桑塔納轎車離合器設計畢業(yè)設計

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘要Ⅰ</b></p><p>　　AbstractⅡ</p><p><b>　　第1章 緒論4</b></p><p>　　1.1 研究目的4</p><p>　　1

2、.2 研究背景4</p><p>　　1.3 研究現(xiàn)狀4</p><p>　　1.4 研究內容5</p><p>　　第2章 離合器結構方案選取7</p><p>　　2.1 設計參數(shù)7</p><p>　　2.2 離合器形式的選擇7</p><p>　　2.3 壓緊彈簧和布置形式的

3、選擇8</p><p>　　2.4 壓盤的驅動方式9</p><p>　　2.5 離合器的通風散熱措施10</p><p>　　2.6 分離軸承類型10</p><p>　　2.7 本章小結11</p><p>　　第3章 離合器主要參數(shù)的確定12</p><p>　　3.1摩擦片尺

4、寸的確定12</p><p>　　3.2 離合器后備系數(shù)的確定12</p><p>　　3.3 單位壓力P的確定13</p><p>　　3.4 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化14</p><p>　　3.5 本章小結15</p><p>　　第4章 離合器從動盤總成設計16</p><p>

5、　　4.1 從動盤結構介紹16</p><p>　　4.2 摩擦片的材料選取及固緊方式17</p><p>　　4.3 從動盤轂的設計18</p><p>　　4.4 從動片的設計20</p><p>　　4.5 扭轉減振器的設計21</p><p>　　4.5.1 扭轉減振器的功能21</p>

6、<p>　　4.5.2 扭轉減振器的結構類型的選擇21</p><p>　　4.6 減振彈簧設計23</p><p>　　4.7 本章小結25</p><p>　　第5章 離合器蓋總成的設計26</p><p>　　5.1 壓盤傳力方式的選擇26</p><p>　　5.2 壓盤幾何尺寸的確定

7、26</p><p>　　5.3 壓盤材料的選擇27</p><p>　　5.4 傳動片片幾何尺寸的確定及材料選擇27</p><p>　　5.5 離合器蓋的設計29</p><p>　　5.6 支撐環(huán)的設計29</p><p>　　5.7 離合器分離套筒和分離軸承的設計30</p><p

8、>　　5.8 本章小結31</p><p>　　第6章 離合器膜片彈簧的設計32</p><p>　　6.1 膜片彈簧的結構特點32</p><p>　　6.2 膜片彈簧的變形特性32</p><p>　　6.3 膜片彈簧的彈性變形特性33</p><p>　　6.4 膜片彈簧的參數(shù)尺寸確定34<

9、;/p><p>　　6.4.1 H/h比值的選取35</p><p>　　6.4.2 R及R/r確定35</p><p>　　6.4.3 膜片彈簧起始圓錐底角36</p><p>　　6.4.4 膜片彈簧小端半徑r及分離軸承的作用半徑r36</p><p>　　6.4.5 分離指數(shù)目n、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r

10、36</p><p>　　6.4.6 支承環(huán)的作用半徑l和膜片與壓盤接觸半徑L36</p><p>　　6.4.7 膜片彈簧材料選擇36</p><p>　　6.5 膜片彈簧的計算與強度校核36</p><p>　　6.6 本章小結40</p><p>　　第7章 離合器操縱機構的設計41</p>

11、<p>　　7.1 操縱機構踏板力和行程41</p><p>　　7.2 操縱機構的結構形式41</p><p>　　7.3 操縱機構的設計計算42</p><p>　　7.4 本章小結43</p><p><b>　　結論44</b></p><p><b>　

12、　參考文獻45</b></p><p><b>　　致謝47</b></p><p><b>　　附錄A48</b></p><p><b>　　附錄B51</b></p><p><b>　　第1章 緒 論</b></p>

13、;<p>　　1.1研究動機與目的</p><p>　　了解轎車離合器的構造，掌握轎車離合器的工作原理。了解從動盤總成的結構，掌握從動盤總成的設計方法，了解壓盤和膜片彈簧的結構，掌握壓盤和膜片彈簧的設計方法，通過對以上幾方面的了解，從而熟悉轎車離合器的工作原理。學會如何查找文獻資料、相關書藉，培養(yǎng)學生動手設計項目、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

14、制造工藝性且結構簡單、便于維護的轎車離合器，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。通過這次的畢業(yè)設計，使學生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，對于由學生向工程技術人員轉變有著重大的實際意義。</p><p><b>　　1.2研究背景</b></p>

15、<p>　　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)對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。</p><p>　　隨著汽車發(fā)動機轉速、功率的不斷提高和汽車電

16、子技術的高速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。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>　　汽車傳動系的設計對汽車的動力學和燃油經濟性有著重大影響，而離合器又是汽車傳動系中的重要部件

17、。在離合器設計中，合理地選擇離合器的結構型式和設計參數(shù)不僅保證了其在任何情況下都能可靠地傳遞發(fā)動機轉矩，還使其有足夠的使用壽命。</p><p><b>　　1.3 研究現(xiàn)狀</b></p><p>　　膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型載貨汽車上廣泛采用的一種離合器[2]。因其作為壓簧，可以同時兼起分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，質量減少，并顯著地縮短了離合

18、器的軸向尺寸。其次，由于膜片彈簧與壓盤以整個圓周接觸，使壓力分布均勻。另外由于膜片彈簧具有非線性彈性特性，故能在從動盤摩擦片磨損后，彈簧仍能可靠的傳遞發(fā)動機的轉矩，而不致產生滑離。離合器分離時，使離合器踏板操縱輕便，減輕駕駛員的勞動強度。此外，因膜片彈簧是一種對稱零件，平衡性好，在高速下，其壓緊力降低很少，而周布置彈簧離合器在高速時，因受離心力作用會產生橫向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低了對壓盤的壓緊力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降[3

