速腾1.6手动舒适型轿车离合器设计说明书

速腾1.6手动舒适型轿车离合器设计说明 摘 要 离合器是汽车传动系中的重要部件，主要功用是是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车平稳起步，保证传动系统换挡时工作平顺以及限制传动系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载。膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。此设计说明书详细的说明了轻型汽车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。 本文主要是对速腾1.6手动舒适型轿车的膜片弹簧离合器进行设计。根据推式膜片弹簧离合器工作原理和使用要求，采用系统化设计方法，把离合器分为主动部分、从动部分、操纵机构。通过对各个部分设计的原理阐释和优缺点的比较，确定了相关部分的基本结构及其零部件的制造材料。根据车辆使用条件和车辆参数，按照离合器系统的设计步骤和要求，主要进行了以下工作:选择相关设计参数主要为:摩擦片外径D的确定，离合器后备系数β的确定，单位压力P的确定。并进行了总成设计主要为:分离装置的设计，以及从动盘设计和膜片弹簧设计等。 关键词:离合器 膜片弹簧 从动盘 压盘 摩擦片 目 录 第1章 汽车离合器综述 ....................................................... 1 1.1 离合器的结构型式 .................................................... 1 1.2离合器的功能及其组成 ................................................ 1 1.3离合器的工作原理 .................................................... 1 1.4对离合器的要求 ...................................................... 1 第2章 设计方案的分析与确定 ................................................. 3 2.1从动盘数的选择 ...................................................... 3 2.2压紧弹簧形式的选择 .................................................. 3 2.3膜片弹簧离合器的工作原理 ............................................ 3 2.4压盘的驱动形式选择 .................................................. 4 2.5扭转减振器 .......................................................... 4 2.6分离轴承的选择 ...................................................... 4 2.7离合器的散热通风 .................................................... 4 第3章 主要零部件设计计算和验算的简要过程 ................................... 5 3.1 摩擦片的设计 ........................................................ 5 3.2 离合器基本参数的优化 ................................................ 6 3.3 膜片弹簧的设计 ...................................................... 7 3.4从动盘毂花键的强度验算 ............................................. 11 第4章 主要部件结构设计说明 ................................................ 12 4.1从动盘总成的设计 ................................................... 12 4.2离合器盖和压盘的方式选择 ........................................... 13 4.3分离轴承的选择 ..................................................... 14 4.4离合器的通风散热 ................................................... 14 4.5离合器种类的选择 ................................................... 14 4.6分离时离合器受力形式的选择 ......................................... 14 4.7扭转减振器的设计 ................................................... 14 4.8离合器的操纵机构选择 ............................................... 18 第5章 经济、技术分析 ...................................................... 19 致谢 ....................................................................... 20 参考文献 ................................................................... 