1、<p><b>　　第1章 概 述</b></p><p>　　1.1離合器組成及工作原理</p><p>　　如圖1.1所示，摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構和操縱機構四部分組成。</p><p>　　離合器在接合狀態(tài)時，發(fā)動機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪2和壓盤借摩擦作用傳給從動盤3，在通過從動軸傳給變速器。當駕駛

2、員踩下踏板時，通過拉桿，分離叉、分離套筒和分離軸承8，將分離杠桿的內端推向右方，由于分離杠桿的中間是以離合器蓋5上的支柱為支點，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧的力量拉動壓盤向左，這樣，從動盤3兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發(fā)動機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態(tài)。當放開踏板，回位彈簧克服各拉桿接頭和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右，仍將從動盤3壓緊在飛輪上2，這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器。<

3、;/p><p>　　1-軸承 2-飛輪 3-從動盤 4-壓盤 5-離合器蓋螺栓 </p><p>　　6-離合器蓋 7-膜片彈簧 8-分離軸承 9-軸</p><p>　　圖1.1 離合器總成</p><p>　　1.2 離合器的功用</p><p>　　離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩(wěn)起步。如前所述，現(xiàn)代

4、車用活塞式發(fā)動機不能帶負荷啟動，它必須先在空負荷下啟動，然后再逐漸加載。發(fā)動機啟動后，得以穩(wěn)定運轉的最低轉速約為300～500r/min，而汽車則只能由靜止開始起步，一個運轉著的發(fā)動機，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性接合的。因為如果是突然的剛性連接，就必然造成不是汽車猛烈攢動，就是發(fā)動機熄火。所以離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發(fā)動機加給傳動系的扭矩逐漸變大，至足以克服行駛阻力時，汽車便由靜止開始緩慢地平穩(wěn)起步了

5、。</p><p>　　雖然利用變速器的空檔，也可以實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系的分離。但變速器在空檔位置時，變速器內的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的，要轉動發(fā)動機，就必須和變速器內的主動齒輪一起拖轉，而變速器內的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中，拖轉它的阻力是很大的。尤其在寒冷季節(jié)，如沒有離合器來分離發(fā)動機和傳動系，發(fā)動機起動是很困難的。所以離合器的第二個功用，就是暫時分開發(fā)動機和傳動系的聯(lián)系，以便于發(fā)動機起動。</p>

6、;<p>　　汽車行駛中變速器要經常變換檔位，即變速器內的齒輪副要經常脫開嚙合和進入嚙合。如在脫檔時，由于原來嚙合的齒面壓力的存在，可能使脫檔困難，但如用離合器暫時分離傳動系，即能便利脫檔。同時在掛檔時，依靠駕駛員掌握，使待嚙合的齒輪副圓周速度達到同步是較為困難的，待嚙合齒輪副圓周速度的差異將會造成掛檔沖擊甚至掛不上檔，此時又需要離合器暫時分開傳動系，以便使與離合器主動齒輪聯(lián)結的質量減小，這樣即可以減少掛擋沖擊以便利換檔。

7、</p><p>　　離合器所能傳遞的最大扭矩是有一定限制的，在汽車緊急制動時，傳動系受到很大的慣性負荷，此時由于離合器自動打滑，可避免傳動系零件超載損壞，起保護作用。</p><p>　　1.3 設計基本要求</p><p>　　為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足以下要求：</p><p>　?、?在任何行駛條件下，都能可靠

8、地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備，又能防止傳動系過載。</p><p>　?、?接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。</p><p>　?、?分離要迅速、徹底。</p><p>　　⑷ 從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。</p><p>　?、?具有足夠的吸熱能力和

9、良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。</p><p>　　⑹ 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。</p><p>　?、?操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。</p><p>　?、?作用在從動盤上的總壓力和摩擦離合器和摩擦材料的摩擦因數在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。<

10、/p><p>　?、?具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。</p><p>　　第2章 離合器的結構設計</p><p>　　2.1從動盤數的選擇：單片離合器</p><p>　　單片離合器：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，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設有一片從動盤。</p&g

