紅旗CA7300型高級(jí)轎車離合器設(shè)計(jì)

遼 寧 工 業(yè) 大 學(xué) 汽車設(shè)計(jì) 課程設(shè)計(jì)（論文）題目： 紅旗CA7300型高級(jí)轎車離合器設(shè)計(jì) 院（系）： 汽車與交通工程學(xué)院 專業(yè)班級(jí)： 學(xué) 號(hào)： 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師： 教師職稱： 副教授 起止時(shí)間：課程設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)及評(píng)語院（系）：汽車與交通工程學(xué)院 教研室：車輛工程學(xué) 號(hào)學(xué)生姓名專業(yè)班級(jí)課程設(shè)計(jì)（論文）題目紅旗CA7300型高級(jí)轎車離合器設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)設(shè)計(jì)技術(shù)參數(shù)：發(fā)動(dòng)機(jī)功率：Pemax=105W/4800min發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩：Temax=226m/3200r/min車輪輪胎規(guī)格：205/60R15其余系數(shù)查相應(yīng)車型參數(shù)。設(shè)計(jì)要求：1要求用膜片彈簧壓緊型式，拉式或推式。2畫出總裝配圖。前面相關(guān)件從飛輪開始，輸出端到輸出軸（變速器輸入軸）為止，操縱機(jī)構(gòu)畫到分離軸承。3要進(jìn)行方案、結(jié)構(gòu)分析及相關(guān)計(jì)算。4進(jìn)行典型零部件設(shè)計(jì)，包括從動(dòng)盤總成、膜片彈簧、壓盤、離合器蓋等。工作量：1.部件裝配草圖1張；2.正式裝配圖1張；3.零件圖23張；4.設(shè)計(jì)說明書一份（約3000-5000字）。指導(dǎo)教師評(píng)語及成績(jī)成績(jī)： 指導(dǎo)教師簽字： 2013年1月8日目 錄第1章 汽車離合器綜述11.1 離合器的結(jié)構(gòu)型式11.2離合器的功能及其組成11.3離合器的工作原理21.4對(duì)離合器的要求2第2章 設(shè)計(jì)方案的分析與確定42.1離合器組成42.2從動(dòng)盤數(shù)的選擇42.3壓緊彈簧形式的選擇42.4分離時(shí)離合器受力形式選擇52.5壓盤的驅(qū)動(dòng)形式選擇52.6扭轉(zhuǎn)減振器62.7分離軸承的選擇62.8離合器的散熱通風(fēng)6第3章 主要零部件設(shè)計(jì)計(jì)算和驗(yàn)算的簡(jiǎn)要過程73.1 摩擦片的設(shè)計(jì)73.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化83.3 膜片彈簧的設(shè)計(jì)103.4從動(dòng)盤轂花鍵的強(qiáng)度驗(yàn)算13第4章 主要部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)說明144.1從動(dòng)盤總成的設(shè)計(jì)144.2離合器蓋和壓盤的方式選擇154.3分離軸承的選擇154.4離合器的通風(fēng)散熱164.5離合器種類的選擇164.6分離時(shí)離合器受力形式的選擇164.7扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)164.8離合器的操縱機(jī)構(gòu)選擇19第5章 經(jīng)濟(jì)、技術(shù)分析及對(duì)設(shè)計(jì)所作的簡(jiǎn)要評(píng)語215.1經(jīng)濟(jì)、技術(shù)分析215.2簡(jiǎn)評(píng)21參考文獻(xiàn)22致 謝23附 錄24第1章 汽車離合器綜述1.1 離合器的結(jié)構(gòu)型式 摩擦離合器主要由主動(dòng)部分(發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、離合器蓋和壓盤等)、從動(dòng)部分(從動(dòng)盤)、壓緊機(jī)構(gòu)(壓緊彈簧)和操縱機(jī)構(gòu)(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動(dòng)部件等)四部分組成。主、從動(dòng)部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動(dòng)力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)是使離合器主、從動(dòng)部分分離的裝置。1.2離合器的功能及其組成離合器的主要功用是切斷和實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系平順的接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系分離，減少變速器中換檔齒輪間的沖擊；在工作中受到較大的動(dòng)載荷時(shí)，能限制傳動(dòng)系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，以防止傳動(dòng)系個(gè)零部件因過載而損壞；有效地降低傳動(dòng)系中的振動(dòng)和噪音。