1、课程设计任务书学生姓名： 专业班级： 班指导教师 工作单位：全套图纸加 153893706题 目: 离合器设计 初始条件：发动机最大转矩： 135Nm/rpm要求完成的主要任务: （包括课程设计工作量及其技术要求，以及说明书撰写等具体要求）1)、查阅相关文献，并提交文献检索（不少于 5篇） 。2)、完成 8000字以上的设计说明书的编写，编写符合*课程设计工作规范。3)、按照国家工程制图标准绘制图纸，完成总成三维设计，绘制 1张 0#图纸工作量的制图（图纸建议用三维制图软件绘制，并转为二维工程图；含装配图 1张、零件图 23 张） 。时间安排：阶段 内容 需要时间（天）1 查阅资料，提交文献检
2、索 22 制图，绘制完成所需图纸 83 编写设计说明书 34 整理资料，准备答辩 15 答辩 1合计 15指导教师签名： 2017 年 11月 26日系主任（或责任教师）签名： 年 月 3目录前言 31 离合器介绍 41.1 离合器的起源与发展 41.2 离合器的分类 41.3 离合器的构造和功用 41.4 离合器的设计要求 51.5 离合器设计流程 61.6 离合器原始数据 62 离合器摩擦片设计 62.1 后备系数 .62.2 摩擦片外径 D、内径 d72.3 摩擦因数 f、摩擦面数 Z、离合器间隙 t.72.4 摩擦片基本参数的优化和校核 83 扭转减振器设计 93.1 扭转减振器主要参
3、数 93.2 减振弹簧的设计 104 从动盘毂及从动片设计 .114.1 从动盘毂设计 114.2 从动片的设计 125 膜片弹簧设计 .125.1 压紧弹簧布置形式的选择 125.2 膜片弹簧基本参数的选择 125.3 膜片弹簧的优化设计 145.4 膜片弹簧的载荷与变形关系 145.5 膜片弹簧的应力计算 155.6 膜片弹簧材料及制造工艺 176 离合器操纵机构设计 .186.1 操纵机构的概述与选择 186.2 相关参数计算 197 离合器其他主要部件的结构设计 .207.1 压盘的设计 207.2分离轴承的寿命计算 .207.3 离合器盖 217.4 离合器的散热通风 218 总结体
4、会 .22参考文献 .23文献检索摘要 .244前言对于内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。目前，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操作机构等四部分。汽车设计课程是培养学生具有汽车设计能力的专业基础课，课程设计则是学生在学习了汽车构造 、 汽车制造工艺学 、 汽车设计等课程后一项重要的实践性教学环节，基本的目的是：通过课程设计，综合运用汽车设计课程和其它选修课程的理论和实践知识，解决汽车设计问题
5、，掌握汽车设计的一般规律，树立正确的设计思想，培养分析和解决实际问题的能力。学会分析和评价汽车及各总成的结构与性能，合理选择结构方案及有关参数，掌握一些汽车主要零部件的设计与计算方法。通过计算，绘图，熟练运用标准，规范，手册，图册和查阅有关技术资料，进一步培养学生的专业设计技能。鼓励学生充分利用计算机进行参数的优化设计，CAD 绘图，锻炼学生利用计算机进行设计和绘图的能力。51 离合器介绍1.1 离合器的起源与发展在早期研发的离合器中，锥形离合器最为成功。现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到 1925年以后才出现的。20 世纪 20年代末，直到进入 30年代时，只有工程车辆、
6、赛车和大功率的轿车上才采用多片离合器。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式离合器。 近来，人们对离合器的要求越 来越高，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧 离合器结构发展，传统的操纵形式的操纵形式正向自动操纵的形式 发展。因此,提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。1.2 离合器的分类离合器的分类见图 1。图 1 离合器的分类膜片弹簧有理想的非线性特征，离合器结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；性能较稳定；通风散热好，使用寿命长；平衡性好；制造成本低。但膜片弹簧的制造工艺
