帕薩特轎車離合器設(shè)計(jì)

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1、遼 寧 工 業(yè) 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計(jì) 說(shuō) 明 書（論 文） 遼 寧 工 業(yè) 大 學(xué) 汽車設(shè)計(jì) 課程設(shè)計(jì)（論文） 題目： 帕薩特轎車離合器設(shè)計(jì) 院（系）： 汽車與交通工程學(xué)院 專業(yè)班級(jí)： 車輛工程 113 學(xué) 號(hào)： 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師： 教師職稱： 起止時(shí)間：2013.12.16～2013.12.27 目 錄 第1章 汽車離合器綜述

2、 2 1.1 離合器的結(jié)構(gòu)型式 2 1.2離合器的功能及其組成 2 1.3離合器的工作原理 2 1.4對(duì)離合器的要求 2 第2章 設(shè)計(jì)方案的分析與確定 4 2.1從動(dòng)盤數(shù)的選擇 4 2.2壓緊彈簧形式的選擇 4 2.3分離時(shí)離合器受力形式選擇 4 2.4壓盤的驅(qū)動(dòng)形式選擇 4 2.5扭轉(zhuǎn)減振器 4 2.6分離軸承的選擇 5 2.7離合器的散熱通風(fēng) 5 第3章 主要零部件設(shè)計(jì)計(jì)算和驗(yàn)算的簡(jiǎn)要過(guò)程 6 3.1 摩擦片的設(shè)計(jì) 6 3.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 7 3.3 膜片彈簧的設(shè)計(jì) 8 3.4從動(dòng)盤轂花鍵的強(qiáng)度驗(yàn)算 12 第4章 主要部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)說(shuō)明 13

3、4.1從動(dòng)盤總成的設(shè)計(jì) 13 4.2離合器蓋和壓盤的方式選擇 14 4.3分離軸承的選擇 14 4.4離合器的通風(fēng)散熱 14 4.5離合器種類的選擇 14 4.6分離時(shí)離合器受力形式的選擇 14 4.7扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì) 15 4.8離合器的操縱機(jī)構(gòu)選擇 18 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(yǔ) 199 5.1經(jīng)濟(jì)、技術(shù)分析 199 5.2簡(jiǎn)評(píng) 199 參考文獻(xiàn) 209 第1章 汽車離合器綜述 1.1 離合器的結(jié)構(gòu)型式 汽車離合器大多是盤形摩擦離合器，按其從動(dòng)盤的數(shù)目可分為單片、雙片和多片三類；根據(jù)壓緊彈簧布置形式不同，可分為圓周布置、中央布置和斜向

4、布置等形式；根據(jù)使用的壓緊彈簧不同，可分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧離合器。 1.2離合器的功能及其組成 功能: 1）保證汽車平穩(wěn)起步 2）保證傳動(dòng)系換擋時(shí)工作平順 3）保證傳動(dòng)系統(tǒng)過(guò)載 組成: 1）主動(dòng)部分：飛輪、壓盤、離合器蓋等； 2）從動(dòng)部分：從動(dòng)盤、從動(dòng)軸（即變速器第一軸） 3）壓緊部分：壓緊彈簧 4）操縱部分：分離杠桿、分離杠桿支撐柱、擺動(dòng)銷、分離套筒、分離軸承、離合器踏板等。 1.3離合器的工作原理 離合器是一個(gè)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，它有主動(dòng)部分和從動(dòng)部分，兩部分可以暫時(shí)分離也可以慢慢結(jié) 合，并且在傳

5、動(dòng)過(guò)程中還有可能產(chǎn)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，所以，離合器的主動(dòng)件和從動(dòng)件之間會(huì)依靠 接觸摩擦來(lái)傳遞扭矩，或者是利用摩擦所需要的壓緊力，或是利用液體作為傳動(dòng)的介質(zhì)，或 是利用磁力傳動(dòng)等方式來(lái)傳遞扭。 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(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)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)使傳動(dòng)系避免扭轉(zhuǎn)共振，并具有吸

6、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(guò)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從動(dòng)盤數(shù)的選擇 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。

