商用汽車離合器設計（課程設計）

商用汽車離合器設計（課程設計）,商用,汽車,離合器,設計,課程設計 本科課程設計說明書 商用汽車離合器設計 說明書 學 院 機械與汽車工程學院 班 級 車輛工程 3班 學生姓名 鄧 駿 鴻 學 號 200930082255 提交日期 2012年07月05日 《車輛工程專業(yè)課程設計》設計任務書 機械與汽車工程學院 班級 姓名 一．設計任務：商用汽車離合器設計 二．基本參數(shù)：協(xié)助同組總體設計同學完成車輛性能計算后確定 三．設計內容 主要進行離合器總成設計。離合器總成設計的內容包括： 1．查閱資料、調查研究、制定設計原則 2．根據(jù)給定的設計參數(shù)(發(fā)動機最大力矩，傳動系傳動比，驅動輪類型與規(guī)格，汽車總質量和使用工況)，選擇離合器總成的結構型式及主要特性參數(shù)，設計出一套完整的離合器裝置，設計過程中要進行必要的計算。 3．離合器結構設計和主要技術參數(shù)的確定 （1）從動盤總成設計 （2）壓盤和離合器蓋設計 （3）壓緊裝置與離合器分離裝置設計 （4）扭轉減振器設計 （5）操縱機構設計 4．完成三維零件的制作及實體裝配 5．繪制裝配圖及主要零部件的零件圖 四．設計要求 1．離合器總成的裝配圖，1號圖紙一張。 裝配圖要求表達清楚各部件之間的裝配關系，標注出總體尺寸，配合關系及其它需要標注的尺寸，在技術要求部分應寫出總成的調整方法和裝配要求。 2．主要零部件的零件圖，3號圖紙4張。 要求零件形狀表達清楚、尺寸標注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術要求應標明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標明處理方法及其它特殊要求。 3．編寫設計說明書。 4．三維裝配模型 五．設計進度與時間安排 本課程設計為2周 １．明確任務，分析有關原始資料，復習有關講課內容及熟悉參考資料0.5周。 ２．設計計算 0.5周 ３．繪圖 0.5周 ４．編寫說明書、答辯 0.5周 六、主要參考文獻 1．成大先 機械設計手冊（第三版） 2．汽車工程手冊???? 機械工業(yè)出版社 3．陳家瑞 汽車構造（下冊） 人民交通出版社 4．王望予 汽車設計?????機械工業(yè)出版社 5．余志生 汽車理論???? 機械工業(yè)出版社 七．注意事項 （1）為保證設計進度及質量，設計方案的確定、設計計算的結果等必須取得指導教師的認可，尤其在繪制總裝配圖前，設計方案應由指導教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標注正確。 （2）編寫設計說明書時，必須條理清楚，語言通達，圖表、公式及其標注要清晰明確，對重點部分，應有分析論證，要能反應出學生獨立工作和解決問題的能力。 （3）獨立完成圖紙的設計和設計說明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。 八．成績評定 出勤情況（20%） 設計方案與性能計算（40%） 圖紙質量（20%） 說明書質量（20%） 評 語 總 成 績 指導教師 注意：此任務書要妥善保管，最后要裝訂在設計說明書的第一頁。 目錄 設計任務書1 第一節(jié) 概述4 第二節(jié) 基本設計參數(shù) 4 第三節(jié) 離合器主要參數(shù)的選擇5 第四節(jié) 離合器的設計與計算6 第五節(jié) 扭轉減振器的設計11 第六節(jié) 離合器主要零部件的結構設計14 第七節(jié) 離合器的操縱機構16 參考文獻17 第一節(jié) 概述 對于以內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成。目前，各種汽車廣泛采用的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、壓緊機構和操縱機構等四部分。 主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結構，操縱機構是使離合器主、從動部分分離的裝置。 離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；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。 為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足如下基本要求： 1) 在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩設備，又能防止傳動系過載。 2) 接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動沖擊。 3) 分離時要迅速、徹底。 4) 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，便于換擋和減小同步器的磨損。 