7、较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。1.3 离合器的构造和功用离合器的构造见图 2。摩 擦 离 合 器按从动盘数 按弹簧布置形式 按弹簧形式 按作用力方向单片双片多片圆周布置圆柱螺旋弹簧推式拉式中央布置斜向布置圆锥螺旋弹簧膜片弹簧6图 2 离合器的构造离合器就相当于汽车的动力开关。当不踩离合器踏板时，摩擦片与飞轮结合传递力矩；当踩下离合器踏板时，摩擦片与飞轮分离，不传递力矩。当踩下离合器踏板时，摩擦片与飞轮分离，不传递转矩。当不踩离合器踏板时，摩擦片与飞轮结合并传递转矩。1.4 离合器的设计要求为了保证离合器具有良好的工作性能，设
8、计离合器应满足如下基本要求：1）在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载；2）接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击；3）分离时要迅速、彻底；4）从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损；5）应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长其寿命；6）操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳；7）具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长；8）能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力；9）结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维
9、修、调整方便等。离 合 器主动部分 从动部分 压紧机构 操纵机构飞轮离合器盘压盘从动盘压紧弹簧分离叉分离轴承离合器踏板传动部件71.5 离合器设计流程离合器设计流程见图 3获取或确定与计算相关的参数获取及确定前后连接件的接口参数结构方案确定设计计算其他机构设计图 3 离合器设计流程图1.6 离合器原始数据05富康 8V详细参数见表 1。汽车的驱动形式 整车整备质量 发动机最大转速 发动机最大扭矩 汽车的总质量42 1050kg 3400r/min 135NM 1425kg表 1 05富康 8V详细参数2 离合器摩擦片设计2.1 后备系数 单片离合器因为结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便
10、，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此该设计选择单片离合器。摩擦片数为 2。摩擦片的静压力由公式（2-1）求得。(Nm) (2-1)= 式中： 离合器后备系数（ 1） 。由原始数据， =135 Nm；选择后备系数 ，由表 2可得， =1.5。8车型 后备系数 轿车和轻型货车 1.20-1.75中型和重型货车 1.50-2.25带挂车的重型汽车和牵引汽车 2.00-2.75越野汽车和工作恶劣的工程车辆 2.50-3.50表 2 离合器后备系数的取值范围所以 =1.5135=202.5 Nm。= 2.2 摩擦片外径 D、内径 d摩擦片的外径计
11、算公式见（2-2） 。（2-2）=为直径系数，取值见表 3。取 =14.6，得 D=170mm。 车型 直径系数 轿车 14.615.8-18.3（单片离合器）货车13.5-14.9（双片离合器）重型货车 22.4-23.6表 3 直径系数的取值范围摩擦片的尺寸已系列化和标准化,具体可查表。在单位压力不超过许用范围条件下，d 可取大一些，能加大平均摩擦半径，增大传递转矩能力，也便于布置扭转减振器。故取 D=180mm，d=125mm。2.3 摩擦因数 f、摩擦面数 Z、离合器间隙 t摩擦片的摩擦因数 f取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。可由表 4查得：取 f =0.
