商用汽車離合器設計2（課程設計）,商用,汽車,離合器,設計,課程設計 《車輛工程專業(yè)課程設計》設計任務書 機械與汽車學院 班級 ：車輛工程三班 姓名：韋國平 一．設計任務：商用汽車離合器設計 二．基本參數： 額定裝載質量 5000KG 最大總質量 8930KG 最大車速 100KM/h 比功率 15KW/t 比轉矩 40N·m/t 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．根據給定的設計參數(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，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的確定 （1）從動盤總成設計 （2）壓盤和離合器蓋設計 （3）離合器分離裝置設計 （4）扭轉減振器設計 （5）操縱機構設計 3．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。 五．設計進度與時間安排 本課程設計為3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 1.0周 ３．繪圖 1.0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，尤其在繪制總布置圖前，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)現抄襲或雷同按不及格處理。 八．成績評定 成 績 內 容 優(yōu) 良 中 及格 不及格 出勤情況（20%） 設計方案（20%） 性能計算（20%） 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，如有丟失，后果自負。 商用汽車離合器設計 目錄 概述…………………………………………………………………………………………… 2 1 摩擦片的設計…………………………………………………………………………… 2 1．1摩擦片的外徑D及其他尺寸的確定………………………………………………… 2 1.2離合器后備系數β的確定…………………………………………………………… 3 1．3單位壓力P0的確定…………………………………………………………………… 4 2膜片彈簧的設計………………………………………………………………………… 5 2.1 膜片彈簧的結構特點………………………………………………………………… 5 2.2 膜片彈簧的彈性變形特性………………………………………………………………6 2.3 膜片彈簧的參數尺寸確定…………………………………………………………7 3壓盤和離合器蓋的設計……………………………………………………………………8 3.1 壓盤幾何尺寸的確定…………………………………………………………………… 8 3.2 壓盤傳力結構設計……………………………………………………………………… 9 3.3離合器蓋設計…………………………………………………………………………… 10 4 離合器分離裝置的設計……………………………………………………………………10 5扭轉減震器的設計………………………………………………………………………… 11 5.2減震彈簧設計…………………………………………………………………………… 11 5.1主要參數選擇…………………………………………………………………………… 12 6操縱機構的設計…………………………………………………………………………… 12 6.3初選離合器傳動比……………………………………………………………………… 12 6.2操縱機構結構形式選擇……………………………………………………………………13 6.4校驗離合器踏板力Fn…………………………………………………………………… 14 7離合器殼的設計…………………………………………………………………………… 14 8結論…………………………………………………………………………………………… 15 9參考文獻…………………………………………………………………………………… 16 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。 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。 以下進行離合器結構設計和主要技術參數的確定： 1.