桂杰離合器設(shè)計

1、湖南工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院膜片彈簧離合器畢業(yè)設(shè)計 摘要離合器是汽車傳動系中的重要部件，它的構(gòu)造特性與發(fā)展和傳動系緊密相關(guān)，本文針對長城賽弗汽車的各項參數(shù)，設(shè)計推式膜片彈簧離合器。離合器設(shè)計的內(nèi)容主要包括壓盤總成、從動盤總成、膜片彈簧、操縱機構(gòu)四個部分。首先，對離合器各零件的參數(shù)、尺寸、材料、及結(jié)構(gòu)進行設(shè)計，然后使用CATIA軟件畫出推式膜片彈簧的裝配及零件的三維圖形，最后轉(zhuǎn)為AUTOCAD工程圖。本文還重點研究了膜片彈簧在分離過程中的受力，對受力過程進行數(shù)學(xué)分析，并對其進行校核，以提高膜片彈簧離合器的使用壽命，使膜片彈簧離合器在工作過程中處于最佳狀態(tài)。 關(guān)鍵：離合器；膜片彈簧；設(shè)計目錄摘要緒論3第一

2、章汽車離合器的整體描述41.1離合器的基本組成 .41.2膜片彈簧結(jié)構(gòu)及工作原理.41.3離合器設(shè)計的基本要求.5第二章 離合器基本尺寸參數(shù)的選擇.6 2.1離合器基本性能關(guān)系式 6 2.2離合器后備系數(shù)的選擇.7 2.3單位壓力和摩擦因數(shù)的選擇.7 第三章 離合器從動盤總成設(shè)計83.1摩擦片尺寸的設(shè)計.83.2 從動片和波形片的設(shè)計103.3 從動盤轂的設(shè)計103.4 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計12第四章離合器壓盤總成設(shè)計154.1 壓盤的設(shè)計164.2 離合器蓋的設(shè)計184.3 傳動片的設(shè)計.19第五章膜片彈簧設(shè)計205.1 膜片彈簧的結(jié)構(gòu)特點215.2膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇215.3膜片彈簧的優(yōu)

3、化設(shè)計23第六章離合器的操縱機構(gòu) 236.1操縱機構(gòu)形式選擇. 246.2操縱力傳動比的計算246.3操縱機構(gòu)踏板行程266.4操縱力的校核27結(jié)論28 參考文獻28 致謝29緒論離合器是傳動系統(tǒng)中直接與發(fā)動機相連接的裝置。它的作用是平穩(wěn)接合、切斷發(fā)動機和傳動系之間的動力傳遞。離合器可以保證汽車平穩(wěn)起步；避免變速器換擋時，輪齒間發(fā)生劇烈的沖擊；防止傳動系中各零部件由于過載而損壞。目前，汽車在社會的地位越來越重要。它已經(jīng)成為一個生活必需品，伴隨我們的生活，學(xué)習(xí)，工作以及娛樂。汽車工業(yè)正在不斷壯大，不斷發(fā)展。各種能滿足不同需求的汽車以及豪華型汽車越來越多，人們對汽車的要求也越來越高。在大

4、眾對汽車的要求中，汽車的舒適性和安全性占重要地位。在汽車的舒適性和安全性中，離合器是其決定性因素之一。研究離合器就相當(dāng)于研究人們的安全和舒適，我們有責(zé)任將汽車做得更完美，更適合人們使用，讓人民生命安全更有保障本次設(shè)計，我力爭把離合器設(shè)計系統(tǒng)化，為離合器設(shè)計者提供一定的參考價值。第一章離合器的整體描述1.1離合器的基本組成離合器位于發(fā)動機和變速器之間的飛輪殼內(nèi)，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，它的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行駛過程中，駕駛員可根據(jù)需要踩下離合器或松開離合器踏板，使發(fā)動機與變速箱暫時分離或逐漸接合，以切斷或傳遞發(fā)動機向變速器輸入的動力一般由主動部分（飛輪、離合器蓋、壓

