的制造工藝較復(fù)雜，對材料質(zhì)量和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設(shè)計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造 已日趨成熟。因此，本車選用膜片彈簧式離合器。 與推式相比，拉式膜片彈簧離合器又具有很多優(yōu)點(diǎn)：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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)

14、；在結(jié)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(jié)構(gòu)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。 綜上所述，本次課程設(shè)計采用單片拉式膜片彈簧離合器。 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 6 第三章 離合器基本參數(shù)的確定 摩擦離合器是靠主、從動部分摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩的。離合器的靜摩擦力矩cT為： ccT

15、fFZR(3-1) 式中， f 為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計算式一般取 0.25 0.30 ； F 為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；cR為摩擦片 的平均摩擦半徑； Z 為摩擦面數(shù)，單片離合器的 2Z ，雙片離合器的 4Z 。 為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計時cT應(yīng)大于發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，即： maxceTT(3-2) 式中，maxeT為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； 為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩之比， 必須大于 1。 3.1 后備系數(shù) 后備系數(shù) 是離合器設(shè)計中的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇 時，應(yīng)考慮到

16、摩擦片在使用中磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系統(tǒng)過載以及操縱輕便等因素。 各類汽車離合器 的取值范圍見表 3-1。 表 3-1 離合器 后備系數(shù) 的取值范圍 車型 后備系數(shù) 乘用車及最大質(zhì)量小于 6t的商用車 1.20-1.75 最大總質(zhì)量為 6-14t的商用車 1.50-2.25 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 7 掛車 1.80-4.00 本次課程設(shè)計的對象為通工牌 TG6494 輕型客車，故本次課程設(shè)計的后備系數(shù) 范圍為 1.20-1.75，取 =1.5。 3.2 單位壓力 單位壓力0P決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能

17、和使用壽命有很大影響，選取時應(yīng)考慮離合器的工作條件、發(fā)動機(jī)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。 當(dāng)摩擦片采用不用的材料時，0P取值范圍見表 3-2。 表 3-2 摩擦片單位壓力0P的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力0/MPaP石棉基材料 模壓 0.15-0.25 編織 0.25-0.35 粉末冶金材料 銅基 0.35-0.50 鐵基 金屬陶瓷材料 0.70-1.50 0P選擇：00 . 1 0 1 . 5 0 M P aP,本次設(shè)計選取0 0.2M P aP 。石棉基材料，模壓。 3.3 摩擦片外徑、內(nèi)徑和厚度 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

18、壽命有決定性的影響。 當(dāng)離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機(jī)最 大轉(zhuǎn)矩maxeT已知，適當(dāng)選取后備系數(shù) 和單位壓力0P，可估算出摩擦片的外徑，即： m a x3 3012D= 1eTfz P c (3-3) 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 8 摩擦片外徑 D mm 也可根據(jù)發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 maxeT N m按如下經(jīng)驗(yàn)公式 m axDeD K T(3-4) 式中，DK為直徑系數(shù)，取值范圍見表 3-3。 表 3-3 直徑系數(shù)DK的取值范圍 車 型 直徑系數(shù)DK乘用車 14.6 最大總質(zhì)量為 1.8-14.0t的商用車 16.0-18.5（單片離合器） 13.5-15.0（雙片

19、離合器） 最大總質(zhì)量大于 14.0t的商用車 22.5-24.0 本次設(shè)計的對象是通工牌 TG6494輕型客車，屬于最大總質(zhì)量為 1.8-14.0t的商用車，故 16.0DK ，由車型分析可知該車型的發(fā)動機(jī)的最大扭矩：142Nm/3000rpm。故可算出摩擦片外徑 D 190.66mm 。 按maxeT初選 D 以 后，還需注意摩擦片尺寸的系列化和標(biāo)準(zhǔn)化，應(yīng)符合尺寸系列標(biāo)準(zhǔn) / 5 7 6 4 1 9 9 8G B T 汽車用離合器面片表 3-4為我國摩擦片尺寸的標(biāo)準(zhǔn)。 表 3-4 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 35

20、0 380 405 430 內(nèi)徑/d mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度/b mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 /c d D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 31 c 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 單位面積2/cm 106 132 160 221 3

