推式輕型膜片離合器設(shè)計資料

1、廣西科技大學(xué)2015屆畢業(yè)設(shè)計說明書離合器作為汽車傳動系重要的組成部分，起著密不可分的作用，它的結(jié)構(gòu)特性和組 成推動了整個汽車歷史的發(fā)展。本設(shè)計針對中微車型設(shè)計離合器，主要闡述膜片彈簧離 合器的組成以及工作原理，并針對離合器現(xiàn)今發(fā)展的狀況對離合器進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。在分 析的工作原理和發(fā)展現(xiàn)狀，結(jié)合實際經(jīng)過最佳對比結(jié)合，最終初步的選擇了離合器的結(jié) 構(gòu)形式，選擇了推式膜片彈簧離合器。通過方案論證初步大體的確定結(jié)構(gòu)之后，開始第二步，初步的確定摩擦片尺寸，然 后根據(jù)該尺寸進(jìn)行計算分析，最終選擇最佳參數(shù)，在確定參數(shù)之后要進(jìn)行一系列的校核, 最終確定最終參數(shù)。本次設(shè)計具體計算了摩擦片、膜片彈簧、壓盤、離合器蓋

2、等組成零 件。此次設(shè)計，對現(xiàn)今的離合器設(shè)計有了更多的了解，對今后的設(shè)計起到一定的參考作 用。通過這次設(shè)計，將會提高該車型的舒適性以及實用性，并提高了工作效率。關(guān)鍵詞：離合器、 設(shè)計、結(jié)構(gòu)SummaryAs an important part of the clutch automobile powertrain, plays the role of a close, its structural properties and compositi on to promote the developme nt of the entire automobile history. The design

3、 for the micro-car design of the clutch, mainly on the composition and working principleof the diaphragm springclutch, and for the development of the current state of the clutch to optimize the desig n of the clutch. In prin ciple and developme nt status of job an alysis,combined with the actual thr

4、ough optimum contrast, the final form of the structure of the in itial choice of the clutch, select the push type diaphragmspri ng clutch.After the in itial determ in ati on of the structure by the gen eral dem on stratio n program, the Departme nt prelimi narily determ ined to start the sec ond fri

5、ct ion plate size, and the n based on the size of the computatio nal analysis, the final choice of the optimal parameters, the parameters to be determined after a series of verification, and ultimately determine the final parameters . The design of the specific calculation of the friction plate, dia

6、phragm spri ng, pressure plate, clutch cover and other comp onent parts.The desig n of todays clutch desig n put forward its own unique desig n and optimization of revisions for future referenee design play a role. Through this design, it will enhance the vehicles comfort and practicality, and impro

7、ve work efficie ncy.Keywords: clutch, desig n, con struct ion目 錄第1章方案論證11.1離合器的功用11.2離合器設(shè)計車型11.3離合器結(jié)構(gòu)選擇與分析 11.3.1離合器的機構(gòu)型式的選擇 11.3.2從動盤干式和濕式的類型選擇 21.3.3壓緊彈簧和布置形式的選擇 31.3.4膜片彈簧的支承形式的選擇 51.3.5離合器作用力形式51.3.6 壓盤的驅(qū)動方式的選擇 61.4離合器的通風(fēng)散熱61.5摩擦片厚度報警方式 6第2章離合器的計算分析部分 72.1離合器設(shè)計車型方向 72.2摩擦片尺寸參數(shù)的選擇 72.3離合器后備系數(shù)的確定

8、72.4摩擦片外徑D與內(nèi)徑d的確定82.5 單位壓力 P0的確定92.6摩擦片的因數(shù)和面數(shù)還有間隙的分析取值 102.6 摩擦片基本參數(shù)的校核 10第3章膜片彈簧設(shè)計133.1膜片彈簧的內(nèi)外徑尺寸規(guī)格 133.2內(nèi)錐高與膜片鋼板厚度比值 H/h選擇 133.3內(nèi)外徑比值 R/r選擇分析 133.4圓錐底角143.5膜片彈簧小的一端內(nèi)半徑 ro和分離軸承的半徑rf的選取要求條件143.6切槽寬度143.7半徑R1和支承環(huán)的半徑r1的選擇分析 143.8膜片彈簧位置點的分析取值與校核 153.1.1 0 膜片彈簧設(shè)計最終結(jié)論 18第4章 壓盤及離合器蓋設(shè)計 194.1壓盤設(shè)計194.2確定壓盤的內(nèi)

9、外徑194.3壓盤的厚度i的選取和校核 194.4壓盤溫升的校核194.4.1滑磨功 W的計算 194.4.2壓盤質(zhì)量m的計算204.4.3壓盤體積 V的計算 214.4.4壓盤厚度hy的計算214.5傳力片取值與分析校核 214.6離合器蓋設(shè)計 22第5章從動盤設(shè)計245.1從動盤組成與要求245.2從動盤鋼片計算與校核 245.3扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計255.3.1 減震的參數(shù)選擇與分析 255.4減振彈簧的設(shè)計265.5從動盤轂設(shè)計28第6章摩擦片厚度報警器的分析與設(shè)計 316.1 報警器的優(yōu)點316.2 報警裝置的工作原理32致謝34參考文獻(xiàn)35廣西科技大學(xué)2015屆畢業(yè)設(shè)計說明書第1章方案論