摩擦離合器主要由主動(dòng)部分(發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、離合器蓋和壓盤等)、從動(dòng)部分(從動(dòng)盤)、壓緊機(jī)構(gòu)(壓緊彈簧)和操縱機(jī)構(gòu)(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動(dòng)部件等)四部分組成。主、從動(dòng)部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動(dòng)力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)是使離合器主、從動(dòng)部分分離的裝置。1.3離合器的工作原理離合器蓋與發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪用螺栓緊固在一起，當(dāng)膜片彈簧被預(yù)加壓緊，離合器處于接合位置時(shí)，由于膜片彈簧大端對(duì)壓盤的壓緊力，使得壓盤與從動(dòng)摩擦片之間產(chǎn)生摩擦力。當(dāng)離合器蓋總成隨飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)(構(gòu)成離合器主動(dòng)部分)，就通過摩擦片上的摩擦轉(zhuǎn)矩帶動(dòng)從動(dòng)盤總成和變速器一起轉(zhuǎn)動(dòng)以傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力，要分離離合器時(shí)，將離合器踏板踏下，通過操縱機(jī)構(gòu)，使分離軸承總成前移推動(dòng)膜片彈簧分離指，使膜片彈簧呈反錐形變形，其大端離開壓盤，壓盤在傳動(dòng)片的彈力作用下離開摩擦片，使從動(dòng)盤總成處于分離位置，切斷了發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力的傳遞。1.4對(duì)離合器的要求1)在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲(chǔ)備。2)接合時(shí)要平順柔和，以保證汽車起步時(shí)沒有抖動(dòng)和沖擊。3)分離時(shí)要迅速、徹底。4)離合器從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小，以減輕換擋時(shí)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)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(zhǎng)其使用壽命。6)應(yīng)使傳動(dòng)系避免扭轉(zhuǎn)共振，并具有吸收振動(dòng)、緩和沖擊和減小噪聲的能力。7)操縱輕便、準(zhǔn)確，以減輕駕駛員的疲勞。8)作用在從動(dòng)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。9)應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和良好的動(dòng)平衡，以保證其工作可靠、壽命長(zhǎng)。10)結(jié)構(gòu)應(yīng)簡(jiǎn)單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。第2章 設(shè)計(jì)方案的分析與確定2.1離合器組成膜片彈簧離合總成由膜片彈簧、離合器蓋、壓盤、傳動(dòng)片和分離軸承總成等部分組成。2.2從動(dòng)盤數(shù)的選擇從動(dòng)盤數(shù)由計(jì)算尺寸查汽車設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)資料手冊(cè)取標(biāo)準(zhǔn)。磨擦片材料的選擇：選擇粉末冶金材料制成的。摩擦片在性能上應(yīng)滿足如下要求:磨擦系數(shù)比較穩(wěn)定,工作溫度,磨損速度,單位壓力的變化對(duì)其影響要小,足夠的機(jī)械強(qiáng)度和耐磨性,熱穩(wěn)定性好,磨合性能好,密度要小,有利于結(jié)合平順,長(zhǎng)期停放,離合器磨擦面間不發(fā)生“粘著現(xiàn)象”。摩擦片與從動(dòng)盤片的連接用鉚釘聯(lián)接。從動(dòng)盤具有軸向彈性,可改變離合器性能,使離合器接合柔和,減小沖擊，磨擦面接觸較為均勻,磨損較小，從動(dòng)轂在變速器第一軸花鍵上易于滑動(dòng)。單片離合器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，在使用時(shí)能保證分離徹底，接合平順。多片離合器分離不徹底，軸向尺寸大，質(zhì)量大，易燒壞摩擦片。故選擇單片離合器。2.3壓緊彈簧形式的選擇周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞扭矩的能力降低，另外，彈簧壓到它定位面上，造成接觸部位嚴(yán)重磨損，會(huì)出現(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。中央彈簧此結(jié)構(gòu)軸向尺寸大。斜置彈簧在重型汽車上使用，突出優(yōu)點(diǎn)是工作性能十分穩(wěn)定，踏板力較小。膜片彈簧彈簧壓力在摩擦片允許范圍內(nèi)基本不變，能保持傳遞的轉(zhuǎn)矩大致不變，另外它兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊，軸向尺寸小，質(zhì)量小。