課程設(shè)計(單片離合器) 1課件

1、汽車單片摩擦片離合器設(shè)計班級：B110209學號：B11011308姓名：王 慧 峰目錄目錄1摘要3一、 汽車離合器簡介41.1汽車離合器的工作原理41.2汽車離合器的功用41.3汽車離合器設(shè)計的基本要求5二、汽車離合器主要參數(shù)的選擇52.1后備系數(shù)62.2摩擦片的外徑D、內(nèi)徑d和厚度b的確定。6（1）摩擦片參數(shù)選擇6（2）摩擦片參數(shù)的校核82.3摩擦片摩擦因數(shù)f及單位壓力p0的確定8（1）摩擦因數(shù)的確定 8（2）單位壓力p0的確定92.4汽車離合器滑磨功的校驗102.5離合器間隙t的確定12三、離合器從動盤總成的設(shè)計123.1軸向彈性從動盤的結(jié)構(gòu)形式的選用123.2從動盤轂的設(shè)計123.3離

2、合器摩擦片材料及摩擦片與從動片的連接方式的選擇14（1）摩擦材料的選擇14（2）摩擦片的連接方式143.4從動片153.5波形片和減震彈簧15四、離合器壓緊彈簧的設(shè)計154.1壓緊彈簧的選擇154.2拉式膜片彈簧的支承形式的選擇164.3 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇174.4膜片彈簧的校核20(2)為了保證摩擦片磨損后離合器仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，并考慮到摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力F1A應(yīng)大于或等于新摩擦片時的壓緊力F1B。23五、扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計235.1極限轉(zhuǎn)矩245.2扭轉(zhuǎn)角剛度245.3阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩245.4預(yù)緊轉(zhuǎn)矩245.5彈簧的位置半徑R255.6減振彈簧總壓力255.7極

3、限轉(zhuǎn)角26六 、離合器蓋的設(shè)計266.1壓盤的設(shè)計26對壓盤結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求:266.2壓盤的校核276.3壓盤驅(qū)動方式的選擇27七、分離裝置的設(shè)計287.1分離杠桿裝置287.2分離軸承總成28九、設(shè)計總結(jié)29參考文獻30摘要：離合器是汽車傳動系中的重要部件，主要功用是是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車平穩(wěn)起步，保證傳動系統(tǒng)換擋時工作平順以及限制傳動系統(tǒng)所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動系統(tǒng)過載。膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型汽車上廣泛采用的一種離合器，它的轉(zhuǎn)矩容量大而且較穩(wěn)定，操作輕便，平衡性好，也能大量生產(chǎn)，對于它的研究已經(jīng)變得越來越重要。此設(shè)計說明書詳細的說明了輕型汽車膜片彈簧離

4、合器的結(jié)構(gòu)形式，參數(shù)選擇以及計算過程。 本文采用系統(tǒng)化設(shè)計方法，把離合器分為主動部分、從動部分、操縱機構(gòu)。通過對各個部分設(shè)計方案的原理闡釋和優(yōu)缺點的比較，確定了相關(guān)部分的基本結(jié)構(gòu)及其零部件的制造材料。根據(jù)車輛使用條件和車輛參數(shù)，按照離合器系統(tǒng)的設(shè)計步驟和要求，主要進行了以下工作：選擇相關(guān)設(shè)計參數(shù)主要為：摩擦片外徑D的確定，離合器后備系數(shù)的確定，單位壓力P0的確定。并進行了總成設(shè)計主要為：分離裝置的設(shè)計，以及從動盤設(shè)計（從動盤轂的設(shè)計）和膜片彈簧設(shè)計等。關(guān)鍵詞：離合器，單片摩擦片，機械操縱，膜片彈簧 2一、 汽車離合器簡介1.1汽車離合器的工作原理摩擦離合器一般由主動部分、從動部分、壓

5、緊機構(gòu)和操縱機構(gòu)四部分組成。主、從動部分和壓緊機構(gòu)是保證離合器處于結(jié)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。離合器在結(jié)合狀態(tài)時，發(fā)動機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪1和壓盤借摩擦作用傳給從動盤2，再通過從動軸傳給變速器。當駕駛員踩下踏板時，通過拉桿，分離叉、分離套筒和分離軸承，將分離杠桿的內(nèi)端推向右方，由于分離杠桿的中間是以離合器蓋上的支柱為支點，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2兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發(fā)動機的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

