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1、 機械工程學院車輛工程專業(yè) 課程設計說明書 題目： 金虎牌 GN1042 輕型載貨汽車 姓 名： 李文濤 班級學號： 1008074105 指導教師： 劉闖 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 I 目錄 第一章 緒論 . 1 1.1 前言 . 1 1.2 課程設計目的 . 1 1.3 設計要求 . 2 1.4 設計步驟 . 3 第二章 離合器方案的確定 . 4 2.1 車型分析 . 4 2.2 方案選擇 . 4 第三章 離合器基本參數 的確定 . 6 3.1 后備系數 . 6 3.2 單位壓力 . 7 3.3 摩擦片外徑、內徑和厚度 . 7 3.4 摩擦因數、摩擦面數和離合器間隙

2、 . 9 第四章 離合器基本參數的優(yōu)化 . 10 4.1 摩擦片外徑 . 10 4.2 摩擦片的內、外徑比 . 10 4.3 后備系數 . 10 4.4 摩擦片內徑 . 11 4.5單位摩擦 面積傳遞的轉矩 . 11 4.6單位壓力 . 12 4.7離合器單位摩擦面積滑磨功 . 12 第五章 離合器零件的結構選型及設計計算 . 13 5.1 從動盤總成設計 . 13 5.1.1 從動盤總成的結構型式的選擇 . 13 5.1.2 從動片結構型式的選擇 . 14 5.2 離合器蓋總成設計 . 14 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 II 5.2.1 離合器蓋設計 . 14 5.2.

3、2 壓盤設計 . 14 5.3離合器分離裝置設計 . 15 5.3.1 分離軸承 . 15 5.3.2 分離套筒 . 15 5.4 膜片 彈簧的設計 . 16 5.4.1 膜片彈簧基本參數的選擇 . 16 5.4.2 膜片彈簧材料及制造工藝 . 18 5.5 扭轉減振器 . 19 5.5.1 扭轉減振器的功用 . 19 5.5.2 扭轉減振器組成 . 19 5.5.3 減振器的結構設計 . 20 第六章 離合器輸出軸的設計 . 23 6.1 從動盤轂的設計校核 . 23 6.2輸出軸的設計校核 . 25 參考文獻 . 26 致謝 . 27 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 1

4、第一章 緒論 1.1 前言 對于內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的， 按動力傳遞順序來說，離合器應是傳動系中的第一個總成。 目前， 目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器， 摩擦離合器是一種依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能 分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構和操作機構等四部分。 離合器是設置在發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞機構，其 主要功用是：切斷和實現發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系統(tǒng)平順地結合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系統(tǒng)分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制

5、傳動系統(tǒng)所承受的最大轉矩，以防止傳動系各零部件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。 隨著汽車發(fā)動機轉速、功率的不斷提高和汽車電子技術的高速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。 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構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。 1.2 課程設計目的 汽車設計課程是培養(yǎng)學生具有汽車設計能力的專業(yè)基礎課，課程設計則是學生在學習了汽車構造、汽車設計等課程后一項重要的實踐性教學環(huán)節(jié)，基本的

6、目的是： 通過課程設計，綜合運用汽車設計課程和其它選修課程的理論和實踐知識，解決汽車設 計問題，掌握汽車設計的一般規(guī)律，樹立正確的設計思想，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力。 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 2 學會分析和評價汽車及各總成的結構與性能，合理選擇結構方案及有關參數，掌握一些汽車主要零部件的設計與計算方法。 學會考慮所設計部件的制造工藝性、使用、維護、經濟和安全等問題，培養(yǎng)汽車設計能力。 通過計算，繪圖，熟練運用標準，規(guī)范，手冊，圖冊和查閱有關技術資料，進一步培養(yǎng)學生的專業(yè)設計技能。 鼓勵學生充分利用計算機進行參數的優(yōu)化設計， CAD繪圖，鍛煉學生利用計算機進行設計和

7、繪圖的能力。 1.3 設計要求 通過課程設計，對 轎車離合器的結構、從動盤總成、壓盤和離合器蓋總成及膜片彈簧的設計有比較深入的熟悉并掌握。首先通過查閱文獻、上網查閱資料，了解汽車離合器的基本工作原理，結構組成及功能；通過對車型分析，路況分析和型式分析，制定出總體設計方案。并對轎車膜片彈簧離合器進一步的認知和建模，并在指導老師的幫助下完成膜片彈簧離合器設計。 為了保證離合器具有良好的工作性能， 設計的汽 車離合器 應滿足 如下基本要求： （ 1） 在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備。 為此，離合器的摩擦力矩 (cT)應大于發(fā)動機最大扭矩 (maxeT)。 （ 2）

