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本科學生畢業(yè)設計 輕型貨車離合器設計 院系名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 B07-8 班 學生姓名： 張慶龍 指導教師： 姚佳巖 職 稱： 副教授 黑 龍 江 工 程 學 院 二一一年六月 The Graduation Design for Bachelors Degree Design of Vans Clutch Candidate：Zhang Qinglong Specialty ：Vehicle Engineering Class ：B07-8 Supervisor：Associate professor Yao Jiayan Heilongjiang Institute of Technology 2011-06Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I 摘 要 汽車離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內(nèi)，用螺釘將離合器總成固定在 飛輪的后平面上，離合器的輸出軸就是變速器的輸入軸。摩擦離合器作為一種典型 離合器為現(xiàn)代各類型汽車廣泛采用，實際上是一種依靠主、從動部件間的摩擦來傳 遞動力且能分離的機構(gòu)。 本次設計主要對輕型貨車的離合器進行設計，通過 CA1040 貨車的主要參數(shù)，結(jié) 合離合器設計相關(guān)理論，對應用在該型汽車的離合器進行重新設計。首先對離合器 進行結(jié)構(gòu)上的設計，此離合器設計為膜片彈簧拉式離合器。結(jié)構(gòu)和方式選定后，通 過重新計算和校核，設計了摩擦片、膜片彈簧、扭轉(zhuǎn)減震器、壓盤、離合器蓋、傳 動片等多個部件總成。此說明書說明了離合器配件總成的設計過程和方法，這些對 以后的離合器設計能夠起到參考作用。 關(guān)鍵詞: 離合器；膜片彈簧；壓盤；摩擦片；傳動片 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 II ABSTRACT Clutch is in the flywheel between the engine and gearbox shell, and clutch assembly was fixed to the flywheel with screws behind the plane. The output shaft of clutch is the input shaft of transmission. As a typical clutch friction, clutch is widely used in various types of modern cars, and actually relies on the friction between the body and affiliate components the driving force. The present work mainly focuses on the redesign of clutch in light trucks, by the main parameters of CA1040 trucks and clutch design theory. The first one is the structure of the clutch, which is designed to be a diaphragm spring pull type. After structure and approach were selected, through the re-calculation and verification, the design of the friction disc, diaphragm spring, reverse the shock absorbers, pressure plate, clutch cover, transmission and other parts assembly sheet were completed. This manual descripts the design process and methods of clutch assembly, which can play a reference role for clutch design. Key Words: Clutch; Diaphragm spring; Pressure plate; Friction disc; transmission 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 目 錄 摘要 I AbstractII 第 1 章 緒論 1 1.1 選題的目的 1 1.2 離合器國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1 1.3 離合器概述 2 1.3.1 離合器的功用 2 1.3.2 現(xiàn)代汽車離合器應滿足的要求3 1.3.3 離合器工作原理 3 1.3.4 拉式膜片彈簧離合器的優(yōu)點 4 1.4 設計的預期成果 4 第 2 章 離合器的結(jié)構(gòu)設計 6 2.1 離合器結(jié)構(gòu)選擇與論證 6 2.1.1 摩擦片的選擇 6 2.1.2 壓緊彈簧布置形式的選擇 6 2.1.3 壓盤的驅(qū)動方式 7 2.1.4 分離杠桿、分離軸承 7 2.1.5 離合器的散熱通風7 2.1.6 從動盤總成 7 2.2 離合器結(jié)構(gòu)設計的要點 9 2.3 離合器主要零件的設計 9 2.3.1 從動盤 9 2.3.2 摩擦片9 2.3.3 膜片彈簧 10 2.3.4 壓盤 10 2.3.5 離合器蓋 10 2.4 本章小結(jié) 10 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 第 3 章 離合器的設計計算 11 3.1 離合器設計所需數(shù)據(jù) 11 3.2 摩擦片主要參數(shù)的選擇 11 3.3 摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化 13 3.4 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 15 3.4.1 比較 H/h 的選擇15 3.4.2 R/r 選擇 15 3.4.3 圓錐底角 16 3.4.4 切槽寬度 16 3.4.5 壓盤加載點和支承環(huán)加載點的確定 16 3.4.6 公差與精度 16 3.5 膜片彈簧的優(yōu)化設計 17 3.6 膜片彈簧的載荷與變形關(guān)系 17 3.7 膜片彈簧的應力計算 19 3.8 扭轉(zhuǎn)減震器設計 22 3.9 減振彈簧的設計 22 3.10 從動盤轂 24 3.11 從動軸的計算 26 3.12 分離軸承的壽命計算 26 3.13 本章小結(jié) 26 第 4 章 離合器操縱機構(gòu)設計 28 4.1 離合器踏板行程計算 29 4.2 踏板力的計算29 4.3 本章小結(jié) 30 第 5 章 離合器的保養(yǎng)和維護 31 5.1 離合器踏板高度的測量和調(diào)整 31 5.2 離合器踏板自由間隙的測量與調(diào)整 31 5.3 液壓式離合器操作機構(gòu)的排空氣法 31 5.4 本章小結(jié) 31 結(jié)論 33 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 參考文獻 34 致謝 35 附錄 36 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 1 第 1 章 緒 論 1.1 選題的目的 本次設計，我力爭把離合器設計系統(tǒng)化，為離合器設計者提供一定的參考價值。 