汽車設計離合器課程設計.doc

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汽車設計課程設計 離合器設計說明書 姓名：范小南 班級：B110210 學號：B11021023 目 錄 一、離合器設計的目的及相關概述 1 1.1 離合器基本功用 1 1.2 離合器相關結構的介紹 1 1.3 離合器的設計要求 2 1.4拉式膜片彈簧的優(yōu)點 3 二、離合器摩擦片參數(shù)的確定 3 2.1摩擦片相關參數(shù)確定之前的數(shù)據(jù)準備 3 2.1.1后背系數(shù)確定 3 2.1.2單位壓力的確定 4 2.1.3摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)和離合器間隙 4 2.2 摩擦片參數(shù)的選擇 5 2.2.1初選摩擦片參數(shù)外徑D、內(nèi)徑d和厚度b 5 2.2.2 離合器傳遞最大轉(zhuǎn)矩 6 2.3摩擦片參數(shù)的校核 6 2.3.1 摩擦片最大圓周速度的校核 6 2.3.1 單位滑磨功的校核 6 三、膜片彈簧的設計 6 3.1 膜片彈簧參數(shù)的設計 7 3.2 膜片彈簧參數(shù)的校核 9 四、主要零部件的設計 10 4.1 扭轉(zhuǎn)減震器的設計 10 4.2 扭轉(zhuǎn)用彈簧的設計 12 4.3 從動盤轂的設計 14 4.4 離合器蓋結構的設計 15 4.5 壓盤的設計 14 4.5.1 設計要求 15 4.5.2 壓盤幾何尺寸及材料的確定 15 4.5.3 壓盤的校核 16 4.6 支撐環(huán) 16 五、操縱機構 16 5.1 操縱機構的簡介 16 5.2離合器踏板行程計算 18 5.3 踏板力計算 13 六、設計小結 19 七、參考文獻 21 附錄 22 一、離合器設計的目的及相關概述 了解乘用車離合器的構造，掌握離合器的工作原理，了解從動盤總成的結構，掌握從動盤總成的設計方法，了解壓盤和膜片彈簧的結構，掌握壓盤和膜片彈簧的設計方法，通過對以上幾方面的了解，從而熟悉轎車離合器的工作原理，同時，學會如何查找文獻資料、相關書籍，培養(yǎng)學生動手設計項目，掌握單獨設計課題和項目的方法，從而設計出滿足整車要求并符合相關標準、具有良好的制造工藝性，結構簡單，便于維護的乘用車離合器，為以后從事汽車方面的工作或工作設計打下良好的基礎，通過這次課程設計，使學生充分認識到設計工程所需要的步驟，以及自身所應具備的專業(yè)素質(zhì)，未進入社會提供良好的學習機會，對與由學生向工程技術人員轉(zhuǎn)變具有重要的現(xiàn)實意義。 1.1 離合器基本功用 離合器通常安裝在發(fā)動機和變速器之間，其主動部分與發(fā)動機飛輪相連，從動部分與變速器相連。 1）在汽車起步時，通過離合器主、從動部分的滑磨而使它們的轉(zhuǎn)速逐漸接近，以確保汽車起步平穩(wěn)。 2) 當變速器換擋時，通過離合器主、從動部分的迅速分離來切斷動力的傳遞，以減輕齒輪的沖擊，保證換擋時工作平穩(wěn)。 3) 當離合器轉(zhuǎn)矩超過其所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩時，其主、從動部分之間將產(chǎn)生滑磨，以防止傳動系統(tǒng)過載。 1.2 離合器相關結構的介紹 膜片彈簧離合器總成由膜片彈簧、離合器蓋、壓盤、傳動片和分離軸承總成等部分組成。 1）離合器蓋 離合器蓋一般為或旋轉(zhuǎn)對稱的板殼沖壓結構，通過螺栓與飛輪連接在一起。離合器蓋是離合器中結構形狀比較復雜的承載構建，壓緊彈簧的壓緊力最總都要由它來承受。 2）膜片彈簧 膜片彈簧是離合器最重要的壓緊元件，在其內(nèi)孔圓周表面上開有許多均布的長徑內(nèi)槽，在槽的根部制成較大的長圓形或矩形孔，可以穿過支撐鉚釘，這部分稱之為分離指；從窗孔底部直彈簧外圓周的部分形狀像一個無底寬邊碟子，其截面為截圓錐形，稱之為碟簧部分。 3）壓盤 壓盤的結構一般是環(huán)形盤狀鑄件，離合器通過壓盤與發(fā)動機緊密相連。壓盤靠近外圓周面處有繼續(xù)的環(huán)形職稱凸臺，最外緣均布有三個或四個傳力凸耳。 4）傳動片 離合器結合時，飛輪驅(qū)動離合器蓋帶動壓盤一起轉(zhuǎn)動，并通過壓盤與從動盤摩擦片之間的摩擦力使從動盤轉(zhuǎn)動；離合器分離時，壓盤相對于離合器蓋做自由軸向移動，使從動盤松開。這些動作均有傳動片完成。傳動片的兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓連接，一般才用軸向布置。在離合結合時，離合器蓋通過它來驅(qū)動壓盤共同旋轉(zhuǎn)；在離合器分離時，可利用它的彈性恢復力來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減少。 5）分離軸承總成 分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成。分離軸承在工作時主要承受軸向力，同時還承受高速旋轉(zhuǎn)時離心力作用下的徑向力。