6、時壓緊彈簧就推動壓盤向右，仍將從動盤2壓緊再飛輪1上，這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器。1.2汽車離合器的功用離合器的主要功能是切斷和實現(xiàn)傳動系統(tǒng)的動力傳遞。其主要作用有：（1）汽車起步時將發(fā)動機與傳動系統(tǒng)平順地結(jié)合，確保汽車平穩(wěn)起步；（2）在換擋時將發(fā)動機與傳動系統(tǒng)分離，減少變速器換擋過程中齒輪之間的沖擊，保證傳動系統(tǒng)換擋時工作平順；（3）限制傳動系統(tǒng)所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動系統(tǒng)過載；（4）有效地降低傳動系統(tǒng)中的振動和噪聲。1.3汽車離合器設(shè)計的基本要求在設(shè)計離合器時，應(yīng)根據(jù)車型的類別，使用要求，制造條件以及“三化”（系列化，通用化，標準化）要求等，合理選擇離合器的結(jié)構(gòu)。為了保證離合器具有良好

7、的工作性能，設(shè)計離合器應(yīng)滿足如下基本要求：（1）在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備，又能防止傳動系過載。（2）結(jié)合時要完全、平順、柔和，保證汽車汽車起步時沒有抖動和沖擊。（3）分離時要迅速、徹底。（4）從動部分轉(zhuǎn)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。（5）應(yīng)有足夠的吸熱能力和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。（6）應(yīng)能避免和衰減傳動系的扭轉(zhuǎn)振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。（7）操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。（8）作用在從動盤上的總壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化盡可

8、能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。（9）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。（10）結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單、緊湊，質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。二、汽車離合器主要參數(shù)的選擇摩擦離合器是靠摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的。離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為 （2-1） 式中 Tc離合器的靜摩擦力矩，N·m；f摩擦面間的靜摩擦因數(shù)； F壓盤施加在摩擦面上的工作壓力，N； Rc摩擦片的平均摩擦半徑，mm； Z摩擦面數(shù)，是從動盤數(shù)的兩倍，單片離合器Z=2。 假設(shè)摩擦片上工作壓力均勻，則有 （2-2） 式中 F壓盤施加在摩擦面上的工作壓力，N； A摩擦面的面積

9、mm2； D摩擦片外徑，mm； d摩擦片內(nèi)經(jīng)，mm； p0摩擦面的單位壓力MPa。 摩擦片的平均摩擦半徑Rc，根據(jù)壓力均勻的假設(shè)，可表示為 （2-3）將式（2-2）與式（2-3）代入式（2-1）得 （2-4）式中 c摩擦片內(nèi)外徑之比，c=d/D。為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計時Tc應(yīng)大于發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，即 （2-5）式中 Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩,N·m； 離合器的后備系數(shù)。離合器的基本參數(shù)主要有性能參數(shù)和p0,尺寸參數(shù)D和d及摩擦片厚b。2.1后備系數(shù)后備系數(shù)是離合器設(shè)計時用到的一個重要參數(shù)，他反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時應(yīng)考

10、慮以下幾點：（1）摩擦片在使用中磨損后，離合器還應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩；（2）要防止離合器滑磨時間過長；（3）要能防止傳動系過載等。各類汽車離合器的取值范圍見表2-1。表2-1 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對于乘用車：=1.21.75。在此我們選取=1.5。2.2摩擦片的外徑D、內(nèi)徑d和厚度b的確定。（1）摩擦片參數(shù)選擇摩擦片的外徑D可根據(jù)發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax按如下經(jīng)驗公式選用 （2-6）式中 KD直徑系數(shù)，取值范圍見表2-2。表2-2 直徑系數(shù)KD的取值范

11、圍車 型直徑系數(shù)KD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因為我們設(shè)計的是乘用車離合器，因此KD=14.6. （2-7）式中 Tb汽車比轉(zhuǎn)矩，N·m/t； ma 汽車總質(zhì)量，kg。由可求得所以=MPa由其中取作1.2則所以以D=187mm，我們可以根據(jù)表2-3來確定摩擦片的相應(yīng)參數(shù)。表2-3 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)外徑D/mm內(nèi)徑d/mm厚度b/mm內(nèi)外徑之比d/D單面面積F/mm21601103.20.687106001801253.50.6940320020

12、01403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.583466003251903.50.5855460035019540.5576780038020540.5407290040522040.5439080043023040.535103700由此表可知,隨著摩擦片外徑D的增加，摩擦片內(nèi)外徑之比d/D的值呈現(xiàn)先升高后降低的連續(xù)變化趨勢，因此我們可以用插值法來確定當摩擦片外徑D=187mm時，摩擦片的內(nèi)外徑之比d/D。經(jīng)計算我們可得到摩擦片的參數(shù)如下：摩擦片外徑D=187mm；摩

