目錄1.緒論 12.離合器基本結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 22.1 確定摩擦片外徑 D 及其他尺寸 .22.1.1 摩擦片外徑 D 及內(nèi)徑 d 的確定 .22.1.2 摩擦片材料、緊固方法以及要求 .22.1.3 摩擦片的最大圓周速度的檢驗(yàn) .32.2 確定后備系數(shù) β 32.3 確定單位壓力 P0 33.圓柱螺旋彈簧的設(shè)計(jì) 53.1 圓柱螺旋彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì) .53.2 圓柱螺旋彈簧結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 .73.3 材料的選用 104. 從動盤設(shè)計(jì) 114.1 從動盤的結(jié)構(gòu)和組成 114.2 從動片設(shè)計(jì) 124.3 從動轂設(shè)計(jì) 134.4 扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì) 144.4.1 主要參數(shù)的選擇 144.4.2 減振器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 165.壓盤設(shè)計(jì) .205.1 壓盤傳力方式的選擇 .205.2 壓盤幾何尺寸的確定 .206.離合器蓋設(shè)計(jì) .227.分離裝置設(shè)計(jì) .23總結(jié) .24參考文獻(xiàn) .2511.緒論以內(nèi)燃機(jī)為動力，采用離合器的汽車機(jī)械傳動系中，離合器處于傳動系的首端，早期離合 器的結(jié)構(gòu)形式是錐形摩擦離合器。錐形摩擦離合器傳遞扭矩的能力，比相同直徑的其他結(jié)構(gòu)形式的摩擦離合器要大。但是，其最大缺點(diǎn)是從動部分的轉(zhuǎn)動慣量太大，引起變速器換擋困難。而且這種離合器再結(jié)合也不夠柔和，容易卡住。此后，在油中工作的即所謂濕式的多片離合器逐漸取代了錐形離合器。但是多片濕式摩擦離合器的片與片之間容易被油黏住（尤其是在冷天油液變濃時容易發(fā)生） ，致使分離不徹底，造成換擋困難。所以，它又被干式所取代。多片干式的主要優(yōu)點(diǎn)是由于接觸面數(shù)多，故結(jié)合平順柔和，保證了汽車的平穩(wěn)起步。但是因?yàn)槠瑪?shù)多，從動部分的轉(zhuǎn)動慣量也大，還是感到換擋不夠容易。另外，中間壓盤的通風(fēng)散熱不良，易引起過熱，加快了摩擦片的磨損，甚至燒傷和碎裂。如果調(diào)整不當(dāng)還可能引起離合器分離不徹底。實(shí)際經(jīng)驗(yàn)是人們逐漸趨向于采用單片干式摩擦離合器。它具有轉(zhuǎn)動慣量小，散熱性好，結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)整方便、尺寸緊湊分離徹底等優(yōu)點(diǎn)。而且只要在結(jié)構(gòu)上采用一定的措施，也能使其結(jié)合平順。因此，它不僅極為廣泛的用在小轎車及中小型載重汽車上，今年來在大型載重汽車上（當(dāng)發(fā)動機(jī)的最大扭矩小于100kg.m 時）上的應(yīng)用也日益增多。如今，單片干式摩擦離合器在結(jié)構(gòu)上設(shè)計(jì)方面相當(dāng)完善：采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的結(jié)合平順性；離合器中裝有扭轉(zhuǎn)減震器，防止了傳動系的共振，減小了噪音；以及采用了摩擦較小的分離機(jī)構(gòu)等。隨著汽車運(yùn)輸?shù)陌l(fā)展，離合器還要在原有的基礎(chǔ)上不斷的改進(jìn)和提高，以適應(yīng)新的使用條件。從國外的發(fā)展動向來看，今年來汽車的性能在向高速發(fā)展，發(fā)動機(jī)的功率的轉(zhuǎn)速不斷的提高，載重汽車趨于大型化，國內(nèi)也有類似情況。此外，離合器的使用條件也日酷一日。因此，增加離合器的扭轉(zhuǎn)能力，提高其使用壽命，簡化操作（在某些車型上以至向自動操作發(fā)展） ，已成為離合器目前發(fā)展的趨勢。22.離合器基本結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)2.1 確定摩擦片外徑 D 及其他尺寸2.1.1 摩擦片外徑 D 及內(nèi)徑 d 的確定由經(jīng)驗(yàn)公式：D=KD maxeT= 1786.4?=194.79mm.式中： axe——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）KD——直徑系數(shù)（轎車取值 14.6）由于飛輪工作面：D/d=240mm/130mm,因此，摩擦片外徑 D130mm.根據(jù)實(shí)際情況按照統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)，確定離合器的基本尺寸如下：外徑 D=225mm；內(nèi)徑 d=150mm；片厚 h=3.5mm；內(nèi)外徑比值 c’=0.667,1-c’3=0.703；單位面積 A0=2.21×104mm22.1.2 摩擦片材料、緊固方法以及要求摩擦片的工作條件是比較惡劣的，為了保證它能夠長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車的使用條件，摩擦系數(shù)值比較穩(wěn)定，不受工作溫度、滑磨速度、單位壓力變化的影響，摩擦片的性能應(yīng)滿足以下幾方面的要求：① 足夠的耐磨性，尤其是在高溫時應(yīng)耐磨；② 足夠的機(jī)械強(qiáng)度，尤其是高溫時的機(jī)械強(qiáng)度應(yīng)較好；③ 穩(wěn)定性好，要求在高溫時的粘合劑較少，無味，不易燒焦；④ 磨合性好，不致刮傷飛輪以及壓盤等零件的表面；⑤ 油水對摩擦性能的影響應(yīng)較??；⑥ 結(jié)合時應(yīng)平順而無咬住或抖動的現(xiàn)象。摩擦片采用目前最廣泛的石棉摩擦片是有耐磨以及化學(xué)穩(wěn)定性都比較好的石棉與粘合劑以及其他輔助材料混合熱壓制成，其摩擦系數(shù)大約為 0.3 左右。摩擦片和從動盤之間有兩種緊固方法；鉚接和粘接。本次設(shè)計(jì)采用鉚接法，其優(yōu)點(diǎn)是可靠及磨損后換裝摩擦片很方便。摩擦片3上開有斜槽，其作用為：散熱和排屑。2.1.3 摩擦片的最大圓周速度的檢驗(yàn)為了避免在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速比較高時摩擦片飛離，一般允許最大圓周速度為65—70m/s 之間。因?yàn)榘l(fā)動機(jī)的最高轉(zhuǎn)速一般比最大功率時的轉(zhuǎn)速要高 10%，所以摩擦片外緣處最大速度為:Vmax=(1+10%)?.D.Ne/60=(1+10%)?×225×10-3×4500/60=58.29m/s.式中：D——摩擦片外徑（mm）Ne——發(fā)動機(jī)最大功率時的轉(zhuǎn)速（r/min）由于 Vmax超過 65-70m/s,所以設(shè)計(jì)的基本尺寸合格。