19、]。那么可以看出，對于膜片彈簧離合器的設計研究在改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意義。</p><p>　　由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優(yōu)點，并且制造膜片彈簧離合器的工藝水平在不斷提高，因此這種離合器在轎車及微型、輕型客車上得到廣泛運用，而且正大力擴展到載貨汽車和重型汽車上，國外已經設計出了傳遞轉矩為80~2000N.m、最大摩擦片外徑達420的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎車、客車、輕型和中型貨車上

20、[1]。甚至某些總質量達28~32t的重型汽車也有采用膜片彈簧離合器的，但膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧要高。膜片彈簧離合器的操縱曾經都采用壓式機構，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內端的分離指處是承受壓力。當前膜片彈簧離合器的操縱機構已經為拉式操縱機構所取代。后者的膜片彈簧為反裝，并將支承圈移到膜片彈簧的大端附近，使結構簡化，零件減少、裝拆方便；膜片彈簧的應力分布也得到改善，最大應力下降；支承圈磨損后仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的

21、自由行程不受影響。而在壓式結構中支承圈的磨損會形成間隙而增大踏板的自由行程[2]。</p><p>　　近年來濕式離合器在技術上不斷改進，在國外某些重型車上又開始采用多片濕式離合器。與干式離合器相比，由于用油泵進行強制冷卻的結果，摩擦表面溫度較低(不超過93℃)，因此，起步時長時間打滑也不致燒損摩擦片。查閱國內外資料獲知，這種離合器的使用壽命可達干式離合器的5-6倍，但濕式離合器優(yōu)點的發(fā)揮是一定要在某溫度范圍內才

22、能實現(xiàn)的，超過這一溫度范圍將起負面效應。目前此技術尚不夠完善。</p><p><b>　　1.4研究內容</b></p><p>　　通過畢業(yè)設計，對轎車離合器的結構、從動盤總成、壓盤和離合器蓋總成及膜片彈簧的設計有比較深入的熟悉并掌握。首先通過查閱文獻、上網(wǎng)查閱資料，了解汽車離合器的基本工作原理，結構組成及功能；通過自己動手拆裝桑塔納Vista志俊轎車膜片彈簧離合

23、器，對其有進一步的了解，并在指導老師的幫助下完成膜片彈簧離合器設計。</p><p>　　為了保證離合器具有良好的工作性能，對汽車離合器設計提出如下基本要求： </p><p>　　1)在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備。 </p><p>　　2)接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 </p><p

24、>　　3)分離時要迅速、徹底。 </p><p>　　4)離合器從動部分轉動慣量要小，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。 </p><p>　　5)應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 </p><p>　　6)應使傳動系避免扭轉共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力。 </p

25、><p>　　7)操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 </p><p>　　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，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 </p><p>　　9)應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。 </p><p>　　10)結構應簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便

26、等。</p><p>　　第2章 離合器結構方案選取</p><p>　　汽車離合器廣泛采用摩擦離合器，本次設計也是采用摩擦式，要根據(jù)選定車型的參數(shù)進行機構方案的選擇。</p><p><b>　　2.1設計參數(shù)</b></p><p>　　表2.1 桑塔納vista志俊整車參數(shù)</p><p>

27、　　在設計離合器時，應根據(jù)車型的類別，使用要求制造條件以及“三化”（系列化，通用化，標準化）要求等，合理選擇離合器的結構。</p><p>　　在離合器的結構設計時必須綜合考慮以下幾點：</p><p>　　1. 保證離合器結合平順和分離徹底;</p><p>　　2. 離合器從動部分和主動部分各自的連接形式和支承;</p><p>　　3.

28、 離合器軸的軸向定位和軸承潤滑;</p><p>　　4. 運動零件的限位，離合器的調整。</p><p>　　2.2 離合器形式的選擇</p><p>　　選取單片干式摩擦離合器，因為這種結構的離合器結構簡單，調整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤結合平順，廣泛用于轎車及微、中型客車和貨車上，在發(fā)動機轉矩不大于1000

29、N.m的大型客車和重型貨車上也有所推廣。</p><p>　　2.3壓緊彈簧和布置形式的選擇</p><p>　　離合器的壓緊彈簧的結構形式有：圓柱螺旋彈簧、矩形斷面的圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧等?？刹捎醚貓A周布置、中央布置、和斜置等布置形式。根據(jù)本所設計的離合器的已知系數(shù)和使用條件選取膜片彈簧離合器比較合適。</p><p>　　作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼

30、沖壓成的，具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜片，且自其小端在錐面上開有許多徑向切槽，以形成彈性杠桿，而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側有支承圈，而后者借助于固定在離合器蓋上的一些（為徑向切槽數(shù)目的一半）鉚釘來安裝定位。當離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支承圈則壓膜片彈簧使其產生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧幾乎變平，圖2.1[1]描述了膜片彈簧離合器的工作原理，同時在膜片彈簧的大端對壓盤產生

31、壓緊力使離合器處于結合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧壓前支承圈并以其作為支點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤移到膜后移使離合器分離。膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此設計摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎不變，且可以減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的，因此其壓緊力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧

32、本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，零件數(shù)目減少，質量減小并顯</p><p>　?。╝）自由狀態(tài)； （b）結合； （c）分離狀態(tài)</p><p>　　圖2.1 拉式膜片彈簧離合器的工作原理圖</p><p>　　膜片彈簧的安裝有正裝和反裝。正裝應用于壓式操縱機構，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內端的分離

33、指處是承受壓力。反裝應用于拉式操縱機構，將支承圈在膜片彈簧的大端附近，原理如圖2.2[2]b,使結構簡化，零件減少、裝拆方便；膜片彈簧的應力分布也得到改善，最大應力下降；支承圈磨損后仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的自由行程不受影響。而在壓式結構中支承圈的磨損會形成間隙而增大踏板的自由行程，原理如圖2.2a,設計選用壓式操縱機構，即膜片彈簧正裝。 </p><p>　　(a) 一般壓式操縱