13、擦片內(nèi)經(jīng)d=130mm；摩擦片厚度b=3.5mm；摩擦片內(nèi)外徑之比d/D=0.696;摩擦片單面面積F=14191mm2。（2）摩擦片參數(shù)的校核1）摩擦片外徑D（mm）的選取應(yīng)使最大圓周速度vD不超過6570m/s。m/s6570m/s符合要求。2)摩擦片的內(nèi)、外徑比應(yīng)在0.530.70范圍內(nèi)。0.53c=d/D=0.6960.70，符合要求。3）為了保證扭轉(zhuǎn)減震器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減震器彈簧位置直徑2R0約50mm，及d2R0+50mm （2-8）式中 R0減震彈簧的位置直徑，mm。又有 R0=（0.600.75）d/2, (2-9)取 R0=0.6 d/2 （2-10）將（2-1

14、0）式代入（2-8）式同時將d=130mm代入得 130mm128mm符合要求。2.3摩擦片摩擦因數(shù)f及單位壓力p0的確定（1）摩擦因數(shù)的確定 摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用材料的工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因數(shù)f受工作溫度、單位壓力和滑磨速度的影響較大，而粉末冶金材料和金屬陶瓷材料的摩擦因數(shù)f較大且穩(wěn)定。各種摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍見表2-4。表2-4 摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍摩擦材料摩擦因數(shù)石棉基材料模壓0.200.25編制0.250.35粉末冶金材料銅基0.250.35鐵基0.350.50

15、金屬陶瓷材料0.4在此我們選取的是銅基粉末冶金材料（后面有選取原因），取摩擦因數(shù)f=0.3（2）單位壓力p0的確定單位壓力對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應(yīng)考慮離合器的工作條件，發(fā)動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后背系數(shù)等因素。對不同的摩擦片材料單位壓力p0有不同的要求，如表2-5所示。表2-5 摩擦片單位壓力p0的取值范圍摩擦片材料單位壓力p0/MPa石棉基材料模壓0.150.25編制0.250.35粉末冶金材料銅基0.350.5鐵基金屬陶瓷材料0.701.50因為我們選取銅基粉末冶金材料作為摩擦材料，所以摩擦片單位壓力的要求為p0=0.350.50。由式（2-4）、

16、（2-5）及c=d/D可得 （2-11） =MPa0.35MPap0=0.36MPa0.50MPa，符合要求。2.4汽車離合器滑磨功的校驗 汽車起步時用的是最低的檔位，因此下面計算一下最低檔的傳動比： 選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。對于一般的乘用車最低檔傳動比可以根據(jù)汽車的最大爬坡度和驅(qū)動車輪與路面的附著條件來確定。 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎路面間的滾動阻力及爬坡阻力。固有 （2-12）則由最大爬坡度要求的變速器I檔傳動比為: （2-13）式中 rr

17、輪胎滾動半徑，m； i0主減速器傳動比，乘用車i0=34.5，取4；g重力加速度； f滾動阻力系數(shù)，一般的路上f=0.0180.020，取f=0.020； max最大爬坡度，max=arctan0.35=19.3°； igI最低檔傳動比； T汽車傳動系的傳動效率，取90。上式代入數(shù)據(jù)得3.32根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件 （2-14） 求得的變速器I檔傳動比為： （2-15）式中 G2汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷，取G2=0.68mag； 道路的附著系數(shù)。則 5.18即有3.32igI5.18我們?nèi)gI=5.18，即ig= igI=5.18。為了減少汽車起步過程中離合

18、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 （2-16）式中 w單位摩擦面積滑磨功，J/mm2； W汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功，J； w單位摩擦面積滑磨功的許用值，J/mm2 ,對于乘用車w=0.40 J/mm2 。又有 （2-17）式中 ig汽車起步時所用變速器檔位的傳動比，ig=igI； ne發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min，乘用車取2000 r/min。 則10928.28 J0.39J/mm2w符合要求。2.5離合器間隙t的確定離合器間隙t是指離合器處于正常結(jié)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