21 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) 第1章 汽车离合器综述 1.1 离合器的结构型式 汽车离合器大多是盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分为单片、双片和多片三类;根据压紧弹簧布置形式不同，可分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式;根据使用的压紧弹簧不同，可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器。 1.2离合器的功能及其组成 功能: 1)保证汽车平稳起步 2)保证传动系换挡时工作平顺 3)保证传动系统过载 组成: 1)主动部分:飞轮、压盘、离合器盖等; 2)从动部分:从动盘、从动轴(即变速器第一轴) 3)压紧部分:压紧弹簧 4)操纵部分:分离杠杆、分离杠杆支撑柱、摆动销、分离套筒、分离轴承、离合器踏板等。 1.3离合器的工作原理 离合器是一个传动机构，它有主动部分和从动部分，两部分可以暂时分离也可以慢慢结合，并且在传动过程中还有可能产生相对转动，所以，离合器的主动件和从动件之间会依靠接触摩擦来传递扭矩，或者是利用摩擦所需要的压紧力，或是利用液体作为传动的介质，或是利用磁力传动等方式来传递扭。 1.4对离合器的要求 1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。 2)接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。 3)分离时要迅速、彻底。 1 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) 4)离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡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散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。 6)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。 7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。 8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。 9)应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。 10)结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。 2 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) 第2章 设计方案的分析与确定 2.1从动盘数的选择 单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，在使用时能保证分离彻底，接合平顺。 多片离合器分离不彻底，轴向尺寸大，质量大，易烧坏摩擦片。 故选择单片离合器。 2.2压紧弹簧形式的选择 选择双支撑形式，用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支撑环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单。 2.3膜片弹簧离合器的工作原理 由图2.1可知，离合器盖1与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧3被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘5的压紧力，使得压盘与从动 ，就盘6摩擦片之间产生摩擦力。当离合器盖总成随飞轮转动时(构成离合器主动部分)通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力。要分离离合器时，将离合器踏板8踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成7前移推动膜片弹簧分离指，使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处于分离位置，切断了发动机动力的传递。选择推式膜片弹簧离合器。 (1)接合位置 (2)分离位置 1-离合器盖 2-铆钉 3-膜片弹簧 4-支撑环 5-压盘 6-摩擦片 7-分离轴承总成 8-离合器踏板 9-输出轴 图2.1膜片弹簧离合器的工作原理图 3 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) 2.4压盘的驱动形式选择 机械式质量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难，寿命短，用于轻形车。液力式传动效率高，质量小，布置方便，离合器接合较柔和，有可能降低猛接离合器时传动系的动载荷。它不仅用于中、小型车，在重型汽车上也日益增多。气压式突出优点是操纵轻便。故选择液压式。 2.5扭转减振器 它能降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率，增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振，控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声，缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。故要有扭转减振器。 2.6分离轴承的选择 根据《汽车实用技术手册》选单向拉力轴承，分离轴承与分离杠杆通过轴承外圈联接，轴承内圈通过挡圈与膜片弹簧锁止在一起,分离轴承与分离杠杆间有周向滑动,同时也有径向滑动。 2.7离合器的散热通风 实验表明,磨擦片的磨损是随压盘的温度的升高而增大的,温度超过180?,200?时,磨擦片磨损急剧增加.正常条件下,压盘表面工作温度在180?以下。 