離合器課程設計--中型載重車膜片彈簧離合器設計

1、<p><b>　　交通與汽車工程學院</b></p><p><b>　　課程設計說明書</b></p><p>　　課 程 名 稱: 汽車設計課程設計 </p><p>　　課 程 代 碼: </p><p>　

2、　題 目:中型載重車膜片彈簧離合器設計</p><p>　?。ê髠涔β手校?</p><p>　　年級/專業(yè)/班: </p><p>　　學 生 姓 名: </p><p>　　學

3、　　 號: </p><p>　　開 始 時 間: 2010 年 12 月 27 日</p><p>　　完 成 時 間: 2011 年 1 月 14 日</p><p><b>　　課程設計成績：</b></p><p>

4、　　指導教師簽名： 年 月 日</p><p><b>　　目錄</b></p><p>　　摘要 …………………………………………………………………………………2</p><p>　　引言 ………………………………………… ………………………………………3</p><p&

5、gt;　　1 離合器基本參數(shù)及尺寸的確定 …………………………………………………4</p><p>　　1．1摩擦片的外徑D及其他尺寸的確定 ………………………………………4</p><p>　　1.2離合器后備系數(shù)β的確定 ……………………… ……………………………4</p><p>　　1.3單位壓力P0的確定 ………………………………………………………

6、……5</p><p>　　2 離合器基本參數(shù)的約束條件 ………………………………………………………7</p><p>　　3 離合器主要零部件的設計計算 ……………………………………………………7</p><p>　　3.1膜片彈簧設計 …………………………………………………………………8</p><p>　　3.2壓盤設計………………

7、………………………………………………………14</p><p>　　3.3離合器蓋設計…………………………………………………………………15</p><p>　　3.4從動盤設計……………………………………… ……………………………15</p><p>　　4 操縱機構設計計算 ……………………………… ………………………………16</p>&l

8、t;p>　　4.1選擇操縱機構的型式…………………………………………………………17</p><p>　　4.2確定操縱機構尺寸參數(shù)………………………………………………………17</p><p>　　4.3校核踏板行程…………………………………………………………………18</p><p>　　4.4校核踏板力……………………………………………………………………

9、18</p><p>　　5參考文獻 …………………………………………………………………………20</p><p>　　6 致謝 ……………………………………………… ………………………………21</p><p><b>　　摘要</b></p><p>　　本次設計的是中型載重車膜片彈簧離合器，根據(jù)所給汽車發(fā)動

10、機的最大轉矩、最大轉速、最大功率等基本參數(shù)確定離合器基本參數(shù)。在本次設計中主要對膜片彈簧、壓盤、離合器蓋、從動盤及操縱機構進行設計，同時也對膜片彈簧及操縱機構等的結構和性能進行了校核。在設計過程中注重對膜片彈簧及操縱機構進行設計。同時應用計算機語言編程對相關參數(shù)進行校核及調整。</p><p>　　關鍵詞：膜片彈簧 、膜片彈簧離合器、操縱機構、強度</p><p><b>　

11、　引言</b></p><p>　　對于以內(nèi)燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構等四部分。主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(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

12、分離的裝置。</p><p>　　隨著汽車發(fā)動機轉速、功率的不斷提高和汽車電子技術的高速發(fā)展，人們對離合器要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。</p><p&g

13、t;　　1 離合器基本參數(shù)及尺寸的確定</p><p>　　1.1 摩擦片的外徑D及其他尺寸的確定</p><p>　　1.1.1 摩擦片的外徑D是離合器的基本尺寸，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性影響。設計上通常首先確定摩擦片的外徑D。</p><p>　　在確定外徑D時，有下列經(jīng)驗公式可供初選時使用：</p><p>　　D=

14、 （1-1）</p><p>　　為直徑系數(shù)，Temax為最大轉矩</p><p>　　轎車：KD=14.5</p><p>　　輕、中型貨車：單片KD=16.0～18.5</p><p>　　雙片KD=13.5～15.0</p><p>　　重型貨車：KD=22.5～24.0</p><