由于它大斷面環(huán)形與壓盤接觸，其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，提高使用壽命，平衡性好。故選擇膜片彈簧。2.4分離時(shí)離合器受力形式選擇 推式膜片彈簧是一種傳統(tǒng)的膜片彈簧離合器，使其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊。零件數(shù)目更少，質(zhì)量更小。它是以中部與壓盤相壓，在同樣壓盤尺寸下可采用直徑較小的膜片彈簧，從而可以減小離合器的總體尺寸。而并不增加踏板力，在接合和分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，故分離效果更高，推式杠桿比大于拉式杠桿比，傳動(dòng)效率更高，使用壽命長(zhǎng)，它的分離與分離軸承套筒總成裝在一起，需專門分離軸承，結(jié)構(gòu)復(fù)雜。推式摸片彈簧結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，安裝拆卸較簡(jiǎn)單，分離行程比拉式小。故選擇推式膜片彈簧。 2.5壓盤的驅(qū)動(dòng)形式選擇窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們?nèi)秉c(diǎn)是在聯(lián)接件間有間隙，在驅(qū)動(dòng)中將產(chǎn)生沖擊噪聲，而且零件相對(duì)滑動(dòng)中有摩擦和磨損，降低離合器傳動(dòng)效率。傳動(dòng)片式此結(jié)構(gòu)中壓盤與飛輪對(duì)中性好，使用平衡性好，簡(jiǎn)單可靠，壽命長(zhǎng)。故選擇傳動(dòng)片式。2.6扭轉(zhuǎn)減振器它能降低發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸與傳動(dòng)系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動(dòng)系扭振固有頻率，增加傳動(dòng)系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振，控制動(dòng)力傳動(dòng)系總成怠速時(shí)離合器與變速器的扭振與噪聲，緩和非穩(wěn)定工況下傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。故要有扭轉(zhuǎn)減振器。2.7分離軸承的選擇根據(jù)汽車實(shí)用技術(shù)手冊(cè)選單向拉力軸承，分離軸承與分離杠桿通過軸承外圈聯(lián)接，軸承內(nèi)圈通過擋圈與膜片彈簧鎖止在一起,分離軸承與分離杠桿間有軸向滑動(dòng),同時(shí)也有徑向滑動(dòng)。2.8離合器的散熱通風(fēng)實(shí)驗(yàn)表明,磨擦片的磨損是隨壓盤的溫度的升高而增大的,溫度超過180200時(shí),磨擦片磨損急劇增加.正常條件下,壓盤表面工作溫度在180以下。改善離合器結(jié)構(gòu)措施有:在壓盤上設(shè)散熱筋和轂風(fēng)筋,在離合器蓋上開較大的通風(fēng)口；在離合器外窗設(shè)有通風(fēng)窗,在離合器外殼內(nèi)裝一導(dǎo)流罩,加強(qiáng)通風(fēng)，使工作溫度保持在180以下。第3章 主要零部件設(shè)計(jì)計(jì)算和驗(yàn)算的簡(jiǎn)要過程3.1 摩擦片的設(shè)計(jì)3.1.1 初選摩擦片外徑D、內(nèi)徑d、厚度b 本車取17 （3-1） 表3.1 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)1根據(jù)表3.1可知，取D=225mm,d=150mm, b=3.5mm。3.1.2 后備系數(shù)由于所設(shè)計(jì)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(huì)變?。ㄩ_始時(shí)還有些增加），再加上載自卸車的后備功率比較小，使用條件較差，故取1.3。3.1.3 單位壓力PO根據(jù)3.1可知，由于D225mm,取0.25Mpa。表3.2 摩擦片單位壓力2故根據(jù)表3.2可知，當(dāng)0.15Mpa<<0.35Mpa時(shí)，摩擦片材料選擇石棉基材料。3.1.4 摩擦因數(shù)f、離合器間隙t摩擦因數(shù)f=0.23 離合器間隙t=3mm摩擦面數(shù) Z=23.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化3.2.1 設(shè)計(jì)變量后備系數(shù)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(shè)計(jì)變量選為： （3-2）3.2.2 目標(biāo)函數(shù)離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)追求的目標(biāo)，是在保證離合器性能要求的條件下使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標(biāo)函數(shù)為 （3-3）3.2.3 約束條件（1） 最大圓周速度根據(jù)下式 （3-4） 知，式中為摩擦片最大圓周速度（m/s）； 為發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速（r/min）所以，故符合條件。