2.2 確定后備系數(shù) β后備系數(shù)是離合器的一個重要的參數(shù)，它反應(yīng)了離合器傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的能力和可靠程度，小轎車的后備系數(shù) ?=1.3-1.75，由于發(fā)動機(jī)后備功率較大，使用條件比較好，因此可以選取較小的后備系數(shù)，使離合器結(jié)構(gòu)重量輕，操縱輕便。初選 ?=1.4。2.3 確定單位壓力 P0單位壓力的 P0選取應(yīng)考慮離合器的工作條件，發(fā)動機(jī)的后備功率較小，摩擦片的外徑、摩擦片的材料以及其質(zhì)量等因素。若離合器使用頻繁，發(fā)動機(jī)的后備功率較小，則 P0應(yīng)取小一點(diǎn)，反之取大一點(diǎn)。當(dāng)摩擦片外徑較大時，為降低摩擦片外緣處的熱負(fù)荷，P 0應(yīng)降低。當(dāng)采用石棉基摩擦材料時，P 0應(yīng)在0.14-0.3N/ 2m范圍內(nèi)選取，對于轎車，P 0為 0.18-0.3 N/ 2m。?Mcmax=?.Memax=1.4×178=249.2N.M 且 Mcmax= 12cZ??P0D3（1-c ’3）?P0= )(3'maxc?=2.38×105N/m2。式中：M cmax——離合器最大摩擦力矩（N.m）P0——單位壓力 （N/m 2）?——摩擦系數(shù)（常取 ?=0.25）Zc——摩擦工作面數(shù)（單片 Zc=2）4C’——內(nèi)外徑比值Memax——發(fā)動機(jī)最大功率由于 P0一般不超過 2.5Kg 即不超過 2.45×105N/m2，而所求P0=2.38×105N/m2小于該值，因此上述所選數(shù)據(jù)符合要求。53.圓柱螺旋彈簧的設(shè)計(jì)3.1 圓柱螺旋彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)（1）目標(biāo)函數(shù)的選取：在優(yōu)化設(shè)計(jì)中，目標(biāo)函數(shù)的選取可根據(jù)彈簧的工作特點(diǎn)和它的要求來建立，本次設(shè)計(jì)選用重量最小為彈簧的目標(biāo)。因本次設(shè)計(jì)為周置式彈簧，對離合器的要求最重要的一點(diǎn)為使其轉(zhuǎn)動慣量要小，這樣可以降低離心力，從而降低離心力對彈簧所產(chǎn)生的橫向力，減少了由于彈簧彎曲所造成的不利后果，提高了彈簧壓緊力穩(wěn)定的時間，增加了其壽命，提高其可靠性，符合設(shè)計(jì)要求。因此，其目標(biāo)函數(shù)的表達(dá)式為：W=（n+n 2） ?D2 4d?式中： 為彈性材料的密度（ =7.8×10-6Kg/mm3）n——彈簧有效圈數(shù)；n2——彈簧支撐圈的圈數(shù)(取 n2=1.5)D2——簧圈平均直徑;d——簧絲直徑。（2）設(shè)計(jì)變量的選?。涸O(shè)計(jì)彈簧時，除選擇材料及規(guī)定熱處理要求外，主要根據(jù)最大工作載荷，最大變形以及結(jié)構(gòu)要求等來確定變量。本次設(shè)計(jì)的變量有三個：x= ??????321x= dnc'。采用一位搜索法來進(jìn)行優(yōu)化，其中c’的步長為 0.25，d 的步長為 0.5。（3）約束條件：①強(qiáng)度條件：由公式： ?= 2'.8dkcP?????，其中 K’= 4'1?+ 650P= Zp?= A0式中：P——單個彈簧工作壓力；P ——彈簧工作總壓力；6k’——曲度系數(shù)；Z ——彈簧個數(shù)（取 Z=9） ；c’——彈簧指數(shù)（即旋繞比） ；?——實(shí)際切應(yīng)力（N/mm 2） ；??——許用切應(yīng)力（N/mm 2）(取 ???=70×9.8=686N/mm2)?約束條件為：t 1= 2)3(10.8XAP?( 165.04X??)-686?0②穩(wěn)定條件：由公式： 20DH.5?H0=(n+n2-0.5).d+f+?f+n.?式中：D 2——彈簧中徑（D 2=D1-d） ；D1——彈簧外徑（D 1取 27mm,由結(jié)構(gòu)所定） ；f——彈簧工作變形（f=p/k） ；k——彈簧實(shí)際剛度（k=） ；G——剪切彈性模數(shù)（G=8.134×10 4N/mm） ；f?——彈簧的附加變形（ f?=2.5mm） ；?——彈簧最大負(fù)荷時的間隙（ ?=1.5mm）?約束條件為：t2= ?????? ????)(8).50( 2432132 xfxGDPxnx /（D 1-x3） ?5.3③最大變形條件：由公式 P’/P＜1.15-1.20式中：P’—— 實(shí)際彈簧的最大工作壓力；P’=k. PnDfdGf????.8324?約束條件為： 4 ?1X73254優(yōu)化結(jié)果為：旋繞比 c’=5.75；.3207彈簧有效工作圈數(shù) n=6.5 圈；簧絲直徑 d=4mm；單個簧最小重量 w min=0.538KN。3.2 圓柱螺旋彈簧結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算（1）彈簧數(shù)目 Z 的確定：為了保證離合器摩擦片上有均勻的壓緊力，螺旋彈簧的數(shù)目一般不得少于六個，而且應(yīng)該隨摩擦片的外徑的增加而增加彈簧的數(shù)目，此外，在布置圓柱螺旋彈簧時，要注意分離桿的數(shù)目，使彈簧均布于分離桿之間。因此彈簧的數(shù)目 Z 應(yīng)該是分離杠桿數(shù) n 的倍數(shù)，即：Z=m.n=3*3=9 個(符合表 3-1 的要求）式中: m 為任意正整數(shù)（取 m=3）n 為分離杠桿數(shù)（取 n=3）表 3-1 周置圓柱螺旋彈簧的數(shù)目摩擦片外徑 M max 則會增加減振器的角剛度，使傳動系動載荷略有增加，故設(shè)計(jì)時通常?。?極= M?max= 102.kirG式中： 2——后橋附著重量;0——附著系數(shù);kr——車輪滾動半徑;0i——主傳動比;1k——變速器一檔傳動比很明顯，在對減振彈簧做一定的結(jié)構(gòu)布置下，減振器的角剛度受到必須傳遞足夠大的扭矩要求的制約，而不可能隨意降低。而對傳動系的分析計(jì)算表明，為了避開共振，減振器的角剛度 Ca 又要求低，這在實(shí)際上是做不到的，因此，減振器 Ca 的最后決定，常常只能滿足結(jié)構(gòu)所允許的設(shè)計(jì)結(jié)果。按經(jīng)驗(yàn)公式初選角剛度 Ca：Ca 極M13?其中： 極M=1.45--1.55Memax式中：系數(shù) 1.45——適用于載重汽車1.55——適用于小轎車極 =1.55 Memax=1.55×170=263.5N.m又 ?Ca 極M13??初取 Ca 極2?=12×263.5=3162N.m16(2)減振器的摩擦力矩 摩M：由于減震器的角剛度 Ca 受結(jié)構(gòu)和扭轉(zhuǎn)要求的限制不可能很低，因此在發(fā)動機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，共振現(xiàn)象就常常難以避免。為了最有效的消振，必須合理的選擇減震器阻尼裝置的摩擦力矩 摩 。由公式初選： 摩 =0.11 極=0.11×263.5=28.985N.m這一經(jīng)驗(yàn)公式只有振動在達(dá)到一定幅值大小時，才加以消除前提下導(dǎo)出的。這樣，只有在共振或接近共振區(qū)幅值較小并不危險，減震器不起作用，也不消耗能量，從而提高了傳動系的效率。