《汽車設計》課程設計汽車離合器設計

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1、 《汽車設計》課程設計 題目: 汽車離合器設計 專 業(yè)： 車輛工程 班 級： 083班 學 號： 200800205*** 姓 名： 姚** 指導老師： 韋** 完成日期： 2011年11月15日 一、目錄 二、前言 2 三、正文................................................

2、............................................................................................3 任務與背景分析 3 （1）根據(jù)已知參數(shù)，確定離合器形式 4 （2）離合器主要參數(shù)的確定 4 2.1 后備系數(shù)β 4 2.2 單位壓力 4 2.3 初選摩擦片外徑D、內徑d、厚度b 4 2.4 摩擦因數(shù)f、離合器間隙Δt 5 （3）摩擦片尺寸校核與材料選擇。 5 3.1 判斷d/D： 5 3.2 判斷D是否符合要求： 5 3.3 判斷d是否符合要求： 5 扭轉減震器的設計： 6

3、（4）扭轉減震器選型： 7 4.1扭轉減震器主要參數(shù)的確定 6 （5）減震彈簧尺寸確定 7 5.1減振彈簧的分布半徑R0 7 5.2減振彈簧尺寸 7 5.2.1彈簧中徑Dc 7 5.2.2單個減震器的工作壓力P 7 5.2.3彈簧鋼絲直徑d 8 5.2.4減振彈簧剛度k 8 5.2.5減振彈簧有效圈數(shù) 8 5.2.6減振彈簧總圈數(shù)n 8 5.2.6.1減振彈簧最小高度 8 5.2.6.2全部減震彈簧總的工作負荷 8 5.2.6.3單個減震彈簧的工作負荷P 8 5.2.6.4減震彈簧總變形量 9 5.2.6.5減震彈簧自由高度 9 5.2.6.6減震彈簧預變形量

4、9 5.2.6.7減震彈簧安裝高度 9 5.2.7從動片相對從動轂的最大轉角 9 （6）膜片彈簧的設計 9 6.1 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇 9 6.1.1 比值 和h的選擇 9 6.1. 2比值和R、r的選擇 10 6.1.3 α的選擇 10 6.1.4 分離指數(shù)目n的選取 10 6.1.5 膜片彈簧小端內半徑 及分離軸承作用半徑 的確定 10 6.1.6 切槽寬度δ1、δ2及半徑 10 6.1.7 壓盤加載點半徑 和支承環(huán)加載點半徑 的確定 11 6.2 膜片彈簧的彈性特性 11 6.3膜片彈簧工作點位置的選擇 13 6.3.1 B點： 13 6.3.2

5、 A點： 14 6.3.3 C點： 14 6.4 強度校核 14 （7）從動盤總成的設計 15 7.1 從動盤轂 15 7.2 從動片 16 7.3 波形片和減振彈簧 16 （8）壓盤設計 16 8.1 離合器蓋 16 8.2 壓盤 16 8.3分離軸承 17 (9) 總結 17 （10）致謝 17 （11）參考文獻 17 二、前言 設計的背景：離合器是汽車傳動系中的重要部件，主要功用是是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車平穩(wěn)起步，保證傳動系統(tǒng)換擋時工作平順以及限制傳動系統(tǒng)所承受的最大轉矩，防止傳動系統(tǒng)過載。膜片彈簧離合器是近年來在轎車和

6、輕型汽車上廣泛采用的一種離合器，它的轉矩容量大而且較穩(wěn)定，操作輕便，高速是平衡性好、結構簡單且較緊湊、散熱通風性能好、使用壽命長，也能大量生產(chǎn)，對于它的研究已經(jīng)變得越來越重要。此設計說明書詳細的說明了輕型汽車膜片彈簧離合器的結構形式，參數(shù)選擇以及計算過程。（汽車構造第五版下冊） 設計的目的和意義：本次設計，我力爭把離合器設計系統(tǒng)化，讓離合器在任何行駛條件下，既能可靠的傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備，又能防止過載。結合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。分離是要迅速、徹底。從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小同步器的磨損。應有豬狗的吸熱

7、能力和良好的通風效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。為離合器設計者提供一定的參考價值 三、正文 設計任務書 1）廣泛查閱離合器資料，參考長城酷熊 09款1.5豪華型車型，根據(jù)使用條件，確定離合器結構，進行膜片彈簧離合器的總體結構設計。 2）確定膜片彈簧的結構參數(shù)，對壓盤、摩擦盤和離合器殼體的結構、參數(shù)進行選擇，對主要的零部件進行強度計算。 3）繪制一張（A3圖紙）離合器膜片彈簧圖。 5）完成設計說明書。 任務與背景分析 由于本人學號在班上的排名為23，所以選擇方案

