汽車的設計課設說明書

1、遼 寧 工 業(yè) 大 學 課 程 設 計 說 明 書（論 文）遼寧工業(yè)大學汽車設計課程設計（論文）題目： 駿捷 PRV-1.3-MT 舒適型轎車離合器設計院（系）： 汽車與交通工程學院專業(yè)班級：車輛工程 101學 號： 101201018學生姓名：范英指導教師：秦玉英教師職稱：副教授起止時間： 2013.12.16 2013.12.27目錄第 1 章 汽車離合器綜述 . 11.1 離合器的結構型式 . 11.2 離合器的功能及其組成 11.3 離合器的工作原理 11.4 對離合器的要求 1第 2 章 設計方案的分析與確定 . 32.1 離合器組成 32.2 從動盤數的選擇 32.3 壓緊彈簧形式

2、的選擇 32.4 分離時離合器受力形式選擇 42.5 壓盤的驅動形式選擇 42.6 扭轉減振器 42.7 分離軸承的選擇 52.8 離合器的散熱通風 5第 3 章 主要零部件設計計算和驗算的簡要過程 . 63.1 摩擦片的設計 . 63.2 離合器基本參數的優(yōu)化 . 73.3 膜片彈簧的設計 . 93.4 從動盤轂花鍵的強度驗算 12第 4 章 主要部件結構設計說明 . 134.1 從動盤總成的設計 134.2 離合器蓋和壓盤的方式選擇 134.3 分離軸承的選擇 144.4 離合器的通風散熱 154.5 離合器種類的選擇 154.6 分離時離合器受力形式的選擇 154.7 扭轉減振器的設計

3、154.8 離合器的操縱機構選擇 18第 5 章 經濟、技術分析及對設計所作的簡要評語 . 205.1 經濟、技術分析 205.2 簡評 20參考文獻 . 21致謝 . 22附 錄. 23遼 寧 工 業(yè) 大 學 課 程 設 計 說 明 書（論 文）第 1 章 汽車離合器綜述1.1 離合器的結構型式現代各類汽車上應用最廣泛的離合器是干式盤形摩擦離合器，按從動盤數分類可 分為：單片，雙片，多片。按照彈簧分布形式分類：圓周布置，中央布置，斜向布置。 按照彈簧形式分布：圓柱螺旋彈簧，圓錐螺旋彈簧，膜片彈簧。按照作用力方向分類： 推式，拉式 。1.2 離合器的功能及其組成（1）汽車起步時將發(fā)動機與傳動系

4、平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；（2）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；（3）限制傳動系所承受的最大轉矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；（4）有效地降低傳動系中的振動和噪聲。飛輪、壓盤、從動盤、膜片彈簧總成、離合器蓋。摩擦離合器主要由主動部分 （發(fā)動機飛輪、離合器蓋和壓盤等 ） 、從動部分 （從動盤）、 壓緊機構（壓緊彈簧）和操縱機構 （分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件等 ）四部分 組成。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。1.3 離合器的工作原理圖1 離合器總成離合器蓋與發(fā)動機飛輪用

5、螺栓緊固在一起，當膜片彈簧被預加壓緊，離合器處于接 合位置時，由于膜片彈簧大端對壓盤的壓緊力， 使得壓盤與從動摩擦片之間產生摩擦力。 當離合器蓋總成隨飛輪轉動時 （ 構成離合器主動部分 ） ，就通過摩擦片上的摩擦轉矩帶動 從動盤總成和變速器一起轉動以傳遞發(fā)動機動力， 要分離離合器時， 將離合器踏板踏下， 通過操縱機構，使分離軸承總成前移推動膜片彈簧分離指，使膜片彈簧呈反錐形變形， 其大端離開壓盤， 壓盤在傳動片的彈力作用下離開摩擦片， 使從動盤總成處于分離位置， 切斷了發(fā)動機動力的傳遞。1.4 對離合器的要求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）在任何行駛條件下均

6、能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備。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、

