汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書

1、汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書學(xué)院名稱： 交通與汽車工程學(xué)院 課程代碼：_8203381_專業(yè)： 車輛工程 年級(jí)： 2008 一、設(shè)計(jì)題目：中型載重車膜片彈簧離合器設(shè)計(jì)（后備功率?。┒?、主要內(nèi)容：1離合器基本參數(shù)及尺寸確定；2離合器主要部件設(shè)計(jì)計(jì)算；3離合器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算；4繪制膜片彈簧零件圖；5繪制膜片彈簧離合器裝配圖。三、具體要求及應(yīng)提交的材料1每一位同學(xué)按照指定的參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)；2膜片彈簧設(shè)計(jì)計(jì)算編制程序完成，并打印出膜片彈簧特性曲線圖（圖必須標(biāo)明六個(gè)點(diǎn)及主要參數(shù)）；3說明書不得抄襲，必須獨(dú)立完成；4必須按時(shí)完成；5設(shè)計(jì)說明書按規(guī)定格式書寫；6完成應(yīng)提交的材料：設(shè)計(jì)說明書一份、離合器裝配總圖一張

2、（1：1）、膜片彈簧零件圖一張（1：1）。四、主要技術(shù)路線提示1根據(jù)已知數(shù)據(jù)初算摩擦片尺寸，然后根據(jù)相關(guān)約束條件進(jìn)行驗(yàn)算；2根據(jù)摩擦片外徑初步確定膜片彈簧外徑；3初步確定膜片彈簧有關(guān)參數(shù)及用程序進(jìn)行對(duì)參數(shù)調(diào)整直到滿足要求為止；4壓盤傳動(dòng)及定中方式確定；5操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算。五、進(jìn)度安排1準(zhǔn)備及任務(wù)布置1天；2離合器基本參數(shù)及尺寸確定1天；3離合器主要部件設(shè)計(jì)計(jì)算4天；4離合器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算1天；5繪制膜片彈簧零件圖15天；6繪制膜片彈簧離合器裝配圖4天；7編寫設(shè)計(jì)說明書2天；8機(jī)動(dòng)時(shí)間05天。六、推薦參考資料(不少于3篇)1. 王望予主編 汽車設(shè)計(jì) 北京：機(jī)械工業(yè)出版社2006.1；2徐石安等

3、主編 汽車離合器 北京：清華大學(xué)出版社2005；3陳家瑞主編 汽車構(gòu)造 北京：人民交通出版社2002.6；4吳宗澤主編 機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè) 北京：機(jī)械工業(yè)出版社 2004；5劉懷信 汽車設(shè)計(jì) 北京：清華大學(xué)出版社 2001.7指導(dǎo)教師 簽名日期 年 月 日系 主 任 審核日期 年 月 日目錄摘要2引言31摩擦離合器基本結(jié)構(gòu)尺寸、參數(shù)的選擇41.1離合器基本性能關(guān)系式41.2摩擦片外徑D與內(nèi)徑d的選擇41.3 離合器后備系數(shù)的確定61.4 單位壓力P的確定61.5 離合器基本參數(shù)的約束條件72離合器從動(dòng)盤總成設(shè)計(jì)92.1摩擦片設(shè)計(jì)92.2從動(dòng)盤轂設(shè)計(jì)92.3從動(dòng)片設(shè)計(jì)122.4扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì)123

4、 膜片彈簧設(shè)計(jì)163.1 膜片彈簧的概念163.2 膜片彈簧的彈性特性163.3 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇164 壓盤和離合器蓋的設(shè)計(jì)234.1 壓盤設(shè)計(jì)234.2離合器蓋設(shè)計(jì)245 離合器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)265.2 操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇265.3 離合器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算26摘要本次課程設(shè)計(jì)的是中型載重車膜片彈簧離合器，根據(jù)所給汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩、最大轉(zhuǎn)速、最大功率等基本參數(shù)等基本參數(shù)確定離合器基本參數(shù)。在本次設(shè)計(jì)中主要對(duì)膜片彈簧、壓盤、離合器蓋、從動(dòng)盤及操縱機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，同時(shí)也對(duì)膜片彈簧及操縱機(jī)構(gòu)等和性能進(jìn)行了校核。在設(shè)計(jì)過程中注重對(duì)膜片彈簧及操縱機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)。同時(shí)應(yīng)用計(jì)算機(jī)語言編程對(duì)相關(guān)參數(shù)

