第二章離合器設(shè)計

第二章離合器設(shè)計第1頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三第二章離合器設(shè)計第一節(jié)離合器的結(jié)構(gòu)方案分析第二節(jié)離合器主要參數(shù)的選擇第三節(jié)離合器的設(shè)計與計算第四節(jié)扭轉(zhuǎn)減振器和操縱機構(gòu)的設(shè)計第2頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三汽車離合器設(shè)計的基本要求1）在任何行駛條件下，能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩。

2）接合時平順柔和，保證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)動慣量小，減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊。

5）有良好的吸熱能力和通風散熱效果。

6）避免傳動系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，有吸收振動、緩和沖擊能力。

7）操縱輕便、準確。

8）作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中變化要盡可能小，保證有穩(wěn)定的工作性能。

9）應(yīng)有足夠的強度和良好的動平衡。10）結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調(diào)整方便等。第3頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三第一節(jié)離合器的結(jié)構(gòu)方案分析

汽車離合器多采用盤形摩擦離合器。按其從動盤的數(shù)目單片雙片多片根據(jù)壓緊彈簧布置形式圓周布置中央布置斜向布置等根據(jù)使用的壓緊彈簧形式圓柱螺旋彈簧圓錐螺旋彈簧膜片彈簧離合器根據(jù)分離時所受作用力的方向拉式推式第4頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三1．從動盤數(shù)的對比

從動部分轉(zhuǎn)動慣量散熱性分離性結(jié)合平順性軸向尺寸傳遞轉(zhuǎn)矩結(jié)構(gòu)踏板力應(yīng)用單盤小好徹底不夠平順小小簡單大轎車、微輕貨雙盤中較差不夠徹底平順較長較大較復雜較小中重貨多盤大好不徹底平順長大復雜小牽引、自卸第5頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三第6頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三2．壓緊彈簧和布置形式的選擇

周置彈簧離合器采用圓柱螺旋彈簧，優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單、制造容易。當發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速很高時，周置彈簧受離心力作用而向外彎曲，壓緊力降低。中央彈簧離合器采用圓柱彈簧或圓錐彈簧?？蛇x較大杠桿比來減小踏板力，與壓盤不直接接觸即不會受熱退火，調(diào)整壓緊力較容易，多用于重型車。斜置彈簧離合器：摩擦片磨損或分離離合器時，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。具有工作性能穩(wěn)定、踏板力較小的優(yōu)點，重型汽車上采用。第7頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三第8頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三膜片彈簧離合器優(yōu)點：1）具有較理想的非線性特性,平衡性好

；2）結(jié)構(gòu)簡單,軸向尺寸小,零件數(shù)目少,質(zhì)量??；3）高速旋轉(zhuǎn)時,壓緊力降低很少,性能穩(wěn)定；4）壓力分布均勻,摩擦片磨損均勻；5）易于實現(xiàn)良好的通風散熱,使用壽命長。制造工藝較復雜，對材質(zhì)和尺寸精度要求高。第9頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三第10頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三3．膜片彈簧支承形式推式膜片彈簧離合器第11頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三3．膜片彈簧支承形式推式膜片彈簧離合器只有一個支承環(huán)位于膜片彈簧的前端或后端，另一個支承環(huán)用離合器蓋的凸臺或彈性擋環(huán)替代。膜片彈簧的前后都沒有支承環(huán)。第12頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三3．膜片彈簧支承形式拉式膜片彈簧離合器第13頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三拉式膜片彈簧離合器特點：1）結(jié)構(gòu)簡單，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更小；2）膜片彈簧直徑較大，提高了傳遞轉(zhuǎn)矩的能力；3）離合器蓋的變形量小，分離效率高；4）杠桿比大，傳動效率較高，踏板操縱輕便。5）在支承環(huán)磨損后不會產(chǎn)生沖擊和噪聲。6）使用壽命更長。拉式膜片彈簧需專門的分離軸承，結(jié)構(gòu)較復雜，安裝拆卸較困難，且分離行程略比推式大。拉式膜片彈簧離合器第14頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三4.壓盤的驅(qū)動方式第15頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三離合器通風散熱措施第16頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三第二節(jié)離合器主要參數(shù)的選擇離合器的靜摩擦力矩，根據(jù)摩擦定律假設(shè)摩擦片上工作壓力均勻，則有