5、盤）、從動部分（從動盤）、壓緊機構(gòu)（壓緊彈簧）、分離機構(gòu)（分離拉桿、分離叉、分離套筒、分離軸承、分離杠桿等）和操縱機構(gòu)（離合器踏板）五大部分組成。1.2膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)及工作原理離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相關(guān)聯(lián)的部件，其主動部分和從動部分可以暫時分離，又可以逐漸接合，并且在傳動過程中還要有可能相對轉(zhuǎn)動，通過主動、從動兩部分的相互作用把發(fā)動機的動力扭距傳遞給驅(qū)動系統(tǒng)，來實現(xiàn)汽車的起步、換擋等功能。離合器的作用有三：一是保證汽車平穩(wěn)起步，二是保證傳動系換擋時工作平順，三是防止汽車傳動系過載.在以內(nèi)燃機作為動力的機械傳動汽車中，離合器作為一個獨立的部件存在。雖然發(fā)展自動傳動系統(tǒng)是汽車傳動系的

6、發(fā)展趨勢，但根據(jù)德國出版的2003世界汽車年鑒，2002年世界各國114家汽車公司生產(chǎn)的1864款乘用車中，手動機械變速器車款數(shù)為1337款；在我國，乘用車中自動擋車款式只占全國平均數(shù)的26.53%；若考慮到商用車中更是多數(shù)采用手動變速器，手動擋汽車目前仍然是世界車款的主流?？梢哉f，從目前到將來離合器這一部件將會伴隨著內(nèi)燃機一起存在，不可能在汽車上消失。（1）膜片彈簧離合器的構(gòu)造 (2) 膜片彈簧離合器的工作原理1.3 離合器的設(shè)計的基本要求為了保證離合器具有良好的工作性能，對汽車離合器設(shè)計提出如下基本要求：(1)在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備。(2)接合時

7、要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。(3)分離時要迅速、徹底。(4)離合器從動部分轉(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(fēng)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)使傳動系避免扭轉(zhuǎn)共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力。(7)操縱輕便、準(zhǔn)確，以減輕駕駛員的疲勞。(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，以保(9)應(yīng)有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、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。2離合器基本尺寸參數(shù)的選

8、擇2.1離合器基本性能關(guān)系式離合器的基本功能之一是傳遞力矩，因此離合器轉(zhuǎn)矩容量是離合器最為基本的性能之一。通常它只能用來初步定出離合器的原始參數(shù)、尺寸，它們是否合適最終取決于試驗驗證。根據(jù)摩擦力矩公式Tc-bTemax-bpfZPDD2(1-c2)12(2-1) 式中TC離合器靜摩擦力矩；后備系數(shù)；f摩擦因數(shù)；Z：摩擦面數(shù)；Po單位壓力；D摩擦片外徑；c內(nèi)外徑之比。有了上面的關(guān)系式，對于一定的離合器結(jié)構(gòu)而言，只要合理選擇其中的參數(shù)，并能滿足上面的關(guān)系式，就可估算出所設(shè)計的離合器是否合適。2.2 離合器后備系數(shù)的選擇后備系數(shù)是離合器一個重要設(shè)計參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可

9、靠程度。在選擇時，應(yīng)保證離合器應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。其數(shù)值按表21選取，而設(shè)計乘用車的離合器其要求比較的大，初步選擇為1.60。  表21 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 1.804.002.3摩擦材料中單位壓力和摩擦因數(shù)的取值石棉基摩擦材料的密度小，制造容易、價格低廉等優(yōu)點，但受工作溫度、單位壓力、滑磨速度影響大，主要用于中、輕載荷的工作條件下，而粉末冶金材料的傳熱性好、

10、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數(shù)高，故在選擇摩擦片材料是粉末冶金材料中的鐵基。初選Po根據(jù)表22中可得：為0.5MPa，f為0.5。表2-2 摩擦材料中的單位壓力和摩擦因數(shù)的取值摩擦材料單位壓力PoMPa摩擦因數(shù)石棉基材料模壓0.150.250.200.25編織0.250.350.250.35粉末冶金材料銅基0.350.500.250.35鐵基0.350.500.350.50金屬陶瓷材料0.701.500.43離合器從盤總成設(shè)計3.1摩擦片的設(shè)計(1)摩擦片基本尺寸的確定摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩有一定的關(guān)系。根據(jù)摩擦力矩公式(31)

11、：D=312femaxfZPo(1-C2)(3-1)式中Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；后備系數(shù)；f摩擦因數(shù)；Z：摩擦面數(shù)；Po單位壓力；D摩擦片外徑；c內(nèi)外徑之比 得到D=240mm。計算離合器的外徑D同時參考經(jīng)驗公式(32)：D=100TAemaxA(32)式中A參考系數(shù)；D摩擦片外徑；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；乘用車A取47，計算得到D=234mm。初選D以后，還需根據(jù)摩擦片尺寸的系列化和標(biāo)準(zhǔn)化進一步確定。查找標(biāo)準(zhǔn)(GB145774)的規(guī)定：表31 離合器尺寸選擇參數(shù)表摩擦片外徑D/mm發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax/Nm單片離合器重負(fù)荷中等負(fù)荷極限值2251301501702501702

