福田奧鈴離合器設(shè)計

1、畢 業(yè) 設(shè) 計（論文）（說 明 書）題 目：福田奧鈴離合器設(shè)計 姓 名： 編 號： 平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學院 年 月 日平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學院畢 業(yè) 設(shè) 計 （論文） 任 務(wù) 書姓名 專業(yè) 汽車運用技術(shù) 任 務(wù) 下 達 日 期 年 月 日設(shè)計（論文）開始日期 年 月 日設(shè)計（論文）完成日期 年 月 日設(shè)計（論文）題目： 福田奧鈴離合器設(shè)計 a編制設(shè)計 b設(shè)計專題（畢業(yè)論文） 指 導 教 師 王偉京 系（部）主 任 年 月 日平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計（論文）答辯委員會記錄 機械工程 系 汽車運用技術(shù) 專業(yè)，學生 、 于 年 月 日進行了畢業(yè)設(shè)計（論文）答辯。設(shè)計題目： 福田奧鈴離合器設(shè)計 專

2、題（論文）題目： 福田奧鈴離合器設(shè)計 指導老師： 王偉京 答辯委員會根據(jù)學生提交的畢業(yè)設(shè)計（論文）材料，根據(jù)學生答辯情況，經(jīng)答辯委員會討論評定，給予學生 、 畢業(yè)設(shè)計（論文）成績?yōu)?。答辯委員會 人，出席 人答辯委員會主任（簽字）： 答辯委員會副主任（簽字）： 答辯委員會委員： ， ， ， ， ， ， 平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計（論文）評語第 頁共 頁學生姓名： 、 專業(yè) 汽車運用技術(shù) 年級 2009 畢業(yè)設(shè)計（論文）題目： 福田奧鈴離合器設(shè)計 評 閱 人： 指導教師： （簽字） 年 月 日成 績： 系（科）主任： （簽字） 年 月 日畢業(yè)設(shè)計（論文）及答辯評語： 職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計說明

3、書（論文）摘要本文從分析汽車傳動系的發(fā)展狀況起端敘述汽車離合器的發(fā)展及未來趨向，指出離合器產(chǎn)品應(yīng)具有的功能和對產(chǎn)品設(shè)計的基本要求。本文著力介紹離合器及其操縱系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)知識，設(shè)計理論和方法，及離合器的故障分析與排除等。主要介紹離合器的結(jié)構(gòu)形式，工作特性，結(jié)構(gòu)的選型等。主要闡述了離合器（eq153）從動盤設(shè)計，壓盤的設(shè)計，離合器蓋的設(shè)計，分離桿等的設(shè)計。關(guān)鍵詞： 從動盤 、壓盤、離合器蓋、分離桿 第 32 頁abstractthis article from analyzes the automobile developmentcondition beginning, will narrate t

4、he automobile clutch developmentand the future tends to, pointed out the coupling product will besupposed to have function and to product design basic request. this article strength introduction coupling and its the control systemstructure knowledge, the design theory and the method, and thecoupling

5、 fault analysis with removes and so on. mainly introduces thecoupling the structural style, the operational factor, the structureshaping and so on. mainly elaborated the coupling (eq153) the design, presses the plate the design design,disengaging lever and so on design.key word: driven plate, pressu

6、re plate, clutch cover, separation stem 職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計說明書（論文）目錄第1章 緒論11.1概述11.2離合器的功用11.3離合器分類21.4離合器基本的設(shè)計要求2第2章 摩擦式離合器的結(jié)構(gòu)形式及原理32.1 摩擦離合器的主要組成及結(jié)構(gòu)型式32.1.1 組成32.1.2 結(jié)構(gòu)型式32.2 摩擦式離合器的基本結(jié)構(gòu)原理4第3章 離合器的基本參數(shù)和尺寸53.1離合器設(shè)計所需原始數(shù)據(jù)53.2摩擦片設(shè)計53.2.1摩擦片主要參數(shù)的選擇53.2.2 摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化73.3摩片彈簧設(shè)計93.3.1膜片彈簧主要參數(shù)的選擇93.3.2 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計103