8、 接合平順 、 柔和 。 即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加， 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 具 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 避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、 緩和 沖擊和減小噪聲能力 。 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 3 （ 7） 操縱輕便、準確，以減輕駕 駛員的疲勞 ， 尤其是對城市行駛的轎車和公共汽車，非常重要。 （ 8）作用 在從動盤上的壓力和摩擦材

9、料的摩擦因數在使用過程中 的 變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 （ 9）摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損，摩擦襯面磨損在一定范圍內時，要能通過調整，使離合器正常工作。 （ 10） 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。 （ 11） 結構應簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。 本次設計要求如下： （ 1） 離合器裝配圖一張 （ A1） 視圖投影準確，結構合理，畫法規(guī)范，圖面整潔，字體 按規(guī)定用工程字書寫，標題欄及零件明細表完整。 （ 2） 零件圖 兩張（ A2） 要求結構合理，尺寸公差標注規(guī)范，基準選擇恰當。 （ 3） 課程設計說明書一份（用

10、統(tǒng)一規(guī)格）。 1.4 設計步驟 (1） 熟悉離合器結構及相關理論知識。 (2） 根據所給題目進行車型分析，道路情況分析，所設計部件型式分析，進行主要參考型選擇以及設計計算。 （ 3） 繪制離合器總成裝配圖。 (4) 繪制主要零件圖。 (5) 編寫設計說明書。 (6) 答辯。 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 4 第二章 離合器方案的確定 2.1 車型分析 通工牌 TG6494 輕型客車，該車采用 492QC 發(fā)動機，其具體參數見表 2-1。 表 2-1通工牌 TG6494 輕型客車參數 參考車型 發(fā)動機型號 最大功率/轉速 最大轉矩 /轉速 車身總質量 一檔傳動比 主減速比 驅

11、動輪規(guī)格參數 東風牌載貨汽車 492QC 62.5kw/ 3800rpm 181.3Nm/ 2600rpm 2480kg 3.988 4.55 P215/ 75R15 2.2 方案選擇 本車選用干式摩擦式離合器 ,因為摩擦式離合器結構簡單，可靠性強，維修方便，目前大多數汽車都采用這種形式的離合器。而采用干式離合器是因為濕式離合器大多是多盤 式離合器，用于需要傳遞較大轉矩的離合器，而本車型不在此列。 設計選擇單片離合器，摩擦面數為 2。 離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其他幾類相比又有以

12、下幾個優(yōu)點 ： （ 1）膜片彈簧具有較理想的非線性彈性特性，彈簧壓力在摩擦片允許磨損范圍內基本保持不變，因而離合器工作中能保持傳遞的轉矩大致不變；相對圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降，離合器分離時，彈簧壓力有所下降，從而降低了踏板力。 （ 2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分 離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量小。 （ 3）高速旋轉時，彈簧壓緊力降低少，性能較穩(wěn)定；而圓柱螺栓彈簧壓緊力則明顯下降。 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 5 （ 4）膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻。 （ 5）易于實現良好的通風散熱，使用壽命長。 （

13、6）膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。 但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造 已日趨成熟。因此，本車選用膜片彈簧式離合器。 與推式相比，拉式膜片彈簧離合器又具有很多優(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，零件數目更少，質量更?。焕侥て瑥椈墒且灾胁颗c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矩的能力，且并不增大踏板力，在傳遞相同的轉矩時，可采用尺寸較小的結構

14、；在結合或分離狀態(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，且中間支承少，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，不會產生沖擊和噪聲；使用壽命長。 綜上所述，本次課程設計采用單片拉式膜片彈簧離合器。 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 6 第三章 離合器基本參數的確定 摩擦離合器是靠主、從動部分摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉矩的。離合器的靜摩擦力矩cT為： ccT

15、fFZR(3-1) 式中， f 為摩擦面間的靜摩擦因數，計算式一般取 0.25 0.30 ； F 為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；cR為摩擦片 的平均摩擦半徑； Z 為摩擦面數，單片離合器的 2Z ，雙片離合器的 4Z 。 為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時cT應大于發(fā)動機最大轉矩，即： maxceTT(3-2) 式中，maxeT為發(fā)動機最大轉矩； 為離合器的后備系數，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉矩之比， 必須大于 1。 3.1 后備系數 后備系數 是離合器設計中的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇 時，應考慮到

16、摩擦片在使用中磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系統(tǒng)過載以及操縱輕便等因素。 各類汽車離合器 的取值范圍見表 3-1。 表 3-1 離合器 后備系數 的取值范圍 車型 后備系數 乘用車及最大質量小于 6t的商用車 1.20-1.75 最大總質量為 6-14t的商用車 1.50-2.25 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 7 掛車 1.80-4.00 本次課程設計的對象為通工牌 TG6494 輕型客車，故本次課程設計的后備系數 范圍為 1.20-1.75，取 =1.5。 3.2 單位壓力 單位壓力0P決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能

