紅旗CA7300型高級轎車離合器設(shè)計

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1、 遼 寧 工 業(yè) 大 學 汽車設(shè)計 課程設(shè)計（論文） 題目： 紅旗CA7300型高級轎車離合器設(shè)計 院（系）： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 學 號： 學生姓名： 指導(dǎo)教師： 教師職稱： 副教授 起止時間： 課程設(shè)計（論文）任務(wù)及評語 院（系）：汽車與交通工程學院 教研室：車輛工程 學 號 學生姓名 專業(yè)班級

2、 課程設(shè)計（論文）題目 紅旗CA7300型高級轎車離合器設(shè)計 課程設(shè)計（論文）任務(wù) 設(shè)計技術(shù)參數(shù)： 發(fā)動機功率：Pemax=105W/4800min 發(fā)動機扭矩：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，操縱機構(gòu)畫到分離軸承。 3．要進行方案、結(jié)構(gòu)分析及相關(guān)計算。 4．進行典型零部件設(shè)計，包括從動盤總成、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

3、配圖1張； 3.零件圖2～3張； 4.設(shè)計說明書一份（約3000-5000字）。 指導(dǎo)教師評語及成績 成績： 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 1 1.1 離合器的結(jié)構(gòu)型式 1 1.2離合器的功能及其組成 1 1.3離合器的工作原理 2 1.4對離合器的要求 2 第2章 設(shè)計方案的分析與確定 4 2.1離合器組成 4 2.2從

4、動盤數(shù)的選擇 4 2.3壓緊彈簧形式的選擇 4 2.4分離時離合器受力形式選擇 5 2.5壓盤的驅(qū)動形式選擇 5 2.6扭轉(zhuǎn)減振器 6 2.7分離軸承的選擇 6 2.8離合器的散熱通風 6 第3章 主要零部件設(shè)計計算和驗算的簡要過程 7 3.1 摩擦片的設(shè)計 7 3.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 8 3.3 膜片彈簧的設(shè)計 10 3.4從動盤轂花鍵的強度驗算 13 第4章 主要部件結(jié)構(gòu)設(shè)計說明 14 4.1從動盤總成的設(shè)計 14 4.2離合器蓋和壓盤的方式選擇 15 4.3分離軸承的選擇 15 4.4離合器的通風散熱 16 4.5離合器種類的選擇 16 4.6分

5、離時離合器受力形式的選擇 16 4.7扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 16 4.8離合器的操縱機構(gòu)選擇 19 第5章 經(jīng)濟、技術(shù)分析及對設(shè)計所作的簡要評語 21 5.1經(jīng)濟、技術(shù)分析 21 5.2簡評 21 參考文獻 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部分(發(fā)動機飛輪、離合器蓋和壓盤等)、從動部分(從動盤)、壓緊機構(gòu)(壓緊彈簧)和操縱機構(gòu)(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件等)四部分組成。主、從動部分和壓緊機構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機構(gòu)是使離合器主、從動部分分離的

6、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現(xiàn)發(fā)動機與傳動系平順的接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，以防止傳動系個零部件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪音。摩擦離合器主要由主動部分(發(fā)動機飛輪、離合器蓋和壓盤等)、從動部分(從動盤)、壓緊機構(gòu)(壓緊彈簧)和操縱機構(gòu)(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件等)四部分組成。主、從動部分和壓緊機構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機構(gòu)是使離合器主、從動部分分離的裝置。 1.3離合器的工作原理

7、 離合器蓋與發(fā)動機飛輪用螺栓緊固在一起，當膜片彈簧被預(yù)加壓緊，離合器處于接合位置時，由于膜片彈簧大端對壓盤的壓緊力，使得壓盤與從動摩擦片之間產(chǎn)生摩擦力。當離合器蓋總成隨飛輪轉(zhuǎn)動時(構(gòu)成離合器主動部分)，就通過摩擦片上的摩擦轉(zhuǎn)矩帶動從動盤總成和變速器一起轉(zhuǎn)動以傳遞發(fā)動機動力，要分離離合器時，將離合器踏板踏下，通過操縱機構(gòu)，使分離軸承總成前移推動膜片彈簧分離指，使膜片彈簧呈反錐形變形，其大端離開壓盤，壓盤在傳動片的彈力作用下離開摩擦片，使從動盤總成處于分離位置，切斷了發(fā)動機動力的傳遞。 1.4對離合器的要求 1)在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備。 2)接合時