摩擦片的設計 1.1.1 摩擦片的外徑D是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命。設計上通常首先確定摩擦片的外徑D。 在確定外徑D時，有下列經驗公式可供初選時使用： D= （1-1） 輕、中型貨車：單片KD=16.0～18.5 雙片KD=13.5～15.0 本次設計所設計的中型型載重車（Temax/nT為754Nm/2310rpm、Pemax為150kw的膜片彈簧離合器。 所設計的離合器摩擦片為雙片，初選擇KD =13.8。所以 D=13.8×=379（mm） 取D=380mm。 1.1.2 摩擦片的內徑d及摩擦片厚度b 由表1所示的摩擦片儲存系列可確定摩擦片的內徑D及摩擦片厚度b 表1：摩擦片的尺寸系列 D(mm) 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 d(mm) 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 B(mm) 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4.0 4.0 4.0 4.0 因此，由表1選?。篋=380mm d=205mm B=4mm 1.2 離合器后備系數β的確定 后備系數β保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動機轉矩，同時，它有助于減少汽車起步時的滑磨，提高離合器的使用壽命。 為可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太?。坏菫榱耸闺x合器尺寸不致過大，減少傳動系的過載，使操縱更輕便等，后備系數不宜過大。當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β取小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為了提高起步能力，減少離合器滑磨，β取大些；貨車總質量較大，β也應該選取大些；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取β應比汽油機大些；發(fā)動機缸數越多，轉矩波動越小，β也應選取小些。 載貨汽車離合器后備系數推薦如下： β=1.7—2.25 取β=1.7 1.3 單位壓力p的確定 對于載貨車，D=230 mm 時，p 約為0.2Mpa；D=380—480 mm 時，p 約為 0.14Mpa 本次設計中我們選取摩擦片的材料為金屬陶瓷材料。 摩擦系數μ=0.25—0.4，取μ=0.3 1.3.1離合器轉矩容量Te ，根據壓盤壓力分布的兩種假設，有兩種計算公式 （1）假設壓盤壓力均勻分布 （2）假設壓盤壓力從Ri 到R0遞減 式中，Te-------離合器轉矩容量； Ri R0--------摩擦盤的內、外半徑，Ri=102.5 mm，R0=190 mm F--------壓盤施加在摩擦面上的工作壓力； Z--------摩擦盤工作面數，為4 1.3.2離合器的轉矩容量與發(fā)動機最大轉矩的基本性能關系 β=ZReμpA Re------------摩擦盤上摩擦力等效作用半徑 A-------------摩擦片單面面積，㎡ 1.3.3驗算單位壓力p 已知 D=380mm，d=205 mm，h=4.0mm，β=1.7，μ=0.3，A=729㎜2 驗算單位壓力p： （1）取Re= 時 1.7×754=4×（）×0.3×p×0.0729 p≈129736pa≈0.13Mpa （2）取Re= 時 1.7×754=4×﹝1/2×（0.19+0.1025）﹞×0.3×p×0.0729 p≈101000≈0.10Mpa 單位壓力p在容許的范圍之內，認為所選離合器的尺寸，參數合適。 1.4從動盤轂的設計 花鍵轂軸向工作長度應滿足以下兩個方面的要求。 a、導向要求。為了保證從動盤轂在變速器第一軸上滑動時不產生自鎖，花鍵轂的軸向長度不宜過小，一般應與花鍵外徑大小相同。 b、強度要求。 擠壓應力的計算公式如下： 式中：F為花鍵的齒側面壓力，N；，分別為花鍵的內外直徑，m；Z為從動盤轂的數目；為發(fā)動機最大轉矩，；n為花鍵齒數；h為花鍵齒工作高度，m；l為花鍵有效長度，m。 從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經調質處理，其擠壓應力不應超過20Mpa。 