1、<p><b>　　汽車離合器設計</b></p><p><b>　　課程設計說明書</b></p><p>　　實訓類別： 汽車離合器課程設計 </p><p>　　院 別： 機 電 學 院 </p><p>　　專 業(yè)： 車 輛 工 程

2、</p><p>　　班 級： </p><p>　　姓 名： </p><p>　　學 號： </p><p>　　指導教師： </p><p><b>　　教務處制&l

3、t;/b></p><p>　　二0一三年 六月二十八日</p><p><b>　　摘要</b></p><p>　　離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成，其主要功用是切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受

4、到大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。</p><p>　　本文通過對整車參數的分析，并在拆裝車輕型膜片彈簧離合器及對其進行結構分析的基礎上，對轎車離合器進行重新設計，使得轎車離合器設計更合理。首先對貨車離合器的結構型式進行合理選擇，主要是對從動盤數及干濕式的選擇、壓緊彈簧的結構型式及布置和從動盤的結構型式選擇，并利用cad電子圖板軟件繪制轎車

5、膜片彈簧離合器裝配圖；再進行離合器的基本結構尺寸和參數的選擇及計算；最后進行離合器零件的結構選型及設計計算，主要是對從動盤總成設計，壓盤、傳力片的設計校核，膜片彈簧主要參數的選擇、設計和強度校核，并繪制離合器零件圖。</p><p>　　關鍵字：轎車離合器，膜片彈簧，設計，校核</p><p><b>　　目錄</b></p><p><

6、b>　　摘要1</b></p><p><b>　　目錄1</b></p><p><b>　　1.緒論1</b></p><p>　　1.1離合器概述1</p><p>　　1.2拉式膜片彈簧離合器的優(yōu)點1</p><p>　　2.離合器結構方案

7、選取1</p><p>　　2.1離合器車型的選定1</p><p>　　2.2離合器設計的基本要求1</p><p>　　2.3離合器結構設計2</p><p>　　2.31 摩擦片的選擇:單片離合器2</p><p>　　3.離合器基本參數的確定3</p><p>　　3.1 摩

8、擦片主要參數的選擇3</p><p>　　3.2 離合器后備系數的確定4</p><p>　　3.3 單位壓力P的確定5</p><p>　　4.離合器從動盤設計5</p><p>　　4.1從動盤設計5</p><p>　　4.1.1從動盤的選擇和設計5</p><p>　　4.1

9、.2從動盤轂的設計6</p><p>　　4.1.3摩擦片材料的選取及與從動片的緊固方式7</p><p>　　5.離合器壓盤的設計7</p><p>　　5.1壓盤的傳力方式的選擇 :傳動片式7</p><p>　　5.2壓盤的幾何尺寸的確定7</p><p>　　5.3壓盤傳里片的材料選擇7</p

10、><p>　　5.4壓盤的升溫校核8</p><p>　　5.5離合器蓋的設計8</p><p>　　6.離合器膜片彈簧的設計9</p><p>　　6.1膜片彈簧主要數據的選擇9</p><p>　　6.1.1H/h值的選擇9</p><p>　　6.1.2 比值R/r值的選擇9<

11、;/p><p>　　6.1.3圓錐底角的確定9</p><p>　　6.1.4切槽寬度10</p><p>　　6.1.5壓盤加載點半徑和支撐環(huán)加載點半徑e的確定10</p><p>　　6.1.6公差與精度10</p><p>　　6.2 膜片彈簧的設計10</p><p>　　6.3膜

12、片彈簧的載荷和變形關系11</p><p><b>　　結論15</b></p><p><b>　　參考文獻16</b></p><p><b>　　致謝16</b></p><p><b>　　1.緒論</b></p><p

13、><b>　　1.1離合器概述</b></p><p>　　離合器是設置在發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞機構，其功用是在必要時中斷動力的傳遞，保證汽車平穩(wěn)地起步；保證傳動系換檔時工作平穩(wěn)；限制傳動系所能承受的最大扭矩，防止傳動系過載。為使離合器起到以上幾個作用，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器，摩擦離合器所能傳遞的最大扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面狀

