喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 北華航天工業(yè)學院 摘 要 離合器是汽車傳動系的重要的一部分，它的構造和傳動系有著緊密的關系，本畢業(yè)設計論文根據(jù)設計所給汽車的各項原參數(shù)，設計合適的膜片彈簧離合器。 膜片彈簧離合器設計的內容主要包括壓盤總成、從動盤、摩擦片和膜片彈簧四個部分。對離合器各零件的參數(shù)、尺寸、材料及結構進行計算選擇和設計，然后使用Solidworks作圖。 關鍵詞：離合器；膜片彈簧；從動盤；壓盤；摩擦片 Abstract The clutch is an important part of the automobile transmission system, transmission system structure and it has a close relationship, this thesis according to the original design parameters for the automotive design, the diaphragm spring clutch diaphragm spring clutch. The appropriate design includes pressure plate assembly, clutch disc, friction plate and diaphragm the spring of four parts. The parameters of each part of the clutch size, calculate the selection and design of material and structure, and then use the Solidworks mapping. Keywords: Clutch; diaphragm spring; follower disk; pressure plate; friction plate 目 錄 1 緒 論 1 1.1 膜片彈簧離合器論述 1 1.2 膜片彈簧離合器的功能 1 1.3 壓緊彈簧和布置形式的選擇 2 1.3.1 膜片彈簧離合器優(yōu)點 2 1.3.2膜片彈簧的支撐形式 2 1.3.3 壓盤傳動方式的選擇 2 2 離合器的摩擦片設計 3 2.1 離合器設計所需數(shù)據(jù) 3 2.2 摩擦片主要參數(shù)設計 3 2.2.1 后備系數(shù)設計 3 2.2.2 摩擦片尺寸參數(shù)設計 3 2.2.3 摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)、分離間隙的確定 4 2.3 摩擦片基本參數(shù)的約束條件 5 2.4 摩擦片Solidwords三維建模 6 3 離合器的膜片彈簧設計 10 3.1 膜片彈簧主要參數(shù)的設計 10 3.2 膜片彈簧的優(yōu)化設計 11 3.3 特性曲線繪制 11 3.4 膜片彈簧Solidwords三維建模 13 4 扭轉減振器的設計 16 4.1扭轉減振器的功能 16 4.2扭轉減振器的結構類型 16 4.3扭轉減振器主要參數(shù)的選擇 17 5 操縱機構 21 5.1 離合器踏板設計 21 5.2踏板力設計 22 6 離合器其它主要零件設計 24 6.1 從動盤轂設計 24 6.2壓盤設計 25 結　　論 27 參考文獻 28 致 謝 29 1 緒 論 1.1 膜片彈簧離合器論述 根據(jù)功率傳動部件，離合器應是傳動系統(tǒng)的裝配。離合器的工作由驅動程序控制，或是分離的，或是被接合，以便完成任務本身。在發(fā)動機與變速器之間設置有離合器的傳動機構，其功能是在必要時，中斷動力傳動，保證車輛平穩(wěn)起動；保證變速器系統(tǒng)的穩(wěn)定運行，保證傳動系統(tǒng)能承受最大扭矩，防止過載的傳遞。為了使離合器發(fā)揮好幾個作用，目前汽車廣泛使用的壓縮彈簧離合器摩擦，摩擦離合器傳遞的最大扭矩取決于摩擦表面之間的夾緊力和摩擦板的大小和摩擦表面，如。主要由離合器的基本參數(shù)和主要尺寸確定。膜片彈簧離合器轉矩容量大而且較穩(wěn)定，操作輕便，平衡性好，也能大量生產。