12、3。摩擦面数 Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及 其结构尺寸。由于设计的离合器为单片离合器，因此 Z=2。离合器间隙 t 是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合9器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙 t 一般为34mm。取 t=4mm。摩擦副材料 fu 表面许可工作温度（）P0（MP）铸铁对非石棉类摩擦材料0.250.3 250 0.250.35表 4 滑动摩擦系数选取参考范围离合器的静摩擦力矩为： TC=fFZRC。联立得：(2-3)0=123(13)代入数据求得， =0.324MP P
13、0，满足要求。02.4 摩擦片基本参数的优化和校核（1）摩擦片外径 D（mm）的选取应使最大圆周速度 v0不超过 6570m/s，即0=60103=603400180103=32/满足要求。（2）摩擦片的内、外径比 C 应在 0.530.70 范围内，即0.53C=0.6940.7（3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的 值应在一定范围内，最大范围为 1.24.0。（4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d必须大于减振器振器弹簧位置直径 2R0约 50mm，即 d 2R0 50 mm（5）为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其
14、许用值，即100= 4(22)= 41352(18021252)=0.00510式中， 为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm 2)，经查验，满足要求。0（6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力 p0的最大范围为 0.111.50MPa,即0.10 MPa p0 0.324 MPa 1.50 MPa（7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值,即= 4(22)式中, 为单位摩擦面积滑磨(J/mm 2); 为其许用值(J/mm 2)，对于乘用车： 0.40 =J/mm2， W为汽车起步时离合器接合
15、一次所产生的总滑磨功（ J） ，可根据式（2-4）计算。(2-4)=221800(2202)经验算， ，合格。（8）离合器接合的温升(2-5)t= 式中 ,t 为压盘温升,不超过 8 10 C； c 为压盘的比 热容， c 481.4 J/(KgC)； 为 传 到压 盘 的 热 量 所 占 的 比 例 ， 对 单 片 离 合 器 压 盘 0.5， m 为 压 盘 的 质 量 m 3.15 Kg。 代入 ， t 2.9 C， 合 格 。 113 扭转减振器设计3.1 扭转减振器主要参数减振器极转矩： =1.5=1.5135=202.5阻尼摩擦转矩： =(0.060.17)=15预紧转矩： =(0
16、.050.15)=13.5极限转角： =312扭转角刚度： 13=2632.5（ /）3.2 减振弹簧的设计减振弹簧的安装位置见式（3-1） 。(3-1)0=（ 0.600.75） d/2结合 d2 +50mm，得 取 40mm，则 2R0/d=0.64。0 0减振弹簧个数的选取见表 5摩擦片的外径 D/mm 225 250 250 325 325 350 350Z 4 6 6 8 8 10 10表 5 减振弹簧个数的选取图 4 扭转减振器减振弹簧个数选取减振弹簧尺寸（1）选择材料，计算许用应力12根据机械原理与设计(机械工业出版社)采用 65Mn弹簧钢丝，设弹簧丝直径d=4mm, b=162
17、0MPa,=0.5 b=810MPa。（2）选择旋转比，计算曲度系数确定旋转比 C=4，曲度系数 K=(4C-1)/(4C-4)+0.615/C=1.40（3）极限转角 =220=312取 ，则 =3.3mm。取总圈数为 n=8。=3.5 4 从动盘毂及从动片设计4.1 从动盘毂设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径 D 与发动机的最大转矩 选取。具体数据见表 6：一般取 1.01.4 倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用碳钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般 26 32HRC。为
18、提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。取 n=10，D ， =26mm,d,=21mm,t=3mm,l=20mm, c=11.6MPa。花 健 尺 寸摩擦片齿数 外径 内径 齿厚有效齿挤压应 力的外径D /mmTe max /N.mn D /mm d /mm t /mm长l /mmc /MPa160 49 10 23 18 3 20 98180 69 10 26 21 3 20 11 6200 108 10 29 23 4 25 11 1225 147 10 32 26 4 30 11 3250 196 10 35 28 4 35 102