7、.3.3膜片彈簧的載荷與變形關(guān)系113.3.4膜片彈簧的應(yīng)力計算153.4扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計173.4.1扭轉(zhuǎn)減振器的功能173.4.2 扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型的選擇173.4.3扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)確定183.4.4減振彈簧尺寸203.5離合器的操縱機構(gòu)設(shè)計213.5.1離合器操縱機構(gòu)應(yīng)滿足的要求213.5.2 操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇213.5.3離合器踏板行程計算223.5.4踏板力的計算22第4章 離合器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計244.1 從動盤總成244.1.1摩擦片設(shè)計244.1.2從動盤轂設(shè)計254.1.3從動片設(shè)計264.2 壓盤和離合器蓋264.2.1壓盤設(shè)計264.2.2離合器蓋設(shè)計27第5

8、章 離合器的正確使用與維護29第6章 結(jié)論32致謝33參考文獻34職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計說明書（論文）第1章 緒論1.1概述對于以內(nèi)燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系是作為一個獨立總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主、從動部之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主從動部分、從動部分、壓緊機構(gòu)和操縱機構(gòu)等四個部分。1.2離合器的功用（1） 保證汽車平穩(wěn)起步起步前汽車處于靜止狀態(tài)，如果發(fā)動機與變速箱是剛性連接的，一旦掛上檔，汽車將由于突然接上動力突然前沖，不但會造成機件的損傷，而且驅(qū)動力也不足以克服汽車前沖產(chǎn)生的巨大慣性力，使

9、發(fā)動機轉(zhuǎn)速急劇下降而熄火。如果在起步時利用離合器暫時將發(fā)動機和變速箱分離，然后離合器逐漸接合，由于離合器的主動部分與從動部分之間存在著滑磨的現(xiàn)象，可以使離合器傳出的扭矩由零逐漸增大，而汽車的驅(qū)動力也逐漸增大，從而讓汽車平穩(wěn)地起步。 （2）便于換檔汽車行駛過程中，經(jīng)常換用不同的變速箱檔位，以適應(yīng)不斷變化的行駛條件。如果沒有離合器將發(fā)動機與變速箱暫時分離，那么變速箱中嚙合的傳力齒輪會因載荷沒有卸除，其嚙合齒面間的壓力很大而難于分開。另一對待嚙合齒輪會因二者圓周速度不等而難于嚙合。即使強行進入嚙合也會產(chǎn)生很大的齒端沖擊，容易損壞機件。利用離合器使發(fā)動機和變速箱暫時分離后進行換檔，則原來嚙合的一對齒輪

10、因載荷卸除，嚙合面間的壓力大大減小，就容易分開。而待嚙合的另一對齒輪，由于主動齒輪與發(fā)動機分開后轉(zhuǎn)動慣量很小，采用合適的換檔動作就能使待嚙合的齒輪圓周速度相等或接近相等，從而避免或減輕齒輪間的沖擊。 （3） 防止傳動系過載 汽車緊急制動時，車輪突然急劇降速，而與發(fā)動機相連的傳動系由于旋轉(zhuǎn)的慣性，仍保持原有轉(zhuǎn)速，這往往會在傳動系統(tǒng)中產(chǎn)生遠大于發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的慣性矩，使傳動系的零件容易損壞。由于離合器是靠摩擦力來傳遞轉(zhuǎn)矩的，所以當傳動系內(nèi)載荷超過摩擦力所能傳遞的轉(zhuǎn)矩時，離合器的主、從動部分就會自動打滑，因而起到了防止傳動系過載的作用。同時有效降低了傳動系中的震動和噪聲。1.3離合器分類 汽車離合器有摩