7、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。 2.2壓緊彈簧形式的選擇 選擇無(wú)支撐形式，將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋沖出的環(huán)形突臺(tái)上。 2.3分離時(shí)離合器受力形式選擇 與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點(diǎn)：取消了中間支撐各零件，并不用支撐環(huán)或只用一個(gè)支撐環(huán)，使其結(jié)構(gòu)更簡(jiǎn)單、緊湊，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更??；拉式膜片彈簧是以下中部與壓盤相壓，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，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，分離效率較高；拉式

8、的杠桿比大于推式的杠桿，且中間支撐少，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)論在結(jié)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撐始終保持接觸，在支撐環(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；使用壽命更長(zhǎng)。 所以選擇拉式。 2.4壓盤的驅(qū)動(dòng)形式選擇 機(jī)械式質(zhì)量大，機(jī)械效率低，在遠(yuǎn)距離操縱時(shí)布置較困難，壽命短，用于輕形車。 液力式傳動(dòng)效率高，質(zhì)量小，布置方便，離合器接合較柔和，有可能降低猛接離合器時(shí)傳動(dòng)系的動(dòng)載荷。它不僅用于中、小型車，在重型汽車上也日益增多。 氣壓式突出優(yōu)點(diǎn)是操縱輕便。 故選擇液

9、壓式。 2.5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。 2.6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(guò)軸承外圈聯(lián)接，軸承內(nèi)圈通過(guò)擋圈與膜片彈簧鎖止在一起,分離軸承與分離杠桿間有周向滑動(dòng),同時(shí)也有徑向滑動(dòng)。 2.7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(guò)180

10、℃～200℃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:在壓盤上沒(méi)散熱筋和轂風(fēng)筋,在離合器蓋上開(kāi)較大的通風(fēng)口；在離合器外窗沒(méi)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)。 第3章 主要零部件設(shè)計(jì)計(jì)算和驗(yàn)算的簡(jiǎn)要過(guò)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 （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=200mm,d=140mm,

11、 b=3.5mm。 3.1.2 后備系數(shù)β 由于所設(shè)計(jì)的離合器為膜片彈簧離合器，在使用過(guò)程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會(huì)變小（開(kāi)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β＝1.4。 3.1.3 單位壓力PO 根據(jù)3.1可知， 由于D＝200mm,?。?.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Δt 摩擦因數(shù)f=0.32 離合器間隙Δt=3.4mm 摩擦面數(shù) Z=2 3.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化

12、 3.2.1 設(shè)計(jì)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(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

13、 （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，70 ~ 65 43 10 60 3 max max < = ′ ′ ′ = - D n V e D p 符合條件。 （2）摩擦片內(nèi)、外徑之比c 7 . 0 200 140 = = = D d 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＝1.4 （4）扭轉(zhuǎn)減振器的優(yōu)化 對(duì)于摩擦

14、片內(nèi)徑d=140mm, 而減振器彈簧位置半徑 故取42 . 2 140 6 . 0 0 0 = ′ = R R 取 (mm)， 50 58 42 2 140 2 0 > = ′ - = - R d 符合 符合要求 取 42 00 . 42 2 140 6 . 0 0 0 = = ′ = R R 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

15、知， Tc=[2]=266N.m 故 表3.3 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值[2] （N.m/mm2） 根據(jù)表3.3知,摩擦片外徑D≤210mm時(shí)， =28 N./ 28 . 0 ] [ 0083 . 0 ) ( 4 2 2 = < = - ′ ′ ′ = CO C CO T d D z T T p 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0.15～0.3

16、5Mpa，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1.5～2.0，板厚h為2～4mm 故初選h=2.2mm, =1.8則H=3.96mm。 （2）比值和R、r的選擇 由于摩擦片平均半徑 . 85 4 140 200 2 = + = + = d D R C mm （3-6） 對(duì)于拉式膜片彈簧的R值

17、，應(yīng)滿足關(guān)系rRc=85mm。 故取R=106mm，再結(jié)合實(shí)際情況取R/r=1.25，則r=85mm。 （3）α的選擇 =arctanH/(R-r)≈H/（R-r）≈10.68° （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。 ?。?5mm,再取分離軸承＝26mm。 （6）切槽寬度δ1、δ2及半徑 取δ1＝3.5mm, δ2=9.5mm, 滿足r-≥δ2,則≤r-δ2=75.5mm

18、 故取＝75mm。 (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 選擇R1＝99mm， r1＝87mm。 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(guò)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(guò)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=0.35； R――自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑106mm； r――自由狀態(tài)下碟簧