5、進(jìn)行校核及調(diào)整。關(guān)鍵詞：膜片彈簧、膜片彈簧離合器、操縱機(jī)構(gòu)、強(qiáng)度引言對(duì)于以內(nèi)燃機(jī)為動(dòng)力的汽車，離合器在機(jī)械傳動(dòng)系中作為一個(gè)獨(dú)立的總成而存在的，它是汽車傳動(dòng)系中直接與發(fā)動(dòng)機(jī)相聯(lián)系的總成。目前，在各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主、從動(dòng)部分之間的摩擦來傳遞動(dòng)力且能分離的裝置。它主要包括主動(dòng)部分、從動(dòng)部分、壓緊機(jī)構(gòu)、操縱機(jī)構(gòu)等四部分。主、從動(dòng)部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處于結(jié)合狀態(tài)并能傳遞動(dòng)力的基本機(jī)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)是使離合器主、從動(dòng)部分分離的裝置。隨著汽車發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、功率的不斷提高和汽車電子技術(shù)的高速發(fā)展。人們對(duì)離合器要求越來越高。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(jié)構(gòu)正逐步

6、地向拉式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動(dòng)操縱形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長(zhǎng)其使用壽命，適應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)的高轉(zhuǎn)速，增加離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力和簡(jiǎn)化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢(shì)。1摩擦離合器基本結(jié)構(gòu)尺寸、參數(shù)的選擇已知條件：某中型載重車發(fā)動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù):最大扭矩 156.8/2400 N·m/rpm最高轉(zhuǎn)速 4500 rpm后備功率 小1.1離合器基本性能關(guān)系式為了能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，離合器的靜摩擦力矩應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，而離合器傳遞的摩擦力矩又決定于其摩擦面數(shù)Z、摩擦系數(shù)f、作用在摩擦面上的總壓緊力P與摩擦片平均摩擦半徑Rm，即 【1】 （2-1）式中：離合器的后備

7、系數(shù)。摩擦系數(shù)，在設(shè)計(jì)中取值為0.250.3.Z摩擦面數(shù)，單片離合器，取值21.2摩擦片外徑D與內(nèi)徑d的選擇當(dāng)按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N·m）來確定D時(shí)，有下列公式可作參考：【1】 （2-2）式中A反映了不同結(jié)構(gòu)和使用條件對(duì)D的影響，在確定外徑D時(shí)，有下列經(jīng)驗(yàn)公式可供初選時(shí)使用：【1】 （2-3） 轎車：KD=14.5輕、中型貨車：?jiǎn)纹琄D=16.018.5 雙片KD=13.515.0重型貨車：KD=22.524.0本次設(shè)計(jì)所設(shè)計(jì)的是中型載重車（Temax/nT為156.8Nm/2400rpm）的膜片彈簧離合器。所設(shè)計(jì)的離合器摩擦片為單片，選擇KD =17。所以D=按初選D以后，還需注意摩

8、擦片尺寸的系列化和標(biāo)準(zhǔn)化，表2-1為我國(guó)摩擦片尺寸標(biāo)準(zhǔn)。表2-1 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)外徑內(nèi)徑厚度內(nèi)外徑之比單位面積1601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.58346600查出本車將使用單片式離合器，且離合器摩擦片外徑為212.8mm。再查表2-1即可得到摩擦片的具體參數(shù)，如下：摩擦片外徑D=225mm摩擦片內(nèi)徑d=150mm摩擦片厚度h=3.5mm摩擦片內(nèi)外徑比d/D=0.667

9、單面面積F=22100mm21.3 離合器后備系數(shù)的確定在開始設(shè)計(jì)離合器時(shí)，一般是參照統(tǒng)計(jì)資料，并根據(jù)汽車的使用條件，離合器結(jié)構(gòu)形式的特點(diǎn)，初步選定后備系數(shù)。表2-2 后備系數(shù)表車型轎車、輕型貨車中、重型貨車越野車、牽引車后備系數(shù)1.301.751.602.252.03.5本設(shè)計(jì)是中型載重車離合器的設(shè)計(jì)，該車型屬于中、重型貨車類型，故選擇本次設(shè)計(jì)的后備系數(shù)在1.602.25之間選擇。因?yàn)樵撥囆蜑楹髠涔β市。?1.60。因此有離合器的轉(zhuǎn)矩容量Tc=1.6×156.8=251 N.M1.4 單位壓力P的確定摩擦面上的單位壓力P0值和離合器本身的工作條件，摩擦片的直徑大小，后備系數(shù)，摩擦