19、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。在此我們把離合器間隙t定為4mm。三、離合器從動盤總成的設(shè)計從動盤總成主要有從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉(zhuǎn)減震器等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，設(shè)計時應(yīng)滿足如下要求：（1） 從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡可能小，以減小變速器換擋時齒輪間的沖擊。（2）從動盤應(yīng)具有軸向彈性，使離合器結(jié)合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。（3） 應(yīng)安裝扭轉(zhuǎn)減震器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。3.1軸向彈性從動盤的結(jié)構(gòu)形式的選用軸向彈性從動盤的形式也有好幾種，將扇形波形片的左、右凸起段分別與左、右側(cè)摩擦片鉚接，由于波

20、形片（厚度小于1.0mm）比從動片（厚1.52.5mm）薄，這種結(jié)構(gòu)的軸向彈性較好，轉(zhuǎn)動慣量較小，適宜于高速旋轉(zhuǎn)，主要應(yīng)用于乘用車和最大質(zhì)量小于6t的商用車上。因此我們選用這種形式。3.2從動盤轂的設(shè)計發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器第一軸花鍵軸就插在該花鍵孔內(nèi)。從動盤轂和變速器第一軸的花鍵結(jié)合方式一般都采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，機構(gòu)形狀如圖所示?；ㄦI之間一般為動配合，這樣在離合器分離和結(jié)合過程中，從動盤轂就能在花鍵軸上自由滑動。從動盤轂分的結(jié)構(gòu)有兩部分組成：盤轂和法蘭。如圖3-1所示圖3-1 盤轂和法蘭設(shè)計花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸時參照國標GB1144-1974的花鍵標準表3-1從動盤轂花鍵的

21、尺寸摩擦片外徑D/mm發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax/(N.m)齒數(shù)n外徑D/mm內(nèi)徑d/mm齒厚t/mm有效齒長l/mm擠壓應(yīng)力c/M160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0因為從動盤轂主要起傳遞轉(zhuǎn)矩的作用，因此我們在此以發(fā)動機轉(zhuǎn)矩為依據(jù)選取從動盤轂花鍵數(shù)據(jù)。由Temax=164.8N·m， 我們

22、選取從動盤轂花鍵尺寸如下：花鍵齒數(shù)：n =10；花鍵外徑：D=35mm；花鍵內(nèi)徑：d=28mm齒 厚：t =4mm；有效齒長：l=35mm；擠壓應(yīng)力：c =10.2MPa。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而全破壞，所以花鍵要進行擠壓應(yīng)力計算。有公式： （3-1）式中 P花鍵的齒側(cè)面壓力，由下式確定：P= （3-2）式中 d，D花鍵的內(nèi)外徑，；Z從動盤轂的數(shù)目；發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，N.m；花鍵齒數(shù)；花鍵工作高度，（D）2；花鍵有效長度，。由已知條件得P10463.49Nc4.27Mc4.27MPa10.2MPa故符合要求。3.3離合器摩擦片材料及摩擦片與從動片的連接方式的選擇離合器摩擦片

23、在性能上應(yīng)滿足如下要求：（1） 摩擦因數(shù)較高且較穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要小。（2） 具有足夠的機械強度與耐磨性。（3） 密度要小，以減小從動盤的轉(zhuǎn)動慣量。（4） 熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出的粘合劑少，無味，不易燒焦。（5） 磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面。（6） 結(jié)合時應(yīng)平順而不產(chǎn)生“咬合”或“抖動”現(xiàn)象。（7） 長期停放后，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現(xiàn)象。（1）摩擦材料的選擇目前市場上常用的摩擦材料有石棉基摩擦材料、有機摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。石棉具有良好的耐熱性能，因為參雜了銅絲和鋅絲其性能有得到了加強，可以說是性價比良好的材料。但是它的粉塵對環(huán)境有污染。粉末

24、冶金材料在正常工作壓力和溫度范圍內(nèi)有較高的耐磨性能。重量上比石棉材料輕，可以減小轉(zhuǎn)動慣量，使變速換擋更容易。有良好的接合性能。具有較高的抗拉強度，是鋼的5倍。有較強的抗離心強度，可以有效的抵抗摩擦面片的飛裂。在高的工作溫度下有穩(wěn)定的摩擦性能。金屬陶瓷摩擦材料作為汽車離合器金屬陶瓷材料，除了應(yīng)有對一般有機摩擦材料的綜合性能外，鑒于此材料的特殊性，還應(yīng)著重考慮對偶件的耐磨性，以及離合器接合時工作的粗暴性。采用金屬陶瓷材料作為摩擦面片的離合器，它的從動盤總成不能和有機材料面的從動盤總成互換，以免影響使用性能。綜上所述：石棉摩擦材料對環(huán)境有污染，而金屬陶瓷摩擦材料對離合器的要求較高，而且價格叫昂貴，所