21、02 402 466 546 678 729 908 1037 故，摩擦片的尺寸為 2 0 0 , 1 4 0 , 3 . 5 . 0 . 7 0 0D m m d m m b m m c ,單位面積20 160A cm 。車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 9 3.4 摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)和離合器間隙 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。各種摩擦材料的摩擦因數(shù) f 的取值范圍見表 3-5。 表 3-5 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)f 石棉基材料 模壓 0.20-0.25 編織 0.25-0.35 粉末冶金材

22、料 銅基 0.25-0.35 鐵基 0.35-0.50 金屬陶瓷材料 0.4 本次設(shè)計取 0.20f 。 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(zhuǎn)矩的大小及其結(jié)構(gòu)尺寸。 在前面的設(shè)計分析中已經(jīng)陳述了本次設(shè)計選用的是單片拉式膜片彈簧離合器， 因此 2Z 。 離合器間隙 t 是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器 仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。該間隙 t 一般為 3 4mm。取 4t mm 。 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 10 第四章 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 設(shè)計離合器要確定離

23、合器的性能和參數(shù)和尺寸參數(shù)，這些參數(shù)的變化直接影響離合器的工作性能和結(jié)構(gòu)尺寸。這些參數(shù)的確定在前面是采用先初選、后校核的方法。下面采用優(yōu)化的方法來確定這些參數(shù)。 4.1 摩擦片外徑 摩擦片外徑 D mm 的選取應(yīng)使最大圓周速度Dv不超過 65-70m/s，即： 3m a x 1 0 6 5 7 0 /60Dev n D m s (4-1) 式中，Dv為摩擦片最大圓周速度（ m/s）；m a x e n為發(fā)動機(jī)最高轉(zhuǎn)速（ r/min）。 取m a x 3 0 0 0 / m i nenr，前面已知 200D mm ,代入式（ 4-1）中可算得3 1 . 4 / 6 5 7 0 /Dv m s m

24、 s，由此可見， 200D mm 滿足要求。 4.2 摩擦片的內(nèi)、外徑比 摩擦片的內(nèi)、外徑比 c應(yīng)在 0.53-0.70 范圍內(nèi)，即： 0 . 5 3 0 . 7 0dcD (4-2) 由此可見，選取 0.70c 滿足要求。 4.3 后備系數(shù) 為了 保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，不同車型的 值應(yīng)在一定范圍內(nèi)，最大范圍為 1.2 4.0 。 根據(jù)貨車情況，前面已經(jīng)選取后備系數(shù) 1.5 ，滿足要求。 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 11 4.4 摩擦片內(nèi)徑 為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑 d 必須大于減振器彈簧位置直徑02R約 50mm，即： 02 5

25、 0d R m m得：02 1 1 5R mm4.5 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 為反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，即： 00224 cccTTTZ D d(4-3) 式中，0cT為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩（ 2/N m mm ）； 0 c T為其許用值（ 2/N m mm ），按下表 4-1選取。 表 4-1 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 離合器規(guī)格 /D mm 0.28 0.30 0.35 0.40 在本次設(shè)計中，我們選取的 200D mm ，則根據(jù)表 4-1可知 220 0 . 3 0 1 0 /cT N m m m 。 根據(jù)前面的數(shù)據(jù)和式（ 4-3

26、），可以算得 220 0 . 1 7 7 9 1 0 / m mcT N m，滿足要求。 選取摩擦片參數(shù)如下： 2 0 0 , 1 4 0 , 3 . 5 . 0 . 7 0 0D m m d m m b m m c ,單位面積 20 160A cm 。代入以上優(yōu)化式子中均滿足條件 , 減振器彈簧位置直徑02 1 1 5R mm。 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 12 4.6 單位壓力 為降低離合器滑磨的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力0P錯誤 !未找到引用源。 根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，0P的最大范圍為0 .1 0 1 .5 0 M Pa。 前面選取

27、的0 0.2P MPa滿足要求。 4.7 離合器單位摩擦面積滑磨功 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，離合器每一次接合的單位面積滑磨功應(yīng)小于其許用值，即 ： 224 WZ D d(4-4) 式中， 為 單位面積滑磨功 2/J mm ； 為 其許用值 2/J mm ；對乘用車： 20 .4 0 /J m m ，對于最大總質(zhì)量小于 6.0t 的商用車： 20 .3 3 /J m m ，對于最大總質(zhì)量大于 6.0t 的商用車： 20 .2 5 /J m m ； W 為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功，可根據(jù)下式（ 4-4）計算 ： 22 22201800g