10、片的材料及質(zhì)量等因素有關(guān)。離合器使用頻繁，發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率較小時(shí)，P0應(yīng)取小些；當(dāng)摩擦片外徑較大時(shí)，為降低摩擦片外緣熱載荷，P0應(yīng)取小些；后備系數(shù)較大時(shí)，可適當(dāng)增大。當(dāng)摩擦片采用不同材料時(shí)，P0按下列范圍選?。菏藁牧?P0 =0.100.35MP粉末冶金材料 P0 =0.350.60MP金屬陶瓷材料 P0 =0.701.50MP 本次設(shè)計(jì)中我們選取摩擦片的材料為石棉基材料。離合器摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為：Tc=fFZRc (2-4)式中，Tc-靜摩擦力矩； f-摩擦面間的靜摩擦因素，計(jì)算時(shí)一般取0.250.30；選取f=0.25 F-壓盤施加在摩擦面上的工作壓力； Rc -摩擦片的平均半

11、徑； Z-摩擦面數(shù)，是從動(dòng)盤的兩倍； 所以，Z=2假設(shè)摩擦片上工作壓力均勻，則有：F= P0 ×A= P0(D2-d2)/4【1】（2-5）式中，P0-摩擦片單位壓力； A-一個(gè)摩擦面面積； D-摩擦片外徑； d-摩擦片內(nèi)徑.摩擦片的平均半徑Rc根據(jù)壓力均勻的假設(shè)，可表示為：Rc =(D3-d3)/3/(D2-d2) （2-6）當(dāng)d/D0.6時(shí)，Rc可相當(dāng)準(zhǔn)確的有下式計(jì)算：Rc =（D+d）/4 (2-7)因?yàn)閐=150mm、D=225mm，所以d/D=0.6670.6，則Rc用（2-7）式計(jì)算將（2-5）、（2-7）式代入（2-4）得：Tc=fZ P0(D2-d2)（D+d）/16

12、 （2-8）為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的，設(shè)計(jì)時(shí)Tc應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，即Tc =Temax （2-9）式中，Temax=156.8Nm為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；=1.6為離合器的后備系數(shù)。把（2-8）式代入（2-9）式得：P0=16Temax/fZ (D2-d2)（D+d）代入各參數(shù)可得P0=0.242MPa所以所得P0在石棉基材料單位壓力范圍內(nèi)，所以我們選取的材料及單位壓力P0符合設(shè)計(jì)要求。1.5 離合器基本參數(shù)的約束條件1摩擦片外徑D（mm）的選取應(yīng)使最大圓周速度VD不超過6570m/s，即VD= nemaxD×10-3/606570m/s式中，nemax為發(fā)動(dòng)

13、機(jī)的最高轉(zhuǎn)速（r/min）。本次設(shè)計(jì)中nemax=4500 r/min，所以VD= 4500×225×10-3/60=53m/s符合VD6570m/s的約束條件。2. 摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0.530.70內(nèi) c=d/D=150/225=0.667符合約束條件3.為保證離合器可靠傳遞轉(zhuǎn)矩，并防止傳動(dòng)系過載，應(yīng)使1.24.0，在前面參數(shù)選取中，我們選取=1.6，符合此約束條件。4.為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm，即d2Ro+50 。d=150mm，Ro=50mm符合要求。5. 單位摩擦面?zhèn)鬟f轉(zhuǎn)矩的許用值為反映離合器傳遞轉(zhuǎn)矩且有

14、過載保護(hù)的能力，單位摩擦面?zhèn)鬟f的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值。即： 要求即可。6.為降低離合器滑磨時(shí)的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，單位壓力P0對(duì)于不同車型，根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，P0為0.101.50MPa。我們選取摩擦片的材料為石棉基材料，并且選取P0=0.242MPa，符合此約束條件。2離合器從動(dòng)盤總成設(shè)計(jì)從動(dòng)盤總成主要由從動(dòng)盤轂、摩擦片、從動(dòng)片、扭轉(zhuǎn)減振器等組成。2.1摩擦片設(shè)計(jì)2.1.1 摩擦片選材2.1.2摩擦片鉚釘?shù)膹?qiáng)度校核本設(shè)計(jì)所采用的離合器摩擦片材料為石棉基摩擦材料，摩擦片與從動(dòng)片的連接方式為鉚接，選取4顆鉚釘鉚接.其鉚接位置為R=50mm。鉚釘材料選為15號(hào)鋼。鉚釘?shù)男：巳缦?/p>