14、況等。即主要取決于離合器基本參數和主要尺寸。</p><p>　　1.2拉式膜片彈簧離合器的優(yōu)點</p><p>　　與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(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，質量更少；拉式膜片彈簧是中部與壓盤相壓在同樣壓盤尺寸的條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，提高了壓緊力與傳遞轉矩的能力，且并不增大踏板力，在傳遞相

15、同的轉矩時，可采用尺寸較小的結構；在接合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，分離效率更高；拉式的杠桿比大于推式的杠桿比，且中間支承減少了摩擦損失，傳動效率較高，踏板操縱更輕便，拉式的踏板力比推式的一般可減少約；無論在接合狀態(tài)或分離狀態(tài)，拉式結構的膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環(huán)磨損后不會形成間隙而增大踏板自由行程，不會產生沖擊和哭聲；使用壽命更長。</p><p>　　2.離合器結構方案選取

16、</p><p>　　2.1離合器車型的選定</p><p><b>　　其基本參數如下：</b></p><p>　　2.2離合器設計的基本要求</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，都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大

17、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>　　⑶ 分離要迅速、徹底。</p><p>　?、?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良好的通風散熱效果

18、，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。</p><p>　?、?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。</p>&

19、lt;p>　　⑼ 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>　　⑽ 結構應簡單、緊湊，質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便。</p><p>　　2.3離合器結構設計</p><p>　　2.31 摩擦片的選擇:單片離合器</p><p>　　單片離合器的結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調

20、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。對乘用車和最大質量小于7t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。所以選擇單片式離合器，材料選擇粉末冶金材料。</p><p>　　2.32 壓緊彈簧布置形式選擇:拉式膜片彈簧離合器</p><p>　　膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有特殊結構的碟形彈

21、簧，主要由碟簧部分和分離指部分組成。</p><p>　　膜片彈簧有以下優(yōu)點：</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

22、簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量??；</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>　　⑷ 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>　

23、?、?平衡性好；</b></p><p>　?、?有利于大批量生產，降低制造成本。</p><p>　　拉式膜片彈簧離合器（圖1） 拉式膜片彈簧單支承環(huán)形式 (圖2）</p><p>　　2.3.3 壓盤的驅動方式的選擇： 彈性傳動片驅動 </p><p>　　壓盤的

24、驅動方式主要有凸塊——窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們缺點是在聯(lián)接件間有間隙，在驅動中將產生沖擊噪聲，而且零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低離合器傳動效率。彈性傳動片式是近年來廣泛采用的驅動方式，傳動片式此結構中壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，簡單可靠，壽命長。</p><p>　　3.離合器基本參數的確定</p><p>　　3.1 摩擦片主要參數的選擇</p><p&g

25、t;　　摩擦片外徑是離合器的主要參數，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>　　摩擦片外徑D（mm）也可以根據發(fā)動機最大轉矩（N.m）按如下經驗公式選用</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　由選已知得=179.3N·m，</p><p>　　式中，

26、為直徑系數，取值范圍見表3-1</p><p>　　表3-1 直徑系數的取值范圍</p><p><b>　　=17</b></p><p>　　則將各參數值代入式后計算得 D=227.97 mm。</p><p>　　根據離合器摩擦片的標準化，系列化原則，根據下表3-2</p><p>　　表3

27、-2 離合器摩擦片尺寸系列和參數（即GB1457—74）</p><p>　　可取：摩擦片相關標準尺寸：</p><p>　　外徑D=250 mm 內徑d=155 mm 厚度h=3.5 mm</p><p>　　3.2 離合器后備系數的確定</p><p>　　表3-3　離合器后備系數的取值范圍</p><p>

28、;　　結合設計實際情況，故選擇β=1.5。</p><p>　　3.3 單位壓力P的確定</p><p>　　前面已經初步確定了摩擦片的基本尺寸；</p><p>　　外徑D=250㎜ 內徑d=155㎜ 厚度h=3.5㎜ </p><p>　　內徑與外徑比值C=0.620 </p><p>　　材料選