8、： 汽車型號 長城酷熊 09款1.5豪華型 發(fā)動機最大功率 整備質量 發(fā)動機最大扭矩 輪胎規(guī)格 最高車速 車輪半徑 最高轉速 后橋主減速器比 載重量 變速器擋的傳動比 本車設計采用單片膜片彈簧離合器。本車采用的摩擦式離合器是因為其結構簡單，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。采用膜片彈簧離合器是因為膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此可設計成摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎可以保持不變，且可減輕分離離合器時的踏板力，是操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對

9、的，因此其壓力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼其壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，零件數(shù)目減少，質量減小并顯著的縮短了其軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，是壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，磨損均勻，也易于實現(xiàn)良好的散熱通風等。由于膜片彈簧離合器具有上述一系列的優(yōu)點，并且制造膜片彈簧的工藝水平也在不斷的提高，因而這種離合器在轎車及微型輕型客車上得到了廣泛的應用，而且逐漸擴展到了載貨汽車上。從動盤選擇單片式從動盤是一個結構簡單，調整方便。壓盤驅動方式采用傳動片式是因為其沒有太明顯的缺點且簡化了結構，降低了裝配要求有有利于壓盤定中。

10、 （1）根據(jù)已知參數(shù)，確定離合器形式 從動盤數(shù)：由于設計的是乘用車，發(fā)動機扭矩一般不大，所以選擇：單片離合器。 壓緊彈簧和布置形式選擇：綜上所述，本次設計選擇推式膜片彈簧離合器。 離合器設計： （2）離合器主要參數(shù)的確定 2.1 后備系數(shù)β 由于所設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），再加上小轎車的后備功率比較大，使用條件較好，宜取較小值，故初取β＝1.20。 2.2 單位壓力 查《汽車設計》表2-2,選擇粉末冶金材料鐵基，?。? 2.3 初選摩擦片外徑D、內徑d、厚度b 查《汽車設計》表2-3，得乘用車的直徑系

11、數(shù) 由公式估算得： 根據(jù)《汽車設計課程設計指導書》（王國權，龔國慶編著，機械工業(yè)出版社出版）表2-5可知， 摩擦片（圓環(huán)形）推薦值 外徑D/mm 內徑d/mm 厚度t/mm 單面面積a/cm2 225 150 3.5 221 250 155 3.5 302 取D=250mm，d=155mm，b=3.5mm 2.4 摩擦因數(shù)f、離合器間隙Δt 故根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表2－4摩擦因數(shù)f=0.35 離合器間隙一般為3～4mm， 此處取 Δt=3mm 選用單片從動片所以摩擦面數(shù)取 Z=2 （3）摩擦片尺寸校核與材料選擇。

12、3.1 判斷d/D： 因為：d/D=155/250=0.62, 符合d/D=(0.53~0.70)的要求！ 3.2 判斷D是否符合要求： 因為發(fā)動機的最高轉速為：6000(r/min), 故根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）公式（2-10）得： 所以D當慎重選擇！ 3.3 判斷d是否符合要求： 為了保證扭轉減震器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減震器彈簧位置直徑2R0約50mm即：d>2R0+50mm 先確定R0：一般 R0=（0.60-0.75）d/2，此處?。篟0=0.60d/2，所以： R0=0.60*155/2=46.5(mm)，即：

13、2R0+50=143mm，而d=155mm，所以： d>2R0+50mm符合！（參考：《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）-Page62） 3.4 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摩擦面積滑磨功應小于其許可值，即： ， ，W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（J），可以由下式求的： 計算時，對于乘用車ne=2000r/min，由以上公式求得： W= 14133.27（J），w= 0.23（

14、J/mm2,），所以：w<[w],符合要求！ （參考：《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）公式（2-12）和（2-13）） 3.5為反應離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即： 而： ，由公式得：TC0=0.0027（） 故根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表2-5 許用單位面積滑2磨轉矩[T∞]的要求 外徑D/mm ≤210 ＞210—250 ＞250―325 ＞320 T∞x10-2/（N

15、.m/mm2） 0.28 0.30 0.35 0.40 知，因為D=250mm，[TCO]=0.003，所以TCO≤[TCO]符合要求！ 扭轉減震器的設計： （4）扭轉減震器選型：根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）選：單級線性減震器。 4.1扭轉減震器主要參數(shù)的確定 4.1.1極限轉矩Tj 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－31）知，極限轉矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取，Tj=(1.5～2.0) ，對于乘用車，系數(shù)取2.0。則Tj=2.0 =2.0138=276(N.m)