15、：平均每顆鉚釘所受的最大剪切力Fmax：【1】根據(jù)鉚釘所受的Fmax ，分別校核鉚釘?shù)目辜魪?qiáng)度和從動(dòng)片的抗壓強(qiáng)度： 【1】 【1】式中：dO為鉚釘孔直徑，mm； m為每個(gè)鉚釘?shù)目辜裘鏀?shù)量； 為被鉚件中較薄板的厚度，mm；根據(jù)相關(guān)已知參數(shù)，可得，=1mm，m=2；選取的鉚釘直徑dO=5mm，=115Mpa，=430Mpa。將各項(xiàng)數(shù)值代入公式得到：所以，所選鉚釘能夠滿足使用要求。2.2從動(dòng)盤轂設(shè)計(jì)從動(dòng)盤毅的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側(cè)定心矩形花鍵的動(dòng)配合相聯(lián)接，以便從動(dòng)盤毅能作軸向移動(dòng)?；ㄦI的結(jié)構(gòu)尺寸可根據(jù)從動(dòng)盤外徑和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩按GB1144-2001矩形花鍵尺寸、公差和檢驗(yàn)選取(見表3

16、-1)。從動(dòng)盤毅花鍵孔鍵齒的有效長(zhǎng)度約為花鍵外徑尺寸的(1.01. 4)倍(上限用于工作條件惡劣的離合器)，以保證從動(dòng)盤轂沿軸向移動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生偏斜。表3-1 GB1144-2001從動(dòng)盤外徑D/mm發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩/Nm花鍵齒數(shù)n花鍵外徑D/mm花鍵內(nèi)徑d/mm鍵齒寬b/mm有效齒長(zhǎng)l/mm擠壓應(yīng)力/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635

17、048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5花鍵尺寸選定后應(yīng)進(jìn)行擠壓應(yīng)力 ( MPa)及剪切應(yīng)力j ( MPa)的強(qiáng)度校核： 【1】 （3-1） 【1】 （3-2）式中： ，分別為花鍵外徑及內(nèi)徑，mm；n花鍵齒數(shù)；，b分別為花鍵的有效齒長(zhǎng)及鍵齒寬，mm；z從動(dòng)盤毅的數(shù)目；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N.mm。從動(dòng)盤毅通常由40Cr ， 45號(hào)鋼、35號(hào)鋼鍛造，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，HRC2832。由表3-1選取得：花鍵齒數(shù)n=10； 花鍵外徑D=32mm；花鍵內(nèi)徑d=26m

18、m；鍵齒寬b=4mm；有效齒長(zhǎng)l=30mm；擠壓應(yīng)力=11.5MPa；校核計(jì)算如下： =16.8MPa； =12.6MPa符合強(qiáng)度得要求。2.2.1 傳力銷的強(qiáng)度校核 傳力銷同時(shí)受彎曲應(yīng)力和拉伸應(yīng)力的影響，此外，傳力銷表面還受擠壓應(yīng)力的作用。其強(qiáng)度校核如下。 （1）拉彎復(fù)合應(yīng)力 【1】式中，為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N.m； n為傳力銷數(shù)目； 為力的作用半徑，m。 傳力銷的拉伸應(yīng)力為 式中，P為作用在傳力銷上的力，N； d為傳力銷根部直徑，cm； n為傳力銷數(shù)目。（2）傳力銷的擠壓應(yīng)力為 式中，S為作用寬度； 為傳力銷的直徑。 經(jīng)過校核，所選的傳力銷符合設(shè)計(jì)使用要求。2.3從動(dòng)片設(shè)計(jì)2.3.1從動(dòng)片的

19、厚度及選材從動(dòng)片通常用1.02.0mm厚的鋼板沖壓而成。有時(shí)將其外緣的盤形部分磨薄至0.651.0mm，以減小其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。從動(dòng)片的材料與其結(jié)構(gòu)型式有關(guān)，整體式即不帶波形彈簧片的從動(dòng)片，一般用高碳鋼(50或85號(hào)鋼)或65Mn鋼板，熱處理硬度HRC3848；采用波形彈簧片的分開式(或組合式)從動(dòng)片，從動(dòng)片采用08鋼板，氰化表面硬度HRC45，層深0.20.3mm；波形彈簧片采用65Mn鋼板，熱處理硬度 HRC4351。本次設(shè)計(jì)采用整體式從動(dòng)片，厚度為2mm。2.4扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì)2.4.1扭轉(zhuǎn)減振器的功能2.4.2扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)確定（1）扭轉(zhuǎn)減振器的角剛度減振器扭轉(zhuǎn)角剛度Ka決定于減振彈簧的線剛