11、擦式離合器、液力變矩器(液力偶合器)、電磁離合器等幾種。摩擦式離合器又分為濕式和干式兩種。目前，與手動變速器相配合的絕大多數(shù)離合器為干式摩擦式離合器，按其從動盤的數(shù)目，又分為單盤式、雙盤式和多盤式等幾種。濕式摩擦式離合器一般為多盤式的，浸在油中以便于散熱。采用若干個螺旋彈簧作為壓緊彈簧，并將這些彈簧沿壓盤圓周分布的離合器稱為周布彈簧離合器（如圖所示）。采用膜片彈簧作為壓緊彈簧的離合器稱為膜片彈簧離合器。1.4離合器基本的設(shè)計要求根據(jù)離合器的原理和功用，它應(yīng)滿足下列主要要求：（1）能在任何行駛情況下，可靠地傳遞發(fā)動機的最大扭矩。為此，離合器的摩擦力矩（）應(yīng)大于發(fā)動機最大扭矩（）；（2）接合平順、

12、柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加，以免汽車起步?jīng)_撞或抖動；（3）分離迅速、徹底。換檔時若離合器分離不徹底，則飛輪上的力矩繼續(xù)有一部份傳入變速器，會使換檔困難，引起齒輪的沖擊響聲；（4）從動盤的轉(zhuǎn)動慣量小。離合器分離時，和變速器主動齒輪相連接的質(zhì)量就只有離合器的從動盤。減小從動盤的轉(zhuǎn)動慣量，換檔時的沖擊即降低；（5）具有吸收振動、噪聲和沖擊的能力；（6）散熱良好，以免摩擦零件因溫度過高而燒裂或因摩擦系數(shù)下降而打滑；（7）操縱輕便，以減少駕駛員的疲勞。尤其是對城市行駛的轎車和公共汽車，非常重要；（8）摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損，襯面磨損在一定范圍內(nèi)，要能通過調(diào)整，使離合器正常

13、工作。第2章 摩擦式離合器的結(jié)構(gòu)形式及原理2.1 摩擦離合器的主要組成及結(jié)構(gòu)型式2.1.1 組成摩擦離合器由主動部分（飛輪，離合器蓋和壓盤等），從動部分（從動盤本體，摩擦片和從動盤轂），壓緊機構(gòu)（螺旋彈簧或膜片彈簧），操縱機構(gòu)（分離機構(gòu)和離合器踏板及傳動機構(gòu)，助力機構(gòu)等）四部分組成。主、從動部分和壓緊機構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本機構(gòu)。操縱機構(gòu)是使離合器主、從動部分分離的裝置。2.1.2 結(jié)構(gòu)型式按結(jié)構(gòu)型式可分為1）周置彈簧離合器 2）中央彈簧離合器 3）膜片彈簧離合器 4）雙片離合器 5）斜置拉式彈簧離合器 6）金屬陶瓷離合器 7）濕式離合器。汽車離合器多采用單片盤形離合器。

14、因其結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉(zhuǎn)動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤時也能接合平順，因此被廣泛應(yīng)用于各級轎車及微、中、輕型客車與貨車上，在發(fā)動機轉(zhuǎn)矩不大于1000nm的大型客車和重型貨車上也有所推廣。因此本設(shè)計采用單片盤式離合器。如圖2-1。圖2-1 單片盤式離合器2.2 摩擦式離合器的基本結(jié)構(gòu)原理就摩擦式離合器本身而言，按其功能要求，結(jié)構(gòu)上應(yīng)由下列幾部分組成：主動件、從動件、壓緊彈簧和分離杠桿。其結(jié)構(gòu)如圖2-2所示。 （a） （b）圖2-2 離合器結(jié)構(gòu)簡圖從圖2-2中可以看出，壓盤3、分離桿4和壓緊彈簧8一起組裝在離合器蓋9內(nèi)，俗稱為離合器蓋總成。蓋總成通過螺栓

15、安裝到發(fā)動機的飛輪上。飛輪1和壓盤3為主動件，發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩通過這兩個主動件輸入。飛輪1和壓盤3之間為從動件總成2，它作為從動件通過摩擦接受由主動件傳來的輸入轉(zhuǎn)矩，并通過其中間的從動盤轂花鍵輸出轉(zhuǎn)矩（由變速器第一軸10接受）。壓緊彈簧8（它可以是螺旋彈簧或膜片彈簧）通過壓盤3把從動盤總成緊緊壓在飛輪上，形成工作壓力。當發(fā)動機工作帶動飛輪1和壓盤3一道旋轉(zhuǎn)時通過壓盤上壓緊彈簧產(chǎn)生的工作壓力所形成的摩擦力，帶動從動盤總成旋轉(zhuǎn)，完成轉(zhuǎn)矩的輸出。如圖2-2（a）所示，離合器通?？偸翘幱诮雍蠣顟B(tài)。當需要切斷動力時駕駛員通過離合器操縱系統(tǒng)中的踏板7，并經(jīng)過操縱傳動桿系及分離撥叉11推動分離套筒5向前，消除間

