金虎牌GN1042輕型載貨汽車(chē)離合器設(shè)計(jì)

機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè) 課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 題目： 金虎牌 GN1042 輕型載貨汽車(chē) 姓 名： 李文濤 班級(jí)學(xué)號(hào)： 1008074105 指導(dǎo)教師： 劉闖 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)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(jì)目的 . 1 1.3 設(shè)計(jì)要求 . 2 1.4 設(shè)計(jì)步驟 . 3 第二章 離合器方案的確定 . 4 2.1 車(chē)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 . 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(jì)計(jì)算 . 13 5.1 從動(dòng)盤(pán)總成設(shè)計(jì) . 13 5.1.1 從動(dòng)盤(pán)總成的結(jié)構(gòu)型式的選擇 . 13 5.1.2 從動(dòng)片結(jié)構(gòu)型式的選擇 . 14 5.2 離合器蓋總成設(shè)計(jì) . 14 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 II 5.2.1 離合器蓋設(shè)計(jì) . 14 5.2.2 壓盤(pán)設(shè)計(jì) . 14 5.3離合器分離裝置設(shè)計(jì) . 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(jì) . 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(jì) . 20 第六章 離合器輸出軸的設(shè)計(jì) . 23 6.1 從動(dòng)盤(pán)轂的設(shè)計(jì)校核 . 23 6.2輸出軸的設(shè)計(jì)校核 . 25 參考文獻(xiàn) . 26 致謝 . 27 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 1 第一章 緒論 1.1 前言 對(duì)于內(nèi)燃機(jī)為動(dòng)力的汽車(chē)，離合器在機(jī)械傳動(dòng)系中是作為一個(gè)獨(dú)立的總成而存在的， 按動(dòng)力傳遞順序來(lái)說(shuō)，離合器應(yīng)是傳動(dòng)系中的第一個(gè)總成。 目前， 目前汽車(chē)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(dòng)部分之間的摩擦來(lái)傳遞動(dòng)力且能 分離的裝置。它主要包括主動(dòng)部分、從動(dòng)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(dòng)機(jī)與變速器之間的動(dòng)力傳遞機(jī)構(gòu)，其 主要功用是：切斷和實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)傳動(dòng)系的動(dòng)力傳遞，保證汽車(chē)起步時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系統(tǒng)平順地結(jié)合，確保汽車(chē)平穩(wěn)起步；在換擋時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)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(dòng)載荷時(shí)，能限制傳動(dòng)系統(tǒng)所承受的最大轉(zhuǎn)矩，以防止傳動(dòng)系各零部件因過(guò)載而損壞；有效地降低傳動(dòng)系中的振動(dòng)和噪聲。 隨著汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、功率的不斷提高和汽車(chē)電子技術(shù)的高速發(fā)展，人們對(duì)離合器的要求越來(lái)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(dòng)操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長(zhǎng)其使用壽命，適應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)的高轉(zhuǎn)速，增加離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力和簡(jiǎn)化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢(shì)。 1.2 課程設(shè)計(jì)目的 汽車(chē)設(shè)計(jì)課程是培養(yǎng)學(xué)生具有汽車(chē)設(shè)計(jì)能力的專(zhuān)業(yè)基礎(chǔ)課，課程設(shè)計(jì)則是學(xué)生在學(xué)習(xí)了汽車(chē)構(gòu)造、汽車(chē)設(shè)計(jì)等課程后一項(xiàng)重要的實(shí)踐性教學(xué)環(huán)節(jié)，基本的目的是： 通過(guò)課程設(shè)計(jì)，綜合運(yùn)用汽車(chē)設(shè)計(jì)課程和其它選修課程的理論和實(shí)踐知識(shí)，解決汽車(chē)設(shè) 計(jì)問(wèn)題，掌握汽車(chē)設(shè)計(jì)的一般規(guī)律，樹(shù)立正確的設(shè)計(jì)思想，培養(yǎng)分析和解決實(shí)際問(wèn)題的能力。 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 2 學(xué)會(huì)分析和評(píng)價(jià)汽車(chē)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(chē)主要零部件的設(shè)計(jì)與計(jì)算方法。 學(xué)會(huì)考慮所設(shè)計(jì)部件的制造工藝性、使用、維護(hù)、經(jīng)濟(jì)和安全等問(wèn)題，培養(yǎng)汽車(chē)設(shè)計(jì)能力。 通過(guò)計(jì)算，繪圖，熟練運(yùn)用標(biāo)準(zhǔn)，規(guī)范，手冊(cè)，圖冊(cè)和查閱有關(guān)技術(shù)資料，進(jìn)一步培養(yǎng)學(xué)生的專(zhuān)業(yè)設(shè)計(jì)技能。 鼓勵(lì)學(xué)生充分利用計(jì)算機(jī)進(jìn)行參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)， CAD繪圖，鍛煉學(xué)生利用計(jì)算機(jī)進(jìn)行設(shè)計(jì)和繪圖的能力。 1.3 設(shè)計(jì)要求 通過(guò)課程設(shè)計(jì)，對(duì) 轎車(chē)離合器的結(jié)構(gòu)、從動(dòng)盤(pán)總成、壓盤(pán)和離合器蓋總成及膜片彈簧的設(shè)計(jì)有比較深入的熟悉并掌握。首先通過(guò)查閱文獻(xiàn)、上網(wǎng)查閱資料，了解汽車(chē)離合器的基本工作原理，結(jié)構(gòu)組成及功能；通過(guò)對(duì)車(chē)型分析，路況分析和型式分析，制定出總體設(shè)計(jì)方案。并對(duì)轎車(chē)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(jì)。 為了保證離合器具有良好的工作性能， 設(shè)計(jì)的汽 車(chē)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(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲(chǔ)備。 為此，離合器的摩擦力矩 (cT)應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 (maxeT)。 （ 2） 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(chē)起步時(shí)沒(méi)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) 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(guò)高，延長(zhǎng)其使用壽命。 （ 6） 應(yīng) 避免汽車(chē)傳動(dòng)系共振，具有吸收震動(dòng)、 緩和 沖擊和減小噪聲能力 。 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)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(duì)城市行駛的轎車(chē)和公共汽車(chē)，非常重要。 （ 8）作用 在從動(dòng)盤(pán)上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過(guò)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(shí)，要能通過(guò)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(dòng)平衡，以保證其工作可靠、壽命長(zhǎng)。 （ 11） 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。 本次設(shè)計(jì)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(huà)法規(guī)范，圖面整潔，字體 按規(guī)定用工程字書(shū)寫(xiě)，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(jì)說(shuō)明書(shū)一份（用統(tǒng)一規(guī)格）。 1.4 設(shè)計(jì)步驟 (1） 熟悉離合器結(jié)構(gòu)及相關(guān)理論知識(shí)。 (2） 根據(jù)所給題目進(jìn)行車(chē)型分析，道路情況分析，所設(shè)計(jì)部件型式分析，進(jìn)行主要參考型選擇以及設(shè)計(jì)計(jì)算。 （ 3） 繪制離合器總成裝配圖。 (4) 繪制主要零件圖。 (5) 編寫(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)。 (6) 答辯。 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 4 第二章 離合器方案的確定 2.1 車(chē)型分析 通工牌 TG6494 輕型客車(chē)，該車(chē)采用 492QC 發(fā)動(dòng)機(jī)，其具體參數(shù)見(jiàn)表 2-1。 表 2-1通工牌 TG6494 輕型客車(chē)參數(shù) 參考車(chē)型 發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào) 最大功率/轉(zhuǎn)速 最大轉(zhuǎn)矩 /轉(zhuǎn)速 車(chē)身總質(zhì)量 一檔傳動(dòng)比 主減速比 驅(qū)動(dòng)輪規(guī)格參數(shù) 東風(fēng)牌載貨汽車(chē) 492QC 62.5kw/ 3800rpm 181.3Nm/ 2600rpm 2480kg 3.988 4.55 P215/ 75R15 2.2 方案選擇 本車(chē)選用干式摩擦式離合器 ,因?yàn)槟Σ潦诫x合器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，可靠性強(qiáng)，維修方便，目前大多數(shù)汽車(chē)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(pán) 式離合器，用于需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩的離合器，而本車(chē)型不在此列。 設(shè)計(jì)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(gè)膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其他幾類(lèi)相比又有以下幾個(gè)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(duì)圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降，離合器分離時(shí)，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(jiǎn)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(shí)，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(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 5 （ 4）膜片彈簧以整個(gè)圓周與壓盤(pán)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(zhǎng)。 （ 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(duì)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(kāi)口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來(lái)，由于材料性能的提高，制造工藝和設(shè)計(jì)方法的逐步完善，膜片彈簧的制造 已日趨成熟。因此，本車(chē)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(gè)支承環(huán)，使其結(jié)構(gòu)更簡(jiǎn)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(pán)相壓，在同樣壓盤(pán)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(shí)，可采用尺寸較小的結(jié)構(gòu)；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(dòng)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(wú)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(huì)形成間隙而增大踏板自由行程，不會(huì)產(chǎn)生沖擊和噪聲；使用壽命長(zhǎng)。 綜上所述，本次課程設(shè)計(jì)采用單片拉式膜片彈簧離合器。 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)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(dòng)部分摩擦表面間的摩擦力矩來(lái)傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩的。離合器的靜摩擦力矩cT為： ccT fFZR(3-1) 式中， f 為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計(jì)算式一般取 0.25 0.30 ； F 為壓盤(pán)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(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計(jì)時(shí)cT應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，即： maxceTT(3-2) 式中，maxeT為發(fā)動(dòng)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(dòng)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(jì)中的一個(gè)重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇 時(shí)，應(yīng)考慮到摩擦片在使用中磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩、防止離合器滑磨時(shí)間過(guò)長(zhǎng)、防止傳動(dòng)系統(tǒng)過(guò)載以及操縱輕便等因素。 