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文档简介

交通与汽车工程学院 课程设计说明书 课 程 名 称 汽车设计课程设计 课 程 代 码 题 目 中型载重车膜片弹簧离合器设计 后备功率中 年级 专业 班 学 生 姓 名 学 号 开 始 时 间 20102010 年 1212 月 2727 日 完 成 时 间 20112011 年 1 1 月 1414 日 课程设计成绩 学习态度及平 时成绩 30 技术水平与实 际能力 20 创新 5 说明书 计算书 图纸 分析报告 撰写质量 45 总 分 100 指导教师签名 年 月 日 汽车设计课程设计说明书 第 页 目录目录 摘要 2 引言 3 1 离合器基本参数及尺寸的确定 4 1 1 摩擦片的外径 D 及其他尺寸的确定 4 1 2 离合器后备系数 的确定 4 1 3 单位压力 P0的确定 5 2 离合器基本参数的约束条件 7 3 离合器主要零部件的设计计算 7 3 1 膜片弹簧设计 8 3 2 压盘设计 14 3 3 离合器盖设计 15 3 4 从动盘设计 15 4 操纵机构设计计算 16 4 1 选择操纵机构的型式 17 4 2 确定操纵机构尺寸参数 17 4 3 校核踏板行程 18 4 4 校核踏板力 18 5 参考文献 20 6 致谢 21 汽车设计课程设计说明书 第 页 摘要摘要 本次设计的是中型载重车膜片弹簧离合器 根据所给汽车发动机的最大转矩 最 大转速 最大功率等基本参数确定离合器基本参数 在本次设计中主要对膜片弹簧 压 盘 离合器盖 从动盘及操纵机构进行设计 同时也对膜片弹簧及操纵机构等的结构和 性能进行了校核 在设计过程中注重对膜片弹簧及操纵机构进行设计 同时应用计算机 语言编程对相关参数进行校核及调整 关键词 关键词 膜片弹簧 膜片弹簧离合器 操纵机构 强度 汽车设计课程设计说明书 第 页 引言引言 对于以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 它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成 目前 各种汽车广泛采用的摩擦离 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 压紧机构和操纵机构等四部分 主 从动部分和压紧机构是保证离合 器处于接合状态并能传递动力的基本结构 操纵机构是使离合器主 从动部分分离的装 置 随着汽车发动机转速 功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展 人们对离合器 要求越来越高 从提高离合器工作性能的角度出发 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 汽车设计课程设计说明书 第 页 1 1 离合器基本参数及尺寸的确定离合器基本参数及尺寸的确定 1 11 1 摩擦片的外径摩擦片的外径 D D 及其他尺寸的确定及其他尺寸的确定 1 1 1 摩擦片的外径 D 是离合器的基本尺寸 它对离合器的轮廓尺寸 质量和使用寿命 有决定性影响 设计上通常首先确定摩擦片的外径 D 在确定外径 D 时 有下列经验公式可供初选时使用 D 1 1 KDTemax 为直径系数 Temax 为最大转矩 轿车 KD 14 5 轻 中型货车 单片 KD 16 0 18 5 双片 KD 13 5 15 0 重型货车 KD 22 5 24 0 本次设计所设计的是轻型载重车 Temax nT为 303 8Nm 2550rpm Pemax nP为 80 05kw 4500rpm 的膜片弹簧离合器 所设计的离合器摩擦片为单片 由于 KD 16 0 18 5 所以 D 16 0 18 5 274 4 317 27 mm 147 0 故取 D 280mm 1 1 2 摩擦片的内径 d 及摩擦片厚度 b 由表 1 所示的摩擦片尺寸系列可确定摩擦片的内径 D 及摩擦片厚度 b 表 1 摩擦片的尺寸系列 D mm 160180200225250280300325350380405430 d mm 110125140150155165175190195205220230 B mm 3 23 54 0 因此 由表 1 选取 D 280mm d 165mm B 3 5mm 1 21 2 离合器后备系数离合器后备系数 的确定的确定 汽车设计课程设计说明书 第 页 后备系数 保证了离合器能可靠地传递发动机转矩 同时 它有助于减少汽车起步 时的滑磨 提高离合器的使用寿命 为可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大 不宜选取太小 