商用汽車離合器設計（課程設計）,商用,汽車,離合器,設計,課程設計 本科課程設計說明書 商用汽車離合器設計 說明書 學 院 機械與汽車工程學院 班 級 車輛工程 3班 學生姓名 鄧 駿 鴻 學 號 200930082255 提交日期 2012年07月05日 《車輛工程專業(yè)課程設計》設計任務書 機械與汽車工程學院 班級 姓名 一．設計任務：商用汽車離合器設計 二．基本參數(shù)：協(xié)助同組總體設計同學完成車輛性能計算后確定 三．設計內容 主要進行離合器總成設計。離合器總成設計的內容包括： 1．查閱資料、調查研究、制定設計原則 2．根據(jù)給定的設計參數(shù)(發(fā)動機最大力矩，傳動系傳動比，驅動輪類型與規(guī)格，汽車總質量和使用工況)，選擇離合器總成的結構型式及主要特性參數(shù)，設計出一套完整的離合器裝置，設計過程中要進行必要的計算。 3．離合器結構設計和主要技術參數(shù)的確定 （1）從動盤總成設計 （2）壓盤和離合器蓋設計 （3）壓緊裝置與離合器分離裝置設計 （4）扭轉減振器設計 （5）操縱機構設計 4．完成三維零件的制作及實體裝配 5．繪制裝配圖及主要零部件的零件圖 四．設計要求 1．離合器總成的裝配圖，1號圖紙一張。 裝配圖要求表達清楚各部件之間的裝配關系，標注出總體尺寸，配合關系及其它需要標注的尺寸，在技術要求部分應寫出總成的調整方法和裝配要求。 2．主要零部件的零件圖，3號圖紙4張。 要求零件形狀表達清楚、尺寸標注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術要求應標明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標明處理方法及其它特殊要求。 3．編寫設計說明書。 4．三維裝配模型 五．設計進度與時間安排 本課程設計為2周 １．明確任務，分析有關原始資料，復習有關講課內容及熟悉參考資料0.5周。 ２．設計計算 0.5周 ３．繪圖 0.5周 ４．編寫說明書、答辯 0.5周 六、主要參考文獻 1．成大先 機械設計手冊（第三版） 2．汽車工程手冊???? 機械工業(yè)出版社 3．陳家瑞 汽車構造（下冊） 人民交通出版社 4．王望予 汽車設計?????機械工業(yè)出版社 5．余志生 汽車理論???? 機械工業(yè)出版社 七．注意事項 （1）為保證設計進度及質量，設計方案的確定、設計計算的結果等必須取得指導教師的認可，尤其在繪制總裝配圖前，設計方案應由指導教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標注正確。 （2）編寫設計說明書時，必須條理清楚，語言通達，圖表、公式及其標注要清晰明確，對重點部分，應有分析論證，要能反應出學生獨立工作和解決問題的能力。 （3）獨立完成圖紙的設計和設計說明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。 八．成績評定 出勤情況（20%） 設計方案與性能計算（40%） 圖紙質量（20%） 說明書質量（20%） 評 語 總 成 績 指導教師 注意：此任務書要妥善保管，最后要裝訂在設計說明書的第一頁。 目錄 設計任務書1 第一節(jié) 概述4 第二節(jié) 基本設計參數(shù) 4 第三節(jié) 離合器主要參數(shù)的選擇5 第四節(jié) 離合器的設計與計算6 第五節(jié) 扭轉減振器的設計11 第六節(jié) 離合器主要零部件的結構設計14 第七節(jié) 離合器的操縱機構16 參考文獻17 第一節(jié) 概述 對于以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，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成。目前，各種汽車廣泛采用的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、壓緊機構和操縱機構等四部分。 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。 離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；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；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，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。 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，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩設備，又能防止傳動系過載。 2) 接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動沖擊。 3) 分離時要迅速、徹底。 