畢業(yè)設(shè)計----膜片彈簧離合器設(shè)計 (2)

1、<p><b>　　1 緒論</b></p><p><b>　　1.1 引言</b></p><p>　　以內(nèi)燃機在作為動力的機械傳動汽車中，離合器是作為一個獨立的總成而存在的。離合器通常裝在發(fā)動機與變速器之間，其主動部分與發(fā)動機飛輪相連，從動部分與變速器相連。為各類型汽車所廣泛采用的摩擦離合器，實際上是一種依靠其主、從動部分間的

2、摩擦來傳遞動力且能分離的機構(gòu)。離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系平順的接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，以防止傳動系個零部件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪音。</p><p>　　1.2 離合器的發(fā)展</p><p>　　在早期研發(fā)的離合器結(jié)構(gòu)中，錐形離合器最為

3、成功。它的原型設(shè)計曾裝在1889年德國戴姆勒公司生產(chǎn)的鋼制車輪的小汽車上。它是將發(fā)動機飛輪的內(nèi)孔做成錐體作為離合器的主動件。采用錐形離合器的方案一直延續(xù)到20世紀20年代中葉，對當時來說，錐形離合器的制造比較簡單，摩擦面容易修復。它的摩擦材料曾用過駱毛帶、皮革帶等。那時曾出現(xiàn)過蹄-鼓式離合器，其結(jié)構(gòu)有利于在離心力作用下使蹄緊貼鼓面。蹄-鼓式離合器用的摩擦元件是木塊、皮革帶等，蹄-鼓式離合器的重量較錐形離合器輕。無論錐形離合器或蹄-鼓式離

4、合器，都容易造成分離不徹底甚至出現(xiàn)主、從動件根本無法分離的自鎖現(xiàn)象。</p><p>　　現(xiàn)今所用的盤式離合器的先驅(qū)是多片盤式離合器，它是直到1925年以后才出現(xiàn)的。多片離合器最主要的優(yōu)點是，汽車起步時離合器的接合比較平順，無沖擊。早期的設(shè)計中，多片按成對布置設(shè)計，一個鋼盤片對著一青銅盤片。采用純粹的金屬的摩擦副，把它們浸在油中工作，能達到更為滿意的性能。</p><p>　　浸在油中的盤

5、片式離合器，盤子直徑不能太大，以避免在高速時把油甩掉。此外，油也容易把金屬盤片粘住，不易分離。但畢竟還是優(yōu)點大于缺點。因為在當時，許多其他離合器還在原創(chuàng)階段，性能很不穩(wěn)定。</p><p>　　石棉基摩擦材料的引入和改進，使得盤片式離合器可以傳遞更大的轉(zhuǎn)矩，能耐受更高的溫度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用較小的摩擦面積，因而可以減少摩擦片數(shù)，這是由多片離合器向單片離合器轉(zhuǎn)變的關(guān)鍵。20世紀20年代末，直到進入

6、30年代時，只有工程車輛、賽車和大功率的轎車上才使用多片離合器。</p><p>　　早期的單片干式離合器由與錐形離合器相似的問題，即離合器接合時不夠平順。但是，由于單片干式離合器結(jié)構(gòu)緊湊，散熱良好，轉(zhuǎn)動慣量小，所以以內(nèi)燃機為動力的汽車經(jīng)常采用它，尤其是成功地開發(fā)了價格便宜的沖壓件離合器蓋以后更是如此。</p><p>　　實際上早在1920年就出現(xiàn)了單片干式離合器，這和前面提到的發(fā)明了石

7、棉基的摩擦面片有關(guān)。但在那時相當一段時間內(nèi)，由于技術(shù)設(shè)計上的缺陷，造成了單片離合器在接合時不夠平順的問題。第一次世界大戰(zhàn)后初期，單片離合器的從動盤金屬片上是沒有摩擦面片的，摩擦面片是貼附在主動件飛輪和壓盤上的，彈簧布置在中央，通過杠桿放大后作用在壓盤上。后來改用多個直徑較小的彈簧，沿著圓周布置直接壓在壓盤上，成為現(xiàn)今最為通用的螺旋彈簧布置方法。這種布置在設(shè)計上帶來了實實在在的好處，使壓盤上的彈簧的工作壓力分布更均勻，并減小了軸向尺寸。&

8、lt;/p><p>　　多年的實踐經(jīng)驗和技術(shù)上的改進使人們逐漸趨向于首選單片干式摩擦離合器，因為它具有從動部分轉(zhuǎn)動慣量小、散熱性好、結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)整方便、尺寸緊湊、分離徹底等優(yōu)點，而且由于在結(jié)構(gòu)上采取一定措施，已能做到接合盤式平順，因此現(xiàn)在廣泛采用于大、中、小各類車型中。</p><p>　　如今單片干式離合器在結(jié)構(gòu)設(shè)計方面相當完善。采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的接合平順性。離合器從動

9、盤總成中裝有扭轉(zhuǎn)減振器，防止了傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)共振，減小了傳動系統(tǒng)噪聲和載荷。</p><p>　　隨著人們對汽車舒適性要求的提高，離合器已在原有基礎(chǔ)上得到不斷改進，乘用車上愈來愈多地采用具有雙質(zhì)量飛輪的扭轉(zhuǎn)減振器，能更好地降低傳動系的噪聲。</p><p>　　對于重型離合器，由于商用車趨于大型化，發(fā)動機功率不斷加大，但離合器允許加大尺寸的空間有限，離合器的使用條件日酷一日，增加離合器傳扭