16、 4.1.2扭轉剛度k 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－35）可知， 由經(jīng)驗公式初選 k Tj ，則： 4.1.3 阻尼摩擦轉矩Tμ，預緊轉矩Tn 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－36）可知, 可按公式初選Tμ，Tμ＝（0.06～0.17） ，此處取Tμ＝0.1 =13.8(N?m)。減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－37）知，Tn＝（0.05～0.15） 且Tn Tμ，因為：（0.05～0.15） =6.9~20.7N/m，

17、此處?。篢n＝16N/m 4.1.4減振彈簧的位置半徑R0 由以上知：R0=46.5mm 4.1.5 減振彈簧個數(shù)Zj 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表（2－6）知，當摩擦片外徑D 250mm時，Zj=4～6，故取Zj=4 4.1.5減振彈簧總壓力F 當減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值Tj時，減振彈簧受到的壓力F 為： F ＝Tj/R0=267/46.5＝5935.48(N) （5）減震彈簧尺寸確定。 5.1減振彈簧的分布半徑R0 即為減振器基本參數(shù)中的R0 R0=46.5mm 5.2減振彈簧尺寸 5.2.1彈簧中徑Dc 根據(jù)

18、《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知，其一般由布置結構來決定，通常Dc=11～15mm，此處?。篋c=12mm 5.2.2單個減震器的工作壓力P 5.2.3彈簧鋼絲直徑d 式中，扭轉許用應力 可取550～600Mpa, 所以有公式求得： d=4.35(mm) 5.2.4減振彈簧剛度k 根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）式4.7.13知，應根據(jù)已選定的減振器扭轉剛度值k 及其布置尺寸R0確定，即： 求得： 5.2.5減振彈簧有效圈數(shù) 根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，

19、江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知， G為材料的剪切彈性模量，對碳鋼可取G=8.3x104 MPa，所以 得：所以 i=5.1 5.2.6減振彈簧總圈數(shù)n 根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知，其一般在6圈左右，與有效圈數(shù) 之間的關系為： 此處取：n=7 5.2.6.1減振彈簧最小高度 根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知， 5.2.6.2全部減震彈簧總的工作負荷 根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知， 5.2.6.

20、3單個減震彈簧的工作負荷P 根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知， 5.2.6.4減震彈簧總變形量 根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知， 5.2.6.5減震彈簧自由高度 根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知， 5.2.6.6減震彈簧預變形量 根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知， 5.2.6.7減震彈簧安裝高度 根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知， 5.2.7從動片相對從動轂的最大

21、轉角 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）公式（2－40）知大轉角 和減振彈簧的工作變形量有關，減震彈簧的工作變形量 ，所以其值為： （6）膜片彈簧的設計 6.1 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇 6.1.1 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=2.5mm, =1.7則H=4.25mm。 6.1. 2 比值和R、r的選擇 由于摩擦片平均半徑Rc= 對于推式膜片彈簧的R值，應滿足關系RRc=103.1

22、07mm。 故取R=120mm, R/r一般為1.20~1.35，再結合實際情況取R/r=1.237,則r=97mm。 6.1.3 α的選擇 一般在 9~15范圍內。 α＝arctan（H/(R-r)）=arctan（4.25/(120-97)）≈10.59，滿足9～15的范圍。 6.1.4 分離指數(shù)目n的選取 常取取為n=18。 6.1.5 膜片彈簧小端內半徑 及分離軸承作用半徑的確定 彈簧各部分有關尺寸比值應符合一定的范圍，即 1.20≤R／r≤1.35

23、 70≤2R／h≤100 3.5≤R／≤5.O 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 mm，則取r0=30mm， 根據(jù)彈簧結構布置的要求，與R、與r、 與 之差應在一定范圍內，即 1≤-≤7 O≤≤6 O≤≤4 再取分離軸承rf=33mm。 6.1.6 切槽寬度δ1、δ2及半徑 ?。?.2mm（取值3.2~3.5mm）, =10mm（取值9~10m

24、m）, 滿足r->=，則<=r-=97-10=87mm， 故取＝87mm。 6.1.7 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）知， 和需滿足下列條件： 故選擇＝119mm， ＝98mm。 6.2 膜片彈簧的彈性特性 根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）和《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）知，假設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動。設通過支承環(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：

25、 式中，E――彈性模量，鋼材料取E=2.1Mpa； μ――泊松比，鋼材料取μ=0.3； R――自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑，120mm； r――自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑，97mm； ――壓盤加載點半徑，119mm； ――支點半徑，98mm； H――自由狀態(tài)下碟簧部分內截錐高度，4.25mm； h――膜片彈簧鋼板厚度，2.5mm。 x1=λ1 利用MATLAB軟件進行P1-x1特性曲線的繪圖，程序和圖形如下： x1=0:0.2:8;%x1為膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形 E=2.1*10^5;%彈