16、隙y，使分離桿4繞其在離合器蓋9上的支點轉(zhuǎn)動，克服壓緊彈簧8的工作壓力后，壓盤3向后移動，從動盤總成2和壓盤3脫離接觸。離合器分離時的狀況如圖2-2（b）所示，此時，從動盤總成2不再輸出轉(zhuǎn)矩。分離套筒向左移動時，在消除間隙r后，輸出軸10受到了制動，轉(zhuǎn)速很快下降。職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計說明書（論文）第3章 離合器的基本參數(shù)和尺寸3.1離合器設(shè)計所需原始數(shù)據(jù)奧鈴 1.8 se at 原始參數(shù)：整車整備質(zhì)量：1360kg排量：1.8l升最大功率：105/6200 kw/rpm 最大扭矩：177/3800 nm/rpm主減速比：3.23一檔速比：4.58滾動半徑：313mm3.2摩擦片設(shè)計3.2.1摩

17、擦片主要參數(shù)的選擇采用單片摩擦離合器是利用摩擦來傳遞發(fā)動機扭矩的，為保證可靠度，離合器靜摩擦力矩應(yīng)大于發(fā)動機最大扭矩摩擦片的靜壓力： （3.1） 式中：離合器后備系數(shù)（） （1）后備系數(shù)是離合器的重要參數(shù)，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇時，應(yīng)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=1.21.75。結(jié)合設(shè)計實際情況，故選擇=1.5。則有可有表3.2查得 1.5。=1.5*177=265.5表3.1離合器后備系數(shù)的取值范圍車型后備系數(shù)乘用車及最大總質(zhì)量小

18、于6t的商用車1.201.75最大總質(zhì)量為614t的商用車1.502.25掛車1.804.00摩擦片的外徑可有式: （3.3） 求得 為直徑系數(shù)，取值見表3.3 取kd=14.6 得d=203.35mm。表3.2直徑系數(shù)的取值范圍車型直徑系數(shù)乘用車14.6最大總質(zhì)量為1.814.0t的商用車16.018.5(單片離合器)13.515.0(雙片離合器)最大總質(zhì)量大于14.0t的商用車22.524.0摩擦片的尺寸已系列化和標準化,標準如下表(部分):表3.3離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)外徑dmm160180200225250280300325內(nèi)徑dmm110125140150155165175190

19、厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.50.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800單面面積cm2106132160221302402466546取第四組數(shù)據(jù)，即：外徑：225內(nèi)徑：150厚度：3.5：0.667：0.703單面面積cm：221摩擦片的摩擦因數(shù)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3.4查得：表3.4摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍摩擦材料摩擦因數(shù)石棉基材料模壓0.200.25編織0.250.35粉末冶金材料銅基0.25

20、0.35鐵基0.300.50金屬陶瓷材料0.4 摩擦面數(shù)z為離合器從動盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩的大小及其結(jié)構(gòu)尺寸。本題目設(shè)計單片離合器，因此z=2。離合器間隙t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器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。該間隙t一般為34mm。取t=4mm。離合器的靜摩擦力矩為： （3.4）與式（3.1）聯(lián)立得： （3.5） 代入數(shù)據(jù)得：單位壓力p0=0.25mpa。表3.5摩擦片單位壓力的取值范圍摩擦片材料單位壓力/mpa石棉基材料模壓0.150.25編織0.250.35粉末冶金材料模壓0.