從動盤轂花鍵尺寸如下表： 從動盤外徑D(mm) 發(fā)動機轉矩Te（） 花鍵齒數n 花鍵外徑（mm） 花鍵內徑（mm） 齒厚b （mm） 有效齒長 L（mm） 擠壓應力 σ（Mpa） 410 720 10 45 36 5 60 13.1 代入數據，得： 合適 2 離合器膜片彈簧設計 2.1 膜片彈簧的結構特點 由前面可以知道，本設計中的壓緊彈簧是膜片彈簧。而膜片彈簧離合器分推式和拉式，在本設計中采用拉式結構。 膜片彈簧在結構形狀上分為兩部分。在膜片彈簧的大端處為一完整的截錐體，它的形狀像一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。碟形彈簧的彈性作用是這樣：沿其軸線方向加載，碟簧受壓變平，卸載后又恢復原形所?？梢哉f膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式。所不同的是，在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片，它的作用是，當離合器分離時作為分離杠桿。故它又稱分離爪。分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽較寬呈長方圓形孔。這樣做，一方面可以減少分離爪根部應力集中，一方面又可用來安置銷釘固定膜片彈簧，分離爪根部的過渡圓角R＞4.5。 2.2 膜片彈簧的彈性變形特性 前面說過膜片彈簧起彈性作用的部分是其碟簧部分，碟簧部分的彈性變形特性和螺旋彈簧是不一樣的，它是一中非線性的彈簧，其特性和碟簧部分的原始內截錐高H及彈簧片厚h的比值H/h有關。不同的H/h值可以得到不同的特性變形特性。一般可以分成下列四中情況： ⑴ ＜ 如下圖7.1中H/h=0.5的曲線,其曲線形狀表現為:載荷P的增加,變形總是不斷增加.這種彈簧的剛度很大,可以承受很大的載荷,適合與作為緩沖裝置中的行程限制器。 ⑵ = 如圖7.1中H/h=1.5≈的曲線,彈性特性曲線在中間有一段很平直,變形的增加,載荷P幾乎不變.這種彈簧叫做零剛度彈簧. ⑶＜＜2 如圖7.1中=2.75者,彈簧的特性曲線中有一段負剛度區(qū)域,即當變形增加時,載荷反而減少具有這種特性的膜片彈簧很適合用于作為離合器的壓緊彈簧,因為可利用其負剛度區(qū),達到分離離合器時載荷下降,操縱省力的目的,當然負剛度過大也不適宜,以免彈簧工作位置略微變動造成彈簧壓緊力過大. ⑷＞ 如下圖7.2,這種彈簧的的特性曲線中具有更大的負剛度不穩(wěn)定工作區(qū),而且有載荷為負值的區(qū)域.這種彈簧適合于汽車液力傳動中的鎖止機構。 圖7.1 三種不同H/h值時的無因次特曲線 圖7.2 各種不同H/h值時的無因次彈性變形特性 2.3 膜片彈簧的參數尺寸確定 在設計膜片彈簧時，一般初步選定其全部尺寸然后進行一系列的驗算，最后優(yōu)選最合適的尺寸。其結構示意圖見圖7.3 圖7.3 膜片彈簧示意簡圖 2.3.1 H/h比值的選取 設計膜片彈簧時，要利用其非線性的彈性變形規(guī)律，因此要正確選擇其特性曲線的形狀，以獲得最佳性能。一般汽車汽車膜片彈簧的H/h值的范圍在1.5～2.5之間。 我設計的膜片彈簧，H=5.0mm；h=2.5mm 所以，==2 2.3.2 R及R/r確定 比值R/r對彈簧的載荷及應力特性都有影響，從材料利用率的角度，比值在1.8～2.0時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧的質量利用率和好。因此設計用來緩和沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。對于汽車離合器的膜片彈簧，設計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據結構布置與分離的需要來決定，一般R/r取值為1.2～1.3.對于R,膜片彈簧大端外徑R應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑。此外，當H，h及R/r等不變時，增加R有利于膜片彈簧應力的下降。參考下表可7-1 表 7-1 一些車型膜片彈簧的R和R/r的值 車型 外徑（㎜） 內徑（㎜） 半徑2R（㎜） R/r 豐田 225 160 206 103/81=1.27 北京BJ751 228 150 210 105/8.5=1.25 上海SH771 280 165 252 126/103.5=1.21 初步確定R=100mm；r=76mm 所以，R/r=1.3 2.3.3 膜片彈簧起始圓錐底角 汽車膜片彈簧一般起始圓錐底角在10°～14°之間，≈代入數值計算可得：=13° 2.3.4 膜片彈簧小端半徑r及分離軸承的作用半徑r r的值主要由結構決定，最小值應大于變速器第一軸花鍵外徑，分離軸承作用半徑r大于 r。 