28、 argn mrWii (4-5) am為汽車總質(zhì)量 Kg ；r為輪胎滾動半徑 m ；gi為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比；0i為主減速器傳動比；en為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速 / minr ；計算時 乘用車取 2000 / minr ，商用車取 1500 / minr 。 其中0 5.83i ， 6.09gi ，0.357rrm ， 4140am Kg ， 代入式 （ 4-4）、（ 4-5） 得 5158.63WJ ，20 .1 6 /w J m m ，故滿足要求。 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 13 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 14 第五章 離合器 零件的結(jié)構(gòu)

29、選型及設(shè)計計算 5.1 從動盤總成設(shè)計 5.1.1 從動盤總成的結(jié)構(gòu)型式的選擇 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 （圖 5-1） 。它雖然對離合器工作性能影響很大的構(gòu)件，但是其工作壽命薄弱，因此在結(jié)構(gòu)和材料上的選擇是設(shè)計的重點(diǎn)。從動盤總成應(yīng)滿足如下設(shè)計要求： 1) 轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡量小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 2) 應(yīng)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。 3) 應(yīng)裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 1、摩擦片選擇 摩擦系數(shù) 穩(wěn)定、工作溫度、單位壓力的變化對其影響要小，有足夠的機(jī)械強(qiáng)度和耐磨性；熱穩(wěn)定性好，磨合性好，密度

30、??；有利于結(jié)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(jié)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。 2、扭轉(zhuǎn)減振器 選用帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤 ， 從動片通常用 1.3 2.0mm厚的鋼板沖壓而成。將其外緣的盤形部分磨薄至 0.65 1.0mm，以減小其轉(zhuǎn)動慣量。整體式彈性從動片一般用高碳鋼或 65Mn鋼板，熱處理硬度 38 48HRC。 圖 5-1 汽車膜片彈簧離合器 從動 盤總成 1.摩擦片 2.從動盤本體 3.從動盤鉚釘 4.減振彈簧 5.減振器 6.阻尼彈簧鉚釘 7.從動盤轂 8.摩擦片鉚釘 車輛工

31、程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 15 5.1.2 從動片結(jié)構(gòu)型式的選擇 從動片設(shè)計時，要盡量減輕其重量，并應(yīng)使其質(zhì)量的分布盡可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。為了使離合器結(jié)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(jié)構(gòu)，這樣的從動片有 3種結(jié)構(gòu)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。 選擇整體式彈性從動片，它能滿足達(dá)到軸向 彈性的要求，生產(chǎn)率高。 5.2 離合器蓋總成設(shè)計 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。 5.2.1 離合器蓋設(shè)計 為了減輕重量和增加剛度，轎車的離合器

32、蓋常用厚度約為 3 5mm的低碳鋼板（如 08鋼板）沖壓成比較復(fù)雜的形狀。在設(shè)計中要特別注意的是剛度、對中、通風(fēng)散熱等問題。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(dǎo)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(yīng)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(yīng)具有高的尺寸精度。為了加強(qiáng)離合器的通風(fēng)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，可在離合器蓋上設(shè)置循環(huán)氣流的入口和出口，甚至可將蓋設(shè)計成

33、帶有鼓風(fēng)葉片的結(jié)構(gòu)。 本次設(shè)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。 5.2.2 壓盤設(shè)計 對壓盤設(shè)計的要求： 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 16 （ 1）壓盤應(yīng)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(shè)置各種形狀的散熱筋或鼓風(fēng)筋，以幫助散熱通風(fēng)。中間壓盤可鑄出通風(fēng)槽，也可采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。 （ 2）壓盤應(yīng)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 。 （ 3）與飛輪應(yīng)保持良好的對中，并

34、要進(jìn)行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應(yīng)補(bǔ)低于 15 20g cm 。 5.3 離合 器 分離裝置設(shè)計 5.3.1 分離軸承 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，但其潤滑條件差，磨損嚴(yán)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(jié)構(gòu)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。 5.3.2 分離套筒 本設(shè)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外罩之間以及內(nèi)圈與分離套筒內(nèi)凸緣之間