對比Tc表達式，可得平均摩擦半徑

當d/D≥0.6時，Rc可相當準確地由下式計算

第17頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三

式中，c為摩擦片內(nèi)外徑之比，c=d/D，一般在0.53～0.70之間。D不變，C取大，d↑則Tc↓或者p0↑則磨損↑，壽命↓；D不變，C取小則d與D差值大，圓周速度相差大，磨損不均勻，平整性被破壞，接觸不良使Tc↓，雖A↑但Rc↓；

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)動機最大轉(zhuǎn)矩：

Tc=βTemax

β為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩之比，β必須大于1。第18頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三摩擦離合器的滑磨第一階段0-ta：作用在從動部分摩接力矩Tc小于換算到離合器從動部分汽車阻力矩Tφ，汽車不動，但離合器開始滑磨。

第二階段ta-ts：Tc大于Tφ，汽車開始起步，到ts時刻，主、從動部分角速度達到一致時，離合器的滑磨停止，整個接合過程結(jié)束。ts為滑磨時間。第19頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三第20頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三主動部分：從動部分：解得滑磨時間：第21頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三三角形OSD的面積相當于滑磨角的值?；ス杀硎緸榈?2頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三離合器基本參數(shù)的選擇性能參數(shù)β、p0，尺寸參數(shù)D、d及摩擦片厚度b。一、后備系數(shù)β1）為可靠傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，β不宜選取太??；2）為減少傳動系過載，保證操縱輕便，β又不宜選取太大；3）當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β可選取小；4）使用條件惡劣的牽引車，為提高起步能力、減少滑磨，β不宜取小；5）汽車總質(zhì)量越大，β也應(yīng)選得越大；第23頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三車型β輕貨車、轎車1.20~1.75中、重、載貨車1.5~2.25越野車、牽引車1.8~4.06）柴油機工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取的β值應(yīng)比汽油機大些；7）發(fā)動機缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動越小，β可選取小些；8）膜片彈簧離合器選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；9）雙片離合器的β值應(yīng)大于單片離合器。10）若β過大，在D、d、F不變條件下，Z↑，結(jié)構(gòu)復雜；11）若β過大,在其它尺寸及片數(shù)不變時,F↑、p0↑,壽命↓；第24頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三二、單位壓力p01.離合器使用頻繁則p0↓2.發(fā)動機后備功率小則p0↓3.摩擦片外徑大則p0↓4.材料

材料p0石棉基轎車0.18~0.35貨車0.10~0.24燒結(jié)金屬0.35~0.60金屬陶瓷0.70~1.50Dp0轎車貨車0.150.30石棉基第25頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三三、摩擦片外徑D、內(nèi)徑d、厚度b增加D受以下因素限制：1.圓周速度當v>65~70m/s時，襯片飛離2.國標GB5764-86DdbTemax

下限上限1601103.24060……………4302304.02001000第26頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三KD為直徑系數(shù)，取值范圍如下表轎車14.5輕、中型貨車單片16.0～18.5雙片13.5～15.0重型貨車22.5～24.0摩擦片內(nèi)徑確定？摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三種。第27頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三第三節(jié)離合器的設(shè)計與計算一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化1設(shè)計變量后備系數(shù)β和單位壓力p0取決于離合器工作壓力F和尺寸參數(shù)D和d。離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計變量選為

2目標函數(shù)保證性能要求條件下，結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，目標函數(shù)為第28頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三3約束條件1)最大圓周速度υD不超過65～70m／s，2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0.53～0.70范圍內(nèi)，