因為花鍵外徑D=26㎜，要使2 r＞D，所以取r=20㎜，r=22㎜ 2．3．5 分離指數目n、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r 汽車離合器膜片彈簧的分離指數目n＞12，一般在18左右，采用偶數，便于制造時模具分度切槽寬≈3㎜，≈10㎜，窗孔半徑r一般情況下由 （r－r）≈(0.8～1.4) ,所以取r－r=1=10㎜ 可取n=18, ≈3㎜，≈10㎜, r=60 3、壓盤和離合器蓋設計 3.1 壓盤幾何尺寸的確定 可以根據1.1中所確定摩擦片的內、外徑尺寸來確定壓盤的內外徑： 壓盤外徑=D+（2～5）mm，壓盤內徑=d-（1～4）mm 在設計中選取壓盤外徑=D+54=385mm，壓盤內徑=d-4mm=201mm 為了使壓盤具有足夠的質量和剛度，要求壓盤有足夠的厚度，選取壓盤厚度為b=12mm，選材為灰鑄鐵。 校核離合器結合一次時的溫升： L=0.5Jaω02 式中：為溫升；L為滑磨功，；Ja為汽車整車質量轉化的轉動慣量；ma為汽車總質量；rk為車輪滾動半徑；i0為主傳動比，ik為變速器起步檔傳動比；ω0為離合器開始滑磨時發(fā)動機的角速度；γ為分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，雙片離合器，γ=0.25；c為壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤c=544.28J/（kg·K）；my為壓盤質量，kg。 L=0.5Jaω02=0.5×5.25×（2310/60·2∏）2=153451J 在初步確定壓盤厚度后，校核的離合器接合一次時的溫升，不應超過8～10℃，顯然合適。 3.2 壓盤傳力結構設計 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪有一定聯系，但這種聯系又允許壓盤在離合器分離過程中能夠自由地做軸向移動，使壓盤和從動盤脫離接觸。驅動部位的形式有離合器蓋和壓盤的窗孔與凸臺、傳動片、傳動銷等，應用較廣泛的是傳動片式。 我們選擇壓盤的傳力方式為傳力片傳動方式。 已知：=942.33 ，共設3組傳力片（i=3），每組4片（n=4），傳力片寬b=25mm，厚h=1mm，兩孔距離l=86mm，螺釘孔直徑d=10mm，傳力片圓周半徑R=230mm，E=2×105Mpa，fmax=4.74mm。 校核傳力片： 計算傳力片的有效長度：L=86-1.5×10=71mm 計算傳力片的彎曲總剛度：K∑=12×2×105×1/12×25×13×4×（3/713）×1/100=0.17（MN/m） 計算正向驅動應力（發(fā)動機到車輪）： 計算反向驅動應力（車輪到發(fā)動機）： 鑒于上述傳力片的盈利狀況，應選用80號鋼。 傳力片的最小分離力Ftan發(fā)生在新裝離合器的時候，從動盤尚未磨損，離合器在結合狀態(tài)下的彈性彎曲變形量此時最小，根據設計圖紙確定f=1.74mm 所以：Ftan= K∑×f=0.17×106×1.74/1000=295.8（N） 認為可以。 3.3離合器蓋設計 3.3.1 剛度問題 離合器分離桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，則當離合器分離時，可能會使蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱部分的傳動效率，嚴重時可能導致分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器換擋困難。 為了減輕重量和增加剛度，一般轎車的離合器蓋通常用厚度約為3～5mm的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成比較復雜的形狀。本次設計中選取離合器蓋厚度為3mm。 3.3.2 通風散熱問題 為了加強離合器的冷卻，離合器蓋上必須開許多通風窗口。 3.3.3 對中問題 離合器蓋內裝有壓盤、分離桿等零件，因此它相對發(fā)動機飛輪曲軸中心線必須要有良好的定心對中，否則會破壞系統(tǒng)整體的平衡，嚴重影響離合器的正常工作。 