離合器設計課程設計.doc

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1、機械工程學院車輛工程專業(yè) 課程設計說明書 題 目： 華西牌CDL6603輕型客車 姓 名： 班級學號： 指導教師： 目 錄 目 錄 目 錄 1 第1章 離合器的設計目的及原理概述 3 1.1離合器的設計目的 3 1.2離合器的工作原理 3 1.3離合器的設計要求 3 第2章 離合器的結構方案分析 5 2.1車型、技術參數(shù) 5 2.2從動盤數(shù)的選擇 5 2.3壓緊彈簧和布置形式的選擇 5 2.4膜片彈簧的支承形式 6 2.5壓盤的

2、驅動方式 6 第3章 離合器主要參數(shù)的選擇 8 3.1后備系數(shù)β 8 3.2摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t 8 3.3單位壓力p 8 3.4摩擦片外徑D內(nèi)徑d和厚度b 9 3.5計算校核 9 3.5.1離合器的摩擦力矩Tc與結構參數(shù)(Rc)的確定 9 3.5.2最大圓周速度 10 3.5.3單位摩擦面積傳遞的轉矩 10 3.5.4單位摩擦面積滑磨功 10 第4章 膜片彈簧的設計 12 4.1膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇 12 4.1.1 截錐高度H與板厚h比值和板厚h的選擇 12 4.1.2自由狀態(tài)下碟簧部分大端R、小端r的選擇和比值 12 4.1.3膜片彈簧

3、起始圓錐底角的選擇 12 4.1.4 分離指數(shù)目n的選取 12 4.1.5 膜片彈簧最小端內(nèi)半徑及分離軸承作用半徑 12 4.1.6 切槽寬度δ1、δ2及半徑 13 4.1.7 壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1的確定 13 4.1.8膜片彈簧材料 13 4.2膜片彈簧的彈性特性曲線 13 第5章 扭轉減振器的設計 15 5.1扭轉減振器主要參數(shù) 15 圖5-1三級非線性減震器扭轉特性曲線 15 5.1.1極限轉矩 15 5.1.2扭轉角剛度 16 5.1.3 阻尼摩擦轉矩 16 5.1.4 預緊轉矩 16 5.1.5 減振彈簧的位置半徑 16 5.1.6

4、減振彈簧個數(shù) 17 5.1.7 減振彈簧總壓力F 17 5.1.8 極限轉角 17 5.2 減振彈簧的計算 17 5.2.1 減振彈簧的分布半徑 17 5.2.2單個減振器的工作壓力P 18 5.2.3 減振彈簧尺寸 18 第6章 離合器主要零部件的結構設計 20 6.1從動盤轂的設計 20 6.2從動片的設計 20 6.3離合器蓋結構設計的要求 20 6.4壓板的設計 21 6.5壓板的結構設計與選擇 21 第7章 離合器軸的選取與校核 23 7.1離合器軸的扭轉強度校核 23 7.2離合器花鍵軸剪切強度校核 23 7.3離合器軸的花鍵擠壓強度校核 24 參

5、考文獻 25 致謝： 26 2 第7章 離合器軸的選取與校核 第1章 離合器的設計目的及原理概述 1.1離合器的設計目的 了解轎車離合器的構造，掌握轎車離合器的工作原理。了解從動盤總成的結構，掌握從動盤總成的設計方法，了解壓盤和膜片彈簧的結構，掌握壓盤和膜片彈簧的設計方法，通過對以上幾方面的了解，從而熟悉轎車離合器的工作原理。 學會如何查找文獻資料、相關書籍，培養(yǎng)自己的動手設計項目、自學的能力，掌握單獨設計課題和項目的方法，設計出滿足整車要求并符合相關標準、具有良好的制造工藝性且結構簡單、便于維護的轎車離合器，為以后從事汽車方面的工作或工作中設計其它項目奠定良好的基礎。

6、 1.2離合器的工作原理 離合器通常裝在發(fā)動機與變速器之間，其主動部分與發(fā)動機飛輪相連，從動部分與變速器相連。為各類型汽車所廣泛采用的摩擦離合器，實際上是一種依靠其主、從動部分間的摩擦來傳遞動力且能分離的機構。 離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系平順的接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，以防止傳動系個零部件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪音。 1.3離合器的設計要求 1. 在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備，又能防止過載。 2.