11、t;<p>　　單片離合器的結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底，采用軸向有彈性的從動盤可保證結合平順。</p><p>　　2.2壓緊彈簧和布置形式的選擇：拉式膜片彈簧離合器</p><p>　　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一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離

12、杠桿。膜片彈簧與其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點[9]：</p><p>　?。?）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；</p><p>　?。?）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，零件數目少，質量??；&l

13、t;/p><p>　?。?）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；</p><p>　?。?）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；</p><p>　?。?）易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長；</p><p><b>　?。?）平衡性好；</b>&

14、lt;/p><p>　　（7）有利于大批量生產，降低制造成本。</p><p>　　但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，我選用膜片彈簧式離合器。</p><p>　　與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具

15、有許多優(yōu)點：取消了中間支承各零件，并不用支承環(huán)或只用一個支承環(huán)，使其結構更簡單、緊湊，零件數目更少，質量更小等。固選擇拉式膜片彈簧離合器。</p><p>　　2.3膜片彈簧的支撐形式</p><p>　　為了防止膜片彈簧支承處產生間隙，這里采用了無支承環(huán)的支承形式，即將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋沖出的環(huán)形凸臺上。 </p><p>　　圖3-1為本設計中采用

16、的拉式膜片彈簧無支承環(huán)的支承形式，即將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋沖出的環(huán)形凸臺上。</p><p>　　2.4 壓盤的驅動形式</p><p>　　由于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙，在傳力開始的瞬間，將產生沖擊和噪聲。且易滑動磨損，傳動效率較低。故本設計采用已被廣泛使用的傳動片傳動方式，不但消除了以上缺點，還簡化了壓盤結構，有利于壓盤的定中。

17、另選用膜片彈簧作為壓緊彈簧時，在壓盤上鑄有一圈凸起以供支承膜片彈簧。</p><p>　　第3章 離合器主要參數選擇</p><p>　　3.1 離合器設計所需數據</p><p>　　汽車驅動形式：4*2</p><p>　　汽車的質量：1475kg</p><p><b>　　發(fā)動機位置：前置</

18、b></p><p>　　發(fā)動機最大轉速：5700r/min</p><p>　　發(fā)動機最大扭矩：230N.m</p><p>　　離合器型式：膜片彈簧離合器</p><p>　　各擋傳動比：i0=4.50 ig=4.50</p><p><b>　　3.2后備系數β</b></p&

19、gt;<p>　?。?）后備系數β是離合器的重要參數，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇β時，應從以下幾個方面考慮：a. 摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩；b. 防止離合器本身滑磨程度過大；c. 要求能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車β=1.2～1.75。結合設計實際情況，故選擇β=1.4。</p><p>　　則有β可有表3.2查得 β＝1.4。<

20、/p><p>　　表3.2　離合器后備系數的取值范圍</p><p>　　3.3摩擦片外徑、內徑和厚度</p><p>　　摩擦片外徑是離合器的重要參數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。</p><p>　　摩擦片的外徑可有式: 求得 </p><p>　　為直徑系數，

21、取值見表3.3 取 得D=221.4mm。</p><p>　　表3.3　直徑系數的取值范圍</p><p>　　摩擦片的尺寸已系列化和標準化,標準如下表(部分):</p><p>　　表3.4　離合器摩擦片尺寸系列和參數</p><p>　　摩擦片標準系列尺寸，取D=225，d=150,b=3.5 ，c=d/D=0.667</

22、p><p><b>　　3.4單位壓力P0</b></p><p>　　單位壓力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等因素。</p><p><b>　　選擇：，</b></p><p>　　

23、根據離合器的靜摩擦力矩為： （3.4）</p><p>　　又 P0= （3.5）</p><p>　　代入數據得：單位壓力MPa。</p><p>　　表3.6　摩擦片單位壓力的取值范圍</p><p>　