19、部分小端半徑85mm； R1――壓盤加載點(diǎn)半徑99mm； r1――支承環(huán)加載點(diǎn)半徑87mm； H――自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度3.96mm； h――膜片彈簧鋼板厚度2.2mm。 繪制圖像如下 特性曲線 由膜片彈簧彈性特性曲線得出彈簧變形量與的值，mm, mm,由于，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， 且一般（0.8～1.0） 取,則2.00mm. 則由膜片彈簧的特性可得離合器壓盤加于摩擦片的工作壓力N 由汽車設(shè)計(jì) 式中 ——摩擦片的摩擦系數(shù) 取0.32 ——摩

20、擦面數(shù)目摩擦片 取2 ——平均半徑 取85 將各值代入，則可算出后備系數(shù) 31 . 1 190000 2 . 85 32 . 0 4600 max = ′ ′ ′ = = ? e C T Z R P m b β在取值范圍內(nèi) （3-10） 3.3.3 強(qiáng)度校核 根據(jù)摩片彈簧的強(qiáng)度分析理論，其最大的應(yīng)力值可由下式計(jì)算 其中 式中 —— 分離指數(shù)目 —— 一個(gè)分離指的根部寬度mm —— 中性點(diǎn)的半徑 mm —— 彈簧部分

21、子午斷面的轉(zhuǎn)角 —— 彈簧部分自由狀態(tài)的圓錐底角 最大應(yīng)力時(shí)的子午斷面轉(zhuǎn)角 rad 代入式中可求 N/m2 根據(jù)膜片彈簧的計(jì)算公式可求 N 設(shè)取離合器在分離狀態(tài)的為920N 則 N/m2 最大應(yīng)力 Mpa 滿足≤1500～1700MPa　，符合要求。 3.4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=4×190/(29+23)×6=7307.7 N (3-12) =7307.7/10×3×25=9.74 MPa 從動(dòng)盤轂一般由

22、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(guò)20MPa，滿足條件。 第4章 主要部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)說(shuō)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(guò)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1.0～1.4倍的花鍵軸直徑。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(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

23、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 σj/Mpa 齒數(shù) N 外徑 D′/mm 內(nèi)徑 d′/mm 齒厚 b/mm 有效齒長(zhǎng) l/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 3

24、5 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 5 50 13.2 由于D=200mm,則查表可得， 花鍵尺寸：齒數(shù)n=10， 外徑=29mm, 內(nèi)徑＝23mm 齒厚t=3mm, 有效齒長(zhǎng)l=25mm, 擠壓應(yīng)力=11.3Mpa 4.1.2 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.

25、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(guò)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(guò)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

26、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(lái)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15mm。 （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(guò)它來(lái)驅(qū)動(dòng)壓盤共同旋轉(zhuǎn)，分離時(shí)，又可利用它的彈性來(lái)牽動(dòng)壓盤軸向

27、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=6mm，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=4100r/min,離心力造成的徑向力很大，因此采用深溝角接觸球軸承。 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(kāi)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 由于拉式的優(yōu)點(diǎn)突出，所以采

28、用拉式。 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=(1.5～2.0) [2] 對(duì)于轎車，系數(shù)取2。 則Tj=1.8×＝342（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 Tj[2] 初選 即k＝Tj＝4446（N.m/rad） （3）阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 由于減

29、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Tμ Tμ＝（0.06～0.17）[2] 取Tμ=0.1 =19(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Tμ 由于Tn滿足以下關(guān)系： Tn＝（0.05～0.15）[2] 且TnTμ＝19N.m 而（0.05～0.15）＝0.08190=15.2N.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.