拋棄傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器，設計新式的拉式膜片彈簧離合器是本次設計的主要 特點。了解貨車離合器的構(gòu)造，掌握輕型汽車離合器的工作原理。熟悉輕型汽車離合 器的工作原理。學會如何查找文獻資料、相關(guān)書藉，培養(yǎng)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。 1.2 離合器國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 近年來各國政府都從資金、技術(shù)方面大力發(fā)展汽車工業(yè)，使其發(fā)展速度明顯比其 它工業(yè)要快的多，因此汽車工業(yè)迅速成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的標志。 對于內(nèi)燃機汽車來說，離合器在機械傳動系中作為一個獨立的總成而存在，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式離合器 主要依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。 在早期研發(fā)的離合器中，錐形離合器最為成功?，F(xiàn)今所用的盤片式離合器的先驅(qū) 是多片盤式離合器，它是直到 1925 年以后才出現(xiàn)的。20 世紀 20 年代末，直到進入 30 年代時，只有工程車輛、賽車和大功率的轎車上才采用多片離合器。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離合器 1。 近來，人們對離合器的要求越來越高，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)正逐步地 向拉式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式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(zhuǎn)速，增加離合 器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。 隨著汽車發(fā)動機轉(zhuǎn)速、功率不斷提高和汽車電子技術(shù)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(jié) 構(gòu)正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)速，增加離合 器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。隨著計算機的發(fā)展，設計 工作已從手工轉(zhuǎn)向電腦，包括計算、性能演示、計算機繪圖、制成后的故障統(tǒng)計等等。 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 2 1.3 離合器概述 按動力傳遞順序來說，離合器應是傳動系中的第一個總成。顧名思義，離合器是 “離”與“合”矛盾的統(tǒng)一體。離合器的工作，就是受駕駛員操縱，或者分離，或者 接合，以完成其本身的任務。離合器是設置在發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞機構(gòu)， 其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞，保證汽車平穩(wěn)地起步；保證傳動系換檔時工 作平穩(wěn)；限制傳動系所能承受的最大扭矩，防止傳動系過載。為使離合器起到以上幾 個作用，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器，摩擦離合器所能傳遞的最大 扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面狀況等。即主要 取決于離合器基本參數(shù)和主要尺寸。膜片彈簧離合器在技術(shù)上比較先進，經(jīng)濟性合理， 同時其性能良好，使用可靠性高壽命長，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，操作輕便，在保證可靠地 傳遞發(fā)動機最大扭矩的前提下，有以下優(yōu)點 2： （1）結(jié)合時平順、柔和，使汽車起步時不震動、沖擊； （2）離合器分離徹底； （3）從動部分慣量小，以減輕換檔時齒輪副的沖擊； （4）散熱性能好； （5）高速回轉(zhuǎn)時只有可靠強度； （6）避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、沖擊和減小噪聲能力； （7）操縱輕便； （8）工作性能（最大摩擦力矩和后備系數(shù)保持穩(wěn)定） ； （9）使用壽命長。 1.3.1 離合器的功用 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 300500r/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。 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 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 3 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。 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。 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。 1.3.2 現(xiàn)代汽車離合器應滿足的要求 根據(jù)離合器的功用，它應滿足下列主要要求： （1）能在任何行駛情況下，可靠地傳遞發(fā)動機的最大扭矩。為此，離合器的摩 擦力矩（ ）應大于發(fā)動機最大扭矩（ ） ；cTmaxeT （2）接合平順、柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加，以免汽車起 步?jīng)_撞或抖動； （3）分離迅速、徹底。換檔時若離合器分離不徹底，則飛輪上的力矩繼續(xù)有一 部份傳入變速器，會使換檔困難，引起齒輪的沖擊響聲； （4）從動盤的轉(zhuǎn)動慣量小。離合器分離時，和變速器主動齒輪相連接的質(zhì)量就 只有離合器的從動盤。減小從動盤的轉(zhuǎn)動慣量，換檔時的沖擊即降低； （5）具有吸收振動、噪聲和沖擊的能力； （6）散熱良好，以免摩擦零件因溫度過高而燒裂或因摩擦系數(shù)下降而打滑； （7）操縱輕便，以減少駕駛員的疲勞。