19、280 275 10 35 32 4 40 125300 304 10 40 32 5 40 10513325 373 10 40 32 5 45 11 4350 471 10 40 32 5 50 130表 6 花键的选取4.2 从动片的设计在设计从动片时要尽量减轻其质量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了使得离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。具有轴向弹性的从动片有以下 3种结构型式：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片以及组合式弹性从动片。前面两种结构在小轿车上采用较多，在载货汽车上则常用第三种即组合式从动片。故
20、选整体式波形从动钢片。 5 膜片弹簧设计5.1 压紧弹簧布置形式的选择离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧与其他几类相比有显著的优点，因此，在此选用膜片弹簧式离合器。5.2 膜片弹簧基本参数的选择5.2.1 高厚比 H/h 的选择此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析载荷与变形 1之间的函数关系可知，当 H/h 时，F2 为增函数；H/h 时，F1 有一极值，而该极值点又恰为拐点； H/h 2 2 时，F1 有一极大值和极小值；当 H/h 时，F1 极小值在横坐标上，见图 5。 2 2 图
21、5 膜片弹簧的弹性特性曲线14为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的 H/h通常在1.52 范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为 24mm，本设计 H/h2，h=2.5mm，则 H=5mm。5.2.2外内径比 R/r通过分析表明，R/r 越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r 常在 1.21.3 的范围内取值。本设计中取 R/r1.2 ，摩擦片的平均半径 Rc=(D+d)/4=76.25mm，rR c(推式)，取 r 78 mm则 R=97.5mm，取整 R=100，则 R/r=1.282。5.2.3圆锥底角
22、 膜片弹簧在自由状态时圆锥底角 一般在 10 13.5。本设计中 =arctanH/(R-r)=12.8，在要求范围内。分离指数常取为 18，本设计所取分离指数为 18。5.2.4切槽宽度1 3.2 3.5 mm， 2 9 10 mm，取 1 3.5mm， 2 10mm，r e应满足 r-re 2的 要求。膜片弹簧尺寸简图见图 6。图 6 膜片弹簧的尺寸简图5.2.5 压盘加载点半径 R1和支撑环加载点半径 r1的确定15r1应略大于且尽量接近 r，R 1应略小于 R且尽量接近 R。本设计取 R1106 mm，r 1 90 mm。膜片弹簧应用优质合金弹簧钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内
23、常用的碟簧材料的为 50CrVA。5.2.6 公差与精度离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度，压力盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。5.3 膜片弹簧的优化设计(1)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 H/h与初始锥角 H/R r 应在一定范围内，即1.6H/h=22.29H/(R-r)=12.815(2)弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.20R/r=1.2821.35702R/h=80100(3)为了使使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径 R1 （或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径 r1
24、）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即推式：（D+d）/4=76.25r1=82D/2=90(4) 根据弹簧结构布置要求，R1 与 R，r f与 r0之差应在一定范围内选取，即1R-R 1=460r 1-r=460r f-r04(5) 膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此杠杆比应在一定范围内选取，即推式：。3.51119.0得 rf=30mm;r0=28mm。5.4 膜片弹簧的载荷与变形关系碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分 分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分
