3D彈簧離合器設(shè)計(jì)及三維建模【說(shuō)明書+PROE】

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了解轎車離合器的構(gòu)造，掌握轎車離合器的工作原理。了解從動(dòng)盤總成的結(jié)構(gòu)，掌握從動(dòng)盤總成的設(shè)計(jì)方法，了解壓盤和膜片彈簧的結(jié)構(gòu)，掌握壓盤和膜片彈簧的設(shè)計(jì)方法，通過對(duì)以上幾方面的了解，從而熟悉轎車離合器的工作原理。學(xué)會(huì)如何查找文獻(xiàn)資料、相關(guān)書籍，培養(yǎng)學(xué)生動(dòng)手設(shè)計(jì)項(xiàng)目、自學(xué)的能力，掌握單獨(dú)設(shè)計(jì)課題和項(xiàng)目的方法，設(shè)計(jì)出滿足整車要求并符合相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)、具有良好的制造工藝性且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、便于維護(hù)的轎車離合器，為以后從事汽車方面的工作或工作中設(shè)計(jì)其它項(xiàng)目奠定良好的基礎(chǔ)。通過這次課程設(shè)計(jì)，使學(xué)生充分地認(rèn)識(shí)到設(shè)計(jì)一個(gè)工程項(xiàng)目所需經(jīng)歷的步驟，以及身為一個(gè)工程技術(shù)人員所需具備的素質(zhì)和所應(yīng)當(dāng)完成的工作，為即將進(jìn)入社會(huì)提供了一個(gè)良好的學(xué)習(xí)機(jī)會(huì)，對(duì)于由學(xué)生向工程技術(shù)人員轉(zhuǎn)變有著重大的實(shí)際意義。 1.1離合器設(shè)計(jì)的基本要求 1）在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲(chǔ)備，又能防止過載。 2）接合時(shí)要完全、平順、柔和，保證起初起步時(shí)沒有抖動(dòng)和沖擊。 3）分離時(shí)要迅速、徹底。 4）從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小，以減輕換檔時(shí)變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小同步器的磨損。 5）應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)效果，以保證工作溫度不致過高，延長(zhǎng)壽命。 6)操縱方便、準(zhǔn)確，以減少駕駛員的疲勞。 7)具有足夠的強(qiáng)度和良好的動(dòng)平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長(zhǎng)。 1.2技術(shù)參數(shù)及論文要求 整車性能參數(shù)： 驅(qū)動(dòng)形式 4×2 后輪 軸距 3800mm 輪距前/后 1750/1586mm 整備質(zhì)量 4310kg 最高車速 100km/h 最大爬坡度 35% 最大功率/轉(zhuǎn)速 110/3000kW/rpm 最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速 400/1200-1400N·m/rpm 輪胎規(guī)格 9.00-20 離地間隙 ＞280mm 整車尺寸（長(zhǎng)×寬×高） 6985mm×2330mm×2350mm 本次課程設(shè)計(jì)的基本內(nèi)容有： 1.查閱離合器資料，根據(jù)使用條件，確定離合器的結(jié)構(gòu)，進(jìn)行離合器的總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 2.確定相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)，對(duì)壓盤、磨擦盤和離合器殼體的結(jié)構(gòu)、參數(shù)及材料進(jìn)行選擇，對(duì)主要零部件進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。 3.繪制所有零件圖和裝配圖。 4.完成6000字左右的設(shè)計(jì)說(shuō)明書。 1.3中央彈簧離合器結(jié)構(gòu) 中央彈簧離合器總成由中央彈簧、離合器蓋、壓盤、傳動(dòng)片和分離軸承總成等部分組成。 1)離合器蓋 離合器蓋一般為120°或90°旋轉(zhuǎn)對(duì)稱的板殼沖壓結(jié)構(gòu)，通過螺栓與飛輪聯(lián)結(jié)在一起。離合器蓋是離合器中結(jié)構(gòu)形狀比較復(fù)雜的承載構(gòu)件，壓緊彈簧的壓緊力最終都要由它來(lái)承受。 2)中央彈簧 中央彈簧是由一至兩個(gè)圓柱螺旋彈簧或用一個(gè)圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心。 3)壓盤 壓盤的結(jié)構(gòu)一般是環(huán)形盤狀鑄件，離合器通過壓盤與發(fā)動(dòng)機(jī)緊密相連。壓盤靠近外圓周處有斷續(xù)的環(huán)狀支承凸臺(tái)，最外緣均布有三個(gè)或四個(gè)傳力凸耳。 4)傳動(dòng)片 離合器接合時(shí)，飛輪驅(qū)動(dòng)離合器蓋帶動(dòng)壓盤一起轉(zhuǎn)動(dòng)，并通過壓盤與從動(dòng)盤摩擦片之間的摩擦力使從動(dòng)盤轉(zhuǎn)動(dòng)；在離合器分離時(shí)，壓盤相對(duì)于離合器蓋作自由軸向移動(dòng)，使從動(dòng)盤松開。