尤其是對城市行駛的轎車和公共汽車， 非常重要； （8）摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損，襯面磨損在一定范圍內(nèi)，要 能通過調(diào)整，使離合器正常工作。 1.3.3 離合器工作原理 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。 離合器在接合狀態(tài)時，發(fā)動機扭矩自曲軸傳出，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、 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 4 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。 1-軸承 2-飛輪 3-從動盤 4-壓盤 5-離合器蓋螺栓 6-離合器蓋 7-膜片彈簧 8-分離軸承 9-軸 圖 1.1 離合器總成 1.3.4 拉式膜片彈簧離合器的優(yōu)點 與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點：取消了中間支承各零件，并不 用支承環(huán)或只用一個支承環(huán)，使其結(jié)構(gòu)更簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更少；拉 式膜片彈簧是中部與壓盤相壓在同樣壓盤尺寸的條件下可采用直徑較大的膜片彈簧， 提高了壓緊力與傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，且并不增大踏板力，在傳遞相同的轉(zhuǎn)矩時，可采用 尺寸較小的結(jié)構(gòu)；在接合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，分離效率更 高；拉式的杠桿比大于推式的杠桿比，且中間支承減少了摩擦損失，傳動效率較高， 踏板操縱更輕便，拉式的踏板力比推式的一般可減少約 ；無論在接合狀態(tài)%3025 或分離狀態(tài)，拉式結(jié)構(gòu)的膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環(huán)磨損 后不會形成間隙而增大踏板自由行程，不會產(chǎn)生沖擊和哭聲；使用壽命更長。 1.4 設計的預期成果 本次設計，我將取得如下成果：1、設計說明書：（1）離合器各零件的結(jié)構(gòu)； 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 5 （2）離合器主要參數(shù)的選擇與優(yōu)化；（3）膜片彈簧的計算與優(yōu)化；（4）扭轉(zhuǎn)減振 器的設計；（5）離合器操縱機構(gòu)的設計計算。2、圖紙有：扭轉(zhuǎn)減盤、摩擦片、膜片 彈簧、從動盤、軸、壓盤、離合器、離合器蓋總成。 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 6 第 2 章 離合器的結(jié)構(gòu)設計 為了達到計劃書所給的數(shù)據(jù)要求，設計時應根據(jù)車型的類別、使用要求、制造條 件，以及“系列化、通用化、標準化”的要求等，合理選擇離合器結(jié)構(gòu)。 2.1 離合器結(jié)構(gòu)選擇與論證 2.1.1 摩擦片的選擇 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，所以被廣泛使用于轎車和中、小型貨車， 因此該設計選擇單片離合器。摩擦片數(shù)為 2。 2.1.2 壓緊彈簧布置形式的選擇 離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。 其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其 他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點 1： （1）由于膜片彈簧有理想的非線性特征,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內(nèi)能保證大 致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉(zhuǎn)矩的能力不變。當離合器分離時，彈 簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力； （2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構(gòu)簡單緊湊，軸向尺寸小， 零件數(shù)目少，質(zhì)量?。?（3）高速旋轉(zhuǎn)時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降； （4）由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均 勻，可提高使用壽命； （5）易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長； （6）平衡性好； （7）有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。 但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質(zhì)量和尺寸精度要求高，其非線性特性在 生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提 高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，我選用膜 片彈簧式離合器。 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 7 2.1.3 壓盤的驅(qū)動方式 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 3： （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。 （2）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。 （3） 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 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，我選擇徑向傳動驅(qū)動方式。 2.1.4 分離杠桿、分離軸承 分離杠桿的作用由膜片彈簧承擔，其作用是通過分離軸承克服離合器彈簧的推力 并推動壓盤移動，從而使壓盤與從動盤和從動盤與飛輪相互分離，截斷動力的傳遞， 分離杠桿要具有足夠的強度和剛度，以承受反復作用在其上面的彎曲應力，分離軸承 的作用是通過分離叉的作用使分離軸承沿變速器前端蓋導向套作軸向移動，推動旋轉(zhuǎn) 中的膜片彈簧中部分離前端，使離合器起到分離作用。分離本次設計選用的是油封軸 承，它可以將潤滑脂密封在軸承殼內(nèi)，使用中不需要增加潤滑，相比供油式軸承則需 增加。 