(3)預(yù)緊力矩 預(yù)M：減震彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊。這樣，在傳遞同樣大小的極限力矩時，它將降低減震器的角鋼度，這顯然是有利的，但是預(yù)緊力矩 預(yù)M的值，不應(yīng)大于摩擦力矩 摩 ，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減震器將提前停止工作，因此，預(yù)= 摩 =28.985N.m4.4.2 減振器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）減振彈簧的分布半徑 R1：R1=（0.6-0.75）*d/2式中：d——摩擦片內(nèi)徑選取 R1=50mm（2）減振器彈簧的數(shù)目 Z：選取 Z=6 ，根據(jù)表 4-1 選取。表 4—1 摩擦片根據(jù)外徑選取減振彈簧（3）減振彈簧的總壓力 P 總 :P 總 = NRM52700.631???極（4）每個減振彈簧的壓力 P:摩擦片外徑D/mm 225-250 250-325 326-350 350Zj 4-6 6-8 8-10 1017P= NZP3.876520?總（5）減振彈簧尺寸的確定：① 彈簧的平均直徑 Dc：Dc一般由結(jié)構(gòu)來定，通常 Dc=11--15mm 左右。本次設(shè)計(jì)取 Dc=14mm。② 彈簧鋼絲直徑 d1：d1= ??mPc 76.35814833 ?????式中： ——扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力， ???=588N/mm2；d1需圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，取 d1=4mm.③ 單個彈簧實(shí)際的最大工作壓力 P：P= ??NDc0548331????④ 彈簧實(shí)際總壓力 P 總 ：P 總 =P*Z=1055×6=6330N⑤ 減振器實(shí)際傳遞的極限扭矩 M 極 ：M 極 = P 總 *R1=6330×50×10-3=316.5N.m⑥ 實(shí)際摩擦力矩 M 摩 ：M 摩 =0.11M 極=34.8N.m⑦ 實(shí)際預(yù)緊力矩 M 預(yù) ：M 預(yù) = M 摩 =34.8N.m⑧ 角剛度 Ca：Ca=12M 極=12×316.5=3798N.m⑨ 減振彈簧剛度 K:18K= ??mNZRCa /10526.1053789. 5221 ?????⑩ 減振彈簧有效圈數(shù) i:i= 圈75.31026.483. 54341kDGdc,取標(biāo)準(zhǔn)值有 i=4 圈? 減振彈簧實(shí)際剛度 k：k= mNic / 534341 ????? 實(shí)際角剛度 Ca：= ??6107.2. 2351 ?ZRK=3550N.m?.5.360?極MaCa=11.22 M 極? 減振彈簧總?cè)?shù) n：n=i+1.5=5.5 圈? 減振彈簧在最大工作壓力 P 時的最小長度 lmin:lmin= ndn11.)(??? 式中： .0——彈簧圈之間的間隙，必要時還可以取小些。?lmin= 1= 2.45?? 減振彈簧總變形量 l?：l=P/k= m.1037.5?? 減振彈簧的自由高度： ll 65.284.2min0??：? 減振彈簧預(yù)緊變形量： m49.01037. 351' ????RZkMl預(yù)? 減振彈簧安裝后的工作高度 l:l= l 6.2849.6280??‘? 減振彈簧的工作變形量19mll 96.34.05????’‘（6）從動片相對于從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 ?：?= '2435.2.arcsin2arcsin01' ???????Rl（7）限位銷與從動盤缺口側(cè)邊的間隙 :?m96.354.si0si.02???式中:R 2為限位銷的安裝半徑（取值為 50mm）(8) 限位銷直徑 d’:d’按結(jié)構(gòu)布置選定，一般 d’=9.5-12mm,這里取 d’=10mm(9) 從動盤轂缺口寬度 B 及彈簧安裝窗口尺寸 A：將從動片的分離部分口的尺寸做的比從動盤轂上的窗口尺寸大些的原因是充分利用減振器的緩沖作用。一般推薦 A1-A=a=1.4-1.6mm本次設(shè)計(jì)取 a=1.5mm,這樣，當(dāng)?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，開始時只有部分彈簧參見工作，剛度較小，有利于緩和沖擊。A 一般為 25-27mm 本次設(shè)計(jì)取 A=l=25.5,此外，從動片上的缺口 B 與限位銷直徑 d’之間的間隙 21?和 做的不一樣，并使1? 2，這樣，當(dāng)?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，由于允許彈簧有較大的變形，從而可以緩和根大的沖擊，取 m5.4,2.1???B=d7180' ??205.壓盤設(shè)計(jì)圖 5-2 壓盤的驅(qū)動方式（a）凸塊—窗孔式；（b）傳力銷式壓盤的設(shè)計(jì)包括傳力方式的選擇以及其幾何尺寸的確定兩個方面。5.1 壓盤傳力方式的選擇壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機(jī)扭矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接允許壓盤在離合器分離過程中能自由的作軸向移動，本次設(shè)計(jì)采用傳動片式傳力機(jī)構(gòu)。由彈簧鋼帶制成。一段鉚接在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上。為了改善傳動片的受力狀況，它一般都沿著圓周切向布置。這種連接方式簡化了壓盤的結(jié)構(gòu)，降低了對裝配精度的要求，并且有利于壓盤的定中。本次設(shè)計(jì)采用三個凸臺三組傳動片，每組兩個，共六片的結(jié)構(gòu)。壓盤的結(jié)構(gòu)形狀除與傳力方式有關(guān)外，還與壓緊方式和分離方式有關(guān)，在采用沿圓周布置的圓柱螺旋彈簧作壓緊彈簧時，壓緊盤上應(yīng)鑄有圓柱形凸臺作為彈簧的導(dǎo)向座，材料為 HT200～300。5.2 壓盤幾何尺寸的確定與摩擦片相結(jié)合的壓盤內(nèi)外徑尺寸與摩擦片尺寸基本相應(yīng)，這樣壓盤幾何尺寸最后歸結(jié)為厚度的確定。其主要依據(jù)以下兩點(diǎn)：(1)壓盤應(yīng)該有足夠的質(zhì)量在離合器的結(jié)合過程中，由于滑磨功的存在，每結(jié)合一次都要產(chǎn)生大量的熱，而每次結(jié)合的時間又很短，因此熱量根本來不及全部傳到周圍的空氣中去，這樣必然導(dǎo)致摩擦副的溫升，在使用頻繁和困難條件下工作的離合器，這種溫升就會更為嚴(yán)重，它不僅會引起摩擦片摩擦系數(shù)的下降，磨損加劇，嚴(yán)重時甚至?xí)鹉Σ疗蛪罕P的損壞。由于石棉基材料制成的摩擦片導(dǎo)熱性差，在滑21磨過程中所產(chǎn)生的熱量主要由飛輪的壓盤等零件吸收，為了使每次接合是的溫升不致過高，故要求具有足夠大的質(zhì)量以吸收熱量。(2)壓盤應(yīng)具有較大的剛度壓盤應(yīng)具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產(chǎn)生翹曲變形，而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。