帕薩特轎車離合器設計

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1、遼 寧 工 業(yè) 大 學 課 程 設 計 說 明 書（論 文） 遼 寧 工 業(yè) 大 學 汽車設計 課程設計（論文） 題目： 帕薩特轎車離合器設計 院（系）： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 113 學 號： 學生姓名： 指導教師： 教師職稱： 起止時間：2013.12.16～2013.12.27 目 錄 第1章 汽車離合器綜述

2、 2 1.1 離合器的結構型式 2 1.2離合器的功能及其組成 2 1.3離合器的工作原理 2 1.4對離合器的要求 2 第2章 設計方案的分析與確定 4 2.1從動盤數(shù)的選擇 4 2.2壓緊彈簧形式的選擇 4 2.3分離時離合器受力形式選擇 4 2.4壓盤的驅(qū)動形式選擇 4 2.5扭轉(zhuǎn)減振器 4 2.6分離軸承的選擇 5 2.7離合器的散熱通風 5 第3章 主要零部件設計計算和驗算的簡要過程 6 3.1 摩擦片的設計 6 3.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 7 3.3 膜片彈簧的設計 8 3.4從動盤轂花鍵的強度驗算 12 第4章 主要部件結構設計說明 13

3、4.1從動盤總成的設計 13 4.2離合器蓋和壓盤的方式選擇 14 4.3分離軸承的選擇 14 4.4離合器的通風散熱 14 4.5離合器種類的選擇 14 4.6分離時離合器受力形式的選擇 14 4.7扭轉(zhuǎn)減振器的設計 15 4.8離合器的操縱機構選擇 18 第5章 經(jīng)濟、技術分析及對設計所作的簡要評語 199 5.1經(jīng)濟、技術分析 199 5.2簡評 199 參考文獻 209 第1章 汽車離合器綜述 1.1 離合器的結構型式 汽車離合器大多是盤形摩擦離合器，按其從動盤的數(shù)目可分為單片、雙片和多片三類；根據(jù)壓緊彈簧布置形式不同，可分為圓周布置、中央布置和斜向

4、布置等形式；根據(jù)使用的壓緊彈簧不同，可分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧離合器。 1.2離合器的功能及其組成 功能: 1）保證汽車平穩(wěn)起步 2）保證傳動系換擋時工作平順 3）保證傳動系統(tǒng)過載 組成: 1）主動部分：飛輪、壓盤、離合器蓋等； 2）從動部分：從動盤、從動軸（即變速器第一軸） 3）壓緊部分：壓緊彈簧 4）操縱部分：分離杠桿、分離杠桿支撐柱、擺動銷、分離套筒、分離軸承、離合器踏板等。 1.3離合器的工作原理 離合器是一個傳動機構，它有主動部分和從動部分，兩部分可以暫時分離也可以慢慢結 合，并且在傳

5、動過程中還有可能產(chǎn)生相對轉(zhuǎn)動，所以，離合器的主動件和從動件之間會依靠 接觸摩擦來傳遞扭矩，或者是利用摩擦所需要的壓緊力，或是利用液體作為傳動的介質(zhì)，或 是利用磁力傳動等方式來傳遞扭。 1.4對離合器的要求 1)在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備。 2)接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 3)分離時要迅速、徹底。 4)離合器從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 5)應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 6)應使傳動系避免扭轉(zhuǎn)共振，并具有吸

6、收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力。 7)操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 8)作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 9)應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。 10)結構應簡單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。 第2章 設計方案的分析與確定 2.1從動盤數(shù)的選擇 單片離合器結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，在使用時能保證分離徹底，接合平順。