0.53≤c≤0.70

3)轉(zhuǎn)矩和過載要求，β值應(yīng)在一定范圍內(nèi)，1.2≤β≤4.0

4)內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm，

d>2Ro+50

5)單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，

第29頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三3約束條件6)為降低離合器滑磨時的熱負荷，0.10MPa≤p0≤1.50MPa7)為減少汽車起步滑磨，單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值，即

W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(W)，可根據(jù)下式計算

第30頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三二、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截錐高度H；(P63)膜片彈簧鋼板厚度h；自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑R；自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑r；自由狀態(tài)時碟簧部分的圓錐底角α；分離指數(shù)目n等。a)自由狀態(tài)b)壓緊狀態(tài)c)分離狀態(tài)

第31頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三二、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇1.比值H／h和h的選擇H／h<時，F(xiàn)1=?(λ1)為增函數(shù)；H／h=時，F(xiàn)1=?(λ1)有一極值，該極值點恰為拐點；H／h>時，F(xiàn)1=?(λ1)有一極大值和一極小值；H／h=2時，F(xiàn)1=?(λ1)的極小值落在橫坐標上。壓緊力平穩(wěn)和操縱輕便，H/h=1.5~2.0；h=2~4mm第32頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三2.比值R／r和R、r的選擇R／r越小，應(yīng)力越高，彈簧越硬。一般取1.20～1.35推式：R≥Rc；拉式：r≥Rc3.圓錐底角α取9°～15°4.膜片彈簧工作點位置的選擇拐點H對應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且λ1H=(λ1M+λ1N)／2。離合器在接合狀態(tài)時，一般λ1B=(0.8～1.0)λ1H。當分離時，工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點應(yīng)盡量靠近N點。膜片彈簧的彈性特性曲線第33頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三三、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計

1.目標函數(shù)目標函數(shù)主要有以下幾種：1)彈簧工作時的最大應(yīng)力為最小。2)從動盤摩擦片磨損前后彈簧壓緊力之差的絕對值為最小。3)在分離行程中，駕駛員作用在分離軸承裝置上的分離操縱力平均值為最小。4)在摩擦片磨損極限范圍內(nèi)，彈簧壓緊力變化的絕對值的平均值為最小。5)選3)和4)兩個目標函數(shù)為雙目標。選取5)作為目標函數(shù)，構(gòu)成總目標函數(shù)。式中，ω1和ω2分別為兩個目標函數(shù)?(x1)和?(x2)的加權(quán)因子。第34頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三2.設(shè)計變量

應(yīng)選取H、h、R、r、R1、r1六個尺寸參數(shù)以及在接合工作點相應(yīng)于彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量λ1B為優(yōu)化設(shè)計變量：X=[x1x2x3x4x5x6x7]T=[HhRrR1r1λ1B]T第35頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三3.約束條件

1)應(yīng)保證所設(shè)計的彈簧工作壓緊力F1B與要求壓緊力FY相等，F(xiàn)1B=FY

2)為保證A點在凸點M左邊，B點在拐點H附近，C點在凹點N附近，應(yīng)正確選擇λ1B相對于拐點λ1H的位置3)摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力F1A應(yīng)不小于新摩擦片時的壓緊力F1B，F(xiàn)1A≥F1B

4)為了滿足離合器使用性能的要求，1.6≤H／h≤2.29°≤α≈H／(R-r)≤15°5)彈簧各部分有關(guān)尺寸比值應(yīng)符合一定的范圍，1.20≤R／r≤1.3570≤2R／A≤1003.5≤R／r0≤5.0第36頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三6)推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑R1(或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：

推式：(D+d)／4≤R1≤D／2拉式：(D+d)／4≤r1≤D／27)根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求，R1與R、r1與r、rf與r0之差應(yīng)在一定范圍，即1≤R1-R≤70≤r1-r≤60≤rf-r0≤48)膜片彈簧的杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選?。和剖剑?.3≤(r1-rf)／(R1-r1)≤4.5