各類(lèi)汽車(chē)離合器 的取值范圍見(jiàn)表 3-1。 表 3-1 離合器 后備系數(shù) 的取值范圍 車(chē)型 后備系數(shù) 乘用車(chē)及最大質(zhì)量小于 6t的商用車(chē) 1.20-1.75 最大總質(zhì)量為 6-14t的商用車(chē) 1.50-2.25 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 7 掛車(chē) 1.80-4.00 本次課程設(shè)計(jì)的對(duì)象為通工牌 TG6494 輕型客車(chē)，故本次課程設(shè)計(jì)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(duì)離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時(shí)應(yīng)考慮離合器的工作條件、發(fā)動(dòng)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(shí)，0P取值范圍見(jiàn)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(jì)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(duì)離合器的輪廓尺寸、質(zhì)量和使用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(dòng)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(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 8 摩擦片外徑 D mm 也可根據(jù)發(fā)動(dòng)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(jiàn)表 3-3。 表 3-3 直徑系數(shù)DK的取值范圍 車(chē) 型 直徑系數(shù)DK乘用車(chē) 14.6 最大總質(zhì)量為 1.8-14.0t的商用車(chē) 16.0-18.5（單片離合器） 13.5-15.0（雙片離合器） 最大總質(zhì)量大于 14.0t的商用車(chē) 22.5-24.0 本次設(shè)計(jì)的對(duì)象是通工牌 TG6494輕型客車(chē)，屬于最大總質(zhì)量為 1.8-14.0t的商用車(chē)，故 16.0DK ，由車(chē)型分析可知該車(chē)型的發(fā)動(dòng)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(chē)用離合器面片表 3-4為我國(guó)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 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 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 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 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(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)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(jiàn)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(jì)取 0.20f 。 摩擦面數(shù) Z 為離合器從動(dòng)盤(pán)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(jì)分析中已經(jīng)陳述了本次設(shè)計(jì)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(shí)，為保證摩擦片正常磨損過(guò)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(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)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(jì)離合器要確定離合器的性能和參數(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(lái)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(guò) 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(dòng)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 s，由此可見(jiàn)， 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(jiàn)，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(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動(dòng)系過(guò)載，不同車(chē)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(chē)情況，前面已經(jīng)選取后備系數(shù) 1.5 ，滿足要求。 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)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 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(guò)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(jì)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），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(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)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(duì)于不同車(chē)型，單位壓力0P錯(cuò)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(chē)起步過(guò)程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過(guò)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(duì)乘用車(chē)： 20 .4 0 /J m m ，對(duì)于最大總質(zhì)量小于 6.0t 的商用車(chē)： 20 .3 3 /J m m ，對(duì)于最大總質(zhì)量大于 6.0t 的商用車(chē)： 20 .2 5 /J m m ； W 為汽車(chē)起步時(shí)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(jì)算 ： 22 22201800g argn mrWii (4-5) am為汽車(chē)總質(zhì)量 Kg ；r為輪胎滾動(dòng)半徑 m ；gi為汽車(chē)起步時(shí)所用變速器擋位的傳動(dòng)比；0i為主減速器傳動(dòng)比；en為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 / minr ；計(jì)算時(shí) 乘用車(chē)取 2000 / minr ，商用車(chē)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(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 13 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 14 第五章 離合器 零件的結(jié)構(gòu)選型及設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1 從動(dòng)盤(pán)總成設(shè)計(jì) 5.1.1 從動(dòng)盤(pán)總成的結(jié)構(gòu)型式的選擇 從動(dòng)盤(pán)總成主要由摩擦片、從動(dòng)片、減振器和從動(dòng)盤(pán)轂等組成 （圖 5-1） 。