30、60～0.75)d/2[2] 則取=0.6d/2=0.6×140/2=42(mm),可取為42mm。 （6）減振彈簧個(gè)數(shù)Zj 根據(jù)表4.2[2]知， 表4.2 減振彈簧個(gè)數(shù)的選取 當(dāng)摩擦片外徑D=200mm時(shí)，Z=4-6,故取Zj=6 （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 F＝Tj/R0 （4-1） ＝342/(42×) ＝8.142

31、9(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(lái)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=(0.60～0.75)d/2 式中，d為離合器摩擦片內(nèi)徑 故R1=0.6d/2=0.6×140/2=42(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P P= F/Z=1357.1(N) （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(lái)決定[1

32、]，通常Dc=11～15mm 故取Dc=11mm 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,故取為600Mpa 所以00 . 4 ] [ 8 3 = ′ ′ = t p C D p d 。 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=

33、 （4-4） 則 . 415.72 = K N/m 4）減振彈簧有效圈數(shù) 22 . 4 10 416. . ) 10 11 ( 8 ) 10 .0 . 4 ( 10 10 3 . 7 8 3 3 3 4 3 6 4 3 4 = ′ ′ ′ ′ ′ ′ ′ ′ = ′ ′ = - - K D d G i C （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=+

34、(1.5～2)=6 減振彈簧最小高度 =26.4mm （4-6） 彈簧總變形量 mm k p l 26 . 3 415.7 / 1357 / = = = D （4-7） 減振彈簧總變形量 ==26.4+3.26=29.66mm （4-8） 減振彈簧預(yù)變形量 mm KZR T l n 145 . 0 10 42

35、 6 415．7 15.2 3 0 ' = ′ ′ ′ = = D - （4-9） 減振彈簧安裝工作高度 =29.515 （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3.115 =4.25° （4-11） 7）限位銷與從動(dòng)盤轂缺口側(cè)邊的間隙 =+5=47 mm

36、 =sinα=3.48 =-=5 8）限位銷直徑 一般=9.5~12 mm 取=10 mm 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(guò)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(guò)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

37、）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

38、出，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低而選擇。 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(yǔ) 5.1經(jīng)濟(jì)、技術(shù)分析 本離合器設(shè)計(jì)，在實(shí)際操作使用中，接合可靠分離徹底、動(dòng)作迅速、操縱靈活、適應(yīng)性強(qiáng)、分離與接合平穩(wěn)無(wú)沖擊；在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)造價(jià)和生產(chǎn)方面，離合器設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,實(shí)際加工制造容易,材料和加工成本低；在使用安全和壽命上，本設(shè)計(jì)工作安全、動(dòng)力傳動(dòng)效率高、使用壽命長(zhǎng)；在產(chǎn)品設(shè)計(jì)性能上，本設(shè)計(jì)重量輕、慢性小、外形尺寸小、散熱能力強(qiáng)、調(diào)整維修方便，且維修保養(yǎng)成本低。 5.2簡(jiǎn)評(píng) 本設(shè)計(jì)具有良好的經(jīng)濟(jì)技術(shù)性和實(shí)際應(yīng)用性能。 在設(shè)計(jì)中

39、,設(shè)計(jì)的離合器的結(jié)構(gòu)及零部件經(jīng)濟(jì)合理、性能良好。通過(guò)設(shè)計(jì)運(yùn)用所學(xué)的知識(shí)及在網(wǎng)絡(luò)上查閱的有關(guān)資料對(duì)離合器的結(jié)構(gòu)及其零部件的設(shè)計(jì)問(wèn)題進(jìn)行解決。 提高了自己的獨(dú)立工作能力、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)水平。了解汽車設(shè)計(jì)有關(guān)資料的名稱、出處，學(xué)會(huì)使用手冊(cè)及圖表資料，得到一次很好的訓(xùn)練。 參考文獻(xiàn) ［1］徐石安,江發(fā)潮.《汽車離合器/汽車設(shè)計(jì)叢書》.北京：清華大學(xué)出版社,2005.8 ［2］王望予.《汽車設(shè)計(jì)》. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007.6 ［3］陳家瑞.《汽車構(gòu)造》. 北京：人民交通出版社，2006.5 ［4］錢大川.《新型聯(lián)軸器、離合器選型設(shè)計(jì)與制造工藝實(shí)用手冊(cè)》. 北京：北京工業(yè)大學(xué)出版社，2006.8 ［5］駱?biāo)鼐?朱詩(shī)順.《機(jī)械課程設(shè)計(jì)簡(jiǎn)明手冊(cè)》. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006.8 ［6］孫志禮,冷興聚.《機(jī)械設(shè)計(jì)》. 沈陽(yáng)：東北大學(xué)出版社，2006.8 ［7］邱言龍.《國(guó)產(chǎn)汽車維修調(diào)整數(shù)據(jù)手冊(cè)》. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000.10 20