29、擇粉末冶金材料</p><p>　　摩擦材料的摩擦因數的取值范圍</p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　由公式得</b></p><p>　　=0.1965 Mpa 滿足約束條件：</p><p>　　4.離合器從動盤設計</p&

30、gt;<p><b>　　4.1從動盤設計</b></p><p>　　從動盤總成應滿足如下設計要求：</p><p>　?、?為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能??；</p><p>　?、?為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等從動盤應具有軸向彈性；</p><p>　　

31、⑶ 為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減 振器；</p><p>　?、?要有足夠的抗爆裂強度。</p><p>　　4.1.1從動盤的選擇和設計</p><p>　　在本設計中，采用組合式彈性從動片，離合器從動片采用2㎜厚的08鋼板沖壓而成，波形彈簧2mm厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑決定，在這里取250㎜，內徑由從動盤轂的尺寸

32、決定，這將在以后的設計中取得。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷，還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口.</p><p>　　4.1.2從動盤轂的設計</p><p>　　從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對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)動機的最大轉矩按國標GB1144－

33、74選取。</p><p>　　從動盤的軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0-1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼（如35、45、40Cr等），并經調質處理。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝：對減振彈簧窗口及從動片配合，應進行高頻處理。</p><p>　　花鍵選擠壓應力的強度校核公式如下：</p><p>

34、<b>　　（4.1）</b></p><p>　　式中，n是花鍵齒數；h是花鍵工作高度，；是花鍵有效長度（mm）。P是花鍵的齒側面壓力（N）它由下式確定</p><p>　　式中，，分別是花鍵的內、外徑；z是從動盤的數目；是發(fā)動機最大轉矩（N·m）其余參數見表（4-1）</p><p>　　表4-1 離合器從動盤轂花鍵尺寸系列<

35、;/p><p>　　根據摩擦片的外徑D=250mm與發(fā)動機的最大轉矩=179.3 N·m，由表4-1查得n=10，D′=35 mm，d′=28mm，b=4 mm，l=35 mm，σ=10.4 Mpa，則由公式校核得： h=3.5 mm </p><p>　　=11384.1 N </p><p>　　所以，所選花鍵尺寸能滿足使用要求。</

36、p><p>　　4.1.3摩擦片材料的選取及與從動片的緊固方式</p><p>　　在該設計中選取的是粉末冶金的摩擦材料。固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接，采用這種方法后，當在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強度，同時，當釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表面上對摩擦系數的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨

37、損后換裝摩擦片方便等優(yōu)點。</p><p>　　離合器間隙△t是指離合器處于正常結合狀態(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器仍能完全結合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。該間隙△t一般為3～4mm 。本次設計取△t =3 mm 。</p><p>　　5.離合器壓盤的設計</p><p>　　5.1壓盤的傳力方式的選擇 :傳

38、動片式</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>　　5.2壓盤的幾何尺寸的確定</p><p>　　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。</p><p>　　壓盤外徑D

39、=260㎜ 壓盤內徑d=165㎜</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><p>　　5.3壓盤傳里片的材料選擇</p>

40、<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壓盤的升溫校核</p><p>　　校核離合器接合一次時的溫升（每次接合大約3s

41、左右），它不應超過8~10℃.</p><p><b>　　校核公式為：</b></p><p>　　式中：為溫升（℃），L為滑磨功（J），c為壓盤的比熱,c=481.48J/(㎏.℃),為壓盤質量（kg），</p><p>　　式中：為離合器主動部分的轉動慣量；為整個汽車的慣性質量轉化到離合器從動部分上的當量轉動慣量；為發(fā)動機最大轉矩時的轉速

42、；而，為汽車的總質量（kg）,為驅動輪的滾動半徑（m）,為主傳動比；為變速器傳動比；為分配壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合壓盤=0.50，雙片離合器壓盤=0.25，雙片離合器中間壓盤為=0.50。經計算=4.5℃<8℃,符合要求。</p><p>　　5.5離合器蓋的設計</p><p>　　在設計中應注意以下幾個問題：</p><p><b>