在保證發(fā)動機最大扭矩可靠穩(wěn)定的前提下，有以下優(yōu)點： 1）結合平穩(wěn)、柔順； 2）離合器操作輕便； 3）從動件的慣性較小，減小了齒輪的沖擊； 4）散熱性能好； 5）可以以可靠的強度高速運行； 6）避免共振的汽車傳動系統(tǒng)，具有吸振，減沖，降噪等功能； 7）操縱性較好； 8）良好的工作性能； 9）長期使用壽命。 1.2 膜片彈簧離合器的功能 離合器可以使發(fā)動機和傳動系統(tǒng)接合，保證汽車平穩(wěn)起動。 現(xiàn)代汽車與活塞式發(fā)動機無法啟動負載時，必須先在空氣中起動，然后逐漸加載。發(fā)動機啟動后，以約300~ 500r/min的最低速度穩(wěn)定運行，且汽車只有靜態(tài)啟動，正在運行的發(fā)動機，與一個固定的傳輸系統(tǒng)是不會突然剛性節(jié)點的。因為如果它是一個突然的剛性連接，出問題是不可避免的，這車不是出現(xiàn)事故，就是發(fā)動機關閉。離合器可使發(fā)動機與傳動系統(tǒng)慢慢軟聯(lián)起來，使發(fā)動機和傳動系統(tǒng)扭矩逐漸增長，用以克服行駛阻力，汽車會慢慢順暢的起動。 雖然采用中性傳輸，也能實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的分離。但變速器在中性位置，變速器傳動齒輪和發(fā)動機或連接發(fā)動機的旋轉，這是必要的和變速傳動齒輪的阻力，和齒輪的傳動齒輪在高粘度齒輪油，阻力阻力較大。特別是在寒冷的季節(jié)，如果沒有離合器分離發(fā)動機和傳動系統(tǒng)，發(fā)動機啟動困難。因此,離合器的兩個功能是將發(fā)動機與驅動系統(tǒng)分開,使發(fā)動機能夠啟動。 汽車傳動往往會轉移，即變速器內的齒輪分離和接合規(guī)律。如在脫離接觸，由于原來的嚙合齒面壓力的存在可能會帶來困難的脫離接觸，但如果使用離合器臨時分離傳輸系統(tǒng)，它可以方便脫離。同時在連接文件中，依靠飛行員，要將齒輪的圓周速度達到同步是比較困難的，要齒輪嚙合圓周速度差會引起齒輪的沖擊甚至掛不上檔，這就需要離合器暫時單獨傳動系統(tǒng)，以使離合器的傳動齒輪聯(lián)軸器質量降低，從而降低齒輪的沖擊在促進換檔。 離合器能傳遞最大扭矩是有限的，當汽車緊急制動和大慣性載荷傳遞時。此時由于自動離合器打滑，避免損壞傳動部件和過載，起到保護作用。 1.3 壓緊彈簧和布置形式的選擇 膜片彈簧是彈簧鋼制成的圓盤彈簧，具有特殊結構。 1.3.1 膜片彈簧離合器優(yōu)點 1) 具備理想的非線性彈性特性。 2) 起壓緊彈簧和分離杠桿的作用。 3) 高速旋轉時，彈簧壓緊力下降緩慢，性能穩(wěn)定。 4) 壓力分布均勻，摩擦片接觸好、磨損平均。 5) 通風散熱良好。 6) 平衡性好，適用于高速運轉的發(fā)動機。 1.3.2膜片彈簧的支撐形式 離合器的支承方式是拉、推，本畢業(yè)設計選擇了推式膜片彈簧離合器。 1.3.3 壓盤傳動方式的選擇 由于傳統(tǒng)的凸臺式連接、鍵式連接以及銷式連接存在傳力有間隙的缺點，所以本畢業(yè)設計采用傳動片傳動方式。 2 離合器的摩擦片設計 2.1 離合器設計所需數(shù)據(jù) 表2-1　離合器設計原始數(shù)據(jù) 整備質量 1058kg 滿載質量 約1600kg 發(fā)動機最大轉矩 155N·m 發(fā)動機最大轉矩轉速 4500rpm 發(fā)動機最大功率 94kw 發(fā)動機最大功率轉速 6600rpm 一檔轉動比 3.6 主減速比 2.6 使用工況 城鄉(xiāng) 2.2 摩擦片主要參數(shù)設計 2.2.1 后備系數(shù)設計 （1）后備系數(shù)是本設計中的一個非常重要的參數(shù)，它反映離合器的可靠性，傳遞發(fā)動機的最大轉矩。應從以下幾個方面考慮：1.摩擦片在一定的磨損情況下，離合器可以保證發(fā)動機扭矩傳遞；2.防止離合器摩擦度過大；3.防止傳輸系統(tǒng)運行期間的過載。通常汽車和輕型貨車的β= 1.2 ~1.75。結合表2-2和實際情況設計選擇β= 1.5 表2-2　離合器后備系數(shù)的取值范圍 車型 后備系數(shù)β 乘用車和總質量小于6t商用車 1.20～1.75 總質量在6～14t范圍的商用車 1.50～2.25 掛車 1.80～4.00 2.2.2 摩擦片尺寸參數(shù)設計 離合器摩擦片的外徑由經(jīng)驗公式得: （2-1） 直徑的系數(shù)，取值見表2-3 取 得D=181.77mm。 