新型膜片式离合器结构设计及三维仿真

毕业设计（论文）题目：新型膜片式离合器结构设计及三维仿真学生姓名：XXXXX学号：XXXXXX所在学院：机械与电子工程学院专业班级：XXXXX届别：XXXX指导教师：XXXXX皖西学院本科毕业设计（论文）创作诚信承诺书1.本人郑重承诺：所提交的毕业设计（论文），题目《基于电子商务下的汽车营销策略探讨》是本人在指导教师指导下独立完成的，没有弄虚作假，没有抄袭、剽窃别人的内容；2.毕业设计（论文）所使用的相关资料、数据、观点等均真实可靠，文中所有引用的他人观点、材料、数据、图表均已标注说明来源；3.毕业设计（论文）中无抄袭、剽窃或不正当引用他人学术观点、思想和学术成果，伪造、篡改数据的情况；4.本人已被告知并清楚：学校对毕业设计（论文）中的抄袭、剽窃、弄虚作假等违反学术规范的行为将严肃处理，并可能导致毕业设计（论文）成绩不合格，无法正常毕业、取消学士学位资格或注销并追回已发放的毕业证书、学士学位证书等严重后果；5.若在省教育厅、学校组织的毕业设计（论文）检查、评比中，被发现有抄袭、剽窃、弄虚作假等违反学术规范的行为，本人愿意接受学校按有关规定给予的处理，并承担相应责任。学生（签名）：日期：年月日目录第1章绪论 41.1研究目的 41.2研究背景 41.3研究状 51.4系统描述与设计要求 6离合器结构方案分析 92.1从动盘数 92.2膜片弹簧离合器（图2.1） 102.3操纵机构的选择 122.4离合器的通风散热 122.5压盘的驱动方式 132.6分离轴承的类型的选择 13离合器主要参数的选择 143.1摩擦片外径及其它尺寸的确定 143.2离合器后备系数的确定 153.3单位压力P的确定 163.4摩擦片的Pro/E绘图过程 17离合器主要部件的设计与计算 194.1膜片弹簧的设计 194.2压盘的设计 264.3离合器盖的设计 284.4传动片的设计 29第5章扭转减振器设计 315.1扭转减振器的功能 315.2扭转减振器的结构类型的选择 315.3扭转减振器的参数确定 325.4减振弹簧的尺寸确定 345.5扭转减振器的Pro/E绘图过 35第6章离合器的操纵机构 36

第1章绪论1.1研究目的膜片弹簧离合器是现在应用最广的汽车离合器,但从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片离合器结构正在逐渐的向拉式膜片弹簧离合器结构发展。本文立足国内，以最常用的轿车膜片弹簧离合器设计设计为例，希望能起到抛砖引玉的作用，使我国离合器的自主开发能力及产品设计水平进一步提高。对现有的推式和拉式膜片弹簧离合器进行分析研究，并对部分结构进行改进，使设计的离合器力求突出两个特点，具有较高的性能和较低的成本。所以就选择进行拉式膜片弹簧离合器结构设计。1.2研究背景伴随着汽车发动机转速、功率不断提高和汽车电子技术的持续高速发展，人们对离合器的性能要求也越来越高。离合器是汽车传动系中与发动机直接相连接的总成，它主要就是用来切断和实现对传动系统的动力传递，以保证汽车在起步时使发动机和传动系平顺地接合，从而确保汽车平稳起步；换挡时使发动机与传动系分离，并减少变速器换挡齿轮之间的冲击；在工作中乘受到大的动载荷时，能很好的限制传动系所承受的最大转矩，从而防止传动系各零件会因过载而损坏；能有效地降低传动系中的振动和噪声。从离合器工作性能的角度来看，传统的推式膜片弹簧离合器逐步地向拉式膜片弹簧离合器发展，传统的操纵形式向自动操纵的形式发展。所以提高离合器性能的可靠性和延长它的使用寿命，增加离合器传递转矩并适应发动机的高转速的能力和简化操纵，已经成为离合器的发展趋势。1.3研究现状2000年以前，我国基本上是摩擦式离合器一枝独秀，2000年以后，随着汽车逐渐向舒适性和环保节能的要求转变，加上国外先进传动技术的相继研发和引进，我国摩擦式离合器作为传动部件的垄断地位逐渐被打破。目前，我国离合器技术发展也由传统摩擦弹簧离合器向多种传动技术方式的发展。螺旋弹簧离合器基本上即将退出市场，膜片弹簧已经成为我国目前离合器的主流技术。膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器。因其作为压簧，可以同时兼起分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，质量减少，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次，由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，使压力分布均匀。另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性，故能在从动盘摩擦片磨损后，弹簧仍能可靠的传递发动机的转矩，而不致产生滑离。离合器分离时，使离合器踏板操纵轻便，减轻驾驶员的劳动强度。