43、　?、?離合器的剛度</b></p><p>　　離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構的傳動效率，嚴重時還可能造成離合器分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器的換檔困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為4㎜的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。</p><

44、;p>　?、?離合器的通風散熱</p><p>　　為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風窗口。</p><p>　?、?離合器的對中問題</p><p>　　離合器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另一種是用定位銷或定位螺栓對中，由于本設計選用的是傳動片傳動方式，因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內圓止口對中。&

45、lt;/p><p>　　6.離合器膜片彈簧的設計</p><p>　　6.1膜片彈簧主要參數的選擇 </p><p>　　6.1.1H/h值的選擇</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

46、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。</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=3mm ，則H=5.4mm。</p><p>　　H / h 對膜片彈簧彈性特性的影響（圖） </p><p>　　6.1.

47、2 比值R/r值的選擇</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， 取mm則mm取整mm 則。</p><p>　　6.1.3圓錐底角的確定</p><p>　　汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角α一

48、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>　　6.1.4切槽寬度</b></p><p>　　mm，mm，取mm，mm，應滿足的要求。</p><p>　　6.1.5壓盤加載點半徑和

49、支撐環(huán)加載點半徑e的確定</p><p>　　e應略大于且盡量接近r，L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/。</p><p>　　6.1.6公差與精度</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

50、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>　　6.2 膜片彈簧的設計</p><p>　　⑴ 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，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><b>　　膜片

51、彈簧（圖1）</b></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L（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑e）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即</p><p>　　拉式： </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>&l

52、t;p>　?、?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><b>　　拉式：</b></p><p>　　由⑷和⑸得mm，mm。</p><p>　　6.3膜片彈簧的載荷和變形關系</p><p>　　碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，膜片彈簧（圖1），它具有獨特的彈性特征，廣

53、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>

54、;　?。?.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</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——

55、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>　　L——壓盤加載點半徑</p><p>　　e——支承環(huán)加載點半徑</p><p><b>　　代入（3.10）得</b></p><p><b>　?。?.11）</b

56、></p><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><b>　　拐點：mm時，N</b></p

57、><p>　　公式3.11繪圖如下：</p><p>　　B點——新離合器壓緊狀態(tài)時膜片彈簧工作點位置，一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，以保證摩擦片在最大磨損限度△λ范圍內壓緊力從到變化不大。在該點要保證膜片彈簧有足夠大的壓緊力，此時B點變形量=(0.65～0.8) H。</p><p>　　取 = 4.3mm </p><p

58、><b>　　則＝9241</b></p><p><b>　　重新計算后備系數:</b></p><p>　　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 （6.12）</p><p><b>　?。?.13）</b>

59、</p><p><b>　　列出表3.8</b></p><p>　　表3.8　膜片彈簧工作點的數據</p><p>　　a)自由狀態(tài) b)壓緊狀態(tài) C)分離狀態(tài) </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（圖4-14）分析出，該

60、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.7.4膜片彈簧的應力計算。<

61、/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)榱悖试擖c的切向應力為零，O點以外的點均存在切向應變和切向應力?，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>　?。?.14）</b><

62、/p><p>　　式中 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) （6.15）</p><p>　　為了分析斷

63、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： </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

64、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：</p><p><b>　　（6.17）</b></p><p>　　

65、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作用下還受有彎曲應力：</p><p><b>　?。?.18）</b></p><p>

66、;　　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： 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

67、：</p><p><b>　　N/mm2</b></p><p><b>　　N/mm2</b></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><b>　　結論</b></p><p>　　本次課程設計

68、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

69、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、、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

70、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

71、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>　　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] 陳家瑞.汽車構造 [M]. 機械工業(yè)出版社.20

72、05.</p><p>　　[2] 王望予.汽車設計[M]. 機械工業(yè)出版社.2006.</p><p>　　[3] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊[M].機械工業(yè)出版社.2004.</p><p>　　[4] 王國權.汽車設計課程設計指導書.機械工業(yè)出版社.2009.</p><p><b>　　致謝</b>&