10、能力，提高使用壽命，簡化操作，已成為重型離合器當前的發(fā)展趨勢。為了提高離合器的傳扭能力，在重型汽車上可采用雙片干式離合器。從理論上講，在相同的徑向尺寸下，雙片離合器的傳扭能力和使用壽命是單片的2倍。但受到其他客觀因素的影響，實際的效果要比理論值低一些。</p><p>　　近年來濕式離合器在技術(shù)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(jié)果，摩擦表面溫度較低

11、(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(nèi)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(nèi)才能實現(xiàn)的，超過這一溫度范圍將起負面效應(yīng)。目前此技術(shù)尚不夠完善。</p><p>　　1.3 離合器的功用</p><p>　　離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩(wěn)起步。如前所述，現(xiàn)代車用活塞式發(fā)動機不能帶負荷啟

12、動，它必須先在空負荷下啟動，然后再逐漸加載。發(fā)動機啟動后，得以穩(wěn)定運轉(zhuǎn)的最低轉(zhuǎn)速約為300～500r/min，而汽車則只能由靜止開始起步，一個運轉(zhuǎn)著的發(fā)動機，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性接合的。因為如果是突然的剛性連接，就必然造成不是汽車猛烈攢動，就是發(fā)動機熄火。所以離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發(fā)動機加給傳動系的扭矩逐漸變大，至足以克服行駛阻力時，汽車便由靜止開始緩慢地平穩(wěn)起步了。</p>&

13、lt;p>　　雖然利用變速器的空檔，也可以實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系的分離。但變速器在空檔位置時，變速器內(nèi)的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的，要轉(zhuǎn)動發(fā)動機，就必須和變速器內(nèi)的主動齒輪一起拖轉(zhuǎn)，而變速器內(nèi)的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中，拖轉(zhuǎn)它的阻力是很大的。尤其在寒冷季節(jié)，如沒有離合器來分離發(fā)動機和傳動系，發(fā)動機起動是很困難的。所以離合器的第二個功用，就是暫時分開發(fā)動機和傳動系的聯(lián)系，以便于發(fā)動機起動。</p><p>　　

14、汽車行駛中變速器要經(jīng)常變換檔位，即變速器內(nèi)的齒輪副要經(jīng)常脫開嚙合和進入嚙合。如在脫檔時，由于原來嚙合的齒面壓力的存在，可能使脫檔困難，但如用離合器暫時分離傳動系，即能便利脫檔。同時在掛檔時，依靠駕駛員掌握，使待嚙合的齒輪副圓周速度達到同步是較為困難的，待嚙合齒輪副圓周速度的差異將會造成掛檔沖擊甚至掛不上檔，此時又需要離合器暫時分開傳動系，以便使與離合器主動齒輪聯(lián)結(jié)的質(zhì)量減小，這樣即可以減少掛擋沖擊以便利換檔。</p>&l

15、t;p>　　離合器所能傳遞的最大扭矩是有一定限制的，在汽車緊急制動時，傳動系受到很大的慣性負荷，此時由于離合器自動打滑，可避免傳動系零件超載損壞，起保護作用。</p><p>　　1.4 離合器的工作原理</p><p>　　如圖1.1所示，摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構(gòu)和操縱機構(gòu)四部分組成。</p><p>　　離合器在接合狀態(tài)時，發(fā)動

16、機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪2和壓盤借摩擦作用傳給從動盤3，在通過從動軸傳給變速器。當駕駛員踩下踏板時，通過拉桿，分離叉、分離套筒和分離軸承8，將分離杠桿的內(nèi)端推向右方，由于分離杠桿的中間是以離合器蓋5上的支柱為支點，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧的力量拉動壓盤向左，這樣，從動盤3兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發(fā)動機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態(tài)。當放開踏板，回位彈簧克服各拉桿接頭和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此時

17、壓緊彈簧就推動壓盤向右，仍將從動盤3壓緊在飛輪上2，這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器。</p><p><b>　　圖1-1離合器總成</b></p><p>　　1-軸承 2-飛輪 3-從動盤 4-壓盤 5-離合器蓋螺栓</p><p>　　6-離合器蓋 7-膜片彈簧 8-分離軸承 9-軸</p><p>　　1.5 膜

18、片彈簧離合器概述</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。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(jié)構(gòu)大為簡化，質(zhì)量減少，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。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(zhuǎn)矩，而不致產(chǎn)生滑離。離合器分離時，使離合器踏板操縱輕便，減

19、輕駕駛員的勞動強度。此外，因膜片是一種對稱零件，平衡性好，在高速下，其壓緊力降低很少，而周布置彈離合器在高速時，因受離心力作用會產(chǎn)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(zhuǎn)矩能力下降。那么可以看出，對于輕型車膜片彈簧離合器的設(shè)計研究對于改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意義。</p><p>　　作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼沖壓成的，具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜

20、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(cè)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(chǎn)生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧幾乎變平。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產(chǎn)生壓緊力使離合器處于結(jié)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)

21、生反錐形的轉(zhuǎn)變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤后移使離合器分離。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(shè)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，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器結(jié)構(gòu)大為簡化，零件數(shù)目減少，質(zhì)量減小并顯著縮短了軸向尺

22、寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓</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(jīng)設(shè)計出了傳遞轉(zhuǎn)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。甚至某些總質(zhì)量達28~32t的重型汽車也有采用膜片彈

23、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(jīng)都采用壓式機構(gòu)，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內(nèi)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(gòu)已經(jīng)為拉式操縱機構(gòu)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(jié)構(gòu)簡化，零件減少、裝拆方便；膜片彈簧的應(yīng)力分布也得到改善，最大應(yīng)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(jié)構(gòu)中支承圈的磨損會形成間隙而增大