但是为了 使离合器尺寸不致过大 减少传动系的过载 使操纵更轻便等 后备系数不宜过大 当 发动机后备功率较大 使用条件较好时 取小些 当使用条件恶劣 需要拖带挂车时 为了提高起步能力 减少离合器滑磨 取大些 货车总质量较大 也应该选取大些 采用柴油机时 由于工作比较粗暴 转矩较不平稳 选取 应比汽油机大些 发动机缸 数越多 转矩波动越小 也应选取小些 在开始设计离合器时 一般是参照统计资料 并根据汽车的使用条件 离合器结构 形式的特点 初步选定后备系数 汽车离合器后备系数推荐如下 轿车和微型 轻型货车 1 20 1 75 中型和重型货车 1 50 2 25 越野车 带拖挂的重型汽车和牵引汽车 1 50 2 25 选择 时 应从以下几个方面考虑 a 摩擦片在使用中有一定磨损后 离合器还 能确保传递发动机最大扭矩 b 防止离合器本身滑磨程度过大 c 要求能够防止传动 系过载 通常轻型载重型货车 1 20 1 75 结合设计实际情况 故选择 1 5 1 31 3 单位压力单位压力 P P0 0的确定的确定 摩擦面上的单位压力 P0值和离合器本身的工作条件 摩擦片的直径大小 后备系数 摩擦片的材料及质量等因素有关 离合器使用频繁 发动机后备功率较小时 P0应取小些 当摩擦片外径较大时 为降低 摩擦片外缘热载荷 P0应取小些 后备系数较大时 可适当增大 当摩擦片采用不同材料时 P0按下列范围选取 石棉基材料 P0 0 10 0 35MPa 粉末冶金材料 P0 0 35 0 60MPa 金属陶瓷材料 P0 0 70 1 50MPa 本次设计中我们选取摩擦片的材料为石棉基材料 汽车设计课程设计说明书 第 页 离合器摩擦力矩根据摩擦定律可表示为 Tc fFZRc 1 2 式中 Tc 静摩擦力矩 f 摩擦面间的静摩擦因素 计算时一般取 0 25 0 30 选取 f 0 25 F 压盘施加在摩擦表面上的工作压力 Rc 摩擦片的平均摩擦半径 Z 摩擦面数 是从动盘的两倍 所以 Z 2 假设摩擦片上工作压力均匀 则有 F P0 A P0 D2 d2 4 1 3 式中 P0 摩擦片单位压力 A 一个摩擦面面积 D 摩擦片外径 d 摩擦片内径 摩擦片的平均半径 Rc根据压力均匀的假设 可表示为 Rc D3 d3 3 D2 d2 1 4 当 d D 0 6 时 Rc可相当准确的有下式计算 Rc D d 4 因为 d 165mm D 280mm 所以 d D 0 59 0 6 则 Rc用 1 4 式计算 将 1 3 1 4 式代入 1 2 得 Tc fZ P0 1 12 1 5 3 D 3 c 式中 c 为摩擦片内外径之比 c d D 一般在 0 53 0 70 之间 为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的 设计时 Tc应大于发动机的 最大转矩 即 Tc Temax 1 6 式中 Temax 303 8N m 为发动机最大转矩 1 5 为离合器的后备系数 把 1 6 式代入 1 5 式得 P0 12 Temax fZ D2 d2 D d 汽车设计课程设计说明书 第 页 代入各参数可得 P0 0 20MPa 所得 P0在石棉基材料单位压力范围内 所以我们选取材料的单位压力 P0符合设计要 求 2 2 离合器基本参数的约束条件离合器基本参数的约束条件 2 1 摩擦片外径 D mm 的选取应使最大圆周速度 VD不超过 65 70m s 即 VD nemaxD 10 3 60 65 70m s 式中 nemax为发动机的最高转速 r min 本次设计中 nemax 4500 r min 所以 VD 4500 280 10 3 60 65 97m s 符合 VD 65 70m s 的约束条件 2 2 摩擦片的内外径比 c 应在 0 53 0 70 内 c d D 165 280 0 589 符合约束条件 2 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 应使 1 2 4 0 在前面参数选取中 我们选取 1 5 符合此约束 条件 2 4 为了保证扭转减振 器的安装 摩擦片内径 d 必须大于减振器弹簧位置直径 2Ro 约 50mm 即 d 2Ro 50 d 165mm 取 Ro 50mm 符合要求 减振弹簧的数目 6 2 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许 用值 即 Tc0 4Tc Z D2 d2 Tc0 式中 Tc0 为单位摩擦面积传递的转矩 N m mm 2 Tc0 为许用值 N m mm 2 按表 2 选取 通过计算 Tc0 0 0057 N m mm 2 表 2 单位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器的规格 