5) 應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) 應能避免和衰減傳動系的扭轉振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。 7) 操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 8) 作用在從動盤上的總壓力和摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 9) 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。 10) 結構應簡單、緊湊，質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。 隨著汽車發(fā)動機轉速。功率的不斷提高和汽車電子技術的高速發(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構正逐漸地向拉式膜片彈簧離合器結構發(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，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。 第二節(jié) 基本設計參數(shù) 額定裝載質量（Kg） 最大總質量（kg） 最大車速(Km·h-1) 縱梁尺寸 背角與臀角 組號 6000 10440 95 240*8 α=25°β=110° 15 發(fā)動機最大轉矩：Temax=366.5N·m 發(fā)動機最高轉速：nemax=3850rpm 主傳動比：i0=6.83 一擋傳動比：i1=6.86 車輪滾動半徑：486mm（前輪） 471mm（后輪） 第二節(jié) 離合器的結構方案分析 一、 從動盤的選擇 對乘用車和最大總質量小于6t的商用車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設有一片從動盤。單片離合器結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證徹底分離，采用軸向有彈性的從動盤課保證接合平順。 本設計采用單片離合器。 二、 壓緊彈簧和布置形式的選擇 膜片彈簧離合器是目前汽車上應用最多的一類離合器，它的壓緊彈性元件是膜片彈簧，同時膜片彈簧還起到分離杠桿的作用，結構非常簡單。但它仍然包含主動部分、從動部分、壓緊裝置、分離機構和操縱機構五大組成部分。膜片彈簧離合器在整體結構上還有一個特點，按其分離軸承運動的方向可分為推式和拉式兩種。 本設計采用拉式膜片離合器。 三、 膜片彈簧的支承形式 拉式膜片彈簧的支承形式分為無支承環(huán)式和單支承環(huán)式。 本設計采用單支承環(huán)形式。 四、壓盤的驅動方式 壓盤的驅動方式主要有凸塊—床孔式、傳力銷式和彈性傳動片式等多種。前三種的共同缺點是在連接件之間都有間隙，在傳動中將產生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率。彈性傳動片式是近年來廣泛采用的驅動形式。 本設計采用彈性傳動片式。 第三節(jié) 離合器主要參數(shù)的選擇 一、 后備系數(shù)β 后備系數(shù)β是離合器很重要的參數(shù)，它在保證離合器能可靠傳遞發(fā)動機轉矩的同時，還有助于減少汽車起步時的滑磨，提高離合器的使用壽命。 在開始設計離合器時，一般是參照已有的經驗和統(tǒng)計資料，并根據(jù)汽車的使用條件、離合器結構形式的特點等，初步選定后備系數(shù)。離合器的后備系數(shù)β推薦如下，載貨車：β=1.7~2.25。 本設計初選β=2.0。 二、 摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙?t 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、單位壓力和消磨速度等因素。摩擦片的材料主要只有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因數(shù)f受工作溫度、單位壓力和滑磨速度的影響較大，而粉末冶金材料和金屬陶瓷材料的摩擦因數(shù)f較大且穩(wěn)定。 摩擦副 摩擦系數(shù) 許用壓強[p](MPa) 許用溫度(℃) 摩擦材料 對偶材料 干式 濕式 干式 濕式 干式 濕式 石棉基摩擦材料 鑄鐵、鋼 0.25~0.40 0.08~0.12 0.2~0.3 0.4~0.6 <260 <120 本設計選用石棉基摩擦材料，取f=0.3。 三、 摩擦片外徑D、內徑d和厚度b 根據(jù)公式 D=100=100N·m=319.1 N·m 式中，一般載貨汽車K=36（單片） 取值： 外徑D（mm） 內徑d（mm） 厚度b（mm） C’=d/D 1- C’3 單面面積（cm2） 325 190 3.5 0.585 0.800 546 四、 單位壓力p 根據(jù)公式 式中：Z為摩擦盤工作面數(shù)，單盤為2；A為摩擦片單面面積，m2。 計算得 p≈0.174 MPa ，滿足條件。 