（2）摩擦片內(nèi)、外徑之比c,滿足0.53的條件范圍。（3）后備系數(shù)初選后備系數(shù)1.3（4）扭轉(zhuǎn)減振器的優(yōu)化對(duì)于摩擦片內(nèi)徑d=150mm, 而減振器彈簧位置半徑故取47(mm)， 符合要求。故符合d>2R0+50mm的優(yōu)化條件（5）單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩= （3-5）根據(jù)下式知，Tc=2=1.3×226=293.8 表3.3 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值2 （N.m/mm2）故根據(jù)表3.3知,摩擦片外徑mm時(shí)，=0.30N./ 故符合要求。（6）單位壓力為降低離合器滑磨時(shí)的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.150.35Mpa，由于已確定單位壓力0.25Mpa，在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求。3.3 膜片彈簧的設(shè)計(jì)3.3.1 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇（1）比值和h的選擇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1.52.0，板厚h為24mm故初選h=2.6mm, =1.54則H=4.004。（2）比值和R、r的選擇由于摩擦片平均半徑mm （3-6）對(duì)于壓式膜片彈簧的r值，應(yīng)滿足關(guān)系RRc=93.75mm。故取R=105mm，再結(jié)合實(shí)際情況取R/r=1.257，則r=83.5mm。（3）的選擇=arctanH/(R-r)=arctan4.04/(114-95）11.5° （3-7）故滿足9°15°的范圍。（4）分離指數(shù)目n的選取取為n=18。（5）膜片彈簧小端內(nèi)半徑 及分離軸承作用半徑的確定由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵的外徑。由d=Kd6公式，可求得d=25.58mm,則取20mm,再取分離軸承25mm。（6）切槽寬度1、2及半徑取13.5mm, 2=10mm, 滿足r->=2,則<=r-2=73.5mm故取72mm。(7) 壓盤加載點(diǎn)半徑R1和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑r1的確定由于R1和r1需滿足下列條件2：故選擇R1100mm， r194mm。3.3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線假設(shè)膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上地某中性點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)。設(shè)通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷P1(N)集中在支承點(diǎn)處，加載點(diǎn)間的相對(duì)軸向變形為x1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示： （3-8）式中，E彈性模量，鋼材料取E=2.0×Mpa； b泊松比，鋼材料取b=0.3； R自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑，mm； r自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑，mm； R1壓盤加載點(diǎn)半徑，mm； r1支承環(huán)加載點(diǎn)半徑，mm； H自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度，mm；h膜片彈簧鋼板厚度，mm。繪制圖像如下由MATLAB所繪制的曲線取點(diǎn)，得到下面坐標(biāo)x =2.0000y =6.3387e+003Nx =3.2000y = 5.9898e+003N 則可知2.0000,6.3387e+003N3.2000,5.9898e+003N上述曲線的拐點(diǎn)H對(duì)應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且 （3-9）則（2.000+3.2000）/2=2.6000新離合器在接合狀態(tài)時(shí)，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，一般則取則此時(shí)校核后備系數(shù) （3-10）滿足要求離合器徹底分離時(shí)，膜片彈簧大端的變形量為（即為壓盤的行程故mm3.3.3 強(qiáng)度校核膜片彈簧大端的最大變形量3.2mm由公式 （3-11）得=12263.4從動(dòng)盤轂花鍵的強(qiáng)度驗(yàn)算花鍵尺寸選定后應(yīng)進(jìn)行強(qiáng)度校核。擠壓應(yīng)力計(jì)算公式：(MPa)P=4Temax/(D+d)Z=4*226/(225+150)2=69.67 N (3-12) =69.67/8*4*55=9.173 MPa從動(dòng)盤轂一般由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應(yīng)力不應(yīng)超過20MPa。