15、p>　　本次設計所設計的是輕型載重車（Temax/nT為303.8Nm/2550rpm、Pemax/nP為80.05kw/4500rpm）的膜片彈簧離合器。</p><p>　　所設計的離合器摩擦片為單片，由于KD=16.0～18.5，所以</p><p>　　D=（16.0～18.5）×=274.4～317.27（mm）</p><p>　　故取D

16、=280mm。</p><p>　　1.1.2 摩擦片的內(nèi)徑d及摩擦片厚度b</p><p>　　由表1所示的摩擦片尺寸系列可確定摩擦片的內(nèi)徑D及摩擦片厚度b</p><p>　　表1：摩擦片的尺寸系列</p><p>　　因此，由表1選?。篋=280mm d=165mm B=3.5mm</p><p>

17、　　1.2 離合器后備系數(shù)β的確定</p><p>　　后備系數(shù)β保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動機轉矩，同時，它有助于減少汽車起步時的滑磨，提高離合器的使用壽命。</p><p>　　為可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太?。坏菫榱耸闺x合器尺寸不致過大，減少傳動系的過載，使操縱更輕便等，后備系數(shù)不宜過大。當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β取小些；當使用條件惡劣，

18、需要拖帶掛車時，為了提高起步能力，減少離合器滑磨，β取大些；貨車總質量較大，β也應該選取大些；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取β應比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，β也應選取小些。</p><p>　　在開始設計離合器時，一般是參照統(tǒng)計資料，并根據(jù)汽車的使用條件，離合器結構形式的特點，初步選定后備系數(shù)β。</p><p>　　汽車離合器后備系數(shù)推薦如下：<

19、/p><p>　　轎車和微型、輕型貨車： β=1.20～1.75</p><p>　　中型和重型貨車： β=1.50～2.25</p><p>　　越野車、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車： β=1.50～2.25 </p><p>　　選擇β時，應從以下幾個方面考慮：a. 摩擦片在使用中有一定磨損

20、后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩；b. 防止離合器本身滑磨程度過大；c. 要求能夠防止傳動系過載。通常輕型載重型貨車β=1.20-1.75。結合設計實際情況，故選擇β=1.5。</p><p>　　1.3 單位壓力P0的確定</p><p>　　摩擦面上的單位壓力P0值和離合器本身的工作條件，摩擦片的直徑大小，后備系數(shù)，摩擦片的材料及質量等因素有關。</p><p&

21、gt;　　離合器使用頻繁，發(fā)動機后備功率較小時，P0應取小些；當摩擦片外徑較大時，為降低摩擦片外緣熱載荷，P0應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大。</p><p>　　當摩擦片采用不同材料時，P0按下列范圍選?。?lt;/p><p>　　石棉基材料 P0 =0.10～0.35MPa</p><p>　　粉末冶金材料

22、 P0 =0.35～0.60MPa</p><p>　　金屬陶瓷材料 P0 =0.70～1.50MPa</p><p>　　本次設計中我們選取摩擦片的材料為石棉基材料。</p><p>　　離合器摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為：</p><p>　　Tc=fFZRc (1-2)&l

23、t;/p><p>　　式中，Tc-------靜摩擦力矩；</p><p>　　f--------摩擦面間的靜摩擦因素，計算時一般取0.25～0.30；選取f=0.25</p><p>　　F--------壓盤施加在摩擦表面上的工作壓力；</p><p>　　Rc ------摩擦片的平均摩擦半徑；</p><p>　　

24、Z--------摩擦面數(shù)，是從動盤的兩倍； 所以，Z=2</p><p>　　假設摩擦片上工作壓力均勻，則有：</p><p>　　F= P0 A= P0π(D2-d2)/4（1-3）</p><p>　　式中，P0------摩擦片單位壓力；</p><p>　　A------一個摩擦面面積；</p>&l

25、t;p>　　D------摩擦片外徑；</p><p>　　d-------摩擦片內(nèi)徑.</p><p>　　摩擦片的平均半徑Rc根據(jù)壓力均勻的假設，可表示為：</p><p>　　Rc =(D3-d3)/3(D2-d2) (1-4)</p><p>　　當d/D≥0.6時，Rc可相當準確的有下式計算：</p>&l