D mm 210 210 250 250 325 325 Tc0 10 20 280 300 350 40 通过表 2 比较 Tc0 Tc0 符合设计要求 2 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对于不同车型 根据 所用的摩擦材料在一定范围内选取 P0为 0 10 1 50MPa 汽车设计课程设计说明书 第 页 我们选取摩擦片的材料为石棉基材料 并且选取 P0 0 20MPa 符合此约束条件 3 3 离合器主要零部件的设计计算离合器主要零部件的设计计算 3 13 1 膜片弹簧设计膜片弹簧设计 3 1 1 材料选取 我们选取 60Si2MnA 高精度钢板材料为膜片弹簧材料 3 1 2 主要参数选择 3 1 2 1 比值 H h 和 h 的选择 此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大 分析式 1 中载荷与变形 1 之间的函数关系 可知 当时 F2 为增函数 时 F1 有一极值 而该极值点又恰为拐 点 时 F1 有一极大值和极小值 当时 F1 极小值在横坐标上 见 图 1 1 式中 E 弹性模量 对于钢 泊松比 对于钢 0 3 H 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 1 2 3 4 5 汽车设计课程设计说明书 第 页 图 1 膜片弹簧的弹性特性曲线 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 5 2 范围内选取 常用的膜片弹簧板厚为 2 4mm 本设计 H h 1 6 h 2 5mm 则 H 5mm 3 1 2 2 比值 R r 和 R r 的选择 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 20 1 35 的范围内取值 本设计中取 R r 1 20 摩擦片的平均半径 mm R 取 47 113 223 33 dD dD Rc c R R 115 36mm 则 r 96 133mm 3 1 2 3 的确定 汽车膜片弹簧在自由状态时 圆锥底角 一般在 范围内 本设计中 得 11 46 在 之间 合格 3 1 2 4 膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧的弹性特性曲线 如图 2 所示 该曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧的压平位 置 而且 1H 1M 1N 2 新离合器在接合状态时 膜片弹簧工作点 B 一般取 在凸点 M 和拐点 H 之间 且靠近或在 H 点处 一般 1B 0 8 1 0 1H 以保证摩 擦片在最大磨损限度 范围内压紧力从 F1B 到 F1A 变化不大 当分离时 膜片弹簧工 作点从 B 变到 C 为最大限度地减小踏板力 C 点应尽量靠近 N 点 汽车设计课程设计说明书 第 页 图 2 3 1 2 5 N 的选择 分离指数常取为 18 大尺寸膜片弹簧有取 24 的 对于小尺寸膜片弹 簧 也有取 12 的 本设计所取分离指数为 18 3 1 2 6 膜片弹簧小端内半径 r0及分离轴承作用半径 rf的确定 r0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 花键外径可由 参考文献 2 P72 表 4 1 2 根据从动盘外径及发动机转矩查得 rf应大于 r0 所以选取 r0 24mm rf 26mm 3 1 2 7 切槽宽度 1 2 及半径 re的确定 1 3 2 3 5mm 2 9 10mm re的取值应满足 r re 2 的要求 所以选取 1 3 5mm 2 10mm re 90mm 3 1 2 8 压盘加载点 R1半径和支承环加载点 r1半径的确定 应略大于且尽量接近 r 应略小于 R 且尽量接近 R 本设计取mm mm 膜片弹簧应用优质高精度钢板制成 其碟簧部分的尺寸精度要高 国内常102 1 r 用的碟簧材料的为 60SizMnA 当量应力可取为 1600 1700N mm2 3 1 3 膜片弹簧各尺寸的初步获得 用 VB 语言编写程序 把初选的各参数值代入该程序绘制膜片弹簧弹性特性曲线图 根据各个设计约束条件及设计要求对各个参数进行调整 最终获得膜片弹簧各参数为 H h 1 90 h 2 55mm H 4 86mm R r 1 35 R 114mm r 85mm N 18 r0 24mm rf 26m m 1 3 5mm 2 9mm re 76mm R1 110mm r1 90mm 