鑒于以上兩點(diǎn)原因，壓盤一般都做的比較厚，本次設(shè)計(jì)的壓盤厚度為12mm。內(nèi)徑為 145mm，外徑為 230mm。在確定了厚度之后。應(yīng)該校核離合器結(jié)合一次時的溫升，它不應(yīng)超過 8-100 C0，若過高，則要適當(dāng)增加壓盤的厚度。校核公式： 壓GcL.4270???式中： ——溫升（ C0） ；L——滑磨功（Kg.m） ；?——分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比;(取單片離合器壓盤 5.0??);C——壓盤的比熱(C=0.115 千卡/公斤.度)；壓G——壓盤重量（kg）226.離合器蓋設(shè)計(jì)離合器蓋與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機(jī)的部分扭矩。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支撐殼體。本設(shè)計(jì)時應(yīng)特別注意以下問題：（1）剛度：離合器分離杠桿支撐在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，則當(dāng)離合器分離時，可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱部分的傳動效率，嚴(yán)重時還可能導(dǎo)致分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器換擋困難。為了減輕重量和增加剛度，小轎車的離合器蓋常用厚約為 3-5mm 的低碳鋼板（08 鋼板）沖壓成復(fù)雜形狀。（2）通風(fēng)：為了加強(qiáng)離合器的冷卻，離合器蓋上開有通風(fēng)口。此通風(fēng)口同時起到了方便安裝的作用，本次設(shè)計(jì)采用三個窗口通風(fēng)，同時，凸臺伸出窗口。（3）對中：離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離桿、壓緊彈簧等零件，因此它相對飛輪軸線必須要有良好的對中性，否則會破壞離合器的平衡，嚴(yán)重影響離合器的正常工作。因此要采用定位銷定位對中。綜上所述，本次設(shè)計(jì)的離合器蓋采用 08 鋼板彈簧沖壓而成，板厚為 3mm,根據(jù)結(jié)構(gòu)需要沖壓成相應(yīng)的形狀。237.分離裝置設(shè)計(jì)離合器分離裝置包括分離桿，分離軸承和分離套筒。本次是分離杠桿的設(shè)計(jì)。分離杠桿結(jié)構(gòu)形式的選擇：在周置壓簧離合器中一般采用 3-6 個分離杠桿。本次設(shè)計(jì)采用 3 個分離杠桿，采用沖壓加工制成，又因?yàn)閿[動式的分離杠桿是由鋼板彈簧沖壓而成，結(jié)構(gòu)比較簡單，分離桿在壓盤上的支撐方法也很簡單，此外，它具有磨損小，調(diào)整方便等優(yōu)點(diǎn)，目前在中小型汽車上采用較多。因此本次設(shè)計(jì)選用次型式的分離杠桿。24總結(jié)在老師的指導(dǎo)下，和同組搭檔的共同努力下，我們圓滿完成了本次課程設(shè)計(jì)。在設(shè)計(jì)過程中，得到了老師們認(rèn)真細(xì)致的指導(dǎo)和幫助，對此，我表示最真摯的感謝！ 本設(shè)計(jì)以“機(jī)械設(shè)計(jì)、汽車設(shè)計(jì)、二維制圖模型”為主線，主要采用AutoCAD 軟件設(shè)計(jì)一個轎車螺旋彈簧離合器總成，由于時間和能力的限制，本設(shè)計(jì)對分離機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)只作了簡單的設(shè)計(jì)。本次設(shè)計(jì)我利用 AutoCAD 軟件繪制了離合器總成和部分零件的二維圖形，由于能力有限，難免有些不合理的地方，此次設(shè)計(jì)充分利用了已學(xué)過的汽車設(shè)計(jì)和機(jī)械設(shè)計(jì)知識，使我對所學(xué)知識有了一個系統(tǒng)的認(rèn)識、復(fù)習(xí)、鞏固和深入。通過這次設(shè)計(jì)，我對機(jī)械設(shè)計(jì)和汽車設(shè)計(jì)有了更深刻的認(rèn)識，也初步掌握了機(jī)械設(shè)計(jì)的方法和使用有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊的方法；對機(jī)械零件、汽車部件、裝配25技術(shù)、計(jì)算機(jī)軟件使用技術(shù)等作了一個全新的認(rèn)識和再學(xué)習(xí)，加深了理解，并擴(kuò)展了知識面；充分利用計(jì)算機(jī) CAD 技術(shù)進(jìn)行了繪圖；提高了計(jì)算機(jī)的使用能力。雖然這次設(shè)計(jì)內(nèi)容要求較多，涉及范圍較廣，比如材料力學(xué)、汽車構(gòu)造、CAD 制圖軟件、汽車設(shè)計(jì)、一些生產(chǎn)工藝等，但它使我對實(shí)際項(xiàng)目的設(shè)計(jì)過程有了充分的了解。作為設(shè)計(jì)人員，必須充分考慮車間加工及客戶使用要求。另外，也加深了我對一些相關(guān)知識的了解，因先前課本上學(xué)到的基礎(chǔ)知識中，很多零部件的型號及標(biāo)準(zhǔn)都已更換，其材料選擇、處理工藝等都已改進(jìn)提高，可見我在這方面的認(rèn)知度還不夠。設(shè)計(jì)不是想當(dāng)然的事，我們只有首先了解到加工工藝，國家相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，你設(shè)計(jì)出的產(chǎn)品才是一件成功的產(chǎn)品。自己平日的理論知識雖然仍沒有真正應(yīng)用于實(shí)際生產(chǎn)中，但利用課程設(shè)計(jì)這個平臺，使我充分認(rèn)識到自己理論學(xué)習(xí)中的不足，熟悉了一些新的設(shè)計(jì)方法。尤其是在畫圖方面，進(jìn)一步熟練、鞏固，這次課程設(shè)計(jì)為我以后的學(xué)習(xí)及畢業(yè)設(shè)計(jì)打下了基礎(chǔ)。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 [M].北京：清華大學(xué)出版社,2005[2].王望予.汽車設(shè)計(jì)[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007[3].陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].北京：人民交通出版社，2002[4].劉惟信.汽車設(shè)計(jì) [M].北京：清華大學(xué)出版社,2001[5].鞏云鵬，田萬祿，張祖立，黃秋波.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)[M].沈陽：東北大學(xué)出版社,2006[6].王豐元.馬明星.汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書[M].北京：中國電出版社，2009 目錄1.