26、t;p>　　Rc =（D+d）/4 </p><p>　　因為d=165mm、D=280mm，所以d/D=0.59＜0.6，則Rc用（1-4）式計算</p><p>　　將（1-3）、（1-4）式代入（1-2）得：</p><p>　　Tc=πfZ P0(1-)/12 （1-5）</p><p>　　式中，c為摩擦片內(nèi)

27、外徑之比，c=d/D,一般在0.53～0.70之間。</p><p>　　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，設計時Tc應大于發(fā)動機的最大轉矩，即</p><p>　　Tc =βTemax （1-6）</p><p>　　式中，Temax=303.8N.m為發(fā)動機最大轉矩；β=1.5為離合器的后備系數(shù)。<

28、/p><p>　　把（1-6）式代入（1-5）式得：</p><p>　　P0=12βTemax/[πfZ (D2-d2)（D+d）]</p><p>　　代入各參數(shù)可得P0=0.20MPa</p><p>　　所得P0在石棉基材料單位壓力范圍內(nèi)，所以我們選取材料的單位壓力P0符合設計要求。</p><p>　　2 離合器

29、基本參數(shù)的約束條件</p><p>　　2.1 摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度VD不超過65～70m/s，即</p><p>　　VD= nemaxD×10-3π/60≤65～70m/s</p><p>　　式中，nemax為發(fā)動機的最高轉速（r/min）。本次設計中nemax=4500 r/min，所以</p><p>

30、;　　VD= 4500×280×10-3π/60=65.97m/s符合VD≤65～70m/s的約束條件。</p><p>　　2.2 摩擦片的內(nèi)外徑比c應在0.53～0.70內(nèi)。</p><p>　　c=d/D=165/280=0.589符合約束條件</p><p>　　2.3 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β

31、值應在一定范圍內(nèi)，應使1.2≤β≤4.0，在前面參數(shù)選取中，我們選取β=1.5，符合此約束條件。</p><p>　　2.4 為了保證扭轉減振 器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm，即d＞2Ro+50 。d=165mm，取Ro=50mm符合要求。減振彈簧的數(shù)目：6</p><p>　　2.5 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小于其

32、許用值，即</p><p>　　Tc0=4Tc/πZ(D2-d2) ≤ [Tc0]</p><p>　　式中：Tc0為單位摩擦面積傳遞的轉矩（N.m/mm^2）；[Tc0]為許用值（N.m/mm^2），按表2選取。</p><p>　　通過計算：Tc0=0.0057 N.m/mm^2。</p><p>　　表2、單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值&

33、lt;/p><p>　　通過表2比較，Tc0≤[Tc0]符合設計要求。</p><p>　　2.6 為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力P0對于不同車型，根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，P0為0.10～1.50MPa。</p><p>　　我們選取摩擦片的材料為石棉基材料，并且選取P0=0.20MPa，符合此約束條件。</p><

34、p>　　3 離合器主要零部件的設計計算</p><p>　　3.1 膜片彈簧設計</p><p>　　3.1.1 材料選取</p><p>　　我們選取60Si2MnA高精度鋼板材料為膜片彈簧材料。</p><p>　　3.1.2 主要參數(shù)選擇</p><p>　　3.1.2.1 比值H/h和h的選擇</p

35、><p>　　此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，分析式1中載荷與變形1之間的函數(shù)關系可知，當時，F(xiàn)2為增函數(shù)；時，F(xiàn)1有一極值，而該極值點又恰為拐點；時，F(xiàn)1有一極大值和極小值；當時，F(xiàn)1極小值在橫坐標上，見圖1。</p><p><b>　?。?）</b></p><p>　　式中： E——彈性模量，對于鋼，</p><p&g

36、t;　　μ——泊松比，對于鋼，μ=0.3</p><p>　　H——膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內(nèi)錐高度</p><p><b>　　h——彈簧鋼板厚度</b></p><p>　　R——彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑</p><p>　　r——彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑</p><p&

37、gt;　　R1——壓盤加載點半徑</p><p>　　r1——支承環(huán)加載點半徑</p><p>　　1-  2-  </p><p><b>　　3-</b></p><p><b>　　4-  5-</b></p><p>　　圖1

