汽车设计课程设计东风雪铁龙凯旋离合器设计.doc

汽车设计课程设计 设计说明书姓名：学号：1114047301联系电话：2014年6月30日目录第一章 绪论.31.1课程设计的目的.31.2车型介绍.31.2.1凯旋的配置简介.31.2.2 技术亮点：凯旋装备有中央固定集控式方向盘.31.2.3凯旋的参数.4第二章 离合器结构方案分析.82.1从动盘数的选择.82.2压紧弹簧和布置形式的选择.82.2.1膜片弹簧类型的选择.82.3膜片弹簧的支承形式.8第三章 离合器基本参数的确定.93.1单位压力.93.2摩擦因素f 、摩擦面数Z 、离合器间隙.103.3 摩擦片外径D、内经d和厚度b.103.4离合器基本参数的优化计算.10第四章 离合器基本参数的约束条件 .124.1 与的校核.124.2摩擦片外径的最大圆周速度的限制.124.3单位摩擦面积传递的转矩.124.4单位摩擦面积滑磨功.134.5 参数选定的总结.13第五章 离合器主要零件的参数确定 .145.1膜片弹簧.145.1.1 膜片弹簧的基本参数的选择.145.1.1.1 膜片弹簧起始圆锥底角的选择.145.1.1.2 截锥高度H与板厚h比值H/h和板厚h的选择.145.1.1.4 分离指数目n的选取.145.1.1.5膜片弹簧小端内半径以及分离轴承作用半径的确定.145.1.1.6 切槽宽度、及半径.145.1.1.7 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定.145.1.1.8 膜片弹簧工作点位置的选择.155.1.2膜片弹簧材料.155.1.3膜片弹簧强度计算与应力校核.155.2扭转减震器的设计.175.2.1极限转矩.175.2.2扭转角刚度.175.2.3阻尼摩擦转矩.175.2.4预紧转矩.175.2.5减震弹簧的位置半径.185.2.6 减振弹簧个数Z.195.2.7 减振弹簧总压力.195.2.8 极限转角.195.2.9减震弹簧尺寸的确定.195.2.9.1弹簧的平均直径.195.2.9.2弹簧钢丝直径d1.195.2.9.3减震弹簧刚度K.195.2.9.4减震弹簧的有效圈数i.195.2.9.5减震弹簧的总圈数n.195.2.9.6从动盘毂缺口宽度B以及弹簧安装窗口尺寸A.205.3从动盘总成.205.3.1轴向弹性从动盘的结构形式.205.3.2从动盘毂.205.3.2.1变速器的第一轴轴经.205.3.2.2从动盘毂花键尺寸的确定.205.3.2.3花键的校核.215.3.3从动片参数.215.4离合器盖总成.225.4.1离合器盖.225.4.2压盘.225.4.3支承环.225.5分离轴承总成.22谢辞 参考文献.23第一章 绪论1.1课程设计的目的汽车设计课程是培养学生具有汽车设计能力的专业基础课，课程设计则是学生在学习了汽车构造、汽车制造技术、汽车设计等课程后一项重要的实践性教学环节，基本的目的是：通过课程设计，综合运用汽车设计课程和其它选修课程的理论和实践知识，解决汽车设计问题，掌握汽车设计的一般规律，树立正确的设计思想，培养分析和解决实际问题的能力。学会分析和评价汽车及各总成的结构与性能，合理选择结构方案及有关参数，掌握一些汽车主要零部件的设计与计算方法。学会考虑所设计部件的制造工艺性、使用、维护、经济和安全等问题，培养汽车设计能力 。通过计算，绘图，熟练运用标准，规范，手册，图册和查阅有关技术资料，进一步培养学生的专业设计技能。鼓励学生充分利用计算机进行参数的优化设计，CAD绘图，锻炼学生利用计算机进行设计和绘图的能力。本次课程设计结合东风雪铁龙凯旋的发动机参数来设计离合器。1.2凯旋的介绍1.2.1凯旋的一些配置：凯旋的随动转向双氙气大灯目前是汽车照明技术的标杆，且远光和近光都采用氙灯，在中国市场上是真正的创新，保证夜间能够获得超常的照明范围，一方面可以看清更远处的障碍物（远光照射100米以外），弯道内侧照明更宽，另一方面，光束宽度加大（路边照明最佳，特别在连续弯道上）。光线比卤素大灯强两倍，并随方向盘随动转向。这样的设计使得车主夜间驾驶的视觉疲劳程度大大降低。这种氙气大灯不仅省电（耗电35W），而且寿命超长，达3000小时，而卤素大灯的寿命只有1100小时，但耗电却要50W。 同时，凯旋不仅装备有一般中档车型配备的ABS(防抱死系统）、EBD(电子制动力分配系统）、TCS(牵引力控制系统）等豪华配置，这些电子系统确保凯旋在任何路况和驾驶状况下保持稳定的姿态。