《離合器設計》word版

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1、目錄 1.設計方案概述 3 1.1 離合器設計的任務 3 1.2 設計原則、目標 3 2 離合器結構方案選擇 4 2.1離合器種類選擇 4 2.2從動盤數(shù)選擇 4 2.3壓緊彈簧和布置形式選擇 4 2.4壓盤驅動形式選擇 5 2.5扭轉減振器 5 2.6離合器的操縱機構選擇 5 3離合器主要參數(shù)的選擇 6 3.1摩擦片 6 3.1.1 后備系數(shù) 6 3.1.2 單位壓力 6 3.1.3摩擦片外徑D,內徑d和厚度h 3.1.4摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙At的確定 7 3.1.5摩擦片參數(shù)約束條件的檢驗 7 3.2從動盤

2、 7 3.2.1從動片的結構形式、材料及基本尺寸 8 3.2.2 從動盤轂 8 3.2.3 從動盤摩擦材料 8 3.3壓盤和離合器蓋 9 3.3.1 壓盤傳力方式的選擇 9 3.3.2 壓盤幾何尺寸的確定 9 3.3. 3 壓盤及傳動片的材料 10 3.3.4 傳動片的設計及強度校核 10 3.3.5 離合器蓋設計 11 3.4 膜片彈簧設計 12 3.4.1 H/h比值選擇 12 3 . 4 . 2膜片彈簧工作點位置的選擇 12 3.4.3比值R/r和R、r的確定 13 3.4.4膜片彈簧起始圓錐底角a的選擇 13 3.4.5膜片彈簧小端半徑

3、r及分離軸承作用半徑r 13 f p 3.4.6爪數(shù)目n和切槽寬度61、窗孔槽寬度62及半徑rc 13 3.4.7支承環(huán)平均半徑L和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑1 13 3.4.8 膜片彈簧及工藝 13 3.5扭轉減振器主要參數(shù)的選擇 14 3.5.1極限轉矩Tj 14 3.5.2扭轉角剛度k 15 3.5.3 阻尼摩擦轉矩 T 15 3.5.4預緊轉矩 T 15 n 3.5.5減振彈簧的位置半徑Ro 15 3.5.6減振彈簧個數(shù)Z 16 3.5.7減振彈簧總壓力'F 16 工 3.5.8極限轉角針申 16 3.5.9減振彈簧計算 16 3

4、.6分離軸承總成設計 18 結論及參考文獻 19 附錄 20 1.設計方案概述 本設計進行的是客車離合器總成的設計，通過對對給定汽車參數(shù)的分析，確定離合 器結構方案，并計算離合器主要參數(shù)，最后繪制離合器總成圖。 設計已知參數(shù)如下： 根據(jù)以上參數(shù)查相關車型標準得： 車型 最大車速(Km . 比功率(Kw . t i) 比轉矩(N . m . h i) 11) 客車 100 12 35 根據(jù)以上參數(shù)查相關車型標準得： 額定 裝載 質量 (kg) 最大總 質量 (kg) 最大車 速(Km -h i) 比功率 (K

5、w . 廣i) 比轉矩 (N . m .廣i) 變速器 一檔傳 動比i g 主減速 比i。 輪胎型號 6000 10720 100 12 35 7.64 5.897 8.25R20 摩擦離合器主要由主動部分(發(fā)動機飛輪、離合器蓋和壓盤等)、從動部分(從動 盤)、壓緊機構(壓緊彈簧)和操縱機構(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件 等)四部分組成。 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、從動部分分離的裝置。 汽車離合器設計的基本要求: (1) 在任何行駛條件下，能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩。 (2

6、) 接合時平順柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 (3) 分離時要迅速、徹底。 (4) 從動部分轉動慣量小，減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊。 (5) 有良好的吸熱能力和通風散熱效果，保證離合器的使用壽命。 (6) 避免傳動系產生扭轉共振，具有吸收振動、緩和沖擊的能力。 (7) 操縱輕便、準確。 (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， 保證有穩(wěn)定的工作性能。 (9) 應有足夠的強度和良好的動平衡。 (10) 結構應簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調整方便等。 1.1 離合器設計的任務 (1) 從技術先進性、生產合理性和使用要求出發(fā)，正確選

7、擇性能指標、質量和主要 尺寸參數(shù)，提出總成設計方案，為各零件設計提供整體參數(shù)和設計要求； (2) 對各零件進行合理布置和運動校核； (3) 對整體性能進行計算和控制，保證汽車主要性能指標實現(xiàn)； (4) 協(xié)調好整體總成與零件之間的匹配關系，配合零件完成布置設計，使整體的性能、可靠性 達到設計要求。 1.2 設計原則、目標 (1) 離合器的選型應根據(jù)汽車型譜、市場需求、產品的技術發(fā)展趨勢和企業(yè)的產 品發(fā)展規(guī)劃進行。 (2) 選型應在對同類型產品進行深入的市場調查、使用調查、生產工藝調查、樣 車結構分析與性能分析及全面的技術、進行分析的基礎上進行 (3) 應從已有的基礎出發(fā)，對原有離合

