離合器設計說明書最終

1、離合器設計說明書最終離合器設計說明書最終離合器課程設計青島理工大 學 離合器課程設計說明書 設計題目：宇通城市客車離合器設計 學院班級：汽車與交通學院車輛123班小組組長：岳川元（201224257）小組成員：王小銘（201224233）蘇衛(wèi)（201224204）張明杰（201224252）李 登民（201224244）指導老師：林榮會時間：2014年11月10日目錄一.離合器設計方案選擇2（一）離合器設計基本要求2 （二）離合器設計主要參數(shù)2 （三）離合器結構方案選擇2 （四）離合器結構概述3 （五） 膜片彈簧離合器的工作原理5 （六）膜片彈簧離合器的優(yōu)點 5二.離合器摩擦片參數(shù)選擇5（一）

2、后備系數(shù)P5 （二）初選摩擦片外徑D、內徑d、厚 度b6 （三）離合器傳遞的最大靜摩擦力矩TC7 （四）離合 器單位壓力P07三.離合器基本參數(shù)的校核9（一）摩擦片外徑D9 （二）摩擦片內外徑比c9 （三）后 備系數(shù)值 陽（四）摩擦片內徑d9 （五）單位摩擦面積傳 遞的轉矩Tco10 （六）單位壓力Po10 （七）單位摩擦面積 滑磨功W10 （八）摩擦片相關參數(shù)整理11四.膜片彈簧的 設計11（一）內截錐高度H與板厚h比值和板厚h的選擇12 （二） 自由狀態(tài)下碟簧部分大端R、小端r的選擇和R/r比值12（三）膜片彈簧起始圓錐底角的選擇12 （四）分離指數(shù)目 n的選取12 （五）切槽寬度81、8

3、2及半徑12 （六）壓盤 加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1的確定12 （七）膜 片彈簧材料的選擇12 （八）膜片彈簧相關參數(shù)整理13五.扭 轉減振器的設計13（一）扭轉減振器的作用13 （二）扭轉減振器的選擇14 （三） 扭轉減振器參數(shù)的確定15 （四）減振彈簧的計算17 （五） 扭轉減振器參數(shù)整理19六.離合器操縱機構設計20（一）操縱機構設計要求20 （二）操縱機構的選擇20 （三） 液壓式操縱機構的設計和計算21七.從動盤總成設計22（一）從動盤總成設計要求22 （二）從動片的選擇22 （三） 從動盤轂的設計23 （四）波形片和減震彈簧的選擇24八.離 合器蓋總成設計24（一）離合器

4、蓋設計要求24 （二）壓盤設計要求25 （三） 壓盤結構示意圖25 （四）傳動片設計26 （五）分離杠桿 裝置26 （六）支承環(huán)27九.分離軸承總成設計及總裝27（一）分離軸承總成設計27 （二）設計總裝配28十.設 計心得31十一.參考文獻32附錄32緒 論 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)發(fā)動機與傳動系的平順接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換 擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪間的沖 擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的 最大轉矩，以防止傳動系各零部件因過載而損壞；有效地降 低傳動系中的振動和噪音。離合器設計目的是通過選型能了解

5、不同型式離合器之間 的差異及優(yōu)缺點，根據給定車型要求選擇合適結構形式的離 合器，熟悉離合器設計的一般過程，對離合器選材、設計和 制造工藝有一定了解。在離合器設計過程中學會如何查找文獻資料、相關書籍， 培養(yǎng)我們動手設計項目、自學的能力，掌握單獨設計課題和 項目的方法，設計出滿足整車要求并符合相關標準、具有良 好的制造工藝性且結構簡單、便于維護的汽車離合器，為以 后從事汽車方面的工作或工作中設計其它項目奠定良好的 基礎；這也使我們充分地認識到設計一個工程項目所需經歷 的步驟，以及身為一個工程技術人員所需具備的素質和所應 當完成的工作，為即將進入社會提供了一個良好的學習機 會。一.離合器設計方案選擇