38、0; 膜片彈簧的彈性特性曲線</p><p>　　為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h通常在1.5～2范圍內(nèi)選取。常用的膜片彈簧板厚為2～4mm，本設計H/h=1.6，h=2.5mm ，則H=5mm 。</p><p>　　3.1.2.2 比值R/r和R、r的選擇</p><p>　　通過分析表明，R/r越小，應力越高，彈簧越硬，彈性曲

39、線受直徑誤差影響越大。汽車離合器膜片彈簧根據(jù)結構布置和壓緊力的要求，R/r常在1.20～1.35的范圍內(nèi)取值。本設計中取R/r=1.20，摩擦片的平均半徑 mm，R> 取R=115.36mm則r=96.133mm。</p><p>　　3.1.2.3 α的確定</p><p>　　汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角α一般在°范圍內(nèi)，本設計中 得α=11.46°在&

40、#176;之間，合格。</p><p>　　3.1.2.4 膜片彈簧工作點位置的選擇</p><p>　　膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖2所示。該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且λ1H= (λ1M +λ1N)／2。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般λ1B =(0.8～1.0) λ1H，以保證摩擦片在最大磨損限度△λ范圍內(nèi)壓緊力從

41、F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點應盡量靠近N點。</p><p><b>　　圖2</b></p><p>　　3.1.2.5 N的選擇：分離指數(shù)常取為18，大尺寸膜片彈簧有取24的，對于小尺寸膜片彈簧，也有取12的，本設計所取分離指數(shù)為18。</p><p>　　3.1.2.6 膜片彈簧

42、小端內(nèi)半徑r0及分離軸承作用半徑rf的確定</p><p>　　r0由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑?；ㄦI外徑可由參考文獻[2]P72表4.1.2根據(jù)從動盤外徑及發(fā)動機轉矩查得。rf應大于r0。所以選取r0=24mm，rf=26mm。</p><p>　　3.1.2.7 切槽寬度δ1、δ2及半徑re的確定</p><p>　　δ1=3.2～3

43、.5mm，δ2=9～10mm，re的取值應滿足r-re≥δ2的要求。所以選取δ1=3.5mm，δ2=10mm，re=90mm。</p><p>　　3.1.2.8 壓盤加載點R1半徑和支承環(huán)加載點r1半徑的確定</p><p>　　應略大于且盡量接近r，應略小于R且盡量接近R。本設計取mm， mm。膜片彈簧應用優(yōu)質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內(nèi)常用的碟簧材料的為60SizM

44、nA，當量應力可取為1600～1700N/mm2。</p><p>　　3.1.3 膜片彈簧各尺寸的初步獲得</p><p>　　用VB語言編寫程序，把初選的各參數(shù)值代入該程序繪制膜片彈簧彈性特性曲線圖。根據(jù)各個設計約束條件及設計要求對各個參數(shù)進行調整。最終獲得膜片彈簧各參數(shù)為：H/h=1.90，h=2.55mm，H=4.86mm；R/r=1.35，R=114mm，r=85mm；N=18；

45、r0=24mm，rf=26mm；δ1=3.5mm，δ2=9mm，re=76mm；R1=110mm，r1=90mm。</p><p>　　由上各調整后參數(shù)所獲得的膜片彈簧彈性特性曲線圖和六個特性點A、M、B、H、N、C及各點坐標如圖3所示：</p><p>　　圖3：調整后參數(shù)所獲得的膜片彈簧彈性特性曲線圖</p><p>　　3.1.4 檢驗所得尺寸是否符合設計的約

46、束條件</p><p>　　3.1.4.1 應保證所設計的彈簧工作壓緊力F1B與摩擦片工作壓力Fy相等</p><p>　　由上圖數(shù)據(jù)顯示可知，F(xiàn)1B=4415.17N，F(xiàn)y4303.83N，F(xiàn)1B≈FC符合設計要求。</p><p>　　3.1.4.2為保證各工作點A、B、C有較合適的位置，應使λ1B/λ1H=0.8～1.0即</p><p&g

47、t;　　0.8≤ ≤1.0</p><p>　　λ1B=2.88則（R-r）λ1B/[（R1-r1）H]=(120-100)×2.88/[（116-102）×4.0]=1.00符合設計要求。</p><p>　　3.1.4.3為保證膜片彈簧磨損后離合器仍能可靠地傳遞轉矩，并考慮到摩擦因素的下降，摩擦后彈簧工作壓緊力F1A應滿足F1