10、證1.1離合器的功用離合器主要的作用是實現(xiàn)對發(fā)動機動力傳輸以及切斷控制，并使汽車在起步的時候 平穩(wěn)且傳動系與發(fā)動機平順的結(jié)合1；在換擋的時候，減少變速器之間齒輪的相對沖擊； 發(fā)動機高度強度的工況下收到巨大的力矩，離合器能夠緩沖傳動系受到的最大轉(zhuǎn)矩，緩 沖了轉(zhuǎn)矩能夠使零件處于不高強度工作狀態(tài)；并且能大大的降低傳動系的工作噪音。1.2 離合器設(shè)計車型本次離合器設(shè)計車型為微型車方向， 選擇2012年款樂馳1.0實用型為設(shè)計車型，該 車型具體參數(shù)如下：表1-1車型數(shù)據(jù)車型2012款樂馳1.0整備質(zhì)量（kg）880總質(zhì)量（kg）1265發(fā)動機型號P-TEC 丄 MT最大扭矩（Nm90/4800最大功率（

11、kw/rpm）51/6000最咼車速（km/h）160變速器一檔傳動比3.818主減速器傳動比4.444輪胎型號175/60 R131.3離合器結(jié)構(gòu)選擇與分析1.3.1 離合器的機構(gòu)型式的選擇離合器常用的類型有三種，摩擦離合器和液力耦合器以及電磁離合器。但是，在汽 車領(lǐng)域中，摩擦式離合器最為廣泛采用。而摩擦離合器以常用結(jié)構(gòu)形式分類有單片或雙 片干式，但是對于輕中型轎車來說，發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩普遍都不大，所以在符合汽車總 體布置的條件下，離合器一般只采用一片從動盤，也就是單片摩擦離合器，所以這次設(shè) 計選定的機構(gòu)型式為單片摩擦式。1.3.2 從動盤干式和濕式的類型選擇 單片摩擦離合器干式類型利弊分析

12、2如圖2-1所示，由圖可知單片干式的結(jié)構(gòu)作用，調(diào)整起來比較簡單，軸向接觸十分緊湊, 工作的時候分離與結(jié)合完好，從動件傳遞的轉(zhuǎn)動慣量小，熱量散發(fā)快，即使是彈性很大的從 動盤也能很好結(jié)合。因此，適用于微中型轉(zhuǎn)矩不大的汽車。 雙片摩擦離合器干式類型利弊分析2如圖2-2所示。與單片離合器比較，雙片干式摩擦離合器的傳遞轉(zhuǎn)矩力更大，接合 更加平順、柔和；但是由于中間從動盤的通風(fēng)散熱差， 所以摩擦片易磨損或者燒傷碎裂； 分離行程大，從動件轉(zhuǎn)動慣量大導(dǎo)致?lián)Q檔困難等缺點。一般不建議使用。 濕式離合器的利弊分析由于摩擦面增加，接合會更加的平順柔和；摩擦片淹沒在油中工作，能夠使摩擦面 損耗小。但是當(dāng)油粘度增大時易導(dǎo)

13、致分離不徹底的狀況；軸向尺寸大；但是由于從動盤 的轉(zhuǎn)動慣量超過了規(guī)定負(fù)荷，因此這種類型的離合器沒有在之前得到良好的發(fā)展。近年 來，由于多片濕式離合器不斷的改進(jìn)，使得它的起步性大大的提高以及長壽命，有不斷 增加采用的趨勢。通過以上的權(quán)衡利弊，此次設(shè)計采用的是單片干式摩擦離合器。摩擦片飛輪齒圈w減農(nóng)彈簧；氣車離合器構(gòu)造圖A膜片彈簧圖1-1單片的干式類型摩擦離合器圖1-2雙片的干式類型摩擦離合器1.3.3壓緊彈簧和布置形式的選擇離合器壓緊彈簧的結(jié)構(gòu)型式按照布置位置以及壓緊彈簧的形式不同可大致有這幾種 類型：周布斜置式、中央彈簧式、周布彈簧式、和膜片彈簧等等離合器類型3。 周置彈簧離合器如圖2-1所示

14、，圓柱螺旋彈簧均勻布置在一個從動盤圓周分布的離合器稱為周布彈 簧離合器。周置彈簧離合器它的布置簡易、生產(chǎn)簡單成本低的優(yōu)點。但是由于現(xiàn)代轎 車發(fā)動機轉(zhuǎn)速不斷的提高導(dǎo)致周置彈簧易變形引起降低壓緊力降低的缺點而得不到廣泛 的采用；所以，現(xiàn)代微中型轎車多采用膜片彈簧離合器 5 o 中央彈簧離合器用一個矩形斷面的圓錐螺旋彈簧柱作為壓簧并且均布在離合器上稱這種離合器中央 彈簧離合器，由于其結(jié)構(gòu)的原因采用輕型的彈簧也能提供足夠的的壓盤壓緊力使得其操 縱較輕便。但是由于其軸向尺寸太大因此并不適用于輕中型轎車。 斜置彈簧離合器周布斜置彈簧離合器適用于重型汽車上，這種類型的離合器突出的優(yōu)點是其工作性 能穩(wěn)定，徹底

15、分離所需踏板力較小。 膜片彈簧離合器在汽車領(lǐng)域上，輕中型轎車中最為廣泛采用的離合器為膜片彈簧離合器。膜片彈簧離合 器在結(jié)構(gòu)上具有軸向尺寸小但是徑向尺寸很大的特點，而且膜片彈簧結(jié)構(gòu)簡單，零件數(shù) 少，質(zhì)量輕，由于其軸向尺寸小，因而擁有良好的散熱性，可大批生產(chǎn)成本低的特點。第40頁圖1-3膜片彈簧離合器的雙支撐式類型0/DPH圖1-4膜片彈簧離合器的無支撐式類型圖1-5膜片彈簧離合器單支撐式的類型膜片彈簧離合器與其它類型離合器相比還有一下優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此用于設(shè)計離合器時彈簧壓力幾乎不受膜 片彈簧磨損的影響，使得操作更加輕便。另外，由于膜片彈簧與離合器軸的中心線是對 稱的，