6、（一）離合器設計基本要求 為了保證離合器具有良好的工 作性能，設計離合器應該滿足如下基本要求：（1）在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉 矩，并有適當?shù)霓D矩儲備，又能防止過載；（2）接合時要 完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊；（3） 分離時要迅速、徹底；（4）從動部分轉動慣量要小，以減 輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小同步器的磨 損；（5）有足夠的吸熱能力和通風效果，以保證工作溫度 不致過高，延長壽命；（6）應具有避免和衰減傳動系的扭 轉振動，緩和沖擊和降低噪聲的能力；（7）操縱方便、準 確，以減少駕駛員的疲勞；（8）具有足夠的強度和良好的 動平衡，以保證其工

7、作可靠、使用壽命長；（9）結構簡單 緊湊，質量小，制造工藝性好，拆裝維修、調整方便等；（10） 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 工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。（二）離合器設計主要參數(shù) 設計車型：宇通ZK6126型城市客車整車質量：11700 kg最大總質量：16500 kg最大扭矩：890 N-m最大扭矩轉速：12001700 rpm 最大功率轉速：2200 r/min （三）離合器結構方案選擇 離合器結構方案很多， 本設計采用盤形摩擦式離合器，主要結構選擇如下：（1）從動盤數(shù)： 單片特點：結構簡單，調整方便，分離徹底，散熱性好，適合轉矩小于1000N.

8、m的場合。（2）壓緊彈簧形式：膜片彈簧特點：軸向尺寸小而徑向尺寸大；無需分離杠桿，結構簡單、零件 少、質量輕且操縱輕便；壓力分布均勻，磨損與離心對壓緊 力影響小，性能穩(wěn)定，易于實現(xiàn)良好的通風散熱。廣泛應用于轉矩為80-2000N.m的各種汽車上。（3）分離時離合器受力形式：拉式特點：拉式可產生更大的壓緊力或減小壓盤尺寸；拉式杠桿比大， 操縱更輕便；拉式結構更為簡單、緊湊，質量更輕；支承環(huán) 磨損后不會產生沖擊和噪音，使用壽命長；分離軸承結構復 雜，安裝拆卸不方便。（4）壓盤驅動形式：傳力片式特點：傳動片式是近年來廣泛采用的結構，沿周向布置的三組或四 組鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺

9、栓形 式聯(lián)接，傳動片的彈性允許其作軸向移動。當發(fā)動機驅動時，鋼帶受拉；當反拖發(fā)動機時，鋼帶受壓。此結構中壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，使用可 靠，壽命長。但反向承載能力差，汽車反拖時易折斷傳動片，故對材料 要求較高，一般采用高碳鋼。（5）扭轉減振器：存在扭轉減振器作用：為了避免共振，緩和傳動系所受到的沖擊載荷。帶扭轉減振器的離合器廣泛用于各種轎車和輕、中、重型 貨車上。（6）離合器操縱機構：液壓式操縱機構特點：主要由吊掛式離合器踏板、主缸、工作缸、管路系統(tǒng)和回位 彈簧等部分組成，具有傳動效率高、質量小、布置方便、便 于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、發(fā)動機的振動和駕駛室 或車架變形不會影響

10、其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu) 點，廣泛應用于各種形式的汽車中。（四）離合器結構概述 離合器主要包括主動部分、從動 部分、壓緊機構和操縱機構四部分。主動部分包括飛輪、離合器蓋、壓盤；從動部分有從動盤; 壓緊機構是壓緊彈簧；操縱機構包括分離叉、分離軸承、離 合器踏板和傳動部件。主、從動部件和壓緊機構是保證離合器處于結合狀態(tài)并能 傳遞動力的基本結構，操縱機構是使離合器主、從動部分分 離的裝置。膜片彈簧離合總成由離合器蓋、膜片彈簧、壓盤、從動 盤和分離軸承總成等部分組成。（1）離合器蓋 離合器蓋一般為120或90旋轉對稱的板 殼沖壓結構，通過螺栓與飛輪聯(lián)結在一起。離合器蓋是離合器中結構形狀比較復雜