8、要平順柔和，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)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。 6)應(yīng)使傳動系避免扭轉(zhuǎn)共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力。 7)操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 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，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 9)應(yīng)有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。 10)結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、

9、調(diào)整方便等。 第2章 設(shè)計方案的分析與確定 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、傳動片和分離軸承總成等部分組成。 2.2從動盤數(shù)的選擇 從動盤數(shù)由計算尺寸查《汽車設(shè)計標準資料手冊》取標準。 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,單位壓力的變化對其影響要小,足夠的機械強度和耐磨性,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”。 摩擦片與從動盤片的連接用鉚釘聯(lián)接。 從動盤具有軸向彈性,可改變離合器性能,使離合器接合柔和,減小沖擊，磨擦

10、面接觸較為均勻,磨損較小，從動轂在變速器第一軸花鍵上易于滑動。 單片離合器結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，在使用時能保證分離徹底，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，造成接觸部位嚴重磨損，會出現(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

11、彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構(gòu)簡單緊湊，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，傳動效率更高，使用壽命長，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)簡單

12、，安裝拆卸較簡單，分離行程比拉式小。 故選擇推式膜片彈簧。 2.5壓盤的驅(qū)動形式選擇 窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們?nèi)秉c是在聯(lián)接件間有間隙，在驅(qū)動中將產(chǎn)生沖擊噪聲，而且零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低離合器傳動效率。 傳動片式此結(jié)構(gòu)中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，簡單可靠，壽命長。 故選擇傳動片式。 2.6扭轉(zhuǎn)減振器 它能降低發(fā)動機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，增加傳動系扭振阻尼，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，控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭振與噪聲，緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。 故要

13、有扭轉(zhuǎn)減振器。 2.7分離軸承的選擇 根據(jù)《汽車實用技術(shù)手冊》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,同時也有徑向滑動。 2.8離合器的散熱通風 實驗表明,磨擦片的磨損是隨壓盤的溫度的升高而增大的,溫度超過180℃～200℃時,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)散熱筋和轂風筋,在離合器蓋上開較大的通風口；在離合器外窗設(shè)有通風窗,在離合器外殼內(nèi)裝一導(dǎo)流罩,加強通風，使工作溫度保持在180℃以下。 第3章 主要零部件設(shè)計計算和驗算的簡要過程

14、 3.1 摩擦片的設(shè)計 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)β 由于所設(shè)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），再加上載自卸車的后備功率比較小，使用條件較差，故取β＝1.3。 3.1.3 單位壓力PO 根據(jù)3.1可知， 由于D＝225mm,?。?.25Mpa。 表3.2 摩擦片單位壓力[2] 故

15、根據(jù)表3.2可知， 當0.15Mpa<<0.35Mpa時，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Δt 摩擦因數(shù)f=0.23 離合器間隙Δt=3mm 摩擦面數(shù) Z=2 3.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 3.2.1 設(shè)計變量 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(shè)計變量選為： （3-2） 3.2.2 目標函數(shù) 離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計追求的目標，是在保

16、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)動機最高轉(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)β 初選后備系數(shù)β＝1.3 （4）扭轉(zhuǎn)減振器的優(yōu)化 對于摩擦

17、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， =0.30N./ 故符合要求。 （6）單位壓力 為降低離合器

18、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0.15～0.35Mpa，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 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1.5～2.0，板厚h為2～4mm 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） 對于壓式膜片彈簧的r值，應(yīng)滿足關(guān)系RRc=93.75

19、mm。 故取R=105mm，再結(jié)合實際情況取R/r=1.257，則r=83.5mm。 （3）α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=Kd[6]公式，可求得d=25.58mm,則?。?0mm,再取分離軸承＝25mm。 （6）切槽寬度δ1、δ2及半徑 取δ1＝3.5mm, δ2=10