第四節(jié) 離合器的設計與計算 一、 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 設計離合器要確定離合器的性能參數(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構尺寸。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)。 1. 摩擦片外徑D(mm)的選取應使最大圓周速度vD不超過65~70m/s，即 vD=nemaxD*10-3 式中，vD為摩擦片最大圓周速度（m/s）；nemax為發(fā)動機最高轉速（rpm）。 計算得vD=65.5 m/s，滿足要求。 2. 摩擦片的內、外徑比c應在0.53~0.70范圍內，即 0.53≤c≤0.70 c=0.585，滿足要求。 3. 為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的β值應在一定范圍內，最大范圍為1.2~4.0，即 1.2≤β≤4.0 本設計取β=2.0，滿足條件。 4. 為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2R0約50mm，即 d>2R0+50mm 本設計d=190mm>2*66mm+50mm=182mm，滿足條件。 5. 為反映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 式中，Tc0為單位面積傳遞的轉矩（N·m/mm2）；[Tc0]為其允許值（N·m/mm2），按表選取 離合器規(guī)格D/mm ≤210 >210~250 >250~325 >325 [Tc0]*10-2 0.28 0.30 0.35 0.40 計算得 Tc0=0.366<0.35，滿足條件。 6. 為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力p0根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內選取，p0的最大范圍為0.10~1.50MPa，即 0.10≤p0≤1.50MPa p0≈0.175Mpa，滿足條件。 7. 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用值，即 式中，w為單位摩擦面積滑磨功（J/mm2）；[w]為其許用值（J/mm2），對于最大總質量大于6.0t的商用車：[w]=0.25J/mm2；W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功（J），可根據(jù)下式計算 式中，ma為汽車總質量（kg）；rr為輪胎滾動半徑（m）；ig為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比；i0為主減速器傳動比；ne為發(fā)動機轉速（rpm），計算時商用車取1500rpm。 計算得W=1387.76J，w=0.127 J/mm2≤0.25J/mm2，滿足條件。 二、 膜片彈簧的彈性特性 通過支撐環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的載荷 F1（N）集中在支撐點處，加載點間的相對軸向變形為（mm）（下圖b)，則膜片彈簧的彈性特性如下式表示 式中，E為材料的彈性膜量（MPa），對于鋼：E=2.1×105 MPa；μ為材料的泊松比，對于鋼：μ=0.3；H為膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內截錐高度（mm）；h為膜片彈簧鋼板厚度（mm）；R、r分別為自由狀態(tài)下碟簧部分大、小端半徑（mm）；R1、r1分別為壓盤加載點和支承環(huán)加載點半徑（mm）。 三、 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。為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H/h一般為1.5～2.0；板厚h為2～4mm。 本設計選取h=3.2mm，H/h=1.75，所以H=5.6mm。 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，且應力越高。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Rc 本設計Rc=0.5*（0.5*325+0.5*190）=128.75mm，則取R/r=1.2，r=130mm，R=156mm。 3) α的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角α與內截錐高度H關系密切，α= arctanH/(R-r)≈H/(R-r)，一般在9°～15°范圍內。 本設計經計算，α=12.15°，滿足要求。 