35、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(dāng)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)圈來推動分離指的結(jié)構(gòu)，適當(dāng)?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，車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 17 提高了軸承使用壽命。這種拉式分

36、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(jié)構(gòu)較簡單。 5.4 膜片彈簧的設(shè)計 5.4.1 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 （ 1）比值 H/h 和 h 的選擇 比值 H/h 對膜片彈簧的彈性特性影響極大。當(dāng) H / h 2 時， 11F f 有一極大值和一極小值；當(dāng) H / h=2 2 時， 11F f 的極小值落在橫坐標(biāo)上（如圖 5-2所示）。為保證離合器壓緊力變化不打和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的 H/h 一般為 1.52.0 ，板厚 h 為2 4mm 。 取 h =2mm,則 H =4mm 1. 2/ hH 2. 2/ hH 3. 22/2 hH 4.

37、22/ hH 5. 22/ hH 圖 5-2 膜片彈簧的彈性特性曲線 （ 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，彈性特性曲線受直徑誤差的影響越大，且應(yīng)力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求， R/r 一般為車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 18 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 ( 2 0 0 1 4 0 ) / 4 8 5 .cR m m 。 則可取 85r mm ， 102R mm 。 （ 3） 的選擇 膜片彈 簧自由狀態(tài)下圓錐底角 與內(nèi)截高度 H

38、 關(guān)系密切，一般在 9 15 范圍內(nèi)。 可算得 10 在 9 15 范圍內(nèi)。 （ 4）膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇 膜片彈簧工作點(diǎn)位置如圖 5-3所示，該曲線的拐點(diǎn) H 對應(yīng)著膜 片彈簧的壓平位置，而且 1 1 1 /2H N M 。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點(diǎn) B 一般取在凸點(diǎn) M 和拐點(diǎn) H 之間，且靠近或在 H 點(diǎn)處，一般 110 .8 1 .0BH，以保證摩擦片在最大磨損限度 范 圍內(nèi)的壓緊力從1BF到1AF變化不大。當(dāng)分離時，膜片彈簧工作點(diǎn)從 B 變到 C 。為最大限度的減小踏板力， C 點(diǎn)應(yīng)盡量靠近 N 點(diǎn)。 圖 5-3 膜片彈簧工作點(diǎn)位置 （ 5）分離指數(shù)目 n 的選擇 分離

39、指數(shù)目 n 常取為 18，大尺寸膜片彈簧可取 24，小膜片彈簧可取 12。 本次設(shè)計取 n 18 。 （ 6）膜片彈簧小端內(nèi)徑0r及分離軸承作用半徑fr的確定 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 19 0r由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵的外徑，fr錯誤 !未找到引用源。 應(yīng)大于0r。 本次設(shè)計取 44fr mm,0r 42mm。 （ 7）切槽寬度1、2及半徑er的確定 1 3.2 3.5 m m ，2 9 10 m m ,er的取值應(yīng)滿足2err。 本次設(shè)計取1 3.2mm ,2 10mm ， 76er mm，滿足2err（ 8）壓盤加載點(diǎn)半徑1R和支承環(huán)加載

40、點(diǎn)半徑1r的確定 1R的取值將影響膜片彈簧的剛度。1r應(yīng)略大于 r且盡量接近 r ，1R略小于 R 且盡量接近 R 。 本次設(shè)計，取1 87r mm，1 100R mm。 5.4.2 膜片彈簧材料及制造工藝 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(jìn)行一系列處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進(jìn)行強(qiáng)壓處理，即沿其分離狀態(tài)的工作方向，超過徹底分離點(diǎn)后繼續(xù)施加過量的位移，使其分離 38 次，以產(chǎn)生一定的塑性變形，從而使膜片彈簧的表面產(chǎn)生與其使用狀態(tài)反向的殘余應(yīng)力而達(dá)到強(qiáng)化的目的。一般來說