目前國產(chǎn)汽車中多使用角接觸推力球軸承，采用全密封結構和高溫潤滑脂，其端面形狀與分離指舌尖部分形狀相匹配，舌尖部為平面時采用球星端面，為弧面時采用平端面或凹弧形斷面。 1.3 離合器的設計要求 為了保證汽車具有良好的工作性能，對汽車離合器設計提出如下基本要求： 1）在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備； 2）接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊； 3）分離時要迅速、徹底； 4）離合器從動部分轉(zhuǎn)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）應使傳動系避免扭轉(zhuǎn)共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力； 7）操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞； 8）作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能； 9) 應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長； 10) 結構應簡單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。 根據(jù)離合器的設計要求，進行離合器的總體方案的設計和選擇，由于膜片式離合器有自動調(diào)節(jié)壓緊力、操作輕便、結構簡單緊湊、高速時平衡性好和壽命長等優(yōu)點，所以選擇膜片拉式離合器。 1.4 拉式膜片彈簧的優(yōu)點 與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點：取消了中間支承各零件，并不用支承環(huán)或只用一個支承環(huán)，使其結構更簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更少；拉式膜片彈簧是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，可采用尺寸較小的結構；在接合或分離狀態(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，且中間支承減少了摩擦損失，傳動效率較高，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%；無論在接合狀態(tài)或分離狀態(tài)，拉式結構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)磨損后不會形成間隙而增大踏板自由行程，不會產(chǎn)生沖擊和哭聲；使用壽命更長。 二、離合器摩擦片參數(shù)的確定 2.1 摩擦片相關參數(shù)確定之前的數(shù)據(jù)準備 2.1.1 后備系數(shù)β的確定 后背系數(shù)保證離合器能可靠的傳遞發(fā)動機扭矩，同時它有助于減少汽車起步時的滑磨，提高了離合器使用壽命。但為了使離合器尺寸不至于過大，減少傳遞系的過載，使操作輕便等，后背系數(shù)有不宜過大。由于所設計的離合器為膜片彈簧離合器，在使用時其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變?。ㄩ_始時還會少許增加），再加上乘用車的后備功率比較大，使用條件比較好，宜取較小值，由于β取值范圍為1.20~1.75，則取β=1.5。 2.1.2單位壓力的確定 單位壓力決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大的影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。當摩擦片采用不同材料時，取值范圍見下表1： 表1 摩擦片單位壓力的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力/MPa 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 由上表可知：選用模壓石棉基材料，取值=0.2/MPa。 2.1.3摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)和離合器間隙的確定 各種摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍見下表2： 表2 摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍 摩擦片材料 摩擦因數(shù) 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 摩擦片的摩擦因數(shù)取決于摩擦片所選用的材料、工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。由上表可知摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料。