24、踏板的自由行程。</p><p><b>　　1.6 設(shè)計內(nèi)容</b></p><p>　?。?）壓盤設(shè)計及圖紙繪制；</p><p>　?。?）離合器蓋設(shè)計及圖紙繪制；</p><p>　?。?）從動盤總成設(shè)計及圖紙繪制；</p><p>　?。?）膜片彈簧設(shè)計及圖紙繪制；</p>

25、<p>　?。?）扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計及圖紙繪制；</p><p>　　（6）離合器各零件裝配關(guān)系的確定及圖紙繪制。</p><p>　　2 離合器結(jié)構(gòu)方案選取</p><p>　　2.1 設(shè)計車型及原始數(shù)據(jù)</p><p>　　2.1.1 設(shè)計車型</p><p>　　82式130火箭炮底盤</p

26、><p>　　2.1.2 原始數(shù)據(jù)</p><p>　?。?） 汽車的排量：5.56L；</p><p>　　（2）汽車的自重：4000kg,載重量4000kg；</p><p>　?。?）發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩：372N.m(1200～1400r/min) ；</p><p>　?。?）最大功率：99kw（3000r/min）

27、；</p><p>　?。?）最高車速：90km/h。</p><p>　　2.2 離合器設(shè)計的基本要求</p><p>　　在任何行駛條件下，都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備，又能防止傳動系過載;</p><p>　　接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊;</p><p><

28、;b>　　分離要迅速、徹底;</b></p><p>　　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;</p><p>　　具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>　　應(yīng)能避免和衰減傳動系的扭轉(zhuǎn)振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力;</p

29、><p>　　操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞;</p><p>　　作用在從動盤上的總壓力和摩擦離合器和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能;</p><p>　　具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長;</p><p>　　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

30、。</p><p>　　2.3 膜片離合器結(jié)構(gòu)方案設(shè)計</p><p>　　2.3.1 從動盤數(shù)的選擇</p><p>　　單片離合器因為結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，在使用時能保證分離徹底接合平順，廣泛應(yīng)用于總質(zhì)量6t以下的貨車。因此該設(shè)計選擇單片離合器。</p><p>　　2.3.2 膜片彈簧離

31、合器的結(jié)構(gòu)形式選擇</p><p>　　2.3.3 膜片彈簧支撐形式選擇 本設(shè)計選擇的是拉式膜片彈簧離合器，拉式膜片彈簧的支撐形式有兩種：無支撐環(huán)式和單支撐環(huán)式。其中圖2-1a為無支撐環(huán)式，將膜片彈簧的大端直接支撐在離合器沖出的環(huán)形凸臺上；圖2-1b為單支撐環(huán)式，將膜片彈簧的大端直接支撐在離合器蓋中的支撐環(huán)上。本設(shè)計選擇單支撐環(huán)形式。</p><p>　　圖2-1 拉式膜片彈簧

32、支撐形式</p><p>　　2.3.4 壓盤的驅(qū)動方式</p><p>　　在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤的方法有三種： （1）凸臺—窗孔式：它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內(nèi)，通過二者的配合，將扭矩從離合器蓋傳到壓盤上，此方式結(jié)構(gòu)簡單，應(yīng)用較多；缺點：壓盤上凸臺在傳動過程中存在滑動摩擦，因而接觸部分容易產(chǎn)生分離不徹底。</p>

33、<p>　?。?）徑向傳動驅(qū)動式：這種方式使用彈簧剛制的徑向片將離合器蓋和壓盤連接在一起，此傳動的方式較上一種在結(jié)構(gòu)上稍顯復雜一些，但它沒有相對滑動部分，因而不存在磨損，同時踏板力也需要的小一些，操縱方便；另外，工作時壓盤和離合器蓋徑向相對位置不發(fā)生變化，因此離合器蓋等旋轉(zhuǎn)物件不會失去平衡而產(chǎn)生異常振動和噪聲。</p><p>　?。?） 徑向傳動片驅(qū)動方式：它用彈簧鋼制的傳動片將壓盤與離合器蓋連接在

34、一起，除傳動片的布置方向是沿壓盤的弦向布置外，其他的結(jié)構(gòu)特征都與徑向傳動驅(qū)動方式相同。經(jīng)比較，我選擇傳動片驅(qū)動方式。</p><p>　　2.3.5 離合器的散熱通風</p><p>　　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

35、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(zhì)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(jié)構(gòu)的措施有：在壓盤上設(shè)散熱筋，或鼓風筋；在離合器中間壓盤內(nèi)鑄通風槽；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(gòu)造能良好實現(xiàn)通風散熱效果，故不需作另外設(shè)置。</p><p>　　3 離合器基本

36、結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定</p><p>　　3.1 摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度h的確定</p><p>　　摩擦片外徑是離合器的主要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質(zhì)量和使用壽命有決定性的影響。</p><p>　　當離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩已知，適當選取后備系數(shù)β和單位壓力P0，可估算出摩擦片外徑。</p><p>　　摩擦片

37、外徑D（mm）也可以根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）按如下經(jīng)驗公式選用</p><p><b>　　（3-1）</b></p><p>　　式中，為直徑系數(shù)，取值范圍見表3-1。</p><p>　　由選車型得= 372N·m，=17，</p><p>　　則將各參數(shù)值代入式后計算得 D=328mm</p&g

38、t;<p>　　表3-1 直徑系數(shù)的取值范圍</p><p>　　根據(jù)離合器摩擦片的標準化，系列化原則，根據(jù)下表3-2</p><p>　　表3-2 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)（即GB1457—74）</p><p>　　可?。耗Σ疗嚓P(guān)標準尺寸：</p><p>　　外徑D=350mm 內(nèi)徑d=195mm 厚度h=4m