2.1.5 離合器的散熱通風 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2018 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C 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，故不需作另外設置。 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 8 2.1.6 從動盤總成 從動盤總成由摩擦片，從動片，減震器和從動盤穀等組成。它雖然對離合器工作 性能影響很大的構(gòu)件，但是其工作壽命薄弱，因此在結(jié)構(gòu)和材料上的選擇是設計的重 點。從動盤總成應滿足如下設計要求： （1）轉(zhuǎn)動慣量要小，以減小變速器換檔時輪齒簡單沖擊； （2）應具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻， 減小磨損。 （3）應裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 1、摩擦片要求 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(jié)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(jié)劑（樹脂或硅膠）和特種添加劑熱壓制成，其摩擦系數(shù)為 0.250.3，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。 2、從動盤的軸向彈性 從動盤的軸向彈性可改善離合器性能，使離合器接合柔和，摩擦面接觸均勻，磨 損較小。為使從動盤有軸向彈性，單獨制造扇形波狀彈簧與從動鋼片鉚接。波狀彈簧 可用比鋼片輕薄的材料制造，軸向彈性較好，轉(zhuǎn)動慣量小，適宜高速旋轉(zhuǎn)，且彈簧對 置分布，彈性好。因此設計中選用此類彈簧。 3、扭轉(zhuǎn)減震器 扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)剛度，從而降低傳動系扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩主諧量激勵引起的共 振。但是,這種共振往往難以避免。汽車行駛在不平的道路上行駛阻力也會時刻變化。 當由于路面不平引起的激力頻率與傳動系的某階自振頻率重合時，也會發(fā)生共振現(xiàn)象。 阻尼元件則可有效的耗散此時的振動能量，因而扭轉(zhuǎn)減震器可有效地降低傳動系共振 載荷與噪聲。 扭轉(zhuǎn)減震器的彈性特性，又線性和非線性兩種。彈性元件采用圓柱螺旋彈簧的減 震器，其彈性特點為線性。阻尼元件采用摩擦片通過碟形彈簧建立阻尼默片的正應力， 其阻尼力矩比較穩(wěn)定。因此發(fā)動機的扭矩實際上是通過一些彈性元件傳遞到傳動系的。 摩擦式扭轉(zhuǎn)減震器工作原理：離合器工作時，扭矩從摩擦片傳給從動鋼片再傳給 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 9 從動盤轂，此時彈簧被壓縮，從動鋼片相對從動盤轂前移（從動轂邊緣上的缺口控制 著鋼片與轂的最大位移） 。 2.2 離合器結(jié)構(gòu)設計的要點 在進行離合器的具體設計時，首先應保證傳遞發(fā)動機最大扭矩為前提，然后滿足 下列條件 4: （1）如前所述，扇形波狀彈簧對置分布鉚接在從動鋼片上，并在從動盤上設置 扭轉(zhuǎn)減震器保證離合器接合柔和，摩擦片制成一定錐度（從動盤錐形量約為 0.5mm） 使其大端面向飛輪，這樣從動盤轂在從動軸（即變速器第一軸）花鍵上易于滑動，有 利于離合器徹底分離。 （2）離合器主動部分與從動部分的連接和支撐形式，離合器的主動部分包括飛 輪，離合器蓋與他們一起轉(zhuǎn)動并能軸向移動的壓盤，壓盤通過鋼片與離合器蓋相連， 離合器從動部分有從動盤，從動軸，從動軸裝在飛輪與壓盤之間，可在從動軸花鍵上 滑動，設計時把離合器從動軸的前軸承安裝在發(fā)動機曲軸的中心孔內(nèi)。 （3）離合器從動軸的軸向定位及軸承潤滑，離合器從動軸在安裝后應保持軸向 定位，在拆卸時便于離合器中抽出來。因此，設計時使從動軸前軸承外圓與飛輪為過 渡配合，而前軸承內(nèi)圈與從動軸為間隙配合，離合器的從動軸軸向定位是靠從動軸后 軸承來保證的。離合器分離軸承靠注入黃油潤滑的，而從動軸前軸承靠油杯定期注入 潤滑。 為防止?jié)櫥土鞯侥Σ烈r面，造成離合器打滑，除在軸承處安有自緊油封外， 還在飛輪上開泄油孔。 （4）離合器運動零件的限位，離合器處于接合時為使壓盤與摩擦片很好接合， 應使分離彈簧與分離軸承之間保持一定間隙，這是分離軸承回位彈簧加以保證。分離 時，應對踏板的最大行程加以限制。 2.3 離合器主要零件的設計 2.3.1 從動盤 扇形波狀彈簧兩兩對置鉚接與從動鋼片上，兩側(cè)在鉚接摩擦片，鉚釘都采用鋁制 埋頭鉚釘，摩擦襯面在鉚接后腰磨削加工，使其工作表面的不平度誤差小于 0.2mm，從動盤本體采用 45 號鋼沖壓加工得到，為防止其彎曲變形而引起分離不徹 底，一般在從動盤本體上設徑向切口。 2.3.2 摩擦片 摩擦片在性能上要滿足如下要求： （1）摩擦系數(shù)穩(wěn)定，工作溫度，滑磨速度，單位壓力的變化對其影響； 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 10 （2）具有足夠的機械強度和耐磨性，熱穩(wěn)定性好； （3）有利于接合平順；長期停放離合器摩擦面會發(fā)生粘著現(xiàn)象。 （4）摩擦片選用材料為石棉基摩擦材料，它是由石棉或石棉織物、粘結(jié)劑和特 種添加劑熱壓而成，其摩擦系數(shù)為 。石棉基摩擦材料密度小，工作溫度小35.02 于 180，價格便宜，使用效果良好，在汽車離合器中廣泛使用。 2.3.3 膜片彈簧 膜片彈簧使用優(yōu)質(zhì)高精質(zhì)鋼。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料為 60SiMnA。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行調(diào)質(zhì)處理，得具有高抗 疲勞能力的回火索氏體。要防止膜片內(nèi)緣離開，同時對膜片彈簧進行強壓處理（將彈 簧壓平并保持 小時） ，使其高壓力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應力，對膜142 片彈簧的凹表面進行噴丸處理，噴丸是 0.8 的白口鐵小丸， 可提高彈簧的疲勞壽 命。同時，為提高分離指的耐磨性，對其進行局部高頻淬火式鍍鉻。采用乳白鍍鉻， 若膜片彈簧許用應力可取為 15001700N/mm 2。 2.3.4 壓盤 壓盤的材料選用 HT20-40 鑄造制成。它要有一定的質(zhì)量和剛度，以保證足夠的熱 容量和防止溫度升高而產(chǎn)生的彎曲變形。壓盤應與飛輪保持良好的對中，并進行靜平 衡。壓盤的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于 0.8。壓盤殼用 M812mm 螺 栓將其一端固定在飛輪端面上，另一端固定在壓盤端面上。 