25、以在此我們選擇材料為銅基的粉末冶金材料作為摩擦材料。（2）摩擦片的連接方式摩擦片與從動片的連接方式有鉚接和粘接種。鉚接方式連接可靠，更換摩擦片方便，適宜在從動片上安裝波形片，但其摩擦面積利用率小，使用壽命短。粘接方式可增大實際摩擦面積，摩擦片厚度利用率高，具有較高的抗離心力和切向力的能力；但更換摩擦片空難，且使從動盤難以安裝波形片，無軸向彈性，可靠性低。因為鉚接連接方式可靠且適宜在從動片上安裝波形彈簧使從動片具有軸向彈性，因此我們選用鉚接方式連接摩擦片與從動片。3.4從動片從動片要求質(zhì)量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料常用中碳鋼板（如50號或低碳鋼板（如10號）。一般厚度為1.32.

26、5mm，表面硬度為3540HRC。在此我們選用厚度為2.0mm的50號中碳鋼板。3.5波形片和減震彈簧 波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度為4046HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍處理。減震彈簧常采用60SiMnA、50CrVA、65Mn等彈簧鋼絲。在此我們選用厚度為0.8mm的波形片，鋼絲為65Mn的減震彈簧。四、離合器壓緊彈簧的設(shè)計4.1壓緊彈簧的選擇（1） 與螺旋彈簧相比膜彈簧有如下優(yōu)點：1）由圖可得，當摩擦片磨損量達到容許的極限值時，螺旋彈簧的壓緊力減小的幅度很大；而膜片彈簧彈簧的壓緊力與原來相差無幾，從而可確保離合器仍能正常工作。因此，膜片彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩的能力比螺旋彈簧大。2） 當離合

27、器分離時，如兩種彈簧的進一步壓縮量均為，由圖可知，膜片彈簧所需的作用力比螺旋彈簧所需的作用力小的多。圖4-1 離合器壓緊彈簧的彈性特性3） 膜片彈簧離合器一般采用傳動片裝置，它具有軸向彈性，在分離時其彈性恢復力和分離力方向一致，而且膜片彈簧離合器取消了分離杠桿裝置，減少了這部分摩擦損失，因此分離離合器時的踏板操縱力大大減小。4） 由于膜片彈簧與壓盤以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，與摩擦片的接觸良好，磨損均勻，摩擦片的使用壽命長。5） 膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的，氣壓力不受離心力的影響，具有高速性能好、平衡性好、操作運轉(zhuǎn)時沖擊和噪聲?。?）膜片彈簧又分為推式膜片彈簧和拉式膜片彈

28、簧，與推式膜片彈簧離合器相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點：1）由于拉式膜片彈簧是以其中部壓緊壓盤，在壓盤大小相同的條件下可使用直徑相對較大的膜片彈簧，從而實現(xiàn)在不增加分離時的操縱力的前提下，提高壓盤的壓緊力和傳遞轉(zhuǎn)矩的能力；或在傳遞轉(zhuǎn)矩相同的條件下，減小壓盤的尺寸。2）由于減少或取消了中間支承，零件數(shù)目少，使其結(jié)構(gòu)更加簡單、緊湊，質(zhì)量更輕。3）拉式膜片彈簧的杠桿比大于推式膜片彈簧的杠桿比，且中間支承少，減少了摩擦損失，傳動效率高，使分離時的踏板力更小。4）無論在結(jié)合狀態(tài)或分離狀態(tài)，拉式膜片彈簧的大端始終與離合器蓋支承保持接觸，因而在支承環(huán)磨損后不會產(chǎn)生沖擊和噪聲。5）在結(jié)合狀態(tài)或分離狀態(tài)下

29、，離合器蓋的變形量小、剛度大，使分離效率高。6）使用壽命更長。因此我們選用拉式膜片彈簧作為壓緊彈簧。4.2拉式膜片彈簧的支承形式的選擇根據(jù)支撐環(huán)數(shù)目的不同，拉式膜片彈簧離合器可分為無支承環(huán)和單支承環(huán)兩種形式。（1） 無支承環(huán)式 MFZ型（圖14-15a），直接在沖壓離合器蓋上沖出一個環(huán)形凸臺以支承膜片彈簧，不用支撐環(huán)。它主要用于轎車和輕型貨車上。（2） 單只承環(huán)式1） DT/DTP 型（圖14-15b），將膜片彈簧的大端支承在沖壓離合器蓋中的支承環(huán)上，主要用于轎車和貨車上。2） GMFZ型（圖14-15c）將膜片彈簧的大端支承在鑄造離合器蓋凹槽中的支承環(huán)上，主要用于中、重型汽車上。圖4-2 拉