故滿足條件。 第4章 主要部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)說明4.1從動(dòng)盤總成的設(shè)計(jì)4.1.1從動(dòng)盤轂從動(dòng)盤轂軸向長(zhǎng)度不宜過小2，以免在花鍵軸上滑動(dòng)時(shí)產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，一般取1.01.4倍的花鍵軸直徑。故取從動(dòng)盤轂軸向長(zhǎng)度取為1.2d=1.2×22=26.4mm。從動(dòng)盤轂的材料選取45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度一般2632HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，采用鍍鉻工藝，對(duì)減振彈簧窗口及與從動(dòng)片配合處進(jìn)行高頻處理。根據(jù)摩擦片的外徑D的尺寸及表4.1查出從動(dòng)盤轂花鍵的尺寸。表4.1 離合器從動(dòng)盤轂花鍵尺寸系列2摩擦片外徑D/mm發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩Temax/N·m花鍵尺寸擠壓應(yīng)力j/Mpa齒數(shù)N外徑D/mm內(nèi)徑d/mm齒厚b/mm有效齒長(zhǎng)l/mm16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2由于D=225mm,則查表可得，花鍵尺寸：齒數(shù)n=10， 外徑=32mm, 內(nèi)徑26mm 齒厚t=4mm,有效齒長(zhǎng)l=30mm, 擠壓應(yīng)力=11.5Mpa4.1.2 從動(dòng)片從動(dòng)片要求質(zhì)量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料選用中碳鋼板50鋼，一般厚度1.32.5，本車厚度取為2mm，表面硬度為3540HRC。4.1.3 波形片和減振彈簧波形片采用65Mn，厚度取為0.8mm，硬度為4046HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍(lán)處理。減振彈簧用60Si2MnA彈簧鋼絲。4.2離合器蓋和壓盤的方式選擇4.2.1 離合器蓋離合器蓋是離合器的主動(dòng)件之一，它與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的一部分轉(zhuǎn)矩給壓盤。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。因此它需要具有足夠的剛度，板厚取4mm，乘用車離合器蓋用10鋼等低碳鋼板。4.2.2 壓盤（1）壓盤傳動(dòng)方式的選擇由于傳統(tǒng)的凸臺(tái)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(diǎn)，故選擇已被廣泛采用的傳動(dòng)片傳動(dòng)方式。另選用膜片彈簧作為壓力彈簧時(shí)，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。（2）壓盤幾何尺寸的確定前面已經(jīng)分析了如何確定摩擦片的內(nèi)、外徑尺寸。當(dāng)摩擦片的尺寸確定后，與它配合工作的壓盤內(nèi)、外徑尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結(jié)為如何確定它的厚度。壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點(diǎn)：一是壓盤應(yīng)有足夠的質(zhì)量；二是壓盤應(yīng)具有較大的剛度。為滿足上述要求壓盤應(yīng)做得厚些，一般為，本次設(shè)計(jì)采用25mm。（3）傳動(dòng)片 傳動(dòng)片的作用是在離合器接合時(shí)，離合器蓋通過它來驅(qū)動(dòng)壓盤共同旋轉(zhuǎn)，分離時(shí)，又可利用它的彈性來牽動(dòng)壓盤軸向分離并使操縱力減小。傳動(dòng)片采用3組，每組3片的形式，具體尺寸為，寬a=15mm，厚b=1mm，兩孔間距為l=60mm，孔直徑為d=10mm，傳動(dòng)片彈性模量E=2MPa。由于各傳動(dòng)片沿圓周均勻分布，它們的變形不會(huì)影響到壓盤的對(duì)中性和離合器的平衡性。4.3分離軸承的選擇由于=4800r/min,離心力造成的徑向力很大，因此采用調(diào)心式角接觸球軸承。4.4離合器的通風(fēng)散熱由于離合器尺寸小，在離合器蓋上開通風(fēng)窗口即能滿足離合器通風(fēng)散熱的要求。4.5離合器種類的選擇根據(jù)設(shè)計(jì)方案的分析，確定采用單片膜片彈簧離合器。4.6分離時(shí)離合器受力形式的選擇由于壓式的優(yōu)點(diǎn)突出，所以采用壓式。4.7扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)4.7.1扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)（1）極限轉(zhuǎn)矩Tj極限轉(zhuǎn)矩為減振器在消除限位銷與從動(dòng)盤轂缺口之間的間隙時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時(shí)的轉(zhuǎn)矩。