石棉基材料的膜材因數(shù)受溫度、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)較大且穩(wěn)定。所以選用銅基粉末冶金材料，取f=0.3。 由于離合器為單片摩擦離合器。則。 離合器是指離合器處于正常結合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中仍能完全結合，在分離軸承和分離杠桿之間留有間隙。一般?t為3~4mm。這里取?t=3mm。 摩擦片厚度主要有3.2mm、3.5mm、4.0mm三種，這里取b=3.5mm。 2.2摩擦片參數(shù)的選擇 2.2.1初選摩擦片外徑D、內(nèi)徑d、厚度b的參數(shù) 摩擦片外徑是離合器基本尺寸，它關系到離合器結構重量和壽命，他和離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩大小有一定的關系： Temax=Tbma D=312βTemaxπfZp01-c3 式中，比轉(zhuǎn)矩Tb=103 N?m?t-1； 汽車總質(zhì)量； 后背系數(shù)β=1.5； 摩擦因數(shù)f=0.3； 摩擦面數(shù)Z=2； 摩擦片內(nèi)、外徑之比； 摩擦片單位壓力=0.2Mpa； 代入上述數(shù)據(jù)得摩擦片外徑D=215.74mm。 由離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)可知，如下表3： 表3 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑D/mm 160 180 200 225 250 280 內(nèi)徑d/mm 110 125 140 135 155 165 厚度b/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 c=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 單位面積 106 132 160 221 302 402 因此選外徑D=225mm，內(nèi)徑d=135mm，厚度b=3.5mm。 2.2.2離合器傳遞最大力矩 為了能保證離合器在任何工況下都能可靠的傳動發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，設計時應大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，即 Tc=βTemax=1.5164.8=247.2N?m 2.3 摩擦片參數(shù)的校核 2.3.1 摩擦片最大圓周速度的校核 摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度不超過65~70m/s，即 代入數(shù)據(jù)得vD=65.9470m/s，則符合要求。 2.3.2 單位滑磨功的校核 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，乘用車單位面積滑磨功需用值； 乘用車發(fā)動機轉(zhuǎn)速； 輪胎半徑； 取汽車起步時變速器檔位傳動比 取主減速傳動比 代入數(shù)據(jù)得，則符合要求。 三、 膜片彈簧的設計 3.1膜片彈簧參數(shù)的設計 1）比值和h的選擇 取，h=2.5mm,H=3.75mm 2）比值和R、r的選擇 研究表明，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。則 代入數(shù)據(jù)得=91.88mm。 為了使摩擦片上的壓力分布均勻，拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于=91.88mm，=1.2~1.35，則取r=92mm，=1.25，R=115mm。 3）α的選擇 膜片彈簧只有狀態(tài)下圓錐角α與內(nèi)錐高H的關系密切，一般在9~15。即 α=tan-1HR-r≈HR-r 代入數(shù)據(jù)得α=10。 4）膜片彈簧工作位置點的選擇 通過MATLAB計算的曲線的拐點為3.59,3.12103，最值如下圖表示 圖 一 膜片彈簧最值載荷力 由上圖可知，最大載荷點的坐標為2.9,3.17103，最小值坐標4.28,3.07103（程序見附錄）。 由于該曲線的拐點對應這膜片彈簧壓平的位置，新離合器在結合時，膜片彈簧工作點應該在最大值和拐點之間，而且靠近或在拐點處，，以保證摩擦片最大磨損限度范圍內(nèi)的壓緊力變化不大，當分離時，膜片彈簧工作點位置變化可以最大限度的減少踏板力。 4）分離指數(shù)目n的選擇 分離指的數(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。這里取分離指數(shù)目n=18。 5）膜片彈簧小端內(nèi)半徑、分離軸承作用半徑的確定 膜片彈簧小端內(nèi)半徑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。