緒論 12.離合器基本結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 22.1 確定摩擦片外徑 D 及其他尺寸 .22.1.1 摩擦片外徑 D 及內(nèi)徑 d 的確定 .22.1.2 摩擦片材料、緊固方法以及要求 .22.1.3 摩擦片的最大圓周速度的檢驗(yàn) .32.2 確定后備系數(shù) β 32.3 確定單位壓力 P0 33.圓柱螺旋彈簧的設(shè)計(jì) 53.1 圓柱螺旋彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì) .53.2 圓柱螺旋彈簧結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 .73.3 材料的選用 104. 從動盤設(shè)計(jì) 114.1 從動盤的結(jié)構(gòu)和組成 114.2 從動片設(shè)計(jì) 124.3 從動轂設(shè)計(jì) 134.4 扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì) 144.4.1 主要參數(shù)的選擇 144.4.2 減振器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 165.壓盤設(shè)計(jì) .205.1 壓盤傳力方式的選擇 .205.2 壓盤幾何尺寸的確定 .206.離合器蓋設(shè)計(jì) .227.分離裝置設(shè)計(jì) .23總結(jié) .24參考文獻(xiàn) .2511.緒論以內(nèi)燃機(jī)為動力，采用離合器的汽車機(jī)械傳動系中，離合器處于傳動系的首端，早期離合 器的結(jié)構(gòu)形式是錐形摩擦離合器。錐形摩擦離合器傳遞扭矩的能力，比相同直徑的其他結(jié)構(gòu)形式的摩擦離合器要大。但是，其最大缺點(diǎn)是從動部分的轉(zhuǎn)動慣量太大，引起變速器換擋困難。而且這種離合器再結(jié)合也不夠柔和，容易卡住。此后，在油中工作的即所謂濕式的多片離合器逐漸取代了錐形離合器。但是多片濕式摩擦離合器的片與片之間容易被油黏?。ㄓ绕涫窃诶涮煊鸵鹤儩鈺r容易發(fā)生） ，致使分離不徹底，造成換擋困難。所以，它又被干式所取代。多片干式的主要優(yōu)點(diǎn)是由于接觸面數(shù)多，故結(jié)合平順柔和，保證了汽車的平穩(wěn)起步。但是因?yàn)槠瑪?shù)多，從動部分的轉(zhuǎn)動慣量也大，還是感到換擋不夠容易。另外，中間壓盤的通風(fēng)散熱不良，易引起過熱，加快了摩擦片的磨損，甚至燒傷和碎裂。如果調(diào)整不當(dāng)還可能引起離合器分離不徹底。實(shí)際經(jīng)驗(yàn)是人們逐漸趨向于采用單片干式摩擦離合器。它具有轉(zhuǎn)動慣量小，散熱性好，結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)整方便、尺寸緊湊分離徹底等優(yōu)點(diǎn)。而且只要在結(jié)構(gòu)上采用一定的措施，也能使其結(jié)合平順。因此，它不僅極為廣泛的用在小轎車及中小型載重汽車上，今年來在大型載重汽車上（當(dāng)發(fā)動機(jī)的最大扭矩小于100kg.m 時）上的應(yīng)用也日益增多。如今，單片干式摩擦離合器在結(jié)構(gòu)上設(shè)計(jì)方面相當(dāng)完善：采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的結(jié)合平順性；離合器中裝有扭轉(zhuǎn)減震器，防止了傳動系的共振，減小了噪音；以及采用了摩擦較小的分離機(jī)構(gòu)等。隨著汽車運(yùn)輸?shù)陌l(fā)展，離合器還要在原有的基礎(chǔ)上不斷的改進(jìn)和提高，以適應(yīng)新的使用條件。從國外的發(fā)展動向來看，今年來汽車的性能在向高速發(fā)展，發(fā)動機(jī)的功率的轉(zhuǎn)速不斷的提高，載重汽車趨于大型化，國內(nèi)也有類似情況。此外，離合器的使用條件也日酷一日。因此，增加離合器的扭轉(zhuǎn)能力，提高其使用壽命，簡化操作（在某些車型上以至向自動操作發(fā)展） ，已成為離合器目前發(fā)展的趨勢。22.離合器基本結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)2.1 確定摩擦片外徑 D 及其他尺寸2.1.1 摩擦片外徑 D 及內(nèi)徑 d 的確定由經(jīng)驗(yàn)公式：D=KD maxeT= 1786.4?=194.79mm.式中： axe——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）KD——直徑系數(shù)（轎車取值 14.6）由于飛輪工作面：D/d=240mm/130mm,因此，摩擦片外徑 D130mm.根據(jù)實(shí)際情況按照統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)，確定離合器的基本尺寸如下：外徑 D=225mm；內(nèi)徑 d=150mm；片厚 h=3.5mm；內(nèi)外徑比值 c’=0.667,1-c’3=0.703；單位面積 A0=2.21×104mm22.1.2 摩擦片材料、緊固方法以及要求摩擦片的工作條件是比較惡劣的，為了保證它能夠長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車的使用條件，摩擦系數(shù)值比較穩(wěn)定，不受工作溫度、滑磨速度、單位壓力變化的影響，摩擦片的性能應(yīng)滿足以下幾方面的要求：① 足夠的耐磨性，尤其是在高溫時應(yīng)耐磨；② 足夠的機(jī)械強(qiáng)度，尤其是高溫時的機(jī)械強(qiáng)度應(yīng)較好；③ 穩(wěn)定性好，要求在高溫時的粘合劑較少，無味，不易燒焦；④ 磨合性好，不致刮傷飛輪以及壓盤等零件的表面；⑤ 油水對摩擦性能的影響應(yīng)較小；⑥ 結(jié)合時應(yīng)平順而無咬住或抖動的現(xiàn)象。摩擦片采用目前最廣泛的石棉摩擦片是有耐磨以及化學(xué)穩(wěn)定性都比較好的石棉與粘合劑以及其他輔助材料混合熱壓制成，其摩擦系數(shù)大約為 0.3 左右。摩擦片和從動盤之間有兩種緊固方法；鉚接和粘接。本次設(shè)計(jì)采用鉚接法，其優(yōu)點(diǎn)是可靠及磨損后換裝摩擦片很方便。摩擦片3上開有斜槽，其作用為：散熱和排屑。2.1.3 摩擦片的最大圓周速度的檢驗(yàn)為了避免在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速比較高時摩擦片飛離，一般允許最大圓周速度為65—70m/s 之間。因?yàn)榘l(fā)動機(jī)的最高轉(zhuǎn)速一般比最大功率時的轉(zhuǎn)速要高 10%，所以摩擦片外緣處最大速度為:Vmax=(1+10%)?.D.Ne/60=(1+10%)?×225×10-3×4500/60=58.29m/s.式中：D——摩擦片外徑（mm）Ne——發(fā)動機(jī)最大功率時的轉(zhuǎn)速（r/min）由于 Vmax超過 65-70m/s,所以設(shè)計(jì)的基本尺寸合格。