25、的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时） 。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在16膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在 支承点处，用 F1 表示，加载点间的相对变形（轴向）为 1，则压紧力 F1 与变形 1之间的关系式为： 21121211 )()(/ln)(6 hrRHrrREhF式中：E弹性模量，对于钢， MPa50.泊松比，对于钢，=0.3H膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度h弹簧钢板厚度R弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径r弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径R1压盘加载点半径r1支承环加载点半径代入得F1=f( 1)=471134514.7412+11
26、966.51对式求一次导数，可解出 1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点。凸点： 1.87 mm 时，F 1 9316.7 N 凹点： 4.51 mm 时，F1 5726.3 N 拐点： 3.2 mm 时，F1 6679.3 N当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为F2，对应此载荷作用点的变形为 2。由 12110.23fRrFF1.4r列出表格 712.96 7.04 52 9.18 2.182 15.5F1 11796.93 6748.98 9273F2 3375.02 2159.67 2967.36表 7 膜片弹簧工作点的数据5.5 膜片弹簧的应力计算
27、前述膜片弹簧的载荷与变形之间的关系式，是在假定膜片弹簧在承载过程中，其子午截面无变形而只是刚性地绕该截面上的某一中性点 O 转动的条件下推导出的。根据这一假定可知，截面在 O 点处沿圆周方向的切向应变为零，因而该点处的切向应力亦为零。17O 点以外的截面上的点，一般均产生切向应变，故亦有切向应力。若如图 5.4 所示以中性点 O 为坐标原点在子午截面处建立 x-y 坐标系，则截面上任意点的切向应力为： xeyaEt 212膜片弹簧工作点位置式中 碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）碟簧部分子有状态时的圆锥底角e 碟簧部分子午断面内中性点的半径 ， )/ln(rRe为了分析断面中断向应力的分
28、布规律，将上式写成 Y 与 X 轴的关系式：22(1)(1)()t tt eYEE由上式可知，当膜片弹簧变形位置 一定时，一定的切向应力 t在 X-Y 坐标系里呈线性分布。当 t=0 时 ，因为 的值很小，我们可以将 看Y=（ - 2） X （ - 2） （ - 2）成 ，由上式可写成 。此式表明，对于一定的零应力分t（ - 2） Y=t（ - 2） X布在中性点 O 而与 X 轴承 角的直线上。从式可以看出当 X=-e 时无论取任何值，（ - 2）都有 。显然，零应力直线为 K 点与 O 点的连线，在零应力直线内侧为压Y=（ - 2） e应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应
29、力越高。由此可知，碟簧部分内缘点 B 处切向压应力最大， A 处切向拉应力最大，分析表明，B 点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核 B 处应力就可以了，将 B 点的坐标X=（e-r）和 Y=h/2 有 )2)(2()1hrer（EtB 图 7 膜片弹簧的载荷特性曲线18带入数值计算=r()=9678(9678)=86.6切向压力达最大值的转角 = + 2()=0.346()得 tB=-229.12N/mm2B 点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力 F2 作用下还受有弯曲应力： 2)(6hbnFrrfrB式中 n分离指根数 n=18br单个分离指的根部宽b=2 018=2 2818 =
30、9.77因此： rB=633N/mm2则 Bj= rB- tB=633.5-229.12=-862.6N/mm2 满足 Bj Bj=1700 N/mm2数据合适。5.6 膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用 60Si2MnA 或 50CrVA 等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离 38 次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到
31、膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般为 4550HRC，分离指端硬度为 5562HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于 3 个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度 3。膜19片弹簧的内外半径公差一般为 H1l 和 h11，厚度公差为 0025mm，初始底锥角公差为10。
32、上、下表面的表面粗糙度为 1.6m，底面的平面度一般要求小于 0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于 0.81.0mm 。6 离合器操纵机构设计6.1 操纵机构的概述与选择汽车离合器操纵机构是驾驶员用来控制离合器分离又使之柔和接合的一套机构。它始于离合器踏板，终止于离合器壳内的分离轴承。由于离合器使用频繁，因此离合器操纵机构首先要求操作轻便。轻便性包括两个方面，一是加在离合器踏板上的力不应过大，另一方面是应有踏板形成的校正机构。离合器操纵机构按分离时所需的能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等。（1） 踏板力要小，轿车一般在