41、，經(jīng)強(qiáng)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(jìn)行噴丸處理，即以高速彈丸流噴到膜片彈簧表面，使其表層產(chǎn)生塑性變形，從而形成一定厚度的表面強(qiáng)化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高承載能力和疲勞壽命。 為了提高分離指的耐磨性，可對其端部進(jìn)行高頻淬火。在膜片彈簧與壓盤接觸圓形處，為了防止由于拉應(yīng)力的作用而產(chǎn) 生裂紋，可對該處進(jìn)行擠壓處理，以消除應(yīng)力源。 膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。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)的硬度差車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車

42、輛工程教研室 20 不大于 3個單位。碟簧部分應(yīng)為均勻的回火屈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 H11 和 h11，厚 度公差為 0.025mm ，初始底錐角公差為 10。膜片彈簧上下表面的表面粗糙度為 1.6 m，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都要求小于 0.8 1.0mm 。 5.5 扭轉(zhuǎn)減振器 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（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)

43、的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機(jī)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。 5.5.1 扭轉(zhuǎn)減振器的功用 （ 1）降低發(fā)動機(jī)曲軸與傳動系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率。 （ 2）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。 （ 3）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。 （ 4）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。 5.5.2 扭轉(zhuǎn)減振器組成 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

44、的應(yīng)用。在這種結(jié)構(gòu)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(jī)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(dāng)6個彈簧屬同一規(guī)格并同時起作用時，扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特性為線性的。這種具車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 21 有線性特性的扭轉(zhuǎn)減振器，結(jié)構(gòu)較簡單，廣泛用于汽油機(jī)汽車中。當(dāng) 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(jìn)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(jī)汽車所采用。柴油機(jī)的怠速旋轉(zhuǎn)不

45、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。線性扭轉(zhuǎn)減振器只能在一種載荷工況 (通常為發(fā)動機(jī)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(kuò)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。 5.5.3 減振器的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1)極限轉(zhuǎn)矩 Tj極限轉(zhuǎn)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1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(yīng)力等因素，與最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可?。?m a xT 1

46、 . 5 2 . 0jeT(5-1) 式中， 2.0 適用 乘 用車， 1.5 適用 商 用車，本設(shè)計為 商用車 ，選取 1.5 。 代入數(shù)據(jù)可得， 213jT N m。 (2)扭轉(zhuǎn)角剛度 k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 k，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機(jī)常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。 k決定于減振彈簧的線剛度及結(jié)構(gòu)布置尺寸 。 可按下列 公式初選角剛度 ： k 1.3Tj (5-2) 可算得 2 7 6 9 /K N m r a d ， 本設(shè)計初選 2 0 0 0 /K N m r a d 。 (3) 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 T車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 22 由

47、于減振器扭轉(zhuǎn)剛度 k受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機(jī)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 T 。一般可按下式初選為： m a xT 0 . 0 6 0 . 1 7 eT (5-3) 本設(shè)計取m a xT 0 .1 2 eT ，可算得 1 7 .0 4T N m 。 (4) 預(yù)緊力矩nT減振彈簧安裝時應(yīng)有一定的預(yù)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(yù)緊力值一般不應(yīng)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 : m a x0 . 0 6 0 . 1 5neTT(5-4) 本設(shè)計取m a

48、x0 . 1 1 4 . 2neT T N m。 (5) 減振彈簧位置半徑 減振彈簧位置半徑0R的尺寸應(yīng)盡可能大一些，一般取 ： 0 0 . 0 6 0 . 7 5 / 2Rd(5-5) 其中 d 為摩擦片內(nèi)徑，本設(shè)計取 系數(shù) 0.7 ， 代入數(shù)值，得0 49R mm。 (6)減振彈簧個數(shù) ZjZj 參照表 5-1 選取。 表 5-1減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片外徑D/mm 225250 250325 325350 350 Zj 46 68 810 10 本設(shè)計 200D mm ，故選取 4Z 。 (7)減振彈簧總壓 力04.35jTFRF KN當(dāng)限位彈簧與從動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭

49、矩達(dá)到最大 Tj，此時，減振彈簧受到的壓力 F 為： 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 23 0TF=jR(5-6) 可算得 4.35F KN 。 由此可知單個減震器的工作壓力 / Z 1 0 8 7 .5PF。 (8)極限轉(zhuǎn)角 j 減振器從預(yù)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 j為 : 102 s in 2j lR (5-7) 式中： l 為減振彈簧的工作變形量。 j通常取 3 12 ，本設(shè)計取 8 。 (9) 限位銷與從動盤缺口側(cè)邊的間隙 jR sin2 (5-8) 式中 ：2R為限位銷的安裝半徑， 一般為 2.5 4mm 。本設(shè)計取 3mm 。 (10