拉式：3.5≤(R1-rf)／(R1-r1)≤9.09)彈簧在工作過程中B點的最大壓應(yīng)力σrBmax應(yīng)不超過其許用值，即σrBmax≤[σrB]10)彈簧在工作過程中A‘點(或A點)的最大拉應(yīng)力σtA’max(或σtAmax)應(yīng)不超過其相應(yīng)許用值：

σtA'max≤[σtA']或σtAmax≤[σtA]第37頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三11)由主要尺寸參數(shù)H、h、R和r制造誤差引起的彈簧壓緊力的相對偏差不超過某一范圍：12)由離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的相對偏差也不得超過某一范圍：

式中，ΔF1B為離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。

第38頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三第四節(jié)扭轉(zhuǎn)減振器和操縱機構(gòu)的設(shè)計主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件：降低傳動系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，改變系統(tǒng)的固有振型，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：有效地耗散振動能量。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與噪聲。4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。扭轉(zhuǎn)減振器第39頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三扭轉(zhuǎn)減振器線性和非線性特性

單級線性減振器的彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧。在扭轉(zhuǎn)減振器中另設(shè)置一組剛度較小的彈簧，使其在怠速工況下起作用，以消除變速器怠速噪聲，可得到兩級非線性特性，第一級剛度很小，稱為怠速級，第二級剛度較大。單級線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性第40頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三減振器的主要參數(shù)1、極限轉(zhuǎn)矩TJ減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙Δ1時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩：

TJ=(1.5～2.0)Temax減振器尺寸簡圖

2、扭轉(zhuǎn)剛度kφ設(shè)減振彈簧分布在半徑為Ro的圓周上，當從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過φ弧度時，彈簧相應(yīng)變形量為Roφ。此時所需加在從動片上的轉(zhuǎn)矩：根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義kφ=T／φ：設(shè)計時可按經(jīng)驗來初選kφ

kφ≤13TJ第41頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三3、阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ為了在發(fā)動工作轉(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Tμ。

Tμ=(0.06～0.17)4、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊：

Tn=(0.05～0.15)Temax

5、減振彈簧的位置半徑RoRo的尺寸應(yīng)盡可能大，Ro=(0.60～0.75)d/26、減振彈簧個數(shù)Zj減振彈簧個數(shù)的選取摩擦片外徑D／mm

225~250250~325325~350>350

Zj

4~66~88~10>10第42頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三7、減振彈簧總壓力F∑當限位銷與從動盤轂之間的間隙Δ1或Δ2被消除，減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達到最大值TJ時，減振彈簧受到的壓力：

F∑=TJ/Ro8、極限轉(zhuǎn)角φj

減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角：目前從動盤減振器在特性上存在如下局限性：1)通用的從動盤減振器不能使傳動系振動系統(tǒng)的固有頻率降低到怠速轉(zhuǎn)速以下，因此不能避免怠速轉(zhuǎn)速時的共振。2)它在發(fā)動機實用轉(zhuǎn)速1000～2000r／min范圍內(nèi)，難以通過降低減振彈簧剛度得到更大的減振效果。第43頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三雙質(zhì)量飛輪的減振器1)可降低發(fā)動機、變速器振動系統(tǒng)的固有頻率，以避免在怠速時共振。2)可加大減振彈簧的位置半徑，降低減振彈簧剛度K，并允許增大轉(zhuǎn)角。3)由于從動盤沒有減振器，可以減小從動盤的轉(zhuǎn)動慣量，這也有利于換擋。但由于減振彈簧位置半徑較大，高速時受到較大離心力的作用，使減振彈簧中段橫向翹曲而鼓出，與彈簧座接觸產(chǎn)生摩擦，使彈簧磨損嚴重，甚至引起早期損壞。