21、350.50編織金屬陶瓷材料0.701.503.2.2 摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化（1）摩擦片外徑d（mm）的選取應(yīng)使最大圓周速度不超過6570m/s，即vd=m/sm/s （3.6）式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）；為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速(r/min)。（2）摩擦片的內(nèi)、外徑比應(yīng)在0.530.70范圍內(nèi)，即（3）為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，不同車型的值應(yīng)在一定范圍內(nèi)，最大范圍為1.24.0。（4）為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器振器彈簧位置直徑約50mm，即mm （5）為反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，即 （

22、3.7）式中，為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩(n.m/mm2)，可按表3.6選取經(jīng)檢查,合格。表3.6單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值離合器規(guī)格028030035040（6）為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力的最大范圍為0.111.50mpa,即mpampampa（7）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(yīng)小于其許用值,即 （3.8）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(zhì)量小于6.0t的商用車：j/mm2，對于最大總質(zhì)量大于6.0t商用車：

23、j/mm2：w為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（j），可根據(jù)下式計算 （3.9）式中，為汽車總質(zhì)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(zhuǎn)速r/min，計算時乘用車取r/min，商用車取r/min。其中： m kg代入式（3.9）得j，代入式（3.8）得（乘用車取j/mm2），合格。（8）離合器接合的溫升式中,t為壓盤溫升,不超過c；c為壓盤的比熱容，j/(kgc)；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(zhì)量kg,代入，c，合格。3.3摩片彈簧設(shè)計3.3.1膜片彈簧主要參數(shù)的選擇1. 比較h/h的選擇此值對膜片

24、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(shù)關(guān)系可知，當時，f2為增函數(shù)；時，f1有一極值，而該極值點又恰為拐點；時，f1有一極大值和極小值；當時，f1極小值在橫坐標上，見圖3-1。1- 2- 3-4- 5-圖3-1 膜片彈簧的彈性特性曲線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1.52范圍內(nèi)選取。常用的膜片彈簧板厚為24mm，本設(shè)計 ，h=3mm ，則h=6mm 。2. r/r選擇通過分析表明，r/r越小，應(yīng)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(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，r/r常在1.21.3 的范圍內(nèi)取值。本

25、設(shè)計中取，摩擦片的平均半徑mm， 取mm則mm取整mm 則。3.圓錐底角 汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角一般在范圍內(nèi)，本設(shè)計中 得在之間，合格。分離指數(shù)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(shè)計所取分離指數(shù)為18。4.切槽寬度mm，mm，取mm，mm，應(yīng)滿足的要求。5. 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定應(yīng)略大于且盡量接近r，應(yīng)略小于r且盡量接近r。本設(shè)計取mm，mm。膜片彈簧應(yīng)用優(yōu)質(zhì)高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內(nèi)常用的碟簧材料的為60sizmna，當量應(yīng)力可取為16001700n/mm2。6. 公差與精度離合器蓋的膜片彈簧支承處，要

26、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。3.3.2 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計（1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始錐角應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即（2）彈簧各部分有關(guān)尺寸的比值應(yīng)符合一定的范圍，即（3）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(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即推式： 拉式： （4）根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置要求，與，與之差應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即（5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即推式： 拉式： 由（4）和（5）得mm，

27、mm。3.3.3膜片彈簧的載荷與變形關(guān)系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(yīng)用于機械制造業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結(jié)構(gòu)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(guān)設(shè)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1，則壓緊力f1與變形1之間的關(guān)系式為: （3.10）式中： e彈性模量，對于鋼， 泊松比，對于鋼，=0.3 h膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內(nèi)錐高度 h彈簧

28、鋼板厚度 r彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑r彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑r1壓盤加載點半徑r1支承環(huán)加載點半徑表3.7膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù)rrr1r1hh106881059063利用matlab軟件進行p1x1特性曲線的繪制，程序和圖形如下：程序如下：x1=0:0.2:7;%x1為膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形e=2.1*105;%彈性模量（mpa）b=0.3;%泊松比r=106;%自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑(mm)r=88;%自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑(mm)h=6;%自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度（mm）h=3;%膜片彈簧鋼板厚度（mm）r1=105;%壓盤加載點半徑（mm）

29、r1=90;%支承環(huán)加載點半徑（mm）p1=(pi*e*h*x1/(6*(1-b2)*log(r/r)/(r1-r1)2).*(h-x1*(r-r)/(r1-r1).*(h-(x1/2)*(r-r)/(r1-r1)+h2);%以下用于繪圖clf plot(x1,p1,-b);axis(0,7,0,8000);%設(shè)置坐標hold onhold off,grid onxlabel(變形x1/mm)ylabel(工作壓力p1/n)title(p1-x1特性曲線)如圖3-2：圖3-2表3.8膜片彈簧工作點的數(shù)據(jù)2.967.0459.182.18215.511796.936748.9892733775.