2.3.5 離合器蓋 離合器蓋的膜片彈簧支撐處須具有較大的剛度和較高的尺寸精度，壓盤高度（叢 承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支撐環(huán)和支撐鉚釘?shù)陌惭b尺寸精度要高，耐磨性 好，膜片彈簧的支撐形式采用鉚釘作支承時，如果分離軸承與曲軸中心線不同心，可 引起鉚釘?shù)倪^度磨損。提高鉚釘硬度的套筒和支承與曲軸中心線不同心，亦可引起鉚 釘?shù)倪^度。提高鉚釘硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的結(jié)構(gòu)措施，采用 10 鋼材材 料、HRc40-50。 2.4 本章小結(jié) 本章系統(tǒng)介紹了膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)以及選擇的理由，并講述了離合器各零件 的結(jié)構(gòu)和材料，以及各部分的連接關(guān)系，主要零件有摩擦片、膜片彈簧、壓盤、離合 器蓋。為了提高耐磨性，對有些零件還進行了局部高頻淬火式鍍鉻。為下章離合器的 計算打下基礎(chǔ)。 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 11 第 3 章 離合器的設計計算 3.1 離合器設計所需數(shù)據(jù) 本次設計是輕型貨車離合器的設計，通過查找資料確定了參考車型，具體數(shù)據(jù)見 表 3.1。 表 3.1CA1040 貨車離合器的數(shù)據(jù) 汽車的驅(qū)動形式 42 汽車最大加載質(zhì)量 2000 kg 汽車的質(zhì)量 4325 kg 發(fā)動機位置 前置 發(fā)動機最大功率 75kw 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速 4500r/min 發(fā)動機最大扭矩 196N.m 離合器形式 機械、干式、單片、膜片彈簧（壓式） 操縱形式 液壓人力操縱 摩擦片最大外徑 D=225mm 踏板行程 mm1508 i0=6.17 ig1=5.913 ig2=2.659 ig3=1.775 ig4=1.000 汽車最大時速 110 km/h 3.2 摩擦片主要參數(shù)的選擇 采用單片摩擦離合器是利用摩擦來傳遞發(fā)動機扭矩的，為保證可靠度，離合器靜 摩擦力矩 應大于發(fā)動機最大扭矩cTmaxeT 摩擦片的靜壓力： （3.1） maxeC 式中： 離合器后備系數(shù)（ ） 1 發(fā)動機的最大扭矩可由式: (3.2)peenPTmaxmax954 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 12 式中： Kw, r/min。 在 1.1 1.3 之間 ，取 =1.16 ，則75maxeP450pn N.m196maxeT （1）后備系數(shù) 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 時，應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. 要求能夠防 止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車 =1.21.75。結(jié)合設計實際情況，故選擇 =1.5。 則有 可有表 3.2 查得 1.5。 表 3.2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 1.804.00 摩擦片的外徑可有式: （3.3）maxeDTK 為直徑系數(shù)，取值見表 3.3 取 得 D=221.11mm。DK16 表 3.3直徑系數(shù)的取值范圍 車型 直徑系數(shù) DK 乘用車 14.6 16.018.5(單片離合器)最大總質(zhì)量為 1.814.0t 的商用車 13.515.0(雙片離合器) 最大總質(zhì)量大于 14.0t 的商用車 22.524.0 摩擦片的尺寸已系列化和標準化,標準如下表(部分): 表 3.4離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑 Dmm 160 180 200 225 250 280 300 325 內(nèi)徑 dmm 110 125 140 150 155 165 175 190 厚度/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.531C 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585Dd 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 13 單面面積 cm2 106 132 160 221 302 402 466 546 摩擦片的摩擦因數(shù) 取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑磨速f 度等因素?？捎杀?3.5 查得： 摩擦面數(shù) Z 為離合器從動盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩的大小及其結(jié)構(gòu) 尺寸。本題目設計單片離合器，因此 Z=2。離合器間隙 t 是指離合器處于正常接合 狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合 器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。該間隙 t 一般為 34mm。取 t=4mm。 表 3.5摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍 摩擦材料 摩擦因數(shù) f 模壓 0.200.25石棉基材料 編織 0.250.35 銅基 0.250.35粉末冶金材料 鐵基 0.300.50 金屬陶瓷材料 0.4 離合器的靜摩擦力矩為： ccfFZRT （3.4） 與式（3.1）聯(lián)立得： 3max12CfzDTe （3.5） 代入數(shù)據(jù)得：單位壓力 MPa。.0p 表 3.6摩擦片單位壓力的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力 /MPa0p 模壓 0.150.25石棉基材料 編織 0.250.35 模壓粉末冶金材料 編織 0.350.50 金屬陶瓷材料 0.701.50 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 14 3.3 摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化 （1）摩擦片外徑 D（mm）的選取應使最大圓周速度 不超過 6570m/s，即0v m/s m/s （3.6）1.530261063max nveD 76 式中， 為摩擦片最大圓周速度（m/s） ； 為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速(r/min)。0 maxen （2）摩擦片的內(nèi)、外徑比 應在 0.530.70 范圍內(nèi)，即C7.06.53.0 （3）為了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，不同車型 的 值應在一定范圍內(nèi)，最大范圍為 1.24.0。 （4）為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑 d 必須大于減振器振器彈簧位置 直徑 約 50mm，即02R mm 502Rd （5）為反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應 小于其許用值，即 （3.7）0201.4ccc TdDZT 式中， 為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩(N.m/mm 2)，可按表 3.6 選取經(jīng)檢查,合格。0cT 表 3.7單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 離合器規(guī)格 21050325201/cT 028 030 035 040 （6）為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓 力 的最大范圍為 0.111.50MPa,即0p MPa MPa MPa10.23.0p50.1 （7）為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，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摩擦面積滑磨功應小于其許用值,即 （3.8）24dDZW 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 15 式中, 為單位摩擦面積滑磨(J/mm 2)； 為其許用值(J/mm 2)，對于乘用車： J/mm2，對于最大總質(zhì)量小于 6.0t 的商用車： J/mm2，對于最大總40. 3.0 質(zhì)量大于 6.0t 商用車： J/mm2：W 為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總5.0 滑磨功（ J） ，可根據(jù)下式計算 （3.9）20 218graeimn 式中： 為汽車總質(zhì)量(Kg)； 為輪胎滾動半徑（ m） ； 為汽車起步時所用變速器amr gi 擋位的傳動比； 為主減速器傳動比； 為發(fā)動機轉(zhuǎn)速 r/min，計算時乘用車取0i en r/min，商用車取 r/min。其中： m 201517.60i 913.5gi 6.0r Kg 代入式（3.9）得 J，代入式（3.8）得435am5243W ，合格。.7. （8）離合器接合的溫升 mct 式中：t 為壓盤溫升,不超過 C；c 為壓盤的比熱容， J/(KgC)；108 4.81c 為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤； ， 為壓盤的質(zhì)量5.0 Kg15.3m 代入， C，合格。764t 3.4 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 3.4.1. 比較 H/h 的選擇 此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，分析式（3.10）中載荷與變形 1 之間的函 數(shù)關(guān)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hH2hH 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 3.2。 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 1.52 范圍內(nèi)選取。常用的膜片彈簧板厚為 24mm，本設計 ，h=3mm ，2hH 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 16 則 H=6mm 。 3.4.2. R/r 選擇 通過分析表明，R/r 越小，應力越高，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。本設計中取 ，摩擦片的平均半徑 mm， 取25.1rR 75.934dDRc cRr mm 則 mm 取整 mm 則 。94r.718R2.1r 1- 2- 3-2/hH2/h2/hH 4- 5- / 圖 3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線 3.4.3.圓錐底角 汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角 一般在 范圍內(nèi)，本設計中159 得 在 之間，合格。分離指數(shù)常取rRHrarctn32.14 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。 3.4.4.切槽寬度 mm， mm，取 mm， mm， 應滿足5.321109231102er 的要求。er 3.4.5. 壓盤加載點半徑 和支承環(huán)加載點半徑 的確定1R1r 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，1r1 16 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 17 mm。膜片彈簧應用優(yōu)質(zhì)高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內(nèi)961r 常用的碟簧材料的為 60SizMnA，當量應力可取為 16001700N/mm 2。 3.4.6. 公差與精度 離合器蓋的膜片彈簧支承處，要具有大的剛度和高的尺寸精度，壓力盤高度（從 承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支承環(huán)和支承鉚釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要 好。 3.5 膜片彈簧的優(yōu)化設計 （1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的 與初始錐角 應在hHrRH 一定范圍內(nèi)，即 2.6.115349rR （2）彈簧各部分有關(guān)尺寸的比值應符合一定的范圍，即 .2.0.1r106787hR （3）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，1R1r 即 推式： 24/)(1DRd 拉式： 5.12/9475.3r （4）根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置要求， 與 ， 與 之差應在一定范圍內(nèi)選取，即1f062R01r40f （5）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)選取，即 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 18 推式： 5.43.21rRf 拉式： 0.95.1f 由（4）和（5）得 r=34mm，r 0=32mm。 