1.2.2 技术亮点：凯旋装备有中央固定集控式方向盘中央固定的方向盘融合了众多的功能，使得驾驶更加轻松、舒适。这一设计的突出点是人机工程学的合理运用，实现了便捷操作，并极大地提升了驾驶乐趣。中央固定集控式方向盘的特点是方向盘中央布置有各种控制按键的轮毂部分固定，不随方向盘外圈转动。中央固定集控式方向盘具有下列优点：·控制键集中在方向盘的中央部分，大大地减少了中控台的布置，使得中控台布局更加简洁、洗练。·人机工程学的重大进步。由于所有的控制键都被集中到一个相对固定、容易操作的地方，驾驶者在操作这些按键的时候，双手可以不必离开方向盘。·由于所有在方向盘上的控制键都采用了发光图标显示设计，驾乘者不论是在白天还是晚上，都可以轻松操作。·在安全方面，中央固定的设计，可以将一个形状最佳（非简单圆形）的驾驶者安全气囊置于其中，给驾驶者提供最好的保护。1.2.3凯旋的参数基本参数厂商东风雪铁龙级别紧凑型车发动机2.0L 147马力 L4变速箱5挡手动长*宽*高(mm)4802*1773*1512最高车速(km/h)205官方0-100km/h加速(s)9.9工信部综合油耗(L/100km)8.3车身轴距(mm)2710整备质量(kg)1397车身结构三厢车车门数(个)4座位数(个)5油箱容积(L)60由这个式子我们可以计算汽车的总质量凯旋为5人车，行李系数又查表得=10，所以 kg 。发动机发动机型号PSA RFN 10LH3X排量(mL)1997进气形式自然吸气气缸排列形式L气缸数(个)4每缸气门数(个)4压缩比11配气机构DOHC最大马力(Ps)147最大功率(kW)108最大功率转速(rpm)6000最大扭矩(N·m)200最大扭矩转速(rpm)4000发动机特有技术CVVT连续可变气门正时燃料形式汽油燃油标号93号(京92号)供油方式多点电喷缸盖材料铝缸体材料铝环保标准欧IV图1-1东风雪铁龙 凯旋 2.0L发动机 工况图图1-2东风雪铁龙 凯旋 2.0L发动机 功率平衡图东风雪铁龙凯旋的2.0升发动机型号为EW10A，由PSA集团的EW10J4发动机改进而来。雪铁龙在EW10J4基础加装了VVT可变气门正时系统，使这款发动机的最大功率由EW10J4的99 kW/6000rpm提升到108kW/6000rpm，最大扭矩由190Nm/4000rpm提升到200Nm/4000rpm。 在凯旋的开发过程中，东风雪铁龙将这台2.0发动机的压缩比由10.8提高到了11.02，以让其更加适应国内的93号汽油。 这款发动机采用紧凑的轻合金发动机缸体。球墨铸铁曲轴被铝制单体发动机罩固定，又经过镶圈进一步稳固。发动机及外罩整包有轻合金外壳，最大限度的减低了发动机的震动。 发动机采用了博世ME7.4.4版电控燃油喷射系统，采取电子节气门取代传统的油门拉线控制的节气门，对发动机的扭矩的控制更有效、合理，使发动机油耗更低、更环保。 4合1式排气歧管用来缩短净化器的升温时间。排气管路上依次安装了陶瓷催化转化器，容量为6.5升的中间消音器以及容量为17.6升的尾消音器。使得这款发动机的排放达到了欧IV标准。变速箱简称5挡手动挡位个数5变速箱类型手动变速箱(MT)经过百度查询得到以下表1-1中的数据：表1-1 凯旋变速器的参数表轮胎 前后轮215/55 R16一档在1000转/分的速度9.45 km/h主减速比67/52*73/2116 inch =0.4064 m,车胎高h=215*0.55118mm,所以其中车轮直径近似认为是D10.64 m,车速v=2.625m/s.由此可以得到一档传动比 也能很容易的得到主减速器传动比i0=4.48 。底盘转向驱动方式前置前驱前悬架类型麦弗逊式独立悬架后悬架类型纵臂扭力梁式非独立悬架助力类型电子液压助力车体结构承载式车轮制动前制动器类型通风盘式后制动器类型盘式第二章 离合器结构方案分析2.1从动盘数的选择普通乘用车都是采用单盘，所以初选Z=2。另外，实际LUK公司生产的离合器使用的也是单盘。 但是在计算过程中发现的问题使最后的Z定为4，也就是使用了双盘，具体原因可以查看3.4离合器基本参数的优化设计。2.2压紧弹簧和布置形式的选择 由于现代制造技术的提高，膜片弹簧的加工技术也已成熟，成本不算高的同时性能远远好于其他弹簧的布置，而且用了膜片弹簧可以使后备系数减小， 所以选取膜片弹簧。