33、 80150N 范围内；（2） 踏板行程对轿车一般在 80150mm 范围内；（3） 踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可复原；（4） 应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏；（5） 应具有足够的刚度；（6） 传动效率要高；（7） 发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。表 8离合器操纵机构应满足的要求机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式，杠传动结构简单，工作可靠，但是机械效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系，布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。20图 8本次设计的普通轮型离合器操
34、纵机构，采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点：（1）液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂踏板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉；（2）可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷，正由于液压式操纵有以上的优点，故应用日益广泛，离合器液压操纵机构由主缸、工作缸、管路系统等部分组成。6.2 相关参数计算取 为 50mm， 为 120mm， 为 50mm， 为 95mm， 为 21.4mm， 为 50mm， 为1a21b21c2c1d67mm， 为 135mm。2d离合器踏板行程计算踏板行程 由自由行程 和工作行程 组成：
35、S1S2S22011=+fcabdZ式中， 为分离轴承的自由行程，一般为1.5 3.0mm，取 =1.5mm；反映到踏板上的自0f 0fS由行程 一般为20 30mm； 、 分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦片面数； 为离1S 1d2 SA合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片： ，取 ； 、 、0.851.3=mS1.21a2、 、 、 为杠杆尺寸。 ，合格。1b21c2 13m7S，踏板力的计算21踏板力为 =+fSFi式中， 为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力； 为操纵机构总传动比，F i21iabcd为机械效率，液压式：=80 90%，机械式：=70 80%； 为克服回位弹簧 1、2
36、的拉 SF力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。 则23074.5,3.6,80%;Ni合格。8.fFN7 离合器其他主要部件的结构设计7.1 压盘的设计压盘的材料选用 HT20-40 铸造制成。采用传力片与离合器盖相连。它要有一定的质量和刚度，以保证足够的热容量和防止温度升高而产生的弯曲变形。压盘应与飞轮保持良好的对中，并进行静平衡。压盘的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于 0.8。压盘壳用 M83mm 螺栓将其一端固定在飞轮端面上，另一端固定在压盘端面上。压盘厚度的确定主要依据以下两点：压盘应具有足够的质量； 压盘应具有较大的刚度。因此，压盘一般都做得比较厚（一般不小于 10mm）
37、，而且在内缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的凸起。此外，压盘的结构设计还应注意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔。根据经验、参照同类产品，本次设计选取的压盘外径为 180mm，内径为 125mm，厚度为 10mm，材料为 3 号灰铸铁。2.8 从动轴的计算7.1.1选材40Cr调质钢可用于载荷较大而无很大冲击的重要轴，初选 40Cr调质。7.1.2确定轴的直径 3/dAPn式中，A 为由材料与受载情况决定的系数，见表 9表 9取 ， 为轴得转速，n=3200r/min，取 。10An24dm227.2分离轴承的寿命计算型号 CrPfn7014C 48.2kN1.
38、23520/rmi表 10分离轴承参数表则由下式： 610()hCLnPprfF得： 4085hL7.3 离合器盖离合器盖的膜片弹簧支撑处须具有较大的刚度和较高的尺寸精度，压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小，支撑环和支撑铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性好，膜片弹簧的支撑形式采用铆钉作支承时，如果分离轴承与曲轴中心线不同心，可引起铆钉的过度磨损。提高铆钉硬度的套筒和支承与曲轴中心线不同心，亦可引起铆钉的过度。提高铆钉硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的结构措施，采用 101。7.4 离合器的散热通风试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过 180 200时摩擦片磨损