3.6 膜片彈簧的載荷與變形關(guān)系 碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，見圖 3.3，它具有獨特的彈性特征，廣泛應用于 機械制造業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向 槽隔開的掛狀部分分離指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的碟形彈簧 完全相同（當加載點相同時） 。因此，碟形彈簧有關(guān)設計公式對膜片彈簧也適用。通 過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點處，用 F1 表示，加載點間的相對變形（軸向）為 1，則壓緊力 F1與變形 1之間的關(guān)系式為: （3.10） 21121211 hrR2HrRr/In6EhF 式中： E彈性模量，對于鋼， aMPE50. 泊松比，對于鋼，=0.3 H膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內(nèi)錐高度 h彈簧鋼板厚度 R彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑 r彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑 R1壓盤加載點半徑 r1支承環(huán)加載點半徑 代入（3.10）得 （3.11） 121311 5.97356.7.48fF 對（3.11）式求一次導數(shù)，可解出 1=F1的凹凸點，求二次導數(shù)可得拐點。 凸點： mm 時， N96.21.F 凹點： mm 時， N047986741 拐點： mm 時， N5123 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 19 圖 3.3膜片彈簧的尺寸簡圖 表 3.8膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù) R r R1 r1 H h 118 94 116 96 6 3 2、當離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設分離軸承對膜片彈簧指所加的 載荷為 F2，對應此載荷作用點的變形為 2。由 11123.0FrRFf （3.12） 112.f （3.13） 表 3.9膜片彈簧工作點的數(shù)據(jù)1 2.96 7.04 52 9.18 2.182 15.51F 11796.93 6748.98 92732 3775.02 2159.67 2967.36 膜片彈簧工作點位置的選擇。從膜片彈簧的彈性特性曲線圖分析出，該曲線的拐點 H 對應著膜片彈簧壓平位置，而 211NMH。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H110.8 ,以保證摩擦片在最大磨損限度 范圍內(nèi)壓緊力從 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 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 20 盡量靠近 N 點。為了保證摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞傳矩，并考慮摩擦因數(shù)的下降， 摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力 F1A應大于或等于新摩擦片時的壓緊力 F1B，見圖 3.4。 3.7 膜片彈簧的應力計算 假定膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點 O 轉(zhuǎn)動（圖 3.4） 。斷面在 O 點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，故該點的切向應力為零，O 點以外的 點均存在切向應變和切向應力?，F(xiàn)選定坐標于子午斷面，使坐標原點位于中性點 O。 令 X 軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點的切向應力為： （3.14）xey2/1E2t 圖 3.4 膜片彈簧工作點位置 式中 碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)角（從自由狀態(tài)算起） 碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角 e 碟簧部分子午斷面內(nèi)中性點的半徑 e=（R-r）/In(R/r) （3.15） 為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將（3.14）式寫成 Y 與 X 軸的關(guān)系式： Ee1E12Yt2t2t （3.16） 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 21 圖 3.5 切向應力在子午斷面的分布 由上式可知，當膜片彈簧變形位置 一定時，一定的切向應力 t在 X-Y 坐標 系里呈線性分布。 當 時 ，因為 的值很小，我們可以將 看成0tX)2(Y)2()2( ，由上式可寫成 。此式表明，對于一定的零應力分布在中性)2(tgtg 點 O 而與 X 軸承 角的直線上。從式（3.16）可以看出當 時無論取任何)( eX 值，都有 。顯然，零應力直線為 K 點與 O 點的連線，在零應力直線內(nèi)e2Y 側(cè)為壓應力區(qū)，外側(cè)位拉應力區(qū)，等應力直線離應力直線越遠，其應力越高。由此可 知，碟簧部分內(nèi)緣點 B 處切向壓應力最大，A 處切向拉應力最大，分析表明，B 點的 切向應力最大，計算膜片彈簧的應力只需校核 B 處應力就可以了，將 B 點的坐標 X=（e-r）和 Y=h/2 代入（3.17）式有： （3.17）2212 hdreretB 令 可以求出切向壓應力達極大值的轉(zhuǎn)角0dt reP 由于： mm5.10)94/8ln()l(rRe 所以： ， N/mm238.0P-2047.39tB B 點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力 F2作用下還受有彎曲應力： 2rfrBhbn6 （3.18） 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 22 式中 n分離指數(shù)目 n=18 br單個分離指的根部寬 mm17.832120r 因此： N/mm280.69rB 由于 rB是與切向壓應力 tB垂直的拉應力，所以根據(jù)最大剪應力強度理論，B 點的當量應力為： N/mm259.137.2048.69tBrBj N/mm27jj 膜片彈簧的設計應力一般都稍高于材料的局限，為提高膜片彈簧的承載能力，一 般要經(jīng)過以下工藝：先對其進行調(diào)質(zhì)處理，得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏體， 對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持 1214h） ，使其高應力區(qū)產(chǎn)生塑性變 形以產(chǎn)生殘余反向應力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，提高彈簧疲勞壽命，對 分離指進行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。 