它雖然對(duì)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(jì)的重點(diǎn)。從動(dòng)盤(pán)總成應(yīng)滿足如下設(shè)計(jì)要求： 1) 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)盡量小，以減小變速器換擋時(shí)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(dòng)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(duì)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，密度小；有利于結(jié)合平順，長(zhǎng)期停放離合器摩擦片不會(huì)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(shù)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(dòng)盤(pán) ， 從動(dòng)片通常用 1.3 2.0mm厚的鋼板沖壓而成。將其外緣的盤(pán)形部分磨薄至 0.65 1.0mm，以減小其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。整體式彈性從動(dòng)片一般用高碳鋼或 65Mn鋼板，熱處理硬度 38 48HRC。 圖 5-1 汽車(chē)膜片彈簧離合器 從動(dòng) 盤(pán)總成 1.摩擦片 2.從動(dòng)盤(pán)本體 3.從動(dòng)盤(pán)鉚釘 4.減振彈簧 5.減振器 6.阻尼彈簧鉚釘 7.從動(dòng)盤(pán)轂 8.摩擦片鉚釘 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 15 5.1.2 從動(dòng)片結(jié)構(gòu)型式的選擇 從動(dòng)片設(shè)計(jì)時(shí)，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(dòng)慣量。為了使離合器結(jié)合平順，保證汽車(chē)平穩(wěn)起步，單片離合器的從動(dòng)片一般都做成具有軸向結(jié)構(gòu)，這樣的從動(dòng)片有 3種結(jié)構(gòu)型式： 1、整體式彈性從動(dòng)片； 2、 分開(kāi)式 彈性從動(dòng)片； 3、組合式彈性從動(dòng)片。 選擇整體式彈性從動(dòng)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(jì) 離合器蓋總成除了壓緊彈簧外還有離合器蓋、壓盤(pán)、傳動(dòng)片、分離杠桿裝置及支承環(huán)等。 5.2.1 離合器蓋設(shè)計(jì) 為了減輕重量和增加剛度，轎車(chē)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(fù)雜的形狀。在設(shè)計(jì)中要特別注意的是剛度、對(duì)中、通風(fēng)散熱等問(wèn)題。離合器蓋的剛度不夠，會(huì)產(chǎn)生較大變形，這不僅會(huì)影響操縱系統(tǒng)的傳動(dòng)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(pán)、分離杠桿、壓緊彈簧等，因此，應(yīng)與飛輪保持良好的 對(duì)中，以免影響總成的平衡和正常的工作。對(duì)中方式采用定位銷(xiāo)或定位螺栓，也可采用止口對(duì)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(guò)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(jì)成帶有鼓風(fēng)葉片的結(jié)構(gòu)。 本次設(shè)計(jì) 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(pán)設(shè)計(jì) 對(duì)壓盤(pán)設(shè)計(jì)的要求： 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 16 （ 1）壓盤(pán)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(shí)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(pán)可鑄出通風(fēng)槽，也可采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤(pán)。 （ 2）壓盤(pán)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(duì)中，并要進(jìn)行靜平衡，壓盤(pán)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(jì) 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(shí)還承受在告訴旋轉(zhuǎn)時(shí)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(rùn)滑條件差，磨損嚴(yán)重、噪聲大、可靠性差、使用壽命低。目前國(guó)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(rùn)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(shí)采用球形端面，舌尖部為弧形面時(shí)采用平端面或凹弧形端面。 5.3.2 分離套筒 本設(shè)計(jì)使用的是適合拉式離合器的自動(dòng)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)凸緣之間都留有徑向間隙，這些間隙保證了分離軸承相對(duì)于分離套筒可徑向移動(dòng) 1mm左右。在外圈軸承不工作時(shí)不會(huì)發(fā)生晃動(dòng)。當(dāng)膜片彈簧旋轉(zhuǎn)軸線與軸承不同心時(shí)，分離軸承便會(huì)自動(dòng)徑向浮動(dòng)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(dòng)和噪聲，減小分離指與分離軸承斷面的磨損，是軸承不會(huì)出現(xiàn)過(guò)熱而造成潤(rùn)滑脂流失分解。延長(zhǎng)軸承壽命。另外，分離軸承由傳統(tǒng)的外圈轉(zhuǎn)動(dòng)改為內(nèi)圈轉(zhuǎn)動(dòng)、外圈固定不轉(zhuǎn)，由內(nèi)圈來(lái)推動(dòng)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(dòng)，在離心力作用下，潤(rùn)滑脂在內(nèi)、外圈間的循環(huán)得到改善，車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 17 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(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單。 5.4 膜片彈簧的設(shè)計(jì) 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(duì)膜片彈簧的彈性特性影響極大。當(dāng) H / h 2 時(shí)， 11F f 有一極大值和一極小值；當(dāng) H / h=2 2 時(shí)， 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(chē)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. 