48、A＞F1B。</p><p>　　由上特性曲線可知F1A=4421.14N，F(xiàn)1B =4415.17N，滿足F1A＞F1B的設計要求。</p><p>　　3.1.4.4為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始錐角應在一定范圍內(nèi)，即</p><p>　　1.6≤H/h≤2.2</p><p>　　9O≤α≈H/（R-r）≤15O</p

49、><p>　　H/h=4/2.5=1.6和α≈H/（R-r）=4/（120-100）rad=11.46O都符合離合器的使用性能的要求。</p><p>　　3.1.4.5 彈簧各部分有關尺寸比值符合一定的范圍，即</p><p>　　1.2≤R/r≤1.35</p><p>　　70≤2R/h≤100</p><p>　　

50、3.5≤R/rO≤5.0</p><p>　　根據(jù)所確定的參數(shù)可得R/r=120/100=1.2、2R/h=2×120/2.5=96、R/rO =120/24=5都符合上述要求。</p><p>　　3.1.4.6為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即</p><

51、p>　　推式：（D+d）/4≤R1≤D/2</p><p>　　拉式：（D+d）/4≤r1≤D/2</p><p>　　根據(jù)所確定的參數(shù)可得（D+d）/4=111.25，D/2=140，R1=116。符合上述要求，故此離合器為推式離合器。</p><p>　　3.1.4.6 根據(jù)彈簧結構布置的要求，應滿足：</p><p><b&

52、gt;　　1≤R-R1≤7；</b></p><p>　　0≤r1-r≤6； </p><p>　　0≤rf- r0≤6</p><p>　　根據(jù)所確定的參數(shù)可得R-R1=4，r1-r =2，rf- r0=2都符合彈簧結構布置的要求。</p><p>　　3.1.4.7膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，，因此杠桿比應在一定范圍內(nèi)選

53、取，即</p><p><b>　　推式：</b></p><p>　　拉式：               </p><p>　　根據(jù)所確定的參數(shù)可得（r1-rf）/（R1- r1）=（102-2

54、6）/（120-100）=4.22符合設計要求。</p><p>　　3.1.5 膜片彈簧強度計算與校核</p><p>　　分析表明，B點的應力值最高，通常只計算B點的應力來校核膜片彈簧碟簧的強度。由參考文獻[1]P65可知B點的應力σtB為</p><p>　　σtB=E/（1－μ2）/r{(e-r) *φ2/2－[（e-r）α+h/2]φ}</p>

55、<p>　　令σtB對φ的導數(shù)等于零,可求出σtB達到極大值時的轉角φP</p><p>　　φP=α+h/(e-r)/2</p><p>　　自由狀態(tài)時碟簧部分的圓錐底角α=0.20rad;</p><p>　　中性點半徑e=(R-r)/ln(R/r)=100mm。此時</p><p>　　φP=0.20+2.5/(109.7

56、-100)/2=0.329rad</p><p>　　離合器徹底分離時,膜片彈簧子午斷面的實際轉角為φf</p><p>　　φf=2arctan{λ1f /(R1-r1)*2}=2arctan{1.7/（110-90）*2}=0.107rad</p><p>　　此時φf ＜φP，則計算σtB時φ取φf，所以</p><p>　　σtB =

57、2.1×100000/（1-0.32）/100×{（109.7-100）×0.1072/2-[（109.7-100）×0.2+2.5/2] ×0.107}</p><p>　　=－13.13（MPa）</p><p>　　設分離軸承對分離指端所加載荷為F2（N），由參考文獻[1]P64式（2-16）可知：</p><p&

58、gt;　　F2=(R1-r1) F1/（r1- rf）</p><p>　　式中rf=26mm為分離軸承與分離指的接觸半徑；F1等于壓盤工作壓力F1B=4415.17（N）。所以</p><p>　　F2=(116-102) ×4415.17/（102- 26）=813.32（N）</p><p>　　在分離軸承推力F2的作用下，B點還受彎曲應力σtB，其