2.2 確定后備系數(shù) β后備系數(shù)是離合器的一個重要的參數(shù)，它反應(yīng)了離合器傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的能力和可靠程度，小轎車的后備系數(shù) ?=1.3-1.75，由于發(fā)動機(jī)后備功率較大，使用條件比較好，因此可以選取較小的后備系數(shù)，使離合器結(jié)構(gòu)重量輕，操縱輕便。初選 ?=1.4。2.3 確定單位壓力 P0單位壓力的 P0選取應(yīng)考慮離合器的工作條件，發(fā)動機(jī)的后備功率較小，摩擦片的外徑、摩擦片的材料以及其質(zhì)量等因素。若離合器使用頻繁，發(fā)動機(jī)的后備功率較小，則 P0應(yīng)取小一點(diǎn)，反之取大一點(diǎn)。當(dāng)摩擦片外徑較大時，為降低摩擦片外緣處的熱負(fù)荷，P 0應(yīng)降低。當(dāng)采用石棉基摩擦材料時，P 0應(yīng)在0.14-0.3N/ 2m范圍內(nèi)選取，對于轎車，P 0為 0.18-0.3 N/ 2m。?Mcmax=?.Memax=1.4×178=249.2N.M 且 Mcmax= 12cZ??P0D3（1-c ’3）?P0= )(3'maxc?=2.38×105N/m2。式中：M cmax——離合器最大摩擦力矩（N.m）P0——單位壓力 （N/m 2）?——摩擦系數(shù)（常取 ?=0.25）Zc——摩擦工作面數(shù)（單片 Zc=2）4C’——內(nèi)外徑比值Memax——發(fā)動機(jī)最大功率由于 P0一般不超過 2.5Kg 即不超過 2.45×105N/m2，而所求P0=2.38×105N/m2小于該值，因此上述所選數(shù)據(jù)符合要求。53.圓柱螺旋彈簧的設(shè)計(jì)3.1 圓柱螺旋彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)（1）目標(biāo)函數(shù)的選?。涸趦?yōu)化設(shè)計(jì)中，目標(biāo)函數(shù)的選取可根據(jù)彈簧的工作特點(diǎn)和它的要求來建立，本次設(shè)計(jì)選用重量最小為彈簧的目標(biāo)。因本次設(shè)計(jì)為周置式彈簧，對離合器的要求最重要的一點(diǎn)為使其轉(zhuǎn)動慣量要小，這樣可以降低離心力，從而降低離心力對彈簧所產(chǎn)生的橫向力，減少了由于彈簧彎曲所造成的不利后果，提高了彈簧壓緊力穩(wěn)定的時間，增加了其壽命，提高其可靠性，符合設(shè)計(jì)要求。因此，其目標(biāo)函數(shù)的表達(dá)式為：W=（n+n 2） ?D2 4d?式中： 為彈性材料的密度（ =7.8×10-6Kg/mm3）n——彈簧有效圈數(shù)；n2——彈簧支撐圈的圈數(shù)(取 n2=1.5)D2——簧圈平均直徑;d——簧絲直徑。（2）設(shè)計(jì)變量的選?。涸O(shè)計(jì)彈簧時，除選擇材料及規(guī)定熱處理要求外，主要根據(jù)最大工作載荷，最大變形以及結(jié)構(gòu)要求等來確定變量。本次設(shè)計(jì)的變量有三個：x= ??????321x= dnc'。采用一位搜索法來進(jìn)行優(yōu)化，其中c’的步長為 0.25，d 的步長為 0.5。（3）約束條件：①強(qiáng)度條件：由公式： ?= 2'.8dkcP?????，其中 K’= 4'1?+ 650P= Zp?= A0式中：P——單個彈簧工作壓力；P ——彈簧工作總壓力；6k’——曲度系數(shù)；Z ——彈簧個數(shù)（取 Z=9） ；c’——彈簧指數(shù)（即旋繞比） ；?——實(shí)際切應(yīng)力（N/mm 2） ；??——許用切應(yīng)力（N/mm 2）(取 ???=70×9.8=686N/mm2)?約束條件為：t 1= 2)3(10.8XAP?( 165.04X??)-686?0②穩(wěn)定條件：由公式： 20DH.5?H0=(n+n2-0.5).d+f+?f+n.?式中：D 2——彈簧中徑（D 2=D1-d） ；D1——彈簧外徑（D 1取 27mm,由結(jié)構(gòu)所定） ；f——彈簧工作變形（f=p/k） ；k——彈簧實(shí)際剛度（k=） ；G——剪切彈性模數(shù)（G=8.134×10 4N/mm） ；f?——彈簧的附加變形（ f?=2.5mm） ；?——彈簧最大負(fù)荷時的間隙（ ?=1.5mm）?約束條件為：t2= ?????? ????)(8).50( 2432132 xfxGDPxnx /（D 1-x3） ?5.3③最大變形條件：由公式 P’/P＜1.15-1.20式中：P’—— 實(shí)際彈簧的最大工作壓力；P’=k. PnDfdGf????.8324?約束條件為： 4 ?1X73254優(yōu)化結(jié)果為：旋繞比 c’=5.75；.3207彈簧有效工作圈數(shù) n=6.5 圈；簧絲直徑 d=4mm；單個簧最小重量 w min=0.538KN。3.2 圓柱螺旋彈簧結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算（1）彈簧數(shù)目 Z 的確定：為了保證離合器摩擦片上有均勻的壓緊力，螺旋彈簧的數(shù)目一般不得少于六個，而且應(yīng)該隨摩擦片的外徑的增加而增加彈簧的數(shù)目，此外，在布置圓柱螺旋彈簧時，要注意分離桿的數(shù)目，使彈簧均布于分離桿之間。因此彈簧的數(shù)目 Z 應(yīng)該是分離杠桿數(shù) n 的倍數(shù)，即：Z=m.n=3*3=9 個(符合表 3-1 的要求）式中: m 為任意正整數(shù)（取 m=3）n 為分離杠桿數(shù)（取 n=3）表 3-1 周置圓柱螺旋彈簧的數(shù)目摩擦片外徑 M max 則會增加減振器的角剛度，使傳動系動載荷略有增加，故設(shè)計(jì)時通常?。?極= M?max= 102.kirG式中： 2——后橋附著重量;0——附著系數(shù);kr——車輪滾動半徑;0i——主傳動比;1k——變速器一檔傳動比很明顯，在對減振彈簧做一定的結(jié)構(gòu)布置下，減振器的角剛度受到必須傳遞足夠大的扭矩要求的制約，而不可能隨意降低。而對傳動系的分析計(jì)算表明，為了避開共振，減振器的角剛度 Ca 又要求低，這在實(shí)際上是做不到的，因此，減振器 Ca 的最后決定，常常只能滿足結(jié)構(gòu)所允許的設(shè)計(jì)結(jié)果。按經(jīng)驗(yàn)公式初選角剛度 Ca：Ca 極M13?其中： 極M=1.45--1.55Memax式中：系數(shù) 1.45——適用于載重汽車1.55——適用于小轎車極 =1.55 Memax=1.55×170=263.5N.m又 ?Ca 極M13??初取 Ca 極2?=12×263.5=3162N.m16(2)減振器的摩擦力矩 摩M：由于減震器的角剛度 Ca 受結(jié)構(gòu)和扭轉(zhuǎn)要求的限制不可能很低，因此在發(fā)動機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，共振現(xiàn)象就常常難以避免。為了最有效的消振，必須合理的選擇減震器阻尼裝置的摩擦力矩 摩 。由公式初選： 摩 =0.11 極=0.11×263.5=28.985N.m這一經(jīng)驗(yàn)公式只有振動在達(dá)到一定幅值大小時，才加以消除前提下導(dǎo)出的。這樣，只有在共振或接近共振區(qū)幅值較小并不危險，減震器不起作用，也不消耗能量，從而提高了傳動系的效率。