表2-3　直徑系數(shù)的取值范圍 車型 直徑系數(shù) 乘用車 14.6 總質量在1.8～14.0t范圍商用車 16.0～18.5(單片離合器) 13.5～15.0(雙片離合器) 總質量大于14.0t商用車 22.5～24.0 摩擦片的尺寸已系列化和標準化,標準如下表: 表2-4　離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑D\mm 160 180 200 225 250 280 300 325 內徑d\mm 110 125 140 150 155 165 175 190 厚度h/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 0.68 0.69 0.70 0.66 0.62 0.58 0.58 0.55 0.67 0.66 0.65 0.70 0.76 0.79 0.80 0.80 單面面積cm2 106 132 160 221 302 402 466 546 由表可取摩擦片D=200 mm、d=140mm、h=3.5mm。 2.2.3 摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)、分離間隙的確定 摩擦片在材料使用和工作溫度、單位壓力、滑動速度等方面的摩擦系數(shù)。表2-5取摩擦因數(shù)f為0.25。摩擦面數(shù)是離合器的2倍，確定離合器傳遞轉矩所需的尺寸和結構尺寸。一個離合器的設計標題，因此摩擦面數(shù)為 2。離合器間隙是離合器在正常狀態(tài)下的嚙合和分離套，這是彈簧張力的極限位置，以保證摩擦片的正常磨損和撕裂的過程。離合器該裝置還可以充分地投入，分離軸承和分離桿的內端之間存在間隙仍有正常工作的空間。Δt的差距為3 ~ 4mm。以Δt = 3.5mm。 表2-5　摩擦材料摩擦因數(shù)的范圍 摩擦材料 摩擦因數(shù) 石棉基 模壓 0.20～0.25 編織 0.25～0.35 粉末冶金 銅基 0.25～0.35 鐵基 0.30～0.50 金屬陶瓷 0.4 （2-2） 由式3-2 得：單位壓力MPa。 表2-6　摩擦片單位壓力的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力/MPa 石棉基材料 模壓 0.15~0.25 編織 0.25~0.35 粉末冶金材料 模壓 0.35~0.50 編織 金屬陶瓷材料 0.70~1.50 2.3 摩擦片基本參數(shù)的約束條件 （1）摩擦片外徑D（mm）最大的圓周速度不應超過65～70m/s，即 m/sm/s （2-3） 式中，v0是最大圓周速度（m/s）；nemax發(fā)動機的最高轉速(r/min)。 （2）摩擦片內外徑比應在0.53～0.70范圍內，即 （3） 為保證離合器能可靠地傳遞發(fā)動機最大扭矩，防止傳動系統(tǒng)過載，不同類型的測試值控制在一定范圍內，最大范圍為1.2～4。設計選型1.5，按照設計要求。 （4）為了扭轉振動阻尼器的安裝，摩擦片的內直徑大于彈簧的沖擊吸收的彈簧的內徑。 mm （5）為了反映離合器傳動的扭矩和防止過載能力，本單位摩擦面積的扭矩應小于允許值，即單位摩擦面積扭矩在公式 （2-4）式中，單位摩擦面積力矩(N.m/mm2)，可按表2-7選取 經(jīng)檢查,合格。 表2-7　單位摩擦面積允許轉矩允許值 離合器規(guī)格 0．28 0．30 0．35 0．40 （6）為了減少離合器滑磨熱載荷、摩擦片防止燒傷，和不同型號的單位壓力范圍是0.11到1.50mpa。 MPaMPaMPa （7）為了減小摩擦片表面溫度過高而使摩擦表面溫度過高，離合器的摩擦面積小于允許值。 （2-5） 式中,滑動磨損單位摩擦面積(J/mm2)；許用值滑磨功(J/mm2)，對商用車、乘用車：J/mm2，對最大質量為總質量未達6.0t的商用車：J/mm2，對最大質量為總質量超過6.0t商用車：J/mm2：W車輛起步時總的離合器滑動磨損（J），可根據(jù)下式計算 （2-6） 式中，車輛裝載重量(Kg)；為汽車輪胎滾動半徑（m）；啟動傳動齒輪傳動比；為主減速比；為發(fā)動機轉速r/min，在計算時乘用車宜為r/min，商用車宜為r/min。其中： m Kg代換（2-6）得J，代換（2-5）得，合格。 2.4 摩擦片Solidwords三維建模 1.首先在拉伸命令里面繪制摩擦片的草圖，如圖2-1所示： 圖2-1 摩擦片拉伸草圖 2. 