改善离合器结构措施有:在压盘上没散热筋和毂风筋,在离合器盖上开较大的通风口;在离合器外窗没有通风窗,在离合器外壳内装一导流罩,加强通风。 4 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) 第3章 主要零部件设计计算和验算的简要过程 3.1 摩擦片的设计 3.1.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b (3-1) 表3.1 离合器摩擦片尺寸系列和参数 根据表3.1可知，取D=200mm,d=140mm, b=3.5mm。 3.1.2 后备系数β 由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小(开始时还有些增加)，再加上载自卸车的后备功率比较小，使用条件较差，故处选β,1.6。 3.1.3 单位压力PO P0由于D,200mm,取,0.35Mpa。 表3.2 摩擦片单位压力 故根据表3.2可知， P0当0.15Mpa<<0.35Mpa时，摩擦片材料选择石棉基材料。 3.1.4 摩擦因数f、离合器间隙Δt 摩擦因数f=0.25 5 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) 离合器间隙Δt=3m 摩擦面数 Z=2 3.2 离合器基本参数的优化 3.2.1 设计变量 后备系数β取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力P 也取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。因此，离合器基本参数的 优化设计变量选为: (3-2)TTX,[xxx],[FDd]123 3.2.2 目标函数 离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构 尺寸尽可能小，即目标函数为 ,22f(x),min[(D,d)]-3) (34 3.2.3 约束条件 (1) 最大圆周速度 根据下式 ,,3 v,nD，10,65~70m/s(3-4) Demax60 vn知，式中为摩擦片最大圆周速度(m/s); 为发动机最高转速(r/min) Demax ,3.14,3,3V,nD，10,，6000，10，200,62.8 maxDe6060 所以，符合条件。 (2)摩擦片内、外径之比c d140,c,0.70,满足0.53的条件范围。 c,,,0.7200D (3)后备系数β 初选后备系数β,1.6 (4)扭转减振器的优化 6 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) R,(0.6~0.75)d/20对于摩擦片内径d=150mm, 而减振器弹簧位置半径 140R,0.6，,420R,42d,2R,140,2，42,56,50200故取,取整(mm)， 故符合d>2R0+50mm的优化条件 Tc0(5)单位摩擦面积传递的转矩 4Tc= T,[T]c0c022,Z(D,d) (3-5)根据下式知， N,mTc==232.5 ,Temax 故 2 表3.3 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (N.m/mm) 根据表3.3知,摩擦片外径D=200mm时， ， 4 T C , , , , T 0 . 0073 [T ] 0 . 3 CO CO , ， ， 2 , 2 z ( D d ) 故符合要求。 P(6)单位压力 0 P为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力的最大范围为0 P0.10,0.35Mpa，由于已确定单位压力,0.35Mpa，在规定范围内，故满足要求。 0 3.3 膜片弹簧的设计 3.3.1 膜片弹簧的基本参数的选择 H(1)比值和h的选择 h H为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的一般为h1.5,2.0，板厚h为2,4mm 7 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) H故初选h=2mm, =2则H=4mm。 h R(2)比值和R、r的选择 r 由于摩擦片平均半径 D，d200，140mm (3-6) ,,,85Rc44 ,对于推式膜片弹簧的R值，应满足关系RRc=85mm。 R95故取R=95mm，再结合实际情况取R/r=1.35，则mm。 r,,,701.351.35(3)α的选择 ,=arctanH/(R-r)?H/(R-r)?9? (3-7) 故满足9?,15?的范围。 (4)分离指数目n的选取 取为n=18。 rrf0(5)膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径的确定 r由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。由《机械设计》0 d,KTdemaxrr书中可得d=27mm ，取,20mm,再取分离轴承,24mm。 f0 re(6)切槽宽度δ1、δ2及半径 rrreee取δ1,3.5mm, δ2=10mm, 满足r-?δ2,则?r-δ2=72-10=62mm re故取,50mm。 (7) 压盘加载点半径和支承环加载点半径r的确定 R11 rR11略大于r，且接近于r。略小于R，且接近于R. 选择R1,90mm， r1,75mm。 3.3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线 假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。 