4) 膜片彈簧工作點位置的選擇 彈性特性曲線上的四個特征點： 凸點——M、凹點——N、拐點——H、工作點——B 1（mm） 0.3 0.6 0.9 1.2 1.5 1.8 2.1 2.4 2.7 F1（mm） 1690.518 3137.601 4357.675 5367.167 6182.504 6820.113 7296.422 7627.858 7830.847 1（mm） 3 3.3 3.6 3.9 4.2 4.5 4.8 5.1 5.4 F1（mm） 7921.816 7917.193 7833.405 7686.878 7494.04 7271.318 7035.138 6801.929 6588.116 1（mm） 5.7 6 6.3 6.6 6.9 7.2 7.5 7.8 8.1 F1（mm） 6410.127 6284.39 6227.33 6255.376 6384.953 6632.49 7014.413 7547.149 8247.126 λ1M≈3.1mm(F1M=7677N) λ1N≈6.3mm(F1N=6232N) λ1H=0.5*（λ1M+λ1N）≈4.7mm 新離合器在接合狀態(tài)時工作點B對應的變形量λ1B≈4.6mm（F1B≈6995N），摩擦片磨損極限工作點A對應的變形量λ1A≈2.6mm(F1A=7330N)，且A點處的膜片彈簧工作壓緊力要較B點處略高，離合器分離時工作點C對應的變形量λ1C≈6.4mm(F1C=6248N)。 F1B與F1M相差8%，小于12%，可用。 根據(jù)上述取值有λ1B/λ1H =0.98，在λ1B=（0.8~1.0）H范圍之內；Δλ=λ1B—λ1A=2.0mm，由得?s0=1mm，滿足?s0在0.65~1.1mm之間的條件；λ1f =λ1C-λ1B =1.8mm，由λ1f=Zc?s得?s =0.9mm，滿足?s =0.75～1.0mm的條件。所以由上述膜片彈簧選取的參數(shù)求得的彈性特性曲線符合要求，膜片彈簧參數(shù)選取也滿足要求。（Zc為摩擦片總的工作面數(shù)，單片式Zc=2；ΔSo為摩擦工作面最大允許磨損量，Δs為徹底分離時每對摩擦片面之間的間隙。） 強度校核： 式中，F(xiàn)2為膜片彈簧小端分離軸承作用力，經計算F2=601.11N，將其他參數(shù)帶入算得膜片彈簧所受應力為σBd=785MPa。對于材料為60Si2MnA的彈簧鋼，其許用應力為1500～1700MPa。所以膜片彈簧符合要求。 后備系數(shù)校核： β=F1μRcZc/Temax 經計算，β=1.52 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，小尺寸膜片彈簧可取12。 本設計取n=18。 6) 膜片彈簧小端內半徑r0及分離軸承作用半徑rf的確定 r0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。rf應大于r0。 本設計取r0=42mm，rf=45mm。 7) 切槽寬度δ1、δ2窗孔槽寬 及窗孔內半徑re的確定 δ1=3.2~3.5mm，δ2=9~10mm，re的取值應滿足r-re≥δ2的要求。 本設計取δ1=3.5mm，δ2=10mm，re=120mm。 8) 壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1的確定 R1和r1的取值將影響膜片彈簧的剛度。R1應略小于R且盡量接近R，r1應略大于r且盡量接近r。 本設計取r1=132mm，R1=154mm。 四、 膜片彈簧材料及制造工藝 國內膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質量等要求，需進行一系列熱處理。 本設計膜片彈簧采用60Si2MnA的材料。 第五節(jié) 扭轉減振器的設計 扭轉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剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階（通常為三階）固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉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。 (一) 扭轉減振器的常見結構 依據(jù)彈簧元件的不同，扭轉減震器又可分為彈簧摩擦式、液阻式和橡膠金屬式三種。 本設計采用彈簧摩擦式。 (二) 扭轉減震器的特性及主要參數(shù)的選擇 1. 極限轉矩Tj 極限轉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矩，即限位銷起作用時的轉矩。它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 T j = (1.5～2.0) Temax 式中，商用車：系數(shù)取1.5， 即 Tj= 1.5 Temax = 550N?m 2. 扭轉角剛度kφ 為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度 ，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉速范圍內。