39、m </p><p>　　內(nèi)徑與外徑比值C′=0.557 1－=0.827</p><p>　　3.2 離合器后備系數(shù)β的確定</p><p>　　后備系數(shù)β是離合器的重要參數(shù)，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇β時，應(yīng)從以下幾個方面考慮：a. 摩擦片在使用中有一定磨損后，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

40、能夠防止傳動系過載。</p><p>　　參看有關(guān)統(tǒng)計質(zhì)料“離合器后備系數(shù)的取值范圍”（見下表3-3），并根據(jù)載貨汽車=1.70—2.25，結(jié)合設(shè)計實際情況，故選擇β=2.00。</p><p>　　表3-3　離合器后備系數(shù)的取值范圍</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

41、作條件,摩擦片的直徑大小,后備系數(shù),摩擦片材料及質(zhì)量等有關(guān)。</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。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(yīng)隨摩擦

42、片外徑的增加而降低。</p><p>　　前面已經(jīng)初步確定了摩擦片的基本尺寸：</p><p>　　外徑D=350㎜ 內(nèi)徑d=175㎜ 厚度h=4㎜ </p><p>　　內(nèi)徑與外徑比值C′=0.557 1－=0.827</p><p>　　由公式D 3πfZP（1-c 3）=12β得P=0.27mpa</p>

43、<p>　　4離合器的主要零件結(jié)構(gòu)設(shè)計與計算</p><p>　　4.1 從動盤總成的設(shè)計要求</p><p>　　從動盤總成主要由從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉(zhuǎn)減振器等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，設(shè)計時應(yīng)滿足如下要求：</p><p>　　從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。</p><p>

44、;　　從動盤應(yīng)具有軸向彈性，使離合器結(jié)合平順，便于起步，而且使摩擦片壓力均勻，以減少磨損。</p><p>　　應(yīng)安裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。</p><p>　　4.2 從動盤結(jié)構(gòu)介紹</p><p>　　在現(xiàn)代汽車上一般都采用帶有扭轉(zhuǎn)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

45、使汽車平穩(wěn)起步。從動盤主要由從動片，從動盤轂，摩擦片，減振盤，減振彈簧等組成，由下圖4.1可以看出，摩擦片1，13分別用鉚釘14，15鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片5用限位銷7和減振12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5和減振盤12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8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11，以便三者彈性的

46、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6，9。當系統(tǒng)發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉(zhuǎn)動，系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。</p><p>　　圖4-1 帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤</p><p>　　1，13—摩擦片；2，14，15—鉚釘；3—波形彈簧片；4—平衡塊；5—從動片；6，9—減

47、振摩擦；7—限位銷；8—從動盤轂；10—調(diào)整墊片；11—減振彈簧；12—減振盤</p><p>　　4.3 從動片設(shè)計</p><p>　　4.3.1 從動片選材及厚度設(shè)計 設(shè)計從動片時，要盡量減輕其重量，并應(yīng)使其質(zhì)量的分布盡可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。這是因為在汽車行駛中進行換擋時，首先要切斷動力分離離合器，而在變速器掛擋過程中，與變速器第一軸相連的離合器從動盤的

48、轉(zhuǎn)速一定要發(fā)生變化，或是增速，或是減速。離合器從動盤轉(zhuǎn)速的變化將引起慣性力，慣性使變速器換擋齒輪的輪齒間產(chǎn)生沖擊或使變速器中的同步器裝置加速磨損。慣性力的大小與從動盤的轉(zhuǎn)動慣量成正比，因此為了減少轉(zhuǎn)動慣量以減輕變速器換擋時的沖擊，從動片要求質(zhì)量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度高。材料常用中碳鋼板（50號或85號）或65Mn鋼板。一般厚度為1.3-2.5mm，表面硬度為38-48HRC。</p><p>　　本設(shè)計，

49、從動片由2.0mm厚的65Mn鋼板沖壓而成，并且將其外緣的盤形部分磨薄至1mm，以減小其轉(zhuǎn)動慣量。</p><p>　　4.3.2 從動片的結(jié)構(gòu)選擇 為了使離合器結(jié)合平順，保證平穩(wěn)起步，本設(shè)計中從動盤鋼片鋼片做成具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)。這樣，在離合器結(jié)合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的。</p><p>　　現(xiàn)代常用的具有軸向彈性的從動盤鋼片，主要有三種結(jié)構(gòu)形式：整體式彈

50、性從動盤鋼片結(jié)構(gòu)，分開式彈性從動盤鋼片結(jié)構(gòu)，組合式從動盤鋼片結(jié)構(gòu)。本設(shè)計選擇整體式彈性從動盤鋼片結(jié)構(gòu)。其主要尺寸有摩擦片尺寸決定。</p><p>　　4.4 從動盤轂設(shè)計 從動片轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)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)摩擦片的外徑與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩由表4-1選取。 選取，齒數(shù)n=10,外徑D=40mm

51、，內(nèi)徑d=32mm，齒厚b=5mm，有效長度l=50mm 表4-1 從動盤轂花鍵的尺寸</p><p>　　從動盤轂的軸向尺寸不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底。從動盤轂一般采用鍛鋼(如35，45，40等) ，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心度一般在.為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝，對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應(yīng)進行高頻處理。</p>

52、;<p><b>　　花鍵強度校核：</b></p><p>　　由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破環(huán)，所以花鍵要進行擠壓應(yīng)力計算，當應(yīng)力偏大時可適當增加花鍵轂的軸向長度。</p><p>　　擠壓應(yīng)力的計算公式如下：</p><p><b>　　(4-1)</b></p><