16、因此不受向心力影響，工作性能較穩(wěn)定，平衡性也好；最后，膜片彈簧其壓緊彈 簧和杠桿的作用，使離合器的結(jié)構(gòu)更簡單，零件數(shù)減少，軸向尺寸也得到很大的改善； 另外，由于膜片彈簧與壓盤接觸壓力分布均勻，所以結(jié)合穩(wěn)定，散熱性能也獲得很大的 提升。由于膜片彈簧具有各方面的優(yōu)點，且工藝水平依舊在不斷的提高。因此膜片彈簧離 合器被廣泛應(yīng)用于輕中型轎車上。1.3.4 膜片彈簧的支承形式的選擇推式的膜片彈簧離合器的支撐方式按照數(shù)目來分有三種類型：（1）雙支承環(huán)形式可參照（如圖1-3）用鉚釘把膜片彈簧還有兩個支承環(huán)與離合 器蓋對好位置鉚接在一起，結(jié)構(gòu)沒有那么復(fù)雜；（2）單支承環(huán)形式（如圖1-5）在沖壓離合器蓋上沖出一

17、個環(huán)形凸臺來代替后支 承環(huán)，使架構(gòu)簡單，或在鉚釘前側(cè)以彈性當(dāng)環(huán)代替前支承環(huán)，以消除膜片彈簧與支承環(huán) 之間的軸向間隙；（3）無支承環(huán)形式參考（如圖1-4）將斜頭鉚釘?shù)亩瞬亢碗x合器蓋的環(huán)形凸臺把 膜片彈簧裝配在一起，減去了前后的支承環(huán)，另一種方式是在鉚釘前端用彈性當(dāng)環(huán)替換 前支承環(huán)，離合器蓋上的環(huán)形凸臺代換后支承環(huán)，能夠?qū)⒔Y(jié)構(gòu)變得更加簡單或者減去鉚 釘，離合器蓋外圍伸出的舌片將環(huán)形凸臺以及膜片彈簧還有彈性擋環(huán)裝載在一起，結(jié)構(gòu) 最為簡單。1.3.5離合器作用力形式膜片彈簧離合器按照作用力形式分兩種，推式膜片彈簧離合器和拉式膜片彈簧離合, 其利弊對比如下圖：表1-6推式和拉式膜片彈簧離合器的優(yōu)缺對比類

18、型離合器 蓋形變分離軸承膜片彈 簧外徑彈簧應(yīng)力壓緊載荷支撐環(huán)7數(shù)量設(shè)計負(fù)荷安裝推式大簡單大容易比較小比較大比較小2拉式小復(fù)雜小較難比較大比較小比較大1因此綜上因素，決定本次設(shè)計的是雙支承推式膜片彈簧離合器。1.3.6壓盤的驅(qū)動方式的選擇壓盤結(jié)構(gòu)一般設(shè)計為環(huán)形盤狀的鑄件，離合器通過壓盤元件來與飛輪連接傳遞動力。 壓盤接近外緣部分有一定數(shù)量的凸臺均布，用來壓緊固定膜片彈簧的，壓盤外端有三個 傳力凸耳。通常壓盤的驅(qū)動方式有三種傳力銷式、窗口式等等幾種，但是它們都有一個 共同的缺點，就是連接件傳遞力矩有摩擦，并產(chǎn)生很大的噪音還降低了發(fā)動機傳遞效率, 彈簧傳動片式的傳動方式很好的解決了這些問題，它一般有

19、三組均布外緣，發(fā)動機驅(qū)動 的時候傳力片收到壓力，拖動時，傳力片受到壓力，但是由于彈性形變不影響壓盤正常 工作。而且傳力片驅(qū)動方式結(jié)構(gòu)簡單，生產(chǎn)成本低，并且對中性好，適合離合器工況。 的所以本次設(shè)計壓盤采用彈性傳動片式。1.4離合器的通風(fēng)散熱實驗表明。離合器的磨損速度會因溫度的上升而加劇，當(dāng)離合器壓盤到達(dá)一定溫度時，摩擦片加快磨損。一般離合器壓盤的正常工作溫度為180C，但是當(dāng)工作環(huán)境惡劣時瞬時溫度可超過1000r。這時的摩擦片容易出現(xiàn)裂紋。所以為了讓壓盤工作時溫度處 于良好狀態(tài)，摩擦片表面溫度不至于過高，因此需要改善離合器的通風(fēng)散熱性，常用的 措施：1) 離合器壓盤安裝散熱筋2) 離合器蓋設(shè)計

20、較大的通風(fēng)口和通風(fēng)窗1.5摩擦片厚度報警方式離合器通過摩擦力來傳遞動力的，所以當(dāng)摩擦片使用到一定階段后摩擦片就會磨損 需要更換但是摩擦片一般安裝在離合器內(nèi)部，不容易檢查磨損情況，這時則需要設(shè)計 一個報警器來提醒駕駛員何時需要更換摩擦片，所以本次設(shè)計決定采用一種機械與電子 結(jié)合的報警方式，這種方式不僅結(jié)構(gòu)簡單而且成本低性能穩(wěn)定。第2章離合器的計算分析部分2.1離合器設(shè)計車型方向表2-1車型數(shù)據(jù)車型2012款樂馳1.0整備質(zhì)量（kg）880總質(zhì)量（kg）1265發(fā)動機型號P-TEC 丄 MT最大扭矩（N m）90/4800最大功率（kw/rpm）51/6000最咼車速（km/h）160變速器一檔傳