7、 接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。 3. 分離時要迅速、徹底。 4. 從動部分轉動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔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效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。 6. 應能避免和衰減傳動系的扭轉振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力 7. 操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。 8. 作用在從動盤上的總壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中的變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 9. 具有足夠的強度和良好的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。 10. 結構應簡單、緊湊、

8、質量小，制造工藝性好，拆裝維修、調(diào)整方便等。 26 機械工程學院車輛工程教研室 第2章 離合器的結構方案分析 2.1車型、技術參數(shù) 車型: 華西牌CDL6603輕型客車 總質量（kg）： 4200 最大扭矩/轉速（Nm/rpm）：180/3200 主減速比：6.142 一檔速比：4.802 滾動半徑：360mm 2.2從動盤數(shù)的選擇 對乘用車和最大質量小于6t的商用車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，離合器通常只設一片從動盤。 2.3壓緊彈簧和布置形式的選擇 離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。其中膜片彈簧的主要特點是用

9、一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點： 1. 由于膜片彈簧有理想的非線性特征,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內(nèi)能保證大致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。當離合器分離時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力； 2. 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量??； 3. 高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降； 4. 由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命； 5. 易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長； 6.

10、 平衡性好； 7. 有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。 但膜片彈簧的制造較復雜，其精度要求高，其非線性特性在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能提高，制造工藝和設計方法逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，選用膜片彈簧式離合器。 2.4膜片彈簧的支承形式 我們選用了拉式膜片彈簧，圖為拉式膜片彈簧的支承形式—單支承環(huán)形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環(huán)上。 圖2-1 膜片彈簧離合器的工作原理示意圖 2.5壓盤的驅動方式 在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤的方法有三種： 1. 凸臺

11、—窗孔式：它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內(nèi)，通過二者的配合，將扭矩從離合器蓋傳到壓盤上，此方式結構簡單，應用較多；缺點：壓盤上凸臺在傳動過程中存在滑動摩擦，因而接觸部分容易產(chǎn)生分離不徹底。 2. 徑向傳動驅動式：這種方式使用彈簧剛制的徑向片將離合器蓋和壓盤連接在一起，此傳動的方式較上一種在結構上稍顯復雜一些，但它沒有相對滑動部分，因而不存在磨損，同時踏板力也需要的小一些，操縱方便；另外，工作時壓盤和離合器蓋徑向相對位置不發(fā)生變化，因此離合器蓋等旋轉物件不會失去平衡而產(chǎn)生異常振動和噪聲。 3. 徑向傳動片驅動方式：它用彈簧鋼制的傳動片將壓盤與離合器蓋連接在一起，除傳動片的布置

12、方向是沿壓盤的弦向布置外，其他的結構特征都與徑向傳動驅動方式相同。 經(jīng)比較，我選擇徑向傳動驅動方式。 第3章 離合器主要參數(shù)的選擇 3.1后備系數(shù)β 后備系數(shù)β是離合器設計中的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇β時，應考慮摩擦片在使用中的磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。乘用車β選擇：1.20～1.75 ，本次設計取β = 1.2。 3.2摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t 3.2.1摩擦因數(shù)f的選擇：摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。

13、摩擦因數(shù)f的取值范圍見下表3-1。 表3-1 摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍 摩 擦 材 料 摩擦因數(shù) 石棉基材料 模壓 0.20～0.25 編織 0.25～0.35 粉末冶金材料 銅基 0.25～0.35 鐵基 0.35～0.50 金屬陶瓷材料 0.70～1.50 本次設計選用粉末金屬材料銅基，取f = 0.30 。 3.2.2摩擦面數(shù)Z的選擇：摩擦面數(shù)Z為離合器從動盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。由于本次設計取用單片離合器，所以 Z = 2 。 3.2.3離合器間隙△t的選擇：離合器間隙△t是指離合器處于正常結合狀態(tài)、分離套筒

14、被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全結合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。該間隙△t一般為3～4mm 。本次設計取△t =3 mm 。 3.3單位壓力p 單位壓力p 決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。p 取值范圍見表3-2。 表3-2 摩擦片單位壓力p的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力p/ 石棉基材料 模壓 0.15～0.25 編織 0.25～0.35 粉末冶金材料 銅基 0.35～0.50 鐵基 金屬陶瓷