20、mm, 滿足r->=δ2,則<=r-δ2=73.5mm 故?。?2mm。 (7) 壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1的確定 由于R1和r1需滿足下列條件[2]： 故選擇R1＝100mm， r1＝94mm。 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轉(zhuǎn)動。 設(shè)通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷P1(N)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為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

21、.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――壓盤加載點半徑，mm； r1――支承環(huán)加載點半徑，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，得到下面坐標 x =2.0000 y =6.3387e+003N x =3.2000 y = 5.9898e+003N 則可知2.0000,6.3387e+003N 3.2000,5.9898e+003N 上述曲線的拐點H

22、對應(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，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 則取 則此時校核后備系數(shù) （3-10） 滿足要求 離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形量為 （即為壓盤的行程 故mm 3.3.3 強度校核 膜片彈簧大端的最大變形量3.2mm 由公式 （3

23、-11） 得=1226 3.4從動盤轂花鍵的強度驗算 花鍵尺寸選定后應(yīng)進行強度校核。 擠壓應(yīng)力計算公式：(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)計說明 4.1從動盤總成的設(shè)計 4.1.1從動盤轂 從動盤轂軸向長度不宜過小[2]，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏

24、斜而使分離不徹底，一般取1.0～1.4倍的花鍵軸直徑。故取從動盤轂軸向長度取為1.2d=1.2×22=26.4mm。從動盤轂的材料選取45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度一般26～32HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，采用鍍鉻工藝，對減振彈簧窗口及與從動片配合處進行高頻處理。根據(jù)摩擦片的外徑D的尺寸及表4.1查出從動盤轂花鍵的尺寸。 表4.1 離合器從動盤轂花鍵尺寸系列[2] 摩擦片 外徑 D/mm 發(fā)動機的 最大轉(zhuǎn)矩 Temax/N·m 花鍵尺寸 擠壓應(yīng)力 σj/Mpa 齒數(shù) N 外徑 D′/mm 內(nèi)徑 d′/mm 齒厚 b/mm 有效齒長 l/

25、mm 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32

26、 5 50 13.2 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l=30mm, 擠壓應(yīng)力=11.5Mpa 4.1.2 從動片 從動片要求質(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35～40HRC。 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40～46HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍處理。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

27、 離合器蓋是離合器的主動件之一，它與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉(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）壓盤傳動方式的選擇 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的傳動片傳動方式。 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。 （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

28、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：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)計采用25mm。 （3）傳動片 傳動片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅(qū)動壓盤共同旋轉(zhuǎn)，分離時，又可利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。 傳動片采用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，傳動片彈性模量E=2MPa。 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。 4.3分離

29、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離合器的通風散熱 由于離合器尺寸小，在離合器蓋上開通風窗口即能滿足離合器通風散熱的要求。 4.5離合器種類的選擇 根據(jù)設(shè)計方案的分析，確定采用單片膜片彈簧離合器。 4.6分離時離合器受力形式的選擇 由于壓式的優(yōu)點突出，所以采用壓式。 4.7扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 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。極限轉(zhuǎn)矩受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取，

30、 Tj=(1.5～2.0) [2] 對于商用車，系數(shù)取2.0。 則Tj=2.0×＝2×226＝452（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)動機常用工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。 由經(jīng)驗公式k Tj[2] 初選 即k＝Tj＝13×452＝5876（N.m/rad） （3）阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度k受結(jié)構(gòu)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Tμ Tμ＝（0.06～0.17）[2] 取Tμ=0.1 =0.1×22

31、6=22.6 (N.m) （4）預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊。Tn增加，共振頻率將向減小的頻率的方向移動，這是有利的。但是Tn不應(yīng)大于Tμ 由于Tn滿足以下關(guān)系： Tn＝（0.05～0.15）[2] 且TnTμ＝22.6N.m 則初選Tn＝20N.m （5）減振彈簧的位置半徑R0 R0的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取 R0=(0.60～0.75)d/2[2] 則取=0.65d/2=0.65×150/2=471(mm),可取為47mm。 （6）減振彈簧個數(shù)Zj 根據(jù)表4.2[2]知， 表4.2 減振彈簧個數(shù)的選取 當摩擦片外徑mm時，,故取Zj