21、動比3.818主減速器傳動比4.444輪胎型號175/60 R132.2摩擦片尺寸參數(shù)的選擇2.2.1離合器的力矩關(guān)系式摩擦片作為離合器不可或缺的部分為了盡可能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Tcmax所以理論上離合器的靜摩擦力矩T c必須大于發(fā)動機傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，離合器的摩擦力矩 TcmaX確定了摩擦面數(shù)Z數(shù)和摩擦系數(shù)f,并且摩擦面上的壓緊力P2和摩擦片平均的半 徑Rm有如下公式(2-1 )以上公式B 離合器后備系數(shù)f 摩擦系數(shù)，一般在0.250.30范圍Z摩擦面數(shù)2.3離合器后備系數(shù)的確定后備系數(shù)B是離合器設(shè)計中最重要的參數(shù)，它保證離合器在工作中傳遞發(fā)動機最大扭矩中處于安全狀態(tài)，在確定B時，應(yīng)從

22、多個方面考慮方面考慮，例如：a.摩擦片在長時間工作中有一定磨損后，離合器依舊必須保證確保傳遞發(fā)動機傳遞的最大扭矩不 變；b.要求離合器本身滑磨度符合工況且足夠??；c.要求滿足能夠防止傳動系過載的 條件。普遍的轎車和輕型貨車B范圍值取1.21.75。結(jié)合實際應(yīng)用情況，此次設(shè)計微 型車轎車離合器設(shè)計，此車型歸類為微型轎車類型，所以本次設(shè)計決定后備系數(shù)B在1.301.75范圍內(nèi)選取。因為該車型為微型轎車，取1.3。表2-2離合器的后備系數(shù)一般的的取值區(qū)間車型后備系數(shù)B乘用車最大總質(zhì)量6t的商用車1.20 1.75最大總質(zhì)里為6至14t的商用車1.50 2.25掛車1.50 4002.4摩擦片外徑D與

23、內(nèi)徑d的確定如果通過發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax(N - m)來取值D時，可以用下面的公式確定 ：D =100.Temax/A(2-2)公式中A說明了摩擦片外徑D的取值對各種結(jié)構(gòu)以及實際應(yīng)用有很大的影響，所以在確定摩擦片外徑D的時候有以下公式可作初選計算：D = KdTemax(2-3)轎車：Kd=14.5輕、中型貨車：單片Kd=16.018.5雙片 Kd=13.5 15.0此次設(shè)計的彈簧離合器方向是微型轎車的膜片彈簧離合器。在方案論證中確定的本次離合器摩擦片為單片，通過汽車設(shè)計可有表如下，按表3-3，此次設(shè)計選擇KD=14.5o將確定的書籍代入初選公式求得： 外徑 D=156.8mm按經(jīng)驗公式初

24、選D以后，還要結(jié)合校核以及注意摩擦片尺寸的系列化和標(biāo)準(zhǔn)化來確定最 終的尺寸。表2-4是我國摩擦片外徑系列化標(biāo)準(zhǔn)化系列。表2-3我國通用的車型直徑系數(shù)取值范圍車型直徑系數(shù)K乘用車14.6車重在1.814.0t范圍的商用車1116.018.5 （單片式）13.515.0 （雙片式）車重比14.0t大的商用車1122.5 24.0我國摩擦片外徑標(biāo)準(zhǔn)，具體參數(shù)如下表（部分）： 表2-4我國離合器摩擦片標(biāo)準(zhǔn)的尺寸參數(shù)10外徑D/mm160180200225250280300325內(nèi)徑d/mm110125140150155165175190厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.5C=d/

25、D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5851- c30.6760.6670.6570.7030.7630.7690.8020.800單位面積cm103132160221302402466546查表2-4初選的摩擦片數(shù)據(jù)具體參數(shù)如下:摩擦片外徑D=225mm摩擦片內(nèi)徑d=150mm摩擦片厚度h=3.5mm摩擦片內(nèi)外徑比d/D=0.667單面面積F=221cm2.5單位壓力P0的確定P0摩擦面上的單位壓力P0確定體現(xiàn)了摩擦片表面工作時的耐磨性，在選取參數(shù)時要 結(jié)合考慮摩擦片的尺寸大小，后備系數(shù)大小，后備功率大小，摩擦片的材料及質(zhì)量等等 因素來確定。如果在實際

26、應(yīng)用中離合器使用次數(shù)頻繁，且發(fā)動機后備功率不太大時，應(yīng)取小些；當(dāng)PC取小時可以降低摩擦片的外邊熱載荷，因此考慮熱載荷時可適量取小一 點；但是如果后備系數(shù)偏大的時候，可以適當(dāng)?shù)脑龃?m。表2-5我國的摩擦片單位壓力的取值標(biāo)準(zhǔn)摩擦片材料單位壓力Po/MPa石棉基材料模壓0.15 0.25編織0.25 0.35粉末冶金材料模壓0.350.50編織金屬陶瓷材料0.70 1.50在本次設(shè)計中我們設(shè)計車型方向為微型車，后備功率并不是很大，而且選定摩擦片使用 的材料為石棉基材料，結(jié)合多種綜合因素，本次設(shè)計單位壓力P0決定取值為Po=0.3MPa2.6摩擦片的因數(shù)和面數(shù)還有間隙的分析取值摩擦片的摩擦因數(shù)的確定