12、00230最終確定：外徑D=250mm；內(nèi)徑d=155mm，內(nèi)外徑之比c=0.620，單片面積F=30200mm2。對摩擦片的厚度h，我國以規(guī)定了3種規(guī)格：3.2 mm，3.5 mm，4 mm，這里選擇厚度為3.5 mm。(2)摩擦片的校核在初步確定完摩擦片的基本尺寸后，要對摩擦片校核：1)摩擦片外D(mm)的選擇應(yīng)使最大圓周速度VD不超過6570m/s：VD-60nemax×10-3(33) 式中：nemax發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速（r/min）；當(dāng)nemax取6 000時，代入可得：VD=70 6570m/s。

13、0; 2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0.530.70 范圍內(nèi)：c=0.6200.530.70。3)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，應(yīng)在1.21.75 之間，代入式(21) ：= Tc/  nemax=1.601.201.75。4)為了減少汽車起步過程中的離合器的滑磨，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面積滑磨功應(yīng)小于其許用值，即：-4WZ(D2-d2)< (34)  式中，單位摩擦面積滑磨功(J/mm2)； 其許用值0.4 J/mm2；W汽車起步時離合器接合一次

14、產(chǎn)生的總滑磨功(J)，可以根據(jù)下式計算：w-2ne21800narr2io2ig2(35)式中：ne發(fā)動機轉(zhuǎn)速，取2 000r/min；ma汽車總質(zhì)量(kg),取1 200kg；rr汽車輪 胎滾動半徑(m)；ig汽車起步時所用變速器檔位的傳動比；數(shù)值取3.8；i0主減速器傳動比，取4.2。各個數(shù)值代入(35)式：得到W=14 983J。 把W=14 983J和摩擦片的各個數(shù)值代入式(34)得：w=0.338J/mm2w=0.4J/mm2。經(jīng)過校核可知，摩擦片的設(shè)計符合相應(yīng)的設(shè)計要求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，花鍵之間為動配合，

15、在離合器分離合的 過程中，從動盤轂就能在花鍵軸上自由滑動。我國生產(chǎn)的離合器，其從動盤轂花鍵用SAE標(biāo)準(zhǔn)，其有關(guān)尺寸見表表32 從動盤轂花鍵的尺寸摩擦片的外徑發(fā)動機的 矩 花鍵尺寸 擠壓應(yīng)力D/mm TemaxNm最大轉(zhuǎn)齒數(shù)n外徑D /mm  內(nèi)徑d/mm  齒厚t/mm 有效齒長/mm s/MPa 18089102621320116200108102923425111 255 150 10 32 26 4 30 113250200103528435102根據(jù)表32中選擇n=10，D=35mm，d=28mm，t=4mm，l=35mm?；ㄦI尺寸選定后應(yīng)進行強

16、度校核。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應(yīng)力計算，當(dāng)應(yīng)力偏大時可適當(dāng)增加花鍵轂的軸向長度?；ㄦI尺寸的擠壓應(yīng)力s 3i-8Temax(D2-dznl2)znl=170mPa<i-30MPa (6) 式中Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；D花鍵轂的外徑；d花鍵轂的內(nèi)徑；n花鍵轂的齒數(shù)；l花鍵轂的有效長度。從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應(yīng)力不應(yīng)大于30MPa。從動盤轂采用鍛鋼（40Cr），采用調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度在2632HRC。提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨度，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及從動片配合處，應(yīng)進行高頻處理。

17、3.3從動片和波形彈簧片的設(shè)計設(shè)計從動片，要盡量減輕其重量，并使其質(zhì)量的分布可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。為了減小轉(zhuǎn)動慣量，從動片做的比較薄，一般在1.3mm2.2mm。根據(jù)設(shè)計的需要采用從動片的厚度為2mm，材料為中碳鋼板（50號），表面硬度為3540HRC，結(jié)構(gòu)采用分開式彈性從動片結(jié)構(gòu)。波形片材料采用65Mn，厚度為0.7mm，硬度為4046HR并經(jīng)過表面發(fā)藍處理。3.4扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計由于發(fā)動機傳到汽車傳動系中的轉(zhuǎn)矩是周期地不斷變化的，從而使傳動系統(tǒng)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動。若振動頻率與傳動系的自振頻率相重合會發(fā)生共振，影響傳動系中零件的壽命。為避免共振，緩和傳動系所受的沖擊載荷，在許多