極限轉(zhuǎn)矩受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取，Tj=(1.52.0) 2對(duì)于商用車，系數(shù)取2.0。則Tj=2.0×2×226452（N.m）（2）扭轉(zhuǎn)剛度k為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)常用工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。由經(jīng)驗(yàn)公式k Tj2 初選即kTj13×4525876（N.m/rad）（3）阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩T 由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度k受結(jié)構(gòu)及發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效的消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩。根據(jù)公式初選TT（0.060.17）2取T=0.1 =0.1×226=22.6 (N.m)（4）預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊。Tn增加，共振頻率將向減小的頻率的方向移動(dòng)，這是有利的。但是Tn不應(yīng)大于T由于Tn滿足以下關(guān)系：Tn（0.050.15）2且TnT22.6N.m則初選Tn20N.m（5）減振彈簧的位置半徑R0R0的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取R0=(0.600.75)d/22則取=0.65d/2=0.65×150/2=471(mm),可取為47mm。（6）減振彈簧個(gè)數(shù)Zj根據(jù)表4.22知，表4.2 減振彈簧個(gè)數(shù)的選取當(dāng)摩擦片外徑mm時(shí)，,故取Zj=4（7）減振彈簧總壓力F當(dāng)限位銷與從動(dòng)盤轂之間的間隙被消除，減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值Tj時(shí)，減振彈簧受到的壓力F為FTj/R0 （4-1） 452/(50×) 9.04(kN)4.7.2 減振彈簧的計(jì)算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(shè)計(jì)相關(guān)的尺寸。（1）減振彈簧的分布半徑R1由于R1的尺寸應(yīng)盡可能大些1，一般取R1=(0.600.75)d/2 式中，d為離合器摩擦片內(nèi)徑故R1=0.65d/2=0.65×150/2=47(mm)，即為減振器基本參數(shù)中的R0（2）單個(gè)減振器的工作壓力PP= F/Z=9040/4=2260N （4-2）（3）減振彈簧尺寸1）彈簧中徑Dc彈簧中徑一般由布置結(jié)構(gòu)來決定1，通常Dc=1115mm故取Dc=12mm2）彈簧鋼絲直徑dd= （4-3）式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力可取550600Mpa,故取為550Mpa所以。3）減振彈簧剛度k根據(jù)式k=1000knR121知，應(yīng)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k= （4-4）則K=587.6N/m4）減振彈簧有效圈數(shù) （4-5）5）減振彈簧總?cè)?shù)n其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間的關(guān)系為n=+(1.52)=8減振彈簧最小高度=22mm （4-6）彈簧總變形量 （4-7）減振彈簧總變形量=22+3.85=25.85mm （4-8）減振彈簧預(yù)變形量= =0.163 （4-9） 減振彈簧安裝工作高度=75.85-0.163=25.687 （4-10）6）從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤轂的最大轉(zhuǎn)角最大轉(zhuǎn)角和減振彈簧的工作變形量有關(guān)，其值為=4.50° （4-11）4.8離合器的操縱機(jī)構(gòu)選擇4.8.1對(duì)離合器操縱機(jī)構(gòu)的要求1）踏板力要盡可能小，乘用車一般在80-150N范圍內(nèi)，商用車不大于150-200N。2）踏板行程一般在80-150mm范圍內(nèi)，最大不應(yīng)超過180mm。3）應(yīng)有踏板行程調(diào)節(jié)裝置，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復(fù)原。4）應(yīng)有踏板行程限位裝置，以防止操縱機(jī)構(gòu)的零件因受力過大而損壞。5）應(yīng)有足夠的剛度。6）傳動(dòng)效率要高。7）發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)及車架和駕駛室的變形不會(huì)影響其正常工作。8）工作可靠，壽命長(zhǎng)，維修保養(yǎng)方便。4.8.2離合器操縱機(jī)構(gòu)的型式及確定常用的離合器操縱機(jī)構(gòu)主要有機(jī)械式、液壓式、機(jī)械式和液壓式操縱機(jī)構(gòu)的助力器氣壓式和自動(dòng)操縱機(jī)構(gòu)等。