這些動(dòng)作均由傳動(dòng)片完成。傳動(dòng)片的兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接，一般采用周向布置。在離合器接合時(shí)，離合器蓋通過它來(lái)驅(qū)動(dòng)壓盤共同旋轉(zhuǎn)；在離合器分離時(shí)，可利用它的彈性恢復(fù)力來(lái)牽動(dòng)壓盤軸向分離并使操縱力減小。 5)分離軸承總成 分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成。分離軸承在工作時(shí)主要承受軸向分離力，同時(shí)還承受在高速旋轉(zhuǎn)時(shí)離心力作用下的徑向力。目前國(guó)產(chǎn)的汽車中多使用角接觸推力球軸承，采用全密封結(jié)構(gòu)和高溫鏗基潤(rùn)滑脂，其端面形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平面時(shí)采用球形端面，舌尖部為弧形面時(shí)采用平端面或凹弧形端面。 1.4中央彈簧離合器的優(yōu)點(diǎn) 中央彈簧離合器與其他形式離合器相比，具有一系列優(yōu)點(diǎn)： 1)中央彈簧離合器具有較理想壓緊力，有利于減少踏板壓力使操作輕便； 2)壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，不會(huì)使彈簧受熱回火失效； 3)通過調(diào)整墊片或螺紋容易實(shí)現(xiàn)壓盤對(duì)壓緊力的調(diào)整； 4)中央彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。 1.5中央彈簧離合器的工作原理 由圖可知，離合器蓋與發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪用螺栓緊固在一起，當(dāng)中央彈簧被預(yù)加壓緊，離合器處于接合位置時(shí)，由于中央彈簧一端對(duì)壓盤的壓緊力，使得壓盤與從動(dòng)摩擦片之間產(chǎn)生摩擦力。當(dāng)離合器蓋總成隨飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)(構(gòu)成離合器主動(dòng)部分)，就通過摩擦片上的摩擦轉(zhuǎn)矩帶動(dòng)從動(dòng)盤總成和變速器一起轉(zhuǎn)動(dòng)以傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力 要分離離合器時(shí)，將離合器踏板踏下，通過操縱機(jī)構(gòu)，使分離軸承總成前移推動(dòng)中央彈簧離開壓盤，壓盤在傳動(dòng)片的彈力作用下離開摩擦片，使從動(dòng)盤總成處于分離位置，切斷了發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力的傳遞。 圖1.1中央彈簧離合器結(jié)構(gòu)圖 二、離合器摩擦片參數(shù)的確定 2.1 摩擦片參數(shù)的選擇 2.1.1 初選摩擦片外徑D、內(nèi)徑d、厚度b 摩擦片外徑是離合器基本尺寸，它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和壽命，它和離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩大小有一定關(guān)系。 式中， 為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，取400N?m； A為不同結(jié)構(gòu)和使用條件對(duì)D的影響系數(shù)，對(duì)于輕型貨車 取A=40。 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表1 表1 外徑D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 內(nèi)徑d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度b/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 c=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 1- c3 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 單位面積 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 摩擦片標(biāo)準(zhǔn)系列尺寸，取D=325mm,d=190mm,b=3.5mm,c=0.557。 2.1.2 后備系數(shù)β 后備系數(shù)保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩，同時(shí)它有助于減少汽車起步時(shí)的滑磨，提高了離合器的使用壽命。但為了離合器的尺寸不致過大，減少傳遞系的過載，使操縱輕便等，后備系數(shù)又不宜過大。由于所設(shè)計(jì)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(huì)變?。ㄩ_始時(shí)還有些增加），再加上輕型貨車的后備功率比較大，使用條件較好，宜取較小值，故初取β=1.3。 