34、 (b) 拉式操縱</p><p>　　圖2.2 拉式操縱機構與壓式操縱機構的原理</p><p>　　圖2.3 膜片彈簧離合器結構圖</p><p>　　2.4壓盤的驅動方式</p><p>　　壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時它和飛輪一起帶動從動盤轉動，在不傳遞扭矩時，又應能夠與從動盤脫離接觸，所以這種連接應

35、允許壓盤在離合器分離過程中能自由的作軸向移動。</p><p>　　壓盤與飛輪的連接方式或驅動方式有：凸塊—窗孔式、傳力銷式、鍵式以及彈性傳動片式等如圖2.4[2],近年來廣泛采用彈性傳動片式。因為另外幾種方式有一個共同的缺點，即連接之間有間隙（如凸塊與窗孔之間的間隙約為0.2mm）。這樣在傳動時將產生沖擊和噪聲，甚至可能導致凸塊根部產生裂紋而造成零件的早期破壞。另外，在離合器分離時，由于零件間的摩擦將降低離合器

36、操縱部分的傳動效率。</p><p>　　彈性傳動片是由薄彈簧鋼沖壓而成（見圖2.4e），其一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，且一般用3~4組（每組2~3片）沿圓周切向布置以改善傳動片的受力狀況，這時，當發(fā)動機傳動片時受拉，當由車輪滑行時反轉受壓。這種利用傳動片驅動壓盤的方式不緊消除了上述缺點，而且簡化了結構，降低了對裝配精度的要求且有利于壓盤的定中。所以該離合器采用彈性傳動片。</p>

37、<p>　　a—凸塊窗孔式；b—傳力銷式；c—鍵槽—指銷式；d—鍵齒式；e—彈性傳動片式</p><p>　　圖2.4 壓盤的驅動方式</p><p>　　2.5離合器的通風散熱措施</p><p>　　提高離合器工作性能的有效措施是借助于其通風散熱系統(tǒng)降低其摩擦表面的溫度。 在正常使用條件下，離合器的壓盤工作表面的溫度一般均在180℃以下，隨著其

38、溫度的升高，摩擦片的磨損將加快。當壓盤工作表面的溫度超過180℃～200℃時，摩擦片的磨損速度將急劇升高。在特別嚴酷的使用條件下，該溫度有可能達到1000℃。在高溫下壓盤會翹曲變形甚至產生裂紋和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也會燒裂和破壞。為防止摩擦表面的溫度過高，除壓盤應具有足夠的質量以保證有足夠的熱容量外，還應使其散熱通風良好。為此，可在壓盤上設置散熱筋或鼓風筋；在雙片離合器中間壓盤體內鑄出足夠多的導風槽，這種結構措施在單片離合器

39、壓盤上也開始應用；將離合器蓋和壓盤設計成帶有鼓風葉片的結構；在保證有足夠剛度的前提下在離合器蓋上開出較多或較大的通風口，以加強離合器表面的通風散熱和清除摩擦產生的材料粉末，在離合器殼上設置離合器冷卻氣流的入口和出口等所謂通風窗，在離合器殼內裝設冷卻氣流的導罩，以實現(xiàn)對摩擦表面有較強定向氣流通過的通風散熱等。為防止壓盤 的受熱翹曲變形，壓盤應有足夠大的剛度。鑒于以上對質量和剛度的要求，一般壓盤都設計得比較厚</p><

40、p>　　2.6分離軸承的類型</p><p>　　分離軸承在工作中主要承受軸向力，在分離離合器時由于分離軸承旋轉產生離心力，形成其徑向力。故離合器的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承兩種。前者適合于高速低軸向負荷，后者適合于相反情況.常用含潤滑油脂的密封止推球軸承;小型車有時采用含油石墨止推滑動軸承。分離軸承與膜片彈簧之間有沿圓周方向的滑磨，當兩者旋轉中不同心時也伴有徑向滑磨。為了消除因不同心導致的磨損并

41、使分離軸承與膜片彈簧內端接觸均勻，膜片彈簧離合器廣泛采用自動調心式分離裝置結構原理如圖2.5[2]。分離器結合后，分離軸承與分離杠桿之間一般有3~4mm間隙，以免在摩擦片磨損后引起壓盤壓力不足而導致離合器打滑使摩擦片以及分離軸承燒壞。此間隙使踏板有段自由行程。有的轎車采用無此間隙的內圈恒轉式結構，用輕微的油壓或彈簧力使分離軸承與杠桿端（多為膜片彈簧）經常貼合，以減輕磨損和減少踏板行程。本設計采用拉式自動調心分離軸承，其結構如圖2.5所述

42、。</p><p>　　1—軸承內圈；2—州城外圈；3—外罩殼；4—波形彈簧；</p><p>　　5—分離套筒；6—蝶形彈簧；7—擋環(huán)；8—彈性鎖環(huán)</p><p>　　圖2.5 拉式自動調心式分離軸承裝置</p><p><b>　　2.7 本章小結</b></p><p>　　本章根據(jù)選定車

43、型的參數(shù)，為滿足汽車要求，對離合器的結構方案進行選擇，包括從動盤干濕的選擇，壓緊彈簧的類型選擇，壓盤的驅動方式分離軸承的類型，離合器通風散熱措施等。</p><p>　　第3章 離合器主要參數(shù)的確定</p><p>　　在初步確定了離合器的結構形式之后，就要根據(jù)其結構形式確定其需要確定的結構參數(shù)，如摩擦片內外徑、后備系數(shù)單位工作壓力等。</p><p>　　3.1

44、 摩擦片尺寸的確定</p><p>　　摩擦片的外徑D是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命，所以應先確定摩擦片的外徑D</p><p>　　在確定外徑時，可以根據(jù)以下經驗公式（3.1[3]）計算出：</p><p>　　D=100 (3.1)</p><p>　

45、　式中:D——摩擦片外徑，mm；</p><p>　　T——發(fā)動機最大扭矩，N.m；</p><p>　　A——和車型及使用條件有關的常數(shù)。</p><p>　　將數(shù)據(jù)：T=155N.m，轎車單片摩擦離合器A=47,代入式（3.1），則得：D=181.6mm。</p><p>　　根據(jù)離合器摩擦片的標準化，系列化原則，由3.1[3]“離合器摩