15、材料 0.70～1.50 由于選用銅基材料，所以p選擇:，本次設計取。 3.4摩擦片外徑D內(nèi)徑d和厚度b 摩擦片外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。 當離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉矩已知，適當選擇后備系數(shù)和單位壓力，可估算出摩擦片外徑，即 D= =≈163.7mm (3-1) 取D =180mm 當摩擦片外徑D確定后，摩擦片內(nèi)徑d可根據(jù)d/D在0.53～0.70之間來確定。 取c = d/D = 0.6 ，d = 0.6D = 0.6180 = 108mm ，取d = 100 mm 摩

16、擦片厚度b主要有3.2 mm、3.5 mm、4.0 mm三種。取b = 3.5 mm 。 3.5計算校核 3.5.1離合器的摩擦力矩Tc與結構參數(shù)(Rc)的確定 (Nm) （3-2） f——摩擦系數(shù)，銅基對鋼鐵f =0.3； F——摩擦面受壓緊力(N)； Rc——摩擦合力作用半徑(mm), Z——摩擦面數(shù)，從動盤數(shù)的2倍。 3.5.2最大圓周速度 （3-3） 式中， ——摩擦片最大圓周速度（m/s）； ——發(fā)動機最高轉速取5500； ——摩擦片外徑徑取225； 故符合條件。 3.5.3單位摩擦面積傳遞的轉矩 =(N/) （3-4

17、） 式中， ——離合器傳遞的最大靜摩擦力矩180；當摩擦片外徑D＞210時，=0.28N/>0.00002/，故符合要求。 3.5.4單位摩擦面積滑磨功 （3-5） 式中:ω——發(fā)動機標定角速度； ——離合器儲備系數(shù)； Je——發(fā)動機運動部分轉動慣量（一般飛輪轉動慣量1.2倍）；每個圓環(huán)轉動慣量 ρ——材料密度，ρ=7800kg/m ，dw 、dn——環(huán)的外、內(nèi)徑(m), b——圓環(huán)厚度（m）。 Jn——轉換到離合器軸上整車轉動慣量；Jn = ——汽車總質量之和（kg）,rr——驅動力的動力半徑(m), ——車啟動時傳動系總

18、的傳動比。 經(jīng)簡化后，可按下式計算： （3-6） 單位面積的摩擦功 （3-7） 轎車［］=0.40 J/mm2 輕貨［］=0.33 J/mm2 重貨［］=0.25 J/mm2 故符合設計要求。 表3-3摩擦片的相關參數(shù) 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 180mm 100mm 1.2 3.5 0.4MPa 第4章 膜片彈簧的設計 4.1膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇 4.

19、1.1 截錐高度H與板厚h比值和板厚h的選擇 為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H/h 一般為1.5~2.0，板厚 h 為2～4 mm 。 取h = 2.5 mm ，H/h =1.7 ，即 H = 1.7h =4.25 mm 4.1.2自由狀態(tài)下碟簧部分大端R、小端r的選擇和比值 研究表明。R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲受直徑誤差的影響越大，且應力越高。根據(jù)結構布置和壓緊力的要求。R/r一般為1.20～1.35 。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，拉式膜片彈簧的R值宜為大于或等于。即 摩擦片外徑徑180mm 取R=80mm 取， 4

20、.1.3膜片彈簧起始圓錐底角的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角α與內(nèi)截錐高度H關系密切， ，α一般在9～15范圍內(nèi)。 ，符合要求。 4.1.4 分離指數(shù)目n的選取 分離指數(shù)目n常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12 。取分離之數(shù)目n =18 。 4.1.5 膜片彈簧最小端內(nèi)半徑及分離軸承作用半徑 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。應該大于。 4.1.6 切槽寬度δ1、δ2及半徑 取δ1＝3.3mm, δ2=10mm, 滿足r->=δ2,則，故?。?0mm。 4.1.7 壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1的確定 R