此外，因膜片弹簧是一种对称零件，平衡性好，在高速下，其压紧力降低很少，而周布置弹簧离合器在高速时，因受离心力作用会产生横向挠曲，弹簧严重鼓出，从而降低了对压盘的压紧力，从而引起离合器传递转矩能力下降。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得到广泛运用，而且正大力扩展到载货汽车和重型汽车上。所以由此可以看出，对于膜片弹簧离合器的设计研究在改善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。在生产的现状上，为了满足国内汽车配套的需要，上世纪几个厂家先后从国外引进了膜片弹簧设计与制造技术。但由于技术与资金的有限，以及缺乏长期高额投资的能力，与国外先进产家相比仍有相当大的差距。在产品质量上，由于我国基础工业相对比较弱，原材料不能满足技术要求，同时又因为各厂家生产纲领小，高效、高精度设备采用较少也严重影响产品质量。在生产规模上，由于受汽车市场，制造工艺和装备的制约，我国的生产规模与国外先进厂家相差甚远。在技术水平上，因为引进产品品种比较窄，产品技术比较落后，并同时在技术消化、技术积蓄、技术发展等方面未作大的投入，缺乏独立自主开发能力，所以不能形成系列化产品。在生产管理上，由于国内离合器厂家大多数起点比较低，常出现生产与销售市场脱节，生产线上紊乱无序等现象。通过以上几个方面分析，可以发现我国汽车离合器行业危机四伏，在国际竞争中处于劣势。1.4系统描述与设计要求离合器是传动系统中直接与发动机相连接的装置，它的作用是平稳接合、切断发动机和传动系之间的动力传递，包括主动部分、从动部分、压紧装置、分离机构和操纵机构五部分组成。见图1.1。图1.1离合器总成1-轴承2-飞轮3-从动盘4-压盘5-离合器盖螺栓6-离合器盖7-膜片弹簧8-分离轴承9-轴离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮2和压盘借摩擦作用传给从动盘3，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒和分离轴承8，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖5上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘3两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘3压紧在飞轮上2，这样发动机的扭矩又传入变速器。所以为了确保离合器具有良好的性能，这种离合器设计使得以下基本要求:在任何行驶条件下，都可靠地传递出发动机的最大转矩。联合时平顺保证车启动无震动和冲击。迅速和彻底分离。驱动部分的转动惯量小，减轻换挡时打击。好的吸附能力和通风效果，保证离合器的使用寿命。避免传动系统扭转共振，具有吸收振动和减轻影响的能力。操纵轻便和准确。压力对压盘和摩擦磨擦系数的材料尽可能小，确保性能稳定的转变过程中。应具有足够的强度和更好的平衡。应该是结构简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。1.5论文设计内容和Pro/E软件运用根据汽车总体设计要求对离合器进行匹配设计，设计离合器所需该轿车相关数据如表1.1。所以本次毕业设计可以从以下几个步骤进行设计工作：1.离合器的结构方案分析2.摩擦式离合器参数的选择及计算。3.离合器零件的设计计算4.扭转减振器设计5.离合器操纵机构设计6.运用Pro/Engineer绘制离合器装配图表1.1东风标致-标致508整车参数项目参数汽车的驱动形式4×2最高车速=200km/h发动机最大功率及转速=108KW=6000r/min发动机最大转矩及转速=200N·m=4000r/min长*宽*高(mm)4826*1855*1465前轮胎规格215/60R16后轮胎规格215/60R16215/60R16燃料形式汽油整备质量m=1541KgPro/Engineer软件是一个美国的一体化的三维软件，特别是在国内产品设计领域占据重要位置。Pro/设计可以加速复杂和庞大的顺序的组件的设计，这些工具可以轻松地生成的程序集的层次结构，其职能是：1．3D装配图的连接层次等级设计；2．整体与局部的尺寸、比例和基准的确定；3．情况研究-参数化详细草图绘制；4．组装：允许使用3D图块表示零组件的定位和组装零件位置；5．自动组装。离合器结构方案分析2.1从动盘数表2.1片数特点传递转矩能力接和平顺从动部分转动惯量分离彻底散热能力轴向尺寸结构踏板力应用单片小较差小好好小简单大轿车、微、轻型货车双片大较好大较差较差大复杂小中、重型货车选择单片摩擦离合器。表2.1显示了单片摩擦离合器和它的结构是相对简单，调整也是更方便，完全分离，轴向体积小、更好的散热。这种离合器是一辆轿车设计对象，所以，都可以选择的单片摩擦离合器是更合适。2.2膜片弹簧离合器（图2.1）膜片弹簧需要尺寸精度高和材料和制造工艺更复杂。但近年来，膜片弹簧离合器是在轿车得到了广泛应用，也广泛应用于轻、中型和重型货车和巴士.图2.1膜片弹簧离合器结构图膜片弹簧由支承形式的不同可分成拉式与推式两种，如图2.2,2.3。拉式膜片弹簧离合器较推式离合器有更多优点，表2.3所示。图2.2图2.3