在本次離合器的設計中我們采用定位銷對中方式，離合器蓋根據離合器蓋上4個定位銷孔φ5與飛輪上4個定位銷φ4相配合進行定位。將4個孔加工到所要求的尺寸，孔的準確度為0.05mm。 4、離合器分離裝置設計 4.1分離桿：由膜片彈簧的分離指來完成 分離杠桿的作用由膜片彈簧承擔，其作用是通過分離軸承克服離合器彈簧的推力并推動壓盤移動，從而使壓盤與從動盤和從動盤與飛輪相互分離，截斷動力的傳遞，分離杠桿要具有足夠的強度和剛度，以承受反復作用在其上面的彎曲應力。 在設計分離桿時應注意以下幾個問題： （1）分離桿要有足夠的剛度 （2）分離桿的鉸接處應避免運動上的干涉 （3）分離桿內端的高度可以調整 4.2分離軸承：選用推力調心滾子軸承29412，分離軸承的作用是通過分離叉的作用使分離軸承沿變速器前端蓋導向套作軸向移動，推動旋轉中的膜片彈簧中部分離前端，使離合器起到分離作用。分離本次設計選用的是油封軸承，它可以將潤滑脂密封在軸承殼內，使用中不需要增加潤滑，相比供油式軸承則需增加。參數如下： 軸承代號|29000型: 29412 基本尺寸/mm|d: 60 基本尺寸/mm| D: 130 基本尺寸/mm|T: 42 安裝尺寸/mm|da(min): 90 安裝尺寸/mm|Da(max): 107 安裝尺寸/mm|ra(max): 1.5 其他尺寸/mm|d1(max): 89 其他尺寸/mm| D1(max): 123 其他尺寸/mm|B(min): 15 其他尺寸/mm|C: 20.1 其他尺寸/mm|H: 38 其他尺寸/mm|r(min): 1.5 基本額定載荷/kN|Ca: 319 基本額定載荷/kN|C0a: 897 最小載荷常數|A: 0.086 極限轉速/(r/min)|油: 2400 4.3分離套筒：鑄鐵模壓成形 5、扭轉減震器設計 扭轉減震器主要由兩部分組成：彈性元件和阻尼元件。依據彈簧元件的不同，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。本本設計選用彈簧摩擦式減震器。 5.1主要參數選擇： （1）極限轉矩：Tj=1.5Temax=1.5×854=1131 （2）扭轉剛度：初選13Tj=14730 /rad 取=14500 /rad （3）阻尼摩擦轉矩：初選=0.1 Temax=7504 （4）預緊轉矩：Tn=0.1 Temax=131.934 （5）減震彈簧的位置半徑：R0=0.7·d/2=0.7×205/2=72 mm （6）減震彈簧個數：取zj=12個 （7）減震彈簧總壓力：=15708 N 5.2減震彈簧設計（選用碳鋼材料） 5.2.1單個減震彈簧的工作負荷F= /Zj=1570817558.9/12=1309N 5.2.2減震彈簧尺寸 （1）彈簧中徑DC。一般由結構布置來決定，通常DC=11～15mm。取DC=13mm （2）彈簧鋼絲直徑d。 式中：扭轉許用應力 可取550～600Mpa；通常d=3～4mm。 通過計算，d=3.4mm （3）減震彈簧剛度K。應根據已選定的減震器扭轉剛度及其分布半徑尺寸R0，由下式算出，即： （4）減震彈簧有效圈數i。 式中：E為材料的剪切彈性模量，對碳鋼可取E=8.3×104Mpa。 經計算得：i=4.0 （5）減震彈簧總圈數n。一般在6圈左右，總圈數n和有效圈數i間的關系為 n=i+（1.5～2） 取n=i+2=6圈 （6）減震彈簧最小長（高）度lmin。指減震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留一定的間隙，可確定為 lmin=n（d+δ）≈1.1dn=1.1×3.8×6=25.08mm （7）減震彈簧總變形量。=F/K=1309/233.1=5.6mm （8）減震彈簧自由高度l0。l0= lmin+ =30.68mm （9）減震彈簧預變形量。 （10）減震彈簧安裝工作高度l。l=l0-=30.38mm 5.2.3從動盤鋼片相對從動盤轂的最大轉角 減震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與減震彈簧的工作變形量（=-）有關，其值為 在3～12之間即符合要求 5.2.4限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙λ λ=R2sin==4mm λ一般為2.5～4mm，符合要求。 5.2.5限位銷直徑，一般為9.5～12mm。 取=10mm 6、操縱機構設計 6.1對操縱機構的要求 1)踏板力要小，轎車一般在80～1 50N范圍內，貨車不大于1 50～200N。 