46、片尺寸系列和參數(shù)”（即GB1457—74）可取摩擦片有關標準尺寸：</p><p>　　外徑D=200㎜，徑d=140mm厚度h=3.5mm內徑與外徑比值C′=0.7。</p><p>　　表3.1 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)</p><p>　　3.2離合器后備系數(shù)的確定 </p><p>　　后備系數(shù) 保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動機扭矩

47、，同時它有助于減少汽車起步時的滑磨，提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。在開始設計離合器時一般是參照統(tǒng)計質料，并根據(jù)汽車的使用條件，離合器結構形式等特點，初步選定后備系數(shù)。</p><p>　　本設計的是轎車用離合器，因為小轎車的離合器都采用膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變小，再加上小轎車的后備功率比較大，使用條件好故

48、宜取小值，選定其后備系數(shù)=1.2。</p><p>　　3.3單位壓力P的確定</p><p>　　摩擦面上的單位壓力P的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),摩擦片材料及質量等有關.</p><p>　　離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣(如城市用的公共汽車和礦用載重車),單位壓力P較小為好[2]。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

49、壓力P。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大，滑磨時發(fā)熱厲害，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P應隨摩擦片外徑的增加而降低。</p><p>　　前面已經初步確定了摩擦片的基本尺寸：</p><p>　　外徑D=200mm內徑d=140mm，厚度h=3.5mm，內徑與外徑比值C′=0.70 。<

50、/p><p>　　又初選=1.20運用公式（3.2）可以校核單位壓力[4]P：</p><p>　　βTemax=fZp0D3(1－c3) （3.2）</p><p>　　1.2×155=×0.3×2×p0×0.203×0.667</p><p>

51、　　則p0=0.23MPa</p><p>　　式中：Z對單片離合器取2</p><p>　　f為摩擦系數(shù)，可取f=0.3 </p><p>　　又由表3.2[1]中的查得：石棉基材料（在后面設計中，摩擦片材料選擇石棉基材料）單位壓力[p]=0.15~0.35Mpa，也即是摩擦面上的單位壓力P＜[P],沒有超出允許范圍.因此上述各基本結構參數(shù)合適。</p>

52、;<p>　　表3.3 摩擦片單位壓力的取值范圍</p><p>　　3.4離合器基本參數(shù)的優(yōu)化</p><p>　?。?）摩擦片外D(mm)的選擇應使最大圓周速度vD不超過65～70m/s：</p><p><b>　　(3.3) </b></p><p>　　式中：—摩擦片最大圓周速度</p>

53、;<p>　　nemax—發(fā)動機的最高轉速（r/min）；</p><p>　　故所選摩擦片符合要求</p><p>　?。?）摩擦片的內外徑比c應在0.53～0.70 范圍內：</p><p>　　故所選摩擦片符合要求</p><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，β應在1.2～1.75之間

54、。</p><p>　　β= Tc/ Temax=1.2</p><p>　　故所選摩擦片符合要求</p><p>　　（4）為了保證扭轉減震器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減震彈簧位置直徑2約50mm，即</p><p>　　故所選摩擦片符合要求</p><p>　?。?）為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩

55、擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即</p><p>　　故所選摩擦片符合要求</p><p><b>　　3.5 本章小結</b></p><p>　　本章首先根據(jù)經驗公式計算出摩擦片的內外徑尺寸，再由標準尺寸表中選出合適的尺寸。后備系數(shù)的選擇是根據(jù)車型的不同選擇出一個范圍，在選定范圍內，根據(jù)車的使用情況，車的配置等選擇出合適的后備系數(shù)。單位壓

56、力是根據(jù)摩擦片的尺寸、后備系數(shù)計算出來的，最后看單位壓力是否在允許范圍內，本設計的數(shù)據(jù)經過優(yōu)化設計，選擇的都比較合適，單位壓力合適。</p><p>　　第4章 離合器從動盤總成設計</p><p>　　離合器從動盤是離合器的從動部分，與變速器輸入軸相連，動力最終經過從動盤傳到變速器輸入軸上。從動盤對離合器的工作性能有著很重要的作用，是離合器不能缺少的一部分。</p><

57、;p>　　4.1從動盤結構介紹</p><p>　　在現(xiàn)代汽車上一般都采用帶有扭轉減振的從動盤,用以避免汽車傳動系統(tǒng)的共振,緩和沖擊,減少噪聲,提高傳動系統(tǒng)零件的壽命,改善汽車行使的舒適性,并使汽車平穩(wěn)起步。圖4.1[1]說明了離合器從動盤的結構，從動盤主要由從動片，從動盤轂，，摩擦片等組成，由下圖4.1可以看出，摩擦片1，10分別用鉚釘鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片3用限位銷5和減振盤

58、9鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在一起了。在從動片3和減振盤9上圓周切線方向開有6個均布的長方形窗孔，在在從動片和減振盤之間的從動盤轂6法蘭上也開有同樣數(shù)目的從動片窗孔，在這些窗孔中裝有減振彈簧8，以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片4。當系統(tǒng)發(fā)生扭轉振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉動，系統(tǒng)的扭轉能量會很快被減振摩擦片的

59、摩擦所吸收。</p><p>　　1，10—摩擦片；2波形彈簧片；3—從動盤鋼片；4—摩擦阻尼片；</p><p>　　5—鉚釘；6從動盤轂；7—調整墊片；8—減震彈簧；9—減震盤；</p><p>　　圖4.1 帶扭轉減振器的從動盤</p><p>　　設計從動盤時一般應滿足以下幾個方面的要求:</p><p>　　

60、1、為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小；</p><p>　　2、為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等從動盤應具有軸向彈性；</p><p>　　3、為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減振器；</p><p>　　4、要有足夠的抗爆裂強度</p><p>　　4.2摩擦片的材料選