26、性模量（MPa） b=0.3;%泊松比 R=120;%自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑（mm） r=97;% 自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑（mm） H=4.25;%自由狀態(tài)下碟簧部分內截錐高度（mm） h=2.5;%膜片彈簧鋼板厚度（mm） R1=119;%壓盤加載點半徑(mm) r1=98;%支承環(huán)加載點半徑(mm) P1=(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);%一下用于繪圖 clf plot(x1,P1,-b);

27、axis([0,8,0,8000]);%設置坐標 hold on hold off,grid on xlabel(變形x1/mm); ylabel(工作壓力P1/N) title(P1-x1特性曲線) M點x1： fun=inline(-(pi*(2.1*10^5)*2.5*x1/(6*(1-0.3^2)))*log(120/97)/((119-98)^2)*(( 4.25-x1*((120-97)/(119-98)))*( 4.25-(x1/2)*(120-97)/(119-98))+2.5^2),x1); >> [x1,f]=fminbnd(fun,1,3) x1 =

28、 2.6372 f = -3.8708e+003 N點： fun=inline((pi*(2.1*10^5)*2.5*x1/(6*(1-0.3^2)))*log(120/97)/((119-98)^2)*(( 4.25-x1*((120-97)/(119-98)))*( 4.25-(x1/2)*(120-97)/(119-98))+2.5^2),x1); >> [x1,f]=fminbnd(fun,4,6) x1 = 5.1237 f = 3.1989e+003 M點P1： (pi*(2.1*10^5)*2.5*2.6372/(6*(1-0.3^2

29、)))*log(120/97)/((119-98)^2)*(( 4.25-2.6372*((120-97)/(119-98)))*( 4.25-(2.6372/2)*(120-97)/(119-98))+2.5^2) ans = 3.8708e+003 B 點P1： (pi*(2.1*10^5)*2.5*3.492/(6*(1-0.3^2)))*log(120/97)/((119-98)^2)*(( 4.25-3.492*((120-97)/(119-98)))*( 4.25-(3.492/2)*(120-97)/(119-98))+2.5^2) ans = 3.6872e

30、+003 A 點P1： (pi*(2.1*10^5)*2.5*1.99/(6*(1-0.3^2)))*log(120/97)/((119-98)^2)*(( 4.25-1.99*((120-97)/(119-98)))*( 4.25-(1.99/2)*(120-97)/(119-98))+2.5^2) ans = 3.7106e+003 C點P1： (pi*(2.1*10^5)*2.5*5.49/(6*(1-0.3^2)))*log(120/97)/((119-98)^2)*(( 4.25-5.49*((120-97)/(119-98)))*( 4.25-(5.49/2)*(1

31、20-97)/(119-98))+2.5^2) ans = 3.246.9e+003 得坐標：M點（2.6372, 3.8708e+003）,N點（5.1237, 3.1989e+003）,C點（5.49, 3.2469e+003） 特性曲線如下圖： 6.3膜片彈簧工作點位置的選擇 6.3.1 B點： 通過膜片彈簧的特性曲線，由MATLAB得： 由特性曲線圖可查得膜片彈簧在B點的壓緊力： 校核后備系數(shù)： 計算時一般取 0.25-0.30 ，此處?。?.27 1.49在范圍：

32、1.20~1.75內，所以合格！ 6.3.2 A點： 由《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知： 為每摩擦工作面最大允許磨損量（珋釘頭外露）， 考慮到彈力衰減，A點（1.99，3.7106e+003）處的膜片彈簧預緊力較B（3.492，3.6872e+003）點略高，所以 符合要求！ 6.3.3 C點： 由《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知，它一般在特性曲線凹點附近，此時分離力較小，C點位置確定于壓盤升程 為徹底分離時每對摩擦片面之間的間隙，單片式可?。?.75~1mm，此處取

33、 由汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式子（2-18）得： 所以：膜片彈簧大端的最大變形量（離合器徹底分離時） 6.4 強度校核 由《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知，膜片彈簧最大應力發(fā)生在離合器分離狀態(tài)時，因此只需校核離合器在分離狀態(tài)時B點(《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）圖2-13)的當量應力是否符合要求即可。膜片彈簧大端的最大變形量: λ1C=5.49mm，對應的力P2=3246.9N 由《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）公式（4.6.8）知:推式膜片彈簧寬度系數(shù)： 由《汽車離合