7、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。#遼 寧 工 業(yè)大 學課 程設計 說明 書（論 文）第 2 章 設計方案的分析與確定2.1 離合器組成摩擦離合器主要由主動部分 （發(fā)動機飛輪、離合器蓋和壓盤等 ） 、從動部分 （從動盤）、 壓緊機構（壓緊彈簧）和操縱機構 （分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件等 ）四部分 組成。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。2.2 從動盤數的選擇從動盤數由計算尺寸查汽車設計標準資料手冊取標準。 磨擦片材料的選擇：選擇無石棉有機摩擦材料制成的。 摩擦片在性能上應滿足如下要求 : 磨

8、擦系數比較穩(wěn)定 , 工作溫度 , 磨損速度 , 單位壓力 的變化對其影響要小 ,足夠的機械強度和耐磨性 ,熱穩(wěn)定性好 ,磨合性能好 ,密度要小 ,有 利于結合平順 , 長期停放 , 離合器磨擦面間不發(fā)生“粘著現象” 。摩擦片與從動盤片的連接用鉚釘聯(lián)接。從動盤具有軸向彈性 , 可改變離合器性能 , 使離合器接合柔和 , 減小沖擊，磨擦面接觸 較為均勻 ,磨損較小，從動轂在變速器第一軸花鍵上易于滑動。單片離合器結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，在使用時能保證分離 徹底，接合平順。多片離合器分離不徹底，軸向尺寸大，質量大，易燒壞摩擦片。 故選擇單片離合器。2.3 壓緊彈簧形式的選擇周置彈簧

9、由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞扭矩的能 力降低，另外，彈簧壓到它定位面上，造成接觸部位嚴重磨損，會出現彈簧斷裂現象。中央彈簧此結構軸向尺寸大。 斜置彈簧在重型汽車上使用，突出優(yōu)點是工作性能十分穩(wěn)定，踏板力較小。 膜片彈簧彈簧壓力在摩擦片允許范圍內基本不變，能保持傳遞的轉矩大致不變，另 外它兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，質量小。由于它 大斷面環(huán)形與壓盤接觸， 其壓力分布均勻， 摩擦片磨損均勻，提高使用壽命， 平衡性好。故選擇膜片彈簧。2.4 分離時離合器受力形式選擇推式膜片彈簧是一種傳統(tǒng)的膜片彈簧離合器， 使其結構簡單、 緊湊。零件數目更少，

10、 質量更小。它是以中部與壓盤相壓，在同樣壓盤尺寸下可采用直徑較小的膜片彈簧，從 而可以減小離合器的總體尺寸。而并不增加踏板力，在接合和分離狀態(tài)下，離合器蓋的 變形量小，剛度大，故分離效果更高，拉式杠桿比大于推式杠桿比，傳動效率更高，使 用壽命長，它的分離與分離軸承套筒總成裝在一起，需專門分離軸承，結構復雜。推式摸片彈簧結構簡單，安裝拆卸較簡單，分離行程比拉式小。 故選擇推式膜片彈簧。2.5 壓盤的驅動形式選擇窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們缺點是在聯(lián)接件間有間隙，在驅動中將產生沖擊噪聲， 而且零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低離合器傳動效率。傳動片式此結構中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，簡單可靠，

11、壽命長。 故選擇傳動片式。2.6 扭轉減振器它能降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率，增 加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭振，控制動 力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭振與噪聲，緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖 擊載荷和改善離合器的接合平順性。故要有扭轉減振器。2.7 分離軸承的選擇根據汽車實用技術手冊選徑向推力軸承，分離軸承與分離杠桿通過軸承外圈聯(lián) 接，軸承內圈通過擋圈與膜片彈簧鎖止在一起 , 分離軸承與分離杠桿間有軸向滑動 ,同時 #遼 寧 工 業(yè) 大 學 課 程 設 計 說 明 書（論 文）也有徑向滑動。2.8 離合器的散熱通

12、風實驗表明 , 磨擦片的磨損是隨壓盤的溫度的升高而增大的 , 溫度超過 180 200時, 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。改善離合器結構措施有 : 在壓盤上設散熱筋和轂風筋 ,在離合器蓋上開較大的通風口； 在離合器外窗設有通風窗 , 在離合器外殼內裝一導流罩 , 加強通風，使工作溫度保持在 180以下。5遼 寧 工 業(yè) 大 學 課 程 設 計 說 明 書（論 文）第 3 章 主要零部件設計計算和驗算的簡要過程3.1 摩擦片的設計3.1.1 初選摩擦片外徑 D、內徑 d、厚度 b3-1)D=100 Te m ax / A =151.7 ，本車 A 取 47表