雙飛輪減振器

1一第一飛輪2一第二飛輪3一離合器蓋總成4一從動盤5一球軸承6一短軸7一滾針軸承8一曲軸凸緣9一聯(lián)結(jié)盤10一螺釘11一扭轉(zhuǎn)減振器第44頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三高于怠速低于怠速第45頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三離合器的操縱機構(gòu)1．對操縱機構(gòu)的要求1）踏板力要小，踏板行程在一定的范圍內(nèi)。2）摩擦片磨損后，踏板行程應(yīng)能調(diào)整復原。3）有對踏板行程進行限位的裝置，防止操縱機構(gòu)因受力過大而損壞。4）應(yīng)具有足夠的剛度。5）傳動效率要高。6）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。

第46頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三2．操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇離合器操縱機構(gòu)：機械式、液壓式。機械式操縱機構(gòu)：桿系、繩索。

桿系傳動機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠。但質(zhì)量大，機械效率低，在遠距離操縱時布置較困難。

繩索傳動機構(gòu)可克服上述缺點，且可采用吊掛式踏板結(jié)構(gòu)。但壽命較短，機械效率仍不高。多用于輕型轎車中。第47頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三2．操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇液壓式操縱機構(gòu)：由主缸、工作缸和管路等部分組成.傳動效率高、質(zhì)量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室和車架變形不會影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點。第48頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三3．離合器操縱機構(gòu)的主要計算

踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2兩部分組成：液壓式操縱機構(gòu)示意第49頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三踏板力Ff可按下式計算工作缸直徑d2的確定與液壓系統(tǒng)所允許的最大油壓有關(guān)。考慮到橡膠軟管及其他管接頭的密封要求，最大允許油壓一般為5～8Mpa。

機械式操縱機構(gòu)的上述計算，只需將d1和d2取消即可。第50頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三離合器的結(jié)構(gòu)元件一、從動盤總成1、摩擦片(1)要求：摩擦系數(shù)穩(wěn)定，工作溫度、滑磨速度、單位壓力的變化對其影響較小；有足夠的機械強度和耐磨性；熱穩(wěn)定性好、磨合性能好、材料密度?。挥欣诮雍掀巾?；長期停放，離合器摩擦面之間不發(fā)生“粘著”現(xiàn)象。第51頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三(2)材料：石棉基摩擦材料：f=0.3~0.45缺點：受溫度影響大，T↑，f↓↓ 優(yōu)點：價格低，密度小燒結(jié)金屬、金屬陶瓷：優(yōu)點：高溫耐磨，傳熱好，摩擦系數(shù)大，允許大單位壓力缺點：價格高，密度大，接合不柔和(3)摩擦片和從動鋼片連接：鉚接法：鉚釘頭應(yīng)沉于襯片內(nèi)，連接可靠，更換方便，但鉚釘孔占據(jù)工作面積，有效利用厚度小粘結(jié)法：增大實際摩擦面積，摩擦片厚度利用率高，有較高的抗離心力和切向力的能力，但更換困難，難以安裝波形片，無軸向彈性，可靠性低。第52頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三2、花鍵轂：一般采用齒側(cè)對中的矩形花鍵，花鍵軸與孔采用動配合3、從動片：要求質(zhì)量輕，具軸向彈性，硬度和平面度高4、波形片：采用65Mn，表面發(fā)藍處理第53頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三二、離合器蓋總成1.對離合器蓋要求（1）應(yīng)有足夠的剛度（2）與飛輪保持良好的對中（3）蓋的膜片彈簧支承處應(yīng)有高的尺寸精度（4）便于通風，可開通風口2.對壓盤的要求（1）有較大質(zhì)量，增大熱容（2）具有較大剛度（3）與飛輪保持良好的對中（4）高度尺寸公差要小第54頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三3.對分離杠桿設(shè)計要求：應(yīng)使分離杠桿支承機構(gòu)與壓盤的驅(qū)動機構(gòu)在運動上不發(fā)生干涉；保證有足夠的剛度；支承采用滾針軸承、滾銷、刀口支承等型式支承處的摩擦損失要??；要便于調(diào)整分離杠桿內(nèi)端的位置；要避免高速時因分離杠桿的離心力造成壓緊力降低。第55頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三設(shè)計實例基本參數(shù)：整車最大總質(zhì)量：14t壓緊方式：膜片彈簧摩擦片數(shù)：雙片，編織石棉基材料工作環(huán)境：干式發(fā)動機最大扭矩：658N·m膜片彈簧工作壓力：9000N膜片彈簧離合器在滿足同等壓緊力和分離間隙的條件下，其最大分離力要比相同尺寸的周置彈簧離合器小20%～30%，因此本方案選用帶有扭轉(zhuǎn)減振器的膜片彈簧離合器。第56頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三結(jié)構(gòu)尺寸和強度計算1)摩擦片尺寸的確定確定摩擦片外徑尺寸，用下面的經(jīng)驗公式計算：對商用車(雙片)：根據(jù)GB/T5764—1998《汽車用離合器面片》取摩擦片外徑=380mm，選定摩擦片的內(nèi)徑=206mm，厚度4mm。第57頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三結(jié)構(gòu)尺寸和強度計算2)離合器摩擦力矩的確定