7、多片離合器分離不徹底，軸向尺寸大，質(zhì)量大，易燒壞摩擦片。 故選擇單片離合器。 2.2壓緊彈簧形式的選擇 選擇無支撐形式，將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋沖出的環(huán)形突臺上。 2.3分離時離合器受力形式選擇 與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點：取消了中間支撐各零件，并不用支撐環(huán)或只用一個支撐環(huán)，使其結構更簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更??；拉式膜片彈簧是以下中部與壓盤相壓，在同樣壓盤尺寸的條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，提高了壓緊力與傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，且并不增大踏板力，在傳遞相同的轉(zhuǎn)矩時，可采用尺寸較小的結構；在結合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，分離效率較高；拉式

8、的杠桿比大于推式的杠桿，且中間支撐少，減少了摩擦損失，傳動效率較高，踏板操縱更輕便，拉式的踏板力比推式的一般可減少約25%-30%；無論在結合狀態(tài)或分離狀態(tài)，拉式結構的膜片彈簧大端與離合器蓋支撐始終保持接觸，在支撐環(huán)磨損后不會形成間隙而增大踏板自由行程，不會產(chǎn)生沖擊和噪聲；使用壽命更長。 所以選擇拉式。 2.4壓盤的驅(qū)動形式選擇 機械式質(zhì)量大，機械效率低，在遠距離操縱時布置較困難，壽命短，用于輕形車。 液力式傳動效率高，質(zhì)量小，布置方便，離合器接合較柔和，有可能降低猛接離合器時傳動系的動載荷。它不僅用于中、小型車，在重型汽車上也日益增多。 氣壓式突出優(yōu)點是操縱輕便。 故選擇液

9、壓式。 2.5扭轉(zhuǎn)減振器 它能降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率，增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振，控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭振與噪聲，緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。故要有扭轉(zhuǎn)減振器。 2.6分離軸承的選擇 根據(jù)《汽車實用技術手冊》選單向拉力軸承，分離軸承與分離杠桿通過軸承外圈聯(lián)接，軸承內(nèi)圈通過擋圈與膜片彈簧鎖止在一起,分離軸承與分離杠桿間有周向滑動,同時也有徑向滑動。 2.7離合器的散熱通風 實驗表明,磨擦片的磨損是隨壓盤的溫度的升高而增大的,溫度超過180

10、℃～200℃時,磨擦片磨損急劇增加.正常條件下,壓盤表面工作溫度在180℃以下。 改善離合器結構措施有:在壓盤上沒散熱筋和轂風筋,在離合器蓋上開較大的通風口；在離合器外窗沒有通風窗,在離合器外殼內(nèi)裝一導流罩,加強通風。 第3章 主要零部件設計計算和驗算的簡要過程 3.1 摩擦片的設計 3.1.1 初選摩擦片外徑D、內(nèi)徑d、厚度b （3-1） 表3.1 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)[1] 根據(jù)表3.1可知，取D=200mm,d=140mm,

11、 b=3.5mm。 3.1.2 后備系數(shù)β 由于所設計的離合器為膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變小（開始時還有些增加），再加上載自卸車的后備功率比較小，使用條件較差，故取β＝1.4。 3.1.3 單位壓力PO 根據(jù)3.1可知， 由于D＝200mm,?。?.25Mpa。 表3.2 摩擦片單位壓力[2] 故根據(jù)表3.2可知， 當0.15Mpa<<0.35Mpa時，摩擦片材料選擇石棉基材料。 3.1.4 摩擦因數(shù)f、離合器間隙Δt 摩擦因數(shù)f=0.32 離合器間隙Δt=3.4mm 摩擦面數(shù) Z=2 3.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化

12、 3.2.1 設計變量 后備系數(shù)β取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。單位壓力P也取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設計變量選為： （3-2） 3.2.2 目標函數(shù) 離合器基本參數(shù)優(yōu)化設計追求的目標，是在保證離合器性能要求的條件下使其結構尺寸盡可能小，即目標函數(shù)為 （3-3） 3.2.3 約束條件 （1） 最大圓周速度 根據(jù)下式

