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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I 目 錄 摘要 . Abstract. 第 1 章 緒 論 .4 1.1 研究目的 .4 1.2 研究背景 .4 1.3 研究現(xiàn)狀 .4 1.4 研究內容 .5 第 2 章 離合器結構方案選取 .7 2.1 設計參數(shù) .7 2.2 離合器形式的選擇.7 2.3 壓緊彈簧和布置形式的選擇 .8 2.4 壓盤的驅動方式 .9 2.5 離合器的通風散熱措施 .10 2.6 分離軸承類型 .10 2.7 本章小結 .11 第 3 章 離合器主要參數(shù)的 確定 .12 3.1 摩擦片尺寸的確定 .12 3.2 離合器 后備系數(shù)的 確定.12b 3.3 單位壓力 P 的確定 .13 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 II 3.4 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 .14 3.5 本章小結 .15 第 4 章 離合器從動盤總成設計 .16 4.1 從動盤結構介紹 .16 4.2 摩擦片的材料選取及固緊方式.17 4.3 從動盤轂的設計 .18 4.4 從動片的設計 .20 4.5 扭轉減振器的設計.21 4.5.1 扭轉減振器的功能 .21 4.5.2 扭轉減振器的結構類型的選擇 .21 4.6 減振彈簧設計 .23 4.7 本章小結 .25 第 5 章 離合器蓋總成的設計 .26 5.1 壓盤傳力方式的選擇 .26 5.2 壓盤幾何尺寸的確定 .26 5.3 壓盤材料的選擇 .27 5.4 傳動片片幾何尺寸的確定 及材料選擇 .27 5.5 離合器蓋的設計 .29 5.6 支撐環(huán)的設計 .29 5.7 離合器分離套筒和分離軸承的設計.30 5.8 本章小結 .31 第 6 章 離合器膜片彈簧的設計 .32 6.1 膜片彈簧的結構特點 .32 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 III 6.2 膜片彈簧的變形特性 .32 6.3 膜片彈簧的彈性變形特性 .33 6.4 膜片彈簧的參數(shù)尺寸確定 .34 6.4.1 H/h 比值的選取 .35 6.4.2 R 及 R/r 確定 .35 6.4.3 膜片彈簧起始圓錐底角 .36 6.4.4 膜片彈簧小端半徑 r f及分離軸承的作用半徑 r p.36 6.4.5 分離指數(shù)目 n、切槽寬 1、窗孔槽寬 2、及半徑 r e.36 6.4.6 支承環(huán)的作用半徑 l 和膜片與壓盤接觸半徑 L.36 6.4.7 膜片彈簧材 料選擇 .36 6.5 膜片彈簧的計算與強度校核 .36 6.6 本章小結 .40 第 7 章 離合器操縱機 構的設計 .41 7.1 操縱機構踏板力和行程 .41 7.2 操縱機構的結構形式 .41 7.3 操縱機構的設計計算 .42 7.4 本章小結 .43 結 論 .44 參考文獻.45 致謝 .47 附錄 A .48 附錄 B.51 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 第 1 章 緒 論 1.1 研究動機與目的 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。 1.2 研究背景 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。 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。 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。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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 1.3 研究現(xiàn)狀 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。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。 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 802000N.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 1。 甚至某些總質量達 2832t 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。 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。 1.4 研究 內容 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 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。 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： 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。 2)接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 3)分離時要迅速、徹底。 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。 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。 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。 7)操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 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。 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。 10)結構應簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 第 2 章 離合器結構方案選取 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。 