2.2.1膜片弹簧类型的选择 在膜片弹簧中，拉式膜片弹簧具有许多优点：取消了中间支承各零件，结构简单，质量小；在同样的压盘尺寸下可采取直径较大的膜片弹簧，提高能力；分离效率高；踏板力比推式的一般可减小25%30%；寿命长。但是因为其结构复杂需要将轴承与分离指做在一起，对于课程设计也不利，所以选用推式膜片弹簧。另外在淘宝网店找到的实物也是做了推式的。2.3膜片弹簧的支承形式 图2-1 推式膜片弹簧支承形式结合现实，本次选用的支撑方式将会是c，这个结构中没有螺栓等零件。第三章 离合器基本参数的确定 为了更好的选择参数，我用大部分选定的参数代替了由此初选的参数，然后化简成一个函数，目标就是用f,c,Z等参数对进行评定。 这是g(c)的函数图像，其中表明函数g（c）在c=0.530.7 区间内是单调递增的。综合上述Tc0的公式可以看出，它是随c，f，p0，的上升而上升的。而D又会限制 f ，p0的升高。接下来进行正式的参数选定。3.1单位压力当摩擦片采用不用的材料时，取值范围，见表3-1。表3-1 摩擦片单位压力P0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铁基金属陶瓷材料0.70-1.50 虽然凯旋被称作2.0L动力之王，又在功率平衡图上看出，5档时候的后备功率还是挺大的，应该要大一些，同时石棉基由于污染问题而不再使用，但是本着之前的公式推导的结论，本次课程设计初次选用石棉基材料，=0.15。3.2摩擦因素f 、摩擦面数Z 、离合器间隙摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表3-2表3-2 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦材料摩擦因数f石棉基材料模压0.20-0.25编织0.25-0.35粉末冶金材料铜基0.25-0.35铁基0.35-0.50金属陶瓷材料0.4 按照3.1的选择，f=0.2 .3.3 摩擦片外径D、内经d和厚度b 根据公式估算 已知=200 N*m以及一系列参数并且按照之前推导的公式初选c=0.53，带入公式求得D=261。设计到这里发现D可能太大了，于是将D带入的公式中进行校验，发现太大了，会发生材料飞离。所以接下来进行优化计算。3.4离合器基本参数的优化计算设计离合器要确定离合器的参数。选定需要优化的参数：其中目标就是在确保后备系数，以及的情况下，使D能符合要求。约束条件也就是，进过反推亦可以认为是，D<191mm205mm。并且在减震器环节对d提出了要求，综合，可以得到d必须大于125mm，但是出去之前的D与d已经取到极限值了。如何解决d与的问题将在扭转减震器5.2.5部分提到。 优化的工具是使用了excel，在表格中定义不同的数值，进行数值的计算，进过一系列的数值更换后，结合之前的公式推到发现，将后备系数取到最小的1.2，将单位压力取值0.25，摩擦因数取值0.25，c取值0.53，这样的搭配将是单盘情况下的极限数值，此时的D是205，但是单位面积摩擦传递转矩还是超出许用值不少，所以在这样的情况下，只能改变摩擦盘数量，Z=4 。具体数值见下列表格。fP0ZcD mmvD m/sTc0第一次0.20.1520.53262892.320E-03第二次0.210.1740.5319666.722.761E-03 这里指出，原本可根据国标GB/T 5764-2011 汽车用离合器面片截图表3-3可以选定D=200，但是由于教材中约束条件的约束，根本无法选择标准的推荐尺寸，所以自己定出尺寸。表3-3 GB/T5764-2011汽车用离合器面片基本尺寸推荐表第五章 离合器基本参数的约束条件4.1 与的校核于是有了对比参考各类汽车离合器的取值范围见表4-1。表4-1 离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大质量小于6t的商用车（微型、轻型轿车）1.20-1.75最大总质量为6-14t的商用车（中型、重型车）1.50-2.25挂车、越野车1.80-4.00本次课程设计选中的轿车是东风雪铁龙凯旋，属于紧凑型乘用车，所以后备系数完全符合第一类的范围，由此表示初选的参数基本正确。并且也符合初选的要求。4.2摩擦片外径的最大圆周速度的限制进行转速与摩擦片外径最大线速度的转换得到公式： 其中为发动机最大转速，由绪论中的特性图可以看到发动机最大转速在6500rpm左右，这样就算出66.72m/s，将将满足最大圆周速度不超过6570m/s的要求。