17、和使用壽命有很大影響，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、材料及其質量和后備系數等因素。 當摩擦片采用不用的材料時，0P取值范圍見表 3-2。 表 3-2 摩擦片單位壓力0P的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力0/MPaP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 0P選擇：00 . 1 0 1 . 5 0 M P aP,本次設計選取0 0.2M P aP 。石棉基材料，模壓。 3.3 摩擦片外徑、內徑和厚度 摩擦片外徑是離合器的重要參數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用

18、壽命有決定性的影響。 當離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最 大轉矩maxeT已知，適當選取后備系數 和單位壓力0P，可估算出摩擦片的外徑，即： m a x3 3012D= 1eTfz P c (3-3) 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 8 摩擦片外徑 D mm 也可根據發(fā)動機最大轉矩 maxeT N m按如下經驗公式 m axDeD K T(3-4) 式中，DK為直徑系數，取值范圍見表 3-3。 表 3-3 直徑系數DK的取值范圍 車 型 直徑系數DK乘用車 14.6 最大總質量為 1.8-14.0t的商用車 16.0-18.5（單片離合器） 13.5-15.0（雙片

19、離合器） 最大總質量大于 14.0t的商用車 22.5-24.0 本次設計的對象是通工牌 TG6494輕型客車，屬于最大總質量為 1.8-14.0t的商用車，故 16.0DK ，由車型分析可知該車型的發(fā)動機的最大扭矩：142Nm/3000rpm。故可算出摩擦片外徑 D 190.66mm 。 按maxeT初選 D 以 后，還需注意摩擦片尺寸的系列化和標準化，應符合尺寸系列標準 / 5 7 6 4 1 9 9 8G B T 汽車用離合器面片表 3-4為我國摩擦片尺寸的標準。 表 3-4 離合器摩擦片尺寸系列和參數 外徑/D mm 160 180 200 225 250 280 300 325 35

20、0 380 405 430 內徑/d mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度/b mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 /c d D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 31 c 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 單位面積2/cm 106 132 160 221 3

21、02 402 466 546 678 729 908 1037 故，摩擦片的尺寸為 2 0 0 , 1 4 0 , 3 . 5 . 0 . 7 0 0D m m d m m b m m c ,單位面積20 160A cm 。車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 9 3.4 摩擦因數、摩擦面數和離合器間隙 摩擦片的摩擦因數 f 取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。各種摩擦材料的摩擦因數 f 的取值范圍見表 3-5。 表 3-5 摩擦材料的摩擦因數 f 的取值范圍 摩擦材料 摩擦因數f 石棉基材料 模壓 0.20-0.25 編織 0.25-0.35 粉末冶金材

22、料 銅基 0.25-0.35 鐵基 0.35-0.50 金屬陶瓷材料 0.4 本次設計取 0.20f 。 摩擦面數 Z 為離合器從動盤數的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。 在前面的設計分析中已經陳述了本次設計選用的是單片拉式膜片彈簧離合器， 因此 2Z 。 離合器間隙 t 是指離合器處于正常接合狀態(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離合器 仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。該間隙 t 一般為 3 4mm。取 4t mm 。 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 10 第四章 離合器基本參數的優(yōu)化 設計離合器要確定離

23、合器的性能和參數和尺寸參數，這些參數的變化直接影響離合器的工作性能和結構尺寸。這些參數的確定在前面是采用先初選、后校核的方法。下面采用優(yōu)化的方法來確定這些參數。 4.1 摩擦片外徑 摩擦片外徑 D mm 的選取應使最大圓周速度Dv不超過 65-70m/s，即： 3m a x 1 0 6 5 7 0 /60Dev n D m s (4-1) 式中，Dv為摩擦片最大圓周速度（ m/s）；m a x e n為發(fā)動機最高轉速（ r/min）。 取m a x 3 0 0 0 / m i nenr，前面已知 200D mm ,代入式（ 4-1）中可算得3 1 . 4 / 6 5 7 0 /Dv m s m

24、 s，由此可見， 200D mm 滿足要求。 4.2 摩擦片的內、外徑比 摩擦片的內、外徑比 c應在 0.53-0.70 范圍內，即： 0 . 5 3 0 . 7 0dcD (4-2) 由此可見，選取 0.70c 滿足要求。 4.3 后備系數 為了 保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的 值應在一定范圍內，最大范圍為 1.2 4.0 。 根據貨車情況，前面已經選取后備系數 1.5 ，滿足要求。 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 11 4.4 摩擦片內徑 為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑 d 必須大于減振器彈簧位置直徑02R約 50mm，即： 02 5

25、 0d R m m得：02 1 1 5R mm4.5 單位摩擦面積傳遞的轉矩 為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即： 00224 cccTTTZ D d(4-3) 式中，0cT為單位摩擦面積傳遞的轉矩（ 2/N m mm ）； 0 c T為其許用值（ 2/N m mm ），按下表 4-1選取。 表 4-1 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值 離合器規(guī)格 /D mm 0.28 0.30 0.35 0.40 在本次設計中，我們選取的 200D mm ，則根據表 4-1可知 220 0 . 3 0 1 0 /cT N m m m 。 根據前面的數據和式（ 4-3