4) 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) 應能避免和衰減傳動系的扭轉振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。 7) 操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 8) 作用在從動盤上的總壓力和摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 9) 具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。 10) 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。 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漸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。 第二節(jié) 基本設計參數(shù) 額定裝載質量（Kg） 最大總質量（kg） 最大車速(Km·h-1) 縱梁尺寸 背角與臀角 組號 6000 10440 95 240*8 α=25°β=110° 15 發(fā)動機最大轉矩：Temax=366.5N·m 發(fā)動機最高轉速：nemax=3850rpm 主傳動比：i0=6.83 一擋傳動比：i1=6.86 車輪滾動半徑：486mm（前輪） 471mm（后輪） 第二節(jié) 離合器的結構方案分析 一、 從動盤的選擇 對乘用車和最大總質量小于6t的商用車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設有一片從動盤。單片離合器結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證徹底分離，采用軸向有彈性的從動盤課保證接合平順。 本設計采用單片離合器。 二、 壓緊彈簧和布置形式的選擇 膜片彈簧離合器是目前汽車上應用最多的一類離合器，它的壓緊彈性元件是膜片彈簧，同時膜片彈簧還起到分離杠桿的作用，結構非常簡單。但它仍然包含主動部分、從動部分、壓緊裝置、分離機構和操縱機構五大組成部分。膜片彈簧離合器在整體結構上還有一個特點，按其分離軸承運動的方向可分為推式和拉式兩種。 本設計采用拉式膜片離合器。 三、 膜片彈簧的支承形式 拉式膜片彈簧的支承形式分為無支承環(huán)式和單支承環(huán)式。 本設計采用單支承環(huán)形式。 四、壓盤的驅動方式 壓盤的驅動方式主要有凸塊—床孔式、傳力銷式和彈性傳動片式等多種。前三種的共同缺點是在連接件之間都有間隙，在傳動中將產(chǎn)生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率。彈性傳動片式是近年來廣泛采用的驅動形式。 本設計采用彈性傳動片式。 第三節(jié) 離合器主要參數(shù)的選擇 一、 后備系數(shù)β 后備系數(shù)β是離合器很重要的參數(shù)，它在保證離合器能可靠傳遞發(fā)動機轉矩的同時，還有助于減少汽車起步時的滑磨，提高離合器的使用壽命。 在開始設計離合器時，一般是參照已有的經(jīng)驗和統(tǒng)計資料，并根據(jù)汽車的使用條件、離合器結構形式的特點等，初步選定后備系數(shù)。離合器的后備系數(shù)β推薦如下，載貨車：β=1.7~2.25。 本設計初選β=2.0。 二、 摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙?t 摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和消磨速度等因素。摩擦片的材料主要只有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因數(shù)f受工作溫度、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)f較大且穩(wěn)定。 摩擦副 摩擦系數(shù) 許用壓強[p](MPa) 許用溫度(℃) 摩擦材料 對偶材料 干式 濕式 干式 濕式 干式 濕式 石棉基摩擦材料 鑄鐵、鋼 0.25~0.40 0.08~0.12 0.2~0.3 0.4~0.6 <260 <120 本設計選用石棉基摩擦材料，取f=0.3。 三、 摩擦片外徑D、內徑d和厚度b 根據(jù)公式 D=100=100N·m=319.1 N·m 式中，一般載貨汽車K=36（單片） 取值： 外徑D（mm） 內徑d（mm） 厚度b（mm） C’=d/D 1- C’3 單面面積（cm2） 325 190 3.5 0.585 0.800 546 四、 單位壓力p 根據(jù)公式 式中：Z為摩擦盤工作面數(shù)，單盤為2；A為摩擦片單面面積，m2。 計算得 p≈0.174 MPa ，滿足條件。 