11、的承載構件，壓緊 彈簧的壓緊力最終都要由它來承受。（2）膜片彈簧 膜片彈簧是離合器中重要的壓緊元件， 在其內孔圓周表面上開有許多均布的長徑向槽，在槽的根部 制成較大的長圓形或矩形窗孔，可以穿過支承鉚釘，這部分 稱之為分離指；從窗孔底部至彈簧外圓周的部分形狀像一個 無底寬邊碟子，其截面為截圓錐形，稱之為碟簧部分。（3）壓盤壓盤的結構一般是環(huán)形盤狀鑄件，離合器通 過壓盤與發(fā)動機緊密相連。壓盤靠近外圓周處有斷續(xù)的環(huán)狀支承凸臺，最外緣均布有 三個或四個傳力凸耳。（4）從動盤 離合器接合時，飛輪驅動離合器蓋帶動壓 盤一起轉動，并通過壓盤與從動盤摩擦片之間的摩擦力使從 動盤轉動；在離合器分離時，壓盤相對于

12、離合器蓋作自由軸 向移動，使從動盤松開。這些動作均由傳動片完成。傳動片的兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接，般采用周向布置。在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅動壓盤共同旋轉;在離合器分離時，可利用它的彈性恢復力來牽動壓盤軸向分 離并使操縱力減小。（5）分離軸承總成 分離軸承總成由分離軸承、分離套 筒等組成。分離軸承在工作時主要承受軸向分離力，同時還承受在高 速旋轉時離心力作用下的徑向力。目前國產的汽車中多使用角接觸推力球軸承，采用全密封 結構和高溫鏗基潤滑脂，其端面形狀與分離指舌尖部形狀相 配合，舌尖部為平面時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采 用平端面或凹弧形端面。（五）膜片彈簧離合器的

13、工作原理離合器蓋與發(fā)動機飛 輪用螺栓緊固在一起，當膜片彈簧被加預緊力壓緊，離合器 處于接合位置時，由于膜片彈簧大端對壓盤的壓緊力，使得 壓盤與從動摩擦片之間產生摩擦力。當離合器蓋總成隨飛輪轉動時（構成離合器主動部分）， 就通過摩擦片上的摩擦轉矩帶動從動盤總成和變速器一起 轉動以傳遞發(fā)動機動力。要分離離合器時，將離合器踏板踏下，通過操縱機構， 使分離軸承總成前移推動膜片彈簧分離指，使膜片彈簧呈反 錐形變形，其大端離開壓盤，壓盤在傳動片的彈力作用下離 開摩擦片，使從動盤總成處于分離位置，切斷了發(fā)動機動力 的傳遞。（六）膜片彈簧離合器的優(yōu)點膜片彈簧離合器相比于其 他形式的離合器，有一系列的優(yōu)點：（1

14、）膜片彈簧離合器具有較理想的非線性彈性特性；（2） 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊， 軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量??；（3）高速旋轉時，彈 簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；（4）膜片彈簧以整個圓 周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均 勻且摩擦損失少，傳遞效率高，操縱輕便；（5）在接合或 分離狀態(tài)下，離合器蓋變形量小，剛度大，分離效率更高；（6）易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長；（7）膜片 彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。二.離合器摩擦片參數(shù)選擇（一）后備系數(shù)p合適的后備系數(shù)p保證了離合器能可靠地 傳遞發(fā)動機扭矩，同時它有助于減少汽車起步時的滑磨，提

15、高了離合器的使用壽命。但為了離合器的尺寸不致過大，減少傳遞系的過載，使操 縱輕便等，后備系數(shù)又不宜過大。當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，P可選取小些; 當使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離合器滑磨，P應 選取大些；貨車總質量越大，p也應選得越大，雙片離合器 的P值應大于單片離合器。各類汽車離合器P的取值范圍見表2-3。表1離合器后備系數(shù)P的取值范圍車型后備系數(shù)P乘 用車及最大總質量小于6t的商用車1.201.75最大總質量 為614t的商用車1.502.25掛車1.804.00考慮到城 市公交客車起步換擋比較頻繁，汽車總質量較大，又采用的 是柴油機，單片離合器，綜合以上因素，選取P為1