61、取及固緊方式</p><p>　　離合器表面片在離合器接合過程中將遭到嚴重的滑磨，在相對很短的時間內產生大量的熱，因此，要求面片應有下列一些綜合性能：</p><p>　?。?）在工作時有相對較高的摩擦系數(shù)；</p><p>　?。?）在整個工作壽命期內應維持其摩擦特性，不希望出現(xiàn)，摩擦系數(shù)衰退現(xiàn)象；</p><p>　?。?）在短時間內能吸

62、收相對高的能量，且有好的耐磨性能；</p><p>　?。?）能承受較高的壓盤作用載荷，在離合器接合過程中表現(xiàn)出良好的性能；</p><p>　?。?）能抵抗高轉速下大的離心力載荷而不破壞；</p><p>　?。?）在傳遞發(fā)動機轉矩時，有足夠的剪切強度；</p><p>　　（7）具有小的轉動慣量，材料加工性能良好；</p>

63、<p>　?。?）在整個正常工作溫度范圍內，和對偶材料壓盤、飛輪等有良好的兼容摩擦性能；</p><p>　?。?）摩擦副對偶面有高度的溶污性能，不易影響它們的摩擦作用；</p><p>　?。?0）具有良好的性能/價格比，不會污染環(huán)境[3]。</p><p>　　鑒于以上各點，近年來，摩擦材料的種類增長極快。挑選摩擦材料的基本原則是：</p>

64、<p>　　（1）滿足較高性能標準；</p><p><b>　　（2）成本最??；</b></p><p><b>　?。?）考慮用石棉。</b></p><p>　　由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數(shù)大約在0

65、.3左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定，溫度，滑磨速度及單位壓力的增加都將摩擦系數(shù)的下降和磨損的加劇。 所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數(shù)（可達0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在該設計中汽車使用條件良好，所以仍選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。</p><p>　　固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接，采用這種方法后，當在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強

66、度，同時，當釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表面上對摩擦系數(shù)的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等優(yōu)點。</p><p>　　4.3從動盤轂的設計</p><p>　　從動盤轂的結構由兩部分組成：盤轂和法蘭，如圖4.2[1]所描述。詳細尺寸見設計圖紙。</p><p>&

67、lt;b>　　圖4.2 從動盤轂</b></p><p>　　從動盤轂在變速器第一軸前端的花鍵上，目前一般都采用齒側定心的矩形花鍵，花鍵之間為動配合，以便在離合器分離和結合時從動盤轂能夠在軸上自由移動。</p><p>　　本離合器設計中的從動盤轂花鍵也用齒側定心的矩形花鍵。在設計從動盤轂花鍵時，可以根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機的扭矩來選取。</p><p&

68、gt;　　圖4.3 花鍵結構示意圖</p><p>　　根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機扭矩來選取從動盤花鍵轂花鍵的有關尺寸，表4.1[1]闡述了摩擦片外徑、發(fā)動機轉矩與從動盤轂尺寸之間的關系，可以根據(jù)表4.1確定花鍵轂的尺寸：</p><p>　　表4.1 所選從動盤轂花鍵參數(shù)</p><p>　　從動盤轂一般用中碳鋼鍛造而成，并經調質處理，擠壓應力不應超過[]=20MP，

69、本從動盤轂材料選用40Cr。 </p><p>　　為了保證從動盤轂在變速器第一軸上滑動時不產生偏斜，而影響離合器的徹底分離，從動盤轂的軸向尺寸不應過小，一般取其尺寸與花鍵外徑大小相同，對在嚴重情況下工作的離合器，其長度更大，可達到花鍵外徑的1.4倍。</p><p>　　花鍵的尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵的損壞形式主要是表面受力過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力校核，如果應力偏大

70、可以適當增加花鍵轂的軸向長度。</p><p>　　花鍵擠壓應力校核公式如下：</p><p>　　擠壓應力計算公式： 擠壓=（MPa） （4.1）</p><p>　　式中，P為花鍵的齒側面壓力，N。它由下式確定：</p><p><b>　　花鍵的齒側面壓力</b></p&

71、gt;<p>　　式中，d′，D′分別為花鍵的內外徑，m；</p><p>　　Z為從動盤轂的數(shù)目；</p><p>　　Temax為發(fā)動機最大轉矩，N·m；</p><p><b>　　n為花鍵齒數(shù)；</b></p><p>　　h為花鍵齒工作高度，m；</p><p>

72、　　l為花鍵有效長度，m。</p><p><b>　　則</b></p><p>　　故擠壓=MPa<[擠壓]=20MPa</p><p>　　該花鍵轂花鍵的=18.34MP﹤[]=20MP，所以該花鍵轂花鍵的尺寸合適,花鍵的結構簡圖見圖4.3[1],從動盤轂見零件圖紙。</p><p>　　表4.2從動盤轂花鍵

73、尺寸系列</p><p><b>　　4.4從動片的設計</b></p><p>　　設計從動片時要盡量減輕質量，并使質量的分布盡可能靠近旋轉中心，以獲得小的轉動慣量。這是因為汽車在行駛中進行換檔時，首先要分離離合器，從動盤的轉速必然要在離合器換檔的過程中發(fā)生變化，或是增速（由高檔換為低檔）或是降速（由低檔換為高檔）。離合器的從動盤轉速的變化將引起慣性力，而使變速器換

74、檔齒輪之間產生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與沖動盤的轉動慣量成正比，因此為了減小轉動慣量，從動片都做的比較薄，通常是用1.3~2.0㎜厚的薄鋼板沖壓而成,為了進一步減小從動片的轉動慣量,有時將從動片外緣的盤形部分磨至0.65～1.0㎜,使其質量更加靠近旋轉中心[3]。</p><p>　　為了使離合器結合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都作成具有軸向彈性的結構，這樣，在離合器的結

75、合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的，從而保證離合器所傳遞的力矩是緩和增長的。此外，彈性從動片還使壓力的分布比較均勻，改善表面的接觸，有利于摩擦片的磨損。 </p><p>　　具有軸向彈性的的傳動片有以下三種形式[3]：整體式的彈性從動片，分開式的彈性從動片、及組合式彈性從動片。</p><p>　　在本設計中，因為設計的是桑塔納轎車的離合器，故可以采用分開式彈性從動片，圖4.