27、決定于摩擦片實際應(yīng)用的材料和基工作溫度。還要考慮單位壓力以及滑磨速度等綜合因素?？捎善囋O(shè)計查表 3-6如下，確定取值f=0.26，離合 器傳遞轉(zhuǎn)矩的大小和其結(jié)構(gòu)尺寸確定摩擦面數(shù) Z 為從動盤數(shù)的兩倍。本次設(shè)計已經(jīng)論述表2-6我國材料的摩擦因數(shù)的取值標(biāo)準(zhǔn)區(qū)間摩擦片材料摩擦因數(shù)f石棉基材料模壓0.20 0.25編織0.25 0.35粉末冶金材料銅基0.25 0.35鐵基0.30 0.50金屬陶瓷材料0.70 1.50確定為單片離合器，因此摩擦面數(shù)確定 Z=2。離合器間隙 t的作用是為了離合器在工 作正常接合狀態(tài)時，且分離套筒經(jīng)過彈簧作用到后極限位置的時候，確保摩擦片工作時正常磨損過程中，離合器依

28、舊能正常工作，動力傳遞穩(wěn)定，接合完好。所在分離軸承與 分離杠桿內(nèi)部之間空下一定的的間隙12。該間隙 t 一般的取值范圍為34mm此次設(shè)計取 t=4mm2.6摩擦片基本參數(shù)的校核(1) 摩擦片外徑D (mm的大小應(yīng)該符合最大圓周速度小于 6575m/s的要求則有：-3VD =n /60 X nemaxDK 10=69.7 m/s 6570m/s(2-4)公式中，VD圓周速度；n為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速(r/min)。(2) 摩擦片內(nèi)徑與外徑比值C的取值應(yīng)該在0.530.70范圍選擇，則有130.53 C=0.67 2Ro+ 50mm(2-6)(5) 離合器傳遞穩(wěn)定的轉(zhuǎn)矩和保護(hù)過載的能力取決于單位摩擦傳遞

29、的轉(zhuǎn)矩，因此單位 摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于規(guī)定的許用值，即4 Temax4 1.3 90Teo22=2 廠=0.264 vTco(2-7)吃(D -d )兀漢 2(225 -150 )代入數(shù)據(jù)，Teo求得=0.264 X 1，通過查表3-7可知，取值符合標(biāo)準(zhǔn)表2-7單位摩擦面積的許用值標(biāo)準(zhǔn)離合器規(guī)格 210 250 250325 325Teo 0.280.30.350.4(6) 為了降低熱負(fù)荷，使摩擦片損耗小一點，對不同的車型應(yīng)該在0.111.50Mpa范圍內(nèi)取值,即0.10MPa P0=0.3 MPaC 1.50MPa(2-8)(7) 離合器的滑磨在起步的時候容易摩擦片產(chǎn)生磨滑，為了減少種情

30、況發(fā)生，預(yù)防摩 擦片表面溫度過高引起不必要的損傷，離合器單位滑磨功必須比許用值小才能保證安全 即Teo4Tc二z(D2 -d2) 6.0t的汽車：書=0.33 J/mm2，對于車的總M6.0t 商用車：書=0.25 J/mm2 : W是汽車剛要開動的時候，離合器結(jié)合一次做的總滑磨功(J)，我們可以有一般公式計算如下12:2 2m a rr 1. 2 21800(2-10)0 Ig 式中，ma為汽車總質(zhì)量(Kg) ； rr為輪胎滾動半徑(m) ； io變速檔的傳動比傳動比；ig 為主減速器傳動比；ne是發(fā)動機轉(zhuǎn)速r，乘用車一般公式取值2000r/min，商用車選取 1500r/min 8。其中錯

31、誤！未找到引用源。肓=辿 b2-4ac，ma=1265Kg io=4.444，2ar=0.316，ig=3.818，ne=20。代入公式得 書=0.30 Rc(3-1 )4，所以本次設(shè)計取 R=100m，選定內(nèi)外徑比R/r=1.25，則內(nèi)徑r=80mm3.2內(nèi)錐高與膜片鋼板厚度比值H/h選擇膜片彈簧的彈性特性與H/h比值有重要的影響，由圖4-1分析載荷與變形之間的函數(shù) 關(guān)系我們可以知道，當(dāng)H/h . 2時，F(xiàn)1有一極大值和極小值 ；當(dāng)H/h=、.2 時，F(xiàn)1最小數(shù)值在橫坐標(biāo)的時候，如圖下 3-1 o1-H/h 、- 22-H/h= , 23- ,2 H/h 2 2圖3-1簧片彈性特性曲線本次設(shè)

32、計車型為微型車，為了離合器壓緊力變化和操縱方便性，此次設(shè)計汽車離合器膜 片彈簧的H/h在1.52范圍內(nèi)選擇。實際應(yīng)用上的膜片彈簧板厚在24mr范圍內(nèi)選取， 經(jīng)過綜合考慮選擇H/h=2，則有h =2mm， H =4mm。3.3內(nèi)外徑比值R/r選擇分析由實際科學(xué)實驗表明，當(dāng)R/r越小時，那么應(yīng)力越高，彈簧越硬，彈性曲線越容易 受到直徑誤差影響。為了滿足結(jié)構(gòu)布置強度要求以及壓緊力的分布的條件，R/r可以在1.21.3的范圍區(qū)間內(nèi)選取。摩擦片上的壓力分布越均衡就越平穩(wěn)，對中性越好，我 們可以利用推式膜片彈簧的R值取值靠近大于或等于摩擦片的平均半徑 R的時候，摩擦片上的壓力分布會越均布 。所以本次設(shè)計摩