30、式膜片彈簧的支承形式a）無支承環(huán)式 b）、c)但支撐環(huán)式因無支承環(huán)式結(jié)構(gòu)簡單，因此我們在此選用無支承環(huán)的支承形式。4.3 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇（1）膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截錐高H（mm）與彈簧鋼板厚度h（mm）的比值及各自尺寸的確定 為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h一般為1.52.0，板厚h為24mm。為使操作輕便，取h = 3 mm ，H/h =1.7 ，即H = 1.7h =5.1 mm 。（2）膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑R（mm）及小端半徑r(mm)的比值及各自尺寸的確定研究表明。R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲受直

31、徑誤差的影響越大，且應(yīng)力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求。R/r一般為1.201.35 。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，拉式膜片彈簧的r值宜為大于或略小于Rc。=80 mm令r=90mm；取R/r = 1.3 則R=r*1.3 = 90*1.3=117 mm（3）膜片彈簧圓錐底腳的確定膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切，一般在9°15°范圍內(nèi)。 = arctan (H/(R-r)= arctan(5.1/(117-90)=10.70°符合要求。（5)分離指數(shù)目n的選取 分離指數(shù)目n常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12 。取分離之數(shù)

32、目n =18。(6)膜片彈簧小段內(nèi)半徑r0(mm)及分離軸承作用半徑rf(mm)的確定r0由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵的外徑。由從動盤轂花鍵外徑D=35mm，可得變速器第一軸花鍵的外徑略小于35mm，從而我們可令r0=42mm。分離軸承作用半徑rf為標準件，rf應(yīng)大于r0，選用rf=43mm（7）切槽寬度1、2及半徑r (mm)的確定1=3.23.5mm，2=910mm，re的取值應(yīng)滿足r -re2。本次設(shè)計取1=3.5 mm，2=10mm，rer-2= 90-10=80mm。（8）壓盤加載點半徑R(mm)和支承環(huán)加載點半徑r(mm)的確定r1應(yīng)略大于r且盡量接近r，R1

33、應(yīng)略小于R且盡量接近R。在此取r1=93mm，R1=112mm。（9）膜片彈簧工作點的位置及各點力的計算圖4-3 膜片彈簧工作點位置膜片彈簧工作點位置如圖所示，該曲線的拐點H對應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且 （4-1）新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般區(qū)在凸點M和拐點H之間，而且靠近或在H點處，一般1B=（0.81.0）1H，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內(nèi)的壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變道C。為最大限度的減小踏板力，C點應(yīng)盡量靠近N點。膜片彈簧由于它的變形和載荷關(guān)系并不成線性關(guān)系，在壓緊狀態(tài)時，通過支承環(huán)和壓盤在膜片彈簧上的載荷F1(N)集中在支承處，加

34、載點相對軸向變形l1(mm)的彈簧的彈性特征如下式： （4-2） 式中 E材料的彈性模量，MPa，對于剛材料：E=2.1×105MPa；m材料的泊松比，對于鋼：m=0.3； H膜片彈簧原始內(nèi)截面錐高，mm；h膜片彈簧厚，mm；R膜片彈簧大端半徑，mm；r分離指半徑，mm；R1膜片彈簧與壓盤的接觸半徑，mm；r1支承環(huán)半徑，mm。 當離合器分離時，膜片彈簧的加載點將發(fā)生變化，從支承環(huán)和壓盤的加載點轉(zhuǎn)移到支承環(huán)和分離軸承的加載點，設(shè)分離軸承的加載的力為F2(N)，則有如下的關(guān)系： (4-3)把上式代入式(4-2)則F2與膜片彈簧末端變形l1關(guān)系為 (4-4) (4-5) (4-6) a當

35、=0時，得 (4-7) =3.6mm 即l1H=1=3.6mmB點為膜片彈簧壓緊狀態(tài)點：0.8l1Hl1Bl1H 選取l1B=3.4mm當=0時，得 (4-8)把R=117mm，r=90mm，R1=112mm，r1=93mm代入得 l1=4.7mm和2.4mm，即l1M=2.4mm，l1N=4.7mm。A點為摩擦片在最大磨損情況下膜片彈簧的彈性變形點Dl=l1B-l1A=Z×DS0 (4-9)式中 DS0摩擦工作表面的最大允許磨損量，mm，一般DS0=0.51mm。取DS0=0.7mm，得l1A=l1B- Z×DS0=3.4-2*0.7=2.0mm。C點為離合器徹底分離的點