所以满足结构选型的双片从动盘。4.3单位摩擦面积传递的转矩=式中，为单位摩擦面积传递的转矩（Nm/）；为其许用值（Nm/），按下表2-5选取。表2-5 单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格D/mm0.280.300.350.40当摩擦片外径D210mm时，=0.28N·/，故符合要求。4.4单位摩擦面积滑磨功 为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于其许用值w。 汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为： W = () = () =29758.77 (J)式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J) n为发动机转速(r/min),乘用车n取2000 r/min; 其他数值请参看绪论1.2.3凯旋的基本参数。w = = = 0.34J/mm 满足w < w = 0.4 0J/mm要求。4.5 参数选定的总结下面总结基本选定的参数fZdDcb0.2141.20.171041960.533.2第五章 离合器主要零件的参数确定5.1膜片弹簧5.1.1 膜片弹簧的基本参数的选择5.1.1.1 膜片弹簧起始圆锥底角的选择arctanH/(R-r)H/(R-r)，一般满足9°15°的范围。5.1.1.2 截锥高度H与板厚h比值H/h和板厚h的选择为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h一般为1.52.0，板厚h为24。结合5.1.1.1以及5.1.1.3给出的条件，初选h=2, H/h=2，则H=2h=4.5.1.1.3 自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和R/r比值研究表明，R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r一般为1.21.3。本次初选R/r=1.2，而书上的要求是推式膜片弹簧的R值宜取为大于或等于。而按照书本59页的公式表明，当c0.6时，摩擦片平均半径可以由下式计算所以得出的为75mm，由此初选R为96mm，加上已经选定的R/r，r=80mm.经过的验证满足9°15°的要求。5.1.1.4 分离指数目n的选取 初选18；根据淘宝店家给出的凯旋所用离合器LUK 623304300，实际使用的指数，取为n=18。5.1.1.5膜片弹簧小端内半径以及分离轴承作用半径的确定 由离合器的结构确定，其最小值应该大于变速器第一轴花键的外径。应该大于。所以选取40mm，选取44mm。5.1.1.6 切槽宽度、及半径按照要求，所以本次课程设计取3.2mm, =10mm, 满足r->=,则<=r-=80-10=70mm。故取70mm。5.1.1.7 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定 和的取值影响到膜片弹簧的刚度。应该略大于r并且尽可能接近r，应该略小于R且接近R，由此综合得出的取值条件如下，之前5.1.1.3中已经定出R,r,所以初选=100mm，=80mm。5.1.1.8 膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧工作点位置如图3.1所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般，当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。C点应尽量靠近N点。 具体点的值见表5-1，可以发现=5是拐点，所以工作点B应该选在0.9=4.5处。其他点可以参考表5-1，以及强度计算中涉及到的公式推导。图5-1 膜片弹簧工作点位置5.1.2膜片弹簧材料 制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA。5.1.3膜片弹簧强度计算与应力校核图5-2 切向应力在子午线断面中的分布其中是圆锥底角；是从自由状态，碟簧子午断面的转角；e为中性点半径，。