30、022159.672967.36確定膜片彈簧的工作點位置:可以利用matlab 軟件尋找p1x1特性曲線中m,n的位置坐標，具體程序如下x1=0:0.2:7;%x1為膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形e=2.1*105;%彈性模量（mpa）b=0.3;%泊松比r=106;%自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑(mm)r=88;%自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑(mm)h=6;%自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度（mm）h=3;%膜片彈簧鋼板厚度（mm）r1=105;%壓盤加載點半徑（mm）r1=90;%支承環(huán)加載點半徑（mm）p1=(pi*e*h*x1/(6*(1-b2)*log(r/r)/(r1-r1)2).*(h

31、-x1*(r-r)/(r1-r1).*(h-(x1/2)*(r-r)/(r1-r1)+h2);%以下用于繪圖clf plot(x1,p1,-b);axis(0,7,0,8000);%設(shè)置坐標hold onhold off,grid onxlabel(變形x1/mm)ylabel(工作壓力p1/n)title(p1-x1特性曲線)zoom outx,y=ginput(1)x = 2.6694y = 5.2515e+003x,y=ginput(1)x =4.9767y =4.5195e+003 則可知, 上述曲線的拐點h對應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且則新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點b一般取在

32、凸點m和拐點m之間，且靠近或在h點處，一般則取則此時校核后備系數(shù)滿足要求離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形量為（即為壓盤的行程故壓盤剛開始分離時，壓盤的行程圖3-3膜片彈簧的尺寸簡圖3.3.4膜片彈簧的應(yīng)力計算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(zhuǎn)動（圖3-4）。斷面在o點沿圓周方向的切向應(yīng)變?yōu)榱?，故該點的切向應(yīng)力為零，o點以外的點均存在切向應(yīng)變和切向應(yīng)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(yīng)力為： （3.14）式中 碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)角（從自由狀態(tài)算起）碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角e

33、 碟簧部分子午斷面內(nèi)中性點的半徑e=（r-r）/in(r/r) （3.15）為了分析斷面中斷向應(yīng)力的分布規(guī)律，將（3.14）式寫成y與x軸的關(guān)系式： （3.16）圖3-4 切向應(yīng)力在子午斷面的分布由上式可知，當膜片彈簧變形位置一定時，一定的切向應(yīng)力t在x-y坐標系里呈線性分布。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(yīng)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(yīng)力直線為k點與o點的連線，在零應(yīng)力直線內(nèi)側(cè)為壓應(yīng)力區(qū)，外側(cè)位拉應(yīng)力區(qū)，等應(yīng)力直線離應(yīng)力直線越遠，其應(yīng)力越高。由此可知，碟簧部分內(nèi)緣點b處切向壓應(yīng)力最大，

34、a處切向拉應(yīng)力最大，分析表明，b點的切向應(yīng)力最大，計算膜片彈簧的應(yīng)力只需校核b處應(yīng)力就可以了，將b點的坐標x=（e-r）和y=h/2 代入（3.17）式有： （3.17）令可以求出切向壓應(yīng)力達極大值的轉(zhuǎn)角由于： mm所以： ，n/mm2b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(yīng)力： （3.18）式中 n分離指數(shù)目 n=18 br單個分離指的根部寬mm因此：n/mm2由于rb是與切向壓應(yīng)力tb垂直的拉應(yīng)力，所以根據(jù)最大剪應(yīng)力強度理論，b點的當量應(yīng)力為：n/mm2n/mm2膜片彈簧的設(shè)計應(yīng)力一般都稍高于材料的局限，為提高膜片彈簧的承載能力，一般要經(jīng)過以下工藝：先對其進行調(diào)質(zhì)處理