2.1.3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩TC 2.1.4 單位壓力P0 摩擦面上的單位壓力P的值和離合器本身的工作條件,摩擦片的直徑大小,后備系數(shù),摩擦片材料及質(zhì)量等有關(guān)。 離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣單位壓力P較小為好。當(dāng)摩擦片的外徑較大時(shí)也要適當(dāng)降低摩擦片摩擦面上的單位壓力P。因?yàn)樵谄渌鼦l件不變的情況下，由于摩擦片外徑的增加，摩擦片外緣的線速度大，滑磨時(shí)發(fā)熱厲害，再加上因整個(gè)零件較大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻，為了避免這些不利因素，單位壓力P應(yīng)隨摩擦片外徑的增加而降低。選取時(shí)應(yīng)考慮離合器的工作條件、發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。 0.1MPa 式中，為摩擦因數(shù)取0.3； 為單位壓力（） 為摩擦面數(shù)取2； 為摩擦片外徑取325mm； 為摩擦片內(nèi)徑取190mm； 摩擦片材料選擇石棉基材料，為單位壓力0.1，為摩擦因數(shù)取0.3。 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長(zhǎng)期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車的的使用條件，摩擦片的性能應(yīng)滿足以下幾個(gè)方面的要求： ⑴應(yīng)具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對(duì)摩擦系數(shù)的影響小。 ⑵要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時(shí)應(yīng)耐磨。 ⑶要有足夠的機(jī)械強(qiáng)度，尤其在高溫時(shí)的機(jī)械強(qiáng)度應(yīng)較好 ⑷熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時(shí)分離出的粘合劑較少，無(wú)味，不易燒焦 ⑸磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面 ⑹油水對(duì)摩擦性能的影響應(yīng)最小 ⑺結(jié)合時(shí)應(yīng)平順而無(wú)“咬住”和“抖動(dòng)”現(xiàn)象 由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學(xué)穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數(shù)大約在0.3左右,在該設(shè)計(jì)中選取的是石棉合成物制成的摩擦片。 2.2 離合器基本參數(shù)的校核 2.2.1 最大圓周速度 式中， vD為摩擦片最大圓周速度（m/s） nemax為發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速取3000r/min； 為摩擦片外徑徑取325mm； 故符合條件。 2.2.2 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 式中，為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩422.5； 當(dāng)摩擦片外徑D>210-325mm時(shí)，/10-2=0.40N·/>0.387 N·/， 故符合要求 2.2.3 單位壓力 為降低離合器滑磨時(shí)的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.15～.35Mpa， 由于已確定單位壓力＝0.25Mpa，在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求 2.2.4單位摩擦面積滑磨功 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次結(jié)合的單位摩擦面積滑磨功w應(yīng)小于其許用值[w]。 汽車起步時(shí)離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J)為： 式中，W為汽車起步時(shí)離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J) m 為汽車總質(zhì)量取4310kg； rr 為輪胎滾動(dòng)半徑0.5m； i為汽車起步時(shí)所用變速器檔位的傳動(dòng)比4.388； i為主減速器傳動(dòng)比3.454； n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min),n取3000 r/min; w = = = 0.37 式中，W為汽車起步時(shí)離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功取11898J 滿足w < [w] = 0.4 0J/mm要求。 摩擦片的相關(guān)參數(shù)如表2 表2 摩擦片外徑D 摩擦片內(nèi)徑d 后備系數(shù)β 厚度b 單位壓力Po 200mm 140mm 1.3 3.5 0.25MPa 三、中央彈簧的設(shè)計(jì) 3.1 中央彈簧的基本參數(shù)的選擇 3.1.1 截錐高度H與板厚h比值和板厚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2～4 故初選h=2.4, =1.6則H=1.6h=3.84. 