表2.3特点形式拉式推式备注结构简单复杂拉式无中间支持件及支持环数少质量少大零件少多压紧力大小传递转矩大小离合器盖变形小大分离效率高杠杆比大小操纵轻便略沉重所以综上所述本设计采用拉式膜片弹簧。2.3操纵机构的选择液力操纵机构具有摩擦阻力小，转动效率高，质量小，布置方便，便于采用吊挂踏板，驾驶室容易密封，发动机的振动和车架或驾驶室的变形不会影响其正常工作，离合器接合柔和等优点。综上所述，本次设计选用液压式操纵机构2.4离合器的通风散热实验表明，离合器的磨损是随温度的升高而增大的，当压盘工作表面温度超过一定温度时，摩擦片磨损急剧增加。为了使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够的重量以保证足够的热容量外，还要求通风散热性良好。改善离合器的通风措施有：1）在压盘上设置散热筋；2）在离合器盖上开较大的通风口，在离合器外壳上设有通风窗；2.5压盘的驱动方式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同带动从动盘转动，所以他应与飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由作轴向移动。压盘的驱动方式主要有凸块—窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种。前三种的共同缺点是在连接件之间有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是最近广泛采用的驱动方式。采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求又有利于压盘定中。弹性传动片驱动方式简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。故本次选用弹性传动片式。2.6分离轴承的类型的选择分离轴承和支持总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作中主要承受轴向分离时，他那个是还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。目前国外以采用角接触推力轴承，采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平断面或凹弧形端面。本次设计选用推力球轴承。离合器主要参数的选择设计方案的选定引擎参数:发动机最大转矩200N.m；发动机最大功率为108KW，转速6000r/min。3.1摩擦片外径及其它尺寸的确定发动机的扭矩是一个重要的参数，发动机最大扭矩（N.m）来选定D，为摩擦片直径系数，取值见表3.1,由下列公式可得：D=(3-1)表3.1参数车型直径系数轿车14.6货车单片16.0～18.5双片13.5～15.0重型货车22.5～24.0取=14.6代入数据D=14.6×√199=206.48mm由表3.2可取，外径D=225㎜，径d=150mm厚度h=3.5mm内径与外径比值C′=0.667。表3.2离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/㎜160180200225250280300325350380405430内径d/㎜110125140150155165175190195205220230厚度/㎜3.53.54444=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5350.5321－0.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位面积/10613216022130240246654667872990810373.2离合器后备系数的确定1.考虑以下因素，β不宜选取过大。（1）防止传动系过载；紧急接合离合器，T传≥（2~3）Temax