36、，l1C略大于l1N，取l1C =5.0mm。 把l1B=3.4mm，l1A=2.4mm，l1C=5.0mm分別代入(4-2)式得 F1B =3149.93N，F(xiàn)1A=3521.79N，F(xiàn)1C=3239.85N。4.4膜片彈簧的校核（1） 膜片彈簧的強度校核= (4-10)式中 自由狀態(tài)時圓錐底角；從自由斷面起子午斷面的轉(zhuǎn)角；e中性點半徑，mm。 將(4-10)式寫成Y與X的關(guān)系式： (4-11) 圖4-4 膜片彈簧子午斷面圖由(4-11)式可知，當時，。因為非常小，可以將轉(zhuǎn)化為，所以(5-11)式可寫成。可知一定的零應(yīng)力分布在中性點o和與X軸成角的直線上。由(4-11)式可知，當時，無論取何

37、值都有?？芍銘?yīng)力直線為K點與O點的連線，在零應(yīng)力直線的內(nèi)側(cè)為壓應(yīng)力區(qū)，而外側(cè)為拉應(yīng)力區(qū)，等應(yīng)力直線離應(yīng)力直線越遠，其應(yīng)力越高?？芍刹糠謨?nèi)緣點B處切向壓應(yīng)力最大，A處切向拉應(yīng)力最大12。由上述可知，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點處的應(yīng)力。B點的坐標X=-(e-r)和Y=h/2 ，將其代入(4-10)式： (4-12)令得切向壓應(yīng)力達極大值的轉(zhuǎn)角 (4-13)由于 （4-14）102.91mm將e=102.91mm代入式(5-13)得10.8°，令=10.8°，并帶入相應(yīng)的數(shù)據(jù)得=1218.97 M 在分離軸承的作用下，B點還受彎曲應(yīng)力，其值為= (4

38、-15)式中 n分離指數(shù)目；單個分離指根部的寬度，mm。 (4-16) 令F2= F1C=3239.85N并將相應(yīng)數(shù)據(jù)帶入(4-15)得=353.18 M 由于彎曲應(yīng)力與切向壓應(yīng)力相互垂直，根據(jù)最大切應(yīng)力強度理論，B點的當量應(yīng)力 (4-17)=865.79 M 在實際設(shè)計中，當膜片彈簧采用時，不應(yīng)大于1700MPa。下圖4-5為膜片彈簧的零件圖圖 4-5 膜片彈簧(2)為了保證摩擦片磨損后離合器仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，并考慮到摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力F1A應(yīng)大于或等于新摩擦片時的壓緊力F1B。F1A=3521.79NF1B =3149.93N符合要求。（3）彈簧各部分有關(guān)尺寸的比

39、值應(yīng)符合一定的范圍內(nèi)702R/h=781001.50 R / r0=2.795.0符合要求。（4）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑r1應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即(D+d)/4=79.25 r1 =93 D/2=93.5（5）根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置要求，R1與R，r1與r，rf與r0之差應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即1R-R1 = 570r1-r=360rf-r0 = 14（6）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此其杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即3.5 = 3.639.0五、扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計扭轉(zhuǎn)減震器主要由彈性元件（減震彈簧或橡膠）和阻尼元件等組成。彈性元件的主要作用是

40、降低傳動系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階（通常為三階）固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。因此，扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能：1) 降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率。2) 增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振。3) 控制動力傳動系統(tǒng)總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振及噪聲。4) 緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。減振器的扭轉(zhuǎn)剛度K和阻尼摩擦元件間的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩T是兩個主

41、要參數(shù)，決定了減振器的減振效果。其設(shè)計參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩Tj、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn和極限轉(zhuǎn)角j等。5.1極限轉(zhuǎn)矩極限轉(zhuǎn)矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩。它受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取 = (1.52.0) (5-1)式中 Tj極限轉(zhuǎn)矩，N·m。一般乘用車：系數(shù)取2.0 即=2=2*164.8=329.6N·m 5.2扭轉(zhuǎn)角剛度=13 （5-2）式中 扭轉(zhuǎn)角剛度。將Tj=329.6N·m帶入得=4284.85.3阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很

42、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：=(0.060.17) (5-3)取= 0.1=0.1*164.8=16.48 N·m5.4預(yù)緊轉(zhuǎn)矩減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是不應(yīng)大于 ，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故取 = (0.050.15) (5-4)取T = 0.1T =0.1*164.8=16.48 N·m減振圖5-1 扭轉(zhuǎn)減振器工作示意圖1、2減振彈簧； 3從動盤本體； 4阻尼片5.5彈簧的位置半徑R R0 的尺寸應(yīng)盡可能