当一定，一定的切向应力在xOy平面中呈线性分布，当应力为零时有；经过分析得出等应力线相交于K点，当K点纵坐标时，A点切向拉应力最大；相反则A点切向拉应力最大。分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度。由书本可知B点的应力为当时，可以求出达到最大值时的转角另外可由下列公式计算出式中n为分离指数；br是一个分离指根部的宽度。根据最大切应力强度理论， 由于使用的膜片弹簧的材料是60Si2MnA,不大于15001700MPa。计算过程如下：由卡西欧fx-82es计算器table功能算出下列表格表5-1 膜片弹簧非线性特性11707.261795.222569.671601.632798.481830.442604.892692.852200104400利用二分法，确定膜片弹簧M点为=3时，N点在=7时，所以c点在=7.2左右出现，由此分离时候的=1606.8N，由此可以代入应力公式。1567所以满足要求，膜片弹簧强度合格。5.2扭转减震器的设计5.2.1极限转矩 极限转矩是指减震器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时能传递的最大转矩。一般可取凯旋是乘用车，系数取2.0.所以。5.2.2扭转角刚度 为了避免引起系统的共振，需要给定合理的扭转角刚度，它还取决于结构布置，设计按照经验公式。初选=4000N*m/rad。5.2.3阻尼摩擦转矩其中初选了系数为0.1 。5.2.4预紧转矩减振弹簧在安装时都有一定的预紧。满足以下关系：（0.050.15）且初选系数为0.08,所以的初选值为16.5.2.5减震弹簧的位置半径=(0.600.75)d/2由于使用这个标准会使我的d/D变得不符合条件，所以我提出了=0.25d，的假设。接下来将会大致证明这个情况下也可以布置出减震器弹簧的位置以及满足强度要求。按照图5-3进行分析，选取窗口高度为14mm（此处是按照接下来的从动盘毂设计定的），而花键大经取值为30mm（这个值是按照变速器第一轴定的5.3.2.1.），盘毂的厚度结合书本上面剖视图来定为/3来进行接下来的计算。按照假设=0.25d，d>100,与下面的结论大致吻合。结果就是盘毂比较紧凑。式中的80MPa为盘毂材料的许用剪切应力。图 5-3 减振器尺寸简图 分析用 综上所述，本次课程设计将会按照0.5d来确定，即=26mm。这样也就能满足之前的约束条件了。5.2.6 减振弹簧个数Z 表5-1 减振弹簧的选取摩擦片外径 凯旋所设计使用的摩擦片外径D250mm，Z=46，从减小质量，减少零件数量的角度考虑，初选Z=4，在淘宝查到的凯旋用离合器也正是四个减震弹簧。5.2.7 减振弹簧总压力 当减振弹簧传递的转矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力F为KN5.2.8 极限转角本次设计，通常取312°，对平顺性要求高或者发动机工作部均匀的，取上限。由此为凯旋选取10°的极限转角。5.2.9减震弹簧尺寸的确定5.2.9.1弹簧的平均直径 一般由结构确定，通常在1115mm之间。本次取值为=11mm。5.2.9.2弹簧钢丝直径d1 其中的扭转许用应力取值子啊55006000kg/cm2，单个减振器的工作压力P= /Zj=15.4/4=3.85KN,钢丝直径取为3mm。5.2.9.3减震弹簧刚度K5.2.9.4减震弹簧的有效圈数i=4G为材料的扭转弹性模量，对于碳钢来说G=8300kg/mm2其中有较复杂的单位换算，公式中略去。5.2.9.5减震弹簧的总圈数n n=i+(1.52) 一般为6左右，也符合了要求。5.2.9.6从动盘毂缺口宽度B以及弹簧安装窗口尺寸AA一般取值为2527mm之间。取值26mm。比从动片上的宽度小1.41.6mm。B则等于定位销直径加上两边的间隙。5.3从动盘总成5.3.1轴向弹性从动盘的结构形式 由于这些细节会在绘图中忽略，暂不计入设计中，在此指出这个部分。5.3.2从动盘毂 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上。5.3.2.1变速器的第一轴轴经 由教材98页变速器轴的选定指出，“在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d0.45A,轴的最大直径d和支撑间距离L的比值：对中间轴，d/L=0.160.18;对第二轴，d/L=0.180.21。