2.1 設計參數(shù) 表 2.1 桑塔納 vista 志俊整車參數(shù) 項目 參數(shù) 汽車的驅動形式 42 最高車速 =187 km/hmaxV 發(fā)動機最大功率及轉速 =74 KW =5200 eppn r/min 發(fā)動機最大轉矩及轉速 =155 Nm =3100 r/minmaxeTT 主減速器傳動比 =4.1930i 變速器最大傳動比 =3.024g 輪胎型號 195/60R1486H 滾動半徑 R=0.28m 整備質量 m=1220Kg 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。 在離合器的結構設計時必須綜合考慮以下幾點： 1. 保證離合器結合平順和分離徹底; 2. 離合器從動部分和主動部分各自的連接形式和支承; 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 3. 離合器軸的軸向定位和軸承潤滑; 4. 運動零件的限位，離合器的調整。 2.2 離合器形式的選擇 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 1000N.m 的大型 客車和重型貨車上也有所推廣。 2.3 壓緊彈簧和布置形式的選擇 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。 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 2.11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，質量減小并顯著縮短了軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓 盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，摩擦均勻，也易于實現(xiàn) 良好的通風散熱等。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 （a）自由狀態(tài)； （b）結合； （c）分離狀態(tài) 圖 2.1 拉式膜片彈簧離合器的工作原理圖 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 2.22b,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。 (a) 一般壓式操縱 (b) 拉式操縱 圖 2.2 拉式操縱機構與壓式操縱機構的原理 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 圖2.3 膜片彈簧離合器結構圖 2.4 壓盤的驅動方式 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，所以這種連接應允許壓盤在離合器分 離過程中能自由的作軸向移動。 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 2.42,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操縱部分的傳動效率。 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 34 組（每組 23 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。 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 圖 2.4 壓盤的驅動方式 2.5 離合器的通風散熱措施 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 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 180200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； 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 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，一般不小于 10。 2.6 分離軸承的類型 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 2.52。分離器結合后，分離軸承與分離杠桿之間一般有 34mm 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。 1軸承內圈；2州城外圈；3外罩殼；4波形彈簧； 5分離套筒；6蝶形彈簧；7擋環(huán)；8彈性鎖環(huán) 圖 2.5 拉式自動調心式分離軸承裝置 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 2.7 本章小結 本章根據(jù)選定車型的參數(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。 第 3 章 離合器主要參數(shù)的確定 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。 3.1 摩擦片尺寸的確定 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 在確定外徑時，可以根據(jù)以下經驗公式（3.1 3）計算出： D= 100 (3.1)maxeTA 式中:D摩擦片外徑，mm； T 發(fā)動機最大扭矩，N.m；maxe A和車型及使用條件有關的常數(shù)。 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：axe D=181.6mm。 根據(jù)離合器摩擦片的標準化，系列化原則，由 3.13“離合器摩片尺寸系列和參數(shù)” （即 GB145774）可取摩擦片有關標準尺寸： 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 外徑 D=200，徑 d=140mm 厚度 h=3.5mm 內徑與外徑比值 C=0.7。 