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(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)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 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(duì)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(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 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(shí)，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(jì)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(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)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(cuò)誤 !未找到引用源。 應(yīng)大于0r。 本次設(shè)計(jì)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(jì)取1 3.2mm ,2 10mm ， 76er mm，滿足2err（ 8）壓盤(pán)加載點(diǎn)半徑1R和支承環(huán)加載點(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(jì)，取1 87r mm，1 100R mm。 5.4.2 膜片彈簧材料及制造工藝 國(guó)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(duì)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(guò)徹底分離點(diǎn)后繼續(xù)施加過(guò)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(lái)說(shuō)，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(duì)膜片彈簧的凹面或雙面進(jìn)行噴丸處理，即以高速?gòu)椡枇鲊姷侥て瑥椈杀砻妫蛊浔韺赢a(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(duì)其端部進(jìn)行高頻淬火。在膜片彈簧與壓盤(pán)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(duì)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(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 20 不大于 3個(gè)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(guò)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(shí)，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(dòng)系的首端扭轉(zhuǎn)剛度 ，從而降低傳動(dòng)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(kāi)由發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩主諧量激勵(lì)引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動(dòng)能量 ，因而扭轉(zhuǎn)減震器可有效地降低傳動(dòng)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(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。 （ 2）增加傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)系總成怠速時(shí)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(dòng)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的應(yīng)用。在這種結(jié)構(gòu)中，從動(dòng)片和從動(dòng)盤(pán)毅上都開(kāi)有 6個(gè)窗口，在每個(gè)窗口中裝有一個(gè)減振彈簧，因而發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩由從動(dòng)片傳給從動(dòng)盤(pán)毅時(shí)必須通過(guò)沿從動(dòng)片圓周切向布置的彈簧，這樣即將從動(dòng)片和從動(dòng)盤(pán)毅彈性地連接在一起，從而改變了傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度。當(dāng)6個(gè)彈簧屬同一規(guī)格并同時(shí)起作用時(shí)，扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特性為線性的。這種具車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)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(jiǎn)單，廣泛用于汽油機(jī)汽車(chē)中。當(dāng) 6個(gè)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(shí)，則稱(chēng)為兩級(jí)或三級(jí)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(chē)尤其是柴油發(fā)動(dòng)機(jī)汽車(chē)所采用。柴油機(jī)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(wèn)的敲擊。為此，可使扭轉(zhuǎn)減振器具有兩級(jí)或三級(jí)非線性彈性特性。第一級(jí)剛度很小，稱(chēng)怠速級(jí)，對(duì)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 )下有效地工作，而三級(jí)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(dòng)系共振，降低汽車(chē)在行駛和怠速時(shí)傳動(dòng)系的 扭振和噪聲。 5.5.3 減振器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)極限轉(zhuǎn)矩 Tj極限轉(zhuǎn)矩是指減振器在消除了限位銷(xiāo)與從動(dòng)盤(pán)轂缺口之間的間隙1時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷(xiāo)起作用時(shí)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 . 5 2 . 0jeT(5-1) 式中， 2.0 適用 乘 用車(chē)， 1.5 適用 商 用車(chē)，本設(shè)計(jì)為 商用車(chē) ，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(dòng)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(dòng)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(jì)初選 2 0 0 0 /K N m r a d 。 (3) 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 T車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 22 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(jì)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(shí)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(shí)，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(jì)取m a 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(jì)取 系數(shù) 0.7 ， 代入數(shù)值，得0 49R mm。 (6)減振彈簧個(gè)數(shù) ZjZj 參照表 5-1 選取。 表 5-1減振彈簧個(gè)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(jì) 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(dòng)盤(pán)轂之間的間隙被消除時(shí)，彈簧傳遞扭矩達(dá)到最大 Tj，此時(shí)，減振彈簧受到的壓力 F 為： 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 23 0TF=jR(5-6) 可算得 4.35F KN 。 由此可知單個(gè)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(shí) 從動(dòng)片相對(duì)于從動(dòng)盤(pán)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(jì)取 8 。 (9) 限位銷(xiāo)與從動(dòng)盤(pán)缺口側(cè)邊的間隙 jR sin2 (5-8) 式中 ：2R為限位銷(xiāo)的安裝半徑， 一般為 2.5 4mm 。本設(shè)計(jì)取 3mm 。 (10) 限位銷(xiāo)直徑 限位 銷(xiāo)直徑 d 按結(jié)構(gòu)布置選定，一9.5 1 2 m md 般，本設(shè)計(jì)取 10d mm 。 (11) 從動(dòng)盤(pán)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(dòng)片上的部分窗口尺寸做的比從動(dòng)盤(pán)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?lái)沖擊時(shí)，開(kāi)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(jì)取 a 1.5mm ， A 26mm ， A1 27.5 。 （ 12）減振彈簧設(shè)計(jì) 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(lái)確定和減振彈簧設(shè)計(jì)的相關(guān)尺寸。 圖 5-4 從動(dòng)盤(pán)窗口尺寸簡(jiǎn)圖 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)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(jì)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 為材料的扭轉(zhuǎn)彈性模數(shù)，對(duì)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(shí)最小長(zhǎng)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(jì) 6.1 從動(dòng)盤(pán)轂的設(shè)計(jì) 校核 從動(dòng)盤(pán)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(dòng)配合。 從動(dòng)盤(pán)轂軸向長(zhǎng)度不宜過(guò)小，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 1.0 1.4 倍的花鍵軸直徑。從動(dòng)盤(pán)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(duì)減振彈簧窗口及與從動(dòng)片配合處應(yīng)進(jìn)行高頻處理。 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)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(dòng)盤(pán)外徑和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩按國(guó)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(dòng)盤(pán)外徑 D(mm) 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 (NM) 花鍵齒數(shù)n 花鍵外徑 (mm) 花鍵內(nèi)徑 (mm) 齒厚(mm) 有效齒長(zhǎng)(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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩為 mNTe 3.181m a x，選取 D 250mm 。 表 6-2 所選從動(dòng)盤(pán)轂花鍵參數(shù) 從動(dòng)盤(pán)外徑 D/mm 花鍵齒數(shù)n 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 花鍵外徑 D /mm 花鍵內(nèi)徑 d /mm 齒厚 b/mm 有效齒長(zhǎng) /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(guò)大而破壞，所以花鍵要進(jìn)行擠壓應(yīng)力計(jì)算，當(dāng)應(yīng)力偏大時(shí)可適當(dāng)增加花鍵轂的軸向長(zhǎng)度。 擠壓應(yīng)力計(jì)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(dòng)盤(pán)轂的數(shù)目； maxeT為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 ()Nm ； n 為花鍵齒數(shù)； h 為花鍵齒工作高度 ()m ； 1 ()2h D d車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 26 l 為花鍵有效長(zhǎng)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(jì)校核 花鍵外徑 32D mm 。故初選離合器輸出軸 32d mm 。 對(duì)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 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(jì)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(jì)要求。 車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程教研室 27 參考文獻(xiàn) 1 王望予主編 . 汽車(chē)設(shè)計(jì) . 第 4版 .北京 .機(jī)械工業(yè)出版社 ， 2010 2 徐石安 ,江發(fā)潮 . 汽車(chē)離合器 M.清華大學(xué)出版社 .2005 3 陳家瑞主編 . 汽車(chē)構(gòu)造（下冊(cè)） . 第 3 版 .北京 .機(jī)械工業(yè)出版社 ， 2009 4 余志生主編 . 汽車(chē)?yán)碚?. 第 5版 .北京 .機(jī)械工業(yè)出版社 ， 2010 5 曾志新 主編 . 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同時(shí)，在此設(shè)計(jì)過(guò)程中，我與本專(zhuān)業(yè)同學(xué)相互討論，針對(duì)共同遇到的問(wèn)題加以討論，并得出問(wèn)題的答案。在運(yùn)用 AutoCAD 繪制主要零件圖、裝配圖時(shí)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(shí)間里完成了這項(xiàng)任務(wù)，在此一并謝過(guò)。 總之，通過(guò)這次課程設(shè)計(jì)使我受益匪淺，為今后的學(xué)習(xí)與工作打下了一個(gè)堅(jiān)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 。