8、器和引進的樣本進行分析比較，繼承優(yōu)點 消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先進技術與結構，開發(fā)新型離合器。 (4) 涉及應遵守有關標準、規(guī)范、法規(guī)、法律，不得侵犯他人專利。 (5) 力求零件標準化、部件通用化、產品系列化。 2 離合器結構方案選擇 根據(jù)設計原則，目標和用戶的需求特點，設計人員要提出被開發(fā)離合器的整體結構 方案，主要包括以下幾部分： （1）離合器種類選擇 （2）從動盤數(shù)選擇 （3）壓緊彈簧和布置形式選擇 （4）壓盤驅動形式選擇 （5）扭轉減振器 （6）離合器的操縱機構選擇 2.1 離合器種類選擇 離合器有摩擦式，電磁式，液力式三種類型。離合器大都根據(jù)摩擦原理設

9、計的。摩 擦式應用廣泛。摩擦式工作表面形狀包括錐形、鼓形和盤形，錐形和鼓形其從動部分轉 動慣量太大，引起變速器換檔困難，且結合不夠柔和，易卡住。 故選擇盤形摩擦式離合器。 2.2 從動盤數(shù)選擇 單片離合器（圖2-1）結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分 轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底、接合平順。 雙片離合器（圖 2-2）傳遞轉矩的能力較大，徑向尺寸較小，踏板力較小，接合較 為平順。但中間壓盤通風散熱不良，分離也不夠徹底。 多片離合器主要用于行星齒輪變速器換擋機構中。它具有接合平順柔和、摩擦表面 溫度較低、磨損較小，使用壽命長等優(yōu)點，主要應用于重型牽引車和自卸車上

10、。 對于 10噸的客車，選擇單片離合器。 圖2-2雙片離合器 圖2 -1單片離合器 2?3壓緊彈簧和布置形式選擇 周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞扭矩的能 力降低，另外，彈簧到它定位面上，造成接觸部位嚴重磨損，會出現(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。中 央彈簧此結構軸向尺寸大。斜置彈簧在重型汽車上使用，突出優(yōu)點是工作性能十分穩(wěn)定， 踏板力較小。膜片彈簧彈簧壓力在摩擦片允許范圍內基本不變，能保持傳遞的轉矩大致 不變，另外它兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，質量小。 由于它大斷面環(huán)形與壓盤接觸，其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，提高使用壽命，平 衡性好。

11、推式摸片彈簧結構簡單，安裝拆卸較簡單，分離行程比拉式小。 故選擇推式膜片斜置彈簧。（圖2-3） 圖2-3推式膜片彈簧離合器 2.4壓盤驅動形式選擇 窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們缺點是在聯(lián)接件間有間隙，在驅動中將產生沖擊噪聲， 而且零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低離合器傳動效率。傳動片式此結構中壓盤與飛 輪對中性好，使用平衡性好，簡單可，壽命長。 故選擇傳動片式。 2.5扭轉減振器 它能降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率，增 加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭振，控制動 力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭振與噪聲

12、，緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖 擊載荷和改善離合器的接合平順性。 故要有扭轉減振器。 2.6離合器的操縱機構選擇 離合器操縱機構按分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣 壓助力機械式、氣壓助力液壓式等等。 機械式操縱機構有杠系和繩索兩種傳動形式，杠系傳動結構簡單，工作可靠，但是 傳動效率低，質量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠距離操縱桿系，布置 困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命短，機構效率不高。 機械式操縱機構一般用于排量 1.6L 以下的汽車離合器。對于大排量的客車，應采 用液壓式操縱機構。液壓操縱機構有如下優(yōu)點： （1）液壓式操縱，機構傳動效

13、率高，質量小，布置方便；便于采用吊掛踏板，從 而容易密封，不會因駕駛室和車架的變形及發(fā)動機的振動而產生運動干涉； （2）可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動系產生的動載荷。 故選擇液壓式操縱機構。 3離合器主要參數(shù)的選擇 設計內容 計算及說明 結果 3.1摩擦片 后備系數(shù)B是離合器一個重要設計參數(shù)，它反映了離 3.1.1后備系數(shù) 合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇B時，應保 證離合器應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、要防止離合器 滑磨過大、要能防止傳動系過載。因此，在選擇B時應考 慮以下幾點： 1） 為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩，B不宜選取太小； 2） 為減少