26、），可以算得 220 0 . 1 7 7 9 1 0 / m mcT N m，滿足要求。 選取摩擦片參數如下： 2 0 0 , 1 4 0 , 3 . 5 . 0 . 7 0 0D m m d m m b m m c ,單位面積 20 160A cm 。代入以上優(yōu)化式子中均滿足條件 , 減振器彈簧位置直徑02 1 1 5R mm。 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 12 4.6 單位壓力 為降低離合器滑磨的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力0P錯誤 !未找到引用源。 根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取，0P的最大范圍為0 .1 0 1 .5 0 M Pa。 前面選取

27、的0 0.2P MPa滿足要求。 4.7 離合器單位摩擦面積滑磨功 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面積滑磨功應小于其許用值，即 ： 224 WZ D d(4-4) 式中， 為 單位面積滑磨功 2/J mm ； 為 其許用值 2/J mm ；對乘用車： 20 .4 0 /J m m ，對于最大總質量小于 6.0t 的商用車： 20 .3 3 /J m m ，對于最大總質量大于 6.0t 的商用車： 20 .2 5 /J m m ； W 為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功，可根據下式（ 4-4）計算 ： 22 22201800g

28、 argn mrWii (4-5) am為汽車總質量 Kg ；r為輪胎滾動半徑 m ；gi為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比；0i為主減速器傳動比；en為發(fā)動機轉速 / minr ；計算時 乘用車取 2000 / minr ，商用車取 1500 / minr 。 其中0 5.83i ， 6.09gi ，0.357rrm ， 4140am Kg ， 代入式 （ 4-4）、（ 4-5） 得 5158.63WJ ，20 .1 6 /w J m m ，故滿足要求。 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 13 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 14 第五章 離合器 零件的結構

29、選型及設計計算 5.1 從動盤總成設計 5.1.1 從動盤總成的結構型式的選擇 從動盤總成主要由摩擦片、從動片、減振器和從動盤轂等組成 （圖 5-1） 。它雖然對離合器工作性能影響很大的構件，但是其工作壽命薄弱，因此在結構和材料上的選擇是設計的重點。從動盤總成應滿足如下設計要求： 1) 轉動慣量應盡量小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 2) 應具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，減小磨損。 3) 應裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 1、摩擦片選擇 摩擦系數 穩(wěn)定、工作溫度、單位壓力的變化對其影響要小，有足夠的機械強度和耐磨性；熱穩(wěn)定性好，磨合性好，密度

30、?。挥欣诮Y合平順，長期停放離合器摩擦片不會粘著現象的。綜上所述，選擇石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉織物、粘結劑（樹脂或硅膠）和特種添加劑熱壓制成，其摩擦系數為0.25 0.3。 2、扭轉減振器 選用帶扭轉減振器的從動盤 ， 從動片通常用 1.3 2.0mm厚的鋼板沖壓而成。將其外緣的盤形部分磨薄至 0.65 1.0mm，以減小其轉動慣量。整體式彈性從動片一般用高碳鋼或 65Mn鋼板，熱處理硬度 38 48HRC。 圖 5-1 汽車膜片彈簧離合器 從動 盤總成 1.摩擦片 2.從動盤本體 3.從動盤鉚釘 4.減振彈簧 5.減振器 6.阻尼彈簧鉚釘 7.從動盤轂 8.摩擦片鉚釘 車輛工

31、程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 15 5.1.2 從動片結構型式的選擇 從動片設計時，要盡量減輕其重量，并應使其質量的分布盡可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。為了使離合器結合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向結構，這樣的從動片有 3種結構型式： 1、整體式彈性從動片； 2、 分開式 彈性從動片； 3、組合式彈性從動片。 選擇整體式彈性從動片，它能滿足達到軸向 彈性的要求，生產率高。 5.2 離合器蓋總成設計 離合器蓋總成除了壓緊彈簧外還有離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支承環(huán)等。 5.2.1 離合器蓋設計 為了減輕重量和增加剛度，轎車的離合器

32、蓋常用厚度約為 3 5mm的低碳鋼板（如 08鋼板）沖壓成比較復雜的形狀。在設計中要特別注意的是剛度、對中、通風散熱等問題。離合器蓋的剛度不夠，會產生較大變形，這不僅會影響操縱系統(tǒng)的傳動效率，還可能導致分離不徹底、引起摩擦片早期磨損，甚至使變速器換擋困難。離合器蓋內裝有壓盤、分離杠桿、壓緊彈簧等，因此，應與飛輪保持良好的 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，也可采用止口對中。離合器蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。為了加強離合器的通風散熱和清除摩擦片的磨損粉末，防止摩擦表面溫度過高，在保證剛度的前提下，可在離合器蓋上設置循環(huán)氣流的入口和出口，甚至可將蓋設計成