應大。各彈簧部分都應符合一定的范圍，使Rr0=3.5~5.0，則取，所以r0=28.75mm。取r0=29mm，。 6）切槽寬度、及半徑的確定 由于δ1=3.2~3.5mm，δ2=9~10mm，取=3.4mm，=9mm，的取值應滿足r-re≥δ2的要求，則得re≤83mm，所以取=83mm。 7）壓盤加載點半徑和支撐環(huán)加載點半徑的確定 和的取值將直接影響膜片彈簧的剛度，應略大于且接近于，應略小于且接近。所以取=113mm，=92.5mm。 8）膜片彈簧彈性特性 通過支撐環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的載荷（N）集中在支撐點處，加載點間的相對軸向變形為（mm），則膜片彈簧的彈性特性如下式表示 式中，E為材料的彈性模量（Mpa）,取; u為材料泊松比，取u=0.3； H為膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)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）； 、分別為壓盤加載點和支撐點加載點半徑（mm）； 利用數(shù)學工具MATLAB軟件作圖如下： 圖二 膜片彈簧彈性特性曲線 3.2 膜片彈簧的校核 1）根據(jù)彈簧結構的布置要求，與、與、與之間的差應在一定的范圍，即 代入相應的數(shù)據(jù)得R-R1=2<7，r1-r=0.5<6，rf-r0=1<4，則符合要求。 2）膜片彈簧的分離指其分離作用，因此其杠桿比應在一定的范圍內(nèi)，即 代入相應數(shù)據(jù)得4.05<9,則符合要求。 3）膜片彈簧材料及制造工藝 國內(nèi)膜片彈簧一般采用60SiMnA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，需進行一些類熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理，即沿其分離狀態(tài)的工作反方向，超過徹底分離點后繼續(xù)事施加過量的位移，使其過分離3~8次，以產(chǎn)生一定的塑性變形，從而使膜片彈簧的表面產(chǎn)生于使用狀態(tài)反方向的殘余應力達到強化的目的。一般來說，經(jīng)強壓處理后，在同樣工作狀態(tài)下，可提高膜片彈簧的疲勞壽命5%~30%。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理?？梢蕴岣叱休d能力和疲勞強度，為了提高分離指的耐磨性，可對其端部進行噴鍍鉻合金和鍍鎘或四氟乙烯。在膜片彈簧與壓盤接觸圓形處，為了防止由于拉應力的作用而產(chǎn)生裂紋，可對該處進行擠壓處理。 膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕等缺陷。 四、主要零部件的設計 4.1 扭轉(zhuǎn)減震器的設計 1）極限轉(zhuǎn)矩 極限轉(zhuǎn)矩是減震器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩，它受限于減震彈簧的許用盈利等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關，一般可取 Tj=1.5~2.0Temax 式中，乘用車：系數(shù)取2.0，則代入數(shù)據(jù)得Tj=329.6N?m。 2）扭轉(zhuǎn)角剛度 為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理的選擇減震器的扭轉(zhuǎn)角剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，即 代入數(shù)據(jù)得。 3）阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 由于減震器扭轉(zhuǎn)剛度受結構及發(fā)動機轉(zhuǎn)達轉(zhuǎn)矩的限制，不可能個很低，故為了在發(fā)動機轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效的消振，必須合理的選擇減震器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩，一般可按下式初選 Tμ=0.06~0.17Temax 取，則帶去數(shù)據(jù)得Tμ=16.48N?m。 4）預緊轉(zhuǎn)矩 減震彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的，但不應大于，否則反向工作，扭轉(zhuǎn)減震器將提前停止工作，故 Tn=0.05~0.15Temax 取Tn=0.1Temax=16.48N?m。 5）減震彈簧位置半徑R 的尺寸應盡可能大一些，一般取 R0=0.06~0.75d2 取。 6）減震彈簧的數(shù)目 的選擇參照下表選取 表4 摩擦片外徑D/mm 225~250 250~325 325~350 Zj 4~6 6~8 8~10 由上表可知，D=225mm在225~250范圍內(nèi)，所以取=6. 