14、傳動系過載，保證操縱輕便，B又不宜選取 太大； 3） 當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，B可選 取小些； 4） 當使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離合器 滑磨，B應選取大些； 5） 汽車總質量越大，B也應選得越大； 6） 柴油機工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的B值 應比汽油機大些； 7） 發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，B可選取小些； 8） 膜片彈簧離合器選取的B值可比螺旋彈簧離合器小 些； 9） 雙片離合器的B值應大于單片離合器。 初取P=1.6 [3=1.6 3.1.2單位壓力 3.1.3摩擦片外徑 D,內徑d和厚度h 單位壓力P0對離合器工

15、作性能和使用壽命有很大影 響，選取時應考慮離合器的工作條件，發(fā)動機后備功率大 小，摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。 離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數(shù)較小時，P0應取 小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱 負荷，po應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大po。 本次設計中摩擦片用石棉基材料 P =0.10?0.35MPa 0 取 P=0.15MPa P=0.15MPa 3.1.4摩擦因數(shù)f、摩 擦面數(shù)Z和離合器 間隙At的確定 3.1.5摩擦片參數(shù)約 束條件的檢驗 D 二 kD *廠 對于客車單片離合器，取k =16.0。 D ^=35x1052

16、= 3752 得 D=309.9mm 根據(jù)離合器摩擦片尺寸和系列參數(shù)表（附表1），外 徑D取325mm 摩擦片尺寸應符合尺寸系列標準GB5764--86《汽車 用離合器面蓋片》，所選的D應使摩擦片最大圓周速度不 超過65?70m/s,以免摩擦片發(fā)生飛離。 和 9550x12 ―八… INe max ― 一 3^/41/111111 35 = 0-3 <65^70m/s uir^ C 11 oil 計算得V =55.7<65m/s ???滿足條件 D 根據(jù)離合器摩擦片尺寸和系列參數(shù)表，且D=350mm 得 d=175mm D +J]?&75 七 4 A （面積）=n

17、R 2=0.052m c 根據(jù)附表1,且D=325mm，得摩擦片厚度:h=3.5mm 為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機 的最大轉矩，設計時T應大于發(fā)動機最大轉矩，摩擦因素p 取0.3，校核p即 T 邙T =pxAXRcXZcXp cmax emax 1.6x350=pXO.O52XO.129X2XO.3 P=0.15MPa 故合格，即用石棉基材料合理。 摩擦系數(shù)f=0.30,摩擦面數(shù)Z=2,在操縱機構中采用 間隙自動調整裝置，離合器間隙可以取△t-0。 1） v =n/60Xn x10-3=55.7m/s<65?70m/s。 D emax 2） C' =0.5

18、85,滿足條件 0.53WC'WO.7O。 D=325mm d=190mm h=3.5mm R =128.75 c mm A （面） =0.052m2 摩擦片用石 棉基材料 f=0.30 Z=2 △t=0 3?2從動盤 3.2.1從動片的結構 形式、材料及基本尺 寸 3) 片1.60,滿足條件 1.2WpW4.0。 4) d>2R +50,且 R = ( 0.5 ?0.75 ) d/2,取 0 0 R =65mm。 0 5) T為單位摩擦面積所傳遞的轉矩(N ?m/mm2), C0 [T ]為其許用值(N?m/mm2),根據(jù)附表2選?。? C0 [T

19、 ]=0.0035MPa C0 r,., - 、-0.0034A/F <[r J-0.003： "nz(D2-c/~) a 門 滿足要求。 在從動盤設計時應要滿足以下三個方面的要求： (1) 為減少變速器換擋時齒輪間的沖擊，從動盤的 轉動慣量應盡可能小。 (2) 為保證汽車起步平穩(wěn)，從動盤在軸向應有彈性。 (3) 為避免傳動系扭轉共振和緩和沖擊載荷，從動 盤上應有扭轉減振器。 其主要包含從動片，從動盤轂和摩擦片等零件的結構 選型和設計。 在設計從動片時要盡量減輕其質量，并應使其質量的 分布盡可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。為 了使得離合器結合平順，保證汽車平穩(wěn)起步

20、，單片離合器 的從動片一般都做成具有軸向彈性的結構。具有軸向彈性 的從動片有以下3種結構型式：整體式彈性從動片、分開 式彈性從動片以及組合式彈性從動片。前面兩種結構在小 轎車上采用較多，在載貨汽車上則常用第三種即組合式從 動片。故選組合式從動片。 從動片材料與所用的結構型式有關，不帶波形彈簧片 的從從動片(即整體式)一般用高碳鋼或彈簧剛片沖壓而 成，經熱處理后達到硬度要求。 采用波形片(即分開式或組合式)時，從動片用低碳 鋼，波形片用彈簧鋼。 從動片直徑對照摩擦片尺寸確定。為減小從動盤轉動 慣量，從動片 般較薄，通常為1.3~2.0mm厚鋼板沖壓 而成，取值為1.5mm。從動片的外沿部分