33、帶有鼓風葉片的結構。 本次設計 的 離合器蓋要求離合器蓋內徑大于離合器摩擦片外徑，能將其他離合器上的部件包括在其中即可。 5.2.2 壓盤設計 對壓盤設計的要求： 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 16 （ 1）壓盤應具有較大的質量，以增大熱容量，減小溫升，防止其產生裂紋和破碎，有 時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，也可采用傳熱系數較大的鋁合金壓盤。 （ 2）壓盤應具有較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及離合器的徹底分離，厚度約為15 25mm 。 （ 3）與飛輪應保持良好的對中，并

34、要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應補低于 15 20g cm 。 5.3 離合 器 分離裝置設計 5.3.1 分離軸承 分離軸承在工作中主要承受軸向分離 力，同時還承受在告訴旋轉時離心力作用下的徑向力。以前主要采用推力球軸承或向心球軸承，但其潤滑條件差，磨損嚴重、噪聲大、可靠性差、使用壽命低。目前國外已采用角接觸推力球軸承，采用全密封結構和高溫鋰基潤滑脂，其端部形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。 5.3.2 分離套筒 本設計使用的是適合拉式離合器的自動調心式分離軸承裝置。軸承外圈與分離套筒外凸緣和外罩之間以及內圈與分離套筒內凸緣之間

35、都留有徑向間隙，這些間隙保證了分離軸承相對于分離套筒可徑向移動 1mm左右。在外圈軸承不工作時不會發(fā)生晃動。當膜片彈簧旋轉軸線與軸承不同心時，分離軸承便會自動徑向浮動到與其同心的位置，以保證分離軸承能均勻壓緊各分離指舌尖部。這樣可以減小振動和噪聲，減小分離指與分離軸承斷面的磨損，是軸承不會出現過熱而造成潤滑脂流失分解。延長軸承壽命。另外，分離軸承由傳統(tǒng)的外圈轉動改為內圈轉動、外圈固定不轉，由內圈來推動分離指的結構，適當地增大了膜片彈簧的杠桿比，且由于內圈轉動，在離心力作用下，潤滑脂在內、外圈間的循環(huán)得到改善，車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 17 提高了軸承使用壽命。這種拉式分

36、離軸承室將膜片彈簧分離指舌尖直接壓緊 在碟形彈簧與檔環(huán)之間，再用彈性鎖環(huán)卡緊，結構較簡單。 5.4 膜片彈簧的設計 5.4.1 膜片彈簧基本參數的選擇 （ 1）比值 H/h 和 h 的選擇 比值 H/h 對膜片彈簧的彈性特性影響極大。當 H / h 2 時， 11F f 有一極大值和一極小值；當 H / h=2 2 時， 11F f 的極小值落在橫坐標上（如圖 5-2所示）。為保證離合器壓緊力變化不打和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的 H/h 一般為 1.52.0 ，板厚 h 為2 4mm 。 取 h =2mm,則 H =4mm 1. 2/ hH 2. 2/ hH 3. 22/2 hH 4.

37、22/ hH 5. 22/ hH 圖 5-2 膜片彈簧的彈性特性曲線 （ 2） R/r 比值和 R 、 r 的選擇 研究表明， R/r 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。根據結構布置和壓緊力的要求， R/r 一般為車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 18 1.20 1.35 。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，拉式膜片彈簧的 r值宜取為大于或等于摩擦片的平均半徑 ( 2 0 0 1 4 0 ) / 4 8 5 .cR m m 。 則可取 85r mm ， 102R mm 。 （ 3） 的選擇 膜片彈 簧自由狀態(tài)下圓錐底角 與內截高度 H

38、 關系密切，一般在 9 15 范圍內。 可算得 10 在 9 15 范圍內。 （ 4）膜片彈簧工作點位置的選擇 膜片彈簧工作點位置如圖 5-3所示，該曲線的拐點 H 對應著膜 片彈簧的壓平位置，而且 1 1 1 /2H N M 。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 110 .8 1 .0BH，以保證摩擦片在最大磨損限度 范 圍內的壓緊力從1BF到1AF變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從 B 變到 C 。為最大限度的減小踏板力， C 點應盡量靠近 N 點。 圖 5-3 膜片彈簧工作點位置 （ 5）分離指數目 n 的選擇 分離