35、，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1214h），使其高應(yīng)力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應(yīng)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。故膜片彈簧和當量應(yīng)力不超出允許應(yīng)力范圍，所以用設(shè)數(shù)據(jù)合適。3.4扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計3.4.1扭轉(zhuǎn)減振器的功能為了降低汽車傳動系的振動，通常在傳動系中串聯(lián)一個彈性一阻尼裝置，它就是裝在離合器從動盤上的扭轉(zhuǎn)減振器。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉(zhuǎn)剛度，降低傳動系扭振系統(tǒng)三節(jié)點振型的固有頻率，以便將較為嚴重的扭振車速移出常用車速范圍(當然，在實際中要做到這一點是非常困難的

36、)；其阻尼元件用來消耗扭振能量，從而可有效地降低傳動系的共振載荷、非共振載荷及噪聲。3.4.2 扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型的選擇圖3.5給出了幾種扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)圖，它們之間的差異在于采用了不同的彈性元件和阻尼裝置。采用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉(zhuǎn)減振器(見圖3.5a-d)得到了最廣泛的應(yīng)用。在這種結(jié)構(gòu)中，從動片和從動盤毅上都開有6個窗口。當6個彈簧屬同一規(guī)格并同時起作用時，扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特性為線性的。這種具有線性特性的扭轉(zhuǎn)減振器，結(jié)構(gòu)較簡單，廣泛用于汽油機汽車中。當6個彈簧屬于兩種或三種規(guī)格且剛度由小變大并按先后次序進人工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器(圖3-5e為三級的)。這種非線性扭

37、轉(zhuǎn)減振器，廣泛為現(xiàn)代汽車尤其是柴油發(fā)動機汽車所采用。柴油機的怠速旋轉(zhuǎn)不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪輪齒問的敲擊。為此，可使扭轉(zhuǎn)減振器具有兩級或三級非線性彈性特性。第一級剛度很小，稱怠速級，對降低變速器怠速噪聲效果顯著。線性扭轉(zhuǎn)減振器只能在一種載荷工況(通常為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩)下有效地工作，而三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特性則擴大了適于其有效工作的載荷工況范圍，這有利于避免傳動系共振，降低汽車在行駛和怠速時傳動系的扭振和噪聲。 采用空心圓柱形見(圖3-5)或星形等其他形狀的橡膠彈性元件的扭轉(zhuǎn)減振器，也具有非線性的彈性特性。雖然其結(jié)構(gòu)簡單、橡膠變形時具有較大的內(nèi)摩擦，因而不需另加阻尼裝置，但由于

38、它會使從動盤的轉(zhuǎn)動慣量顯著增大，且在離合器熱狀態(tài)下工作需用專門的橡膠制造，因此尚未得到廣泛采用。1- 從動片；2-從動盤轂；3-摩擦片；4-減振彈簧；5-碟形彈簧墊片；6-壓緊彈簧；7-減振盤；8-橡膠彈性元件圖3-5 減振器結(jié)構(gòu)圖減震器其結(jié)構(gòu)雖簡單，但當摩擦片磨損后，阻尼力矩便減小甚至消失。為了保證正壓力從而阻尼力矩的穩(wěn)定，可加進碟形彈簧(圖3-5c，d)，同時采用不同剛度的碟形彈簧和圓柱螺旋壓簧分別對兩組摩擦片建立不同的正壓力(圖3-5d)，就可實現(xiàn)阻尼力矩的非線性變化。3.4.3扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)確定1、扭轉(zhuǎn)減振器的角剛度減振器扭轉(zhuǎn)角剛度ca決定于減振彈簧的線剛度及結(jié)構(gòu)布置尺寸，按下列公式

39、初選角剛度 ca13 （3-19）式中：為極限轉(zhuǎn)矩，按下式計算 =（1.52.0） （3-20）式中：2.0適用乘用車，1.5適用商用車，本設(shè)計為商用車，選取2.0，為發(fā)動機最大扭矩，代入數(shù)值得=354n.m，ca 8273.5本設(shè)計初選ca=8000nm/rad。2、扭轉(zhuǎn)減振器最大摩擦力矩由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度ca受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩。一般可按下式初選為 =（0.060.17） （3-21）取=0.15，本設(shè)計按其選取=26.55nm。3、扭轉(zhuǎn)減振器的預緊力矩減振彈簧安裝時應(yīng)有一定的預緊。這樣