13、 （3-4） 知，式中為摩擦片最大圓周速度（m/s）； 為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速（r/min） 所以，70 ~ 65 43 10 60 3 max max < = ′ ′ ′ = - D n V e D p 符合條件。 （2）摩擦片內(nèi)、外徑之比c 7 . 0 200 140 = = = D d c ,滿足0.53的條件范圍。 （3）后備系數(shù)β 初選后備系數(shù)β＝1.4 （4）扭轉(zhuǎn)減振器的優(yōu)化 對于摩擦

14、片內(nèi)徑d=140mm, 而減振器彈簧位置半徑 故取42 . 2 140 6 . 0 0 0 = ′ = R R 取 (mm)， 50 58 42 2 140 2 0 > = ′ - = - R d 符合 符合要求 取 42 00 . 42 2 140 6 . 0 0 0 = = ′ = R R 故符合d>2R0+50mm的優(yōu)化條件 （5）單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 = （3-5） 根據(jù)下式

15、知， Tc=[2]=266N.m 故 表3.3 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值[2] （N.m/mm2） 根據(jù)表3.3知,摩擦片外徑D≤210mm時， =28 N./ 28 . 0 ] [ 0083 . 0 ) ( 4 2 2 = < = - ′ ′ ′ = CO C CO T d D z T T p 故符合要求。 （6）單位壓力 為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.15～0.3

16、5Mpa，由于已確定單位壓力＝0.25Mpa，在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求。 3.3 膜片彈簧的設計 3.3.1 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇 （1）比值和h的選擇 為了保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的一般為1.5～2.0，板厚h為2～4mm 故初選h=2.2mm, =1.8則H=3.96mm。 （2）比值和R、r的選擇 由于摩擦片平均半徑 . 85 4 140 200 2 = + = + = d D R C mm （3-6） 對于拉式膜片彈簧的R值

17、，應滿足關系rRc=85mm。 故取R=106mm，再結合實際情況取R/r=1.25，則r=85mm。 （3）α的選擇 =arctanH/(R-r)≈H/（R-r）≈10.68° （3-7） 故滿足9°～15°的范圍。 （4）分離指數(shù)目n的選取 取為n=18。 （5）膜片彈簧小端內(nèi)半徑 及分離軸承作用半徑的確定 由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。 ?。?5mm,再取分離軸承＝26mm。 （6）切槽寬度δ1、δ2及半徑 取δ1＝3.5mm, δ2=9.5mm, 滿足r-≥δ2,則≤r-δ2=75.5mm

18、 故?。?5mm。 (7) 壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1的確定 選擇R1＝99mm， r1＝87mm。 3.3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線 假設膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上地某中性點轉(zhuǎn)動。 設通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷P1(N)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為x1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示： （3-8） 式中，E――彈性模量，鋼材料取E=2.0×Mpa； b――泊松比，鋼材料取b=0.35； R――自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑106mm； r――自由狀態(tài)下碟簧

19、部分小端半徑85mm； R1――壓盤加載點半徑99mm； r1――支承環(huán)加載點半徑87mm； H――自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度3.96mm； h――膜片彈簧鋼板厚度2.2mm。 繪制圖像如下 特性曲線 由膜片彈簧彈性特性曲線得出彈簧變形量與的值，mm, mm,由于，新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處， 且一般（0.8～1.0） 取,則2.00mm. 則由膜片彈簧的特性可得離合器壓盤加于摩擦片的工作壓力N 由汽車設計 式中 ——摩擦片的摩擦系數(shù) 取0.32 ——摩

20、擦面數(shù)目摩擦片 取2 ——平均半徑 取85 將各值代入，則可算出后備系數(shù) 31 . 1 190000 2 . 85 32 . 0 4600 max = ′ ′ ′ = = ? e C T Z R P m b β在取值范圍內(nèi) （3-10） 3.3.3 強度校核 根據(jù)摩片彈簧的強度分析理論，其最大的應力值可由下式計算 其中 式中 —— 分離指數(shù)目 —— 一個分離指的根部寬度mm —— 中性點的半徑 mm —— 彈簧部分