39、指數目 n 常取為 18，大尺寸膜片彈簧可取 24，小膜片彈簧可取 12。 本次設計取 n 18 。 （ 6）膜片彈簧小端內徑0r及分離軸承作用半徑fr的確定 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 19 0r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，fr錯誤 !未找到引用源。 應大于0r。 本次設計取 44fr mm,0r 42mm。 （ 7）切槽寬度1、2及半徑er的確定 1 3.2 3.5 m m ，2 9 10 m m ,er的取值應滿足2err。 本次設計取1 3.2mm ,2 10mm ， 76er mm，滿足2err（ 8）壓盤加載點半徑1R和支承環(huán)加載

40、點半徑1r的確定 1R的取值將影響膜片彈簧的剛度。1r應略大于 r且盡量接近 r ，1R略小于 R 且盡量接近 R 。 本次設計，取1 87r mm，1 100R mm。 5.4.2 膜片彈簧材料及制造工藝 國內膜片彈簧一般采用 60Si2MnA或 50CrVA 等優(yōu)質高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質量等要求，需進行一系列處理。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)的工作方向，超過徹底分離點后繼續(xù)施加過量的位移，使其分離 38 次，以產生一定的塑性變形，從而使膜片彈簧的表面產生與其使用狀態(tài)反向的殘余應力而達到強化的目的。一般來說

41、，經強壓處理后，在同樣的工作條件下，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，即以高速彈丸流噴到膜片彈簧表面，使其表層產生塑性變形，從而形成一定厚度的表面強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高承載能力和疲勞壽命。 為了提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻淬火。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 生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應力源。 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 45 50HRC ，分離指端硬度為 55 62HRC ，在同一片上同一范圍內的硬度差車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車

42、輛工程教研室 20 不大于 3個單位。碟簧部分應為均勻的回火屈氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一般不得超過厚度的 3%。膜片彈簧的內、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 10。膜片彈簧上下表面的表面粗糙度為 1.6 m，底面的平面度一般要求小于 0.1mm 。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相互高度差一般都要求小于 0.8 1.0mm 。 5.5 扭轉減振器 扭轉減振器主要由彈性元件（減振彈簧或橡膠）和阻尼元件（阻尼片）等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度 ，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階（通常為三階）固有頻率，改變系統(tǒng)

43、的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量 ，因而扭轉減震器可有效地降低傳動系共振載荷與噪聲。 5.5.1 扭轉減振器的功用 （ 1）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。 （ 2）增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振影響振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬間扭振。 （ 3）控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振和噪聲。 （ 4）緩 和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。 5.5.2 扭轉減振器組成 用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉減振器得到了最廣泛

44、的應用。在這種結構中，從動片和從動盤毅上都開有 6個窗口，在每個窗口中裝有一個減振彈簧，因而發(fā)動機轉矩由從動片傳給從動盤毅時必須通過沿從動片圓周切向布置的彈簧，這樣即將從動片和從動盤毅彈性地連接在一起，從而改變了傳動系統(tǒng)的剛度。當6個彈簧屬同一規(guī)格并同時起作用時，扭轉減振器的彈性特性為線性的。這種具車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 21 有線性特性的扭轉減振器，結構較簡單，廣泛用于汽油機汽車中。當 6個彈簧屬于兩種 或三種規(guī)格且剛度由小變大并按先后次序進人工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉減振器。這種非線性扭轉減振器，廣泛為現代汽車尤其是柴油發(fā)動機汽車所采用。柴油機的怠速旋轉不

45、均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪輪齒問的敲擊。為此，可使扭轉減振器具有兩級或三級非線性彈性特性。第一級剛度很小，稱怠速級，對降低變速器怠速噪聲效果顯著。線性扭轉減振器只能在一種載荷工況 (通常為發(fā)動機最大轉矩 )下有效地工作，而三級非線性扭轉減振器的彈性特性則擴大了適于其有效工作的載荷工況范圍，這有利于避免傳動系共振，降低汽車在行駛和怠速時傳動系的 扭振和噪聲。 5.5.3 減振器的結構設計 (1)極限轉矩 Tj極限轉矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙1時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與最大轉矩有關，一般可?。?m a xT 1

46、 . 5 2 . 0jeT(5-1) 式中， 2.0 適用 乘 用車， 1.5 適用 商 用車，本設計為 商用車 ，選取 1.5 。 代入數據可得， 213jT N m。 (2)扭轉角剛度 k為了避免引起傳動系統(tǒng)的 共振，要合理選擇減振器的扭轉角剛度 k，使共振現象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉速范圍內。 k決定于減振彈簧的線剛度及結構布置尺寸 。 可按下列 公式初選角剛度 ： k 1.3Tj (5-2) 可算得 2 7 6 9 /K N m r a d ， 本設計初選 2 0 0 0 /K N m r a d 。 (3) 阻尼摩擦轉矩 T車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 22 由