21、(即波形彈簧 那片)厚度在0.65~1.0mm之間，取值為0.8mm。 組合式從動 片 D=325mm d=190mm 從動片厚： 1.5mm 彈簧片厚： 0.8mm n=10 D' =40mm d' =32mm t=5mm h=4mm l=45mm 3.2.2從動盤轂 3.2.3從動盤摩擦 材料 3.3壓盤和離合器蓋 3.3.1壓盤傳力方 式的選擇 花鍵轂裝在變速器第一軸前端，是離合器承受載荷最 大的零件。目前，常采用齒側定心的矩形花鍵，花鍵之間 為動配合。根據(jù)附表3,由從動盤外徑和發(fā)動機轉矩可選 取花鍵的結構尺寸：花鍵齒數(shù)n=10，花鍵外徑 D' =40mm

22、，花鍵內徑 d' =32mm，齒厚 t=5mm，有 效齒長l=45mm，擠壓應力o=11.6MPa。 花鍵齒工作高度山=(D'—d') /2=4mm 花鍵尺寸的強度校核： 花鍵側面壓力 P=4T /(D'+d')Z=4 x375.2/ emax (0.040+0.032)Xl=20844N 4 亠 !_. 宀 r 13600 p 擠 壓 應 力xo ”鑑壓吊nhi = 1.158X io7Pa=11.58PaV 11.6MPa 故花鍵的強度符合要求。 離合器摩擦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，要求摩擦 片應有較好的摩擦性能、較高

23、的摩擦系數(shù)、較小的轉動慣 量，在短時間內可以吸收相對高的能量，且具有較好的耐 磨性能。摩擦的材料基本上有三種：石棉基摩擦材料、有 機摩擦材料以及金屬陶瓷摩擦材料，有機摩擦材料可以滿 足較高的性能標準，成本低等特點，選擇有機摩擦材料。 故選有機摩擦材料。 壓盤設計包括傳力方式的選擇及幾何尺寸的確定兩個 方面。 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機扭矩時，它 和飛輪起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪連接在 起，但這種變化應允許壓盤在離合器分離過程中能自由的 作軸向移動，常用的連接方式有以下幾種：凸臺式、鍵式、 銷式和傳動片式?，F(xiàn)在使用最廣泛的是傳力片的傳動方 式，因為這種連接方式不僅改善了傳

24、力片的受力狀況，還 簡化了壓盤的結構，降低了對裝配精度的要求，并且還有 利于壓盤的定中。 有機摩擦材 料 傳動片式 壓盤外徑 =330mm 壓盤內徑 = 185mm 壓盤厚度為 20mm 3.3.2壓盤幾何尺 寸的確定 3.3. 3壓盤及傳動 片的材料 確定了摩擦片內外徑，與摩擦片相接合的壓盤的內外 徑也就確定下來了。因此壓盤幾何尺寸歸結為確定它的厚 度。 壓盤厚度確定主要依據(jù)以下兩點： 1） 壓盤應該具有足夠的質量，以吸收結合時摩擦產 生的熱量。 2） 壓盤應具有足夠大的強度，以保證受熱時不變形。 壓盤厚度一般為15~25mm。 取壓盤厚度為20mm 在

25、確定壓盤厚度以后，應校對離合器接合一次時的溫 升，它不應超過8?10t. 校核公式如下： ^壓 式中，T -----溫升；0C L——滑磨功；N ? m Y ----分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合 器壓盤Y =0.50; C-----壓盤的比熱；C=544.28 J/ （Kg ? K） m——壓盤的質量，kg; 壓 m u 叩（D2 — d2）h = 11.58 kg 壓 4 一次滑磨功 L=工2（TaC） = 12324.47J 1800 i 2i 2 o g t = 0.5°x 12324.47 °C=0.98°C＜卜］=8?10°C。 544.28

26、 x 11.58 此外，壓盤還應與飛輪保持良好的對中，并要進行靜 平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于15?20g?cm。壓 盤咼度（從支承點到摩擦面的距離）公差要小。 壓盤形狀般都比較復雜，而且要求耐磨、傳熱性好 和具有較理想的摩擦性能 ，故選擇由灰鑄鐵鑄成，并添加少量合金材料，硬度 為 HB170?227。 汽車中間壓盤傳動片采用中碳鋼（35），并進行滲碳處 理。 壓盤灰鑄鐵 加少量合金 傳動片采用 中碳鋼（35），硬 度 HRC55~62， 滲碳處理。 i=3 n=3 b=18mm h=1mm l=80mm d=8mm 圓周半徑 = 180 材料45鋼 E=2.1 X 1