第四節(jié) 離合器的設計與計算 一、 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 設計離合器要確定離合器的性能參數(shù)和尺寸參數(shù)，這些參數(shù)的變化直接影響離合器的工作性能和結構尺寸。這些參數(shù)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(shù)。 1. 摩擦片外徑D(mm)的選取應使最大圓周速度vD不超過65~70m/s，即 vD=nemaxD*10-3 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（rpm）。 計算得vD=65.5 m/s，滿足要求。 2. 摩擦片的內、外徑比c應在0.53~0.70范圍內，即 0.53≤c≤0.70 c=0.585，滿足要求。 3. 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β值應在一定范圍內，最大范圍為1.2~4.0，即 1.2≤β≤4.0 本設計取β=2.0，滿足條件。 4. 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2R0約50mm，即 d>2R0+50mm 本設計d=190mm>2*66mm+50mm=182mm，滿足條件。 5. 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 式中，Tc0為單位面積傳遞的轉矩（N·m/mm2）；[Tc0]為其允許值（N·m/mm2），按表選取 離合器規(guī)格D/mm ≤210 >210~250 >250~325 >325 [Tc0]*10-2 0.28 0.30 0.35 0.40 計算得 Tc0=0.366<0.35，滿足條件。 6. 為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力p0根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內選取，p0的最大范圍為0.10~1.50MPa，即 0.10≤p0≤1.50MPa p0≈0.175Mpa，滿足條件。 7. 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，w為單位摩擦面積滑磨功（J/mm2）；[w]為其許用值（J/mm2），對于最大總質量大于6.0t的商用車：[w]=0.25J/mm2；W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（J），可根據(jù)下式計算 式中，ma為汽車總質量（kg）；rr為輪胎滾動半徑（m）；ig為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比；i0為主減速器傳動比；ne為發(fā)動機轉速（rpm），計算時商用車取1500rpm。 計算得W=1387.76J，w=0.127 J/mm2≤0.25J/mm2，滿足條件。 二、 膜片彈簧的彈性特性 通過支撐環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的載荷 F1（N）集中在支撐點處，加載點間的相對軸向變形為（mm）（下圖b)，則膜片彈簧的彈性特性如下式表示 式中，E為材料的彈性膜量（MPa），對于鋼：E=2.1×105 MPa；μ為材料的泊松比，對于鋼：μ=0.3；H為膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內截錐高度（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）；R1、r1分別為壓盤加載點和支承環(huán)加載點半徑（mm）。 三、 膜片彈簧基本參數(shù)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。為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/h一般為1.5～2.0；板厚h為2～4mm。 本設計選取h=3.2mm，H/h=1.75，所以H=5.6mm。 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。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Rc 本設計Rc=0.5*（0.5*325+0.5*190）=128.75mm，則取R/r=1.2，r=130mm，R=156mm。 3) α的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角α與內截錐高度H關系密切，α= arctanH/(R-r)≈H/(R-r)，一般在9°～15°范圍內。 本設計經(jīng)計算，α=12.15°，滿足要求。 