完成草圖繪制后進行拉伸后的模型如圖2-2所示 圖2-2 摩擦片拉伸后的模型 3. 為摩擦片開設散熱槽，通過使用拉伸切除可以獲得想要的模型效果。繪制散熱槽的草圖如圖3-3所示。 圖2-3 摩擦片開設散熱槽草圖 4. 散熱槽開設后，并通過圓形陣型獲得整個摩擦片的散熱槽，如圖2-4所示。 圖2-4 開設散熱槽后的模型圖 5. 最后給摩擦片開聯(lián)接傳力片的鉚釘孔，開設后最終成型的三維效果圖如圖2-5所示。 圖2-5 摩擦片最終成型三維圖 3 離合器的膜片彈簧設計 3.1 膜片彈簧主要參數(shù)的設計 1. 比較H/h的選擇 為了保證離合器的壓緊力盡快和操作方便，汽車離合器膜片彈簧、離合器通常在1.5～2范圍內選擇。膜片彈簧常用的鋼板厚度為2～4mm，這次設計 ，h=2mm ，所以H=4mm 。 2.比較 R/r的選擇 通過獲取信息，越小的比例，越高的應力，越大的彈性，越大的彈性曲線的直徑的誤差的影響。離合器膜片彈簧，根據(jù)結構的布置和所需的壓緊力，R/r通常保證在1.2～1.3 。在本設計中取，摩擦片平均半徑為mm， 取mm所以mm。 3.錐角的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)時，錐角α控制在°的一定范圍內，這次設計中 得°在°之間，合格。分離指數(shù)一般取18，個別有大尺寸膜片彈簧取24，而膜片彈簧的小尺寸，也會取12，所以本設計的分離指數(shù)取18。 4.槽寬的選擇 mm，mm，取mm，mm，應滿足的要求，=58mm。 5. 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定 取值略大于或盡量靠近r，取值小于R或盡可能接近R。本設計中mm，mm。膜片彈簧可制成優(yōu)質、高精度鋼板，且尺寸盤、彈簧、零件精度高。常用的碟形彈簧材料為60Si2MnA，應達到1600 ~ 1700MP /平方毫米。 6. 膜片彈簧小端內半徑以及分離軸承作用半徑p 離合器結構的最小值大于傳動軸的花鍵的外直徑。初選=25mm, f=28mm. 3.2 膜片彈簧的優(yōu)化設計 （1）為了滿足離合器性能的要求，彈簧和初始錐角應在一定范圍內，即 (3-1) (3-2) （2）每一部分的彈簧的大小應在一定范圍內，即 (3-3) (3-4) （3）對于摩擦片在夾緊力上的分布均勻，推板式膜片彈簧離合器壓力板加載半徑（或拉膜片彈簧離合器壓盤載荷半徑r1）應介于摩擦片的平均半徑和外半徑之間，即 推式： (3-5) 拉式： (3-6) （4）根據(jù)膜片彈簧的構造，與，與之差應控制在一定范圍內，即 (3-7) (3-8) (3-9) （5）膜片彈簧離合器起到分離，杠桿的功能，杠桿率在一定范圍內控制，即 推式： (3-10) 拉式： (3-11) 3.3 特性曲線繪制 碟簧的形狀，如錐型墊片，見圖3-1，它具有獨特的彈性，廣泛應用于機械制造業(yè)。膜片彈簧是一種特殊結構的碟形彈簧，彈簧小端延伸出由徑向槽隔開的多個懸掛部件。彈性性能和大小作為碟形彈簧膜片彈簧的一部分（在同一時間加載點的時候）。因此，設計公式的碟簧也適用于膜片彈簧。支撐環(huán)和沿圓周分布的膜片彈簧的載荷壓盤位于支撐點上，λ1為F1、加載點之間的相對變形（軸向），壓緊力F1和相對變形λ之間的關系： （3-12） 式中： E——彈性模量，對于鋼材， μ——泊松比，鋼，= 0.3 H——膜片彈簧在自由狀態(tài)下，碟形彈簧的內錐高度 h——彈簧鋼厚 R——當彈簧是自由的時，碟形彈簧的大端半徑 r——當彈簧是自由的時，碟形彈簧的小端半徑 R1——加載點半徑 r1——支撐環(huán)的負荷點的半徑 圖3-1　膜片彈簧的尺寸簡圖 表3-1膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù) R r R1 r1 H h 86 68 85 70 4 2 初選了上述參數(shù)以后，可根據(jù)式（3-12)利用Microsoft office Excel軟件表格計算見表3-2和繪制曲線功能畫出F1-λ1特性曲線見圖3-2。 