由上各调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图和六个特性点 A M B H N C 及各点坐标如图 3 所示 汽车设计课程设计说明书 第 页 图 3 调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图 3 1 4 检验所得尺寸是否符合设计的约束条件 3 1 4 1 应保证所设计的弹簧工作压紧力 F1B与摩擦片工作压力 Fy相等 由上图数据显示可知 F1B 4415 17N Fy4303 83N F1B FC符合设计要求 3 1 4 2 为保证各工作点 A B C 有较合适的位置 应使 1B 1H 0 8 1 0 即 0 8 1 0 1B 2 88 则 R r 1B R1 r1 H 120 100 2 88 116 102 4 0 1 00 符合设计要求 3 1 4 3 为保证膜片弹簧磨损后离合器仍能可靠地传递转矩 并考虑到摩擦因素的下降 摩擦后弹簧工作压紧力 F1A应满足 F1A F1B 由上特性曲线可知 F1A 4421 14N F1B 4415 17N 满足 F1A F1B的设计要求 3 1 4 4 为了满足离合器使用性能的要求 弹簧的与初始锥角应在一 定范围内 即 11 1 HrR rR B 汽车设计课程设计说明书 第 页 1 6 H h 2 2 9O H R r 15O H h 4 2 5 1 6 和 H R r 4 120 100 rad 11 46O都符合离合器的使用性 能的要求 3 1 4 5 弹簧各部分有关尺寸比值符合一定的范围 即 1 2 R r 1 35 70 2R h 100 3 5 R rO 5 0 根据所确定的参数可得 R r 120 100 1 2 2R h 2 120 2 5 96 R rO 120 24 5 都 符合上述要求 3 1 4 6 为了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 或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径 应位于摩擦片的平均半径与外半径之间 即 推式 D d 4 R1 D 2 拉式 D d 4 r1 D 2 根据所确定的参数可得 D d 4 111 25 D 2 140 R1 116 符合上述要求 故此 离合器为推式离合器 3 1 4 6 根据弹簧结构布置的要求 应满足 1 R R1 7 0 r1 r 6 0 rf r0 6 根据所确定的参数可得 R R1 4 r1 r 2 rf r0 2 都符合弹簧结构布置的要求 3 1 4 7 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 拉式 根据所确定的参数可得 r1 rf R1 r1 102 26 120 100 4 22 符合设 汽车设计课程设计说明书 第 页 计要求 3 1 5 膜片弹簧强度计算与校核 分析表明 B 点的应力值最高 通常只计算 B 点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度 由参考文献 1 P65 可知 B 点的应力 tB为 tB E 1 2 r e r 2 2 e r h 2 令 tB对 的导数等于零 可求出 tB达到极大值时的转角 P P h e r 2 自由状态时碟簧部分的圆锥底角 0 20rad 中性点半径 e R r ln R r 100mm 此时 P 0 20 2 5 109 7 100 2 0 329rad 离合器彻底分离时 膜片弹簧子午断面的实际转角为 f f 2arctan 1f R1 r1 2 2arctan 1 7 110 90 2 0 107rad 此时 f P 则计算 tB时 取 f 所以 tB 2 1 1 0 32 100 109 7 100 0 1072 2 109 7 100 0 2 2 5 2 0 107 13 13 MPa 设分离轴承对分离指端所加载荷为 F2 N 由参考文献 1 P64 式 2 16 可知 F2 R1 r1 F1 r1 rf 式中 rf 26mm 为分离轴承与分离指的接触半径 F1等于压盘工作压力 F1B 4415 17 N 所以 F2 116 102 4415 17 102 26 813 32 N 在分离轴承推力 F2的作用下 B 点还受弯曲应力 tB 其值为 rB 6 r rf F2 nbrh2 式中 n 为分离指数目 n 18 br为一个分离指根部的宽度 所以 mm r br38 8 18 24 2 18 2 0 汽车设计课程设计说明书 第 页 rB 6 100 26 813 32 18 8 38 2 52 383 043 MPa 考虑到弯曲应力 rB是与切向压应力 