53、p>　　式中 P—花鍵的齒側(cè)面壓力，N。它由下式確定：</p><p>　　—分別為花鍵的內(nèi)外徑 Z—從動盤轂的數(shù)目 —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 n—花鍵齒數(shù) h—花鍵齒工作高度， l—花鍵有效長度</p><p>　　由公式(4.1) σ擠壓=8Temax</p><p><b>　　所以滿足設(shè)計要求。

54、</b></p><p>　　4.5 摩檫片的材料選取及與從動片的固緊方式</p><p>　　摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車的的使用條件，摩擦片的性能應(yīng)滿足以下幾個方面的要求：</p><p>　?。?）應(yīng)具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數(shù)的影響小。</p><p>

55、　　（2）要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應(yīng)耐磨。</p><p>　?。?）要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應(yīng)較好</p><p>　?。?）熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦</p><p>　　（5）磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面</p><p>　　（6）油水對摩擦性能的影響應(yīng)最小<

56、;/p><p>　?。?）結(jié)合時應(yīng)平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象</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0.3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

57、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。</p><p>　　在該設(shè)計中選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。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

58、等優(yōu)點。</p><p>　　4.6 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 由發(fā)動機傳到汽車傳動系統(tǒng)中的轉(zhuǎn)矩是周期性地不斷變化的，因此使傳動系統(tǒng)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動。如果這一振動頻率和傳動系統(tǒng)固有頻率相重合，就將發(fā)生共振，從而對傳動系統(tǒng)中零件的壽命有很大影響。因此，在不分離離合器的情況下進行緊急制動或者進行猛烈結(jié)合離合器時，在瞬間內(nèi)將對傳動系統(tǒng)的零件產(chǎn)生極大地沖擊載荷，從而縮短零件的使用壽命。為此，為了避免共振和緩和傳動系統(tǒng)所受的

59、沖擊載荷，在汽車離合器中設(shè)置了扭轉(zhuǎn)減振器。</p><p>　　扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。</p><p>　　4.6.1 扭轉(zhuǎn)減振器的功用

60、</p><p>　　扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。所以，扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能：</p><p>　?。?）降低發(fā)動機曲軸與傳，動系接合部分的扭

61、轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率。</p><p>　?。?）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。</p><p>　?。?）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。</p><p>　?。?）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。</p>

62、;<p>　　4.6.2 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)選擇與設(shè)計計算</p><p>　　離合器從動盤上扭轉(zhuǎn)減振器的性能參數(shù)計算：</p><p>　?。?）確定發(fā)動機飛輪處激振力矩諧量和發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍的頻諧；</p><p>　?。?）選擇車輛傳動系動力學計算模型，寫出計算模型的運動方程，并確定計算模型中有關(guān)車輛的慣性參數(shù)和彈性參數(shù)，同時要對扭轉(zhuǎn)減振器的

63、特性進行初步估算；</p><p>　?。?）找出簡化模型在各檔下的固有頻率和振型，把它和激振頻率作比較，由此確定在各檔下發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)出現(xiàn)共振的可能性；</p><p>　?。?）選擇不同的摩擦力矩，使用計算機根據(jù)計算模型作數(shù)值模擬計算，確定最佳摩擦力矩，依據(jù)是，考慮在各檔下發(fā)動機的所有工況，在變速器輸入軸上的彈性力矩幅值為最??；</p><p>　?。?）

64、確定預緊力矩；</p><p>　?。?）有摩擦力矩、極限力矩和預緊力矩，確定減振彈簧的布置尺寸及幾何尺寸，確保減振彈簧有足夠的使用壽命；</p><p>　?。?）對帶減振器的從動盤做功能試驗和壽命實驗，最終精確確定減振器參數(shù)。減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩是兩個主要參數(shù)。其設(shè)計參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩、預緊轉(zhuǎn)矩和極限轉(zhuǎn)角等。</p><p>　　4.6.2

65、.1 扭轉(zhuǎn)減振器的極限轉(zhuǎn)矩Tj</p><p>　　極限轉(zhuǎn)矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，，即限位銷其作用的轉(zhuǎn)矩。它與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取</p><p>　　Tj=（1.5~2.0）Temax (4-2)</p><p>　　式中：商用車，系

66、數(shù)取1.5;乘用車，取2.0；Temax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。</p><p>　　本設(shè)計中設(shè)計的為82式130火箭炮底盤膜片離合器的扭轉(zhuǎn)減振器所以系數(shù)取1.5。</p><p>　　由設(shè)計任務(wù)書中可知式Temax =372N.m帶入式(4-2)中計算可得Tj= 1.5×372=558N.m</p><p>　　4.6.2.2 扭轉(zhuǎn)角剛度</p>

67、<p>　　扭轉(zhuǎn)減振器的角剛度是指離合器從動片相對于其從動盤轂轉(zhuǎn)1rad所需的轉(zhuǎn)矩值。為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)剛度足，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用</p><p><b>　　工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。</b></p><p>　　決定于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸。</p><p>　　設(shè)減振彈簧分布在半徑為的圓

68、周上，當從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過弧度時，彈簧相應(yīng)變形量為。此時所需加在從動片上的轉(zhuǎn)矩為</p><p>　　=1000 (4-3) </p><p>　　式中，為使從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過=0.07弧度所需加的轉(zhuǎn)矩(N·m)；</p><p>　　為每個減振彈簧的線剛度(N