表3-2 λ1-F1 計算值 λ1 0.26 0.52 0.78 1.04 1.3 1.56 1.82 2.08 2.34 2.6 2.86 3.12 F1 1134.7 2053.9 2775.8 3318.8 3700.9 3940.4 4055.6 4064.7 3985.9 3837.5 3637.6 3404.5 λ1 3.38 3.64 3.9 4.16 4.42 4.68 4.94 5.2 5.46 5.72 5.98 6.24 F1 3156.5 2911.8 2688.6 2505.1 2379.5 2330.2 2375.3 2533.0 2821.6 3259.4 3864.0 4655.1 圖3-2 h=2mm的特性曲線 3.4 膜片彈簧Solidwords三維建模 1. 通過Solidwords旋轉命令創(chuàng)建膜片彈簧的基本形狀，首先繪制草圖如圖3-2所示。 圖3-2 創(chuàng)建膜片彈簧旋轉的草圖 2. 完成草圖，成功創(chuàng)建膜片彈簧的基本形狀如圖3-3所示。 圖3-3 膜片彈簧旋轉后的基本形狀 3. 為膜片彈簧開支撐槽后如圖3-4所示。 圖3-4 膜片彈簧三維成型效果圖 4 扭轉減振器的設計 4.1扭轉減振器的功能 扭振減振器是由彈性元件和阻尼元件組成的。彈性元件的主要功能是減小傳動系統(tǒng)的扭轉剛度，降低傳動系統(tǒng)的固有頻率，改變系統(tǒng)固有模態(tài)。為了避免引起發(fā)動機轉矩主諧波激勵引起的共振，阻尼元件的主要功能是吸收振動能量。因此，扭轉阻尼器具有以下功能： 1）降低發(fā)動機曲軸和傳動系統(tǒng)的扭轉剛度，調整傳動系統(tǒng)的固有頻率。 2）提高傳動系統(tǒng)的扭轉振動阻尼，抑制扭轉共振的響應振幅，并衰減由沖擊產生的瞬態(tài)扭振。 3）控制傳動系統(tǒng)，離合器和傳動軸的扭轉振動，減少變速器的怠速噪聲，減少主減速器和傳動系統(tǒng)的扭振產生的噪聲。 4）在不穩(wěn)定的情況下，降低傳動系統(tǒng)的扭轉沖擊載荷，提高離合器在離合器中的乘坐舒適性。 4.2扭轉減振器的結構類型 扭振減振器具有線性和非線性特性。單級線性減振器的扭轉特性，如圖4-1所示，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，大部分在汽油機上的應用。柴油機，由于發(fā)動機的怠速轉速不大，往往造成齒輪齒的傳動往往受到?jīng)_擊，造成傳動噪聲。在扭振減振器中，另一組在發(fā)動機怠速工況下，采用小彈簧操作，消除了怠速噪聲。在這種情況下，可以得到的2個階段的非線性特性，第一階段是少，被稱為怠速速度，和第二階段的剛度是比較大的。目前，在柴油機上廣泛使用的是一種具有怠速二級或三級的非線性扭振減振器。 圖4-1 單級線性阻尼器的抗扭性能 圖4-2三級線性阻尼器的抗扭性能 4.3扭轉減振器主要參數(shù)的選擇 減振器的扭轉剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩是兩個主要參數(shù)。其設計參數(shù)還包括極限轉矩、預緊轉矩和極限轉角等。 （1）極限轉矩Tj 在限位銷消除減震器和從動盤轂之間的間隙間隙Δ1轉矩極限（圖4-1）能傳遞的最大轉矩，從而限制扭矩的引腳功能。它與發(fā)動機的最大扭矩有關： 圖4-3 減振器尺寸簡 (4-1) 本設計選取 （2）扭轉角剛度是kφ 為了避免系統(tǒng)的共振，應合理選擇減振器的扭轉剛度，從而避免了發(fā)動機正常工作轉速范圍內的共振現(xiàn)象。 確定了阻尼彈簧的線剛度和結構布置。(圖4-3)。 減振彈簧分布在RO的半徑，當相對從動盤轂轉過的弧度，相應的彈簧變形Ro。在這個時候，所需的扭矩被添加到驅動板是 式中：T——相對扭矩從動盤離合器盤轂與所需的拐彎弧度(N·m)； K——每一個隔振器的直線剛度(N／mm)； Zj——減振彈簧個數(shù)； Ro——阻尼彈簧位置半徑(m)。 根據(jù)扭轉剛度的定義，則 式中：為減振器扭轉剛度(N·m／rad)。 設計時可按經(jīng)驗來初選是 ≤13 （4-2） 因此：≤13×201.5=2619.5。 本設計選取=2600 N.m/rad。 （3）扭轉減振器的摩擦力矩Tf 阻尼器的扭轉剛度受結構和發(fā)動機最大扭矩的限制，可能是非常低的，所以為了在發(fā)動機轉速范圍內最有效的阻尼必須一般按類型作為主合理選擇減振器阻尼摩擦力矩： （4-3） 本設計 N.m （4）預緊轉矩Ty 對于減震器的線性特性，應在安裝時安裝減震彈簧。和沒有預緊力矩時相比。當兩個角剛度和極限轉速是相同的，預緊力矩限制較大，使減振器可以在很寬的范圍內的扭矩工作；當極限扭矩和角度都是一樣的，角剛度低。這顯然是有利的。