【正文】 ，并防止傳動系過載，應使 ≤β≤，在前面參數選取中，我們選取 β=，符合此約束條件。 離合器摩擦力矩根據摩擦定律可表示為： Tc=fFZRc (24) 式中， Tc靜摩擦力矩； f摩擦面間的靜摩擦因素，計算時一般取 ～ ；選取 f= F壓盤施加在摩擦面上的工作壓力； Rc 摩擦片的平均半徑； Z摩擦面數，是從動盤的兩倍； 所以， Z=2 假設摩擦片上工作壓力均勻，則有： F= P0 A= P0π(D2d2)/4【 1】 （ 25） 式中， P0摩擦片單位壓力； A一個摩擦面面積； D摩擦片外徑； d摩擦片內徑 . 摩擦片的平均半徑 Rc 根據壓力均勻的假設，可表示為： Rc =(D3d3)/{3*(D2d2)} （ 26） 當 d/D≥ 時， Rc 可相當準確的有下式計算： Rc =（ D+d） /4 (27) 因為 d=175mm、 D=300mm，所以 d/D=≦ ，則 Rc 用（ 26）式計算 Rc =(D3d3)/{3*(D2d2)} = （ 30031753） /{3*（ 30021752） }=（ 270000005359375）/{3*（ 9000030625） } = mm 將（ 25）、（ 26）式代入（ 24）得： Tc=π fZ P0(D2d2)（ D+d） /16 （ 28） 為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的，設計時 Tc 7 應大于發(fā)動機的最大轉矩，即 Tc =βTemax （ 29） 式中， Temax= Nm 為發(fā)動機最大轉矩； β= 為離合器的后備系數。因為該車型為輕型貨車，取 ? =。 接位置的確定： 模板轎車的鉚接位置為 R1= 與 R2=85mm 225/=300/R1，則 R1= mm，取為： R1=137 mm 150/85=175/R2，則 R2= mm，取為： R2=99 mm 鉚釘的校核如下： 平均每顆鉚釘所受的最大剪切力 Fmax： NnR aTF e 3m a xm a x ????? ?【 1】 根據鉚釘所受的 Fmax ，分別校核鉚釘的抗剪強度和從動片的抗壓強度： ? ???? ?? mdF20max4【 1】 ? ?pp dF ??? ?? 0max【 1】 式中： dO為鉚釘孔直徑， mm； m 為每個鉚釘的抗剪面數量； 5 ?為被鉚件中較薄板的厚度， mm； 根據相關已知參數，可得， ? =1mm， m=2；選取的鉚釘直徑 dO=4mm， ??? =115Mpa，??p? =430Mpa。所以 maxeD TKD ??【 1】 = 17*√ ≈296 mm 按 maxe? 初選 D 以后，還需注意摩擦片尺寸的系列化和標準化，表 21為我國摩擦片尺寸標準。 3 1. 離合器基本參數及尺寸的確定 摩擦片的外徑 D及其他尺寸的確定 當按發(fā)動機最大轉矩 maxe? （ N 關鍵詞：離合器、膜片彈簧、設計、校核 2 引 言 對于以內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連的總成。 交通與汽車工程學院 課程設計說明書 課 程 名 稱 : 汽車設計課程設計 課 程 代 碼 : 8203381 題 目 : 輕型載重車 膜片彈簧離合器設計 （后備功率大） 年級 /專業(yè) /班 : 2022 級 /車輛工程 學 生 姓 名 : 學 號 : 開 始 時 間 : 2022 年 12 月 19 日 完 成 時 間 : 2022 年 01 月 06 日 課程設計成績： 學習態(tài)度及平時成績（ 30） 技術水平與實際能力（ 20） 創(chuàng)新（ 5） 說明書（計算書、圖紙、分析報告）撰寫質量（ 45） 總 分（ 100） 指導教師簽名： 年 月 日 1 目 錄 摘要 ………………………………………………………………………………… 2 引言 ………………………………………………………………………………… 3 1 離合器基本參數及尺寸的確定 …………………………………………………4 D及其他尺寸的確定 ………………………………………… 4 …………………………………………………… 5 P0的確定 …………………………………………………………… 6 2 離合器基本參數的約束條件 …………………………………………………… 7 3 離合器主要零部件的設計計算 ………………………………………………… 9 ………………………………………………………………… 9 ……………………………………………………………………… 15 ………………………………………………………………… 17 …………………………………………………………………… 18 4 操縱機構設計計算 ……………………………………………………………… 24 ………………………………………………………… 24 ……………………………………………………… 24 ………………………………………………………………… 25 …………………………………………………………………… 25 5 參考文獻 ………………………………………………………………………… 27 6 致謝 ……………………………………………………………………………… 28 摘 要 本次課程設計確定了 離合器的基本參數及尺寸，及其約束條件。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。m）來確定 D 時，有下列公式可作參考： ATD e /100 m ax?【 1】 （ 22） 式中 A 反映了不同結構和使用條件對 D 的影響，在確定外徑 D 時，有下列經驗公式可供初選 時使用： maxeD TKD ??