20、度及結(jié)構(gòu)布置尺寸，按下列公式初選角剛度 Ka13【2】 式中：為極限轉(zhuǎn)矩，按下式計(jì)算 =（1.52.0）【2】 式中：2.0適用乘用車，1.5適用商用車，為發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩取=235.2N.M（2）扭轉(zhuǎn)減振器最大摩擦力矩合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩。一般可按下式初選為 =（0.060.17）【2】 取=0.15=23.52N.M（3）扭轉(zhuǎn)減振器的預(yù)緊力矩一般選取=（0.050.15）取=0.12=18.8 N.m（4）扭轉(zhuǎn)減振器的彈簧分布半徑減振彈簧的分布尺寸R0的尺寸應(yīng)盡可能大一些，一般取R0 =（0.600.75）d/2 =（0.600.75）×150/2 =（4556.2

21、5）mm同時(shí)滿足 R0 （d-50）/2 其中d為摩擦片內(nèi)徑，代入數(shù)值，得R0 =50mm。（5）扭轉(zhuǎn)減振器彈簧數(shù)目可參考表3-2選取，本設(shè)計(jì)D=225mm，故選取Z=4。表3-2 減振彈簧的選取摩擦片外徑（6）扭轉(zhuǎn)減振器減振彈簧的總壓力當(dāng)限位彈簧與從動(dòng)盤轂之間的間隙被消除時(shí)，彈簧傳遞扭矩達(dá)到最大Tj =【2】 式中：的計(jì)算應(yīng)按Tj的大者來進(jìn)行=4704N。每個(gè)彈簧工作壓力 =4704/4=1176N【2】 2.4.3減振彈簧的尺寸確定在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振彈簧設(shè)計(jì)的相關(guān)尺寸。彈簧的平均直徑：一般由結(jié)構(gòu)布置決定，通常選取Dc=1115左右。彈簧鋼絲直徑d

22、d=【2】式中：扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力=550600MPa，d算出后應(yīng)該圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，一般為34mm左右。代入數(shù)值，得d=3.9mm，符合上述要求。減振彈簧剛度： k=【2】=380N/mm 減振彈簧的有效圈數(shù)： = 【2】 式中：G為材料的扭轉(zhuǎn)彈性模數(shù)，對(duì)鋼=83000N/mm2，代入數(shù)值，得=4.04。減振彈簧的總?cè)?shù)=6。減振彈簧在最大工作壓力P時(shí)最小長(zhǎng)度：=26.4mm 減振彈簧的總變形量： mm 減振彈簧的自由高度： =28.3mm 減振彈簧的預(yù)變形量： mm 減振彈簧安裝后的工作高度： =28.07mm 3 膜片彈簧設(shè)計(jì)3.1 膜片彈簧的概念3.2 膜片彈簧的彈性特性3.3 膜片彈簧主要參數(shù)

23、的選擇3.3.1 H/h選擇比值H/h和h 的選擇：在設(shè)計(jì)過程中, 比值H/h和h 的選擇要根據(jù)膜片彈簧非線形特性的彈性變化規(guī)律來選擇,為了能夠正確選擇其膜片彈簧的特性曲線,來得到最佳的使用性能,一般H/h的比值范圍.常用的膜片彈簧板厚為。3.3.2 選擇根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R/r一般為1.21.35。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應(yīng)取為大于或等于摩擦片的平均半徑Rc。摩擦片的平均半徑： =(D+d)/4=(225+150) /4=93.75mm 因，取R=100mm，則r=80mm則R/r=100/80=1.25。3.3.3 圓錐底角汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時(shí)，圓錐底

24、角一般在°范圍內(nèi)，本設(shè)計(jì)中式=arctanH/(R-r)=arctan4.6/(100-80) 得=13.1°在°之間，合格。3.3.4膜片彈簧工作位置的選擇：膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖4-2所示。該曲線的拐點(diǎn)H對(duì)應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且。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，一般(0.81.0)，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內(nèi)壓緊力從到變化不大。當(dāng)分離時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點(diǎn)應(yīng)盡量靠近N點(diǎn)。 圖 4-2 膜片彈簧的彈性特性曲線3.3.4 分離指數(shù)目的選取分離指的數(shù)目N、切槽寬