16、.7。（二）初選摩擦片外徑D、內徑d、厚度b摩擦片外徑 是離合器基本尺寸，它關系到離合器的結構、重量和壽命， 它和離合器所需傳遞轉矩大小有一定關系。D=417式中，為發(fā)動機最大轉矩，取；為直徑系數(shù)，取 14,查詢離合器摩擦片尺寸系列參數(shù)表：表2離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑D/mm內徑d/mm 厚度 b/mm c=d/D 1- c3 單面面積 F/mm2 160 110 3.2 0.687 0.676 106 180 125 3.5 0.694 0.667 132 200 140 3.5 0.700 0.657 160 225 150 3.5 0.667 0.703 221 250 155

17、3.5 0.62 0.762 302 280 165 3.5 0.589 0.796 402 300 175 3.5 0.583 0.802 466 325 190 3.5 0.585 0.800 546 350 195 4.0 0.557 0.827 678 380 205 4.0 0.54 0.843 729 405 220 4.0 0.543 0.840 908 430 230 4.0 0.535 0.847 1037根據表中摩擦片標準系列尺寸，本文取：離合器摩擦片外徑：D=430mm離合器摩擦片內徑：d=230mm離合器摩擦片厚度：b= 4 mm單面的摩擦片面積：F=1037mm2 （

18、三）離合器傳遞的最大靜摩擦力矩TC摩擦 離合器是靠存在于主、從動部分摩擦表面的摩擦力矩來傳遞 發(fā)動機轉矩的。離合器靜摩擦力矩Tc為：式中：f摩擦面間的靜摩擦系數(shù)，一般取0.250.3； Z摩擦 面數(shù)，單片離合器Z=2,雙片離合器Z=4； Po單位摩擦 面上所承受的壓力；D摩擦片外徑；c 摩擦片內、 外徑之比，c=d/D （一般在0.530.7）。為保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最 大轉矩，設計時Tc應大于發(fā)動機的最大轉矩，常按照經驗 公式計算，即：Tc邛Temax因此，代入數(shù)據可解得：Tc邛Temax=1.7x890=1513N-m 式中：P離合器后備系數(shù)（必須1）。P越大，離合

19、器滑磨時間就越短，越能可靠傳遞發(fā)動機最 大轉矩，但容易導致離合器尺寸偏大，并引起沖擊過載和操 縱費力。其選擇的總原則是：汽車越重，使用條件越差，P也應選大些。（四）離合器單位壓力P0摩擦片的工作條件比較惡劣， 為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據汽車的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求：（1）應具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度、單位壓力和滑磨速 度的變化對摩擦系數(shù)的影響?。唬?）要有足夠的耐磨性， 尤其在高溫時應耐磨；（3）要有足夠的機械強度，尤其在 高溫時的機械強度應較高；（4）熱穩(wěn)定性要好，要求在高 溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦；（5）磨合性 能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的

20、表面；（6）油水對 摩擦性能的影響應較??；（7）結合時應平順而無“咬住”和“抖 動”現(xiàn)象。由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用粉末冶金摩擦 材料摩擦片，由基體金屬（銅、鐵或其他合金）、潤滑組元 （鉛、石墨、二硫化鉬等）、摩擦組元（二氧化硅、石棉等） 3部分組成。其摩擦系數(shù)高，能很快吸收動能，制動、傳動速度快、磨 損?。粡姸雀?，耐高溫，導熱性好；抗咬合性好，耐腐蝕， 受油脂、潮濕影響小。粉末冶金摩擦材料（銅基）是以銅粉為主要成分再添加摩擦 和防止粘結的非金屬粉末制成的摩擦材料。Po對離合器工作性能和使用壽命影響很大,應根據使用條 件、摩擦片尺寸、材料、汽車重量等因素來選取。摩擦面上的單位壓力P