18、汽車的傳動系統(tǒng)中裝設(shè)了扭轉(zhuǎn)減振器，且大多數(shù)將扭轉(zhuǎn)減振器附裝在離合器的從動盤中。 離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側(cè)的摩擦片，帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減振器盤轉(zhuǎn)動。動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉(zhuǎn)矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉(zhuǎn)動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉(zhuǎn)振動會使從動盤轂相對于動盤本體和減振器盤來回轉(zhuǎn)動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉(zhuǎn)振動的能量，將扭轉(zhuǎn)振動衰減下來。扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計計算著重于減振彈簧。(1)減振彈簧的材料：采用60Si2MnA彈簧鋼絲。(2)減振彈簧個數(shù)Zj的選?。罕?3 減振彈簧個

19、數(shù)的選取摩擦片外徑D/mm225250250325325350>350Zj4668810 >10根據(jù)表33，由于D=250mm，所以Zj取6。(3)減振彈簧的位置半徑R0 減振彈簧的位置半徑R0一般取(0.600.75)d/2,同時為了保證離合器可靠的傳動發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，減振彈簧位置直徑2R0約小于摩擦片內(nèi)徑約50mm，所以取R0=55mm。(4)極限轉(zhuǎn)矩Tj極限轉(zhuǎn)矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂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?。篢J=(1.52.0)Temax(3-7)式中，Temax發(fā)動機

20、最大轉(zhuǎn)矩；TJ極限轉(zhuǎn)矩。乘用車取相應(yīng)系數(shù)為2.0，所以TJ=400m。(5)扭轉(zhuǎn)角剛度kj為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)角剛度kj，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。kj取決于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸：k=kZjR02×103(38) 式中K每個減振彈簧的線性剛度(N/mm)；TJ減振彈簧的個數(shù)；R0減振彈簧位置半徑(m)。減振器的角剛度既要滿足傳遞足夠大的轉(zhuǎn)矩的要求，又要滿足為了避開共振而盡量降低其值的要求，這在實際上是做不到的。因此，減振器的角剛度kj的最后確定，常常是結(jié)構(gòu)所允許的設(shè)計結(jié)果，設(shè)計時選kj為kj 13Tj。由于設(shè)計的

21、是乘用車的發(fā)動機，常工作時的轉(zhuǎn)速是較高的，且保證發(fā)動機的工作較穩(wěn)定，所以選擇kj較小，取kj=10Tj=4 000N×m。這樣每個彈簧的線性剛度為K= kj/(KZjR02)=2.1×106 N/mm。(6)阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tm由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度kj受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不肯能夠很低，故為了發(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的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tm，一般可選：Tm=(0.060.17) Temax(39)式中Tm阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。按經(jīng)驗選Tm=0.12Temax=24N。(7)預(yù)緊轉(zhuǎn)矩減振彈簧在安裝時都有一

22、定的預(yù)緊力。研究表明，Tn的增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但Tn不應(yīng)大于Tm，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故?。?Tn  =(0.050.17) Temax(310)式中Tn預(yù)緊轉(zhuǎn)矩；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。取Tn=0.10Temax=20N。(8)極限轉(zhuǎn)角jj減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn增加到極限轉(zhuǎn)矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角jj為j =2cscsinl2Ro(311) 式中jj極限轉(zhuǎn)角；R減振彈簧位置半徑；Dl減振彈簧的工作變量。jj通常取30120，由于設(shè)計的乘用車的離合器，所以對發(fā)動機的平順性要求較高，所以jj取90。4離合器壓盤

23、總成設(shè)計4.1壓盤設(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,以增大熱容量，減小溫，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設(shè)置各種形狀的散熱筋或鼓風(fēng)筋，以幫助散熱通風(fēng)。中間壓盤可鑄出通風(fēng)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 mm 。3)與飛輪應(yīng)保持良好的對中，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(從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。壓盤形狀較復(fù)雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，通常采用灰鑄鐵，一般采用