27、0 5 MPa。 3.3.4傳動片的設 計及強度校核 傳動片在膜片彈簧離合器中除了承擔傳遞發(fā)動機的轉 矩外，還要依靠傳動片的彈性作用使壓盤分離。 根據(jù)現(xiàn)有數(shù)據(jù)，初定離合器壓盤傳動片的誰參數(shù)如下： 共設3組傳動片(i=3)，每組3片(n=4)，傳動片的幾 何尺寸為：寬b=18mm，厚h=1mm，傳動片兩孔的距 離l=80mm，孔的直徑d=8mm，傳動片切向布置，圓周 半徑=180mm，傳動片選擇45鋼，彈性模量為E=2.1X 10 5 MPa。 校核傳動片的應動：傳動片的有效長度為 l = l — 1.5d = 80 —1.5 x 8 = 68mm i 傳動片的彎曲總剛度：

28、 K =2 K = 12EJ ni/13 工 n x 1 1 3 1 =12 x 2.1x105 x — x18 x13 x 3 x x = 0.32MN / m 12 683 1000 根據(jù)上述分析，計算以上3中工況的最大驅動應動及 傳動片的最小分離動： (1) 徹底分離時，按設計要求f=0, T =0,由公式可 e 知 b =0。 (2) 壓盤和離合器蓋組裝成蓋總成時，T =0,通過分 e 析計算可知f = 7.67mm，則可計算最大應動： max b = 3fmaxEh = 3x7.6x 2?1x105 x1 = 1035.5MP max 12 682 a

29、1 (3) 離合器傳扭時，分正向驅動與反向驅動，f 出 max 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f =4.74mm。 max ①正向驅動 _ 3 f Eh 6 T f T Q — max — e max max + e max max 12 inRbh 2 inRbh i —3 x 4.74 x 2.1 x 105 x 1 — 68^ —6 x 375.2 x 4.74 x 1000 3 x 3 x 180 x 18 x 12 375.2 x 1000 + 3 x 4 x 180 x 18 x 1 —645.8 — 470.5

30、 + 9.7 3.3.5離合器蓋設 計 3.4膜片彈簧設 計 3.4.1 H/h比值選 擇 —185 MPa ②反向驅動 _ 3 f Eh 6 T f T Q — max — e max max— + e max max 12 inRbh 2 inRbh 1 _ 3 x 4.74 x 2.1 x 10 5 x 1 — 68^ 6 x 375.2 x 4.74 x 1000 + 3 x 3 x 180 x 18 x 12 — 375.2 x 1000 3 x 3 x 180 x 18 x 1 —645.8 + 470.5 — 9.7 —1106.6 M

31、Pa 由上式可知，傳動片的許用應動符合所需的應動要求。 可見壓盤與離合器蓋組裝成總成時最危險，由于計算 載荷時比較保守，明顯偏大，因此傳動片的許用極限可取 其屈服極限。鑒于上述傳動片的應力狀況，應選用80號 鋼。 (4)傳動片的最小分離動F發(fā)生在新裝離合器的時 彈 候，從動盤尚未磨損，離合器在結合狀態(tài)下的彈性彎曲變 形量此時最小，根據(jù)相關數(shù)據(jù)確定f=1.74mm。貝I」： 傳動片彎曲總剛度k =0.32MN/m，當f=1.74mm 時，其彈性恢復動為：” F彈=K X f=0.32 X 10 6 x 1.74/1000=556.8N 符合要求。 使用 5mm 的08鋼板進行沖 壓

32、,采用定位銷對 中。 H/h=1.71 h=3.5 (H=6) 離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動 機的一部分轉矩給壓盤，此外，它還是離合器壓緊彈簧和 分離桿的支承殼體。離合器蓋主要要求離合器蓋具有較好 的剛度，使得在離合器分離的時候能保持不產生較大的變 形，而且在離合器上需要開一些通分窗口，以加強離合器 的冷卻。根據(jù)現(xiàn)有數(shù)據(jù)，初定離合器蓋使用5mm的08 鋼板進行沖壓，采用定位銷對中。 3.4.2膜片彈簧 工作點位置的選擇 入 =3.78mm lb 膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖所示。 Z =2 , c △ S =0

33、.7 0 △入=1.4mm △ S=0.8mm 入=1.6mm if X =x +x 1 lb if =3.78+1.6 =5.38mm 設計膜片彈簧時，要利用其非特性彈性變形規(guī)律，以 獲得最佳使用性能。汽車用膜片彈簧H/h —般在1.6-2.2 之間，板厚h在2-4之間。 取 H/h=1.71 R/r=1.21 R=160mm r=132mm 的彈性特性 曲線 該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且入 =(入+入)/2。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作 1H 1M 1N 點B—般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一 般入=(0. 65?0