第一轴花键部分直径d可按下式初选，K=4.04.6。 虽然是初选，但是用于离合器从动盘轮毂的花键d初选基本就这么选定了。于是选定为K=4.5，得出d=26。5.3.2.2从动盘毂花键尺寸的确定 根据下列表格 表5-2 GB1144-2001 矩形花键尺寸、公差和检验 附录A截图初选轻系列，对应出来的就是 D=30，初选轮毂的花键规格为6*26*30*6。选定轴经之后，为了选取有效齿长再次参考书本上的表格。由于书本上的摩擦片外径，发动机最大转矩等数值已经不再适用于现在的汽车设计，所以不再参考，而是直接按照变速器第一轴的初选值进行有效齿长的选择。齿数的话进过与实物的对比，仍然偏向于大的，而且因为表5-3中有挤压应力的许用值，便于之后的校核计算，所以齿数将会按照表5-3。表5-3 从动盘毂花键的尺寸花键尺寸挤压应力/MPa齿数n外径D/mm内径d/mm齿厚t/mm有效齿长l/mm1023183209.810262132011.610292342511.110322643011.310352843510.210353244012.510403254010.510403254511.410403255013.05.3.2.3花键的校核所以扩大键数为12，这样挤压应力为9.9MPa，满足要求。n为花键齿数；，b分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm；z为从动盘毅的数目；发动机最大转矩，N.mm。其中使用的剪切应力许用值来自网络。另外由于后期设计轮毂时发现30的有效长度太大是轮毂凸台过长所以选作20，同时增大齿数为16，b也太大了，选作3，并且是满足要求的。所以最后确定的花键规格变成了非标件下列总结：齿数内径外径有效齿长键宽挤压应力16263020311.3在输出轴上的花键按照双盘的结构要求总长定为55mm，这样可以连接两个盘。5.3.3从动片参数从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度平面度要求高。材料选用中碳钢50号钢，一般厚度为1.32.5mm，因为摩擦片在之前的设计中尺寸较大，想必质量不小，所以选用小一点的从动片厚度1.3mm，表面硬度要求在3540HRC。5.4离合器盖总成5.4.1离合器盖1) 应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。2) 应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。3) 盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。4) 为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。本次设计初选08钢板厚度为3mm5.4.2压盘（1） 压盘要求具有较大的质量，以增大热容量，减少温升。（2） 为了保证刚度，初选压盘厚度为20mm。并且需要验证温升： m = = t = 4.55,达标。其中t不超过810，c为比热容，铸铁：c=481.4J/(kg*)；为传到压盘的热量所占的比例，对于双片离合器压盘，给定为0.25；W为滑摩功，V为压盘估算面积；为铸铁密度，取7800 kg/m；接着优化，选择更小的厚度，发现取到最小的厚度也是可以的温升为6.1，所以最终选择厚度为15mm。另外由于本次使用双盘，还有一个中间压盘，为了满足双轮毂的要求，厚度变为20mm。中间压盘上面的结构在设计时加上，比如传力销以及弹簧座孔等，进行初步设计。5.4.3支承环一般采用3.04.0mm的碳素弹簧钢丝。5.5分离轴承总成具体设计是在确定了膜片弹簧之后，参照书本的零件图模仿出来的。谢辞本次课程设计感谢同学的协助，老师的指点，以及百度的大力支持。由于这些有力的帮助，困难一个个被克服，进展下来虽有不顺，总体还是波澜不惊。想必这就是设计的一个重要组成部分。感谢读者的浏览，如有错误敬请谅解。参考文献1. 汽车设计，第四版，机械工业出版社，吉林大学 王望予主编。2. 汽车构造（下册），第三版，机械工业出版社，吉林大学 陈家瑞主编。3. 机械设计课程设计，第三版，浙江大学出版社，陈秀宁 施高义主编。4. 机械精度设计与检测基础，第七版，哈尔滨工业大学出版社，刘品 陈军主编。5. GB1144-20