設計時可按經驗來初選kφ為 kφ≤13Tj =7150 N?m/rad 3. 阻尼摩擦轉矩Tμ 由于減振器扭轉剛度受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩Tμ。一般可按下式初選為 Tμ =(0.06～0.17)T 本設計取Tμ=0.1Temax=36.7N·m。 4. 預緊轉矩Tn 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，Tn增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是Tn不應大于Tj，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取 Tn= (0.05～0.15)Temax 本設計取Tn=35N·m。 5. 減震彈簧的位置半徑R0 R0的尺寸應盡可能大些，一般取 R0=(0.60～0.75)d/2 本設計取R0=65mm。 6. 減振彈簧個數(shù)Zj Zj參照下表選取。 摩擦片外徑D/mm 225~250 250~325 325~350 ＞350 Zj 4~6 6~8 8~10 10 本設計取Zj=6。 7. 減振彈簧總壓力F∑ 當限位銷與從動盤轂之間的間隙?1或?2被消除，減震彈簧傳遞的轉矩達到最大值Tj時，減震彈簧受到的壓力F∑為 F∑= Tj /R0 =550/0.065 =8461.5N (三) 減振彈簧計算 1. 單個彈簧的工作負荷F F=F∑/Zj =8461.5/6=1410.2N 2. 彈簧中徑Dc 一般由結構布置來決定，通常Dc＝11～15mm。本次設計選取Dc＝15mm。 3. 彈簧鋼絲直徑d 式中，扭轉許用應力[τ]可取550~600MPa；通常取d=3~4mm 經計算，dmin=0.3mm，現(xiàn)取d=4mm。 4. 減振彈簧剛度K 應根據(jù)已選定的減振器扭轉剛度 及其分布半徑尺寸 ，由下式算出，即 經計算，K=282 5. 減振彈簧有效圈數(shù)i 經計算i=2.79，取i=3。 E為材料的剪切彈性模量，對碳鋼可取E =8.3×10^4MPa。 6. 減振彈簧總圈數(shù)n 一般在6圈左右，總圈數(shù)n和有效圈數(shù)i之間的關系為 n=i+(1.5~2) 本設計取n=6。 7. 減振彈簧最小長（高）度lmin 指減振彈簧在最大工作負荷下的工作長（高）度，考慮到此時彈簧的被壓縮各圈之間仍需要一定的間隙，可確定為 經計算， lmin=26.4mm。 8. 減振彈簧總變形量?l 指減振彈簧在最大工作負荷下所產生的最大壓縮變形，為 經計算，?l=5.00mm。 9. 減振彈簧總自由高度l0 指減振彈簧無負荷時的高度，為 經計算，l0=31.4mm。 10. 減振彈簧預變形量?l’ 指減振彈簧安裝時的預壓縮變形，它和選取的預緊力矩 有關，其值為 經計算，?l’=0.318mm。 11. 減振彈簧安裝工作高度l 它關系到從動盤轂等零件窗口尺寸的設計，為l= l0-?l’ 經計算，l=31.082mm。 12. 從動盤鋼片相對從動盤轂的最大轉角φj 減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩時，從動鋼片相對從動盤轂的極限轉角φj與減振彈簧的工作變形量有?l”關，其值為 通常取3?~12? ，對平順性要求高或工作不均勻的發(fā)動機，取上限。 經計算φj=4。13?，符合條件。 13. 限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙λ 由于限位銷暫時未選定，根據(jù)經驗值取 一般為2.5～4mm。因此取λ＝4mm。 6.限位銷直徑d’ 按結構布置選定，一般 ＝9.5～12mm。本次設計取 ＝10mm。 第六節(jié) 離合器主要零部件的結構設計 一、 從動盤總成 從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求： （1） 為了減少變速器換擋時輪齒間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小。 （2） 為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦片上的壓力分布更均勻等，從動盤應具有軸向彈性。 （3） 要有足夠的抗爆裂強度。 （4） 為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應盡量選裝扭轉減振器。 本設計選用帶扭轉減振器的離合器。 1. 從動盤鋼片 從動盤鋼片設計要求：1）盡可能小的轉動慣量。2）具有軸向彈性結構。 厚度通常1.3~2.0mm，本設計取厚度2mm，采用整體式彈性從動鋼片。 波形彈簧片的壓縮行程可取0.8~1.1mm，取其1.0mm 2. 