表 3.1 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑 D/ 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 內徑 d/ 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度 / 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 =d/DC0.687 0.694 0.700 0.667 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 0.532 1 30.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 單位面積/ 3cm106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 3.2 離合器后備系數(shù)的 確定 后備系數(shù) 保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動機扭矩，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) 。 表 3.2 離合器后備系數(shù) 的取值范圍 車 型 后備系數(shù) 乘用車及最大總質量小于 6t 的商用車 1.201.75 最大總質量為 614t 的商用車 1.502.25 掛車 1.804.00 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， 使用條件好故宜取小值，選定其后備系數(shù) =1.2。 3.3 單位壓力 P 的確定 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. 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， 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 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。 前面已經初步確定了摩擦片的基本尺寸： 外徑 D=200mm 內徑 d=140mm，厚度 h=3.5mm，內徑與外徑比值 C=0.70 。 又初選 =1.20 運用公式（3.2）可以校核單位壓力 4P： Temax= fZp0D3(1c 3) （3.2）12 1.2155= 0.32p00.2030.66712 則 p0=0.23MPa 式中：Z 對單片離合器取 2C f 為摩擦系數(shù)，可取 f=0.3 又由表 3.21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=0.150.35Mpa，也即是摩擦面上的單位壓力 PP,沒有超出允許范圍. 因此上述各基本結構參數(shù)合適。 表 3.3 摩擦片單位壓力 的取值范圍0p 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 銅基粉末冶金材料 鐵基 0.350.50 金屬陶瓷 0.701.50 3.4 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 （1）摩擦片外 D(mm)的選擇應使最大圓周速度 vD 不超過 6570m/s： (3.3) 3max1060DeVn 352 4.3/70/ss 式中： 摩擦片最大圓周速度DV nemax發(fā)動機的最高轉速（r/min） ； 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 故所選摩擦片符合要求 （2）摩擦片的內外徑比 c 應在 0.530.70 范圍內：0.53.70142 故所選摩擦片符合要求 （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， 應在 1.21.75 之間。 = Tc/ Temax=1.2 故所選摩擦片符合要求 （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0R 02514dR 故所選摩擦片符合要求 （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 小于其許用值，即 002max0 024()1.5.58.283.4()cc cec cTZDdT 故所選摩擦片符合要求 3.5 本章小結 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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 第 4 章 離合器從動盤總成設計 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。 4.1 從動盤結構介紹 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 4.11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 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摩擦所吸收。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 1，10摩擦片；2 波形彈簧片；3從動盤鋼片；4摩擦阻尼片； 5鉚釘；6 從動盤轂；7調整墊片；8減震彈簧；9減震盤； 圖 4.1 帶扭轉減振器的從動盤 設計從動盤時一般應滿足以下幾個方面的要求: 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； 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； 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； 4、要有足夠的抗爆裂強度 4.2 摩擦片的材料選取及固緊方式 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： （1）在工作時有相對較高的摩擦系數(shù)； （2）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； （3）在短時間內能吸收相對高的能量，且有好的耐磨性能； （4）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； （5）能抵抗高轉速下大的離心力載荷而不破壞； （6）在傳遞發(fā)動機轉矩時，有足夠的剪切強度； （7）具有小的轉動慣量，材料加工性能良好； （8）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； （9）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； （10）具有良好的性能/價格比，不會污染環(huán)境 3。