设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1(N)集中在支承点处，加载点间的相 对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示: 8 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) ，，，，,Ehxxln(R/r)R,rR,r211Pf(x)(Hx)(H)h,,,,， 111,,,,22R,r2R,r6(1,b)(R,r)1111，，，，11 (3-8) 510式中，E――弹性模量，钢材料取E=2.1×Mpa; b――泊松比，钢材料取b=0.25; R――自由状态下碟簧部分大端半径95mm; r――自由状态下碟簧部分小端半径70mm; R1――压盘加载点半径90mm; r1――支承环加载点半径75mm; H――自由状态下碟簧部分内截锥高度4mm; h――膜片弹簧钢板厚度2mm。 绘制图像如下: 图3.1膜片弹簧特性曲线 ,由膜片弹簧弹性特性曲线得出弹簧变形量与的值，mm, ,,,1.51N1M1M ，，，,,1M1Nmm,由于，新离合器在接合状态时，膜片,,3.5,,2.5,1N1H2 弹簧工作点B一般取凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处， 且一般(0.8,,,1B 9 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) 1.0) 则,,,2.3mm1H1B, 则由膜片弹簧的特性可得离合器压盘加于摩擦片的工作压力 F,3530N, FRZ,C,,,由汽车设计 Memax 式中 ——摩擦片的摩擦系数 取0.3 , ——摩擦面数目摩擦片 取2 Z ——平均半径 取82.5 RC 将各值代入，则可算出后备系数 , ,PRZc β在取值范围内 (3-10) ,,,1.36Memax 3.3.3 强度校核 根据摩片弹簧的强度分析理论，其最大的应力值可由下式计算 ,,,，,Btr ,,,，，Eerh2,,,，,,其中 ，，,,,,er,,t2,，，122，，,,,r f，，6r,rF2 ,r,2rnbh n,18式中 —— 分离指数目 n 2，20,3，18,b,,11 —— 一个分离指的根部宽度mm brr 18 Rr,95,70e,,,83.3 —— 中性点的半径 mm e R95lnlnr70 —— 弹簧部分子午断面的转角 , ,—— 弹簧部分自由状态的圆锥底角 最大应力时的子午断面转角 , h2,,rad ,，,0.16，,0.235，，，，er2,2，83.3—70 10 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) 代入式中可求 ,t 5,,，，2.1，1083.3,7022,，0.235,(83.3,70)，0.16，，0.235,,,,,t2221,0.25，70.4，，，，,, 29N/m ,,1.3，10 根据膜片弹簧的计算公式可求 R,r90,7511N F,F,，3530,10382,r,r75,241f 设取离合器在分离状态的为2292N F1 6，70,24，1038，，27则 N/m ,,,29.8，10r218，11，2.2 最大应力 9992,,,，,,1.3，10，0.298，10,1.598，10N/m满足 Btr 1500,1700MPa ，符合要求。 ,B? 3.4从动盘毂花键的强度验算 花键尺寸选定后应进行强度校核。 P 挤压应力计算公式:(MPa) ,,jnhl P=4Temax/(D+d)Z=4×145000/(32+26)=10000 N (3-12) P5.5MPa=10000/10×0.4×30= 从动盘毂一般由中碳钢锻造而成，并经调,j,nhl 质处理，其挤压应力不应超过20MPa，满足条件。 11 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) 第4章 主要部件结构设计说明 4.1从动盘总成的设计 4.1.1从动盘毂 从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0,1.4倍的花键轴直径。从动盘毂的材料选取45钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般26,32HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处进行高频处理。根据摩擦片的外径D的尺寸及表4.1查出从动盘毂花键的尺寸。 表4.1 离合器从动盘毂花键尺寸系列 花键尺寸 摩擦片 发动机的 外径 最大转矩 齿数 外径 内径 齿厚 有效齿长 挤压应力 D/mm Temax/N?m N D′/mm d′/mm b/mm l/mm σj/Mpa 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 由于D=200mm,则查表可得， ''dD花键尺寸:齿数n=10， 外径=32mm, 内径,26mm 齿厚b=4mm, ,c有效齿长l=30mm, 挤压应力=5.5Mpa 4.1.2 从动片 从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。 材料选用中碳钢板50钢，一般厚度1.32.5，本车厚度取为2mm，表面硬度为35,~ 40HRC。 12 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) 4.1.3 波形片和减振弹簧 波形片采用65Mn，厚度取为0.8mm(厚度小于1mm)，硬度为40,46HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA弹簧钢丝。 4.2离合器盖和压盘的方式选择 4.2.1 离合器盖 离合器盖结构设计要求: 1)应具有足够的刚度，否则将会影响离合器盖的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此可以采取如下措施:适当增大盖的厚度，一般取2.5,4mm;在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边;尺寸大的离合器盖可以采用铸铁铸造。 2)应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。 3)盖的膜片弹簧支撑处应具有良好的尺寸精度。 