3.1.2自由狀態(tài)下碟簧部分大端R、小端r的選擇和比值 當(dāng)時(shí)，摩擦片平均半徑Rc=， 對(duì)于拉式膜片彈簧的R值，應(yīng)滿足關(guān)系100RRc=85mm 故取R=90,再結(jié)合實(shí)際情況取R/r=1.25,則r=72mm。 3.1.3膜片彈簧起始圓錐底角的選擇 ＝arctanH/(R-r)=arctan3.84/(90-72)≈12.10°，滿足9°～15°的范圍。 3.1.4 分離指數(shù)目n的選取 取為n=18。 3.1.5 切槽寬度δ1、δ2及半徑 取δ1＝3.4mm, δ2=10mm, 滿足r->=δ2,則<=r-δ2=72-10=62mm 故?。?0mm. 3.1.6 壓盤加載點(diǎn)半徑R1和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑r1的確定 R1和r1需滿足下列條件： 故選擇R1＝88mm， r1＝72mm. 3.1.7膜片彈簧材料 制造膜片彈簧用的材料，應(yīng)具有高的彈性極限和屈服極限，高的靜力強(qiáng)度及疲勞強(qiáng)度，高的沖擊強(qiáng)度，同時(shí)應(yīng)具有足夠大的塑性變形性能。按上述要求，國(guó)內(nèi)常用的膜片彈簧材料為硅錳鋼60Si2MnA或50CrVA。 3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線 假設(shè)膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上地某中性點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)。 設(shè)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(diǎn)處，加載點(diǎn)間的相對(duì)軸向變形為x1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示： 式中，E――彈性模量，鋼材料取E=2.06×Mpa； b――泊松比，鋼材料取b=0.3； R――自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑，mm； r――自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑，mm； R1――壓盤加載點(diǎn)半徑，mm； r1――支承環(huán)加載點(diǎn)半徑，mm； H――自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度，mm； h――膜片彈簧鋼板厚度，mm。 圖形如下： 圖4.1彈性特性曲線 膜片彈簧的相關(guān)參數(shù)如表3 表3 截錐高度H 板厚h 分離指數(shù)n 圓底錐角 3.8mm 2.4mm 18 12 四、扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì) 4.1 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù) 帶扭轉(zhuǎn)減振器的的從動(dòng)盤結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下圖4.1所示彈簧摩擦式: 圖4.2帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動(dòng)盤總成結(jié)構(gòu)示意圖 1—從動(dòng)盤；2—減振彈簧；3—碟形彈簧墊圈；4—緊固螺釘；5—從動(dòng)盤轂；6—減振摩擦片 7—減振盤；8—限位銷 由于現(xiàn)今離合器的扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)大多采用以往經(jīng)驗(yàn)和實(shí)驗(yàn)方法通過不斷篩選獲得,且越來(lái)越趨向采用單級(jí)的減振器。 極限轉(zhuǎn)矩受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取， Tj=(1.5～2.0) 對(duì)于乘用車，系數(shù)取2.0。 則Tj=2.0×＝2.0×108＝216（N·m） 4.1.2 扭轉(zhuǎn)剛度k 由經(jīng)驗(yàn)公式初選 k Tj 即k＝Tj＝13×216＝2808（N·m/rad） 4.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 可按公式初選Tμ Tμ＝（0.06～0.17） 取Tμ=0.1 =0.1×108=10.8(N·m) 4.1.4 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊。 