24、HT200、HT250、HT300，硬度為170227HBS。1.壓盤的傳力方式的選擇壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接應(yīng)允許壓盤在離合器的分離過程中能自由的沿軸向移動。采用傳動片式的傳力方式，由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。2.壓盤幾何尺寸的確定確定了摩擦片內(nèi)外徑，與摩擦片相接合的壓盤的內(nèi)外徑也就確定下來了。因此壓盤幾何尺寸歸結(jié)為確定它的厚度。壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點：1)壓盤應(yīng)具有足夠的質(zhì)量在離合器的接合過程中，由于滑磨的存在

25、，每接合一次的過程中都要產(chǎn)生大量的熱，而每次接合的時間又短(大約3s左右)，因此熱量根本來不及全部傳到周圍空氣中去，必然導(dǎo)致摩擦副的溫升。在使用頻繁和艱難條件下工作的離合器，這種溫升就更為嚴(yán)重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數(shù)下降，加劇磨損，嚴(yán)重時甚至?xí)鹉Σ疗蛪罕P的燒損。由于用石棉(或其他有機物)材料制成的摩擦片導(dǎo)熱很差，在滑磨過程中所產(chǎn)生的熱主要有飛輪和壓盤等零件吸收，為了使每次接合時的溫升不致過高，故要求壓盤具有足夠大的質(zhì)量來吸收熱量。2)壓盤應(yīng)具有較大的剛度壓盤應(yīng)具有足夠大的剛度和合理的結(jié)構(gòu)形狀，以保證在受熱的情況下不致因產(chǎn)生翹曲變形而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。 鑒于以上兩

26、個原因，壓盤一般都做的比較厚(一般不小于10mm)，而且在內(nèi)緣做成一定錐度以彌補壓盤因受熱變形后內(nèi)緣的凸起。此外，壓盤的結(jié)構(gòu)設(shè)計還應(yīng)注意加強通風(fēng)冷卻，如雙片離合器的中間壓盤體內(nèi)開有許多徑向通風(fēng)孔，近年來這種結(jié)構(gòu)也開始在單片離合器的壓盤中采用。在該設(shè)計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為15mm。壓盤設(shè)計時，在初步確定壓盤厚度以后，應(yīng)校核離合器接合一次時的溫升，它不應(yīng)超過810。若溫升過高，可適當(dāng)增加壓盤的厚度。校核計算公式：t = （5-1）式中，t為壓盤溫升()，不超過810；c為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4 J/(kg·)；m為壓盤質(zhì)量(kg)；為傳到壓盤的熱量所占的比例，對

27、單片離合器壓盤：=0.5，對雙片離合器壓盤：=0.25，中間壓盤：=0.5。其中壓盤質(zhì)量：整備質(zhì)量ma=9310kg，滾動半徑R=0.306m，汽車起步時發(fā)動機轉(zhuǎn)速ne=2000r/min，主減速器傳動比i0=3.38，變速器最大的傳動比ig=3.45。故滑磨功為 將各參數(shù)代入式（5-1），得所以壓盤設(shè)計合理。3.壓盤傳動片的材料選擇壓盤形狀一般比較復(fù)雜而且還需要耐磨，傳熱性好具有較高的摩擦系數(shù)，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結(jié)構(gòu)，硬度為HB170227，其摩擦表面的光潔度不低于1.6。為了增加機械強度，還可以另外增加少量合金元素。在本設(shè)計中用材料為3號灰鑄鐵JS-1，工作表面光潔

28、度取為1.6。4.2離合器蓋的設(shè)計(1)離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計要求。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(yán)重時使摩擦面不能徹底分離。為此可采用如下的措施：適當(dāng)?shù)脑龃笊w的板厚，使鋼板厚度達到4mm；在蓋內(nèi)的圓周處翻邊。和飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。蓋的膜片彈簧支承處應(yīng)具有高的尺寸精度。(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)離合器蓋的材料。由于設(shè)計的離合器是乘用車用的，所以離合器蓋的加工工藝為沖壓制造，所以采用的是4mm的10號鋼板沖壓而成4.3傳力片的設(shè)計