(3)預(yù)緊力矩 預(yù)M：減震彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊。這樣，在傳遞同樣大小的極限力矩時，它將降低減震器的角鋼度，這顯然是有利的，但是預(yù)緊力矩 預(yù)M的值，不應(yīng)大于摩擦力矩 摩 ，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減震器將提前停止工作，因此，預(yù)= 摩 =28.985N.m4.4.2 減振器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）減振彈簧的分布半徑 R1：R1=（0.6-0.75）*d/2式中：d——摩擦片內(nèi)徑選取 R1=50mm（2）減振器彈簧的數(shù)目 Z：選取 Z=6 ，根據(jù)表 4-1 選取。表 4—1 摩擦片根據(jù)外徑選取減振彈簧（3）減振彈簧的總壓力 P 總 :P 總 = NRM52700.631???極（4）每個減振彈簧的壓力 P:摩擦片外徑D/mm 225-250 250-325 326-350 350Zj 4-6 6-8 8-10 1017P= NZP3.876520?總（5）減振彈簧尺寸的確定：① 彈簧的平均直徑 Dc：Dc一般由結(jié)構(gòu)來定，通常 Dc=11--15mm 左右。本次設(shè)計(jì)取 Dc=14mm。② 彈簧鋼絲直徑 d1：d1= ??mPc 76.35814833 ?????式中： ——扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力， ???=588N/mm2；d1需圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，取 d1=4mm.③ 單個彈簧實(shí)際的最大工作壓力 P：P= ??NDc0548331????④ 彈簧實(shí)際總壓力 P 總 ：P 總 =P*Z=1055×6=6330N⑤ 減振器實(shí)際傳遞的極限扭矩 M 極 ：M 極 = P 總 *R1=6330×50×10-3=316.5N.m⑥ 實(shí)際摩擦力矩 M 摩 ：M 摩 =0.11M 極=34.8N.m⑦ 實(shí)際預(yù)緊力矩 M 預(yù) ：M 預(yù) = M 摩 =34.8N.m⑧ 角剛度 Ca：Ca=12M 極=12×316.5=3798N.m⑨ 減振彈簧剛度 K:18K= ??mNZRCa /10526.1053789. 5221 ?????⑩ 減振彈簧有效圈數(shù) i:i= 圈75.31026.483. 54341kDGdc,取標(biāo)準(zhǔn)值有 i=4 圈? 減振彈簧實(shí)際剛度 k：k= mNic / 534341 ????? 實(shí)際角剛度 Ca：= ??6107.2. 2351 ?ZRK=3550N.m?.5.360?極MaCa=11.22 M 極? 減振彈簧總?cè)?shù) n：n=i+1.5=5.5 圈? 減振彈簧在最大工作壓力 P 時的最小長度 lmin:lmin= ndn11.)(??? 式中： .0——彈簧圈之間的間隙，必要時還可以取小些。?lmin= 1= 2.45?? 減振彈簧總變形量 l?：l=P/k= m.1037.5?? 減振彈簧的自由高度： ll 65.284.2min0??：? 減振彈簧預(yù)緊變形量： m49.01037. 351' ????RZkMl預(yù)? 減振彈簧安裝后的工作高度 l:l= l 6.2849.6280??‘? 減振彈簧的工作變形量19mll 96.34.05????’‘（6）從動片相對于從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 ?：?= '2435.2.arcsin2arcsin01' ???????Rl（7）限位銷與從動盤缺口側(cè)邊的間隙 :?m96.354.si0si.02???式中:R 2為限位銷的安裝半徑（取值為 50mm）(8) 限位銷直徑 d’:d’按結(jié)構(gòu)布置選定，一般 d’=9.5-12mm,這里取 d’=10mm(9) 從動盤轂缺口寬度 B 及彈簧安裝窗口尺寸 A：將從動片的分離部分口的尺寸做的比從動盤轂上的窗口尺寸大些的原因是充分利用減振器的緩沖作用。一般推薦 A1-A=a=1.4-1.6mm本次設(shè)計(jì)取 a=1.5mm,這樣，當(dāng)?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，開始時只有部分彈簧參見工作，剛度較小，有利于緩和沖擊。A 一般為 25-27mm 本次設(shè)計(jì)取 A=l=25.5,此外，從動片上的缺口 B 與限位銷直徑 d’之間的間隙 21?和 做的不一樣，并使1? 2，這樣，當(dāng)?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，由于允許彈簧有較大的變形，從而可以緩和根大的沖擊，取 m5.4,2.1???B=d7180' ??205.壓盤設(shè)計(jì)圖 5-2 壓盤的驅(qū)動方式（a）凸塊—窗孔式；（b）傳力銷式壓盤的設(shè)計(jì)包括傳力方式的選擇以及其幾何尺寸的確定兩個方面。5.1 壓盤傳力方式的選擇壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機(jī)扭矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接允許壓盤在離合器分離過程中能自由的作軸向移動，本次設(shè)計(jì)采用傳動片式傳力機(jī)構(gòu)。由彈簧鋼帶制成。一段鉚接在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上。為了改善傳動片的受力狀況，它一般都沿著圓周切向布置。這種連接方式簡化了壓盤的結(jié)構(gòu)，降低了對裝配精度的要求，并且有利于壓盤的定中。本次設(shè)計(jì)采用三個凸臺三組傳動片，每組兩個，共六片的結(jié)構(gòu)。壓盤的結(jié)構(gòu)形狀除與傳力方式有關(guān)外，還與壓緊方式和分離方式有關(guān)，在采用沿圓周布置的圓柱螺旋彈簧作壓緊彈簧時，壓緊盤上應(yīng)鑄有圓柱形凸臺作為彈簧的導(dǎo)向座，材料為 HT200～300。5.2 壓盤幾何尺寸的確定與摩擦片相結(jié)合的壓盤內(nèi)外徑尺寸與摩擦片尺寸基本相應(yīng)，這樣壓盤幾何尺寸最后歸結(jié)為厚度的確定。其主要依據(jù)以下兩點(diǎn)：(1)壓盤應(yīng)該有足夠的質(zhì)量在離合器的結(jié)合過程中，由于滑磨功的存在，每結(jié)合一次都要產(chǎn)生大量的熱，而每次結(jié)合的時間又很短，因此熱量根本來不及全部傳到周圍的空氣中去，這樣必然導(dǎo)致摩擦副的溫升，在使用頻繁和困難條件下工作的離合器，這種溫升就會更為嚴(yán)重，它不僅會引起摩擦片摩擦系數(shù)的下降，磨損加劇，嚴(yán)重時甚至?xí)鹉Σ疗蛪罕P的損壞。由于石棉基材料制成的摩擦片導(dǎo)熱性差，在滑21磨過程中所產(chǎn)生的熱量主要由飛輪的壓盤等零件吸收，為了使每次接合是的溫升不致過高，故要求具有足夠大的質(zhì)量以吸收熱量。(2)壓盤應(yīng)具有較大的剛度壓盤應(yīng)具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產(chǎn)生翹曲變形，而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。