69、／mm)；為減振彈簧個數(shù)；為減振彈簧位置半徑(m)。</p><p>　　根據(jù)振動理論，對于隔振的要求，如果要把傳動系的固有頻率降低至發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍以外，減振器的扭轉(zhuǎn)剛度甚至要降到1N.m/(ｏ)以下。由K的定義可知，為了能保證傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，結(jié)構(gòu)上需要減振器有很大的轉(zhuǎn)角，即減振彈簧相應(yīng)的變形量要很大，這在事實上是很可能的。通常為了防止彈簧過載早期失效，在結(jié)構(gòu)上設(shè)計有限位銷，限制減振彈簧傳遞最大轉(zhuǎn)矩時的轉(zhuǎn)角

70、。因此存在兩方面問題：第一，減振器的扭轉(zhuǎn)剛度不可能太低，這就較難做到避開共振；第二，在一定的扭轉(zhuǎn)剛度下其傳遞轉(zhuǎn)矩的能力受到限制，這樣傳動系因轉(zhuǎn)矩變化所引起的動載荷不能得到有效緩沖，而降低動載荷又是汽車上采用減振器的主要目的之一（尤其是載貨汽車）。</p><p>　　因此，確定扭轉(zhuǎn)減振器的扭轉(zhuǎn)剛度應(yīng)和確定減振器的傳遞極限轉(zhuǎn)矩Tj的能力有一定的關(guān)聯(lián)。極限力矩Tj的定義為：當減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間

71、隙時，減振器所能傳遞的最大力矩。</p><p>　　根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義=/，則</p><p>　　=1000 (4-4)</p><p>　　式中為減振器扭轉(zhuǎn)剛度(N·m／rad)。</p><p>　　設(shè)計時可按經(jīng)驗來初選</p&g

72、t;<p>　　13Tj (4-5)</p><p>　　本設(shè)計初選=10 Tj=。</p><p>　　4.6.2.2 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 </p><p>　　由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故在發(fā)動機轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)共振現(xiàn)象往往難以避免。減振器的阻尼裝

73、置可用于較小共振振幅并盡快衰減振動。因此，必須合理的選擇阻尼裝置的摩擦力矩，以使系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動的振幅為最小。故為了在發(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阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩一般可按下式初選 </p><p>　　=（0.06～0.17） (4-6)</p><p>　　本設(shè)計中根據(jù)設(shè)計要求取系數(shù)為0.08<

74、;/p><p><b>　　=</b></p><p>　　在驅(qū)動工況下，由于發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩要通過從動盤的減振彈簧傳出，因此扭轉(zhuǎn)減振器剛度的降低受到限制，往往難以達到完全避開共振的目的。此時，只有通過系統(tǒng)的阻尼來壓低共振峰值，已達到降低變速器噪聲的目的。利用數(shù)學模型通過數(shù)值模擬分析，可以找到摩擦力矩和扭轉(zhuǎn)剛度的最佳組合。根據(jù)經(jīng)驗，載貨汽車離合器中扭轉(zhuǎn)減振器的摩擦力矩一般為3

75、0-70N.m。需要指出的是，由于分析計算技術(shù)的進步，現(xiàn)在國外的廠商已完全有能力對整個傳動系的關(guān)鍵部位處的扭轉(zhuǎn)振動進行可靠的計算分析，并作出評價以進行參數(shù)調(diào)整。但是他們中的大部分在對離合器的參數(shù)進行調(diào)整時，通常仍是通過有經(jīng)驗的工程師以聲學上額定的標準為依據(jù)，由主觀上的評判來決定扭轉(zhuǎn)減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和摩擦力矩的最佳組合以及它們的最大、最小變化范圍。這種憑主觀感受和經(jīng)驗調(diào)整離合器減振器參數(shù)的方法能在比較短的時間內(nèi)完成，通常效果良好。<

76、/p><p>　　4.6.2.3 預緊轉(zhuǎn)矩</p><p>　　對于線性特性的減振器，減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。與無預緊力矩時相比當兩種角剛度和極限轉(zhuǎn)角分別相同時，有預緊力的極限轉(zhuǎn)矩較大，使減振器能在較大的轉(zhuǎn)矩范圍內(nèi)工作；當極限轉(zhuǎn)矩研和極限轉(zhuǎn)角分別相同時，則其角剛度較低。究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方移動，這是有利的。但是不應(yīng)大于L，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，

77、故取</p><p>　　=(O．05～O．1 5) (4-7)</p><p>　　本設(shè)計中根據(jù)設(shè)計要求取系數(shù)為0.10</p><p><b>　　=N.m</b></p><p>　　4.6.2.3 減振彈簧的位置半徑</p>

78、;<p>　　的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取</p><p>　　=(0.60～0.75)d/2 (4-8)</p><p>　　式中d摩擦片內(nèi)孔直徑（mm）。</p><p>　　由前邊摩擦片設(shè)計知d=195mm，則減振彈簧的位置半徑</p><p&g

79、t;　　=(0.60～0.75)d/2=68.5～81.25mm。</p><p>　　本設(shè)計中取為74mm。</p><p>　　4.6.2.4 減振彈簧個數(shù)</p><p><b>　　參照表4-2選取。</b></p><p>　　表4-2減振彈簧個數(shù)的選取</p><p>　　已知摩擦片

80、的外徑300mm由表1-1可知=8</p><p>　　4.6.2.5 減振彈簧窗口尺寸A</p><p>　　查找《汽車設(shè)計手冊》其推薦值A(chǔ)=25～27mm。</p><p>　　本設(shè)計中取A=25mm。</p><p>　　圖4-2減振彈簧窗口</p><p>　　4.6.2.6 減振彈簧總壓力</p&g

81、t;<p>　　當限位銷與從動盤轂之間的間隙△1或△2被消除，減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達到最大值Ti時，減振彈簧受到的壓力為</p><p>　　=／ (4-9)</p><p>　　=558/74=7.54KN</p><p>　　4.6.2.7 減振彈簧