21、o的值也和離合器本身的工作條件、 摩擦片的直徑大小、后備系數(shù)、摩擦片材料及質量等有關。離合器使用頻繁，工作條件比較惡劣單位壓力Po較小為 好。當摩擦片的外徑較大時也要適當降低摩擦片摩擦面上的 單位壓力Po,因為在其它條件不變的情況下，由于摩擦片外 徑的增加，摩擦片外緣的線速度變大，滑磨時發(fā)熱嚴重，再 加上因整個零件較大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均 勻，為了避免這些不利因素，單位壓力Po應隨摩擦片外徑 的增加而降低。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(shù)等因素。其中，單位壓力Po的選取標準見下表：表3單位壓力Po的選取 摩擦材料 單位壓力P

22、0/MPa石棉 基材料模壓0.15-0.25編織0.25-0.35粉末冶金材料鋼基 或鐵基0.35-0.5金屬陶瓷材料0.7-1.50注：對于石棉基材料的，一般轎車取 0.18-0.28MPa，貨車為 0.14-023MPa，城市公交取0.1-0.13MPa，其中小值對應于使 用頻繁和載重大的汽車。由汽車設計課本指導書知，對于城市公交車，考慮 到中間的散熱困難，離合器的單位壓力初選Po為0.1 MPa。摩擦片材料選擇粉末冶金摩擦材料（銅基），Po為單位壓 力，為0.1 MPa，而f為摩擦因數(shù)，取值0.3。三.離合器基本參數(shù)的校核（一）摩擦片外徑D摩擦片外徑D的選取應使最大圓周速 度不超過657

23、0,即：式中：摩擦片最大圓周速度； 發(fā)動機最高轉速取2200； 摩擦片外徑徑取430；代入數(shù)據計算并驗證知，摩擦片 外徑D的選擇符合條件。（二）摩擦片內外徑比c根據資料查詢，摩擦片的內外 徑比c應在0.53-0.70范圍內最合適，前文已選用c為0.53， 故符合條件。（三）后備系數(shù)值p為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機 的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的后備系數(shù)值P應在 一定范圍內，最大范圍為1.2-4.0，前文已選用p值為1.7, 故符合條件。（四）摩擦片內徑d為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦 片內徑d必須大于減振器器彈簧位置直徑約50mm，前面已 選用d值為230mm，故符合條件。（五）單位摩

24、擦面積傳遞的轉矩Tco為反映離合器傳遞 的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應該小 于其許用值，即：=式中，為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩1394；為其允許值；當摩擦片外徑D325mm時，/，所以符合要求。（六）單位壓力Po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Po根據所用的摩擦 材料在一定范圍內選取，選取單位壓力 Po的最大范圍為 0.11.5Mpa，前面已確定Po值為0.1MPa，故符合條件。（七）單位摩擦面積滑磨功W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：式中：

25、w為單位摩擦面積滑磨功（J/mm2）； w為其許用值（J/mm2），（對于乘用車：w=0.40 ）； W汽車起步時離合器接合一次所產生的總 滑磨功（J）。其中W可根據以下公式計算：73479J 式中：為汽車總質量（kg）； 為輪胎滾動半徑（m）； 為為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比取6.11； 為主減速器傳動比取5.74； 為發(fā)動機轉速（r/min），計算 時乘用車取2000r/min，商用車取1500r/min。由以上校核式得知，單位摩擦面積滑磨功小于其許用值， 符合要求。（八）摩擦片相關參數(shù)整理 經計算和校核，摩擦片的相 關參數(shù)如下表：表4摩擦片相關參數(shù)整理摩擦片外徑D摩擦片內徑d后 備

26、系數(shù) P厚度b單位壓力 Po 430mm 230mm 1.7 4mm 0.1MPa綜合設計后其結構如下圖1所示：圖1摩擦片結構簡圖四.膜片彈簧的設計（一）內截錐高度H與板厚h比值和板厚h的選擇 為了保 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24故初選h=3,H/h=2 則 H=2h=6 o（二）自由狀態(tài)下碟簧部分大端R、小端r的選擇和R/r 比值 當d/D小于或者等于0.6時，摩擦片平均半徑：Rc=對于拉式膜片彈簧的R值，應滿足關系RRc=165mm。故取R=170，再結合實際情況取R/r=1.25，則r=136mm。（三）膜片彈簧起始圓