13、 3.1 離合器摩擦片尺寸系列和參數 1根據表 3.1 可知，取 D=225mm,d=150mm, b=3.5m。m3.1.2 后備系數 由于所設計的離合器為膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾 乎不會變小(開始時還有些增加) ，再加上載自卸車的后備功率比較小，使用條件較差， 故取 1.3 。3.1.3 單位壓力 PO壓 緊 力 F=3000Temax(D+d)/ Z(D+d)2=3000*1.5*131*(225+150)/*2*( 2002 +200*140+1402 )=1144/ Po=F/a=1144/*a, 其中 a=16022.1 mm2當=0.2 時， Po=0

14、.36MPa,當=0.3 時， Po=0.23MPa,表 3.2摩擦片單位壓力2故根據表 3.2 可知，摩擦片材料選擇無石棉有機摩擦基材料3.1.4 摩擦因數 f 、離合器間隙 t摩擦因數 f=0.3離合器間隙 t=3mm摩擦面數 Z=23.2 離合器基本參數的優(yōu)化3.2.1設計變量后備系數取決于離合器工作壓力 F和離合器的主要尺寸參數 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 D 和 d。因此，離合器基本參數的 優(yōu)化設計變量選為：X x1x2x3T FDd T3-2)3.2.2 目標函數 離合器基本參數優(yōu)化設計追求的目標，是在保證離合器性能要求的條件下使其結

15、構 尺寸盡可能小，即目標函數為f (x) min (D 2 d 2)43-3)3.2.3 約束條件（ 1） 最大圓周速度根據下式vDnemaxD 10 3 65 70m/s3-4)知，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（ r/min ）607遼 寧 工 業(yè) 大 學 課 程 設 計 說 明 書（論 文）V n D 10 3 53.3 65 70 D max 60 emax所以，故符合條件。（ 2）摩擦片內、外徑之比 c0.66, 滿足 0.53 c 0.70 的條件范圍d 150 cD 2253）后備系數 初選后備系數 1.54）扭轉減振器的優(yōu)化對于摩擦

16、片內徑 d=150mm, 而減振器彈簧位置半徑 R0 （0.6 0.75）d/2140R 0.6 48.故取 0 2(mm)，d 2R 150 2 48 54> 500 符合150R0 0.6 1520 48.0 取R0 48符合要求故符合 d>2R0+50mm的優(yōu)化條件( 5)單位摩擦面積傳遞的轉矩 Tc0Tc04Tc Z(D2 d 2)Tc03-5)根據下式知，Tc= Tem ax=1.3*108 =136.5N.m表 3.3 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值 2（N.m/mm2 ）根據表 3.3 知, 摩擦片外徑 D 小于 210mm時，4TCTCOz (D2 d2) 0.002

17、8 TCO 0.28 故符合要求。6）單位壓力 P0P0 的最大范圍為為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力0.15 0.35Mpa，由于已確定單位壓力 P0 0.25Mpa，在規(guī)定范圍內，故滿足要求。3.3 膜片彈簧的設計3.3.1 膜片彈簧的基本參數的選擇（1）比值 H 和 h 的選擇h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 H 一般為 h1.5 2.0 ，板厚 h 為 24mmH故初選 h=2.6mm, =1.54 則 H=4.004mmh（2）R 比值和 R、r 的選擇 rRCRr2200 140493 .7575mm由于摩擦片平均半徑（3-6

18、） 對于推式膜片彈簧的 r 值，應滿足關系 R Rc 故取 R=105m，m 再結合實際情況取 R/r=1.4 ，則 r=75mm。（3）的選擇=arctanH/（R-r） 12.5 °（3-7）故滿足 9° 15°的范圍。（4）分離指數目 n 的選取 取為 n=18。（5）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。9遼寧工業(yè)大 學課程設計 說明書(論 文)由 d=Kd3 Temax 6 公式，可求得 d=19.78mm,則取 d=25mm再, 取分離軸承 ( 6)切槽寬度 1、2 及半