24、　由表3.6該設計選用石棉基材料，編織。</p><p>　　3.5摩擦因數f，摩擦面數Z和離合器間隙△t</p><p>　　摩擦片的摩擦因數取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。可由表3.5查得： 取摩擦因數f=0.3</p><p>　　摩擦面數Z為離合器從動盤數的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。本題目設計單片離合器，

25、因此Z=2。離合器間隙Δt是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒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</p><p>　　器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。該間隙Δt一般為3～4mm。取Δt=4mm。</p><p>　　表3.5　摩擦材料的摩擦因數的取值范圍</p><p>　　第四章 離合器蓋總成</p>

26、<p>　　4.1 膜片彈簧設計</p><p>　　4.1.1膜片彈簧主要參數的選擇</p><p>　　1. 比較H/h的選擇</p><p>　　此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，分析式（3.10）中載荷與變形1之間的函數關系可知，當時，F(xiàn)2為增函數；時，F(xiàn)1有一極值，而該極值點又恰為拐點；時，F(xiàn)1有一極大值和極小值；當時，F(xiàn)1極小值在橫坐標上，見

27、圖3.1。</p><p>　　1- 2- 3-</p><p><b>　　4- 5-</b></p><p>　　圖3.1 膜片彈簧的彈性特性曲線</p><p>　　為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h通常在1.5～2范圍內選取。常用的膜片彈簧板厚為2～4mm，本設計 ，h=3

28、mm ，則H=6mm 。</p><p><b>　　2. R/r選擇</b></p><p>　　通過分析表明，R/r越小，應力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。汽車離合器膜片彈簧根據結構布置和壓緊力的要求，R/r常在1.2～1.3 的范圍內取值。本設計中取，摩擦片的平均半徑mm， 取mm則mm取整mm 則。</p><p><

29、;b>　　3.圓錐底角</b></p><p>　　汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角α一般在°范圍內，本設計中 得°在°之間，合格。分離指數常取為18，大尺寸膜片彈簧有取24的，對于小尺寸膜片彈簧，也有取12的，本設計所取分離指數為18。</p><p><b>　　4.切槽寬度</b></p><

30、p>　　mm，mm，取mm，mm，應滿足的要求。</p><p>　　5. 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定</p><p>　　應略大于且盡量接近r，應略小于R且盡量接近R。本設計取mm，mm。膜片彈簧應用優(yōu)質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內常用的碟簧材料的為60SizMnA，當量應力可取為1600～1700N/mm2。</p><p>

31、<b>　　6. 公差與精度</b></p><p>　　離合器蓋的膜片彈簧支承處，要具有大的剛度和高的尺寸精度，壓力盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支承環(huán)和支承鉚釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。</p><p>　　4.1.2膜片彈簧的優(yōu)化設計</p><p>　?。?）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始錐角應在一定范圍內，

32、即</p><p>　?。?）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即</p><p>　?。?）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即</p><p>　　推式： </p><p>　　拉式：

33、 </p><p>　?。?）根據彈簧結構布置要求，與，與之差應在一定范圍內選取，即</p><p>　　（5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，，因此杠桿比應在一定范圍內選取，即</p><p>　　推式： </p><p>　　拉式： </p><

34、;p>　　由（4）和（5）得mm，mm。</p><p>　　4.1.3膜片彈簧的載荷與變形關系</p><p>　　碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，見圖3.2，它具有獨特的彈性特征，廣泛應用于機械制造業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結構的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔開的掛狀部分——分離指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的碟形彈簧完全相同（當加載點相同時）。因此，碟形彈簧有關設

35、計公式對膜片彈簧也適用。通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點處，用F1表示，加載點間的相對變形（軸向）為λ1，則壓緊力F1與變形λ1之間的關系式為:</p><p><b>　?。?.10）</b></p><p>　　式中： E——彈性模量，對于鋼，</p><p>　　μ——泊松比，對于鋼，μ=0.3</

36、p><p>　　H——膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內錐高度</p><p><b>　　h——彈簧鋼板厚度</b></p><p>　　R——彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑</p><p>　　r——彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑</p><p>　　R1——壓盤加載點半徑</p>