4) 膜片彈簧工作點位置的選擇 彈性特性曲線上的四個特征點： 凸點——M、凹點——N、拐點——H、工作點——B 1（mm） 0.3 0.6 0.9 1.2 1.5 1.8 2.1 2.4 2.7 F1（mm） 1690.518 3137.601 4357.675 5367.167 6182.504 6820.113 7296.422 7627.858 7830.847 1（mm） 3 3.3 3.6 3.9 4.2 4.5 4.8 5.1 5.4 F1（mm） 7921.816 7917.193 7833.405 7686.878 7494.04 7271.318 7035.138 6801.929 6588.116 1（mm） 5.7 6 6.3 6.6 6.9 7.2 7.5 7.8 8.1 F1（mm） 6410.127 6284.39 6227.33 6255.376 6384.953 6632.49 7014.413 7547.149 8247.126 λ1M≈3.1mm(F1M=7677N) λ1N≈6.3mm(F1N=6232N) λ1H=0.5*（λ1M+λ1N）≈4.7mm 新離合器在接合狀態(tài)時工作點B對應的變形量λ1B≈4.6mm（F1B≈6995N），摩擦片磨損極限工作點A對應的變形量λ1A≈2.6mm(F1A=7330N)，且A點處的膜片彈簧工作壓緊力要較B點處略高，離合器分離時工作點C對應的變形量λ1C≈6.4mm(F1C=6248N)。 F1B與F1M相差8%，小于12%，可用。 根據(jù)上述取值有λ1B/λ1H =0.98，在λ1B=（0.8~1.0）H范圍之內；Δλ=λ1B—λ1A=2.0mm，由得?s0=1mm，滿足?s0在0.65~1.1mm之間的條件；λ1f =λ1C-λ1B =1.8mm，由λ1f=Zc?s得?s =0.9mm，滿足?s =0.75～1.0mm的條件。所以由上述膜片彈簧選取的參數(shù)求得的彈性特性曲線符合要求，膜片彈簧參數(shù)選取也滿足要求。（Zc為摩擦片總的工作面數(shù)，單片式Zc=2；ΔSo為摩擦工作面最大允許磨損量，Δs為徹底分離時每對摩擦片面之間的間隙。） 強度校核： 式中，F(xiàn)2為膜片彈簧小端分離軸承作用力，經(jīng)計算F2=601.11N，將其他參數(shù)帶入算得膜片彈簧所受應力為σBd=785MPa。對于材料為60Si2MnA的彈簧鋼，其許用應力為1500～1700MPa。所以膜片彈簧符合要求。 后備系數(shù)校核： β=F1μRcZc/Temax 經(jīng)計算，β=1.52 5) 分離指數(shù)目n的選擇 分離指數(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。 本設計取n=18。 6) 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。rf應大于r0。 本設計取r0=42mm，rf=45mm。 7) 切槽寬度δ1、δ2窗孔槽寬 及窗孔內半徑re的確定 δ1=3.2~3.5mm，δ2=9~10mm，re的取值應滿足r-re≥δ2的要求。 本設計取δ1=3.5mm，δ2=10mm，re=120mm。 8) 壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1的確定 R1和r1的取值將影響膜片彈簧的剛度。R1應略小于R且盡量接近R，r1應略大于r且盡量接近r。 本設計取r1=132mm，R1=154mm。 四、 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，需進行一系列熱處理。 本設計膜片彈簧采用60Si2MnA的材料。 第五節(jié) 扭轉減振器的設計 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)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。 (一) 扭轉減振器的常見結構 依據(jù)彈簧元件的不同，扭轉減震器又可分為彈簧摩擦式、液阻式和橡膠金屬式三種。 本設計采用彈簧摩擦式。 (二) 扭轉減震器的特性及主要參數(shù)的選擇 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，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取 T j = (1.5～2.0) Temax 式中，商用車：系數(shù)取1.5， 即 Tj= 1.5 Temax = 550N?m 2. 扭轉角剛度kφ 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(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉速范圍內。設計時可按經(jīng)驗來初選kφ為 kφ≤13Tj =7150 N?m/rad 3. 阻尼摩擦轉矩Tμ 由于減振器扭轉剛度受結構及發(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Tμ。