19、徑 re取13.2mm, 2=10mm, re滿足 r- re>=2,則re<=r- 2=86mm 故取 re 65mm。(7) 壓盤加載點半徑 R1和支承環(huán)加載點半徑 r 1的確定由于 R1和 r 1需滿足下列條件 2 ：(D d)/4 R R1 D/2 (D d)/4 r1 r D/2故選擇 R1 96mm， r 1 75mm。3.3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線假設膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上地某中性點轉動。rf 30mm。加載點間的相對P1 f (x1)Ehx16(1 b2 )ln(R/r)2 (R1 r1)2(H x1 Rr )(Hx1Rr )h21 R1r12

20、R1r13-8)設通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷 P1(N) 集中在支承點處， 軸向變形為 x1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示：式中， E彈性模量，鋼材料取 E=2.0× 105 Mpa； b 泊松比，鋼材料取 b=0.3 ；R 自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑， mm； r 自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑， mm；R 1壓盤加載點半徑， mm；r 1支承環(huán)加載點半徑， mm；H 自由狀態(tài)下碟簧部分內截錐高度， mm； h膜片彈簧鋼板厚度， mm。繪制圖像如下#遼 寧 工 業(yè) 大 學 課 程 設 計 說 明 書(論 文)13由 MATLAB所繪制的曲線取點，得到下面坐標1M 2

21、.5 mm, P1M 6882.16N1N 4.0 mm, P1N 6503.55N3-9)上述曲線的拐點 H對應著膜片彈簧的壓平位置， 而且 1H ( 1M 1N)/2則 1H =( 2.5+4.0 )/2=3.2mm 新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點 B 一般取在凸點 M和拐點 H之間，且靠近或在H點處，一般 1B (0.8 1.6) 1H則取 1B1H則此時校核后備系數P RCZ4430 0 .385 2 1 . 5131000T1. 53-10)emax滿足要求3.3.3 強度校核膜片彈簧大端的最大變形量 1N 4.1210mm 由公式P得 B 756.15MPa3.4 從動盤轂花

22、鍵的強度驗算花鍵尺寸選定后應進行強度校核。擠壓應力計算公式： j P (MPa) j nhlP=4Temax/(D+d)Z=4*148/(250+155)2=73.3 N(3-12)Pj=73.3/8*4*55=9.632 MPa3-11)20MPa。nhl 從動盤轂一般由中碳鋼鍛造而成，并經調質處理，其擠壓應力不應超過 故滿足條件。遼 寧 工 業(yè) 大 學 課 程 設 計 說 明 書（論 文）第 4 章 主要部件結構設計說明4.1 從動盤總成的設計4.1.1 從動盤轂從動盤轂軸向長度不宜過小 2 ，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底， 一般取 1.0 1.4 倍的花鍵軸直徑。故取從動盤

23、轂軸向長度取為 1.2d=1.2 ×22=26.4mm。 從動盤轂的材料選取 45 鋼，并經調質處理，表面和心部硬度一般 2632HRC。為提高花 鍵內孔表面硬度和耐磨性，采用鍍鉻工藝，對減振彈簧窗口及與從動片配合處進行高頻 處理。根據摩擦片的外徑 D 的尺寸及表 4.1 查出從動盤轂花鍵的尺寸。表 4.1 離 合 器 從 動 盤 轂 花 鍵 尺 寸 系 列 2摩擦片 外徑D/mm發(fā)動機的 最大轉矩Temax/N· m花鍵尺寸擠壓應力 j/Mpa齒數N外徑D/mm內徑 d/mm齒厚 b/mm有效齒長 l/mm16050102318320101807010262132011.