33、擦片的平均半徑取值Rc= D+d =93.7 mm4RRc,取R=100mmr=80 , R/r=1.25，符合本次設(shè)計要求。3.4圓錐底角一般汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角a取值在在9 15 范圍內(nèi)選取，將數(shù)據(jù)代入計算公式本中則有h= arctanH/ ( R-r) =11.31 ,求得所得值在915之間，合格一般設(shè)計要求。通常的離合器設(shè)計分離指數(shù)一般取值為18，工業(yè)為了方便更好的利用模具分度在生產(chǎn)制造上，一般分離指數(shù)大于 12,部分大尺寸膜片彈簧可選取24的， 當(dāng)然有一部分的小尺寸膜片彈簧，也有取12的，本設(shè)計的車型為微車型，所以所取分 離指數(shù)為18。3.5膜片彈簧小的一端內(nèi)半徑ro和

34、分離軸承的半徑rf的選取要求條 件r0要按照離合器的結(jié)構(gòu)要求確定。R應(yīng)該不小于r。3.6切槽寬度由已選取的膜片彈簧尺寸以及工況要求標(biāo)準(zhǔn)取值切槽參數(shù)，分離指尖槽寬取值范圍c1=3.23.5mm分離指舌根切槽寬取值范圍 二2=910mm本次設(shè)計取匚1=3.5mm匚2=10mm 選取參數(shù)符合r應(yīng)滿足r re二1的條件。3.7半徑R1和支承環(huán)的半徑r1的選擇分析一般來說碟簧內(nèi)徑r應(yīng)略大于支撐環(huán)加載點半徑r1且盡量接近，壓盤加載點半徑R1 應(yīng)略小于RM盡量接近碟片外徑R。膜片彈簧在工作狀態(tài)時強度大，一般選用優(yōu)質(zhì)高精度 鋼板材料制成，而且碟簧部分的尺寸精度要高。通常國內(nèi)一般生產(chǎn)配件廠常用的碟簧材 料為60

35、SizMnA當(dāng)量應(yīng)力15991699N/mm2在取值的時候，R1和r1需要滿足下列條件8:K R-RW 7且0 r1-r 0,所以有兩個實根，運用求根公.廣b 二 b -4ac 求 2a得：7=2.835; 1N =1.165 這兩個值即為P達(dá)到最大值時的兩個橫坐標(biāo)，也就是 M/. 1M71N7和N的橫坐標(biāo)值。=(+)12=(2.835+1.165)12=2(3-6)1T1 M - 1N 7圖中，B 點：取入 1e=0.9 入 1r=3.75A點：取入 1A=X 1E- L =3.75-1.60=1.75C點：取入 1C= X 1N=5.313.9膜片彈簧的強度校核膜片彈簧在實際各種變形工況中

36、，碟簧受力部位的內(nèi)半徑處應(yīng)力為最大。因此，在 任一軸上剖面B點的應(yīng)力總大于其他各點。還有該點最大的應(yīng)力產(chǎn)生在離合器分離狀態(tài) 的某一處。但是這時的B點處于軸向應(yīng)力狀態(tài)，所以校核膜片彈簧強度時，應(yīng)該確保B點的當(dāng)量應(yīng)力小于許用應(yīng)力。由已確定的膜片彈簧的材料為60Si2M nA可知，它的使用Bj3 r _r f r應(yīng)力6 =140 1600Mpa由校核公式如下 ：(晉)rh+ 一2r* 1 -IR1 - r1(3-7)1.離合器在徹底分離位置，分離軸承的載荷P2由公式：二 Eh，Jn( R/r)P 2 = 1、(6(1 -+)(只！1)(！J -(H)(H -R1 一 r 11 R - r夕 R1-r

37、-)-h21(3-8)式中，入1 =入1C=2.835 ; rf =22mm其余各參數(shù)值都已經(jīng)計算出數(shù)據(jù)代入可有：P=1936.90N2.求分離軸承的行程入2f1R1 一1(3-9)計算得到入2f式中，入if=-入1N -入1E =5.31-3.75=1.76;其余各參數(shù)均已確定將具體參數(shù)值代計算得：入2f =6.16。3.求B 1分離指前部的寬部系數(shù);B 2分離指根部的寬數(shù): =1-(3-10)1 - (r i r e): =1- 人 2山(3-11)2 二(r r e)上兩式中的各參數(shù)值已經(jīng)在前面的計算中求得，將各參數(shù)值代入上兩式得：=1-13.40 183.14 (20 72)=0.79

38、(3-12)=1-29.50 18=0.653.14 (72 83.3)(3-13)4.求分離軸承推膜片彈簧的實際行程入1f141F =，2 f +L 2 f其中入2f 分離指在力P2的作用下的附加彈性變形LI，2 f6P 2r二 Eh2企_1) _2嚴(yán)r f-1) - lnf2j2(丄-(3-14)ln e r f式(3-13)中各參數(shù)均已確定，代入計算得入2f =1.294所以，入仆=6.16+1.294=7.455. 求當(dāng)達(dá)到最大值時彈簧大端的變形量 入1 對校核公式(3.8)進(jìn)行一次求導(dǎo)，并令其等于零，即令 j=0, 得:=hR11 +R - rh -(Rr 1).R InrRg nR