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 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： （1）滿足較高性能標準； （2）成本最?。?（3）考慮用石棉。 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。 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 等優(yōu)點。 4.3 從動盤轂的設計 從動盤轂的結構由兩部分組成：盤轂和法蘭，如圖 4.21所描述。詳細尺寸見設 計圖紙。 圖 4.2 從動盤轂 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。 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 時，可以根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機的扭矩來選取。 圖 4.3 花鍵結構示意圖 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 4.11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： 表4.1 所選從動盤轂花鍵參數(shù) 從動盤外徑 D/mm 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 200 10 29 23 4 25 11.3 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，本從動盤轂材料選用 40Cr。 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。 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，如果應力偏大可以適當增加花鍵轂的軸向長度。 花鍵擠壓應力校核公式如下： 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 20 擠壓應力計算公式： 擠壓 = （MPa） （4.1）Pnhl 式中，P為花鍵的齒側面壓力，N。它由下式確定： 花鍵的齒側面壓力 max4(D)eTPdZ 式中，d，D分別為花鍵的內外徑，m； Z為從動盤轂的數(shù)目； Temax為發(fā)動機最大轉矩， Nm； n為花鍵齒數(shù)； h為花鍵齒工作高度，m； 1()2hDd l為花鍵有效長度，m。 則 ax445193()(0.9.)eTPNDdZ 故 擠壓 = MPa 擠壓 =20MPa28.41(.)/0.5nhl 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 4.31,從動盤轂見零件圖紙。 表 4.2 從動盤轂花鍵尺寸系列 從動盤外 徑 D/ 發(fā)動機轉 矩 /N.meT花鍵齒數(shù)n 花鍵外徑 /D花鍵內徑 /d齒厚/ 有效齒長 l/ 擠壓應力 /MaP 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 21 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 410 430 450 50 70 110 150 200 280 310 380 480 600 720 800 950 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 23 26 29 32 35 35 40 40 40 40 45 45 52 18 21 23 26 28 32 32 32 32 32 36 36 41 3 3 4 4 4 4 5 5 5 5 5 5 6 20 20 25 30 35 40 40 45 50 55 60 65 65 10 108 113 115 104 127 107 116 132 152 131 135 125 4.4 從動片的設計 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 1.32.0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 0.651.0,使其質量更加靠近旋轉中心 3。 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。 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。 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 4.4 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， 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 22 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。 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。 1波形彈簧片；2，6摩擦片；3摩擦片鉚釘；4從動片；5波形彈簧片鉚釘 圖 4.4 分開式彈性從動片 4.5 扭轉減振器的設計 4.5.1 扭轉減振器的功能 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。 4.5.2 扭轉減振器的結構類型的選擇 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， 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 23 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，降低汽車在行駛和怠速時傳動系的扭振和噪聲。 