82、的工作負荷F</p><p>　　F=/Zj (4-10)</p><p>　　F=7.54/8=0.9425KN</p><p>　　4.6.2.8 減振彈簧尺寸 </p><p>　　圖4-3 扭轉(zhuǎn)減振彈簧尺寸示意圖</p&

83、gt;<p><b>　?。?）彈簧中徑Dc</b></p><p>　　一般由結(jié)構(gòu)布置確定，通常Dc=11～15mm，本設(shè)計取14mm。</p><p>　?。?）彈簧鋼絲直徑d及材料選擇</p><p><b>　　(4-11)</b></p><p>　　式中：扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力可取5

84、50～600Mpa;通常d=3～4mm。</p><p>　　本設(shè)計中取d=4mm通過計算可以選擇材料50CrVA鋼。</p><p>　?。?）減振彈簧剛度K</p><p>　　應(yīng)該根據(jù)已選定的扭轉(zhuǎn)剛度及其分布半徑R0,由下式計算出，即</p><p><b>　　(4-12)</b></p><

85、p>　　由公式(4-12)得K=</p><p>　　4.6.2.8 減振彈簧有效圈數(shù)</p><p><b>　　(4-13)</b></p><p>　　式中：E為材料的切彈性模量，對50CrVA鋼可取E=8.3104Mpa。</p><p>　　由公式(4-13)得</p><p>

86、<b>　　取i=3。</b></p><p>　　4.6.2.8 減振彈簧總?cè)?shù)n</p><p>　　一般在六圈左右，總?cè)?shù)n和有效圈數(shù)i之間關(guān)系為 n=i+（1.5～2）。</p><p><b>　　本設(shè)計取n=4。</b></p><p>　　4.6.2.9 減振彈簧最小長度lmin&

87、lt;/p><p>　　指減振彈簧在最大在最大載荷下的工作長度，考慮到此時被壓縮彈簧各圈之間須有一定的間隙可確定為</p><p>　　Lmin=n（d+）=1.1dn (4-14)</p><p>　　由公式(4-14)得Lmin=1.1 4 4=17.6mm</p>

88、<p>　　4.6.2.10 彈簧總變形量l </p><p>　　指減振彈簧在最大工作載荷下產(chǎn)生的最大壓縮變形量，為</p><p>　　l=F/K (4-15) </p><p>　　由公式

89、(4-15)得l=3.18103/125.5=10.4mm</p><p>　　4.6.2.11 減振彈簧自由高度l0</p><p>　　指減振彈簧無負荷時的高度，為</p><p>　　l0=lmin+l (4-16)

90、 </p><p>　　由公式(4-16)得l0=10.4+17.6=28mm</p><p>　　4.6.2.12 彈簧的預變形量l´</p><p>　　指減振彈簧壓縮時的預變形量，它與選取的預緊力矩Tn有關(guān)，其計算公式為</p><p><

91、b>　　(4-17)</b></p><p>　　由公式(4-17)得</p><p>　　4.6.2.13 減振彈簧工作高度l</p><p>　　它關(guān)系到等零件窗口尺寸的設(shè)計，為</p><p>　　l=l0-

92、 (4-18)由公式(4-18)得l=28-3=25mm，取工作高度為25mm，則預變形量為3mm。</p><p>　　4.6.2.14 從動盤鋼片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角</p><p>　　減振器從從預緊轉(zhuǎn)矩增加的極限轉(zhuǎn)矩時，從動盤鋼片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角為</p><p>　　=2arcsin=12ｏ

93、 (4-19) </p><p>　　式中，為減振彈簧的工作變形量。</p><p>　　通常取3°～12°，對平順性要求高或?qū)ぷ鞑痪鶆虻陌l(fā)動機，取上限。</p><p>　　由公式(6-9)得～2arcsin=5.6ｏ</p><p&g

94、t;　　4.6.2.15 限位銷與從動盤轂缺口側(cè)邊的間隙</p><p><b>　　(4-20)</b></p><p>　　式中:R2為限位銷安裝半徑。值一般為2..5～6mm。</p><p><b>　　由公式(6-9)得</b></p><p>　　4.6.2.15 限位銷直徑d

95、80;</p><p>　　d´按結(jié)構(gòu)布置選定，一般d´=7.5～12mm。本設(shè)計取d´=8mm。</p><p>　　綜上，可得從動盤轂缺口寬度為20mm。</p><p>　　4.7 離合器壓盤設(shè)計</p><p>　　4.7.1 壓盤的傳力方式的選擇</p><p>　　壓盤是離

96、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。如前面所述采用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。</p><p>　　4.7.2 壓盤的幾何尺寸的確定</p><p>　　由于摩擦

97、片的的尺寸在前面已經(jīng)確定，故壓盤的內(nèi)外徑也可因此而確定。</p><p>　　壓盤外徑D=380㎜ 壓盤內(nèi)徑d=190㎜</p><p>　　壓盤的厚度確定主要依據(jù)以下兩點：</p><p>　　（1）壓盤應(yīng)有足夠的質(zhì)量</p><p>　　在離合器的結(jié)合過程中，由于滑磨功的存在，每結(jié)合一次都要產(chǎn)生大量的熱，而每次結(jié)合的時間又短（大約在3

98、秒鐘左右），因此熱量根本來不及全部傳到空氣中去，這樣必然導致摩擦副的溫升。在頻繁使用和困難條件下工作的離合器，這種溫升更為嚴重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數(shù)的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的損壞。</p><p>　　由于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中產(chǎn)生的熱主要由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，故要求壓盤有足夠大的質(zhì)量以吸收熱量。</p><