29、傳力片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅(qū)動壓盤共同旋轉(zhuǎn)，分離時，又可以利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。傳力片為3組，每組2片，每片厚度為0.8mm，由65Mn的彈簧鋼帶制成。在布置傳力片時要注意，通常情況下傳力片應(yīng)該受拉力。傳力片的校核： 用公式(4-2)計算傳力片的有效長度：l1 =l-1.5d (42)式中l(wèi)傳力片上兩孔之間的距離；d孔的直徑。用公式(43)計算傳力片的彎曲總剛度：k=12EJXnill13(43)式中E傳力片材料的彈性模量；Jx面慣性矩；n為傳力片數(shù)量；傳力片的組數(shù)；l傳力片上兩孔之間的距離；用公式(4-4)計算壓盤和離

30、合器蓋組裝時的最大應(yīng)力：max=P2niW×L (44)  式中W傳力片的截面系數(shù)；n傳力片數(shù)量；i 傳力片的組數(shù)；l傳力片上兩孔之間的距離；P 傳力片作用力的大?。籱ax最大應(yīng)力值。帶人數(shù)值計算得到 max=913MPa離合器傳扭時分為正向驅(qū)動和反向驅(qū)動，用公式(4-5)計算正向驅(qū)動時的最大應(yīng)力:  max-P2niW×L-6TemaxfmaxinRbh2+TemaxinRbh=204.5MPa913MPa(45) 式中max最大應(yīng)力值；W傳力片的截面系數(shù)；n為傳力片數(shù)量；i傳力片的組數(shù)；l傳力片上兩孔之間的距離

31、；P 傳力片作用力的大??；max最大應(yīng)力值；b傳力片的寬度；l傳力片的有效長度；h傳力片厚度；R傳力片的圓周半徑；fmax傳力片軸向變形力最大值。 .用公式(46)計算反向驅(qū)動時的最大應(yīng)力: max-P2niW×L+6TemaxfmaxinRbh2-TemaxinRbh=823.5MPa913MPa(46) 式中max最大應(yīng)力值；W傳力片的截面系數(shù)；n為傳力片數(shù)量；i傳力片的組數(shù)；l傳力片上兩孔之間的距離；P 傳力片作用力的大??；max最大應(yīng)力值；b傳力片的寬度；l傳力片的有效長度；h傳力片厚度；R傳力片的圓周半徑；fmax傳力片軸向變形力最大值。可見，

32、傳力片的設(shè)計符合要求。5膜片彈簧設(shè)計5.1膜片彈簧的結(jié)構(gòu)特點膜片彈簧的設(shè)計比較復(fù)雜，必須利用反求工程原理進行設(shè)計。即按照參考樣件或先期的經(jīng)驗初步選定膜片彈簧的結(jié)構(gòu)尺寸，然后對其工作彈性、應(yīng)力強度等作出分析，最終經(jīng)過優(yōu)選定出其合理的結(jié)構(gòu)尺寸。為此，需要清楚地了解膜片彈簧的結(jié)構(gòu)特點、工作特性及失效的形式和原理，在此基礎(chǔ)上要掌握有關(guān)膜片彈簧的彈性、強度等方面的計算方式。由前面可以知道，本設(shè)計中的壓緊彈簧是膜片彈簧。而膜片彈簧離合器分推式和拉式，在本設(shè)計中采用拉式結(jié)構(gòu)。結(jié)構(gòu)形狀上分為兩部分。在膜片彈簧的大端處為一完整的截錐體，它的形狀像一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣，故稱作碟簧部分。膜

33、片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。碟形彈簧的彈性作用是這樣：沿其軸線方向加載，碟簧受壓變平，卸載后又恢復(fù)原形所。可以說膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結(jié)構(gòu)形式。所不同的是，在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片，它的作用是，當(dāng)離合器分離時作為分離杠桿。故它又稱分離爪。分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽較寬呈長方圓形孔。這樣做，一方面可以減少分離爪根部應(yīng)力集中，一方面又可用來安置銷釘固定膜片彈簧，分離爪根部的過渡圓角R4.5。5.2膜片彈簧基本參數(shù)的選擇(1）比值H/h 和 h 的選擇 H/h比值是指碟簧的原始內(nèi)截錐高度H及彈簧片厚度h之比。設(shè)計膜片彈簧時，要利用其非線性的

34、彈性變形規(guī)律，因此要正確選擇其彈性特性曲線的形狀，以獲得最佳的使用性能。膜片彈簧的彈性特性和H/h比值有關(guān)，不同的H/h比值可以得到不同的彈性特性曲線。一般汽車汽車膜片彈簧的H/h值的范圍在1.52.5之間，板厚 h 為24 mm 。本次設(shè)計取h =2.5 mm ，H/h =2.2 ，即 H = 2.2h =5.5mm 。(2)R/r比值和 R、r的選擇通過分析表明，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。本設(shè)計中取R/r = 1.3，,由于摩擦片的平均半徑為=128.75故取R=120mm，