59、值為</p><p>　　σrB=6（r- rf）F2/（nbrh2）</p><p>　　式中，n為分離指數(shù)目（n=18）；br為一個分離指根部的寬度。</p><p><b>　　所以</b></p><p>　　σrB=6×（100- 26）×813.32/（18×8.38×

60、2.52）=383.043（MPa）</p><p>　　考慮到彎曲應力σrB是與切向壓應力σtB相互垂直的拉應力，根據(jù)最大切應力強度理論，B點的當量應力為</p><p>　　σjB=σrB－σtB=383.043－（－13.13）=396.173（MPa）</p><p>　　在這次設計中，膜片彈簧材料采用60Si2MnA，所以σjB=396.173MPa符合σ

61、jB≤1500～1700MPa的強度設計要求。</p><p>　　3.1.6 膜片彈簧的制造工藝及熱處理</p><p>　　本次設計中膜片彈簧采用60Si2MnA高精度鋼板材料。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理以起到冷作硬化的作用，同樣也可以提高承載能力的疲勞強度。</p><p>　　為了提高分離指

62、的耐磨性，可對其端部進行高頻淬火、噴鍍鉻合金和鍍鎘或四氟乙烯。在膜片彈簧與壓盤接觸圓形處，為了防止由于拉應力的作用而產(chǎn)生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應力源。</p><p>　　膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為45～50HRC，分離指端硬度為55～62HRC，在同一片分離指上同一范圍內(nèi)的硬度差不大于3個單位。膜片彈簧的內(nèi)、外半徑公差一般為H11和h11，厚度公差為

63、7;0.025mm，初始底錐角公差為±10分。膜片彈簧上下表面的表面粗糙度為1.6μm，底面的平面一般要求小于0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相互高度差一般要求小于0.8～1.0mm。</p><p><b>　　3.2 壓盤設計</b></p><p>　　3.2.1 傳力定中方式的選擇</p><p>　　壓盤是離

64、合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪有一定聯(lián)系，但這種聯(lián)系又允許壓盤在離合器分離過程中能夠自由地做軸向移動，使壓盤和從動盤脫離接觸。驅動部位的形式有離合器蓋和壓盤的窗孔與凸臺、傳動片、傳動銷等，應用較廣泛的是傳動片式。我們選擇壓盤的傳力方式為傳力片傳動方式。

65、 </p><p>　　3.2.1 幾何尺寸的確定 </p><p>　　可以根據(jù)1.1中所確定摩擦片的內(nèi)、外徑尺寸來確定壓盤的內(nèi)外徑：</p><p>　　壓盤外徑=D+（2～5）mm，壓盤內(nèi)徑=d-（1～4）mm</p><p>　　在設計中選取壓盤外徑=D+4=284mm，壓盤內(nèi)徑=d-4mm=

66、162mm</p><p>　　為了使壓盤具有足夠的質量和剛度，要求壓盤有足夠的厚度，載重車離合器壓盤厚度一般不小于15mm。所以本次設計中根據(jù)車型選取壓盤厚度為20mm。</p><p>　　3.3 離合器蓋設計</p><p>　　3.3.1 剛度問題</p><p>　　離合器分離桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，則當離合器分離時，

67、可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱部分的傳動效率，嚴重時可能導致分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器換擋困難。</p><p>　　為了減輕重量和增加剛度，一般轎車的離合器蓋通常用厚度約為3～5mm的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成比較復雜的形狀。本次設計中選取離合器蓋厚度為4mm。</p><p>　　3.3.2 通風散熱問題</p><p>

68、;　　試驗表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面超過°C時摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的瞬時溫度一般在°C以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能達到。過高的溫度能使壓盤受壓變形產(chǎn)生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫度不致過高，除要求壓盤有足夠大的質量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通風好。改善離合器散熱通風結構的措施有：在壓盤上設散熱筋，或鼓風筋；在離合器中間壓盤內(nèi)鑄

69、通風槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風；在離合器外殼內(nèi)裝導流罩。膜片彈簧式離合器本身構造能良好實現(xiàn)通風散熱效果，故不需作另外設置。</p><p>　　3.3.3 對中問題</p><p>　　離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離桿等零件，因此它相對發(fā)動機飛輪曲軸中心線必須要有良好的定心對中，否則會破壞系統(tǒng)整體的平衡，嚴重影響離合器的正常工作。</p><p>　