21、1和r1需滿足下列條件： ， 故選擇R1＝75mm， r1＝62mm. 4.1.8膜片彈簧材料 制造膜片彈簧用的材料，應具有高的彈性極限和屈服極限，高的靜力強度及疲勞強度，高的沖擊強度，同時應具有足夠大的塑性變形性能。按上述要求，國內(nèi)常用的膜片彈簧材料為硅錳鋼60Si2MnA或50CrVA。 4.2膜片彈簧的彈性特性曲線 碟形彈簧的載荷F與變形量彈性公式: （4-1） E—鋼片彈性模量，鋼E=206Gpa －泊桑比,鋼=0.3 表4-1碟形彈簧系數(shù) D/d A C C 1.3 0.388 1.044

22、1.092 1.4 0.464 1.062 1.135 1.5 0.523 1.098 1.178 1.6 0.571 1.124 1.219 1.7 0.612 1.149 1.260 由于D/d在1.3~1.4之間，所以 工作點B 把上述數(shù)據(jù)代入碟形彈簧的載荷F與變形量彈性公式用Matlab編輯程序可得膜片彈簧彈性曲線圖4-1：λ 圖4-1膜片彈簧彈性曲線 表4-2膜片彈簧的相關參 截錐高度H 板厚h 分離指數(shù)n 圓底錐角 4．25mm 2.5mm 18 12.2 第5章 扭轉減振器的設計 扭

23、轉減振器主要由彈性元件（減振彈簧或橡膠）和阻尼元件（阻尼片）等組成。 彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，改變系統(tǒng)的固有振型，盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振。阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。 5.1扭轉減振器主要參數(shù) 目前，在柴油機汽車中廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉減振器 。三級非線性減振器的扭轉特性如圖5-1所示。 圖5-1三級非線性減震器扭轉特性曲線 5.1.1極限轉矩 極限轉矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂切口之間的間隙時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用是的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般

24、可取 對于商用車，系數(shù)取1.5，計算得 5.1.2扭轉角剛度 為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭角轉剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉速范圍內(nèi)。 由經(jīng)驗公式初選 ，，故取的值為3000N.m/rad。 5.1.3 阻尼摩擦轉矩 由于減震器扭轉剛度受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內(nèi)最有效的消振，必須合理選擇減震器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩。一般可按公式初選 取 5.1.4 預緊轉矩 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是不應該大于，否則在反向工作時，扭轉減

25、震器將提前停止工作，故滿足以下關系： 且，而，則初選 5.1.5 減振彈簧的位置半徑 的尺寸應盡可能大些，一般取,則取=,取為35mm. 5.1.6 減振彈簧個數(shù) 當摩擦片外徑D250mm時， =4～6 故取=6 5.1.7 減振彈簧總壓力F 當減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值Tj時，減振彈簧受到的壓力F為 (5-1) 5.1.8 極限轉角 減震器從預緊轉矩增加到極限轉矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉角為 (5-2) 式中，為減震彈簧的工作變形量。 通常取3~12度，對汽車平順性要求高或者發(fā)動機

26、工作不均勻時，取上限。本次設計車型取。 5.2 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。 5.2.1 減振彈簧的分布半徑 的尺寸應盡可能大些，一般取=(0.60～0.75)d/2，式中，d為離合器摩擦片內(nèi)徑，故=0.7d/2=0.7100/2=35(mm)，即為減振器基本參數(shù)中的 5.2.2單個減振器的工作壓力P (5-3) 5.2.3 減振彈簧尺寸 1）彈簧中徑Dc 其一般由布置結構來決定，通常 Dc=11～15mm 故取Dc=12mm 2）彈簧鋼絲直徑d d===3.92mm

27、 (5-4) 式中，扭轉許用應力可取550～600Mpa,故取為580Mpa d取4 mm 3）減振彈簧剛度k 應根據(jù)已選定的減振器扭轉剛度值及其布置尺寸R1確定，即 (5-5) 4）減振彈簧有效圈數(shù) (5-6) 5）減振彈簧總圈數(shù)n 其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間的關系為 n=+(1.5～2)=6 6）減振彈簧最小高度 (5-7) 7）彈簧總變形量 (5-8) 8）減振彈簧總