34、器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）公式（4.6.13）： =1625.48MPa≤1500~1700MPa 所以強度符合要求! （7 ） 從動盤總成的設計 7.1 從動盤轂 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版），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。故取從動盤轂軸向長度取為1.2=1.232=38.4mm。從動盤轂的材料選取45鍛鋼，并經(jīng)調質處理，表面和心部硬度一般26～32HRC。根據(jù)摩擦片的外徑D的尺寸以及根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表2－7查出從動盤轂花鍵的尺

35、寸。 由于D=250mm，發(fā)動機最大轉矩Te=138 N*m則查表2-7可得： 從動盤外徑D/mm 發(fā)動機最大轉矩Te/(N*m) 花鍵齒數(shù)n 花鍵外徑D/mm 花鍵內徑d/mm 鍵齒寬b/mm 有效齒長l/mm 擠壓應力Mpa 225 147 10 32 26 4 30 11.3 250 196 10 35 28 4 35 10.2 取花鍵尺寸：齒數(shù)n=10， 外徑=32mm, 內徑＝26mm 齒厚t=4mm, 有效齒長l=30mm, 積壓應力=11.5Mpa 7.2 從動片 從動片要求質量輕，具有軸向彈性，硬度和平

36、面度要求高。 材料選用中碳鋼板（50號），厚度為取為3.5mm,表面硬度為35～40HRC 7.3 波形片和減振彈簧 波形片一般采用65Mn,厚度取為1mm,硬度為40～46HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍處理。減振彈簧用60Si2MnA鋼絲。 （8） 壓盤設計 8.1 離合器蓋 應具有足夠的剛度，板厚取4mm，乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。 8.2 壓盤 8.2.1 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。 根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版

37、）P77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。 8.2.2 傳動片 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）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。 傳動片可選為3組，每組4片，每片厚度為1.2mm，一般由彈簧鋼帶65Mn制成。 8.3分離軸承 由于=6000r/min，離心力造成的徑向力很大，因此采用角接觸式徑向推力球軸承。 (9) 總結 本次課程設計中，設計的是推式膜片彈簧離合器。這種離合器具有較理想的非線性彈性特性，壓力分布均勻、摩擦片接觸良好、磨損均勻，設計簡單、安裝容易、膜

38、片彈簧外徑相對較小、夾緊載荷相對較小等諸多優(yōu)點。 在設計工作中，我認真負責、積極而勤奮的完成每一項任務。在困難面前，我不怕挫折，在數(shù)據(jù)計算的時候，往往一處細小的錯誤都將顛覆前面所有的工作，但是我沒有氣餒，一鼓作氣，重新再來；畫圖的時候，不斷摸索、學習，遇到無法突破的瓶頸時候，和同學集思廣益、共同解決問題。這用到的不僅僅是勇氣、決心與耐力，更是讓我明白了找方法使效率與資源利用率最大化的智慧。 對于本人來說，主要在三方面有所進步。首先，學會做人，即學會與人溝通、與人協(xié)作。其次，學會做事。即做事情需要的不僅僅是毅力與執(zhí)著，更要講究方法技巧與專業(yè)知識的運用。只有這樣，將智慧與恒心結合，才能取得最終

39、的成功。第三，學會學習。一周的課程設計，是一個不斷學習與進步的過程。有關設計的專業(yè)知識在反復的運用中被扎實的掌握，我增添了一份面對未知的信心，因為這次的設計不僅讓我學到了知識，而且更讓我學到了怎樣去學習。 （10）致謝 經(jīng)過努力，設計工作終于接近了尾聲。設計的順利完成，除了我個人的努力外，更多的功勞要歸功于我們的課程老師韋老師。在此，我要感謝我的任課老師韋志林老師！謝謝你在百忙之中對我們的指正和教導，也因此使我在設計后的學習與人生的道路上向著更高更深層次地方向前進！ （11）參考文獻 [1] 徐石安，江發(fā)潮?！镀囯x合器/汽車設計叢書》，清華大學出版社，2005.8 [2] 王望予，《汽車設計》，機械工業(yè)出版社，2011.6 [3] 陳家瑞，《汽車構造》，人民交通出版社，2009.6 [5]王國權，龔國慶?！镀囋O計課程設計指導書》，機械工業(yè)出版社，2010.3 [6]李予杰，陳建華?！镀嚈C械基礎》，北京理工大學出版社，2008.7 [7]孫德志，張偉華，鄧子龍?！稒C械設計基礎課程設計》，科學出版社，2008.6 [8]徐達，叢錫堂。《專用汽車構造與設計》，人民交通出版社，2010.10 19 20