tB相互垂直的拉应力 根据最大切应力强度 理论 B 点的当量应力为 jB rB tB 383 043 13 13 396 173 MPa 在这次设计中 膜片弹簧材料采用 60Si2MnA 所以 jB 396 173MPa 符合 jB 1500 1700MPa 的强度设计要求 3 1 6 膜片弹簧的制造工艺及热处理 本次设计中膜片弹簧采用 60Si2MnA 高精度钢板材料 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 另外 对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理以起到冷作 硬化的作用 同样也可以提高承载能力的疲劳强度 为了提高分离指的耐磨性 可对其端部进行高频淬火 喷镀铬合金和镀镉或四氟乙 烯 在膜片弹簧与压盘接触圆形处 为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹 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 锈蚀等缺陷 碟簧部分的硬度一般为 45 50HRC 分离指端硬度为 55 62HRC 在同一片分离指上同一范围内的硬度差不大于 3 个单位 膜片弹簧的内 外半径公差一般为 H11 和 h11 厚度公差为 0 025mm 初始 底锥角公差为 10 分 膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为 1 6 m 底面的平面一般要求 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 8 1 0mm 3 23 2 压盘设计压盘设计 3 2 1 传力定中方式的选择 压盘是离合器的主动部分 在传递发动机转矩时 它和飞轮一起带动从动盘转动 所以它必须和飞轮有一定联系 但这种联系又允许压盘在离合器分离过程中能够自由地 做轴向移动 使压盘和从动盘脱离接触 驱动部位的形式有离合器盖和压盘的窗孔与凸 台 传动片 传动销等 应用较广泛的是传动片式 我们选择压盘的传力方式为传力片 传动方式 3 2 1 几何尺寸的确定 汽车设计课程设计说明书 第 页 可以根据 1 1 中所确定摩擦片的内 外径尺寸来确定压盘的内外径 压盘外径 D 2 5 mm 压盘内径 d 1 4 mm 在设计中选取压盘外径 D 4 284mm 压盘内径 d 4mm 162mm 为了使压盘具有足够的质量和刚度 要求压盘有足够的厚度 载重车离合器压盘厚 度一般不小于 15mm 所以本次设计中根据车型选取压盘厚度为 20mm 3 33 3 离合器盖设计离合器盖设计 3 3 1 刚度问题 离合器分离杆支承在离合器盖上 如果盖的刚度不够 则当离合器分离时 可能会 使盖产生较大的变形 这样就会降低离合器操纵部分的传动效率 严重时可能导致分离 不彻底 引起摩擦片的早期磨损 还会造成变速器换挡困难 为了减轻重量和增加刚度 一般轿车的离合器盖通常用厚度约为 3 5mm 的低碳钢板 如 08 钢板 冲压成比较复杂的形状 本次设计中选取离合器盖厚度为 4mm 3 3 2 通风散热问题 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 C 时摩擦片磨损剧烈增加 正常使用条件的离合器盘 工作表面的瞬时温度 一般在 C 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 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 3 3 3 对中问题 离合器盖内装有压盘 分离杆等零件 因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有 良好的定心对中 否则会破坏系统整体的平衡 严重影响离合器的正常工作 在本次离合器的设计中我们采用定位销对中方式 离合器盖根据离合器盖上 4 个定 位销孔 5 与飞轮上 4 个定位销 4 相配合进行定位 将 4 个孔加工到所要求的尺寸 孔的准确度为 0 05mm 汽车设计课程设计说明书 第 页 3 43 4 从动盘设计从动盘设计 从动盘总成主要由从动盘毂 摩擦片 从动片 扭转减振器等组成 3 4 1 轴向弹性从动盘的结构形式 为了使从动盘具有轴向弹性 则 1 在从动片外缘开 T 形槽 形成许多扇形 并将扇形部分冲压成依次向不同 方向弯曲的波浪形 两侧的摩擦片分别铆在每相隔一个的扇形上 2 将扇形波形片的左 右凸起段分别与左 右侧摩擦片铆接 由于波形片 厚度 小于 1 0mm 比从动片 厚 1 5 2 5mm 薄 这种结构的轴向弹性较好 转动惯性小 适宜于高速旋转 3 