99、p>　　（2）壓盤應(yīng)具有較大的剛度</p><p>　　壓盤應(yīng)具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產(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。 </p><p>　　鑒于以上兩個原因壓盤一般都做得比較厚（載重汽車上一般不小于15㎜），但一般不小于10㎜</p><p>　　在該設(shè)計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為20㎜</p>

100、<p>　　4.7.3 壓盤溫升的校核</p><p>　　離合器接合一次溫升校核，校核計算公式如下：</p><p>　　(4-21)式中 —溫升， W—滑磨功，J —分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比：單盤離合器，=0.50 c—壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤，c=544.28J/() —壓盤質(zhì)量，kg 壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好，通常

101、采用灰鑄鐵， 知道外形尺寸，通過CATIA建模， 在校核離合器一次接合的溫升之前，先計算一次接合過程的總滑磨功W可根據(jù)下式計算： (4-22) 式中 —為輪胎滾動半徑。該貨車輪胎選用6.50R/16，負荷下靜半徑=350mm —為主減速器傳動比及汽車起步時所用變速器擋位傳動比，該貨車各

102、 各級傳動比；、、、、、 —發(fā)動機轉(zhuǎn)速(r/min),計算時，商用車取1500 r/min由公式(4-22)，總滑磨功：</p><p>　　單位摩擦面積的滑磨功: 所以滑磨功符合設(shè)計要求?，F(xiàn)在進行接合一次溫升校核。由公式(4-21) 不超過允許的范圍，所以厚度設(shè)計符合要求。</p><p>　　

103、4.8 傳動片設(shè)計及強度校核4.8.1 傳力片結(jié)構(gòu)尺寸的確定 壓盤通過傳動片和離合器蓋相連而被驅(qū)動。根據(jù)對傳動片的功能要求，決定了它一端用鉚釘固定在壓盤上，另一端用螺釘與離合器蓋相連，它們沿圓周切向布置，一般布置組，而每組由個彈性薄片組成，片厚一般為，保證其既有足夠的軸向彈性使壓盤容易分離，又有足夠的強度不至于因彎曲拉壓而斷裂。該貨車選用4組傳動片，每組含有4個傳動片，傳動片幾何尺寸：</p><p&g

104、t;　　傳動片上兩孔長度L=86mm傳動片孔的直徑 d=10mm </p><p>　　傳動片寬度b=25mm 傳動片厚度h=1mm 傳動片圓周布置半徑R=214mm 傳動片材料彈性模量4.8.2 傳動片強度校核</p><p>　　對傳動片應(yīng)力狀況的分析，與離合器的工作狀態(tài)有關(guān)。下面分別討論3種極端情況。 (1)離合器徹底分離位置。按照設(shè)計要求，

105、在離合器徹底分離時，傳動片軸向變形量,作用于傳動片軸向的力P=0,此時也不傳遞轉(zhuǎn)矩，故傳遞轉(zhuǎn)矩引起的拉力F=0,所以傳動片中應(yīng)力 (2)壓盤、膜片彈簧和離合器蓋組裝成總成。傳動片的軸向變形量最大值就發(fā)生在壓盤和離合器蓋組裝成總成的時候。此時根據(jù)結(jié)構(gòu)布置的尺寸鏈可初步得到。由于離合器不傳遞轉(zhuǎn)矩，此時F=0,最大應(yīng)力由下式?jīng)Q定：

106、 (4-23) (3)離合器傳遞轉(zhuǎn)矩且摩擦片磨損到極限。此時，雖然傳動片的軸向變形已較上述的小，但傳動片受力傳扭，其應(yīng)力最為復雜并可能有兩種情況：正向驅(qū)動或方向驅(qū)動。正向驅(qū)動應(yīng)力公式為 (4-24)反向驅(qū)動應(yīng)力公式為 (4-25)根據(jù)上述分析，分別計算3種工況的最大驅(qū)動應(yīng)&l

107、t;/p><p>　　傳力片的彎曲總剛度： 1)徹底分離時，按設(shè)計要求，由公式(6.4)或(6.5)可知2)壓盤和離合器蓋組裝成蓋總成是，，通過分析計算可知4.62mm,可用公式(6.3)計算最大應(yīng)力： 3)離合器傳扭是，分正向驅(qū)動（發(fā)動機車輪）與反向驅(qū)動（車輪發(fā)動機），出現(xiàn)在離合器摩擦片磨損到極限狀況，通過尺寸鏈的計算可知=4.13mm。正向驅(qū)動：由公式(6.4)</p>

108、<p>　　=204.5Mpa反向驅(qū)動：由公式(6.5) =923.9Mpa可見反向驅(qū)動最危險，鑒于上述傳動片的應(yīng)力狀況，應(yīng)選用80鋼。4)傳動片最小分離力發(fā)生在新裝離合器的時候，從動盤尚未磨損，離合器在結(jié)合狀態(tài)下的彈性彎曲變形量此時最小，根據(jù)設(shè)計圖紙確定其彈性恢復力為 N</p><p>　　4.9 離合器蓋的設(shè)計</p><p>　　離合器

109、蓋一般都與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉(zhuǎn)矩。此外，它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支承殼體。因此，在設(shè)計中應(yīng)注意以下幾個問題：</p><p><b>　?。?）離合器的剛度</b></p><p>　　離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構(gòu)的傳動效率，嚴重時還可能造成離合器

110、分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器的換檔困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為4㎜的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。</p><p>　?。?）離合器的通風散熱</p><p>　　為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風窗口。</p><p>　?。?）離合器的對中問題