32、=4 （7）減振彈簧總壓力F 當限位銷與從動盤轂之間的間隙被消除，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 F＝Tj/R0 （4-1） ＝452/(50×) ＝9.04(kN) 4.7.2 減振彈簧的計算 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=(0.60～0.75)d/2 式中，d為離合器摩

33、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）單個減振器的工作壓力P P= 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=11～15mm 故取Dc=12mm 2）彈簧鋼絲直徑d d= （4-3） 式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力]可取550～600Mpa,故取

34、為550Mpa 所以。 3）減振彈簧剛度k 根據(jù)式kФ=1000knR12[1]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/m 4）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=+(1.5～2)=8 減振彈簧最小高度 =22mm （4

35、-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）從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 最大轉(zhuǎn)角和減振彈簧的工作變形量有關(guān)，

36、其值為 =4.50° （4-11） 4.8離合器的操縱機構(gòu)選擇 4.8.1對離合器操縱機構(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）傳動效率要高。 7）發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。 8）

37、工作可靠，壽命長，維修保養(yǎng)方便。 4.8.2離合器操縱機構(gòu)的型式及確定 常用的離合器操縱機構(gòu)主要有機械式、液壓式、機械式和液壓式操縱機構(gòu)的助力器氣壓式和自動操縱機構(gòu)等。 機械式又分為桿系和繩系。桿系操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠。但質(zhì)量大，傳動效率低，發(fā)動機的振動和車架或駕駛室的變形會影響其正常工作，在遠距離操縱時，布置較困難。繩系可以克服上述缺點，但其壽命短機械效率仍不高。液壓式操縱機構(gòu)傳動效率高，質(zhì)量小，便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、發(fā)動機振動和駕駛室或車架變形不會影響其正常工作，結(jié)合柔和等優(yōu)點。但其要求加工精度高，容易泄漏，成本高。 綜上所述，本次設(shè)計因為機械式的桿系形式優(yōu)點突出

38、，結(jié)構(gòu)簡單，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)簡單、緊湊，零件數(shù)目少，質(zhì)量小；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)計及校核基本符合要求，在傳遞相同的的轉(zhuǎn)矩時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，使用壽命長等優(yōu)點。計算數(shù)據(jù)與實際數(shù)據(jù)基本符合，達到了設(shè)計要求。 設(shè)計體會 通過兩個禮拜

39、的汽車離合器設(shè)計，使我加深了對離合器功能和原理的理解，掌握了離合器設(shè)計的全部過程，加強了自己的職業(yè)技能，對未來的工作生活奠定了堅實的基礎(chǔ)。 雖然課程設(shè)計的時間短暫，但我嚴格要求自己，按照老師的要求認真完成任。培養(yǎng)了獨立學習和自學等的多項能力。 再次感謝我們的指導(dǎo)老師和同學們的幫助，是老師不辭辛苦的悉心教導(dǎo)，才使我的設(shè)計能夠如期完成，這次設(shè)計的過程更讓我學到了很多。 參考文獻 [1] 王望予.汽車設(shè)計 .第4版.吉林大學.北京：機械工業(yè)出版社,2006年1月 [2] 吳宗澤.機械零件設(shè)計手冊. 北京：機械工業(yè)出版社,2003年11月

40、[3] 陳家瑞. 吉林大學汽車工程系.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)計制造. 北京：人民交通出版社,1995年8月 [5] 機械設(shè)計手冊編委會編著.第3版.機械設(shè)計手冊/第1卷. 北京：機械工業(yè)出版社,2004年8月 附 錄 利用Matlab軟件進行P1－x1特性曲線的繪制，程序和圖形如下： 程序如下： function tu x1=0:0.2:7；%x1為膜片彈簧

41、在壓盤接觸點處的軸向變形 E=2*10^5；%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；%壓盤加載點半徑（mm） r1=72；%支承環(huán)加載點半徑（mm） F1=((pi*E*h*x1)/6*(1-b^2)).*(log(R/r)/(R1-r1)^2).*(((H-x1*(R-r)/(R1-r1))).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1))+h^2)； 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 out [x,y]=ginput(1) x =2.3306 y =4.6842e+003N [x,y]=ginput(1) x =4.1210 y = 4.2281e+003N