不松开离合器、紧急制动，T传=（15~20）Temax(2)为确保那小离合器的大小，结构简单。(3)减少踏板力，能使光的操纵。(4)发动机是越多的缸数，β可取小的，可以顺利使转矩。(5)一个稳定的压紧力，膜片弹簧离合器可以是小的。2.下列因素需要β应该不会选择太小。(1)为防止离合器滑磨过量的导到寿命下降；(2)后衬片的磨损，仍然可以可靠地传输，Temax，β以采取更大。(3)有拖挂，使用条件恶劣、开始提高起步能力；（4）柴油机因工作粗暴，转矩不平稳，β宜取大些。车型β轿车、微、轻型货车1.20～1.75中、重型货车1.50～2.25越、牵引车1.80～4.00表3.3离合器后备系数β的取值范围本设计的是轿车用离合器，因为在使用过程中离合器摩擦片的磨损工作压力不会变小，所以小轿车的离合器都采用膜片弹簧离合器，故使用条件取小值为好，由表3.3可选定其后备系数=1.3。3.3单位压力P的确定表3.4影响p0取值的因素要求p0备注工作条件离合器使用频率时取小如农村、市区发动机后备功率小取小外径衬片D大时取小线速度提高、磨损增加后备系数β较大取大滑磨功小、磨损速度下降表3.4初选=1.30。已经确定摩擦片的基本尺寸：外径D=225mm内径d=150mm，厚度h=3.5mm，内径与外径比值C′=0.667。运用公式（3.2）可以校核单位压力P：（3.2）1.3×200=×0.3×2×p0×0.253×0.703则p0=0.151MPa式中：Z为摩擦面数，对单片离合器取2f为摩擦系数，0.25~0.30；可取f=0.3又由表3.5中的查得：即是摩擦面上的单位压力P＜[P].石棉基材料单位压力[p]=0.15~0.35Mpa，也因此上述各基本结构参数合适。表3.5摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力/Mpa石棉基材料模压0.15~0.25编织0.25~0.35粉末冶金材料铜基0.35~0.50铁基金属陶瓷0.70~1.503.4摩擦片的Pro/E绘图过程首先画出一个环形的盘体，先建立一个平面的俯视图样，再将其拉伸,然后在盘体上剪切出孔并进行阵列如图3.1所示。图3.1摩擦片的Pro/E图离合器主要部件的设计与计算4.1膜片弹簧的设计4.1.1膜片弹簧基本参数选择H/h的选择膜片弹簧结构示意图见图4.1。图4.1膜片弹簧示意简图H/h比在原始的碟形弹簧及弹簧板厚度比的h截的锥高度h。所以不同的H/h比可以得到不同的特性曲线。载荷F与变形的λ的的关系如图4.2所示：①当时，变形λ随着载荷F增加也不断增加；②当时，弹簧特性曲线在直道时变形增大，负载保持不变；③当时，负荷随着变形增大的降低，所以曲线有一段负刚度区域。④当时，有更大的负刚度区域；⑤当时，在那个时候，会有负面的负载的地区。H/h=1.5~2.0。常用的膜片弹簧板厚为2～4mm，本设计取，h=3mm，则H=6mm。1.2.3.4.5.图4.2膜片弹簧的弹性特性曲线2R/r选择夹紧力和离合器膜片弹簧基于结构布局要求，范围值R/r经常在1.20～1.30。经过的分析，R/r，规模较小、较高的压力、更多硬弹簧、弹性曲线受直径较大的误差。本设计中取，摩擦片的平均半径mm，对于拉式，取mm则mm取整mm则。3圆锥底角α汽车膜片弹簧处于自由状态时，圆锥底角α一般在°范围内，本设计中得°在°之间，合格。4膜片弹簧小端半径r及分离轴承的作用半径rr＞r,由表4.1可知花键外径D=32㎜，如果要使2r＞D，必须要取r=25㎜，r=28㎜表4.1离合器从动盘毂花键尺寸系列摩擦片外径D/mm花键尺寸挤压应力σj/Mpa齿数N外径D′/mm内径d′/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm1601023183201018010262132011.820010292342511.322510322643011.525010352843510.428010353244012.730010403254010.732510403254511.635010403255013.25分离指数目n、切槽宽、窗孔槽宽、及半径r汽车离合器膜片弹簧的分离指数目必须n＞12，一般在18左右，大多采用偶数，本设计所取分离指数为18。mm，mm，应满足的要求。参考表4.2，便于制造时模具分度切槽宽≈3㎜，≈10㎜，窗孔半径r一般情况下由（r－r）≈(0.8～1.4),所以取r－r=1=10㎜可取n=18,≈3㎜，≈10㎜,r=84表4.2一些车型膜片弹簧的分离爪数n、切槽宽、及半径车型n（㎜）（㎜）r－（㎜）丰田183.2911北京BJ751183.21113上海SH771183.21112.5雪佛兰183.21010综合上面的，膜片弹簧的基本参数可列出表4.3：表4.3膜片弹簧的系列参数H=6mmh=3mmR=118mmr=94mm=84mm=3mm=25mm=28mm4.1.2绘制膜片弹簧的特性曲线根据工作压力F1和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形λ1关系式（4.4）引用自<汽车设计>(张炳力)画出F1——λ1特性曲线。设，则（4.5）已知，，把数值代入得，由不同的计算出的及和，结果列表如下：表4.4载荷F与变形λ之间的关系21.8962.00.0710.1310.2200.2740.3020.3100.3070.2990.2950.3120.328/mm0.210.420.841.261.682.152.522.943.363.984.20/N8121494250831293443353934993414336735593743画出F1——λ1特性曲线，如图4.3。