21、子午斷面的轉(zhuǎn)角 —— 彈簧部分自由狀態(tài)的圓錐底角 最大應力時的子午斷面轉(zhuǎn)角 rad 代入式中可求 N/m2 根據(jù)膜片彈簧的計算公式可求 N 設取離合器在分離狀態(tài)的為920N 則 N/m2 最大應力 Mpa 滿足≤1500～1700MPa　，符合要求。 3.4從動盤轂花鍵的強度驗算 花鍵尺寸選定后應進行強度校核。 擠壓應力計算公式：(MPa) P=4Temax/(D+d)Z=4×190/(29+23)×6=7307.7 N (3-12) =7307.7/10×3×25=9.74 MPa 從動盤轂一般由

22、中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應力不應超過20MPa，滿足條件。 第4章 主要部件結構設計說明 4.1從動盤總成的設計 4.1.1從動盤轂 從動盤轂軸向長度不宜過小[2]，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0～1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂的材料選取45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度一般26～32HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，采用鍍鉻工藝，對減振彈簧窗口及與從動片配合處進行高頻處理。根據(jù)摩擦片的外徑D的尺寸及表4.1查出從動盤轂花鍵的尺

23、寸。 表4.1 離合器從動盤轂花鍵尺寸系列[2] 摩擦片 外徑 D/mm 發(fā)動機的 最大轉(zhuǎn)矩 Temax/N·m 花鍵尺寸 擠壓應力 σj/Mpa 齒數(shù) N 外徑 D′/mm 內(nèi)徑 d′/mm 齒厚 b/mm 有效齒長 l/mm 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 3

24、5 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,則查表可得， 花鍵尺寸：齒數(shù)n=10， 外徑=29mm, 內(nèi)徑＝23mm 齒厚t=3mm, 有效齒長l=25mm, 擠壓應力=11.3Mpa 4.1.2 從動片 從動片要求質(zhì)量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。 材料選用中碳鋼板50鋼，一般厚度1.32.

25、5，本車厚度取為2mm，表面硬度為35～40HRC。 4.1.3 波形片和減振彈簧 波形片采用65Mn，厚度取為0.8mm，硬度為40～46HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍處理。減振彈簧用60Si2MnA彈簧鋼絲。 4.2離合器蓋和壓盤的方式選擇 4.2.1 離合器蓋 離合器蓋是離合器的主動件之一，它與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉(zhuǎn)矩給壓盤。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。因此它需要具有足夠的剛度，板厚取4mm，乘用車離合器蓋用10鋼等低碳鋼板。 4.2.2 壓盤 （1）壓盤傳動方式的選擇 由于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙的

26、缺點，故選擇已被廣泛采用的傳動片傳動方式。 另選用膜片彈簧作為壓力彈簧時，則在壓盤上鑄有一圈凸起以供支承膜片彈簧或彈性壓桿之間。 （2）壓盤幾何尺寸的確定 前面已經(jīng)分析了如何確定摩擦片的內(nèi)、外徑尺寸。當摩擦片的尺寸確定后，與它配合工作的壓盤內(nèi)、外徑尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結為如何確定它的厚度。 壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點：一是壓盤應有足夠的質(zhì)量；二是壓盤應具有較大的剛度。為滿足上述要求壓盤應做得厚些，一般為，本次設計采用15mm。 （3）傳動片 傳動片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅(qū)動壓盤共同旋轉(zhuǎn)，分離時，又可利用它的彈性來牽動壓盤軸向

27、分離并使操縱力減小。 傳動片采用3組，每組3片的形式，具體尺寸為，寬a=15mm，厚b=1mm，兩孔間距為l=60mm，孔直徑為d=6mm，傳動片彈性模量E=2MPa。 由于各傳動片沿圓周均勻分布，它們的變形不會影響到壓盤的對中性和離合器的平衡性。 4.3分離軸承的選擇 由于=4100r/min,離心力造成的徑向力很大，因此采用深溝角接觸球軸承。 4.4離合器的通風散熱 由于離合器尺寸小，在離合器蓋上開通風窗口即能滿足離合器通風散熱的要求。 4.5離合器種類的選擇 根據(jù)設計方案的分析，確定采用單片膜片彈簧離合器。 4.6分離時離合器受力形式的選擇 由于拉式的優(yōu)點突出，所以采