采用空心圓柱形見或星形等其他形狀的橡膠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。 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。 圖 4.6 減振器尺寸簡圖 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 24 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； 6-壓緊彈簧；7- 減振盤；8-橡膠彈性元件 圖 4.5 減振器結構圖 4.6 減振彈簧設計 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。 減振彈簧的分布半徑 R ：1 R 的尺寸應盡可能取大些，一般取 R =（0.60.75）d2(式中 d 為離合器摩擦1 1 片內徑) 所以 R =（0.60.75）1402=4252.5mm1 取 R =45mm 減振彈簧數(shù)量 Z： 參看下表 4.21，表對摩擦片的外徑與減震彈簧的關系做了相關描述。 表 4.3 減振彈簧數(shù)量選取表 離合器摩擦片外徑/ 減振彈簧數(shù)量 Z 225250 46 250325 68 325350 810 350 10 以上 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 25 查上表 4.3 可得：Z=6 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z 時減震彈簧壓縮到極限時的工作負荷 P =T R (4.2)zj1 式中：T 為極限轉矩，乘用車取 T =2.0 Tj jmaxe T 代入上式得：P = T R =2.0 T R =6889Nj zj11 單個減振彈簧的工作負荷 P (4.3)/Z 代入數(shù)據(jù)得:P= P Z=6889N6=1148Nz 減振彈簧尺寸 減震彈簧的各尺寸在圖 4.71中已經標出。 圖 4.7 減振彈簧計算簡圖 彈簧中徑 D :一般由結構布置來決定 ,通常 D =1115左右,取 D =11。c c c 彈簧鋼絲直徑 d: 通常 d 取 34，所以取 d=3。 扭轉剛度： (4.4)021jKZR 式中 K每個減震彈簧的線性剛度（N/mm） 減震彈簧個數(shù)jZ 減震彈簧分布半徑0R 設計時可按經驗初選 K 13 =4030 NMjT 取 =4000 NM 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 26 每個彈簧線性剛度為 K= /1000 =KjZ02R4243.910165Nm 減振彈簧的有效圈數(shù) i： i= (4.5) 438cGdDk 式中，G 為材料的剪切模量，對碳鋼可取 G=8.310 Mpa。4 代入相關數(shù)據(jù)得：i=4 減振彈簧的總圈數(shù) n,一般在 6 圈左右 n=i+（1.5 2）=4+2=6 減振彈簧的最小高度 l : l =n(d+ )1.1dn=1.136=19.8mini 減振彈簧總變形量： =PR=1148 220=3.5 。 減振彈簧自由高度 l = l + =19.8+3.5=23.3。in 減振彈簧預變形量 ： = (4.6)l1kZRTn 式中： 是預緊力矩， =15.5mm。nTmax0.neT 數(shù)據(jù)代入公式（4.6）得： =0.2。l 減振彈簧安裝工作高度 l：l= l =23.1。 從動片相對從動盤轂的最大轉角: =2 arcsin( 2R ) (4.7)l1 式中 = - =3.3,代入上式得 =4.2。ll 4.7 本章小結 本章先對從動盤進行了介紹，對其結構、作用、連接做了詳細的解釋。然后進行 零件的設計，包括從動片的尺寸設計、從動盤轂的尺寸選擇，從動盤轂的強度校核， 最后對各部分的緊固方式、材料做出的選擇。扭轉減震器的彈簧計算出扭轉剛度。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 27 第 5 章 離合器蓋總成的設計 壓盤和離合器蓋式離合器的主動部分，要有足夠的強度來傳遞動力。此外，壓盤 要有足夠的質量來吸收摩擦產生的熱量，離合器蓋要保證通風散熱等，防止離合器過 熱，影響工作性能。 5.1 壓盤傳力方式的選擇 壓盤（其結構見零件圖）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，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合 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。 5.2 壓盤的幾何尺寸的確定 由于摩擦片的的尺寸在前面已經確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。壓盤的 外徑 D=215，壓盤內徑 d=135。 那么壓盤的的尺寸歸結為確定其厚度。壓盤的厚度確定主要依據(jù) 3以下兩點： （1） 壓盤應有足夠的質量 在離合器的結合過程中，由于滑磨功的存在，每結合一次都要產生大量的熱，而 每次結合的時間又短（大約在 3 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。 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量以 吸收熱量。 （2） 壓盤應具有較大的剛度 壓盤應具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產生翹曲變形，而影響離 合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 28 般不小于 10。 在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為 15。 在初步確定該離合器壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升，其接合一 次的溫升不得超過 810。若溫升過高可以適當增加壓盤的厚度。 根據(jù)下面公式（5.1 3）來進行校核： = (5.1)壓cmL 式中： 溫升，； L滑磨功，N.m； 分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比：單片離合器壓盤 =0.50； C壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤，C=544.28J/(K) ； m 壓盤質量，。