50、) 限位銷直徑 限位 銷直徑 d 按結(jié)構(gòu)布置選定，一9.5 1 2 m md 般，本設(shè)計取 10d mm 。 (11) 從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸 為充分利用減振器的緩沖作用，將從動片上的部分窗口尺寸做的比從動盤轂上的窗口尺寸稍大一些，如圖 5-4所示。 一般推薦 A 1 A a 1 . 4 1 . 6 m m 。這樣，當(dāng)?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，開始只有部分彈簧參加工作，剛度較小，有利于緩和沖擊。本設(shè)計取 a 1.5mm ， A 26mm ， A1 27.5 。 （ 12）減振彈簧設(shè)計 在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振彈簧設(shè)計的相關(guān)尺寸。 圖 5-4 從動盤窗口尺寸簡

51、圖 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 24 1、 彈簧的平均直徑2D：一般由結(jié)構(gòu)布置決定，通常選取2 1 1 1 5 m mD 左右。本設(shè)計選取2 12mmD 。 2、 彈簧鋼絲直徑： 231 8PDd (5-9) 式中 ： 扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力 5 5 0 6 0 0 M P a ，1d算出后應(yīng)該圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，一般3 4mm 左右。代入數(shù)值，得 1 3.92d mm ，符合上述要求 。 3、 減振彈簧剛度 ： 1 3.92d mm(5-10) 代入數(shù)值得 2 8 1 .1 /k N m m 。 4、 減振彈簧的有效圈數(shù) 4312I= G d / 8 Dk(5-11) 式中 ： G 為

52、材料的扭轉(zhuǎn)彈性模數(shù)，對鋼 2G 8 3 0 0 0 /N m m ，代入數(shù)值，得 I 4.9 。 減振彈簧 的總?cè)?shù) 1 .5 2ni ， n 取整為 7。 5、 減振彈簧在最大工作壓力 P 時最小長度 ： m i n 1 1( ) 1 . 1 3 8 . 8L n d d n m m (5-12) 式中 ：10 .1 0 .3 9 2d 為彈簧圈之間的間隙。 第六章 離合器輸出軸的設(shè)計 6.1 從動盤轂的設(shè)計 校核 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(cè)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

53、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(yīng)進(jìn)行高頻處理。 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 25 減振彈簧常采用 60Si2MnA、 50CrVA、 65Mn等彈簧鋼絲。 花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩按國標(biāo) G B 1 1 4 4 1 9 7 4 （表 6-1）選取。 表 6-1 花鍵軸規(guī)格表 從動盤外徑 D(mm) 發(fā)動機(jī)最大扭矩 (NM) 花鍵齒數(shù)n 花鍵外徑 (mm) 花鍵內(nèi)

54、徑 (mm) 齒厚(mm) 有效齒長(mm) 225 150 10 32 26 4 30 250 200 10 35 28 4 35 280 280 10 35 28 4 40 300 310 10 40 32 5 50 325 380 10 40 32 5 50 350 480 10 40 32 5 55 380 600 10 40 32 5 60 410 720 10 45 36 5 65 430 800 10 45 36 5 65 根據(jù)發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩為 mNTe 3.181m a x，選取 D 250mm 。 表 6-2 所選從動盤轂花鍵參數(shù) 從動盤外徑 D/mm 花鍵齒數(shù)n 錯誤 !未

55、找到引用源。 花鍵外徑 D /mm 花鍵內(nèi)徑 d /mm 齒厚 b/mm 有效齒長 /mml 擠壓應(yīng)力/caMp 250 10 35 28 4 35 9.4 花鍵尺寸選定后應(yīng)進(jìn)行強(qiáng)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(jìn)行擠壓應(yīng)力計算，當(dāng)應(yīng)力偏大時可適當(dāng)增加花鍵轂的軸向長度。 擠壓應(yīng)力計算公式： P=aMPnhl 擠 壓(6-1) 式中， P 為花鍵的齒側(cè)面壓力 ()N 。它由下式確定： 花鍵的齒側(cè)面壓力： m a x4(D )eTP dZ (6-2) 式中， d ， D 分別為花鍵的內(nèi)外徑 ()m ； Z 為從動盤轂的數(shù)目； maxeT為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 ()Nm