一般可按下式初選為 Tμ =(0.06～0.17)T 本設計取Tμ=0.1Temax=36.7N·m。 4. 預緊轉矩Tn 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，Tn增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是Tn不應大于Tj，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取 Tn= (0.05～0.15)Temax 本設計取Tn=35N·m。 5. 減震彈簧的位置半徑R0 R0的尺寸應盡可能大些，一般取 R0=(0.60～0.75)d/2 本設計取R0=65mm。 6. 減振彈簧個數(shù)Zj Zj參照下表選取。 摩擦片外徑D/mm 225~250 250~325 325~350 ＞350 Zj 4~6 6~8 8~10 10 本設計取Zj=6。 7. 減振彈簧總壓力F∑ 當限位銷與從動盤轂之間的間隙?1或?2被消除，減震彈簧傳遞的轉矩達到最大值Tj時，減震彈簧受到的壓力F∑為 F∑= Tj /R0 =550/0.065 =8461.5N (三) 減振彈簧計算 1. 單個彈簧的工作負荷F F=F∑/Zj =8461.5/6=1410.2N 2. 彈簧中徑Dc 一般由結構布置來決定，通常Dc＝11～15mm。本次設計選取Dc＝15mm。 3. 彈簧鋼絲直徑d 式中，扭轉許用應力[τ]可取550~600MPa；通常取d=3~4mm 經(jīng)計算，dmin=0.3mm，現(xiàn)取d=4mm。 4. 減振彈簧剛度K 應根據(jù)已選定的減振器扭轉剛度 及其分布半徑尺寸 ，由下式算出，即 經(jīng)計算，K=282 5. 減振彈簧有效圈數(shù)i 經(jīng)計算i=2.79，取i=3。 E為材料的剪切彈性模量，對碳鋼可取E =8.3×10^4MPa。 6. 減振彈簧總圈數(shù)n 一般在6圈左右，總圈數(shù)n和有效圈數(shù)i之間的關系為 n=i+(1.5~2) 本設計取n=6。 7. 減振彈簧最小長（高）度lmin 指減振彈簧在最大工作負荷下的工作長（高）度，考慮到此時彈簧的被壓縮各圈之間仍需要一定的間隙，可確定為 經(jīng)計算， lmin=26.4mm。 8. 減振彈簧總變形量?l 指減振彈簧在最大工作負荷下所產(chǎn)生的最大壓縮變形，為 經(jīng)計算，?l=5.00mm。 9. 減振彈簧總自由高度l0 指減振彈簧無負荷時的高度，為 經(jīng)計算，l0=31.4mm。 10. 減振彈簧預變形量?l’ 指減振彈簧安裝時的預壓縮變形，它和選取的預緊力矩 有關，其值為 經(jīng)計算，?l’=0.318mm。 11. 減振彈簧安裝工作高度l 它關系到從動盤轂等零件窗口尺寸的設計，為l= l0-?l’ 經(jīng)計算，l=31.082mm。 12. 從動盤鋼片相對從動盤轂的最大轉角φj 減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩時，從動鋼片相對從動盤轂的極限轉角φj與減振彈簧的工作變形量有?l”關，其值為 通常取3?~12? ，對平順性要求高或工作不均勻的發(fā)動機，取上限。 經(jīng)計算φj=4。13?，符合條件。 13. 限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙λ 由于限位銷暫時未選定，根據(jù)經(jīng)驗值取 一般為2.5～4mm。因此取λ＝4mm。 6.限位銷直徑d’ 按結構布置選定，一般 ＝9.5～12mm。本次設計取 ＝10mm。 第六節(jié) 離合器主要零部件的結構設計 一、 從動盤總成 從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求： （1） 為了減少變速器換擋時輪齒間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小。 （2） 為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦片上的壓力分布更均勻等，從動盤應具有軸向彈性。 （3） 要有足夠的抗爆裂強度。 （4） 為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應盡量選裝扭轉減振器。 本設計選用帶扭轉減振器的離合器。 1. 從動盤鋼片 從動盤鋼片設計要求：1）盡可能小的轉動慣量。2）具有軸向彈性結構。 厚度通常1.3~2.0mm，本設計取厚度2mm，采用整體式彈性從動鋼片。 波形彈簧片的壓縮行程可取0.8~1.1mm，取其1.0mm 2. 