34、. 8)H且入，以保證摩擦片在最大磨損 1B 1H 限度△入范圍內壓緊力從F到F變化不大。當分離時， 1B 1A 膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C 點心盡量靠近N點。 a=12.1 B點：新離合器膜片彈簧處于壓緊狀態(tài)時的工作點位 置，一般來說，在該點要保證膜片彈簧有足夠的壓緊力， 滿足P=F ，此時，在壓盤作用處的軸向變形量入 r =32mm f r =33mm p 1 1B =(0. 65?0. 8)H。 1b 入=0.7H=0.7x5.4=3.78mm lb 3.4.3比值R/r和 R、r的確定 A點：為摩擦片磨損到極限的位置

35、。要依據(jù)B點的位置 再由摩擦片總磨損量△入求得。△入=ZAS c 0 △入=Z △S =2X0.7=1.4mm c 0 Z為摩擦片總的工作面數(shù) c △ S為每摩擦工作面最大允許磨損量，在 0.65? 0 1.1mm之間。 3.4.4膜片彈簧起 始圓錐底角a的選擇 C點：為離合器分離時膜片彈簧的光盤內工作位置。 它一般在特性曲線的凹點附近，此時分離力較小。c點的 位置取決于壓盤升程入=Z^S : 1f c △ S=0.8mm 入=Z △S=2X0.8=1.6mm 1f c △S為徹底分離時每對摩擦片面之間的間隙，單片式 可取0.75?1mm,雙片式可取小一點，約為

36、0.5mm 3.4.5膜片彈簧小 端半徑rf及分離軸 承作用半徑r p 比值R/r的關系到碟形材料的利用。通常取R/r 〈1.5mm, 般在1.25左右。膜片彈簧大端半徑R應滿足 結構上的要求而和摩擦片的尺寸相適應：大于摩擦片半徑 d/2。近于摩擦片外半徑D/2。此外，當H, h及H/h不變 時，增加R將有利于降低膜片應力。 3.4.6爪數(shù)目n和 切槽寬度61、窗孔 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角a與內截錐高度H關系 密切，a=arctanH/(R-r) ^H/(R-r)，—般在9 ?15 范圍內。 a=arctan6 /(160-132)= 12.1 ° 槽寬度62及半徑rc

37、rf主要由結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵夕卜 徑以便安裝。分離軸承作用半徑r應大于r。 p f 3.4.7支承環(huán)平均 半徑L和膜片彈簧與 壓盤的接觸半徑l 汽車膜片離合器分離爪數(shù)目n>12, —般為18左右， 采用偶數(shù)，便于制造時模具分度；切槽寬度6約為4mm; 1 窗孔槽寬度6 2(2.5 ~4.5)6 ;半徑r 一般說，(r-r ) 2 1c c 2(0.8~1.4)6 2 拉式膜片彈簧的支承作用半徑靠外，接近R而略小于 R；與壓盤的接觸半徑1在里，盡量接近r而略大于r。 n=18 6 =3.5mm 1 6 =10mm 2 r =122mm

38、 c L=158mm l=136mm 3.4.8膜片彈簧及 工藝 3?5扭轉減振器主要 參數(shù)的選擇 3.5.1極限轉矩Tj 膜片彈簧材料多為60Si2MnA硅錳鋼，許用應力 []1500-1700Mpa。汽車離合器膜片彈簧尺寸要求嚴格， 彈簧自由高度、原始錐角、內徑、外徑、板厚及表面狀態(tài) 等均要嚴格控制，載荷公差控制在8%以內；熱處理：淬 火、回火，回

39、火后硬度為HRC44-50。 扭轉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 的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(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，扭轉減振器具有如下功能： 1） 降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調 諧傳動系扭振固有頻率。 2） 增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并 衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭振。 3） 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

40、與變速器的扭振 與噪聲。 4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離 合器的接合平順性。 減振器的主要參數(shù)是減振器的角剛度K 和減振器的 摩擦力矩T摩，它們決定減振器的衰減傳動系扭轉振動的 能力。減振器的扭轉剛度k和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩 T是兩個主要參數(shù)。其設計參數(shù)還包括極限轉矩T、預緊 卩 j 轉矩Tn和極限轉角申等。 j 極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺 口之間的間隙△ 1（圖3.51）時所能傳遞的最大轉矩， 即限位銷起作用時的轉矩。它與發(fā)動機最大轉矩有 關，般可取 T =562.8N. J m k =619.1 N ? m/ rad T 二（1.