25、以及窗空寬和半徑r的選擇都要符合標(biāo)準(zhǔn)來選取。汽車離合器的膜片彈簧的分離指的數(shù)目要大于12個(gè)，一般在18左右取整偶數(shù)，以方便于生產(chǎn)制造時(shí)好利用模具分度；切槽寬一般在范圍之間；窗空寬，其半徑。本設(shè)計(jì)中取分離指數(shù)為18。3.3.5 切槽寬度切槽寬1=3.23.5mm，窗孔槽寬2=910mm，re的取值應(yīng)滿足r-re2的要求。所以選取1=3.5mm，2=10mm，re=70mm。3.3.6膜片彈簧小端內(nèi)半徑確定由表3-1可得知花鍵尺寸D=32mm。取軸花鍵半徑，則取=24mm。3.3.7壓盤加載點(diǎn)半徑和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑的確定應(yīng)略大于且盡量接近，應(yīng)略小于且盡量接近。膜片彈簧應(yīng)用優(yōu)質(zhì)高精度鋼板制成，其碟簧

26、部分的尺寸精度要高。國(guó)內(nèi)常用的碟簧材料的為，當(dāng)量應(yīng)力可取為。根據(jù)汽車設(shè)計(jì)（王望予編著，機(jī)械工業(yè)出版社出版）知，和需滿足下列條件： 且 由前面選擇可知，R=100mm，r =80mm代入上式得： 1 100R17且 080 6 故選擇 R1=95mm，=80mm。碟形彈簧當(dāng)其大、小端部承受壓力時(shí)，載荷P與變形之間有如下關(guān)系： 【2】 式中：E彈性模量，對(duì)于鋼：E=21 X 104MPa泊松比，鋼材料取=0. 3；h彈簧鋼板厚度，mm；H碟簧的內(nèi)截錐高，mm；R碟簧大端半徑，mm；A系數(shù)，m碟簧大、小端半徑之比，m=R/r。汽車離合器膜片彈簧在實(shí)際安裝中的支承點(diǎn)如圖4-2所示。（a）自由狀態(tài)；（b

27、）結(jié)合狀態(tài)；（c）分離狀態(tài)圖4-2 膜片彈簧在離合器接合和分離狀態(tài)時(shí)的受力以及變形用VB語言編寫程序，把初選的各參數(shù)值代入該程序繪制膜片彈簧彈性特性曲線圖。根據(jù)各個(gè)設(shè)計(jì)約束條件及設(shè)計(jì)要求對(duì)各個(gè)參數(shù)進(jìn)行調(diào)整。最終獲得膜片彈簧各參數(shù)為：H/h=1.84，h=2.5mm，H=4.6mm；R/r=1.25，R=100mm，r=80mm；N=18；r0=24mm，rf=30mm；1=3.5mm，2=9mm，re=68mm；R1=96mm，r1=82mm。由上各調(diào)整后參數(shù)所獲得的膜片彈簧彈性特性曲線圖和六個(gè)特性點(diǎn)A、M、B、H、N、C及各點(diǎn)坐標(biāo)如圖4-3所示：圖4-3 調(diào)整后參數(shù)所獲得的膜片彈簧彈性特性曲

28、線圖3.3.8 檢驗(yàn)所得尺寸是否符合設(shè)計(jì)的約束條件（1）應(yīng)保證所設(shè)計(jì)的彈簧工作壓緊力F1B與摩擦片工作壓力FY相等由上圖數(shù)據(jù)顯示可知，F(xiàn)1B=7042.5N，F(xiàn)C=7042.9N，F(xiàn)1BFY符合設(shè)計(jì)要求。（2）為保證各工作點(diǎn)A、B、C有較合適的位置，應(yīng)使1B/1H=0.81.0即0.8（R-r）1B/（R1-r）H1.01B=3.13則（R-r）1B/（R1-r）H=(100-80)×3.13/（96-82）×4.6=0.97符合設(shè)計(jì)要求。（3）為保證膜片彈簧磨損后離合器仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，并考慮到摩擦因素的下降，摩擦后彈簧工作壓緊力F1A應(yīng)滿足F1AF1B。由上特性曲線可

29、知F1A=7881.2N，F(xiàn)1B =7042.5N，滿足F1AF1B的設(shè)計(jì)要求。（4）為滿足離合器的使用性能的要求，應(yīng)該滿足：1.6H/h2.29OH/（R-r）15OH/h=4.6/2.5=1.84和H/（R-r）=4.6/（100-80）rad=13.18O都符合離合器的使用性能的要求。（5） 彈簧各部分有關(guān)尺寸比值符合一定的范圍，即1.2R/r1.35702R/h1003.5R/rO5.0根據(jù)所確定的參數(shù)可得R/r=100/80=1.25、2R/h=2×100/2.5=80、R/rO =100/24=4.17都符合上述要求。（6）為使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，應(yīng)滿足：（D+