39、)(3-15)d九式中各參數(shù)均已確定，代入?yún)?shù)計算得 ma=6.67因為入6 ma入1f，所以入1= X 1f =1.49 o6. 強度校核最后將校核公式中的各參數(shù)代入，計算得到：匚 Bj =1014.43MpavL|=1400MP“1600Mpa(3-16)所以膜片彈簧的強度能滿足使用要求15 o3.1.10膜片彈簧設(shè)計最終結(jié)論膜片彈簧的尺寸通過初選，再聯(lián)系實際工況仔細(xì)分析其受力，并符合離合器設(shè)計條 件的要求下，最終選擇了最佳的參數(shù)，最終確定尺寸：膜片彈簧外徑100mm小端內(nèi)徑80mm碟簧自由狀態(tài)內(nèi)錐高14mm分離指舌尖61=3.5mm分離指舌根62=10mm膜片 彈簧選用材料為60Si2M

40、nA且要求加工尺寸精度高，且在制造過程中要加入良好的加工 工藝。第4章壓盤及離合器蓋設(shè)計4.1 壓盤設(shè)計壓盤作為離合器的主動部分，它與飛輪固定在一起，當(dāng)發(fā)動機傳遞轉(zhuǎn)矩的時候，高 強度的工作環(huán)境要求材料與結(jié)構(gòu)滿足一定的要求。由離合器的工作原理可知，壓盤在離 合器分離中做軸向運動，壓盤與飛輪一般通過鍵式或者凸臺等等方式連接，但是實際應(yīng) 用中，這些方式都體現(xiàn)出了一點的缺點，就是離合器分離結(jié)合的時候，傳遞力矩的時候 零件之間有很大的摩擦，這大大的損耗了操縱機構(gòu)的傳遞效率。因此，此次設(shè)計我將通過采用傳力片式來解決這個問題。4.2確定壓盤的內(nèi)外徑一般的設(shè)計經(jīng)驗與結(jié)合實際，通常壓盤外徑比摩擦片外徑稍微大一點

41、，壓盤內(nèi)徑又 稍微比摩擦片內(nèi)徑小一點，所以確定壓盤內(nèi)外徑，則有：壓盤外徑D1=D#25）mm，壓盤內(nèi)徑d1=d - （14 ）mm（4-1 ）因此本設(shè)計綜合考慮選取壓盤外徑 D1為225+5=230mm壓盤內(nèi)徑d1為150-4=146mm.4.3壓盤的厚度i的選取和校核壓盤高強度高溫的工作環(huán)境，需要考慮溫升與熱容的問題，否則壓盤變形等問題將 會引起更加嚴(yán)重的后果，因此設(shè)計壓盤厚度需要滿足兩個條件。條件如下：1）壓盤要有足夠的質(zhì)量，質(zhì)量能夠很好的增大熱容量，也能較好的減少溫升的影響。2）壓盤要滿足一定的剛度，較大的剛度能夠使摩擦面上的壓力分布均勻，這樣子的效 果將降低受熱變形的后果，能很好的避免

42、摩擦片與離合器分合不徹底的問題。為了滿足條件，壓盤厚度一般要在范圍（15-25mm之間選取，壓盤的內(nèi)緣設(shè)計一定錐 度來減少壓盤因受熱變形引起內(nèi)緣凸起引起的影響。本設(shè)計選取壓盤厚度為20mm4.4壓盤溫升的校核4.4.1滑磨功W的計算滑磨功W根據(jù)以下公式計算2:2W=mAr （4-2） i g i0式中m汽車總質(zhì)量；r r輪胎的滾動半徑；ig變速器檔位傳動比；io主減速器傳動比；n e發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min ），計算時轎車取 2000r/min，貨車取1500r/min由所選車型的相關(guān)參數(shù)知：m=1265kg； i g =3.818 ； i 0 =4.444 ； ne=2000r/min。對于輪

43、胎的滾動半徑rr，由輪胎規(guī)格175/65 R15，參照參考書8可知輪胎的斷面寬度B為175mm輪輞直徑為15in （1in=25.4mm），即是381mm車輪高寬比為0.65,所以高 H=0.65B=0.65X 175=113.7mm最后滾動半徑 rr =H+d/2=120.25+381/2=304mm將公式中各參數(shù)的具體數(shù)值代入計算得：W=7764.40J4.4.2壓盤質(zhì)量m的計算壓盤的質(zhì)量m根據(jù)以下公式計算：(4-3)+ W t=mc式中t 溫升C），在此先取t=8 CW 滑磨功（J ），W=7764.40J丫 壓盤上的滑磨功所占比率：單片離合器壓盤：丫 =0.50雙片離合器壓盤：丫 =0

44、.25雙片中間壓盤：丫 =0.50C鑄鐵材料壓盤的比熱C=481.4J/kg壓盤的質(zhì)量（kg）將各參數(shù)代入上式計算得m=2.016kg443壓盤體積V的計算由公式V=mP計算出壓盤的體積V,其中鑄鐵的密度p =7.0g/cm33.3將 m=2.016kg, p =7.0g/cm 代入公式 V=m/p 得到壓盤體積 V=72008.53mm。4.4.4壓盤厚度hy的計算根據(jù)以下公式計算出壓盤厚度hy：w=maj2 2ig i02 -ne1800(4-4)將各參數(shù)代入得：72008.53=3.14/4 x( 2302-1462) X hy,得至U hy=5.235mm由以上的計算可知：只要壓盤的厚