故膜片彈簧和當量應力不超出允許應力范圍，所以用設數(shù)據(jù)合適。 3.8 扭轉(zhuǎn)減震器設計 扭轉(zhuǎn)減震器主要由彈性元件和阻尼元件等組成。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)的某階段固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振 頻，使之盡可能避開發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量激勵起的共振；詳細見圖 3.6。 減震器極限轉(zhuǎn)矩 Nm2945.1maxejT 摩擦轉(zhuǎn)矩 Nm8.70u 預緊轉(zhuǎn)矩 Nm1.maxen 極限轉(zhuǎn)角 23j 扭轉(zhuǎn)角剛度 Nm/rad 81jTk 3.9 減振彈簧的設計 1減振彈簧的安裝位置 ，2)75.06.(0dR 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 23 結(jié)合 mm，得 取 49mm，則 。 502Rd0R653.02dR 2全部減振彈簧總的工作負荷 ZP N601RTj 3單個減振彈簧的工作負荷 NZP 式中 Z 為減振彈簧的個數(shù)，按表 3.10 選擇： 取 Z=6 表 3.10減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片的外徑 D/mm 225250 250325 325350 350 Z 46 68 810 10 4減振彈簧尺寸 （1）選擇材料，計算許用應力 根據(jù)機械原理與設計(機械工業(yè)出版社)采用 65Mn 彈簧鋼絲， 設彈簧絲直徑 mm, MPa, MPa。4d620b8105.b 圖 3.6 扭轉(zhuǎn)減振器 （2）選擇旋繞比，計算曲度系數(shù) 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 24 根據(jù)下表選擇旋繞比 表 3.11旋繞比的薦用范圍 d/mm 4.0215.2.65.17428 C 17209446 確定旋繞比 ，曲度系數(shù) 0.)()4( CCK （3）強度計算 mm，與原來的 d 接近，合格。482KFdj 中徑 mm；外徑 mm162CD20D （4）極限轉(zhuǎn)角 取 ，則 mm132arcsin0Rlj823.j269.3l （5）剛度計算 彈簧剛度 mm95.)(21lFk 其中， 為最小工作力，2F1.0 彈簧的切變模量 MPa，則彈簧的工作圈數(shù)8G086.431kCGdFnl 取 ，總?cè)?shù)為4n61n （6）彈簧的最小高度 mm16mindl （7）減振彈簧的總變形量 mm538.kPl （8）減振彈簧的自由高度 mm.2min0ll （9）減振彈簧預緊變形量 mm538.01kZRTl 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 25 （10）減振彈簧的安裝高度 mm210ll （11）定位鉚釘?shù)陌惭b位置 取 mm，則 ，52R8593647.j mm， mm， ，合格。30.l .1k12.n 3.10 從動盤轂 從動盤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 D 與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩 由表 3.12 選取：maxeT 一般取 1.01.4 倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表 面和心部硬度一般 2632HRC。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，應進行高頻處理。取 ， mm，10n35D mm， mm， mm， MPa。28d4t35l2.10c 驗證：擠壓應力的計算公式為： nltR 式中，P 為花鍵的齒側(cè)面壓力，它由下式確定： ZdDTPe)(4max 從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底， ， 分別為花鍵的內(nèi)外徑；Dd Z 為從動盤轂的數(shù)目；取 Z=1 h 為花鍵齒工作高度； 2/)(dDh 得 N， MPa MPa，合格。4.12P16.0c. 表 3.12花健的選取 花健尺寸摩擦片的 外徑 /mmD/N.mmaxeT齒數(shù) n 外徑 /mmD內(nèi)徑 /mmd齒厚 /mmt有效齒長 l擠壓應力 /MPac 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 26 /mm 160 49 10 23 18 3 20 98 180 69 10 26 21 3 20 116 200 108 10 29 23 4 25 111 225 147 10 32 26 4 30 113 250 196 10 35 28 4 35 102 280 275 10 35 32 4 40 125 300 304 10 40 32 5 40 105 325 373 10 40 32 5 45 114 350 471 10 40 32 5 50 130 3.11 從動軸的計算 1選材 40Cr 調(diào)質(zhì)鋼可用于載荷較大而無很大沖擊的重要軸，初選 40Cr 調(diào)質(zhì) 。 2確定軸的直徑 3nPAd 式中，A 為由材料與受載情況決定的系數(shù)，見表 3.13: 表 3.13軸常用幾種材料的 及 A 值 軸的材料 Q235-A，20 Q275，35 （1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn 38SiMnMo,3Cr13aMP/ 1525 2035 2545 3556 A 149126 135112 126103 11297 取 ，n 為軸的轉(zhuǎn)速， r/min，則10450n d25.54mm，取 mm。36d 3.12 分離軸承的壽命計算 分離軸承的參數(shù) 表 3.14 分離軸承參數(shù)表 型號 Cr pf n 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 27 7014C 48.2KN 1.2 3 4500r/min 則由下式： )(601PCnLhrpFf 得： h4913h 3.13 本章小結(jié) 本章重點闡述了膜片彈簧離合器的設計過程，根據(jù)所選車型的技術(shù)參數(shù)設計各零 部件尺寸大小及其組成部分，并進行參數(shù)校核。通過校核確定參數(shù)選取是正確的，能 夠保證離合器正常工作及其使用壽命長。其中主要設計的零件有：摩擦片、從動盤、 膜片彈簧、扭轉(zhuǎn)減震器、分離裝置。 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 28 第 4 章 離合器操縱機構(gòu)設計 汽車離合器操縱機構(gòu)是