37、;<p>　　r1——支承環(huán)加載點半徑</p><p>　　圖3.2　膜片彈簧的尺寸簡圖</p><p>　　表3.8　膜片彈簧彈性特性所用到的系數</p><p><b>　　代入（3.10）得</b></p><p><b>　?。?.11）</b></p><

38、p>　　對（3.11）式求一次導數，可解出λ1=F1的凹凸點，求二次導數可得拐點。</p><p><b>　　凸點：mm時，N</b></p><p><b>　　凹點：mm時，N</b></p><p>　　拐點：mm時，N <

39、/p><p>　　2、當離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設分離軸承對膜片彈簧指所加的載荷為F2，對應此載荷作用點的變形為λ2。由</p><p><b>　?。?.12）</b></p><p><b>　　（3.13）</b></p><p><b>　　列出表3.8:</b&g

40、t;</p><p>　　表4.9　膜片彈簧工作點的數據</p><p>　　膜片彈簧工作點位置的選擇。從膜片彈簧的彈性特性曲線圖分析出，該曲線的拐點H對應著膜片彈簧壓平位置，而。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,以保證摩擦片在最大磨損限度Δλ范圍內壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C ，為最大限度地減小

41、踏板力，C點應盡量靠近N點。為了保證摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞傳矩，并考慮摩擦因數的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力應大于或等于新摩擦片時的壓緊力，見圖3.3。</p><p>　　4.1.4膜片彈簧的強度校核</p><p>　　假定膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點O轉動（圖3.4）。斷面在O點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，故該點的切向應力為零，O點以外的點均存在切向

42、應變和切向應力?，F(xiàn)選定坐標于子午斷面，使坐標原點位于中性點O。令X軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點的切向應力為： </p><p><b>　　（3.14）</b></p><p>　　圖3.3 膜片彈簧工作點位置</p><p>　　式中

43、 φ——碟簧部分子午斷面的轉角（從自由狀態(tài)算起）</p><p>　　α——碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角</p><p>　　e ——碟簧部分子午斷面內中性點的半徑</p><p>　　e=（R-r）/In(R/r) （3.15）為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將（3.14）式寫成Y與X軸的關系式：

44、</p><p><b>　?。?.16）</b></p><p>　　圖3.4 切向應力在子午斷面的分布</p><p>　　由上式可知，當膜片彈簧變形位置φ一定時，一定的切向應力αt在X-Y坐標系里呈線性分布。</p><p>　　當時，因為的值很小，我們可以將看成，由上式可寫成。此式表明，對于一定的零應力分布在中

45、性點O而與X軸承角的直線上。從式（3.16）可以看出當時無論取任何值，都有。顯然，零應力直線為K點與O點的連線，在零應力直線內側為壓應力區(qū)，外側位拉應力區(qū)，等應力直線離應力直線越遠，其應力越高。由此可知，碟簧部分內緣點B處切向壓應力最大，A處切向拉應力最大，分析表明，B點的切向應力最大，計算膜片彈簧的應力只需校核B處應力就可以了，將B點的坐標X=（e-r）和Y=h/2 代入（3.17）式有：

46、 </p><p><b>　?。?.17）</b></p><p>　　令可以求出切向壓應力達極大值的轉角</p><p>　　由于： mm</p><p>　　所以： ，N/mm2</p><p>　　B點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力F2作用下還

47、受有彎曲應力：</p><p><b>　?。?.18）</b></p><p>　　式中 n——分離指數目 n=18</p><p>　　br——單個分離指的根部寬</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　因此：

48、 N/mm2</p><p>　　由于σrB是與切向壓應力σtB垂直的拉應力，所以根據最大剪應力強度理論，B點的當量應力為：</p><p><b>　　N/mm2</b></p><p><b>　　N/mm2</b></p><p>　　膜片彈簧的設計應力一般都稍高于材料的局限，為提高膜片彈簧