Tn滿足以下關(guān)系： Tn＝（0.05～0.15）且TnTμ＝10.8 N·m 而Tn＝（0.05～0.15）＝5.4～16.2 N·m 則初選Tn＝10N·m 4.1.5 減振彈簧的位置半徑R0 R0的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取 R0=(0.60～0.75)d/2 則取R0=0.65d/2=0.65×140/2=45.5(mm),可取為46mm. 4.1.6 減振彈簧個(gè)數(shù)Zj 當(dāng)摩擦片外徑D250mm時(shí)， Zj=4～6 故取Zj=6 4.1.7 減振彈簧總壓力F 當(dāng)減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值Tj時(shí)，減振彈簧受到的壓力F為 F＝Tj/R0＝216/(46×)＝4.6957(kN) 4.2 減振彈簧的計(jì)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(lái)確定和減振器設(shè)計(jì)相關(guān)的尺寸。 4.2.1 減振彈簧的分布半徑R1 R1的尺寸應(yīng)盡可能大些，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=0.65/2=0.65×140/2=45.5(mm)，即為減振器基本參數(shù)中的R0 4.2.2單個(gè)減振器的工作壓力P P= F/Z=4695.7/6776.6(N) 4.2.3 減振彈簧尺寸 1）彈簧中徑Dc 其一般由布置結(jié)構(gòu)來(lái)決定，通常 Dc=11～15mm 故取Dc=12mm 2）彈簧鋼絲直徑d d===3.45mm 式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力]可取550～600Mpa,故取為580Mpa d取3.5 mm 3）減振彈簧剛度k 應(yīng)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= 4）減振彈簧有效圈數(shù) 4.0 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(guān)系為 n=+(1.5～2)=6 減振彈簧最小高度 =23.1mm 彈簧總變形量 mm 減振彈簧總變形量 ==23.1+3.51=26.61mm 減振彈簧預(yù)變形量 =0.164mm 減振彈簧安裝工作高度 =26.61-0.164=26.4mm 6）從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)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(guān)，其值為 =4.16976° 7）限位銷與從動(dòng)盤轂缺口側(cè)邊的間隙 式中，為限位銷的安裝尺寸。值一般為2.5～4mm。 所以可取為3.8mm, 為52mm. 8）限位銷直徑 按結(jié)構(gòu)布置選定，一般 ＝9.5～12mm。 可取為10mm 扭轉(zhuǎn)減振器相關(guān)參數(shù)表4 表4 極限轉(zhuǎn)矩Tj 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧的位置半徑R0 減振彈簧個(gè)數(shù)Zj 216 N·m 10.8 N·m 10 N·m 46mm 6 五、離合器其它主要部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 5.1從動(dòng)盤轂的設(shè)計(jì) 從動(dòng)盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動(dòng)機(jī)傳來(lái)的全部轉(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對(duì)中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的遲鈍可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩T 花鍵尺寸表5 表5 摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩T/(N·m) 花鍵尺寸 擠壓應(yīng)力/MPa 齒數(shù)n 外徑D’/mm 內(nèi)徑d’/mm 齒厚t/mm 有效尺長(zhǎng)l/mm 200 108 10 29 23 4 25 11.1 5.2從動(dòng)片的設(shè)計(jì) 從動(dòng)盤對(duì)離合器工作性能影響很大，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)滿足如下要求： 1)從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)盡可能小，以減小變速器換擋時(shí)輪齒間的沖擊。 2) 從動(dòng)盤應(yīng)具有軸向彈性，使離合器結(jié)合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。 3)應(yīng)安裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動(dòng)系共振，并緩和沖擊。 本次設(shè)計(jì)初選從動(dòng)片厚度為2mm 5.3離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求： 1)應(yīng)具有足夠的剛度，否則影響離合器的工作特性，增大操縱時(shí)的分離行程，減小壓盤升程，嚴(yán)重時(shí)使摩擦面不能徹底分離。 2)應(yīng)與飛輪保持良好的對(duì)中，以免影響總成的平衡和正常的工作。 3)蓋的膜片彈簧支承處應(yīng)具有高的尺寸精度。 4)為了便于通風(fēng)散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風(fēng)窗孔，或在蓋上加設(shè)通風(fēng)扇片等。 乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。 本次設(shè)計(jì)初選08鋼板厚度為3mm 5.4壓盤的設(shè)計(jì) 對(duì)壓盤結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求: 1)壓盤應(yīng)具有較大的質(zhì)量,以增大熱容量，減小溫，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時(shí)可設(shè)置各種形狀的散熱筋或鼓風(fēng)筋，以幫助散熱通風(fēng)。中間壓盤可鑄出通風(fēng)槽，也可以采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。 2)壓盤應(yīng)具有較大剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為15～25 mm 。 3)與飛輪應(yīng)保持良好的對(duì)中，并要進(jìn)行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應(yīng)不低于15～20 g·cm 。 4)壓盤高度(從承壓點(diǎn)到摩擦面的距離)公差要小。 壓盤形狀較復(fù)雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，通常采用灰鑄鐵，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度為170～227HBS。 5.5壓盤的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與選擇 t = (1) m = = (2) t = ==4.95 式中，W為汽車起步時(shí)離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功，取W=11898J γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對(duì)單片離合器壓盤. γ=0.5； m為壓盤質(zhì)量(kg) V為壓盤估算面積； c為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4 J/(kg·)； 為鑄鐵密度，取7800 kg/m； 為摩擦片外徑取200； 為摩擦片內(nèi)徑取140； h為壓盤厚度，取=15 mm； t為壓盤溫升（） 滿足壓盤溫升不超過8~10要求。 六、 設(shè)計(jì)小結(jié) 本設(shè)計(jì)以“機(jī)械設(shè)計(jì)、汽車設(shè)計(jì)、二維制圖模型”為主線，主要采用PROE設(shè)計(jì)一個(gè)膜片彈簧離合器總成，由于時(shí)間和能力的限制，本設(shè)計(jì)對(duì)分離機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)只作了簡(jiǎn)單的設(shè)計(jì)。 本次設(shè)計(jì)我利用PRO/E軟件繪制了離合器總成和部分零件的三維圖形，由于能力有限，難免有些不合理的地方，此次設(shè)計(jì)充分利用了已學(xué)過的汽車設(shè)計(jì)和機(jī)械設(shè)計(jì)知識(shí)，使我對(duì)所學(xué)知識(shí)有了一個(gè)系統(tǒng)的認(rèn)識(shí)、復(fù)習(xí)、鞏固和深入。通過這次設(shè)計(jì)，我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)和汽車設(shè)計(jì)有了更深刻的認(rèn)識(shí)，也初步掌握了機(jī)械設(shè)計(jì)的方法和使用有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)的方法；對(duì)機(jī)械零件、汽車部件、裝配技術(shù)、計(jì)算機(jī)軟件使用技術(shù)等作了一個(gè)全新的認(rèn)識(shí)和再學(xué)習(xí)，加深了理解，并擴(kuò)展了知識(shí)面；充分利用計(jì)算機(jī)CAD技術(shù)進(jìn)行了繪圖；提高了計(jì)算機(jī)的使用能力。 自己平日的理論知識(shí)雖然仍沒有真正應(yīng)用于實(shí)際生產(chǎn)中，但利用課程設(shè)計(jì)這個(gè)平臺(tái)，使我充分認(rèn)識(shí)到自己理論學(xué)習(xí)中的不足，熟悉了一些新的設(shè)計(jì)方法。尤其是在畫圖方面，進(jìn)一步熟練、鞏固，這次課程設(shè)計(jì)為我以后的學(xué)習(xí)及畢業(yè)設(shè)計(jì)打下了基礎(chǔ)。 指導(dǎo)教師認(rèn)真細(xì)致的指導(dǎo)和幫助，我表示最真摯的感謝！ 七、 參考文獻(xiàn) [1] 王望予編，《汽車設(shè)計(jì)》，機(jī)械工業(yè)出版社 [2] 劉惟信編，《汽車設(shè)計(jì)》，清華大學(xué)出版社 [3] 余志生編，《汽車?yán)碚摗罚ǖ?版），機(jī)械工業(yè)出版社 [4] 陳家瑞編，《汽車構(gòu)造》（第5版），機(jī)械工業(yè)出版社 [5] 張毅編，離合器及機(jī)械變速器，化學(xué)工業(yè)出版社 [6] 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