機(jī)械式又分為桿系和繩系。桿系操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠。但質(zhì)量大，傳動(dòng)效率低，發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)和車架或駕駛室的變形會(huì)影響其正常工作，在遠(yuǎn)距離操縱時(shí)，布置較困難。繩系可以克服上述缺點(diǎn)，但其壽命短機(jī)械效率仍不高。液壓式操縱機(jī)構(gòu)傳動(dòng)效率高，質(zhì)量小，便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)和駕駛室或車架變形不會(huì)影響其正常工作，結(jié)合柔和等優(yōu)點(diǎn)。但其要求加工精度高，容易泄漏，成本高。綜上所述，本次設(shè)計(jì)因?yàn)闄C(jī)械式的桿系形式優(yōu)點(diǎn)突出，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低而選擇。 第5章 結(jié)論 離合器為推式膜片彈簧離合器，它具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，零件數(shù)目少，質(zhì)量??；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，并且不增大踏板力。做了摩擦片和膜片彈簧的設(shè)計(jì)及校核基本符合要求，在傳遞相同的的轉(zhuǎn)矩時(shí)可采用尺寸較小的結(jié)構(gòu)；在接合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，分離效率較高，踏板操縱更輕便；不產(chǎn)生沖擊和噪聲，使用壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)。計(jì)算數(shù)據(jù)與實(shí)際數(shù)據(jù)基本符合，達(dá)到了設(shè)計(jì)要求。 設(shè)計(jì)體會(huì)通過兩個(gè)禮拜的汽車離合器設(shè)計(jì)，使我加深了對(duì)離合器功能和原理的理解，掌握了離合器設(shè)計(jì)的全部過程，加強(qiáng)了自己的職業(yè)技能，對(duì)未來的工作生活奠定了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。雖然課程設(shè)計(jì)的時(shí)間短暫，但我嚴(yán)格要求自己，按照老師的要求認(rèn)真完成任。培養(yǎng)了獨(dú)立學(xué)習(xí)和自學(xué)等的多項(xiàng)能力。再次感謝我們的指導(dǎo)老師和同學(xué)們的幫助，是老師不辭辛苦的悉心教導(dǎo)，才使我的設(shè)計(jì)能夠如期完成，這次設(shè)計(jì)的過程更讓我學(xué)到了很多。 參考文獻(xiàn)1 王望予.汽車設(shè)計(jì) .第4版.吉林大學(xué).北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2006年1月2 吳宗澤.機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2003年11月3 陳家瑞. 吉林大學(xué)汽車工程系.汽車構(gòu)造.第四版. 北京：人民交通出版社,2003年12月4 龔微寒.汽車現(xiàn)代設(shè)計(jì)制造. 北京：人民交通出版社,1995年8月5 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì)編著.第3版.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)/第1卷. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2004年8月 附 錄利用Matlab軟件進(jìn)行P1x1特性曲線的繪制，程序和圖形如下：程序如下：function tux1=0:0.2:7；%x1為膜片彈簧在壓盤接觸點(diǎn)處的軸向變形E=2*105；%彈性模量（Mpa）b=0.3；%泊松比R=90；自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑(mm)r=72；自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑(mm)H=3.9；%自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度（mm）h=2.4；%膜片彈簧鋼板厚度（mm）R1=88；%壓盤加載點(diǎn)半徑（mm）r1=72；%支承環(huán)加載點(diǎn)半徑（mm）F1=(pi*E*h*x1)/6*(1-b2).*(log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2)；axis(0 7 0 8000)plot(x1,F1,'-r');xlabel('變形')ylabel('工作壓力')title('特性曲線')x1,F1=ginput(1)zoom outx,y=ginput(1)x =2.3306y =4.6842e+003Nx,y=ginput(1)x =4.1210y = 4.2281e+003N