图4.3膜片弹簧的F1-λ1弹性特性曲线4.1.3确定膜片弹簧的工作点位置可取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为由上图：校核后备系数：当离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为压盘的行程，故当离合器刚开始分离时,压盘的行程，当摩擦片磨损后，它的最大磨损量为，故4.1.4求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷F2膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力F2时膜片弹簧压盘接触处的变形λ1和F2的关系式:（4.6）引用自<汽车设计>(张炳力)取则得=1037N4.1.5求分离轴承的行程λ2由引用自汽车设计(张炳力)，取得，宽度系数在F2力作用下膜片弹簧的小端变形λ2由两部分组成：因分离指受F2力作用由引用自汽车设计(张炳力)知，引起的弯曲附加变形以及在F2力作用下，即（4.7）引用自<汽车设计>(张炳力)代人有关数值，得，则4.1.6膜片弹簧强度校核当离合器彻底分离时，膜片弹簧的大端的最大变形。（4.8）引用自<汽车设计>(张炳力)代人有关数值，得<[]=1700故满足强度要求。4.1.7膜片弹簧材料及制造工艺为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。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，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA等优质高精度钢板材料。4.1.8膜片弹簧的Pro/E绘图过程先拉伸出一个整体的外形，然后对其进行抽壳处理,最后把不需要的部分剪切出去，留下分离指如图4.4所示：图4.4膜片弹簧的Pro/E图4.2压盘的设计4.2.1压盘结构设计的要求:1)压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。2)压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为15～25mm。3)与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于15～20g·cm。4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁。一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170～227HBS。4.2.2压盘的结构设计与选择引用自汽车设计(张炳力)t=m==t==式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功，取W=11898Jγ为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘.γ=0.5；m为压盘质量(kg)V为压盘估算面积；c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4J/(kg·)；为铸铁密度，取7800kg/m；为摩擦片外径取200；为摩擦片内径取140；h为压盘厚度，取=15mm；t为压盘温升（）满足压盘温升不超过8~10要求。4.2.3压盘的Pro/E绘图过程首先画出压盘的盘体部分,再在盘体上画出突起并进行阵列，最后画出凸耳如图4.5所示。图4.5压盘的Pro/E图4.3离合器盖的设计离合器设计以下几个问题：（1）离合器的刚度离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为4㎜的低碳钢板（如08钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。（2）离合器的对中问题离合器盖内装有分离杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件，因此它相对与飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作。离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中.4.4传动片的设计常用3-4组，每组2-3片，每个切片厚度0.5-1.0mm，一般由与65锰钢弹簧钢制成。进行挤压应力的强度校核：（3.2）式中：—考虑发动机转矩分配到压盘上的比例系数，取；—这里取3组每组4片；—接触面积，mm2，这里取长为65mm，宽为20mm，所以F=1300mm2。