70、　在本次離合器的設計中我們采用定位銷對中方式，離合器蓋根據(jù)離合器蓋上4個定位銷孔φ5與飛輪上4個定位銷φ4相配合進行定位。將4個孔加工到所要求的尺寸，孔的準確度為0.05mm。</p><p><b>　　3.4 從動盤設計</b></p><p>　　從動盤總成主要由從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉減振器等組成。</p><p>　　3.4.1

71、 軸向彈性從動盤的結構形式</p><p>　　為了使從動盤具有軸向彈性，則：</p><p>　?。?）在從動片外緣開“T”形槽，形成許多扇形，并將扇形部分沖壓成依次向不同方向彎曲的波浪形。兩側的摩擦片分別鉚在每相隔一個的扇形上。</p><p>　?。?）將扇形波形片的左、右凸起段分別與左、右側摩擦片鉚接，由于波形片（厚度小于1.0mm）比從動片（厚1.5～2.

72、5mm）薄，這種結構的軸向彈性較好，轉動慣性小，適宜于高速旋轉。</p><p>　　（3）利用階梯形鉚釘桿的細段將成對波形片的左片鉚在左側摩擦片上，并交替地把右片鉚在右側摩擦片上。</p><p>　?。?）將靠近飛輪的左側摩擦片直接鉚合在從動片上，只在靠近壓盤側的從動片鉚有波形片，右側摩擦片用鉚釘與波形片鉚合。</p><p>　　3.4.2 從動盤轂</

73、p><p>　　從動盤轂是離合器承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機穿來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩Temax由參考文獻[1]P74表2-7選取。</p><p>　　從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0～1.4倍的花鍵直徑，我們?nèi)?.0倍的花鍵直徑。從動盤轂一般采

74、用鍛鋼（如45，40Cr等），并且經(jīng)調質處理。</p><p><b>　　3.4.3 摩擦片</b></p><p>　　摩擦系數(shù)穩(wěn)定、工作溫度、單位壓力的變化對其影響要小，有足夠的機械強度和耐磨性；熱穩(wěn)定性好，磨合性好，密度?。挥欣诮Y合平順，長期停放離合器摩擦片不會粘著現(xiàn)象的。綜上所述，選擇石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉織物、粘結劑（樹脂或硅膠）和特種

75、添加劑熱壓制成，其摩擦系數(shù)為0.25～0.3，密度小，價格便宜，多年來在汽車離合器上使用效果良好。同時，摩擦片從動鋼片用鉚釘連接，連接可靠，更換摩擦片方便，而且適宜在從動鋼片上裝波形彈簧片以獲得軸向彈性。</p><p><b>　　3.4.4 從動片</b></p><p>　　從動片要求質量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料用中碳鋼板或低碳鋼板。厚度一般為

76、1.3～2.5mm，表面硬度為35～40HRC。</p><p>　　3.4.5 波形片和減振彈簧</p><p>　　扭轉減震器幾乎是現(xiàn)代汽車離合器從動盤上必備的部件，主要由彈性元件和阻尼元件組成。彈性元件可降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避免由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振。波形片采用65Mn，厚度小于1mm，硬度為40～4

77、6HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍處理。減振彈簧采用60Si2MnA彈簧鋼絲。</p><p>　　4 操縱機構設計計算</p><p>　　4.1 選擇操縱機構的型式</p><p>　　常用的離合器操縱機構主要有機械式、液壓式等。</p><p>　　液壓式操縱機構主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質量小、布置方便、便于采用吊掛踏

78、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。鑒于上述優(yōu)點我們選擇液壓式操縱機構。</p><p>　　4.2確定操縱機構尺寸參數(shù)</p><p>　　踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2兩部分組成：</p><p>　　離合器操縱機構傳動比</p><p>　　根據(jù)要求我們確定操縱機構尺寸參數(shù)為：Sof為

79、分離軸承自由行程，一般為1.5～3.0mm ，反映到踏板上的自由行程S1一般為20～30mm，我們選取Sof=3mm；Z為摩擦面面數(shù)，根據(jù)離合器摩擦片結構可知Z=2；△S為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：△S=0.85～1.30mm，雙片：△S=0.75～0.90mm，i分=a2/a1, i操=b2c2(d2^2)/b1c1(d1^2),本次設計的離合器摩擦片數(shù)為雙片，所以取△S=0.85mm；a1、a2、b1、b2、c1、c2為