24、820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2由于 D=200mm則, 查表可得， 花鍵尺寸：齒數 n=10， 外徑 D ' =32mm, 內徑 d' 26mm 齒厚 t=4mm,有效齒長 l=30mm, 擠壓應力 c =11.3Mpa4.1.2 從動片 從動片要求質量輕，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 1.3 2.5 ，

25、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 1mm，硬度為 40 46HRC，并經過表面發(fā)藍處理。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件之一，它與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩給壓盤。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 3.5mm，乘用車離合器蓋用 10 鋼等低碳鋼板。4.2.2 壓盤（ 1）壓盤傳動方式的選擇 由于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙 的缺點

26、，故選擇已被廣泛采用的傳動片傳動方式。另選用膜片彈簧作為壓力彈簧時，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 前面已經分析了如何確定摩擦片的內、外徑尺寸。當摩擦片的尺寸確定后，與它配 合工作的壓盤內、外徑尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結為如何 確定它的厚度。壓盤厚度的確定主要依據以下兩點：一是壓盤應有足夠的質量；二是壓盤應具有較 大的剛度。為滿足上述要求壓盤應做得厚些，本次設計采用25mm。（3）傳動片 傳動片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅動壓盤共同旋轉，分離時， 又可利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。傳動片采用

27、 3 組，每組 3 片的形式，具體尺寸為，寬 a=25mm，厚 b=12mm，兩孔間距 為 l=22mm，孔直徑為 d=10mm，傳動片彈性模量 E=2 105 MPa。由于各傳動片沿圓周均勻分布，它們的變形不會影響到壓盤的對中性和離合器的平 衡性。4.3 分離軸承的選擇由于 nemax =6000r/min, 離心力造成的徑向力很大， 因此采用角接觸式徑向推力軸承。4.4 離合器的通風散熱 由于離合器尺寸小，在離合器蓋上開通風窗口即能滿足離合器通風散熱的要求4.5 離合器種類的選擇 根據設計方案的分析，確定采用單片膜片彈簧離合器。4.6 分離時離合器受力形式的選擇 由于推式的優(yōu)點突出，所以采

28、用推式。4.7 扭轉減振器的設計4.7.1 扭轉減振器主要參數（ 1）極限轉矩 Tj 極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時所能傳遞的最大轉 矩，即限位銷起作用時的轉矩。極限轉矩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，Tj=（1.5 2.0） Temax 2對于轎車，系數取 2.0 。則 Tj =2.0 × Temax 2×108216N.m（ 2）扭轉剛度 k 為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度，使共振現象不發(fā)生在發(fā) 動機常用工作轉速范圍內。由經驗公式 k 13 T j2 初選即 k 13Tj 13×21

29、62808（N.m/rad ）15遼 寧 工 業(yè) 大 學 課 程 設 計 說 明 書（論 文）（ 3）阻尼摩擦轉矩 T由于減振器扭轉剛度 k 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的消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩。根據公式初選 TT（0.060.17） Te max 2取 T=0.1 Temax =0.1 ×1108=10.8 （N.m）（ 4）預緊轉矩 Tn減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。 Tn 增加，共振頻率將向減小的頻率的方向移動，這是有利的。但是 Tn 不應大于 T由于 Tn 滿足以下關系：Tn（0.05 0.15 ）

30、Temax 2且 Tn T 10.8N.m而（ 0.05 0.15 ） Temax 6.5519.65N.m則初選 Tn9.72N.m（ 5）減振彈簧的位置半徑 R0R0的尺寸應盡可能大些，一般取R0=（0.60 0.75）d/2 2則取 R0=0.6d/2=0.6 ×150/2=48（mm）（ 6）減振彈簧個數 Zj根據表 4.2 2 知，表 4.2 減振彈簧個數的選取當摩擦片外徑小于 225mm時， Zj 4,6,故取 Zj=4（ 7）減振彈簧總壓力 F當限位銷與從動盤轂之間的間隙被消除，減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值Tj 時，減振彈簧受到的壓力 F 為F Tj/R0（4-1 ）2

31、16/(48 ×10 3 )2570（kN）4.7.2 減振彈簧的計算 在初步選定減振器的主要參數以后，即可根據布置上的可能來確定和減振器設計相關的尺寸。（ 1）減振彈簧的分布半徑 R1由于 R1的尺寸應盡可能大些 1 ，一般取R1=（0.60 0.75）d/2式中， d 為離合器摩擦片內徑故 R1=0.7d/2=0.7 × 140/2=49（mm），即為減振器基本參數中的 R0（ 2）單個減振器的工作壓力 P4-2)4-3)P= F /Z=6238/4=1559 （N）（3）減振彈簧尺寸1）彈簧中徑 Dc 彈簧中徑一般由布置結構來決定 1 ，通常 Dc=1115mm故取