28、用拉式。 4.7扭轉(zhuǎn)減振器的設計 4.7.1扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù) （1）極限轉(zhuǎn)矩Tj 極限轉(zhuǎn)矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩。極限轉(zhuǎn)矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關，一般可取， Tj=(1.5～2.0) [2] 對于轎車，系數(shù)取2。 則Tj=1.8×＝342（N.m） （2）扭轉(zhuǎn)剛度k 為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。 由經(jīng)驗公式k Tj[2] 初選 即k＝Tj＝4446（N.m/rad） （3）阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 由于減

29、振器扭轉(zhuǎn)剛度k受結構及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效的消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩。 根據(jù)公式初選Tμ Tμ＝（0.06～0.17）[2] 取Tμ=0.1 =19(N.m) （4）預緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。Tn增加，共振頻率將向減小的頻率的方向移動，這是有利的。但是Tn不應大于Tμ 由于Tn滿足以下關系： Tn＝（0.05～0.15）[2] 且TnTμ＝19N.m 而（0.05～0.15）＝0.08190=15.2N.m （5）減振彈簧的位置半徑R0 R0的尺寸應盡可能大些，一般取 R0=(0.

30、60～0.75)d/2[2] 則取=0.6d/2=0.6×140/2=42(mm),可取為42mm。 （6）減振彈簧個數(shù)Zj 根據(jù)表4.2[2]知， 表4.2 減振彈簧個數(shù)的選取 當摩擦片外徑D=200mm時，Z=4-6,故取Zj=6 （7）減振彈簧總壓力F 當限位銷與從動盤轂之間的間隙被消除，減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達到最大值Tj時，減振彈簧受到的壓力F為 F＝Tj/R0 （4-1） ＝342/(42×) ＝8.142

31、9(kN) 4.7.2 減振彈簧的計算 在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振器設計相關的尺寸。 （1）減振彈簧的分布半徑R1 由于R1的尺寸應盡可能大些[1]，一般取 R1=(0.60～0.75)d/2 式中，d為離合器摩擦片內(nèi)徑 故R1=0.6d/2=0.6×140/2=42(mm)，即為減振器基本參數(shù)中的R0 （2）單個減振器的工作壓力P P= F/Z=1357.1(N) （4-2） （3）減振彈簧尺寸 1）彈簧中徑Dc 彈簧中徑一般由布置結構來決定[1

32、]，通常Dc=11～15mm 故取Dc=11mm 2）彈簧鋼絲直徑d d= （4-3） 式中，扭轉(zhuǎn)許用應力]可取550～600Mpa,故取為600Mpa 所以00 . 4 ] [ 8 3 = ′ ′ = t p C D p d 。 3）減振彈簧剛度k 根據(jù)式kФ=1000knR12[1]知，應根據(jù)已選定的減振器扭轉(zhuǎn)剛度值k及其布置尺寸R1確定，即 k=

33、 （4-4） 則 . 415.72 = K N/m 4）減振彈簧有效圈數(shù) 22 . 4 10 416. . ) 10 11 ( 8 ) 10 .0 . 4 ( 10 10 3 . 7 8 3 3 3 4 3 6 4 3 4 = ′ ′ ′ ′ ′ ′ ′ ′ = ′ ′ = - - K D d G i C （4-5） 5）減振彈簧總?cè)?shù)n 其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間的關系為 n=+

34、(1.5～2)=6 減振彈簧最小高度 =26.4mm （4-6） 彈簧總變形量 mm k p l 26 . 3 415.7 / 1357 / = = = D （4-7） 減振彈簧總變形量 ==26.4+3.26=29.66mm （4-8） 減振彈簧預變形量 mm KZR T l n 145 . 0 10 42