鑒于以上兩點(diǎn)原因，壓盤一般都做的比較厚，本次設(shè)計(jì)的壓盤厚度為12mm。內(nèi)徑為 145mm，外徑為 230mm。在確定了厚度之后。應(yīng)該校核離合器結(jié)合一次時的溫升，它不應(yīng)超過 8-100 C0，若過高，則要適當(dāng)增加壓盤的厚度。校核公式： 壓GcL.4270???式中： ——溫升（ C0） ；L——滑磨功（Kg.m） ；?——分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比;(取單片離合器壓盤 5.0??);C——壓盤的比熱(C=0.115 千卡/公斤.度)；壓G——壓盤重量（kg）226.離合器蓋設(shè)計(jì)離合器蓋與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機(jī)的部分扭矩。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支撐殼體。本設(shè)計(jì)時應(yīng)特別注意以下問題：（1）剛度：離合器分離杠桿支撐在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，則當(dāng)離合器分離時，可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱部分的傳動效率，嚴(yán)重時還可能導(dǎo)致分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器換擋困難。為了減輕重量和增加剛度，小轎車的離合器蓋常用厚約為 3-5mm 的低碳鋼板（08 鋼板）沖壓成復(fù)雜形狀。（2）通風(fēng)：為了加強(qiáng)離合器的冷卻，離合器蓋上開有通風(fēng)口。此通風(fēng)口同時起到了方便安裝的作用，本次設(shè)計(jì)采用三個窗口通風(fēng)，同時，凸臺伸出窗口。（3）對中：離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離桿、壓緊彈簧等零件，因此它相對飛輪軸線必須要有良好的對中性，否則會破壞離合器的平衡，嚴(yán)重影響離合器的正常工作。因此要采用定位銷定位對中。綜上所述，本次設(shè)計(jì)的離合器蓋采用 08 鋼板彈簧沖壓而成，板厚為 3mm,根據(jù)結(jié)構(gòu)需要沖壓成相應(yīng)的形狀。237.分離裝置設(shè)計(jì)離合器分離裝置包括分離桿，分離軸承和分離套筒。本次是分離杠桿的設(shè)計(jì)。分離杠桿結(jié)構(gòu)形式的選擇：在周置壓簧離合器中一般采用 3-6 個分離杠桿。本次設(shè)計(jì)采用 3 個分離杠桿，采用沖壓加工制成，又因?yàn)閿[動式的分離杠桿是由鋼板彈簧沖壓而成，結(jié)構(gòu)比較簡單，分離桿在壓盤上的支撐方法也很簡單，此外，它具有磨損小，調(diào)整方便等優(yōu)點(diǎn)，目前在中小型汽車上采用較多。因此本次設(shè)計(jì)選用次型式的分離杠桿。24總結(jié)在老師的指導(dǎo)下，和同組搭檔的共同努力下，我們圓滿完成了本次課程設(shè)計(jì)。在設(shè)計(jì)過程中，得到了老師們認(rèn)真細(xì)致的指導(dǎo)和幫助，對此，我表示最真摯的感謝！ 本設(shè)計(jì)以“機(jī)械設(shè)計(jì)、汽車設(shè)計(jì)、二維制圖模型”為主線，主要采用AutoCAD 軟件設(shè)計(jì)一個轎車螺旋彈簧離合器總成，由于時間和能力的限制，本設(shè)計(jì)對分離機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)只作了簡單的設(shè)計(jì)。本次設(shè)計(jì)我利用 AutoCAD 軟件繪制了離合器總成和部分零件的二維圖形，由于能力有限，難免有些不合理的地方，此次設(shè)計(jì)充分利用了已學(xué)過的汽車設(shè)計(jì)和機(jī)械設(shè)計(jì)知識，使我對所學(xué)知識有了一個系統(tǒng)的認(rèn)識、復(fù)習(xí)、鞏固和深入。通過這次設(shè)計(jì)，我對機(jī)械設(shè)計(jì)和汽車設(shè)計(jì)有了更深刻的認(rèn)識，也初步掌握了機(jī)械設(shè)計(jì)的方法和使用有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊的方法；對機(jī)械零件、汽車部件、裝配25技術(shù)、計(jì)算機(jī)軟件使用技術(shù)等作了一個全新的認(rèn)識和再學(xué)習(xí)，加深了理解，并擴(kuò)展了知識面；充分利用計(jì)算機(jī) CAD 技術(shù)進(jìn)行了繪圖；提高了計(jì)算機(jī)的使用能力。雖然這次設(shè)計(jì)內(nèi)容要求較多，涉及范圍較廣，比如材料力學(xué)、汽車構(gòu)造、CAD 制圖軟件、汽車設(shè)計(jì)、一些生產(chǎn)工藝等，但它使我對實(shí)際項(xiàng)目的設(shè)計(jì)過程有了充分的了解。作為設(shè)計(jì)人員，必須充分考慮車間加工及客戶使用要求。另外，也加深了我對一些相關(guān)知識的了解，因先前課本上學(xué)到的基礎(chǔ)知識中，很多零部件的型號及標(biāo)準(zhǔn)都已更換，其材料選擇、處理工藝等都已改進(jìn)提高，可見我在這方面的認(rèn)知度還不夠。設(shè)計(jì)不是想當(dāng)然的事，我們只有首先了解到加工工藝，國家相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，你設(shè)計(jì)出的產(chǎn)品才是一件成功的產(chǎn)品。自己平日的理論知識雖然仍沒有真正應(yīng)用于實(shí)際生產(chǎn)中，但利用課程設(shè)計(jì)這個平臺，使我充分認(rèn)識到自己理論學(xué)習(xí)中的不足，熟悉了一些新的設(shè)計(jì)方法。尤其是在畫圖方面，進(jìn)一步熟練、鞏固，這次課程設(shè)計(jì)為我以后的學(xué)習(xí)及畢業(yè)設(shè)計(jì)打下了基礎(chǔ)。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 [M].北京：清華大學(xué)出版社,2005[2].王望予.汽車設(shè)計(jì)[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007[3].陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].北京：人民交通出版社，2002[4].劉惟信.汽車設(shè)計(jì) [M].北京：清華大學(xué)出版社,2001[5].鞏云鵬，田萬祿，張祖立，黃秋波.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)[M].沈陽：東北大學(xué)出版社,2006[6].王豐元.馬明星.汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書[M].北京：中國電出版社，2009