49、的承載能力，一般要經過以下工藝：先對其進行調質處理，得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏體，對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持12～14h），使其高應力區(qū)產生塑性變形以產生殘余反向應力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，提高彈簧疲勞壽命，對分離指進行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。</p><p>　　故膜片彈簧和當量應力不超出允許應力范圍，所以用設數據合適。</p><p><

50、b>　　4.2 壓盤的設計</b></p><p>　　4.2.1壓盤的傳力方式的選擇</p><p>　　本設計采用采用傳動片式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。</p><p>　　4.2.2壓盤的幾何尺寸的確定</p><p>

51、;　　由于摩擦片的的尺寸在前面已經確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。壓盤外徑D=230㎜ 壓盤內徑d=155㎜</p><p>　　壓盤的厚度確定主要依據以下兩點：</p><p>　?、?壓盤應有足夠的質量</p><p>　?、?壓盤應具有較大的剛度</p><p>　　在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為20㎜。</p&

52、gt;<p>　　4.2.3壓盤傳里片的材料選擇</p><p>　　壓盤形狀需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為HB170～227，其摩擦表面的光潔度不低與1.6。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素。在本設計中用材料為ht250，密度工作表面光潔度取為1.6。</p><p>　　5.4壓盤的溫升校核<

53、;/p><p>　　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,離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值,即</p><p><b>　?。?.8）</b></p><p>　　式中,為單位摩擦面積滑磨(J/mm2)；為其許用值(J/mm2)，對于乘用車：J/mm2，對于最大總質量小于6.0t的商用車：J/mm2

54、，對于最大總質量大于6.0t商用車：J/mm2：W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功（J），可根據下式計算</p><p><b>　?。?.9）</b></p><p>　　式中，為汽車總質量(Kg)；為輪胎滾動半徑（m）；為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比；為主減速器傳動比；為發(fā)動機轉速r/min，計算時乘用車取r/min，商用車取r/min。其中：

55、m Kg代入式（3.9）得J，代入式（3.8）得，合格。</p><p>　?。?）離合器接合的溫升</p><p>　　式中,t為壓盤溫升,不超過°C；c為壓盤的比熱容，J/(Kg·°C)；γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤；，為壓盤的質量Kg</p><p><b>　　代入，°C，合格。</b

56、></p><p><b>　　4.3傳動片設計</b></p><p>　　根據《汽車設計》由于各傳動片沿圓周均勻分布，它們的變形不會影響到壓盤的對中性和離合器的平衡性。</p><p>　　傳動片可選為3組，每組4片，每片厚度為1.2mm，一般由彈簧鋼帶65Mn制成。</p><p>　　第五章 從動盤總成設計

57、</p><p>　　5.1 扭轉減振器設計</p><p>　　減震器極轉矩 N·m </p><p>　　摩擦轉矩 N·m</p><p>　　預緊轉矩 N·m</p><p>　　極限轉角 °

58、 </p><p>　　扭轉角剛度 N·m/rad </p><p><b>　　詳細見圖3.5。</b></p><p>　　3.9 減振彈簧的設計</p><p>　　1．減振彈簧的安裝位置</p><p><b>

59、　　，</b></p><p>　　結合mm，得取49mm，則。 </p><p>　　2．全部減振彈簧總的工作負荷</p><p><b>　　N</b></p><p>　　3．單個減振彈簧的工作負荷</p><p><

60、b>　　N</b></p><p>　　式中Z為減振彈簧的個數，按表3.9選擇：</p><p><b>　　取Z=6</b></p><p>　　表3.10　減振彈簧個數的選取 </p><p>　　圖3.5 扭轉減振器</p><p><b>　　4．減振彈簧尺寸

61、</b></p><p>　　（1）選擇材料，計算許用應力</p><p>　　根據《機械原理與設計》(機械工業(yè)出版社)采用65Mn彈簧鋼絲， 設彈簧絲直徑mm,MPa,MPa。</p><p>　　（2）選擇旋繞比，計算曲度系數</p><p><b>　　根據下表選擇旋繞比</b></p>