35、 6 415．7 15.2 3 0 ' = ′ ′ ′ = = D - （4-9） 減振彈簧安裝工作高度 =29.515 （4-10） 6）從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 最大轉(zhuǎn)角和減振彈簧的工作變形量有關，其值為3.115 =4.25° （4-11） 7）限位銷與從動盤轂缺口側(cè)邊的間隙 =+5=47 mm

36、 =sinα=3.48 =-=5 8）限位銷直徑 一般=9.5~12 mm 取=10 mm 4.8離合器的操縱機構選擇 4.8.1對離合器操縱機構的要求 1）踏板力要盡可能小，乘用車一般在80-150N范圍內(nèi)，商用車不大于150-200N。 2）踏板行程一般在80-150mm范圍內(nèi)，最大不應超過180mm。 3）應有踏板行程調(diào)節(jié)裝置，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復原。 4）應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因受力過大而損壞。 5）應有足夠的剛度。 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。 8

37、）工作可靠，壽命長，維修保養(yǎng)方便。 4.8.2離合器操縱機構的型式及確定 常用的離合器操縱機構主要有機械式、液壓式、機械式和液壓式操縱機構的助力器氣壓式和自動操縱機構等。 機械式又分為桿系和繩系。桿系操縱機構結構簡單，工作可靠。但質(zhì)量大，傳動效率低，發(fā)動機的振動和車架或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。繩系可以克服上述缺點，但其壽命短機械效率仍不高。液壓式操縱機構傳動效率高，質(zhì)量小，便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、發(fā)動機振動和駕駛室或車架變形不會影響其正常工作，結合柔和等優(yōu)點。但其要求加工精度高，容易泄漏，成本高。 綜上所述，本次設計因為機械式的桿系形式優(yōu)點突

38、出，結構簡單，成本低而選擇。 第5章 經(jīng)濟、技術分析及對設計所作的簡要評語 5.1經(jīng)濟、技術分析 本離合器設計，在實際操作使用中，接合可靠分離徹底、動作迅速、操縱靈活、適應性強、分離與接合平穩(wěn)無沖擊；在結構設計造價和生產(chǎn)方面，離合器設計結構簡單,實際加工制造容易,材料和加工成本低；在使用安全和壽命上，本設計工作安全、動力傳動效率高、使用壽命長；在產(chǎn)品設計性能上，本設計重量輕、慢性小、外形尺寸小、散熱能力強、調(diào)整維修方便，且維修保養(yǎng)成本低。 5.2簡評 本設計具有良好的經(jīng)濟技術性和實際應用性能。 在設計中

39、,設計的離合器的結構及零部件經(jīng)濟合理、性能良好。通過設計運用所學的知識及在網(wǎng)絡上查閱的有關資料對離合器的結構及其零部件的設計問題進行解決。 提高了自己的獨立工作能力、結構設計水平。了解汽車設計有關資料的名稱、出處，學會使用手冊及圖表資料，得到一次很好的訓練。 參考文獻 ［1］徐石安,江發(fā)潮.《汽車離合器/汽車設計叢書》.北京：清華大學出版社,2005.8 ［2］王望予.《汽車設計》. 北京：機械工業(yè)出版社，2007.6 ［3］陳家瑞.《汽車構造》. 北京：人民交通出版社，2006.5 ［4］錢大川.《新型聯(lián)軸器、離合器選型設計與制造工藝實用手冊》. 北京：北京工業(yè)大學出版社，2006.8 ［5］駱素君,朱詩順.《機械課程設計簡明手冊》. 北京：機械工業(yè)出版社，2006.8 ［6］孫志禮,冷興聚.《機械設計》. 沈陽：東北大學出版社，2006.8 ［7］邱言龍.《國產(chǎn)汽車維修調(diào)整數(shù)據(jù)手冊》. 北京：機械工業(yè)出版社，2000.10 20