最大摩擦力矩是摩擦片剛開始工作并無磨損的條件下，離合器的摩擦力矩。此時離合器的壓盤壓力給定為F=9000N，那么離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩膜片彈簧工作點的選取使得摩擦片磨損后的壓盤總壓力略有上升，可保證摩擦片在許可磨損范圍內(nèi)所傳遞的靜摩擦力矩不會降低。

第58頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三結(jié)構(gòu)尺寸和強度計算3)離合器后備系數(shù)的計算

后備系數(shù)最大總質(zhì)量為6～14t的商用車后備系數(shù)的推薦值，本設(shè)計后備系數(shù)為2.06。

第59頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三c為壓盤的比熱容，4)離合器單位壓力的計算編織石棉基材料的單位壓力要求小于0.25MPa，本離合器的單位壓力比規(guī)定值小，這意味著離合器的溫升較小。

結(jié)構(gòu)尺寸和強度計算離合器接合的溫升γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤；m為壓盤的質(zhì)量第60頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三結(jié)構(gòu)尺寸和強度計算5)強度校核(1)從動盤花鍵擠壓應(yīng)力計算作用在一個從動盤花鍵上的圓周力：擠壓應(yīng)力：式中，Z1=10為花鍵齒數(shù)；L=45mm為花鍵齒長；b=5mm為花鍵齒寬；D外=45mm為花鍵外徑；D內(nèi)=36mm為花鍵內(nèi)徑；n=2為從動盤數(shù)。以上所得到的擠壓應(yīng)力值小于推薦許用值(20MPa)。第61頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三結(jié)構(gòu)尺寸和強度計算5)強度校核(2)花鍵的剪切應(yīng)力計算花鍵擠壓變形和摩擦是其主要的破壞形式。計算結(jié)果說明，剪應(yīng)力較低，故可以認為花鍵的抗剪切強度是足夠的。應(yīng)當指出，離合器結(jié)構(gòu)件的強度校核遠不止這些內(nèi)容，限于篇幅，這里只以典型零件為例介紹。

第62頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化1)摩擦片外徑D最大圓周速度<65～70m/s，即2)摩擦片的內(nèi)、外徑比應(yīng)在0.53～0.70范圍內(nèi);3)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;4)單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，即5)對于不同車型，單位壓力的最大范圍為0.11～1.50MPa;6)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

第63頁，共72頁，2023年，2月20日，星期三膜片彈簧主要參數(shù)的選擇1)比較H/h的選擇本設(shè)計，h=3mm，則H=6mm。2)R/r選擇本設(shè)計中取R/r=1.25，摩擦片的平均半徑Rc=(D+d)/4，r>Rc,先取r再求R,取整后求R/r3)圓錐底角（α一般在9～15°范圍內(nèi)）分離指數(shù)常取為18，大尺寸膜片彈簧有取