27、錐底角的選擇 = arctanH/（R-r）=arctan6/（170-136）=10，滿足 915。的范圍。（四）分離指數(shù)目n的選取 分離指數(shù)目n常采取18,大 尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12o本文針對宇通城市公交客車，故取為n=18o（五）切槽寬度81、82及半徑 取81 = 3.3mm, 82=10mm, 滿足r-=82，則350 Zj 4-6 6-8 8-10 10由區(qū)間選取可知：Zj10故?。篫j=12 （7）減振彈簧總壓力F當限位銷與從動盤轂之間的 間隙或者被消除，減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值Tj時，減 振彈簧受到的壓力F為：F=Tj/R0=1335/ (77x) =

28、 17.34 kN (8)極限轉角 減震器 從預緊轉矩Tn增加到極限轉矩Tj時，從動片相對從動盤轂 的極限轉角為：式中：減震彈簧的工作變形量。通常取3-12度，汽車平順性要求高或者發(fā)動機工作不均 勻時，取上限。(四)減振彈簧的計算在初步選定減振器的主要參數(shù)以 后，即可根據布置上的可能來確定和減振器設計相關的尺 寸。(1)減振彈簧的分布半徑R1 R1的尺寸應盡可能大些， 一般取 R1=(0.600.75)d/2 式中：d離合器摩擦片內徑。故：R1=0.7x220/2=77mm，即為減振器基本參數(shù)中的R0 (2) 單個減振器的工作壓力P由工作關系中壓力分配關系得知， 各個減震器的受力狀況相同，則可

29、求得單個減震器的工作壓 力為：P= F/Z=17340/121445 N (3)減振彈簧尺寸 彈簧中徑 Dc其一般由布置結構來決定，通常Dc=1115mm?。篋c=12mm彈簧鋼絲直徑d查詢資料得到彈簧鋼絲直徑 d的計算公式為：d=4.24mm 式中：扭轉許用應力可取550600Mpa,故取為580Mpa。減振彈簧剛度k應根據已選定的減振器扭轉剛度值k及其布置尺寸R1確定，即：k=減振彈簧有效圈數(shù)根據經驗公式可計算減震器彈簧 的有效圈數(shù)為：減振彈簧總圈數(shù)n其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間 的關系為：n=+(1.52)=12減振彈簧最小高度：=55.97mm彈簧總變形量：mm減振彈簧總變形量：=

30、55.97+7.63=63.6mm減振彈簧預變形量：=0.457mm減振彈簧安裝工作高度：=63.6-0.457=63.143mm從動片相對從動盤轂的最大轉角最大轉角和減振彈簧的工作變形量有關，其值為：=4.13限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙式中：限位銷的安裝尺寸；值一般為2.54mm。所以可取為3mm，為42.86mm。限位銷直徑 按結構布置選定，一般：= 9.512mm 可取為 10mm。扭轉減振器參數(shù)整理 經計算和校核，扭轉減振器 的相關參數(shù)整理如下表所示:表7扭轉減振器相關參數(shù)表 極限轉矩Tj阻尼摩擦轉矩T” 預緊轉矩Tn減振彈簧的位置半徑R0彈簧個數(shù)Zj 1335Nm 89 N-m

31、80 N-m 77mm 12綜合設計后其結構如下圖6所示：圖6扭轉減振器結構簡圖六.離合器操縱機構設計操縱機構設計要求 為保證駕駛的安全性和可靠性，車輛的離合器操縱機構應該滿足以下要求：踏板力要盡可能小，乘用車一般在80-150N范圍內， 商用車不大于150-200N； (2)踏板行程一般在80-150mm 范圍內，最大不應超過180mm；(3)應有踏板行程調節(jié)裝置，保證摩擦片磨損后分離軸承自由行程可以復原；(4) 應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因受力過大 而損壞；(5)應具有足夠的剛度；(6)傳動效率要高；(7)發(fā)動機震動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工 作；(8)工作可靠、