7）減震彈簧總壓力 當限位銷與從動盤轂之間的間隙或被消除，減震器彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達到最大值時，減震彈簧受到的壓力為 代入數(shù)據(jù)得。 8）極限轉(zhuǎn)角 減震器從預緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時，從動片相對于從動盤轂極限轉(zhuǎn)角為 式中，為減震彈簧的工作變形量，代入數(shù)據(jù)得。 4.2 扭轉(zhuǎn)減震彈簧的設計 在初步選定減速器的主要參數(shù)之后，既可根據(jù)布置上的可能來確定和減速器的相關尺寸。 4.2.1減震彈簧的分布半徑R1 R1的尺寸應可能大一些，一般取R1=0.60~0.75d2 式中，d為離合器摩擦片內(nèi)徑，故R1=0.65d/2=47.25mm。 4.2.2單個減震器的工作壓力P 4.2.3減震彈簧尺寸 1）彈簧中徑 其一般由布置結構決定，通常 Dc=11~15mm 故取=12mm。 2）彈簧鋼絲直徑d 式中，扭轉(zhuǎn)許用力可取550~600Mpa，故取為560Mpa。d=3.99mm，取d=4mm。 3）減震彈簧剛度k k=kφ1000R12n=4284.8100011324=335.56N/mm 4）減震彈簧的有效圈數(shù)i i=Gd48Dc3k=810444812310-9335.56103=4.41 取i=5。 5）減震彈簧總圈數(shù)n 其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)i之間的關系為 n=i+1.5~2=8 減震彈簧最小高度 lmin=nd+δ=1.1dn=35.2mm 彈簧總變形量 ?l=Pk=3.46mm 減震彈簧總變形量 l0=lmin+?l=38.66mm 減震彈簧預變形量 ?l=TnkZR1=16.48335.56247.2510-3=0.52mm 減震彈簧高度 l=l0-?l=38.66-0.52=38.14mm 6)從動片相對于從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角a 最大轉(zhuǎn)角a和減震彈簧的工作變形量有關，其值為 α=2arcsin?l2R1=3.55 7）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙 式中，為限位銷安裝位置尺寸。的值一般取2.5~4mm。故可取=3mm，=48.45，取=49mm。 8）銷直徑 按結構布置選定，一般 d=9.5~12mm 可取。 綜上所述，扭轉(zhuǎn)減震器的主要參數(shù)如下表5 表5 扭轉(zhuǎn)減震器的相關參數(shù) 極限轉(zhuǎn)矩 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 預緊轉(zhuǎn)矩 減震彈簧的位置半徑 減震彈簧個數(shù) 329.6N?m 16.48N?m 16.48N?m 47.25mm 6 4.3從動盤轂的設計 從動盤轂是離合器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(zhuǎn)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，花鍵的遲鈍可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩。 表6 花鍵尺寸表 摩擦片外徑D/mm 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩TemaxN?m 花鍵尺寸 擠壓應力 齒數(shù)n 外徑/mm 內(nèi)徑/mm 厚度t 有效齒長l/mm 250 196 10 35 28 4 35 10.2 從動盤轂的軸向長度不宜過小，以免花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使離不測底，一般取1.0~1.4倍的花鍵直徑，從動盤轂一般采用鍛鋼并經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理，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，對減震彈簧窗口及與從動片配合處，應進行高平處理。 4.4離合器蓋結構的設計 1) 應具有足夠的剛度，否則將影響離合器的工作特性，增大操縱時分離行程，減少壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。 2）應于飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作，對中方式采用定位銷或定位螺栓，也可以采用止口對中。 3）蓋的膜片彈簧支撐處應具有高的尺寸精度。 4）為了便于通風散熱，防止摩擦表面文度過高，可在離合器上開較大的通風窗口，或再蓋上加通風散片等。 乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。本次設計初選08鋼板厚度為3mm。 4.5壓盤的設計 4.5.1設計要求 1）壓盤應具有較大的質(zhì)量，來增大熱容量，減小溫度變化，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，可設置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可以采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤； 2)壓盤應具有較大剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后產(chǎn)生的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為15~25 mm； 3)與飛輪應保持良好的對中性，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于15~20 g?cm； 4)壓盤高度公差要小。 壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，通常采用灰鑄鐵，采用HT200，硬度為170~227HBS。 4.5.2壓盤的幾何尺寸以及材料的確定 壓盤的外徑尺寸參考摩擦片的外徑。除此之外，壓盤應具有足夠的質(zhì)量和較大的剛度。選取壓盤的厚度為15mm。并且在內(nèi)緣做成一定錐度用以彌補壓盤因受熱后內(nèi)緣的凸起。如下圖： 圖三 壓盤 4.5.3 壓盤的校核 離合器結合一次的升溫為 式中，t為壓盤溫升，一般不超過8~10℃; c為壓盤的比熱容，鑄鐵：； 為傳到壓盤的熱量所占的比例，對于單片離合器壓盤：=0.5； m為壓盤質(zhì)量（kg）； V為壓盤估算面積 為鑄鐵密度，??； D為摩擦片外徑為225mm； d為摩擦片內(nèi)徑為135mm； h為壓盤厚度為15mm； 代入數(shù)據(jù)得t=5.78℃，而且滿足一般不超過8~10℃。則符合要求。 4.6支撐環(huán) 支撐環(huán)和支撐鉚釘?shù)陌惭b位置要高，耐磨性好，支撐環(huán)一般采用3.0~4.0mm的碳素彈簧鋼絲。取直徑為3mm的鋼絲。 五、操縱機構 5.1操縱結構簡介 汽車離合器操縱機構是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和接合的一套機構。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內(nèi)的分離軸承。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機構首先要求操作輕便。輕便性包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應過大，另一方面是應有踏板形成的校正機構。離合器操縱機構按分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機械式、氣壓助力液壓式等等。 離合器操縱機構應滿足的要求是： 1）踏板力要小，轎車一般在80～150N范圍內(nèi)，貨車不大于150～200N； 2）踏板行程對轎車一般在80~150mm范圍內(nèi)，對貨車最大不超過180mm； 3）踏板行程應能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復原； 4）應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構因受力過大而損壞； 5）應具有足夠的剛度； 6）傳動效率要高； 7）發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。 機械式操縱機構有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結構簡單，工作 可靠，但是機械效率低，質(zhì)量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠距離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命短，機構效率不高。 本次設計的普通輪型離合器操縱機構，采用液壓式操縱機構。液壓操縱機構有如下優(yōu)點： （1）液壓式操縱，機構傳動效率高，質(zhì)量小，布置方便；便于采用吊掛踏板，從而容易密封，不會因駕駛室和車架的變形及發(fā)動機的振動而產(chǎn)生運動干涉； （2）可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動系產(chǎn)生的動載荷，正由于液壓式操縱有以上的優(yōu)點，故應用日益廣泛，離合器液壓操縱機構由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。