但預載力矩值不應大于摩擦力矩： N.m （4-4） （5）阻尼彈簧位置半徑Ro Ro盡可能大點，如圖2—15所示，一般取 （4-5） 式中：D為摩擦片的內徑。 本設計中：選取Ro=45mm 。 （6）減振彈簧個數(shù)Zj 參照表3-2中選取。 表4-1 減振器彈簧個數(shù)選擇 摩擦片外直徑D／mm <225-250 250--325 325--350 >350 減振器的彈簧個數(shù) 4-6 6--8 8～10 >10 本設計中選取=4。 （7）減振彈簧總壓力FΣ 當輪轂與從動件之間的間隙和從動件Δ1或Δ2被消除時，阻尼彈簧是最大傳輸轉，減振彈簧所受的應力為 （4-6） FΣ=201.5×103/45=4477.8N （8）最大工作壓力為每一個振動阻尼器F FΣ/Zj 計算得：F=1119.45 N （9）減振彈簧尺寸設計 1）彈簧的平均直徑Dc Dc一般從構造中決定，通常=11～15 mm。本設計選取=12 mm。 2）彈簧鋼絲的直徑d1 (4-7) 式中：扭轉許用應用取為5500～6000公斤/厘米2 ，本設計中計算選取=6000公斤/厘米2。 代入已知數(shù)據(jù)計算得：＝1.787，圓整為＝2mm 。 設計一般一般在2～4mm之間，因此設計的參數(shù)合理。 3）減振彈簧的剛度Ｋ (4-8) 代入數(shù)據(jù)計算得：Ｋ=321.0N.mm 4）減振彈簧的有效圈數(shù) (4-9) 代入已知數(shù)據(jù)計算得：＝3.75，圓整為＝4。G為材料的剪切彈性模量，對碳鋼可取G=8.3×104MPa。 5）減振彈簧總圈數(shù)n n=i+(1.5～2) (4-10) 一般n為4圈，則設計為n=4+2=6圈。 6）減振彈簧最小長度lm 減振彈簧在最大工作壓力P時的最小長度為： (4-11) 式中，——彈簧圈之間的間隙，必要時還可取得小一些。 計算得：=1.1×2×6=13.2mm 。 7）減振彈簧總變形量 (4-12) 計算得：=1119.45/321.0=3.50 mm 。 8）減振彈簧自由高度l0 (4-13) 計算得：=16.7 9）減振彈簧預變形量 (4-14) 計算得：=0.32 mm 10）減振彈簧安裝后的工作高度 (4-15) 計算得：=16.4 mm 。 11）減振彈簧的工作變形量 (4-16) 計算得：=3.5-0.32=3.18 mm 。 （10）極限轉角 減振器預緊轉矩增加到極限轉矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉角為： (4-17） 通常為3°～4.5°,該設計直接取3.5°。 （11）限位銷與從動盤缺口測邊的間隙 一般為2.5～4 mm，本設計選取=3.6。 （4-18） 式中：為限位銷的安裝半徑。 （12）限位銷直徑 按結構布置選定，一般=9.5～12mm，本設計選取=11mm 。 5 操縱機構 離合器的工作機構是驅動控制離合器分離和接合的一套機構。它控制著從離合器開始的踏板，在離合器殼中結束。由于離合器的頻繁使用，離合器的控制機構要求操作輕?？梢浦残灾饕?個方面：1在離合器踏板上施加的力不能太大，2是提供一個踏板間隙的校正機構。離合器控制機構根據(jù)所需的能量分離不同，可分為機械式、液壓式、彈簧式增壓器、氣動增壓器、機械式和氣動增壓器等。 汽車離合器控制機構應符合以下要求[3]： 1）踏板力小，汽車一般在80 ~ 150N，卡車不能超過150 ~ 200N； 2）踏板行程，汽車一般在毫米范圍內，和卡車最大不能超過180mm； 3）踏板行程由調節(jié)裝置提供，以確保摩擦板的自由行程可通過調整恢復； 4）提供一個踏板行程限位裝置，以防止因過度用力造成的控制機構損壞； 5）具有足夠的剛度； 6）高傳輸效率； 7）發(fā)動機的振動，車架或駕駛室的變形不會影響發(fā)動機的正常運轉。 機械式控制機構有桿傳動系統(tǒng)和鋼絲繩傳動和螺旋傳動具有結構簡單、工作可靠、機械效率低、車架和駕駛室變形等影響正常工作、遙控杠桿、難以安排、和繩傳動可以消除的缺點，但壽命短、機構效率不高。 普通輪型離合器控制機構的設計，采用液壓控制機構。液壓控制機構具有以下優(yōu)點： 1）液壓操動機構的傳動效率，高質量小，布置方便；易于使用踏板掛，易于密封，不是由于駕駛室與車架和發(fā)動機的振動和運動變形的干預； 2）可以使離合器接合更加柔軟，可減少變速器的動載荷時的踏板。由于液壓控制具有上述優(yōu)點，它被廣泛使用，離合器液壓控制機構主要由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。 