62、<p>　　表3.11　旋繞比的薦用范圍</p><p>　　確定旋繞比，曲度系數</p><p><b>　?。?）強度計算</b></p><p>　　mm，與原來的d接近，合格。</p><p>　　中徑 mm；外徑 mm</p><p>　?。?）極限轉角°取 &

63、#176;，則mm</p><p><b>　?。?）剛度計算</b></p><p>　　彈簧剛度 mm</p><p>　　其中，為最小工作力，</p><p>　　彈簧的切變模量MPa，則彈簧的工作圈數</p><p><b>　　取，總圈數為</b></p

64、><p>　　（6）彈簧的最小高度</p><p><b>　　mm</b></p><p>　?。?）減振彈簧的總變形量</p><p><b>　　mm</b></p><p>　?。?）減振彈簧的自由高度</p><p><b>　　mm&

65、lt;/b></p><p>　　（9）減振彈簧預緊變形量</p><p><b>　　mm</b></p><p>　?。?0）減振彈簧的安裝高度</p><p><b>　　mm</b></p><p>　?。?1）定位鉚釘的安裝位置</p><

66、p>　　取mm，則°，mm，mm，，合格。</p><p><b>　　3.12 從動盤轂</b></p><p>　　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，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩由表3.12選?。?lt;/p><p>　

67、　一般取1.0～1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經調質處理，表面和心部硬度一般26～32HRC。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應進行高頻處理。取，mm，mm，mm，mm，MPa。</p><p>　　驗證：擠壓應力的計算公式為： </p><p>　　式中，P為花鍵的齒側面壓力，它由下式確定：</p><p

68、>　　從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底， </p><p>　　，分別為花鍵的內外徑；</p><p>　　Z為從動盤轂的數目；取Z=1</p><p>　　h為花鍵齒工作高度；</p><p>　　得N，MPaMPa，合格。</p><p>　　表3.13　花健的的選取<

69、;/p><p>　　5.3.1從動片設計</p><p><b>　　從動片的厚度及選材</b></p><p>　　從動片通常用1.0～2.0mm厚的鋼板沖壓而成。有時將其外緣的盤形部分磨薄至0.65～1.0mm，以減小其轉動慣量。從動片的材料與其結構型式有關，整體式即不帶波形彈簧片的從動片，一般用高碳鋼(50或85號鋼)或65Mn鋼板，熱處理硬

70、度HRC38～48；采用波形彈簧片的分開式(或組合式)從動片，從動片采用08鋼板，氰化表面硬度HRC45，層深0.2～0.3mm；波形彈簧片采用65Mn鋼板，熱處理硬度 HRC43～51。本次設計采用整體式從動片，厚度為1mm。</p><p><b>　　六.操縱機構設計</b></p><p>　　汽車離合器操縱機構是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和接合的一套機

71、構。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內的分離軸承。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機構首先要求操作輕便。輕便性包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應過大，另一方面是應有踏板形成的校正機構。離合器操縱機構按分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機械式、氣壓助力液壓式等等。</p><p>　　離合器操縱機構應滿足的要求是[3]：</p><p>　?。?）踏板力

72、要小，轎車一般在80～150N范圍內，貨車不大于150～200N；</p><p>　?。?）踏板行程對轎車一般在mm范圍內，對貨車最大不超過180mm；</p><p>　?。?）踏板行程應能調整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復原；</p><p>　?。?）應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構因受力過大而損壞；</p><p

73、>　?。?）應具有足夠的剛度；</p><p>　　（6）傳動效率要高；</p><p>　　（7）發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。</p><p>　　機械式操縱機構有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結構簡單，工作可靠，但是機械效率低，質量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠距離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命