39、剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度一般在180以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到 1000。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果，故不需作另外设置。238 总结体会这次汽车设计课程设计，我们通过对知识的综合利用，进行必要的分析，比较，从而检验了我们平时的学习效果
40、，对相关知识有了更深了理解。虽然此次课程设计与实际操作分析还有很大的差距，但是它提高了我们综合解决问题的能力，为我们以后的学习打下了基础。因为平时都是在老师的带领下学习，在此次课程设计中，真正做到了自己查阅资料、自己解决问题。这次课程设计使我离合器有了更深的了解。在课程设计的过程中，我也遇到了很多的困难。通过解决课程设计的这些难点，与其说是增加了的知识，不如说培养了我们一个积极的心态。当遇到困难时，端正态度，认真地查资料，跟老师和同学讨论，以一个最积极的充满信心的态度，最终总会解决问题。这次课程设计，使我懂得了只有课堂知识是远远不够的，只有把所学的知识综合起来，从理论中得出结论，提高自己独立思
41、考的能力，才会对自己的将来有帮助。在设计的过程中发现了自己的不足之处，对以前所学过的知识理解得不够深刻，掌握得不够牢固，通过这次课程设计，把以前所学过的知识重新温故，巩固了所学的知识。我们的汽车设计这本书虽然看起来很薄，但里面的包含的知识很多，同时有些地方讲的较简略，在自己独立学习时会遇到很大的困难。因此这本书在一个学期内讲完，学时太少，感觉学的太急，没有能力消化。若在平时的教学过程中同时融入实际的训练，必将获得更好的效果。24参考文献1过学迅.汽车设计第二版M.北京:人民交通出版社,2013.2史文库,姚为民.汽车构造第六版M.北京:人民交通出版社,2015.3徐石安.汽车离合器/汽车设计丛
42、书M.北京：清华大学出版社,2005.4巩云鹏.机械设计课程设计M.沈阳:东北大学出版社,2006.5王望予.汽车设计M.北京:机械工业出版社,2007.25文献检索摘要1.林明芳,葛安林,吴晓荣.汽车离合器膜片弹簧的优化设计J,汽车工程,1988.汽车离合器膜片弹簧由于它的非线性,使它具有一般螺旋弹簧所没有的特性,目前已被广泛地应用于机械中,尤其在汽车离合器中。本文采用优化设计方法,以汽车离合器膜片弹簧为例,探讨了优化的目标函数,设计变量与约束条件。考核了优化程序与优化效果。其研究的理论与方法同样适用于其它类似膜片弹簧的优化设计。 2.张铁山,高翔,夏长高,朱茂桃.汽车离合器传动片设计研究J
43、,江苏理工大学学报,2001.汽车离合器传动片是离合器传递载荷的重要零件,承受复杂载荷,而汽车离合器传动片设计方法的研究却不多笔者分析了汽车离合器传动片工作时的各种受力情况及其变形量的大小,给出了传动片设计计算的双端固定梁的力学模型和进行强度、稳定性校核准则,并进行了应力和变形试验,试验结果与理论计算基本吻合。3.赵波,赵晓昱.汽车离合器的相关参数化设计与分析J,拖拉机与农用运输车,2007.用相关参数化设计方法建立汽车离合器的虚拟装配模型。对重要的离合器参数进行校核,对离合器盖进行有限元分析。相关参数化设计方法有利于实现产品的最优设计或变形产品设计,缩短产品开发周期、降低产品开发成本和制造成
44、本。4.王萌. 汽车离合器基本参数的优化设计J,十堰职业技术学院学报,2000. 汽车离合器的基本参数主要有离合器的后备系数 、摩擦面单位面积上的压力 p0 、摩擦片外径 D和内径 d等 ,这些参数的变化直接影响离合器的结构尺寸和工作性能。本文采用优化设计方法来确定最佳的离合器基本参数 ,实例计算表明了该方法的实用性。5.孙冬野,秦大同.膜片弹簧式离合器的分析及优化设计J,应用能源技术,2009.26膜片弹簧本身兼压紧弹簧和分离杠杆的作用,使离合器的结构大为简化,零件数目少,质量减轻,并显著的简短了轴向尺寸。由于膜片弹簧与压盘以整个圆周相接触,使压力分布均匀,膜片弹簧的接触良好,磨损均匀,易于
45、实现良好的通风散热。拉式膜片弹簧有以下优点:取消了中间的支承零件,使结构更简单、紧凑,零件数目更少,质量更小;以中部与压盘相压,在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧,提高了压紧力与传递转矩的能力,且并不增加踏板力;在接合或分离的状态下,离合器盖的变形量小,刚度大,分离效率更高;无论在接合状态或分离状态,拉式机构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触,在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程,不会产生冲击和噪声。弹性的传动片式其结构可避免其他形式中连接的间隙,从而避免了冲击和噪声。在离合器分离时,也不会由于零件的摩擦而降低离合器操纵部分的传动效率,且结构简单,降低了对装配精度的要求,还有利于压盘的定中。 2728本科生课程设计成绩评定表姓 名 性 别专业、班级课程设计题目：课程设计答辩或质疑记录：成绩评定依据：（以百分制评定）评 定 项 目 评分成绩1、综合运用知识能力和创新能力（20 分）2、设计方案、设计说明书(20 分)3、图纸质量（30 分）4、参考文献（10 分）5、答辩（20 分）总分：100 分指导教师签字： 年 月 日