76、4說明了分開式從動片的結構[3]，離合器從動片采用2㎜厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑決定，在這里取D=200㎜，內徑由從動盤轂的尺寸決定，由以后的設計取得d=40。</p><p>　　采用分開式彈性從動片，其結構簡圖見下圖4.2,從動片采用08鋼板沖壓而成，氰化表面硬度HRC45。</p><p>　　1—波形彈簧片；2，6—摩擦片；3—摩擦片鉚釘；4—從動片；5—波形彈簧片鉚

77、釘</p><p>　　圖4.4 分開式彈性從動片</p><p>　　4.5 扭轉減振器的設計</p><p>　　4.5.1扭轉減振器的功能</p><p>　　為了降低汽車傳動系的振動，通常在傳動系中串聯(lián)一個彈性一阻尼裝置，它就是裝在離合器從動盤上的扭轉減振器。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉剛度，降低傳動系扭振系統(tǒng)三節(jié)點振型的固有頻

78、率，以便將較為嚴重的扭振車速移出常用車速范圍；其阻尼元件用來消耗扭振能量，從而可有效地降低傳動系的共振載荷。</p><p>　　4.5.2扭轉減振器的結構類型的選擇</p><p>　　圖4.5給出了幾種扭轉減振器的結構圖，它們之間的差異在于采用了不同的彈性元件和阻尼裝置。采用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉減振器得到了最廣泛的應用。在這種結構中，從動片和從動盤毅上都開有6個窗口，在每個窗口

79、中裝有一個減振彈簧，因而發(fā)動機轉矩由從動片傳給從動盤毅時必須通過沿從動片圓周切向布置的彈簧，這樣即將從動片和從動盤毅彈性地連接在一起，從而改變了傳動系統(tǒng)的剛度。當6個彈簧屬同一規(guī)格并同時起作用時，扭轉減振器的彈性特性為線性的。這種具有線性特性的扭轉減振器，結構較簡單，廣泛用于汽油機汽車中。當6個彈簧屬于兩種或三種規(guī)格且剛度由小變大并按先后次序進人工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉減振器。這種非線性扭轉減振器，廣泛為現(xiàn)代汽車尤其是柴油發(fā)動

80、機汽車所采用。柴油機的怠速旋轉不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪輪齒問的敲擊。為此，可使扭轉減振器具有兩級或三級非線性彈性特性。第一級剛度很小，稱怠速級，對降低變速器怠速噪聲效果顯著。線性扭轉減振器只能在一種載荷工況(通常為發(fā)動機最大轉矩)下有效地工作，而三級非線性扭轉減振器的彈性特性則擴大了適于其有效工作的載荷工況范圍，這有利于避免傳動系共振，降低汽</p><p>　　采用空心圓柱形見或星形等其他形狀的橡膠

81、彈性元件的扭轉減振器，也具有非線性的彈性特性。雖然其結構簡單、橡膠變形時具有較大的內摩擦，因而不需另加阻尼裝置，但由于它會使從動盤的轉動慣量顯著增大，且在離合器熱狀態(tài)下工作需用專門的橡膠制造，因此尚未得到廣泛采用。</p><p>　　減振器的阻尼元件多采用摩擦片，結構中阻尼摩擦片的正壓力靠從動片與減振盤間的連接鉚釘建立。其結構雖簡單，但當摩擦片磨損后，阻尼力矩便減小甚至消失。為了保證正壓力從而阻尼力矩的穩(wěn)定，可

82、加進碟形彈簧，同時采用不同剛度的碟形彈簧和圓柱螺旋壓簧分別對兩組摩擦片建立不同的正壓力，就可實現(xiàn)阻尼力矩的非線性變化[5]。</p><p>　　圖4.6減振器尺寸簡圖</p><p>　　1-從動片；2-從動盤轂；3-摩擦片；4-減振彈簧；5-碟形彈簧墊片；</p><p>　　6-壓緊彈簧；7-減振盤；8-橡膠彈性元件</p><p>　

83、　圖4.5 減振器結構圖 </p><p>　　4.6 減振彈簧設計</p><p>　　減震彈簧的材料采用65號彈簧鋼絲，即根據(jù)布置上的可能性來確定減振器彈簧設計相關尺寸。</p><p>　?、艤p振彈簧的分布半徑R：</p><p>　　R的尺寸應盡可能取大些，一般取 R=（0.6～0.75）d／2(式中d為離合器摩擦片內徑)<

84、;/p><p>　　所以R=（0.6~0.75）×140／2=42~52.5mm</p><p><b>　　取R=45mm</b></p><p><b>　?、茰p振彈簧數(shù)量Z：</b></p><p>　　參看下表4.2[1]，表對摩擦片的外徑與減震彈簧的關系做了相關描述。</p&g

85、t;<p>　　表4.3 減振彈簧數(shù)量選取表</p><p>　　查上表4.3可得：Z=6</p><p>　　⑶全部減振彈簧總的工作負荷P：指限位銷在從動盤轂法蘭上缺口中的間隙消除時</p><p><b>　　\⑵=</b></p><p>　　如圖6.3[3]中H/h=1.5≈的曲線,彈性特性曲線在中

86、間有一段很平直,變形的增加,載荷P幾乎不變.這種彈簧叫做零剛度彈簧.</p><p><b>　　⑶＜＜2</b></p><p>　　如圖6.3中=2.75者,彈簧的特性曲線中有一段負剛度區(qū)域,即當變形增加時,載荷反而減少具有這種特性的膜片彈簧很適合用于作為離合器的壓緊彈簧,因為可利用其負剛度區(qū),達到分離離合器時載荷下降,操縱省力的目的,當然負剛度過大也不適宜,以免