47、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地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩 T 。一般可按下式初選為： m a xT 0 . 0 6 0 . 1 7 eT (5-3) 本設計取m a xT 0 .1 2 eT ，可算得 1 7 .0 4T N m 。 (4) 預緊力矩nT減振彈簧安裝時應有一定的預緊。這樣，在傳遞同樣大小的極限轉矩它將降低減振器的剛度，這是有利的，但預緊力值一般不應該大于摩擦力矩否則在反向工作時，扭轉減振器將停 止工作。一般選取 : m a x0 . 0 6 0 . 1 5neTT(5-4) 本設計取m a

48、x0 . 1 1 4 . 2neT T N m。 (5) 減振彈簧位置半徑 減振彈簧位置半徑0R的尺寸應盡可能大一些，一般取 ： 0 0 . 0 6 0 . 7 5 / 2Rd(5-5) 其中 d 為摩擦片內徑，本設計取 系數 0.7 ， 代入數值，得0 49R mm。 (6)減振彈簧個數 ZjZj 參照表 5-1 選取。 表 5-1減振彈簧個數的選取 摩擦片外徑D/mm 225250 250325 325350 350 Zj 46 68 810 10 本設計 200D mm ，故選取 4Z 。 (7)減振彈簧總壓 力04.35jTFRF KN當限位彈簧與從動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭

49、矩達到最大 Tj，此時，減振彈簧受到的壓力 F 為： 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 23 0TF=jR(5-6) 可算得 4.35F KN 。 由此可知單個減震器的工作壓力 / Z 1 0 8 7 .5PF。 (8)極限轉角 j 減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩時 從動片相對于從動盤轂的最大轉角 j為 : 102 s in 2j lR (5-7) 式中： l 為減振彈簧的工作變形量。 j通常取 3 12 ，本設計取 8 。 (9) 限位銷與從動盤缺口側邊的間隙 jR sin2 (5-8) 式中 ：2R為限位銷的安裝半徑， 一般為 2.5 4mm 。本設計取 3mm 。 (10

50、) 限位銷直徑 限位 銷直徑 d 按結構布置選定，一9.5 1 2 m md 般，本設計取 10d mm 。 (11) 從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸 為充分利用減振器的緩沖作用，將從動片上的部分窗口尺寸做的比從動盤轂上的窗口尺寸稍大一些，如圖 5-4所示。 一般推薦 A 1 A a 1 . 4 1 . 6 m m 。這樣，當地面?zhèn)鱽頉_擊時，開始只有部分彈簧參加工作，剛度較小，有利于緩和沖擊。本設計取 a 1.5mm ， A 26mm ， A1 27.5 。 （ 12）減振彈簧設計 在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據布置上的可能來確定和減振彈簧設計的相關尺寸。 圖 5-4 從動盤窗口尺寸簡

51、圖 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 24 1、 彈簧的平均直徑2D：一般由結構布置決定，通常選取2 1 1 1 5 m mD 左右。本設計選取2 12mmD 。 2、 彈簧鋼絲直徑： 231 8PDd (5-9) 式中 ： 扭轉許用應力 5 5 0 6 0 0 M P a ，1d算出后應該圓整為標準值，一般3 4mm 左右。代入數值，得 1 3.92d mm ，符合上述要求 。 3、 減振彈簧剛度 ： 1 3.92d mm(5-10) 代入數值得 2 8 1 .1 /k N m m 。 4、 減振彈簧的有效圈數 4312I= G d / 8 Dk(5-11) 式中 ： G 為

52、材料的扭轉彈性模數，對鋼 2G 8 3 0 0 0 /N m m ，代入數值，得 I 4.9 。 減振彈簧 的總圈數 1 .5 2ni ， n 取整為 7。 5、 減振彈簧在最大工作壓力 P 時最小長度 ： m i n 1 1( ) 1 . 1 3 8 . 8L n d d n m m (5-12) 式中 ：10 .1 0 .3 9 2d 為彈簧圈之間的間隙。 第六章 離合器輸出軸的設計 6.1 從動盤轂的設計 校核 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它裝在變速器輸入軸前端的花鍵上，一般采用齒側定心的矩形花鍵，花鍵軸與孔采用動配合。 從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動 時產生偏斜

53、而使分離不徹底，一般取 1.0 1.4 倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼 (如 45， 40Cr等 )，表面和心部硬度一般在26 32HRC 。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝，對減振彈簧窗口及與從動片配合處應進行高頻處理。 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 25 減振彈簧常采用 60Si2MnA、 50CrVA、 65Mn等彈簧鋼絲。 花鍵的結構尺寸可根據從動盤外徑和發(fā)動機轉矩按國標 G B 1 1 4 4 1 9 7 4 （表 6-1）選取。 表 6-1 花鍵軸規(guī)格表 從動盤外徑 D(mm) 發(fā)動機最大扭矩 (NM) 花鍵齒數n 花鍵外徑 (mm) 花鍵內