41、5 ?2.0）T j e max T =45.02N.m 式中，客車：系數(shù)取1.5 7/ = 1.5x375.2 = 56W-m 3.5.2扭轉角剛度k 圖第i減振器尺寸簡圈 T =30.02 n N.m 3.5.3阻尼摩擦轉 矩T 為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的 扭轉剛度k，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉 速范圍內。 k決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸 (圖 3.51)。 設減振彈簧分布在半徑為 R的圓周上，當從動 0 片相對從動盤轂轉過9弧度時，彈簧相應變形量為 R。9。此時所需加在從動片上的轉矩為 T = 1000KZ

42、 R 29 j 0 式中，T為使從動片相對從動盤轂轉過 9弧度所 需加的轉矩(N ? m); K為每個減振彈簧的線剛度(N /mm); Z為減振彈簧個數(shù)；Ro為減振彈簧位置半 j 徑(m)。 根據(jù)扭轉剛度的定義，k二T/9則 9 k = 100KZ R 2 9 j 0 式中，k為減振器扭轉剛度(N?m/rad)。 9 設計時可按經驗來初選是k 9 k < 13 T 9 j 取k =1.1 T =619.1 N ? m/rad 9 j 由于減振器扭轉剛度是，受結構及發(fā)動機最大轉矩的 限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有 R =66.5 0

43、 mm Z =8 j F 尹463N 9 =10O j 效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩 3.5.4預緊轉矩T n 3.5.5減振彈簧的位 置半徑Ro 3.5.6減振彈簧個數(shù) Z j 3.5.7減振彈簧總壓 力F 工 3.5.8極限轉角針 j T 般可按下式初選 T = (0.06?0.17)T 卩 e max 取 T =0.

44、12T =45.02N.m 卩 emax 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，T增 n 加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但 是T不應大于T，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前 n 卩 停止工作，故取 T =0.08 T =30.02 N.m n emax R的尺寸應盡可能大些，一般取 0 R 二(0.60 - 0.75)- 0 2 取 尺=0.7 xy = 66.5^?^ Z參照附表4選取。 取Z =8 j 當限位銷與從動盤轂之間的間隙△ 1或厶2被消 除，減振彈簧傳遞轉矩達到最大值時 T，減振彈簧受 到的壓力F為 ‘ E F 二 T

45、 /R =8463N 2 j 0 減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩時，從動片 相對從動盤轂的極限轉角p為 ―2 — j 2 R 0 式中，AL為減振彈簧的工作變形量。 p通常取3。?12。，對平順性要求高或對工作不 均勻的發(fā)動機，p取上限。 j D =14mm C d =4mm i k=232.8 N/mm n=6 l =26.4m min m Al =4.5mm l =30.9mm 0 Al' =0.4mm l=30.5mm =4.0° d' =10mm 3.5.9減振彈簧計算 取申=10。 j 1） 由于

46、減振彈簧的作用半徑R =66.5mm ,減振 0 彈簧個數(shù)Z =8,減振彈簧總壓力f =8463N,則單個 j 乞 減振彈簧的工作負荷P= F / Z =8463/8=1057.88N。 _ Y j 2） 彈簧中徑D通常取11?15mm左右，初選 C D =14mm. C 3） 彈簧鋼絲直徑d二3；8P? Dc 1斗兀[T ] 式中：扭轉許用應力[]=5500~6000kg/cm2; d】 圓墊的標準值，一般取d=3~4mm左右。 帶入相關數(shù)據(jù)，取d =4mmo 1 4） 減振彈簧剛度k= 行 =232.8 N/mmo lOOOR 2n i A=26mm

47、A]=27.5m m 5） 彈簧有效圈數(shù)i二GdZ =4.27,則減振彈簧總圈數(shù) 8D 3 k C n=i+（1.5?2）,取 n=6o 6） 減振彈簧最小高度1即彈簧在最大工作負荷下的 min 工作長度，考慮到彈簧壓縮各圈之間仍需留一定的間隙， 可取 1 =n（d+6）Q1.1d n=26.4mm。 min 1 1 7） 減振彈簧總變形Al二p/k =4.5mm。 8） 減振彈簧自由高度1=1 + Al =30.9mm。 0 min B=10.5mm 9） 減振彈簧預變形量Al'=丄—=0.4mm。 kZR 10） 減振彈簧安裝高度1= 1-Al0=3O.5m

48、m。 0 推式自動調 心式分離軸承裝 11） 從動片相對于從動盤轂的最大轉角 a = 2arcsin（Al''/2R ） = 2arcsin（A；^Al） =4.0°。 12） 限位銷直徑d'按結1 構布置選定，一般 d' =9.5~12mm 取 d' =10mm。 13） 從動盤轂缺口寬度B及彈簧安裝窗口尺寸A： 為充分利用減振器的緩沖作用，將從動片上的部分窗 口尺寸做得比從動盤轂上的窗口尺寸稍大一些。 3?6分離軸承總 成設計 3. 5. 2 (X減振器彈簧窗口尺寸 一般推薦：A - A = a = 1.4 ?1.6 mm;—般取 A=25 i 27 mm。 取A