80、杠桿尺寸（圖3），根據(jù)前面膜片彈簧結構參數(shù)可知c1=20mm，c2=64mm；選取a2=150mm，a1=30mm，b2=80mm，b1=40mm；d1=13mm，d2=17mm。</p><p>　　4.3 校核踏板行程（自由行程，工作行程，總行程）</p><p>　　4.4.1 自由行程校核</p><p>　　由4.3公式可知，自由行程S1為</p&g

81、t;<p>　　S1=Sofa2b2（d2）2/[ a1b1（d1）2]</p><p>　　=3×150×80×172/30×40×132</p><p><b>　　=41.04mm</b></p><p>　　為了使離合器在所有情況下都能徹底分離以免造成變速器換擋時的齒輪撞擊

82、、換擋力增加等，至少應留25mm的踏板行程，即自由行程。為了使駕駛員易從腳感上確定踏板位置，S1＜50mm為好。綜上所述并根據(jù)校核S1=30.82mm符合25mm＜S1＜50mm的要求。</p><p>　　4.4.2 工作行程校核</p><p>　　由4.3公式可知，工作行程S2為</p><p>　　S2=Z△S c2a2b2（d2）2/[ c1a1b1（d1

83、）2]</p><p>　　=2×0.85×64×150×80×172/20×30×40×132</p><p><b>　　=93.03mm</b></p><p>　　4.4.3 總行程校核</p><p>　　由4.3公式可知，總行程S

84、為</p><p>　　S = S1+ S2</p><p>　　=41.04+93.03=134.05mm</p><p>　　最佳總行程受許多因素影響，其中要考慮的人群從5%分位的女性到95%分位的男性。從有關方面獲得的人體工程學資料可知，踏板總行程應在80～150mm范圍內(nèi)。由4.3所確定的操縱機構尺寸參數(shù)獲得的踏板總行程S=131.2mm符合上述要求。<

85、;/p><p><b>　　4.4校核踏板力</b></p><p>　　踏板力Ff可按下式計算：</p><p>　　式中，F(xiàn)＇為離合器分離時，壓盤上的總工作壓力，即由3.1.3根據(jù)膜片彈簧各參數(shù)可得F＇=F1C=3936.63N；i∑為操縱機構總傳動比，i∑= ；η為機械效率，η=80%～90%，我們?nèi)ˇ?85%；Fs克服膜片彈

86、簧的拉力所需的踏板力，在初步設計時可忽略之。代入各數(shù)據(jù)得踏板力</p><p>　　Ff=3936.63/(85%*54.72)=84.64N</p><p>　　一般來說，對于輕型載重車，踏板力Ff在80～150N范圍內(nèi)。所設計踏板力Ff=84.64N符合要求。</p><p>　　分離離合器所做的功WL為</p><p>　　WL=0.5

87、（F1+ F＇）Z△S/η</p><p>　　式中，F(xiàn)1為離合器結合狀態(tài)下的壓盤上的總工作壓力，由3.1.3可知F1= F1B=5151.41N。計算得分離離合器所做的功WL為</p><p>　　WL=0.5×（5151.41+ 3936.63）×2×0.85×10-3/85%=9.09J</p><p>　　在規(guī)定的踏板

88、力和行程的允許范圍內(nèi)，駕駛員分離離合器所作的功不應大于30J。所以所設計的分離離合器所做的功WL=9.09J符合設計要求。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1] 王望予主編. 汽車設計. 北京：機械工業(yè)出版社，2004年</p><p>　　[2] 徐石安、江發(fā)潮主編. 汽車離合器. 北京：清華大

89、學出版社，2005年</p><p>　　[3] 陳家瑞主編. 汽車構造. 北京：機械工業(yè)出版社，2000年</p><p>　　[4] 劉朝儒、彭福蔭、高政一主編.機械制圖.北京：清華大學出版社，2001年</p><p><b>　　致謝</b></p><p>　　課程設計的順利完成除了自己付出的汗水外，還