54、徑 (mm) 齒厚(mm) 有效齒長(mm) 225 150 10 32 26 4 30 250 200 10 35 28 4 35 280 280 10 35 28 4 40 300 310 10 40 32 5 50 325 380 10 40 32 5 50 350 480 10 40 32 5 55 380 600 10 40 32 5 60 410 720 10 45 36 5 65 430 800 10 45 36 5 65 根據發(fā)動機最大轉矩為 mNTe 3.181m a x，選取 D 250mm 。 表 6-2 所選從動盤轂花鍵參數 從動盤外徑 D/mm 花鍵齒數n 錯誤 !未

55、找到引用源。 花鍵外徑 D /mm 花鍵內徑 d /mm 齒厚 b/mm 有效齒長 /mml 擠壓應力/caMp 250 10 35 28 4 35 9.4 花鍵尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算，當應力偏大時可適當增加花鍵轂的軸向長度。 擠壓應力計算公式： P=aMPnhl 擠 壓(6-1) 式中， P 為花鍵的齒側面壓力 ()N 。它由下式確定： 花鍵的齒側面壓力： m a x4(D )eTP dZ (6-2) 式中， d ， D 分別為花鍵的內外徑 ()m ； Z 為從動盤轂的數目； maxeT為發(fā)動機最大轉矩 ()Nm

56、 ； n 為花鍵齒數； h 為花鍵齒工作高度 ()m ； 1 ()2h D d車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 26 l 為花鍵有效長度 ()m 。 則 : m a x4 4 1 4 2 9 7 9 3 . 1 1( d ) Z ( 0 . 0 3 2 0 . 0 2 6 ) 1eTPnD (6-3) 故 : a8812.1003.02/026.0-032.010 11.9793nhl MPP 】）【（擠壓 。 6.2 輸出軸的設計校核 花鍵外徑 32D mm 。故初選離合器輸出軸 32d mm 。 對于既傳遞轉矩又承受彎矩的轉軸，軸的直徑應滿足 6333 9 . 5 5 1

57、0d 0 . 2 n nPPC (6-4) 常用材料的許用應力值 和 C 值如表 6-3所示： 表 6-3常用材料的 值和 C 值 材料 Q235,20 35 45 40Cr， 35SiMn / Mpa 1220 2030 3040 4052 C 160135 135118 118107 10798 本設計輸出軸用 45鋼，則取3 383 2 1 1 8 2 7 . 5 13000d m m m m 。 滿足設計要求。 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 27 參考文獻 1 王望予主編 . 汽車設計 . 第 4版 .北京 .機械工業(yè)出版社 ， 2010 2 徐石安 ,江發(fā)潮 .

58、汽車離合器 M.清華大學出版社 .2005 3 陳家瑞主編 . 汽車構造（下冊） . 第 3 版 .北京 .機械工業(yè)出版社 ， 2009 4 余志生主編 . 汽車理論 . 第 5版 .北京 .機械工業(yè)出版社 ， 2010 5 曾志新 主編 . 機械制造技術基礎 . 第 5 版 .北京 .武漢理工大學出版社 ， 2010 6 余仁義 ,梁濤 .汽車離合器操縱機構的設計 J.專用汽車 .2003. 7萇占民，王桂紅 . 汽車維修常用調整數據手冊 . 北京 .人民交通出版社， 2001 車輛工程專業(yè)課程設計 機械工程學院車輛工程教研室 28 致謝 作為車輛工程專業(yè)本科四年級 的學生，具有一定的汽車零

59、部件與裝置設計的能力。因此在學習完汽車設計課程后，緊接著進行配套的設計實踐顯得尤為必要，以便于我們通過實踐深化理論知識的理解與掌握，從而更好地了解汽車的思想、方法和過程。 我所進行的課程設計題目是：參考車型為東風載貨汽車的離合器設計。在接受布置的設計任務時，一時不知何處著手開始工作，這讓我們感到非常的迷惑和不安，但在就此問題后請教指導老師后，我有了指導性方向。 在 之后的 設計過程中，也存在一些問題 ，如發(fā)動機參數的查取、離合器零件的結構選型及設計計算等，我們都有請教指導老師，并獲得了耐 心詳盡的講解，解決了我們的疑問 。 在設計的末尾階段，老師也能仔細審查我們的設計說明書、工程圖等設計成果，給出了重要的指示和修改意見，對我們的設計改進幫助作用非常重要，在此特別感謝！ 同時，在此設計過程中，我與本專業(yè)同學相互討論，針對共同遇到的問題加以討論，并得出問題的答案。在運用 AutoCAD 繪制主要零件圖、裝配圖時也遇到了一些困難，但在與其它同學討論和 交流 后能夠得到解決，使我能在有限的時間里完成了這項任務，在此一并謝過。 總之，通過這次課程設計使我受益匪淺，為今后的學習與工作打下了一個堅實的基礎。在此，衷心 感謝老師的幫助和指導 ，感謝同學的幫助和協(xié)作 。