其相應部分尺寸如下表： 表7 操縱部分的機構尺寸 a1 180mm a2 48mm c1 20mm c2 85mm b1 40mm b2 100mm 在操縱機構中表示如下： 圖四 機械操縱機構示意圖 5.2離合器踏板行程計算 踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2組成： 式中，為分離軸承的自由行程，一般為1.5~3.0mm。取=3mm。反映到踏板行程上的自由行程一般為20~30mm； Z為摩擦片數(shù)； 為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：=0.85~1.30mm，取=1.0mm； 故代入相應的數(shù)據(jù)得 5.3 踏板力的計算 踏板力為 式中，為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力，取=12000N。 為操縱機構的總傳動比，；為機械效率，機械式：；??； 為克服回位彈簧1、2的拉力所需要的踏板力；在初步設計時可忽略不計。 故代入數(shù)據(jù)得 符合乘用車踏板力要求在80~150Nd范圍內(nèi)。 分離離合器所作的功為 式中，為離合器拉接狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓力。 D為摩擦片外徑； d為摩擦片內(nèi)徑； 為摩擦片單位壓力。 故代入數(shù)據(jù)得 則符合要求。 六、設計小結 經(jīng)過兩周的課程設計,我發(fā)現(xiàn)我在收集文獻資料、自學專業(yè)知識和繪圖軟件等各個方面的能力有了不少提高。我不僅對離合器設計有了更深的了解，還對機械產(chǎn)品設計開發(fā)過程有了一定的認識。本次設計是一個綜合性較強的應用課題，其涉及機械制圖、機械設計、汽車構造和汽車設計等課程。 我通過對離合器參數(shù)的分析，首先對離合器的結構型式進行合理選擇，主要是對從膜片彈簧的結構型式及布置和從動盤的結構型式選擇，并利用CAD電子圖板軟件繪制轎車膜片彈簧離合器裝配圖；再進行離合器的基本結構尺寸和參數(shù)的選擇及計算；最后進行離合器零件的結構選型及設計計算，主要是對從動盤總成設計，壓盤、傳力片的設計校核，膜片彈簧主要參數(shù)的選擇、設計和強度校核，并繪制轎車離合器的零件圖。在此期間，我從圖書館、網(wǎng)上數(shù)據(jù)庫及論壇中查閱了不少相關文獻資料，閱讀了大量的專業(yè)書籍，學會如何快速，準確的找到自己想要的信息資料，使我受益匪淺。我還自學了CAD電子圖板軟件，提高了機械制圖的效率和質(zhì)量。 離合器設計有理論分析與經(jīng)驗設計，實體模型試驗研究和有限元計算軟件研制開發(fā)三種主要方法。由于對離合器設計經(jīng)驗缺乏以及對制造工藝技術方面的不了解，我在設計過程中也遇到了種種困難，通過這次的課程設計，使我們充分地認識到設計一個工程項目所需經(jīng)歷的步驟，以及身為一個工程技術人員所需具備的素質(zhì)和所應當完成的工作，為我們即將進入社會提供了一個良好的學習機會，對于我們由學生向工程技術人員轉(zhuǎn)變有著重大的實際意義。 七、參考文獻 [1]．王望予．汽車設計[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2004.8 [2]．陳家瑞．汽車構造[M]．北京：人民交通出版社，2002 [3]．余志生．汽車理論[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2009.3 [4]．濮良貴，陳國定，吳立言．機械設計[M]．北京：高等教育出版社，2013 [5]．中國農(nóng)業(yè)機械化科學研究院編．實用機械設計手冊．北京：新華書店，1985 附錄 1.最值載荷程序 clear; clc; x=[1.5:1/100:3]; E=2.1*10^5; u=0.3; R=110.26;R1=105;r=91.88;r1=92; H=3.2; h=2.13; b=pi*E*h*x/(6*(1-u^2)); c=log(R/r)/(R1-r1)^2; d=H-((R-r)*x)/(R1-r1); e=H-((R-r)*x/((R1-r1)*2)); y=b*c.*(d.*e+h^2); [max_y,xx] = max(y); disp(最大值：); disp(max_y); disp(對應的 x 的值:); disp(x(xx)) [min_y,xx] = min(y); disp(最小值：); disp(min_y); disp(對應的 x 的值:); disp(x(xx)) 2.計算曲線拐點程序 syms x; E=2.1*10^5; u=0.3; R=110.26;R1=105;r=91.88;r1=92; H=3.2; h=2.13; b=pi*E*h*x/(6*(1-u^2)); c=log(R/r)/(R1-r1)^2; d=H-((R-r)*x)/(R1-r1); e=H-((R-r)*x/((R1-r1)*2)); y=b*c.*(d.*e+h^2); Y=diff(y,x,2); x=solve(Y,x); y=eval(y); c=[x,y]