74、短，機構效率不高。</p><p>　　本次設計的普通輪型離合器操縱機構，采用液壓式操縱機構。液壓操縱機構有如下優(yōu)點：</p><p>　?。?）液壓式操縱，機構傳動效率高，質量小，布置方便；便于采用吊掛踏板，從而容易密封，不會因駕駛室和車架的變形及發(fā)動機的振動而產生運動干涉；</p><p>　?。?）可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動系產生的動載荷，

75、正由于液壓式操縱有以上的優(yōu)點，故應用日益廣泛，離合器液壓操縱機構由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。</p><p>　　mm，mm，mm，mm</p><p>　　mm，mm，mm，mm</p><p>　　3.10.1 離合器踏板行程計算</p><p>　　踏板行程由自由行程和工作行程組成：</p><p>&l

76、t;b>　?。?.19）</b></p><p>　　式中，為分離軸承的自由行程，一般為mm，取mm；反映到踏板上的自由行程一般為mm；、分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦片面數；為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：mm，取mm；、、、、、為杠桿尺寸。</p><p>　　得：mm，mm，合格。</p><p>　　圖3.6 液壓操縱機構示意圖

77、</p><p>　　3.10.2踏板力的計算</p><p><b>　　踏板力為</b></p><p><b>　　（3.20）</b></p><p>　　式中，為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；為操縱機構總傳動比，；為機械效率，液壓式：%，機械式：%；為克服回位彈簧1、2的拉力所需的

78、踏板力，在初步設計時，可忽略之。N，，%；則</p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　合格。</b></p><p>　　分離離合器所作的功為</p><p>　　式中，為離合器拉接合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力，N，則</p><p><b&g

79、t;　　J</b></p><p><b>　　合格。</b></p><p><b>　　七.總結</b></p><p>　　本次課程設計根據給出的設計要求和原始設計參數，以及拉式膜片彈簧離合器及其操縱機構的工作原理和使用要求，通過對其工作原理的闡述、結構方案的比較和選擇、相關零件參數的計算，大致確定了離合

80、器及其操縱機構的基本結構和主要尺寸以及制造相關零部件所用的材料。</p><p>　　結構方面：根據設計要求，考慮到使用條件和其顯著的優(yōu)點，選用帶扭轉減振器的單片拉式膜片彈簧離合器，壓盤驅動方式采用傳動片傳動，分離軸承采用自動調心式分離軸承，操縱機構采用液壓式。</p><p>　　計算方面：確定了離合器的主要參數β、P0、D、d，結果按照基本公式運算得出并通過約束條件，檢驗合格。根據膜片

81、彈簧基本參數之間的約束關系，初步確定了膜片彈簧的尺寸參數，并通過優(yōu)化程序得出了膜片彈簧尺寸的優(yōu)化值，并進一步確定了膜片彈簧的工作點，同時進行了強度校核。</p><p>　　選材方面：摩擦片選用無石棉有機材料，保證其有足夠的強度和耐磨性、熱穩(wěn)定性、磨合性，不會發(fā)生粘著現(xiàn)象。膜片彈簧采用65Si2MnA，其中所含硅成分提高了機件的彈性，所含錳，加強了耐高溫性；傳動片采用80剛，滿足其強度需要；壓盤采用HT200，提

82、高了耐磨性；離合器蓋從用鑄鐵，提高了散熱能力；設計后的離合器溫升校核合格。</p><p>　　綜上所述，本次設計遵從了：（1）分離徹底；（2）接合柔和；（3）操縱輕便，工作特征穩(wěn)定；（4）從動部分轉動慣量小的設計要點，數據全部通過約束條件檢驗，原件所使用的材料基本上符合耐磨，耐壓和耐高溫的要求，而且離合器尺寸合適，適宜安裝，能最高效率傳遞發(fā)動機扭矩，符合計劃書及國家標準。</p><p>

83、;　　由于自己的水平有限，本次設計中可能有很多錯誤和遺漏，希望各位老師批評指正。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　1 《汽車設計》第四版，主編：王望予，機械工業(yè)出版社</p><p>　　2 《汽車設計課程設計指導書》主編：王豐元，中國電力出版社</p><p>　　3 《汽車設計課程設