從動盤轂 動盤轂是離合器中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，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩Temax選取 從動盤外徑D（mm） 發(fā)動機轉矩（N·m） 花鍵齒數(shù)n 花鍵外徑D’（mm） 花鍵內徑d’（mm） 齒厚b（mm） 有效齒長l（mm） 擠壓應力σ（MPa） 325 380 10 40 32 5 45 11.6 花鍵轂軸向長度取40mm（一般與花鍵外徑大小相同） σjy=Fnhl F=2βTemax(D'+d’)Z h=(D’-d‘)/2 經(jīng)計算，擠壓應力σjy≈11.3MPa<20Pa,滿足條件。 3. 摩擦片 從動盤摩擦片應有下列的一些綜合性能： 1） 在工作時有相對較高且穩(wěn)定的摩擦系數(shù) 2） 具有小的轉動慣量，材料加工性能良好 3） 在短時間內能吸收相對高的能量，且有好的熱穩(wěn)定性 4） 能承受較高的壓盤作用載荷 5） 承受相對較大的離心力載荷而不破壞 6） 有足夠的剪切強度 7） 摩擦副有高度的容污性能，不易影響它們的摩擦特性 8） 具有優(yōu)良的性能/價格比，不會污染壞境 本設計摩擦片選取石棉基摩擦材料，從動片采用鉚接方式。 二、 離合器蓋總成 1. 離合器蓋 離合器蓋結構設計要求： 1) 應具有足夠的剛度，否則影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。 2) 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。 3) 蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 4) 為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風扇片等。 本設計離合器蓋厚度為4mm，材料為08鋼，蓋上開通風窗孔，采用止口對中 2. 壓盤 壓盤的內外徑尺寸決定于摩擦片的內外徑尺寸。根據(jù)摩擦片的內外徑尺寸，選擇壓盤外徑為329mm，內徑為186mm。 為滿足剛度要求，壓盤厚度取值范圍為15～25mm，初選取厚度為18mm。 my=Vρ=h×(D2-d2)πρ4 壓盤為HT250，密度取7350 kg/m，D=329mm，d=194mm。 利用上式求得壓盤質量為7.65kg。 下面進行離合器接合時溫升的校核： ?t=γLcmy L=0.5Jaω02 Ja=mark2i02ik2 式中，為溫升（）；L為滑磨功（），為汽車質量轉化的轉動慣量；為汽車總質量；為車輪滾動半徑；為主傳動比，為變速器起步擋傳動比；為離合器開始滑磨時發(fā)動機的角速度；為分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合器壓盤，＝0.5；雙片離合器壓盤，＝0.25；雙片離合器中間壓盤，＝0.5；c為壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤c=544.28J/(kg·K);為壓盤質量（kg）。 計算求得=1.123，L=25555J，=3.07，，所以壓盤參數(shù)滿足要求 。 壓盤傳力結構選擇： 傳動片式傳力結構能消除在傳力開始的一瞬間產(chǎn)生沖擊和噪聲的缺點，同時簡化了壓盤的結構，有利于壓盤的定中。取3組傳力片，每組4片，傳力片沿圓周切向布置，片厚為1mm，由65Mn制成。 3. 分離杠桿裝置 離合器的分離裝置包括分離桿、分離軸承和分離套筒。 本設計采用的膜片彈簧作為壓緊彈簧，因此分離桿的作用由膜片彈簧中的分離指來完成。根據(jù)JB/T 5312—2001，選取汽車離合器分離軸承為適用于低速、高軸向負荷的軸向推力軸承。 第七節(jié) 離合器的操縱機構 1. 對操縱機構的基本要求 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150～200N。 2) 踏板行程一般在80～150mm內，最大不應超過180mm。 3) 應有踏板行程調整裝置，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，傳動效率要高，工作可靠，壽命長，維修保養(yǎng)方便。 本次設計時取最大踏板力為200N，踏板行程100mm。 2. 離合器操縱機構選擇 液壓式操縱機構，具有質量小、布置方便、傳動效率高，便于采用吊掛式踏板，駕駛室容易密封、發(fā)動機的振動和駕駛室與車駕變形不影響其正常工作，離合器結合比較柔順等優(yōu)點，故廣泛應用于各種形式的汽車中。本次設計離合器操縱機構采用液壓式。 3．操縱機構的傳動比的確定 一般離合器if及ic的大致范圍如下表： 壓緊彈簧類型 周置螺旋彈簧 3.6～6.2 7～12 膜片彈簧 2.7～5.4 10～16 中央彈簧 7～8 13～15 本設計選取=12，=7。 參考文獻 [1] 紀名剛，陳國定，吳立言 機械設計 第8版 高等教育出版社 2006年 [2] 鞏云鵬,田萬祿,張祖立 機械設計課程設計 第1版 東北大學出版社 2000年 [3] 王望予 汽車設計 第4版 機械工業(yè)出版社 2004年 [4] 陳家瑞 汽車構造(下冊) 第2版 機械工業(yè)出版社 [5] 劉惟信 汽車設計 清華大學出版社 第1版 清華大學出版社 [6] 徐安石 江發(fā)潮編著 汽車離合器 清華大學出版社 18