32、壽命長，維修保養(yǎng)方便。操縱機構的選擇 常用的離合器操縱機構主要有機 械式、液壓式、機械式和液壓式操縱機構的助力器、氣壓式 和自動操縱機構等。機械式操縱機構有桿系和繩索兩種形式。桿系操縱機構結構簡單、工作可靠，廣泛應用與各種汽車 中。但其質量大，傳動效率低，發(fā)動機的振動和車架或駕駛室 的變形會影響其正常工作，在遠距離操縱時，布置困難。繩索操縱機構可克服上述缺點，且可采用適宜駕駛員操縱 的吊掛式踏板結構，其壽命較短，機械效率仍不高，多用于 發(fā)動機排量小于1.6L的乘用車中。液壓式操縱機構主要由吊掛式離合踏板、主缸、工作缸、 管路系統(tǒng)和回位彈簧等部分組成，具有傳動效率高、質量小、 布置方便、便于采用

33、吊掛踏板、駕駛室容易密封、發(fā)動機的 振動和駕駛室或車架的變形不會影響其正常工作、離合器結 合較柔和等優(yōu)點，故廣泛應用于各種形式的汽車中。綜合以上比較，本文選擇液壓式操縱機構。（三）液壓式操縱機構的設計和計算 離合器液壓操縱系 統(tǒng)機構示意圖7，如下：圖7液壓操縱系統(tǒng)機構 踏板行程S自由行程S1工作行程 S2兩部分組成，即：式中：S0f分離軸承的自由行程，一般為1.53.0mm，反映到 踏板上的自由行程S1 一般為20-30mm； d1,d2分別為主 缸和工作缸的直徑；Z摩擦片面數(shù)； 為離合器分 離時對偶摩擦片面間的間隙（其中單片：=0.85-1.30mm，雙片：=0.75-0.90mm）； 杠桿

34、尺寸。S1 取 25mm，S2 取 32mm，所以 S 為 57mm。踏板力Ff為：式中:離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力； 一一操縱 機構總傳動比，=4.25； 機械效率，液壓式： =80%-90%，機械式：=70%-80%，取0.85； Fs克服回位彈簧1、2的拉力所 需的踏板力，在初步設計時可以略之。不考慮回位彈簧的作用，分離離合器所做的功Wf為： 式中：F1離合器結合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力。在規(guī)定的踏板力和行程的允許范圍內，駕駛員分離離合 器所做的功不應大于30J。工作缸直徑d2的確定，與液壓系統(tǒng)所允許的最大油壓有 關。考慮到橡膠軟管及其管接頭密封要求，最大允許油壓一般 為 5-

35、8MPa。七.從動盤總成設計從動盤總成設計要求 從動盤對離合器工作性能影響 很大，設計時應滿足如下要求：(1)從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時 輪齒間的沖擊；(2)從動盤應具有軸向彈性，使離合器結 合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損；(3)應安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。（二）從動片的選擇（1）結構形式：從動片的設計常有三種典型形式： 整體式彈性從動片；分開式彈性從動片；組合式彈 性從動片。本文采用分開式彈性從動片。（2）材料選擇 從動片材料與所用的結構型式有關，不 帶波形彈簧片的從動片（即整體式）一般用高碳鋼或彈簧片 沖壓而成，經熱處理后達到硬度

36、要求。采用波形片（即分開式或組合式）時，從動片用低碳鋼， 波形片用彈簧鋼。（3）從動片基本尺寸 從動片直徑對照摩擦片尺寸確定， 為了減少從動盤轉動慣量，從動片一般較薄，通常為 1.32mm厚鋼板沖壓而成，從動片的外沿部分（即波形彈簧 片）厚度在0.65-1.0之間。從動片要求質量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料常用中碳鋼板或低碳鋼板。表面硬度為3540HRC。本次設計初選從動片厚度為1.5mm。（三）從動盤轂的設計 花鍵轂裝在變速器第一軸前端， 是離合器承受載荷最大的零件。目前，常采用齒側定心的矩形花鍵，花鍵之間是動配合?；ㄦI轂一般采用鍛鋼（45、40Cr等），表面和心部硬度為263