45、度達(dá)到3.095mm就能滿足離合器接合一次時溫升 不超過8C10C的要求。但是，為了同時要滿足壓盤的強度和剛度要求，在此選取 hy=20mm由于壓盤結(jié)構(gòu)繁雜，這就要求導(dǎo)熱性良好，有足夠的摩擦因數(shù)，因此壓盤設(shè)計 材料選用灰鑄鐵，應(yīng)用型號HT30Q硬度在170至227HBS之間，并且加入少量微量元素 增加它的應(yīng)力強度。壓盤與飛輪一起高速旋轉(zhuǎn)，這就要求壓盤有一定的平衡性，因此生 產(chǎn)壓盤時需要靜平衡，且精度要高。4.5傳力片取值與分析校核傳動片的原理是當(dāng)離合器工作時，通過離合器蓋來帶動壓盤快速轉(zhuǎn)動，狀態(tài)分離時, 傳力片的彈性又可以助力壓盤軸向分離，達(dá)到操縱力輕便的目的。傳動片一般安裝方法 是沿圓周均勻

46、布置，這樣安裝傳力片，它的彈性形變不會導(dǎo)致壓盤的對中性和受力平衡。 傳動片通常來說有36組，每組12片，每一片厚度在0.51.0mm之間，材料通常 選擇65Mn制造14。綜合考慮各種工況要求以及條件后，選擇 3組傳動片，每一片，長為52mm寬為 12mm每一片厚度取0.8mm傳動片選擇材料65Mn兩個鉚釘孔的中心相距60mm由已 知壓盤的結(jié)構(gòu)尺寸，此次選定傳動片的安裝位置在距離壓盤中心115mn!勺位置。選用傳動片鉚釘材料型號為GB/T109-1986 6 X 19,材料是15號鋼，最終參考文獻(xiàn)查得鉚釘孔 直徑為6.2mm傳動片校核如下:傳動片的受力分析如圖3-7所示。則平均每顆鉚釘切向力為

47、Fma臚：TemaxF max =90 1000=250NnR3 120(4-5)圖5-7傳動片的受力分析箭圖圖中 a =arcsin ( l/2R)=19.5 。(4-6)則 Fx=Fmaxcos% =250X cos19.5 =235.66N。由鉚釘所受力的Fmax的大小，分別校核鉚釘?shù)目辜魪姸?t和傳動片的抗壓強度c根據(jù)已知數(shù)據(jù)，可得：S =1.7mm m=2并由參考文獻(xiàn)4、6，可得d0=6.2mm, T =115MPa c =430MPa則將各項數(shù)值代入公式得：CT =4Fx二 dfm二 4735.66: 6.21 2 3 2=3.90 MPa t =115MPa；(4-7)Fxdo、

48、235.66 =22.358 MPa c =430MPa6.2 1.7(4-8)由最終數(shù)據(jù)對比可知，所選傳動片及鉚釘能符合強度要求4.6離合器蓋設(shè)計離合器蓋一般在飛輪位置用螺栓結(jié)合在一起，利用它把發(fā)動機一定功率傳遞給壓盤。還 有，離合器蓋是固定彈簧的殼體。在設(shè)計中要注重幾個隱患問題：離合器蓋上打上一定數(shù)量的散熱孔，加強散熱4）對中問題離合器蓋裝配有壓盤、膜片彈簧等部件，所以它與發(fā)動機的曲軸中心對中，這樣子可以 加強平衡性，讓發(fā)動機保持穩(wěn)定工作狀態(tài)，不然將會導(dǎo)致系統(tǒng)整體平衡性不復(fù)存在，大 大的破壞了離合器的正常工作。在本次離合器的設(shè)計中離合器蓋厚度選擇 4mm選擇采用 銷定位。第5章從動盤設(shè)計5

49、.1從動盤組成與要求從動盤一般由從動片、盤轂、扭轉(zhuǎn)減振器等等部件組成。從動盤是離合器的重要組 成零件，對離合器的工作效率與性能有很大的促進(jìn)作用，所以，在設(shè)計從動盤時要考慮 幾個問題： 變速器在換擋的時候齒輪會產(chǎn)生很大的沖擊，因此從動盤要求轉(zhuǎn)動慣量足夠小。一般 的解決方法是減輕重量并將重量多分布在軸心。 從動盤工作時與離合器結(jié)合在一起，為了更好的平順接觸，起步的時候比較平穩(wěn)，所以從動盤應(yīng)該有一定的彈性。一般的做法是在從動片外圓開啟偶數(shù)數(shù)量的T形槽，T形槽能加快散熱，還能減少受熱變形的影響。 為了緩和工作中結(jié)合時產(chǎn)生的沖擊并且減少共振的影響，從動盤應(yīng)該裝配有扭轉(zhuǎn)減振器。5.2從動盤鋼片計算與校核(1) 對與第一個要求，本次設(shè)計在不影響結(jié)構(gòu)作用的情況下，盡其所能的減少它的質(zhì) 量，而且盡量把質(zhì)量更多的分布在軸心以此來更好的減小的轉(zhuǎn)動慣量。為了減輕質(zhì)量， 一般的鋼片都是很薄的，一般厚度只有1.5mm左右，將從動盤鋼片外緣的盤形部分盡量 的磨小厚度到0.651.0mn范圍內(nèi)，能從根本上很大的程度上減小轉(zhuǎn)動慣量。所以此次 設(shè)計決定采用材料厚度2.0mm的從動盤鋼片。(2) 對于要求二，我們要使從動盤結(jié)構(gòu)有一定