32、Dc=15mm2）彈簧鋼絲直徑 dd=3 8PDc式中，扭轉許用應力 可取 550600Mpa,故取為 550Mpa所以8pD4.92。3）減振彈簧剛度 k根據式 k=1000knR121 知，應根據已選定的減振器扭轉剛度值 k 及其布置尺寸 R1 確定，即19遼 寧 工 業(yè)大 學課 程設計 說明 書（論 文）kk= 2 (N /mm)1000R12n則 K 0.3546N /m4）減振彈簧有效圈數 iG d48.3 104 106 (4.0 10 3)43. 54-4)4-5)5）減振彈簧總圈數 n其一般在 6 圈左右，與有效圈數 i 之間的關系為n=i +（1.5 2）=5減振彈簧最小高度

33、lmin n(d ) 1.1dn=21.468mm 彈簧總變形量l =p/k=4.4減振彈簧總變形量 l 04-6)4-7)l0 =lminl=21.468+4.4=26.864mm減振彈簧預變形量4-8)l'Tn12.0 0.17mmKZR0 291 6 42 10 3減振彈簧安裝工作高度 l l l 0 l ' =30.58m(4-9)4-10)6）從動片相對從動盤轂的最大轉角最大轉角 和減振彈簧的工作變形量 l''（ l''l l '） 有關，其值為2 arcsin( l" / 2R1 ) =1.954-11)8 D 3K

34、 8 (13 10 3 )3 0.291 1034.8 離合器的操縱機構選擇4.8.1 對離合器操縱機構的要求1）踏板力要盡可能小，乘用車一般在 80-150N 范圍內，商用車不大于 150-200N。2）踏板行程一般在 80-150mm范圍內，最大不應超過 180mm。3）應有踏板行程調節(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。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。8）工作可靠，壽命長，維修保養(yǎng)方便。4.8.2 離合器操縱機構的型式及確定常用的離合器操縱機構主要有

35、機械式、 液壓式、機械式和液壓式操縱機構的助力器氣 壓式和自動操縱機構等。機械式又分為桿系和繩系。桿系操縱機構結構簡單，工作可靠。但質量大，傳動效 率低，發(fā)動機的振動和車架或駕駛室的變形會影響其正常工作，在遠距離操縱時，布置 較困難。繩系可以克服上述缺點，但其壽命短機械效率仍不高。液壓式操縱機構傳動效 率高，質量小，便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、發(fā)動機振動和駕駛室或車架變形 不會影響其正常工作，結合柔和等優(yōu)點。但其要求加工精度高，容易泄漏，成本高。綜上所述，本次設計因為機械式的桿系形式優(yōu)點突出，結構簡單，成本低而選擇。21遼 寧 工 業(yè) 大 學 課 程 設 計 說 明 書（論 文）第 5

36、章 經濟、技術分析及對設計所作的簡要評語5.1 經濟、技術分析本離合器設計，在實際操作使用中，接合可靠分離徹底、動作迅速、操縱靈活、適 應性強、分離與接合平穩(wěn)無沖擊；在結構設計造價和生產方面，離合器設計結構簡單 , 實際加工制造容易 , 材料和加工成本低； 在使用安全和壽命上， 本設計工作安全、 動力傳 動效率高、使用壽命長；在產品設計性能上，本設計重量輕、外形尺寸小、散熱能力強、 調整維修方便，且維修保養(yǎng)成本低。5.2 簡評本次課程設計根據給出的設計要求和原始設計參數，以及推式膜片彈簧離合器及其 操縱機構的工作原理和使用要求，通過對其工作原理的闡述、結構方案的比較和選擇、 相關零件參數的計算，大致確定了離合器及其操縱機構的基本結構和主要尺寸以及制造 相關零部件所用的材料。結構方面：根據設計要求，考慮到使用條件和其顯著的優(yōu)點，選用帶扭轉減振器的 單片推式膜片彈簧離合器，壓盤驅動方式采用傳動片傳動，分離軸承采用自動徑向推力 軸承，操縱機構采用機械操縱式操縱機構。計算方面：確定了離合器的主要參數 、P0、D、d，結果按照基本公式運算得出并 通過約束條件，檢驗合格。根據膜片彈簧基本參數之間的約束關系，