56、 ； n 為花鍵齒數(shù)； h 為花鍵齒工作高度 ()m ； 1 ()2h D d車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 26 l 為花鍵有效長度 ()m 。 則 : m a x4 4 1 4 2 9 7 9 3 . 1 1( d ) Z ( 0 . 0 3 2 0 . 0 2 6 ) 1eTPnD (6-3) 故 : a8812.1003.02/026.0-032.010 11.9793nhl MPP 】）【（擠壓 。 6.2 輸出軸的設(shè)計校核 花鍵外徑 32D mm 。故初選離合器輸出軸 32d mm 。 對于既傳遞轉(zhuǎn)矩又承受彎矩的轉(zhuǎn)軸，軸的直徑應(yīng)滿足 6333 9 . 5 5 1

57、0d 0 . 2 n nPPC (6-4) 常用材料的許用應(yīng)力值 和 C 值如表 6-3所示： 表 6-3常用材料的 值和 C 值 材料 Q235,20 35 45 40Cr， 35SiMn / Mpa 1220 2030 3040 4052 C 160135 135118 118107 10798 本設(shè)計輸出軸用 45鋼，則取3 383 2 1 1 8 2 7 . 5 13000d m m m m 。 滿足設(shè)計要求。 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 27 參考文獻(xiàn) 1 王望予主編 . 汽車設(shè)計 . 第 4版 .北京 .機(jī)械工業(yè)出版社 ， 2010 2 徐石安 ,江發(fā)潮 .

58、汽車離合器 M.清華大學(xué)出版社 .2005 3 陳家瑞主編 . 汽車構(gòu)造（下冊） . 第 3 版 .北京 .機(jī)械工業(yè)出版社 ， 2009 4 余志生主編 . 汽車?yán)碚?. 第 5版 .北京 .機(jī)械工業(yè)出版社 ， 2010 5 曾志新 主編 . 機(jī)械制造技術(shù)基礎(chǔ) . 第 5 版 .北京 .武漢理工大學(xué)出版社 ， 2010 6 余仁義 ,梁濤 .汽車離合器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計 J.專用汽車 .2003. 7萇占民，王桂紅 . 汽車維修常用調(diào)整數(shù)據(jù)手冊 . 北京 .人民交通出版社， 2001 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計 機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室 28 致謝 作為車輛工程專業(yè)本科四年級 的學(xué)生，具有一定的汽車零

59、部件與裝置設(shè)計的能力。因此在學(xué)習(xí)完汽車設(shè)計課程后，緊接著進(jìn)行配套的設(shè)計實(shí)踐顯得尤為必要，以便于我們通過實(shí)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。 我所進(jìn)行的課程設(shè)計題目是：參考車型為東風(fēng)載貨汽車的離合器設(shè)計。在接受布置的設(shè)計任務(wù)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(dǎo)老師后，我有了指導(dǎo)性方向。 在 之后的 設(shè)計過程中，也存在一些問題 ，如發(fā)動機(jī)參數(shù)的查取、離合器零件的結(jié)構(gòu)選型及設(shè)計計算等，我們都有請教指導(dǎo)老師，并獲得了耐 心詳盡的講解，解決了我們的疑問 。 在設(shè)計的末尾階段，老師也能仔細(xì)審查我們的設(shè)計說明書、工程圖等設(shè)計成果，給出了重要的指示和修改意見，對我們的設(shè)計改進(jìn)幫助作用非常重要，在此特別感謝！ 同時，在此設(shè)計過程中，我與本專業(yè)同學(xué)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(yùn)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(xué)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(xiàng)任務(wù)，在此一并謝過。 總之，通過這次課程設(shè)計使我受益匪淺，為今后的學(xué)習(xí)與工作打下了一個堅實(shí)的基礎(chǔ)。在此，衷心 感謝老師的幫助和指導(dǎo) ，感謝同學(xué)的幫助和協(xié)作 。