28、變形量 (5-9) 9）減振彈簧預變形量 (5-10) 10）減振彈簧安裝工作高度 (5-11) 11）從動片相對從動盤轂的最大轉角 最大轉角和減振彈簧的工作變形量有關，其值為 (5-12) 12）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙 ，式中，為限位銷的安裝尺寸。值一般為2.5～4mm。 所以可取為3mm, 為41mm。 13）限位銷直徑 按結構布置選定，一般＝

29、9.5～12mm?？扇?0mm 表5-1扭轉減振器相關參數(shù) 極限轉矩Tj 阻尼摩擦轉矩Tμ 預緊轉矩Tn 減振彈簧的位置半徑R0 減振彈簧個數(shù)Zj 240Nm 18Nm 18 Nm 35mm 6 第6章 離合器主要零部件的結構設計 6.1從動盤轂的設計 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對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)動機的最大轉矩T來選擇，相關參數(shù)如表6-1所示： 表6-1從動盤轂相關參數(shù) 摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動機最大轉矩T/(Nm) 花鍵尺

30、寸 擠壓應力/MPa 齒數(shù)n 外徑D’/mm 內(nèi)徑d’/mm 齒厚t/mm 有效尺長l/mm 180 180 10 35 28 4 35 10.2 6.2從動片的設計 從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求： 1. 從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 2. 從動盤應具有軸向彈性，使離合器結合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。 3. 應安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 本次設計初選從動片厚度為1.8mm。 6.3離合器蓋結構設計的要求 1. 應具有足夠的剛度，否則影響離合器的工作特性

31、，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。 2. 應與飛輪保持良好的對中，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具有高的尺寸精度。 4. 為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風扇片等。 乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。 本次設計初選08鋼板厚度為3mm 6.4壓板的設計 對壓盤結構設計的要求: 1. 壓盤應具有較大的質量,以增大熱容量，減小溫，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可以采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤

32、。 2. 壓盤應具有較大剛度，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 。選18mm。 3. 與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于15～20 gcm 。 4. 壓盤高度(從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。 5. 壓盤形狀較復雜，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。 壓盤厚度選18mm。 6.5壓板的結構設計與選擇 t =

33、 (6-1) m = = (6-2) t==3.09 式中，W為汽車起步時離合器結合一次所產(chǎn)生的總滑磨功，W=10251J γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤. γ=0.5； m為壓盤質量(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225； 為摩擦片內(nèi)徑取150； 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。 第7章 離合器軸的選

34、取與校核 離合器軸與從動盤盤轂相配合，所以所選參數(shù)與從動盤盤轂一致，及表7-1所示： 表7-1離合器傳動軸 摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動機最大轉矩T/(Nm) 花鍵尺寸 擠壓應力/MPa 齒數(shù)n 外徑D’/mm 內(nèi)徑d’/mm 齒厚t/mm 有效尺長l/mm 180 180 10 35 28 4 35 10.2 7.1離合器軸的扭轉強度校核 (7-1) D—離合器軸危險斷面的外徑,如是花鍵軸取其平均直徑. d—離合器軸危險斷面的內(nèi)徑 K—應力集中系數(shù):對花鍵﹑橫孔﹑環(huán)槽K=2，對平緩過渡K=1.1 符合扭轉強度要求。 7.2

35、離合器花鍵軸剪切強度校核 (7-2) D﹑d—花鍵外﹑內(nèi)徑，b—花鍵的寬度 L—從動盤輪轂的長度 Z—花鍵的齒數(shù) 符合剪切強度要求 7.3離合器軸的花鍵擠壓強度校核 (7-3) 滿足擠壓強度要求 參考文獻 [1].徐石安,江發(fā)潮.汽車離合器/汽車設計叢書 [M].北京：清華大學出版社,2010 [2].王望予.汽車設計[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2011 [3]. 濮良貴，紀名剛.機械設計第八版[M].北京：高等教育出版社，2010 [4].陳家瑞.汽車構造[M].北京：人民交通出版社，2009 [5].劉惟信.汽車設計 [M].北京：清華大學出版社,2011 [6].鞏云鵬，田萬祿，張祖立，黃秋波.機械設計課程設計[M].沈陽：東北大學出版社,2010 致謝： 感謝教研室安排了這次離合器設計，它讓我學到了很多東西，也認識到了自身上的很多不足。更要感謝我們的導師劉老師的細心指導，使我能順利完成了這次設計。