35、則r=R/1.3=92.3mm 。(3)膜片彈簧起始圓錐底角膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切，一般在9°15°范圍內(nèi)。 = arctan H/(R-r) ，代入數(shù)值計算可得=10°，符合要求。(4)分離指數(shù)目n、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r汽車離合器膜片彈簧的分離指數(shù)目n12，一般在18左右，采用偶數(shù)，本次設(shè)計取分離指數(shù)目n =18。切槽寬=3.23.5 mm，窗孔槽寬=910 mm，半徑r的取值應(yīng)滿 足r- r。本次設(shè)計取= 3.5 mm，=10 mm ，rr-=92.3mm。(5)膜片彈簧小段內(nèi)半徑r及分離軸承作用半徑r的確定r的值主要由

36、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。分離軸承作用半徑r應(yīng)大于r。本次設(shè)計取r=55mm，r=57mm。(6)壓盤加載點半徑R 和支承環(huán)加載點半徑r 的確定R和r的取值將影響膜片彈簧的剛度。r應(yīng)略大于r且盡量接近r，R應(yīng)略小于R且盡量接近R。故選擇R=118，r=92.3。5.3膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計就是要確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其彈性特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設(shè)計要求，以達到最佳的綜合效果。（1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H/h 與初始底錐角H/(R-r)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(

37、3)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(4)根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置要求，R1與R，rf與r0之差應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即（5）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，即第六章 離合器的操縱機構(gòu)6.1操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇離合器操縱機構(gòu)圖 常用的離合器操縱機構(gòu)主要有機械式、液壓式等。機械式操縱機構(gòu)有桿系和繩索兩種形式。桿系傳動機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠，有穩(wěn)定的傳動比，機械效率較高，可適應(yīng)溫度較高的環(huán)境，因此廣泛應(yīng)用于各種汽車拖拉機中。繩索傳動機構(gòu)可遠距離布置，且可采用吊掛式踏板結(jié)構(gòu)。但其壽命較短，機械效率

38、仍不高。多用于輕型轎車中。液壓式操縱機構(gòu)主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質(zhì)量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、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。但油的泄漏和液體的可壓縮性會影響執(zhí)元件運動的準(zhǔn)確性故無法保證嚴(yán)格的傳動比。鑒于以上比較及實際要求，本設(shè)計取桿系傳動機構(gòu)結(jié)。6.2操縱力傳動比的計算 根據(jù)離合器總裝圖，對操縱系統(tǒng)進行結(jié)構(gòu)簡化并做出受力分析。如圖6-1所示：圖6-1傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖根據(jù)理論力學(xué)知識列出力矩平衡方程根據(jù)理論力學(xué)知識列出力矩平衡方程：得操縱系統(tǒng)第一部分力的傳遞比 ：再對操縱系統(tǒng)第二部分（分離杠桿）進行受力分析和計算：由

39、 得； 整個操縱系統(tǒng)力的傳遞比：（6-1） 6.3操縱機構(gòu)踏板行程（1）操縱主離合器踏板行程S踏板行程S由自由行程和工作行程兩部分組成；（6-2）式中 分離軸承的自由行程，一般=1.5-3.0mm，本設(shè)計取=2mm。分離彈簧的附加變形，也稱壓盤分離行程。=（n為摩擦副數(shù)，為主，從動片間必要的分離間隙，=0.751.0mm）e，a，c，f，b，d分別為操縱杠桿主動臂與被動臂長。（2）操縱主副離合器總的踏板行程（6-3） 均滿足S<150mm, <200mm的設(shè)計要。6.4操縱力的校核（1）離合器踏板力可按下式計算（6-4） 滿足設(shè)計要求 式中 為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；（6-5）機械效率，對于機械式操縱=70%80%；克服回位彈簧的拉力所需的踏板力設(shè)計時可忽略不計。 （2）副離合器總的踏板力根據(jù)經(jīng)驗可從以下兩個位置檢驗；1）當(dāng)副離合器剛分離時，此時碟簧壓力最大；（6-6） 式中 碟形彈簧對壓盤的預(yù)緊壓力2）當(dāng)副離合器完全分離時，此時組合彈簧所受壓力