87、彈簧工作位置略微變動造成彈簧壓緊力過大.</p><p><b>　?、龋?lt;/b></p><p>　　如下圖6.4[3],這種彈簧的的特性曲線中具有更大的負剛度不穩(wěn)定工作區(qū),而且有載荷為負值的區(qū)域.這種彈簧適合于汽車液力傳動中的鎖止機構。</p><p>　　1. 2. 3. </p><p>　

88、　4. 5. </p><p>　　圖6.3 膜片彈簧的彈性特性曲線</p><p>　　6.4 膜片彈簧的參數(shù)尺寸確定</p><p>　　在設計膜片彈簧時，一般初步選定其全部尺寸然后進行一系列的驗算，最后優(yōu)選最合適的尺寸。</p><p>　　6.4.1 H/h比值的選取 </p><p>　　

89、設計膜片彈簧時，要利用其非線性的彈性變形規(guī)律，因此要正確選擇其特性曲線</p><p>　　的形狀，以獲得最佳性能。一般汽車汽車膜片彈簧的H/h值的范圍在1.5～2.5之間。</p><p><b>　　本設計取H/h=2</b></p><p>　　6.4.2 R及R/r確定</p><p>　　比值R/r對彈簧的載

90、荷及應力特性都有影響，從材料利用率的角度，比值在1.8～2.0時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧的質量利用率和好。因此設計用來緩和沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。對于汽車離合器的膜片彈簧，設計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據(jù)結構布置與分離的需要來決定，一般R/r取值為1.2～1.3.對于R,膜片彈簧大端外徑R應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑。此外，當H，h及R/r等不

91、變時，增加R有利于膜片彈簧應力的下降。本設計初步確定R/r=1.3。摩擦片平均半徑==85mm；＞取R=110，則r=85mm</p><p>　　6.4.3 膜片彈簧起始圓錐底角</p><p>　　汽車膜片彈簧一般起始圓錐底角在10°～14°之間，代入數(shù)值計算可得：=11.2°。</p><p>　　6.4.4 膜片彈簧小端半徑

92、r及分離軸承的作用半徑r</p><p>　　r的值主要由結構決定，最小值應大于變速器第一軸花鍵外徑，分離軸承作用半徑r大于 r，因為花鍵外徑D=29㎜,要使2 r＞D，所以取r=30㎜，r=33㎜。</p><p>　　6.4.5 分離指數(shù)目n、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r</p><p>　　汽車離合器膜片彈簧的分離指數(shù)目n＞12，一般在18左右，采用偶數(shù)，便

93、于制造時模具分度切槽寬≈3.5㎜，≈10㎜，窗孔半徑r一般情況下有（r－r）≈(0.8～1.4) ,所以取r－r=1=10㎜。</p><p>　　故本設計可取得n=18, ≈3.4㎜，≈10㎜, r=75mm。</p><p>　　6.4.6 支承環(huán)的作用半徑l和膜片與壓盤接觸半徑L</p><p>　　由于采用拉式膜片彈簧，l，L的大小將影響膜片彈簧的剛度，一

94、般來說，l值應盡量靠近r而略大與r。L應接近R略小于R。本設計選?。簂=86㎜，L=108㎜。</p><p>　　6.4.7 膜片彈簧材料選擇</p><p>　　制造膜片彈簧用的材料，應具有高的彈性極限和屈服極限，高的靜力強度及疲勞強度，高的沖擊強度，同時應具有足夠大的塑性變形性能。按上述要求，國內常用的膜片彈簧材料為硅錳鋼60Si2MnA。</p><p>

95、　　6.5 膜片彈簧的計算與強度校核</p><p>　　已知數(shù)據(jù)：T=155N.m ,D=200㎜,d=140，=1.2,=2,=1.3,=11.2°,R=110㎜,r=85㎜,H=68㎜,h=3㎜,l=86㎜,L=108㎜,r=30㎜,r=33㎜,n=18, =3.5㎜，=10㎜，r=75㎜。</p><p>　?、鸥鶕?jù)式（6.1[3]）畫出P—曲線</p>&

96、lt;p>　　=H－[H－()]+ (6.1)</p><p>　　式中：E—彈性模數(shù)，鋼材料取E=2.0×10Mp；</p><p>　　—泊松比，鋼材料取0.3；</p><p><b>　　h—彈簧片厚，㎜；</b></p><p>　　H—碟簧部分內截錐高，㎜；</p>

97、<p><b>　　—大端變形，㎜；</b></p><p>　　R—碟簧部分外半徑（大端半徑），㎜；</p><p>　　r—碟簧部分內半徑，㎜；</p><p>　　L—膜片彈簧與壓盤接觸半徑，㎜；</p><p>　　l—支承環(huán)平均半徑，㎜。</p><p>　　設 =，=，將、

98、代入公式(6.1)，可化簡為：</p><p>　　= ln[(－)(-)+1] (6.2)</p><p>　　把有關數(shù)值代入上述各式，得：</p><p>　　P=17611 =3</p><p>　　=0.1503－0.7116+1.0114</p><p>　　由不同的值,

99、計算及P和,計算結果如表6.2</p><p>　　表6.2 由不同的值,計算及P和,計算結果列表</p><p>　　依據(jù)上表6.2的數(shù)據(jù)畫出P—曲線如下圖6.4</p><p>　　圖6.4 膜片彈簧彈性特性曲線 </p><p>　?、拼_定膜片彈簧的工作點位置</p><p>　　取離合器接合時膜片彈簧的大端變形

100、量=0.75=4.8㎜,根據(jù)特性曲線上可以查得膜片彈簧的壓緊力P==7220N</p><p>　　1）離合器徹底分離時,膜片彈簧的大端變形量:</p><p><b>　　=+(即為)㎜</b></p><p>　　壓盤的行程可取為=㎜,所以=4.8+1.6=6.4㎜。</p><p>　　2）離合器剛開始分離時,大端