從動盤轂 動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩Temax選取 從動盤外徑D（mm） 發(fā)動機轉矩（N·m） 花鍵齒數(shù)n 花鍵外徑D’（mm） 花鍵內徑d’（mm） 齒厚b（mm） 有效齒長l（mm） 擠壓應力σ（MPa） 325 380 10 40 32 5 45 11.6 花鍵轂軸向長度取40mm（一般與花鍵外徑大小相同） σjy=Fnhl F=2βTemax(D'+d’)Z h=(D’-d‘)/2 經計算，擠壓應力σjy≈11.3MPa<20Pa,滿足條件。 3. 摩擦片 從動盤摩擦片應有下列的一些綜合性能： 1） 在工作時有相對較高且穩(wěn)定的摩擦系數(shù) 2） 具有小的轉動慣量，材料加工性能良好 3） 在短時間內能吸收相對高的能量，且有好的熱穩(wěn)定性 4） 能承受較高的壓盤作用載荷 5） 承受相對較大的離心力載荷而不破壞 6） 有足夠的剪切強度 7） 摩擦副有高度的容污性能，不易影響它們的摩擦特性 8） 具有優(yōu)良的性能/價格比，不會污染壞境 本設計摩擦片選取石棉基摩擦材料，從動片采用鉚接方式。 二、 離合器蓋總成 1. 離合器蓋 離合器蓋結構設計要求： 1) 應具有足夠的剛度，否則影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。 2) 應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。 3) 蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 4) 為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風扇片等。 本設計離合器蓋厚度為4mm，材料為08鋼，蓋上開通風窗孔，采用止口對中 2. 壓盤 壓盤的內外徑尺寸決定于摩擦片的內外徑尺寸。根據(jù)摩擦片的內外徑尺寸，選擇壓盤外徑為329mm，內徑為186mm。 為滿足剛度要求，壓盤厚度取值范圍為15～25mm，初選取厚度為18mm。 my=Vρ=h×(D2-d2)πρ4 壓盤為HT250，密度取7350 kg/m，D=329mm，d=194mm。 利用上式求得壓盤質量為7.65kg。 下面進行離合器接合時溫升的校核： ?t=γLcmy L=0.5Jaω02 Ja=mark2i02ik2 式中，為溫升（）；L為滑磨功（），為汽車質量轉化的轉動慣量；為汽車總質量；為車輪滾動半徑；為主傳動比，為變速器起步擋傳動比；為離合器開始滑磨時發(fā)動機的角速度；為分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合器壓盤，＝0.5；雙片離合器壓盤，＝0.25；雙片離合器中間壓盤，＝0.5；c為壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤c=544.28J/(kg·K);為壓盤質量（kg）。 計算求得=1.123，L=25555J，=3.07，，所以壓盤參數(shù)滿足要求 。 壓盤傳力結構選擇： 傳動片式傳力結構能消除在傳力開始的一瞬間產生沖擊和噪聲的缺點，同時簡化了壓盤的結構，有利于壓盤的定中。取3組傳力片，每組4片，傳力片沿圓周切向布置，片厚為1mm，由65Mn制成。 3. 分離杠桿裝置 離合器的分離裝置包括分離桿、分離軸承和分離套筒。 本設計采用的膜片彈簧作為壓緊彈簧，因此分離桿的作用由膜片彈簧中的分離指來完成。根據(jù)JB/T 5312—2001，選取汽車離合器分離軸承為適用于低速、高軸向負荷的軸向推力軸承。 第七節(jié) 離合器的操縱機構 1. 對操縱機構的基本要求 1) 踏板力要盡可能小，乘用車一般在80～150N范圍內，商用車不大150～200N。 2) 踏板行程一般在80～150mm內，最大不應超過180mm。 3) 應有踏板行程調整裝置，以保證摩擦片磨損后，分離軸承的自由行程可以復原。 4) 應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因受力過大而損壞。 5) 應有足夠的剛度，傳動效率要高，工作可靠，壽命長，維修保養(yǎng)方便。 本次設計時取最大踏板力為200N，踏板行程100mm。 2. 離合器操縱機構選擇 液壓式操縱機構，具有質量小、布置方便、傳動效率高，便于采用吊掛式踏板，駕駛室容易密封、發(fā)動機的振動和駕駛室與車駕變形不影響其正常工作，離合器結合比較柔順等優(yōu)點，故廣泛應用于各種形式的汽車中。本次設計離合器操縱機構采用液壓式。 3．操縱機構的傳動比的確定 一般離合器if及ic的大致范圍如下表： 壓緊彈簧類型 周置螺旋彈簧 3.6～6.2 7～12 膜片彈簧 2.7～5.4 10～16 中央彈簧 7～8 13～15 本設計選取=12，=7。 參考文獻 [1] 紀名剛，陳國定，吳立言 機械設計 第8版 高等教育出版社 2006年 [2] 鞏云鵬,田萬祿,張祖立 機械設計課程設計 第1版 東北大學出版社 2000年 [3] 王望予 汽車設計 第4版 機械工業(yè)出版社 2004年 [4] 陳家瑞 汽車構造(下冊) 第2版 機械工業(yè)出版社 [5] 劉惟信 汽車設計 清華大學出版社 第1版 清華大學出版社 [6] 徐安石 江發(fā)潮編著 汽車離合器 清華大學出版社 18