43、大些，一般取 R =(0.600.75)d/2 (5-5)R0 = 0.6d/2 =39 mm 5.6減振彈簧個數(shù)Z Z參照表5-1選取。表5-1 減振彈簧個數(shù)的選取摩擦片外徑D/mm225250250325325350>350Z4668810>10摩擦片外徑D =187mm ，因此我們?nèi)?個。5.6減振彈簧總壓力當限位銷與從動盤轂之間的間隙或被消除，減震彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達到最大值時，減震彈簧受到的壓力為=/= 329.6/39 =8451.28 N (5-6)5.7極限轉(zhuǎn)角通常取3°12°，對汽車平順性要求高或發(fā)動機工作不均勻時，取上限。在此我們?nèi)?10

44、6;5-2 扭轉(zhuǎn)減震器六 、離合器蓋的設(shè)計對離合器蓋結(jié)構(gòu)的設(shè)計要求：（1） 應(yīng)具有足夠的剛度，否則將影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此可采取如下措施：適當增大蓋的板厚，一般為2.54.0mm；再蓋上沖制加強肋或在蓋內(nèi)圓周處翻邊；尺寸大的離合器蓋可改用鑄鐵鑄造。（2） 應(yīng)與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。對中方式采用定位銷或定位螺栓，也可采用止口對中。（3） 蓋的膜片彈簧支承處應(yīng)具有高的尺寸精度。（4） 為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設(shè)通風扇等。乘用車和載質(zhì)量較小的商用

45、車的離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板，載質(zhì)量較大的商用車則常用鑄鐵件或鋁合金壓鑄件。在此我們選用厚度為3.0mm的10鋼，在蓋上沖制加強肋，以保證強度；采用定位銷來使之保持對中；采用在離合器蓋上開較大的通窗孔的方式來通風散熱。6.1壓盤的設(shè)計對壓盤結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求:（1)壓盤應(yīng)具有較大的質(zhì)量，來增大熱容量，減小溫度變化，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，可設(shè)置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可以采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤；（2)壓盤應(yīng)具有較大剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后產(chǎn)生的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為1525

46、 mm；（3)與飛輪應(yīng)保持良好的對中性，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應(yīng)不低于1520 g·cm；（4)壓盤高度公差要小。（1）壓盤的幾何尺寸以及材料的確定壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，通常采用灰鑄鐵，采用HT200，硬度為170227HBS密度為7.2g/cm3。壓盤的外徑尺寸參考摩擦片的外徑，令D1=D=187mm，d1=120mm除此之外，壓盤應(yīng)具有足夠的質(zhì)量和較大的剛度。選取壓盤的厚度為15mm。并且在內(nèi)緣做成一定錐度用以彌補壓盤因受熱后內(nèi)緣的凸起。如圖4-3所示圖 5-3 壓盤6.2壓盤的校核 （6-1）式中 離合器接合一次是的升溫，一般不超過810

47、。；分配到壓盤上的滑磨工所占的百分比，單片離合器，=0.5；C壓盤的比熱容，J/(kg·);c=481.4 J/(kg·)；m壓壓盤的質(zhì)量，kg。=6.5810經(jīng)過校核此壓盤合格。6.3壓盤驅(qū)動方式的選擇壓盤的驅(qū)動方式主要有凸塊窗孔式、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動片式等多種。前三種的共同缺點是在連接件之間都有間隙，在傳動中將產(chǎn)生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和損失，降低了離合器的傳動效率。彈性傳動片式是近年來廣泛采用的驅(qū)動方式，沿圓周切向布置的三組或四組薄彈簧鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)結(jié)，傳動片的彈性允許其做軸向移動。當發(fā)動機驅(qū)動時，傳動片受拉，當拖動發(fā)動機時，傳動片受壓。彈性傳動片驅(qū)動方式的結(jié)構(gòu)簡單，壓盤與飛輪的對中性能好，使用平衡好，工作可靠，壽命長。應(yīng)此我們采用傳動片來驅(qū)動壓盤。傳動片常用34組，每組23片，每片厚度為0.51.0mm，一般由彈簧鋼帶65Mn制成。在此我們使用4組傳動片，每組2片，每片厚度0.8mm。七、分離裝置的設(shè)計7.1分離杠桿裝置對于分離杠桿裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計要求入下：（1