101、變形量：</p><p>　　壓盤的行程′=1㎜，膜片彈簧的變形量為:= +′=4.8+1=5.8㎜。</p><p>　　3) 摩擦片磨損后的工作點：</p><p><b>　　摩擦片最大磨損量:</b></p><p><b>　　=Z×S</b></p><p&

102、gt;　　式中: Z——摩擦片總的工作面數(shù)；</p><p>　　S——每一摩擦面工作面的最大允許磨損量，可取S=2㎜。</p><p>　　將數(shù)據(jù)代入式中計算可得: =2×0.65=1.3㎜，故=－=1.72㎜。</p><p>　?、乔箅x合器徹底分離時,分離軸承作用的載荷P</p><p>　　=（H-）H-+h (6.3

103、) </p><p>　　式（6.3[3]）取=則得:</p><p>　　=（H-）H-+h (6.4)</p><p><b>　　代入有關數(shù)值,得:</b></p><p>　　P=1368.768N。</p><p>　?、惹蠓蛛x軸承的

104、行程：</p><p>　　′= (6.5)</p><p>　　公式(6.5[3])取=時可得公式(6.6[3])</p><p>　　′= (6.6)</p><p>　　代入相關數(shù)值計算得′=7.513㎜。&

105、lt;/p><p>　　又由下面兩公式(6.7[3])和(6.8[3])：</p><p>　　=1－ (6.7)</p><p>　　=1－ (6.8)</p><p>　　代入有關數(shù)據(jù)得: =0.0.78 ； =0.0.59。&l

106、t;/p><p>　　將，代入公式(6.9[3]):</p><p>　　=－1－2(－1)+ln] +－ －2－+ln (6.9) </p><p>　　得: =0.312㎜。</p><

107、p>　　故=′+=7.825㎜</p><p><b>　?、蓮姸刃：耍?lt;/b></p><p>　　經分析表，膜片彈簧碟簧部分凸面的內緣點B（見圖6.7[1]）處的切向力最大，故通常只計算B點處的應力來校核膜片彈簧的強度，應使B點的當量應力小于許用應力，即</p><p>　　利用公式6.10[1]求出B點達到應力極限時的大端變形：&l

108、t;/p><p>　　=H+（L-l） (6.10)</p><p>　　代入相關數(shù)據(jù)可得:=6.403mm。</p><p>　　而膜片彈簧的大端的最大變形(離合器徹底分離時)=5.5mm, ＞，所以利用來計算最大應力：</p><p>　　=+－1

109、 ×－+ (6.11)</p><p>　　把有關數(shù)值代入6.11[1]計算得:=1645.36MPa。</p><p>　　因為膜片彈簧的材料為60Si2MnA,該材料許用應力[]為1700--1900MPa</p><p>　　而=1645.

110、36Mpa＜1700MPa，所以該膜片彈簧滿足要求，比較合適。</p><p>　　膜片彈簧的結構尺寸和工作要求見零件圖。</p><p><b>　　6.6 本章小結</b></p><p>　　在設計的時候先了解膜片彈簧的結構特點，對其變形和加載方式有所了解，最后有又目的的選擇膜片彈簧的結構參數(shù)尺寸，根據(jù)公式計算出其彈性特性曲線，如果該曲線

111、不符合本離合器的使用要求，調整結構參數(shù)，再次計算，最終得到合適的曲線，選擇合適的工作點，如B點，A點等。</p><p>　　第7章 操縱機構的設計</p><p>　　7.1操縱機構踏板力和行程</p><p>　　為減輕司機的疲勞，踏板力應盡可能的小，又保證有一定的感覺，所以踏板力和行程應如下[3]：</p><p>　　轎車：80~13

112、0N；</p><p>　　載貨汽車：150~200N；</p><p>　　踏板最大行程<175mm。</p><p>　　本設計踏板力F=120N，踏板行程=150mm，踏板儲備行程25mm。</p><p>　　7.2操縱機構的結構形式</p><p>　　離合器操縱機構分為機械式、液壓式、氣壓式、自動操縱

113、機構四種。為降低中型以上的貨車的踏板力，在機械式和液壓式操縱機構中有時采用助力器。</p><p>　　1-軟管；2-分離軸承；3-分離叉</p><p>　　圖7.2鋼索操縱機構</p><p>　　機械式操縱機構分為桿系傳動和鋼索傳動（罩以軟管的鋼絲繩）兩種形式。鋼索傳動消除了桿系傳動的質量及磨損消耗大、不宜采用吊掛是踏板結構、地板密封困難、容易產生運動干涉、結

114、構復雜難布置等缺點，但壽命較短，可用于輕型轎車中。本設計便采用鋼索傳動操縱機構。結構如圖6.2[3]。操縱機構的分離撥叉如圖6.3[5]，并采用棘輪式間隙自動調整機構[1]。</p><p>　　1.分離軸；2.拉索；3.軸承套及密封件；4.卡簧；</p><p>　　5.回位彈簧；6.分離軸傳動桿；7.拉索調整螺母</p><p>　　圖7.2 分離撥叉示意圖&l

115、t;/p><p>　　7.3操縱機構的設計計算</p><p>　　為滿足前述的踏板力和踏板行程的要求，需根據(jù)離合器分離杠桿傳動比，最終合理地定出操縱系統(tǒng)的傳動比。</p><p>　　圖7.3 機械式操縱機構簡圖</p><p>　　離合器踏板行程與壓盤的升程有如下關系（參考圖7.3[1]）：</p><p><b

116、>　　(7.1)</b></p><p>　　式中：為分離軸承與分離桿之間的間隙，本操縱系統(tǒng)有間隙自動調整機構，=0；</p><p>　　為摩擦片與飛輪、壓盤之間的間隙，對于單片離合器=0.75~1.3mm。現(xiàn)取值為1.15mm；</p><p>　　為摩擦面數(shù)目，單片為2；</p><p>　　為分離杠桿傳動比，=2.8