4)为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗口，或在盖上假设通风扇片。 乘用车和载质量较小的商用车的离合器盖一般采用08/10钢等低碳板钢，载质量较大的商用车则通常采用铸铁件或者铝合金压铸件。 4.2.2 压盘 (1)压盘传动方式的选择 由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。 另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。 (2)压盘几何尺寸的确定 前面已经分析了如何确定摩擦片的内、外径尺寸。当摩擦片的尺寸确定后，与它配合工作的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何确定它的厚度。 压盘厚度的确定主要依据以下两点:一是压盘应有足够的质量;二是压盘应具有较 15~25大的刚度。为满足上述要求压盘应做得厚些，一般为，本次设计采用17mm。 13 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) (3)传动片 传动片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。 传动片采用3组，每组3片的形式，具体尺寸为，宽a=15mm，厚b=1mm，两孔间距 5，10为l=60mm，孔直径为d=6mm，传动片弹性模量E=2MPa。 由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。 4.3分离轴承的选择 由于n=6000r/min,离心力造成的径向力很大，因此采用深沟角接触球轴承。型emax 号内径外径 4.4离合器的通风散热 由于离合器尺寸小，在离合器盖上开通风窗口即能满足离合器通风散热的要求。 4.5离合器种类的选择 根据设计方案的分析，确定采用单片膜片弹簧离合器。 4.6分离时离合器受力形式的选择 推式膜片弹簧是一种传统的膜片弹簧离合器，使其结构简单、紧凑。零件数目更少，质量更小。它是以中部与压盘相压，在同样压盘尺寸下可采用直径较小的膜片弹簧，从而可以减小离合器的总体尺寸。而并不增加踏板力，在接合和分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，故分离效果更高，又因为拉式膜片弹簧的分离指是与分离轴承套筒总成嵌装在一起的，需要用专门的分离轴承，结构复杂，安装拆卸较困难，且分离行程略比推式大一些，所以综合以上原因，选择推式膜片弹簧离合器。 4.7扭转减振器的设计 4.7.1扭转减振器主要参数 T(1)极限转矩 j 14 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) 极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转 矩，即限位销起作用时的转矩。极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机 最大转矩有关，一般可取:=(1.5,2.0) TTjemax 对于轿车，系数取2。 N,m则=2×145,290() Tj (2)扭转刚度k , 为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发 动机常用工作转速范围内。 由经验公式k 初选 T,13,j 即k,3770(N.m/rad)， T,13,j (3)阻尼摩擦转矩 T, 由于减振器扭转刚度k受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在, 发动机工作转速范围内最有效的消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。 根据公式初选T , T,(0.06,0.17) T,emax N,mT取=0.1 =14.5() Temax, (4)预紧转矩T n T减振弹簧在安装时都有一定的预紧。增加，共振频率将向减小的频率的方向移动，n TT这是有利的。但是不应大于 ,n 由于T满足以下关系: n TT,(0.05,0.15) nemax N,mT且T,,14.5 n, ，N,mT而(0.05,0.15),0.114.5=1.45 emax (5)减振弹簧的位置半径R 0 15 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) R的尺寸应尽可能大些，一般取R=(0.60,0.75)d/2则取=0.65×d?2=0.65×R000140?2=42(mm),可取为42mm。 (6)减振弹簧个数 Zj 根据表4.2知， 表4.2 减振弹簧个数的选取 当摩擦片外径D=200mm时，=4,6,故取=6。 ZZjj (7)减振弹簧总压力 F, 当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值T时，减j 振弹簧受到的压力为 F, ,/R (4-1) TF0j, ,290/42 KN ,6.9() 4.7.2 减振弹簧的计算 在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相 关的尺寸。 减振弹簧的分布半径R1 R,R,4210 (2)单个减振器的工作压力P 3 (4-2) P,F/Z,3.53，10/6,588Nj, (3)减振弹簧尺寸 4.7.3 减振弹簧尺寸 1)弹簧中径Dc [1]弹簧中径一般由布置结构来决定，通常Dc=11,15mm 故取Dc=12mm 2)弹簧钢丝直径d 16 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) 8PDc3 (4-3) d,,,,, 式中，扭转许用应力]可取550,600Mpa,故取为600Mpa [, ,3PD88，588，12，10c33所以。取d=4。 