2)踏板行程對轎車一般在80～1 50ram范圍內，對貨車最大不超過1 80mm。 3)踏板行程應能調整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復原。 4)應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構因受力過大而損壞。 5)應具有足夠的剛度。 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。 6.2操縱機構結構形式選擇 機械式操縱機構有桿系和繩索兩種形式。桿系傳動機構結構簡單、工作可靠，廣泛應用于各種汽車中。但其質量大，機械效率低，車架和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。繩索傳動機構可克服上述缺點，且可采用適宜駕駛員操縱的吊掛式踏板結構。但其壽命較短，機械效率仍不高。此形式多用于輕型轎車中。 液壓式操縱機構主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、駕駛室和車架變形不會影響其正常工作、離接合較柔和等優(yōu)點。此形式廣泛應用于各種形式的汽車中。 本設計采用液壓式操縱機構 6.3初選離合器傳動比 離合器操縱機構傳動比 壓緊彈簧類型 if iC 膜片彈簧 2.7～5.4 10～16 式中：取150mm · 為考慮傳動中由于變形等原因造成的行程損失，<1,取0.9 s0為分離軸承與分離桿之間的間隙，有間隙自調裝置，s0=0。 為摩擦片與壓盤、飛輪之間的間隙，雙片離合器可取0.5～0.9mm，這里取=0.7mm。 Zc為摩擦面數目，雙片為4。 if=c2/c1。這里取3.5。 代入數據，得 iC=13.78 6.4校驗離合器踏板力Fn Fn≈Ff/（icifηt） 式中：Ff為壓盤的分離載荷；ηt為系統(tǒng)效率，一般為0.8～0.9，這里取0.85 代入數據，得Fn=126.59 N 合適 6.5離合器踏板行程的確定 Sn=（s0+Zcif）iC/ 代入數據得Sn=150.05mm 6.6確定操縱機構各方面尺寸 iC= 式中：d1，d2分別為主缸和分缸的油缸直徑 取iC= 7. 離合器殼設計 在本設計中,由于不知道發(fā)動機曲軸,飛輪等零件的尺寸,因而只有本設計計算出的壓盤以及該離合器的結構特點和以往經驗來確定。該離合器殼采用灰鑄鐵鑄造而成，離合器外殼底蓋的尺寸的確定也是根據壓盤的尺寸來確定的，該零件的工作圖參見設計圖。該離合器蓋外殼底蓋采用厚為1.5㎜的08鋼板材料沖壓而成,再在表面圖防銹漆。 結　　 論 本次課程設計根據給出的設計要求和原始設計參數，以及拉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拉式膜片彈簧離合器，壓盤驅動方式采用傳動片傳動，分離軸承采用自動調心式分離軸承，操縱機構采用液壓式。 計算方面：確定了離合器的主要參數β、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，初步確定了膜片彈簧的尺寸參數，并通過優(yōu)化程序得出了膜片彈簧尺寸的優(yōu)化值，并進一步確定了膜片彈簧的工作點，同時進行了強度校核。 選材方面：摩擦片選用編織石棉基材料，保證其有足夠的強度和耐磨性、熱穩(wěn)定性、磨合性，不會發(fā)生粘著現象。膜片彈簧采用65Si2MnA，其中所含硅成分提高了機件的彈性，所含錳，加強了耐高溫性；傳動片采用80剛，滿足其強度需要；壓盤采用HT200，提高了耐磨性；離合器蓋從用鑄鐵，提高了散熱能力；設計后的離合器溫升校核合格。 綜上所述，本次設計遵從了：（1）分離徹底；（2）接合柔和；（3）操縱輕便，工作特征穩(wěn)定；（4）從動部分轉動慣量小的設計要點，數據全部通過約束條件檢驗，原件所使用的材料基本上符合耐磨，耐壓和耐高溫的要求，而且離合器尺寸合適，適宜安裝，能最高效率傳遞發(fā)動機扭矩，符合計劃書及國家標準。 由于此次設計中因選取的部分零件作為主要設計對象，存在很多的不完善，設計過程中也遇到很多的困難，所以在本次設計中可能有很多錯誤和遺漏，希望各位老師批評指正。 參考文獻 [1] 王豐元 馬明星 主編. 汽車設計課程設計指導書 中國電力出版社，2009年 [2] 徐石安、江發(fā)潮主編. 汽車離合器. 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