30、d）/4R1D/2根據(jù)所確定的參數(shù)可得（D+d）/4=93.75，D/2=112.5，R1=94。符合上述要求。（7）根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求，應(yīng)滿足：1R-R17； 0r1-r6； 0rf- r06根據(jù)所確定的參數(shù)可得R-R1=6，r1-r =2，rf- r0=6都符合彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求。（8） 膜片彈簧的分離指起分離杠桿作用，因此其杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即：2.3（r1-rf）/（R1- r1）4.5根據(jù)所確定的參數(shù)可得（r1-rf）/（R1- r1）=（80-30）/（96-80）=3.12符合設(shè)計(jì)要求。3.3.9膜片彈簧強(qiáng)度計(jì)算與校核分析表明，B點(diǎn)的應(yīng)力值最高，通常只計(jì)算B點(diǎn)的應(yīng)力來

31、校核膜片彈簧碟簧的強(qiáng)度。由參考文獻(xiàn)1P65可知B點(diǎn)的應(yīng)力tB為tB=E/（12）/r(e-r) ×2/2（e-r）+h/2【1】令tB對(duì)的導(dǎo)數(shù)等于零,可求出tB達(dá)到極大值時(shí)的轉(zhuǎn)角PP=+h/(e-r)/2自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的圓錐底角=0.23rad;中性點(diǎn)半徑e=(R-r)/ln(R/r)=89.646mm。此時(shí)P=0.23+2.5/(89.646-80)/2=0.359rad離合器徹底分離時(shí),膜片彈簧子午斷面的實(shí)際轉(zhuǎn)角為ff=2arctan1f /(R1-r1)/2=2arctan1.6/（96-82）/2=0.114rad此時(shí)f P，則計(jì)算tB時(shí)取f，所以tB =2.1×

32、;100000/（1-0.32）/80×（89.64-80）×0.1142/2-（89.646-80）×0.23+2.5/2 ×0.114 =-968.74（MPa）設(shè)分離軸承對(duì)分離指端所加載荷為F2（N），由«汽車設(shè)計(jì)»P64式（2-16）可知：F2=(R1-r1) F1/（r1- rf）式中rf=30mm為分離軸承與分離指的接觸半徑；F1等于壓盤工作壓力F1B=5805.9（N）。所以F2=(96-82) ×5805.9/（82- 30）=1563.1（N）在分離軸承推力F2的作用下，B點(diǎn)還受彎曲應(yīng)力tB，其值為rB=6

33、（r- rf）F2/（nbrh2）式中，n為分離指數(shù)目（n=18）；br為一個(gè)分離指根部的寬度。所以rB=6×（80- 30）×1563.1/（18×21×2.52）=198.4（MPa）考慮到彎曲應(yīng)力rB是與切向壓應(yīng)力tB相互垂直的拉應(yīng)力，根據(jù)最大切應(yīng)力強(qiáng)度理論，B點(diǎn)的當(dāng)量應(yīng)力為jB=rBtB=198.4（968.74）=1167.2（MPa）在這次設(shè)計(jì)中，膜片彈簧材料采用60Si2MnA，所以jB=1167.2MPa符合jB15001700MPa的強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。3.3.10 膜片彈簧的制造工藝及熱處理本次設(shè)計(jì)中膜片彈簧采用60Si2MnA高精度鋼板材

34、料。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對(duì)膜片彈簧進(jìn)行強(qiáng)壓處理。另外，對(duì)膜片彈簧的凹面或雙面進(jìn)行噴丸處理以起到冷作硬化的作用，同樣也可以提高承載能力的疲勞強(qiáng)度。為了提高分離指的耐磨性，可對(duì)其端部進(jìn)行高頻淬火、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(yīng)力的作用而產(chǎn)生裂紋，可對(duì)該處進(jìn)行擠壓處理，以消除應(yīng)力源。膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為4550HRC，分離指端硬度為5562HRC，在同一片分離指上同一范圍內(nèi)的硬度差不大于3個(gè)單位。膜片彈簧的內(nèi)、外半徑公差一般為H11和h11，厚度公差為±0.025mm，初始底錐角公差為