40、，在傳遞同樣大小的極限轉(zhuǎn)矩它將降低減振器的剛度，這是有利的，但預緊力值一般不應(yīng)該大于摩擦力矩否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將停止工作。一般選取=（0.050.15），取=0.12=21.24 nm。4、扭轉(zhuǎn)減振器的彈簧分布半徑減振彈簧的分布尺寸r1的尺寸應(yīng)盡可能大一些，一般取 r1 =（0.600.75）d/2 （3-22） 取 r1=0.7 d/2其中d為摩擦片內(nèi)徑，代入數(shù)值，得r1 =52.5mm。5、扭轉(zhuǎn)減振器彈簧數(shù)目可參考表3.9選取，本設(shè)計d=225mm，故選取z=4。表3.9減振彈簧的選取摩擦片外徑6、扭轉(zhuǎn)減振器減振彈簧的總壓力當限位彈簧與從動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭矩達到

41、最大tj = （3-23）式中：的計算應(yīng)按tj的大者來進行=3371.43n。每個彈簧工作壓力 =842.8n （3-24）7、從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 =3.40 （3-25）8、限位銷與從動盤缺口側(cè)邊的間隙 （3-26）式中：r2為限位銷的安裝半徑，一般為2.54mm。本設(shè)計取=4。9、限位銷直徑限位銷直徑按結(jié)構(gòu)布置選定，一般=9.512mm，本設(shè)計取=10。10、從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸為充分利用減振器的緩沖作用，將從動片上的部分窗口尺寸做的比從動盤轂上的窗口尺寸稍大一些，如圖3.6所示。 一般推薦a1-a=a=1.416mm。這樣，當?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，開始只有部分彈簧參加工作，

42、剛度較小，有利于緩和沖擊。本設(shè)計取a=1.5mm，a=29mm，a1=30.5mm3.4.4減振彈簧尺寸（1）選擇材料，計算許用應(yīng)力根據(jù)機械原理與設(shè)計(機械工業(yè)出版社)采用65mn彈簧鋼絲， 設(shè)彈簧絲直徑mm,mpa,mpa。（2）選擇旋繞比，計算曲度系數(shù)根據(jù)下表選擇旋繞比表3.10旋繞比的薦用范圍d/mmc確定旋繞比，曲度系數(shù)（3）強度計算mm，與原來的d接近，合格。中徑 mm；外徑 mm（4）極限轉(zhuǎn)角取 ，則mm（5）剛度計算彈簧剛度 mm其中，為最小工作力，彈簧的切變模量mpa，則彈簧的工作圈數(shù)取，總?cè)?shù)為（6）彈簧的最小高度mm（7）減振彈簧的總變形量mm（8）減振彈簧的自由高度mm（

43、9）減振彈簧預緊變形量mm（10）減振彈簧的安裝高度mm（11）定位鉚釘?shù)陌惭b位置取mm，則，mm，mm，合格。3.5離合器的操縱機構(gòu)設(shè)計3.5.1離合器操縱機構(gòu)應(yīng)滿足的要求（1）踏板力要小，轎車一般在80150n范圍內(nèi)，貨車不大于150200n；（2）踏板行程對轎車一般在mm范圍內(nèi)，對貨車最大不超過180mm；（3）踏板行程應(yīng)能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復原；（4）應(yīng)有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構(gòu)因受力過大而損壞；（5）應(yīng)具有足夠的剛度；（6）傳動效率要高；（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。3.5.2 操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇常用的離合器操縱機構(gòu)，主要有機械式、液壓式、機械式和液壓式的操縱機構(gòu)的助力器、氣壓式和自動操縱機構(gòu)等。機械式操縱機構(gòu)有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，但是機械效率低，質(zhì)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，但壽命短，機構(gòu)效率不高。本次設(shè)