49、=26mm, A =26+1.5=27.5mm 從動片上缺口 B與限位銷直徑d'之間的間隙和 △ 2做得不一樣，并使△ >△,這樣可以緩和更大的沖擊。 2 1 從動盤轂缺口 B = d，+ A + A 1 2 取厶 =0.2mm，A =0.3mm 1 2 B=10+0.2+0.3=10.5mm 分離軸承的形式采用接觸推力球軸承，分離軸承裝置 采用推式自動調心式?？傮w布置見下圖3.6.1。 3. 6. 1推式自動調心式■分離宇酥裝置 1-內圈旋轉式分離軸承A波影彈簧 冷由耀 5離套筒 設計總結

50、 本設計根據(jù)給出的設計要求和原始設計參數(shù)，以及拉式膜片彈簧離合器及其操縱機 構的工作原理和使用要求，通過對其工作原理的闡述、結構方案的比較和選擇、相關零 件參數(shù)的計算，大致確定了離合器及其操縱機構的基本結構和主要尺寸以及制造相關零 部件所用的材料。 結構方面：根據(jù)設計要求，考慮到使用條件和其顯著的優(yōu)點，選用帶扭轉減振器的 單片推式膜片彈簧離合器，壓盤驅動方式采用傳動片傳動，分離軸承采用自動調心式分 離軸承，操縱機構采用液壓式。 計算方

51、面：確定了離合器的主要參數(shù)B, P0,D,d，結果按照基本公式運算得出并通 過約束條件，檢驗合格。根據(jù)膜片彈簧基本參數(shù)之間的約束關系，初步確定了膜片彈簧 的尺寸參數(shù)，并通過優(yōu)化程序得出了膜片彈簧尺寸的優(yōu)化值，并進一步確定了膜片彈簧 的工作點，同時進行了強度校核。確定了扭轉減振器和變速器的主要尺寸。 選材方面：摩擦片選用編織石棉基材料，保證其有足夠的強度和耐磨性、熱穩(wěn)定性、 磨合性，不會發(fā)生粘著現(xiàn)象。膜片彈簧采用65Si2MnA，其中所含硅成分提高了機件 的彈性，所含錳，加強了耐高溫性；傳動片采用 80 剛，滿足其強度需要；壓盤采用 HT200,提高了耐磨性；離合器蓋從用鑄鐵，提高了散熱能力。

52、 綜上所述，本次設計遵從了：（1）分離徹底；（2）接合柔和；（3）操縱輕便，工 作特征穩(wěn)定；（4）從動部分轉動慣量小的設計要點，數(shù)據(jù)全部通過約束條件檢驗，原件 所使用的材料基本上符合耐磨，耐壓和耐高溫的要求，而且離合器尺寸合適，適宜安裝， 能最高效率傳遞發(fā)動機扭矩，符合計劃書及國家標準。 由于水平有限，我在設計中不免出現(xiàn)偏頗和錯誤，希望老師批評指正。 參考文獻： 1、 《汽車設計》，［日］，小田柿浩三，機械工業(yè)出版社； 2、 《汽車設計》，吉林工大汽車教研室，機械工業(yè)出版社 3、 《汽車設計》，王望予，吉林工大，機械工業(yè)出版社； 4、 《汽車工程手冊》第二分冊，機械工業(yè)出版社；

53、 5、《離合器》，徐石安等編，人民交通出版社； 6、《汽車設計手冊》，林秉華 附錄 附表1 離合器設計參數(shù)表 夕卜徑 D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 內徑 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 d/mm 厚度 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 /mm

54、 C' =d 0.68 0.64 0.70 0.66 0.62 0.58 0.58 0.58 0.55 0.54 0.54 0.53 /D 7 4 0 7 0 9 3 5 7 0 3 5 0.67 0.66 0.65 0.70 0.76 0.79 0.80 0.80 0.82 0.84 0.84 0.84 1-C13 6 7 7 3 2 6 2 0 7 3 0 7 單面面 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729

55、908 103 積 7 附表2單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值（N?m/mm2） 離合器規(guī)格D/mm <210 >210 ?250 >250?325 >325 [TC0]x10-2 0.28 0.30 0.35 0.40 附表 3 從動盤轂花鍵尺寸系列 從動盤外 D/mm 發(fā)動機轉 矩 T/N?m 花鍵齒數(shù) n 花鍵外徑 D' /mm 花鍵內徑 d' /mm 齒 厚 b/mm 有效齒長 l/mm 擠壓應力 o/Mpa 160 50 10 263 18 3 20

56、 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 380 600 10 40 32 5 55 15.2 410 720 10 45 36 5 60 13.1 430 800 10 45 36 5 65 13.5 450 950 10 52 41 6 65 12.5 附表 4 減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片外徑D/mm 225-250 250--325 325--350 >350 車 4-6 6--8 8?10 >10 文本僅供參考，感謝下載！