利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上 并交替地把 右片铆在右侧摩擦片上 4 将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上 只在靠近压盘侧的从动片铆有 波形片 右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合 3 4 2 从动盘毂 从动盘毂是离合器承受载荷最大的零件 它几乎承受由发动机穿来的全部转矩 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 Temax由参考文献 1 P74 表 2 7 选取 花键尺寸从动盘外径 D mm齿数外径 D mm小径 d mm齿厚 t mm有效齿长 l mm 280103532440 从动盘毂轴向长度不宜过小 以免在花键上滑动时产生偏斜而使分离不彻底 一般 取 1 0 1 4 倍的花键直径 我们取 1 0 倍的花键直径 从动盘毂一般采用锻钢 如 45 40Cr 等 并且经调质处理 3 4 3 摩擦片 摩擦系数稳定 工作温度 单位压力的变化对其影响要小 有足够的机械强度和耐 磨性 热稳定性好 磨合性好 密度小 有利于结合平顺 长期停放离合器摩擦片不会 粘着现象的 综上所述 选择石棉基材料 石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物 粘结 汽车设计课程设计说明书 第 页 剂 树脂或硅胶 和特种添加剂热压制成 其摩擦系数为 0 25 0 3 密度小 价格便 宜 多年来在汽车离合器上使用效果良好 同时 摩擦片从动钢片用铆钉连接 连接可 靠 更换摩擦片方便 而且适宜在从动钢片上装波形弹簧片以获得轴向弹性 3 4 4 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 材料用中碳钢板或低碳 钢板 厚度一般为 1 3 2 5mm 表面硬度为 35 40HRC 3 4 5 波形片和减振弹簧 扭转减震器几乎是现代汽车离合器从动盘上必备的部件 主要由弹性元件和阻尼元 件组成 弹性元件可降低传动系的首端扭转刚度 从而降低传动系扭转系统的某阶固有 频率 改变系统的固有振型 使之尽可能避免由发动机转矩主谐量激励引起的共振 波 形片采用 65Mn 厚度小于 1mm 硬度为 40 46HRC 并经过表面发蓝处理 减振弹簧采 用 60Si2MnA 弹簧钢丝 4 4 操纵机构设计计算操纵机构设计计算 4 14 1 选择操纵机构的型式选择操纵机构的型式 常用的离合器操纵机构主要有机械式 液压式等 液压式操纵机构主要由主缸 工作缸和管路等部分组成 具有传动效率高 质量小 布置方便 便于采用吊挂踏板 驾驶室容易密封 驾驶室和车架变形不会影响其正常工 作 离合器接合较柔和等优点 鉴于上述优点我们选择液压式操纵机构 4 24 2 确定操纵机构尺寸参数确定操纵机构尺寸参数 踏板行程 S 由自由行程 S1和工作行程 S2两部分组成 离合器操纵机构传动比 压紧弹簧类型i分i操 膜片弹簧2 7 5 410 16 根据要求我们确定操纵机构尺寸参数为 Sof为分离轴承自由行程 一般为 1 5 3 0mm 反映到踏板上的自由行程 S1一般为 20 30mm 我们选取 Sof 3mm Z 为摩 擦面面数 根据离合器摩擦片结构可知 Z 2 S 为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙 2 111 2 222 1 2 021 dba dba c c SZSSSS f 汽车设计课程设计说明书 第 页 单片 S 0 85 1 30mm 双片 S 0 75 0 90mm i分 a2 a1 i操 b2c2 d2 2 b1c1 d1 2 本次设计的离合器摩擦片数为双片 所以取 S 0 85mm a1 a2 b1 b2 c1 c2 为杠杆尺寸 图 3 根据前面膜片弹簧结构参数可 知 c1 20mm c2 64mm 选取 a2 150mm a1 30mm b2 80mm b1 40mm d1 13mm d2 17mm 4 34 3 校核踏板行程 自由行程 工作行程 总行程 校核踏板行程 自由行程 工作行程 总行程 4 4 1 自由行程校核 由 4 3 公式可知 自由行程 S1为 S1 Sofa2b2 d2 2 a1b1 d1 2 3 150 80 172 30 40 132 41 04mm 为了使离合器在所有情况下都能彻底分离以免造成变速器换挡时的齿轮撞击 换挡 力增加等 至少应留 25mm 的

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