d,,,3.1mm6,,,,3.14，588，10 3)减振弹簧刚度k 据式 K3770,(4-4) K,,,356.1N/mm22,610001000，42，6，10Rn 4)减振弹簧有效圈数 i 444Gd8.3，10，4i,,,4.646 (4-5) 338，12，356.18DKC 5)减振弹簧总圈数n 之间的关系为n=+(1.5,2)=6 其一般在6圈左右，与有效圈数ii减振弹簧最小高度: l,n(d，,),1.1dn,1.1，4，6,26.4mm (4-6) min 弹簧总变形量: (4-7) ,l,p/k,588/356.1,1.65mm l减振弹簧总变形量 0 ll，,l==26.4+1.65=28.05mm (4-8) 0min 减振弹簧预变形量 3T8，10'n (4-9) ,l,,,0.13mm356.1，6，42KZR1j l减振弹簧安装工作高度 ' (4-10)l,l,,l,30,0.13,29.87mm0 ,6)从动片相对从动盘毂的最大转角 ''''',最大转角和减振弹簧的工作变形量,l(,l,,l,,l)有关，其值为3.47mm 17 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) "(4-11),,2arcsin(,l/2R),2arcsin(3.47/2，46)1 =3.9? 7)限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 ,1 ,为限位销的安装尺寸，,通常取2.5,4mm 。取 ,=3mm，则 R,,Rsin,11122 R,,/sin,,39.8mm21 ’8)限位销直径d ’’一般d=9.5~12 mm 取d=10 mm 4.8离合器的操纵机构选择 4.8.1对离合器操纵机构的要求 1)踏板力要尽可能小，乘用车一般在80-150N范围内，商用车不大于150-200N。 2)踏板行程一般在80-150mm范围内，最大不应超过180mm。 3)应有踏板行程调节装置，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。 4)应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。 5)应有足够的刚度。 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。 8)工作可靠，寿命长，维修保养方便。 4.8.2离合器操纵机构的型式及确定 常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式、机械式和液压式操纵机构的助力器气压式和自动操纵机构等。机械式又分为杆系和绳系。杆系操纵机构结构简单，工作可靠。但质量大，传动效率低，发动机的振动和车架或驾驶室的变形会影响其正常工作，在远距离操纵时，布置较困难。绳系可以克服上述缺点，但其寿命短机械效率仍不高。液压式操纵机构传动效率高，质量小，便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、发动机振动和驾驶室或车架变形不会影响其正常工作，结合柔和等优点。但其要求加工精度高，容易泄漏，成本高。综上所述，本次设计因为机械式的杆系形式优点突出，结构简单，成本低而选择。 18 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) 第5章 经济、技术分析 本离合器设计，在实际操作使用中，接合可靠分离彻底、动作迅速、操纵灵活、适应性强、分离与接合平稳无冲击;在结构设计造价和生产方面，离合器设计结构简单,实际加工制造容易,材料和加工成本低;在使用安全和寿命上，本设计工作安全、动力传动效率高、使用寿命长;在产品设计性能上，本设计重量轻、慢性小、外形尺寸小、散热能力强、调整维修方便，且维修保养成本低。 19 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) 致谢 本次课设设计了一款推式膜片弹簧离合器，它具有结构简单、紧凑，零件数目少，质量小;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，并且不增大踏板力。做了摩擦片和膜片弹簧的设计及校核基本符合要求，在传递相同的的转矩时可采用尺寸较小的结构;在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率较高，踏板操纵更轻便;不产生冲击和噪声，使用寿命长等优点。 汽车发动机的最大输出转矩，是离合器设计的主要依据。此次设计的膜片弹簧离合器，能够满足速腾1.6手动舒适型轿车在正常行驶中，对离合器保证汽车平稳起步、顺利换挡、防止传动系过载等基本要求。在选择离合器后备系数时，适当增大离合器后备系数，以保证对离合器的要求。通过计算，所得据与实际数据基本符合，达到了设计要求。 通过本次课设，我更加系统的掌握了汽车用离合器的种类，工作条件，设计要求，并且锻炼了自己的的独立设计能力和徒手画图能力。 在本次课设的过程中，我们通过不断的查阅资料，和互相讨论，不仅巩固了了基本知识，还扩展了知识面，而且对于对知识的运用方面也有了显著的提高 总之，这次课设既巩固了知识，还提高了能力。这是锻炼大学生的一种非常好的方法。我们要在这样一些实践中不断的累积知识和经验，掌握更多的技巧和能力，在将来的工作中才能得心应手。 最后，要感谢这段日子为我们付出辛勤汗水的秦玉英老师，没有你的细心指导和安排，我们是不可能完成任务的。 20 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书(论 文) 参考文献 ,1,徐石安,江发潮.《汽车离合器/汽车设计丛书》.北京:清华大学出版社,2005.8 ,2,王望予.《汽车设计》. 北京:机械工业出版社，2007.6 ,3,陈家瑞.《汽车构造》. 北京:人民交通出版社，2006.5 ,4,钱大川.《新型联轴器、离合器选型设计与制造工艺实用手册》. 北京:北京工业大学出版社，2006.8 ,5,骆素君,朱诗顺.《机械课程设计简明手册》. 北京:机械工业出版社，2006.8 ,6,孙志礼,冷兴聚.《机械设计》. 沈阳:东北大学出版社，2006.8 ,7,邱言龙.《国产汽车维修调整数据手册》. 北京:机械工业出版社，2000.10 21