计算得=15.22符合标准。4.5从动盘毂的设计表4.5从动盘毂花键的尺寸摩擦片外径mm齿数n外径mm内径mm齿厚mm有效齿长mm挤压应力M1601023183209.818010262132011.620010292342511.122510322643011.325010352843510.228010353244012.530010403254010.532510403254511.435010403255013.0由表4.5，从动盘毂花键尺寸如下：花键齿数：n=10；花键外径：D=32mm；花键内径：d=26mm；齿厚：B=4mm；有效齿长：l=30mm。由于花键损坏是由于大的表面进行挤压的主窗体的损坏，花键挤压应力的计算。引用自汽车设计(张炳力)有公式：P=式中：d，D-花键的内外径，ｍｍ；Z-从动盘毂的数目；-发动机的最大转矩，N.m；ｎ-花键齿数；ｈ-花键工作高度，ｍ，ｈ＝（D－ｄ）／2；ｌ-花键有效长度，ｍ；P-花键的齿侧面压力。由已知条件：＝15.3M从动盘毂由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa。故所选花键尺寸满足要求。第5章扭转减振器设计5.1扭转减振器的功能为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性一阻尼装置，其阻尼元件用来消耗扭振能量，从而可有效地降低传动系的共振载荷、非共振载荷及噪声。5.2扭转减振器的结构类型的选择减振器的阻尼元件多采用摩擦片，在(图5.1)的结构中阻尼摩擦片的正压力靠从动片与减振盘间的连接铆钉建立。其结构虽简单，但当摩擦片磨损后，阻尼力矩便减小甚至消失。1-从动片；2-从动盘毂；3-摩擦片；4-减振弹簧；5-碟形弹簧垫片；6-压紧弹簧；7-减振盘；8-橡胶弹性元件图5.1减振器结构图5.3扭转减振器的参数确定1、扭转减振器的角刚度Ca≤13（5.1）式中：为极限转矩，按下式计算=（1.5～2.0）（5.2）选取1.5，为发动机最大扭矩，代入数值得=400，Ca≤7273.5本设计初选Ca=7000N·m/raD。2、扭转减振器最大摩擦力矩=（0.06～0.17）（5.3）取=0.15，本设计按其选取=30N·m。3、扭转减振器的预紧力矩选取=（0.05～0.15）=15N·m。4、扭转减振器的弹簧分布半径减振弹簧的分布尺寸R1的尺寸应尽可能大一些，一般取R1=（0.60～0.75）D/2（5.4）其中D为摩擦片内径，代入数值，得R1=56mm。5、扭转减振器弹簧数目可参考表5.1选取，本设计D=225mm，故选取Z=4。表5.1减振弹簧的选取离合器摩擦片外径减振弹簧数目Z225～2504～6250～3256～8325～3558～10>35010以上6、扭转减振器减振弹簧的总压力=（5.5）式中：的计算应按Tj的大者来进行=714.29N。每个弹簧工作压力（5.6）=178.57N。7、从动片相对从动盘毂的最大转角（5.7）=4.528、限位销与从动盘缺口侧边的间隙（5.8）式中：R2为限位销的安装半径，λ一般为2.5～4mm。本设计取λ=3。9、限位销直径一般=9.5～12mm，本设计取=11。10、从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸如图5.2所示。图5.2从动盘窗口尺寸简图一般推荐A1-A=a=1.4～16mm。本设计取a=1.5mm，A=25mm，A1=26.55.4减振弹簧的尺寸确定弹簧的平均直径，通常选取=11～15左右。本设计选取=12。弹簧钢丝直径：（5.9）式中：扭转许用应力=550～600MPa，D1算出后应该圆整为标准值，一般为3～4mm左右。代入数值，得=3.151，符合上述要求。[8]减振弹簧刚度：（5.10）=200.9N/mm减振弹簧的有效圈数：=（5.11）式中：G为材料的扭转弹性模数，对钢=83000N/mm2，代入数值，得=2.946。减振弹簧的总圈数=4.946。减振弹簧在最大工作压力P时最小长度：（5.12）=20.74式中：=0.315为弹簧圈之间的间隙。减振弹簧的总变形量：（5.13）=3.69减振弹簧的自由高度：（5.14）=24.43减振弹簧的预变形量：（5.15）=0.13减振弹簧安装后的工作高度：（5.16）=24.305.5扭转减振器的Pro/E绘图过首先画出减振盘，再画出减振弹簧,最后进行装备如图5.3所示图5.3减振盘的Pro/E图第6章离合器的操纵机构对离合器操纵机构的基本要求1.操纵轻便。踏板力要小，踏板行程要合理2.有踏板自由行程调整机构。3.有踏板行程限位装置，防止操纵机构过载。4.有足够的刚度。5.传动效率要高。6.发动机振动，车架、驾驶室变形不会影响正常工作。7.工作可靠、寿命长，维修保养方便二、踏板位置离合器踏板位置与身体对称中心80~100毫米到左边，作为离合器踏板位置的中心线。三、踏板行程踏板行程S由自由行程和工作行程两部分组成，即S=+=