mm，mm，mm，mm mm，mm，mm，mm 5.1 離合器踏板設計 踏板行程由自由行程和工作行程組成： （5-1） 式中，是分離軸承自由行程，一般為mm，取mm；反映到踏板上的自由行程一般為mm；、分別是主缸和工作缸直徑；Z是摩擦片面數(shù)；是離合器分離時，對偶摩擦面間的間隙，單片：mm，取mm；、、、、、為杠桿尺寸。 得：mm，mm，合格。 圖5-1液壓操縱機構示意圖 5.2踏板力設計 踏板力為 　　　　　　　　　　　　?。?-2） 式中，為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；為操縱機構總傳動比，；為機械效率，液壓式：%，機械式：%；為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。N，，%；則 N 合格。 分離離合器所作的功為 式中，為離合器拉接合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力，N，則 J 合格。 6 離合器其它主要零件設計 6.1 從動盤轂設計 從動盤轂是離合器片的最大載荷的離合器的部件，它幾乎所有的都承擔著發(fā)動機的扭矩來了。一般用在齒側的矩形花鍵上安裝在傳動軸上，花鍵的大小可以根據(jù)外直徑的摩擦盤和發(fā)動機的最大扭矩由表6-1選?。? 一般取1到1.4倍花鍵軸的直徑。離合器盤轂一般采用碳鋼，淬火，硬度為26 ~ 32hrc。為了提高樣條內孔的表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝。取，mm，mm，mm，mm，MPa。 驗證：擠壓應力的計算公式： 式中，P為花鍵齒外徑壓力，它由下式確定： 離合器盤轂軸向長度不宜太小，以免花鍵軸分離的偏轉滑動是不完整的， ，分別為花鍵的內、外直徑； Z從動盤轂個數(shù)；取Z=1 h花鍵齒工作高度； 得N，MPaMPa，合格。 表6-1花健的的選取 摩擦片的外徑 /mm /N.m 花健尺寸 擠壓應力 /MPa 齒數(shù) n 外徑 /mm 內徑 /mm 齒厚 /mm 有效齒長 /mm 160 49 10 23 18 3 20 9．8 180 69 10 26 21 3 20 11．6 200 108 10 29 23 4 25 11．1 225 147 10 32 26 4 30 11．3 250 196 10 35 28 4 35 10．2 280 275 10 35 32 4 40 12．5 300 304 10 40 32 5 40 10．5 325 373 10 40 32 5 45 11．4 350 471 10 40 32 5 50 13．0 6.2壓盤設計 （1）壓盤設計的功用 1）壓力板應具有很大的質量，提高熱容量，并減少溫度上升，防止裂紋和斷裂，有時可以設置各種形狀的肋骨或肋骨，以幫助通風散熱。中間板可以投出通風槽，也可以用鋁合金熱傳導系數(shù)的壓力板。 2）壓力板應具有較大的剛度。 3）和飛輪應保持良好的對中，并應進行靜態(tài)平衡。 4）壓盤高度（從壓力點到摩擦表面的公差?。? （2）壓盤幾何尺寸設計 1）壓盤內、外直徑設計 在前面，我們已經(jīng)計算出的摩擦板的內外直徑。一般而言，壓力板的直徑略小于摩擦板的直徑，壓力板直徑略大于摩擦片外徑。 故本設計壓盤外直徑D =202mm，壓盤內直徑=138mm。 2）壓盤厚度設計（） 壓盤厚度設計主要根據(jù)以下兩點： ①壓盤的質量 在離合器接合過程中，由于滑動摩擦功不小，接合時產生大量的熱量，并且接合時間短（約3秒左右），所以熱不低于所有蔓延到周圍空氣中，這將不可避免地導致摩擦副溫升。在使用頻繁和困難的離合器條件下，溫度上升更為嚴重。它不僅會引起摩擦系數(shù)的下降，磨損加劇，嚴重時，甚至會造成損害的摩擦板和壓力板。 由于采用石棉材料制成的摩擦片導熱系數(shù)很差，在吸收過程中產生的摩擦熱主要由飛輪和壓力板等部分組成，在一段時間內從事溫度上升不高，有助于要求，壓力板具有較大的吸收熱量。 ②壓盤的剛度 壓力板應具有足夠的剛度和壓力對摩擦表面的壓力分布和減少加熱后的翹曲變形，以免影響均勻壓縮和離合器摩擦片完全分離，其厚度約為15～25mm 。本次畢業(yè)設計選用15mm。 2）壓盤質量計算 由公式ρ(ρ-鑄鐵的密度,7.8g/cm3)，得： 由上述計算所得，壓盤質量為2.0kg。 