35、77;10分。膜片彈簧上下表面的表面粗糙度為1.6m，底面的平面一般要求小于0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時(shí)，其分離指端的相互高度差一般要求小于0.81.0mm。通過本節(jié)膜片彈簧的彈性特性設(shè)計(jì)，得出如下數(shù)據(jù)：H=4.6mm，h=2.5mm，R=100mm，r=80mm，圓錐底角=13.1°，分離指數(shù)，切槽寬1=3.5mm，窗孔槽寬2=9mm，re=68mm，r0=24mm,=30mm，R1=96mm，=82mm 。4 壓盤和離合器蓋的設(shè)計(jì)4.1 壓盤設(shè)計(jì)4.1.1 傳力定中方式的選擇壓盤的傳力方式為傳力片傳動(dòng)方式。 傳力片式傳動(dòng)1.通過摩擦片的內(nèi)、外徑尺寸來確定壓盤的內(nèi)外徑：壓盤外

36、徑=D+（25）mm，壓盤內(nèi)徑=d-（14）mm2.壓盤的厚度i的確定主要依據(jù)以下兩點(diǎn)：1）壓盤應(yīng)具有足夠的質(zhì)量2）壓盤應(yīng)具有較大的剛度鑒于以上兩個(gè)原因，壓盤一般都做得比較厚（15-25mm），而且在內(nèi)緣做成一定錐度以彌補(bǔ)壓盤因受熱變形后內(nèi)緣的凸起。此外，壓盤的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)還應(yīng)注意加強(qiáng)通風(fēng)冷卻，如雙片離合器的中間壓盤體內(nèi)開有許多徑向通風(fēng)孔。4.1.3壓盤溫升的校核通常由灰鑄鐵HT200（密度7.2×10³kg/m³）鑄成。壓盤的厚度初步確定后，應(yīng)校核離合器一次接合的溫升不應(yīng)超過810溫升的校核按式為： =×L/mc【1】 式中：傳到壓盤的熱量所占的比率。對(duì)單

37、片離合器，=0.5；m壓盤的質(zhì)量；c壓盤的比熱容，鑄鐵的比熱容為)；L滑磨功。在校核離合器一次結(jié)合溫升之前，先計(jì)算一次結(jié)合過程的總滑磨功L，可根據(jù)下式計(jì)算【1】 式中，為汽車總質(zhì)量(Kg)；為輪胎滾動(dòng)半徑（m）；為汽車起步時(shí)所用變速器擋位的傳動(dòng)比；為主減速器傳動(dòng)比；為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速r/min，計(jì)算時(shí)乘用車取r/min，商用車取r/min。其中： ， ， m ，Kg。壓盤質(zhì)量m由計(jì)算得到為2.24kg。由此可計(jì)算得 單位摩擦面積的滑磨功：所以滑磨功符合設(shè)計(jì)要求?，F(xiàn)在進(jìn)行接合一次溫升校核：由公式=×L/mc=（0.5×8602）/（544.28×2.24）=3.52不超過

38、允許的810范圍，所以厚度設(shè)計(jì)符合要求。4.2離合器蓋設(shè)計(jì)離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(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的支撐殼體。在設(shè)計(jì)中應(yīng)特別注意以下幾個(gè)問題：1）剛度問題一般轎車的離合器蓋通常用厚度約為35mm的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成比較復(fù)雜的形狀。2） 通風(fēng)散熱問題為了加強(qiáng)離合器的冷卻，離合器蓋上必須開許多通風(fēng)窗口。5 離合器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 5.1 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180mm。 3）應(yīng)有踏板行程調(diào)整裝置

39、，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)的零件因受力過大而損壞。 5）應(yīng)具有足夠的剛度 6）傳動(dòng)效率高 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）工作可靠、壽命長(zhǎng)，維修保養(yǎng)方便。5.2 操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇5.3 離合器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算離合器液壓式操縱機(jī)構(gòu)示意圖圖6-1 液壓式操縱機(jī)構(gòu)示意圖踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2兩部分組成： 【2】 （6-1）根據(jù)要求我們確定操縱機(jī)構(gòu)尺寸參數(shù)為：Sof為分離軸承自由行程，一般為1.53.0mm ，反映到踏板上的自由行程S1一般為2030mm，我們選取Sof=3mm；Z為摩擦面面數(shù)，根據(jù)離合器摩擦片結(jié)構(gòu)可知Z=2；S為離合器分離時(shí)對(duì)偶摩擦面間的間隙，單片：S=0.851.30mm，雙片：S=0.750.90mm，本次設(shè)計(jì)的離合器摩擦片數(shù)為單片，所以取S=0.85mm；a1、a2、b1、b2、c1、c2為杠桿尺寸（圖7-1），根據(jù)前面膜片彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù)可知c1=19mm，c2=67.5mm；選取a2=240mm，a1=33mm，b2=75mm，b1=50mm；d1=15mm，d2=16.26mm。5.4 校核踏板行程（自由行