【 1】 （ 23） 輕、中型貨車：單片 KD=～ 雙片 KD=～ 本次設計所設計的是輕型貨車（ Temax/nT 為 表 21 離合器摩擦片尺寸系列和參數 外徑/Dmm 內徑/dmm 厚度/hmm 內外徑之比 /dD 單位面積 2/F mm 160 110 10600 180 125 13200 200 140 16000 4 225 150 22100 250 155 30200 280 165 40200 300 175 46600 查出本車將使用單片式離合器，且離合器摩擦片外徑為 296mm。將各項數值代入公式得到： ? ????? ??????? MpamdF 220m a x ? ?pp MpadF ??? ????? a x 所以，所選鉚釘能夠滿足使用要求。因此有離合器的轉矩容量 Tc=? maxc? =*= Nm 單位壓力 P 的確定 摩擦面上的單位壓力 P0 值和離合器本身的工作條件，摩擦片的直徑大小，后備系數，摩擦片的材料及質量等因素有關。 把（ 28）式代入（ 29）式得： P0=16βTemax/*πfZ (D2d2) (D+d)] P0 = 16**{**2*（ ） (+)} = MPa 代入各參數可得 P0= 所以所得 P0 在石棉基材料單位壓力范圍內，所以我們選取的材料及單位壓力 P0 符合設計要求。 ，摩擦片內徑 d 必須大于減振器彈簧位置直徑 2Ro 約 50mm，即 d＞ 2Ro+50 。 ，防止摩擦片損傷，單位壓力 P0對于 8 不同車型，根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取， P0為 ～ 。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的 R 值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑 Rc。在 15~9 176。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，一般 ?B1? (～ ) H1? ， ε =～ ，取 ε =，則 HHB 111 ???? ??? 10 以保證摩擦片在最大磨損限度 ?? 范圍內壓緊力從 BF1 到 AF1 變化不大。 λ1f= Zc*ΔS, ΔS 為徹底分離時，每對摩擦片面之間的間隙。汽車離合器的膜片彈簧的分離指的數目要大于 12 個，一般在 18 左右取整偶數，以方便于生產制造時好利用模具分度；切槽寬1? 一般在范圍 mm5~3 之間；窗空寬 12 )3~( ?? ? ，其半徑 2)~( ??? rrc 。 膜片彈簧小端內半徑 0r 確定 由表 31 可得知花鍵尺寸 D=40mm。國內常用的碟簧材料的為 60 2Si MnA ，當量應力可取為216 00 ~ 17 00 /N mm。 （a）自由 12 狀 00000000000000 圖 42 膜片彈簧在離合器接合和分離狀態(tài)時的受力以及變形 用 VB 語言編寫程序，把初選的各參數值代入該程序繪制膜片彈簧彈性特性曲線圖。 （ 2）為保證各工作點 A、 B、 C 有較合適的位置，應使 λ1B/λ1H=～ 13 即 ≤（ Rr） λ1B/[（ R1r1） H+≤ λ1B= 則（ Rr） λ1B/[（ R1r1） H]=(12098)[（ 119103）]= 符合設計要求。 （ 5） 彈簧各 部分有關尺寸比值符合一定的范圍，即 ≤R/r≤ 70≤2R/h≤100 ≤R/rO≤ 根據所確定的參數可得 R/r=120/98=， 2R/h=2120/3=80、 R/rO =120/30=4 都符合上述要求。符合上述要求。由參考文獻 [1]P65 可知 B 點的應力 σtB 為 σtB=E/（ 1－ μ2） /r{(er) φ2/2－ [（ er） α+h/2+φ}【 1】 令 σtB 對 φ 的導數等于零 ,可求出 σtB 達到極大值時的轉角 φP φP=α+h/(er)/2 自由狀態(tài)時碟簧部分的圓錐底角 α= rad。P64 式（ 216）可知： F2=(R1r1) F1/（ r1 rf） 式中 rf=35mm 為分離軸承與分離指的接觸半徑； F1 等于壓盤工作壓力 F1B=（ N）。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理。 膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。10分。分離指數 18n? ，切槽寬 δ1=，窗孔槽寬 δ2=10mm， re=80mm， r0=30mm, fr =35mm，R1=119mm， 1r =103mm。 通過摩擦片的內、外徑尺寸來確定壓盤的內外徑： 壓盤外徑 =D+（ 2～ 5） =300+(2～ 5)=302～ 305,取 304 mm，壓盤內 17 徑 =d（ 1～ 4） =175（ 1～ 4） =174～ 171，取 172 mm。 壓盤凸臺高度的確定 在前面繪制的膜片彈簧彈性特性曲線中，可知 H1 ?? ?? mm， 18 1Hc1 ???? ??? mm。 壓盤溫升的校核 通常由灰鑄鐵 HT200（密度 10179。對單片離合器， γ=； m—壓盤的質量 7 21023 0 23233322????????? ?????? ???????? ??????????????? ????????????????? ???dD??kg； c—壓盤的比熱容，鑄鐵的比熱容為 kgJ /( ℃ )； W—滑磨功。 由此可計算得 J4 8 6 4 6 01 8 0 01 5 0 0W 22 222 ????????????? ? 單位摩擦面積的滑磨功： ? ? ? ? ? ? 2222221 mm/?????? ???? ?? ? 所以滑磨功符合設計要求。在設計中應特別注意以下幾個問題： 1）剛度問題 20 一般轎車的離合器蓋通常用厚度約為 ～ 的