3）檢查離合器接合的溫度上升時間 結合離合器會立即產生熱量，摩擦生熱來說。溫升不應超過8至10攝氏度。溫度上升很低，可減少壓力板厚度，轉動慣量溫升公式為： （6-1） 式中：——溫升（℃）； W——滑磨功（N·m）； γ——分配給壓力板上滑動率的工作（單片離合器壓盤γ=0.50；雙片離合器壓盤γ=0.25；雙片離合器中間壓盤γ =0.50） C——壓盤的比熱，C=481.4J/（kg·℃）（鑄鐵壓盤）： ——壓盤重量（kg）。 本設計選取=8℃，即： =2.50℃≤=8℃ （6-2） 符合設計要求。 結　　論 通過以上的膜片彈簧離合器和液壓操縱機構的工作原理和組成的計算表明，它可以看出，離合器的工作機構設計，從材料，尺寸約束，從發(fā)動機的扭矩傳遞，司機操作的綜合考慮。 計算：離合器的β，P0，d，D的主要參數(shù)，按照基本公式，通過約束條件計算結果、試驗?？刂谱杂尚谐谭弦?guī)格，總行程131MM＜180mm符合標準條件，在此前提下也保證了零件有足夠的剛度，在外部壓力不易變形。設計的尺寸不僅符合工作機構的要求，而且符合安裝要求。 材料選用：摩擦板選用石棉基材料，以保證其具有足夠的強度和耐磨性，熱穩(wěn)定性，運轉中，無粘連現(xiàn)象。扭轉減振器彈簧使用65si2mna含硅成分，提高彈性部件，含錳和加強耐高溫；設計了離合器的順利通過溫度檢查，防止摩擦元件過度磨損和高溫燒壞。 以上全部符合設計要求：（1）完全分離；（2）軟接合；（3）操縱輕和工作特性穩(wěn)定；（4）驅動部分轉動慣量小設計點，所有數(shù)據(jù)通過約束檢查，原材料基本符合磨損，抗壓性和高溫要求和離合器尺寸適宜，最高效率傳遞發(fā)動機扭矩，完全符合計劃和國家標準。但我的設計中還存在著許多的錯誤和不足，比如加工精度等。 在我的設計中，我希望我的同學和老師對錯誤之處進行指導和批評。 參考文獻 [1] 徐石安,江發(fā)潮.汽車離合器[M].清華大學出版社.2005. [2] 陳家瑞.汽車構造 [M]. 機械工業(yè)出版社.2005. [3] 王望予.汽車設計[M]. 機械工業(yè)出版社.2006. [4] 中國機械工程學會,中國機械設計大典編委會.中國機械設計大典[M].江西科學技術出版社.2002. [5] 余仁義,梁濤.汽車離合器操縱機構的設計[J].專用汽車.2003. [6] 董麗霞,張平.簡明汽車技術詞典[M].人民交通出版社.2003. [7] 張金柱,韓玉敏,石美玉.汽車工程專業(yè)英語[M].化學工業(yè)出版社.2005. [8] 廖清林.汽車離合器膜片彈簧的穩(wěn)健優(yōu)化設計[J].重慶工學院學報 .2002. [9] 王志明,胡樹根,王兆軍.汽車離合器蓋成形工藝和模具設計[J].實用技術.2005（12）. [10]羅頌榮,胡浩,劉文清.汽車拉式膜片彈簧片的優(yōu)化設計[J].常德師范學院學報.2001（3） [11] 王洋,高翔,陳祥,朱茂桃.膜片彈簧設計的概率優(yōu)化研究[J].江蘇理工大學學報. 2001（1）. [12] 王三民,諸文俊.機械原理與設計[M].機械工業(yè)出版社.2002 . [13] 張鐵山,高翔,夏長高,朱茂桃.汽車離合器傳動片設計研究[J].江蘇理工學報.2001（11）. [14] 嚴正峰,盛學斌.Φ35膜片彈簧離合器校核設計[J]. 設計.計算.研究.2004（5）. [15] 王寶璽.汽車拖拉機制造工藝學 [M].機械工業(yè)出版社.2005. [16] A. C. Rao. Trans. On the Performance of Kinematic Chains. CSME [J] 12 No. 2 ,1998. [17] 夏華,胡亞民,黎勇等.汽車離合器蓋成形工藝和模具設計[J]. 鍛壓技術.2005,2. [18] D. G. Chetwynd and P. H. Phiuipsonx, An ivestigation of reference criteria used undness measurement,J.Phys.E:Sciinstrum.[J] 1980,13(5):530 - 538. 致 謝 總算成功完成了畢業(yè)設計，除了自己的汗水，還指導老師的辛勤工作。在這里我要特別感謝指導老師，感謝他們在百忙之中給我指導，使我在向一個方向更高更遠的路學習和工作！ 實驗室免費開放，為我的畢業(yè)設計提供實物和模型。在此，向實驗室老師表示感謝。 28