壓 m = 壓 2293153()(1507.812.5v kg 取 m =2.6kg壓 整備質量 =1220kg；滾動半徑 R=0.28m；汽車起步時發(fā)動機轉速a =2000r/min；主減速器傳動比 =4.193；變速器最大傳動比 =3.024en0r gi 滑磨功 W= 222223.140.813051808.934eagnRJi 溫升 = 壓cmL.56. =4.61 =8 故該厚度符合要求，壓盤設計合理。 5.3 壓盤的材料選擇 壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數(shù)， 故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為 HB170227，其摩擦 表面的光潔度不低與 1.6。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素 3。在 本設計中用材料為 3 號灰鑄鐵 JS1，工作表面光潔度取為 1.6。 5.4 傳動片的幾何尺寸的確定及材料選擇 傳動片材料選用 60Si2CrVA 鋼,根據(jù)前面所設計的壓盤,摩擦片及從動片的厚度,以 及以往的設計經驗,傳動片的結構示意圖可確定為圖 5.11所示。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 29 圖 5.1 傳力片示意圖 初步定傳動片的設計參數(shù)如下：共設 3 組傳動片（i=3）,每組 4 片（n=4）,傳動 片的幾何尺寸為：寬 b=15，厚 h=0.5,傳力片上孔間的距離 l=40,孔的直徑 d=6，傳力片切向布置，圓周半徑（也即是孔中心所在圓周半徑） R=125，傳動 片的材料彈性模量 E=210 MP，根據(jù)上面所選定的尺寸進行傳動片的強度校核，5 根據(jù)下面幾個相關公式 1： = 1.5d (有效長度 ) (5.2)1l 1l 式中：d 為空的直徑，代入 d 的值求得 =31mm。1l （總剛度 ） (5.3)32/nxKEJiK 式中：E 為傳動片材料彈性模量； 為每一片傳動片截面慣性矩。xJ （最大彈性恢復力） (5.4)3maxmax112/PJifl 式中： 為傳力片最大軸向變形。maxf (總裝時的最大應力) (5.5)ax1max2FflniWiaxinA 式中：A 為一個傳力片的截面積； F 為傳遞轉矩近期的拉力。 根據(jù)以上公式計算離合器三種狀態(tài)時的最大應力 1： （1）徹底分離時， ，由式（5.4） （5.5）可知 ；0,efTmax0 （2）壓盤和離合器蓋總成時， ，通過計算分析可知 ，F(xiàn)=0，公max04.2ef 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 30 式（5.5）可以化簡為 ，代入相關數(shù)據(jù)求得 Mpa；maxax21 3fEhlmax13 （3）離合器傳遞轉矩時，分為正向轉動（發(fā)動機到車輪）和反向轉動（車輪到發(fā)動 機） ， 出現(xiàn)在離合器摩擦片磨損到極限狀況，分析計算可知 =3.6mm。maxf maxf 正向驅動 公式（5.5） 變?yōu)椋?maxmax1max2FfPlniWiinA 代入相關數(shù)值求得 800Mpa =1863Mpaaxax 反向驅動 公式（5.5）變?yōu)椋?maxmax1max2FfPlniWiinA 代入相關數(shù)據(jù)求得 1821Mpa =1863Mpamaxmax 可知反向傳動式應力最大， 1821Mpa，60Si2CrVA 鋼可以滿足要求。 5.5 離合器蓋的設計 離合器的剛度 膜片彈簧支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使 蓋產生較大的變形，嚴重時可能造成離合器分離不徹底，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 5的低碳鋼板（如 08 鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。 離合器的對中問題 離合器蓋與飛輪必須有良好的對中，否則會破壞離合器的平衡，嚴重影響離合器 的工作。 離合器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另有種是用定位銷或定位螺栓 對中，由于本設計選用的是傳動片傳動方式，因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內 圓止口對中。 5.6 支撐環(huán)的設計 支撐環(huán)的安裝尺寸精度要高，耐磨性要好，支撐環(huán)一般采用 3.04.0mm 的碳素 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 31 彈簧鋼絲。本設計取支撐環(huán)直徑 4.0mm 5.7 離合器分離套筒和分離軸承的設計 分離軸承在工作中主要承受軸向力，在離合器分離時，由于分離軸承的旋轉，在 受離心力的作用下，還承受徑向力。在傳統(tǒng)離合器中采用的分離軸承主要有徑向止推 軸承和止推軸承。而在現(xiàn)代汽車離合器中主要采用了角接觸式的徑向推力球軸承，并 由軸承內圈轉動。 本設計的是膜片彈簧離合器，為了保證在分離離合器時分離軸承能均勻地壓緊膜 片彈簧內端，采用可以自位（自動調準中心）的分離裝置，其結構示意圖見圖 7.13， 可以彌補因幾何上偏移造成的強烈振動。 自位分離軸承和分離套筒通過波形彈簧裝配在一起成為一體，波形彈簧小端卡緊 在軸承套筒座的外凸臺部位，其大端壓緊軸承外圈的內端面，依靠摩擦把分離軸承與 軸承套筒連在一起。這種軸承的內外圈可由 80Cr2 軸承鋼沖制加工而成。軸承中分布 了 15 個鋼球。 分離套筒裝在變速器第一軸承蓋的軸頸上，兩者之間為間隙配合，可以在自由移 動，而分離軸承內圈與分離套筒座相配合處徑向有 2.5的間隙.在離合器處于結合狀 態(tài)時,分離軸承的端面與分離杠桿之間應留有 34間隙，以備在摩擦片磨損的情況 下，不致防礙壓盤繼續(xù)壓緊從動盤總成，以保證可靠地傳遞發(fā)動機轉矩。這個間隙反 映為踏板上的一段自由行程。 1軸承內圈；2州城外圈；3外罩殼；4波形彈簧； 5分離套筒；6蝶形彈簧；7擋環(huán)；8彈性鎖環(huán) 圖 5.1 拉式自動調心式分離軸承裝置 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 32 在本設計中，由前面選擇的花鍵轂花鍵的尺寸（外徑 29，內徑 23） ，因而根據(jù)花 鍵尺寸初選軸套、分離軸承和分離套筒及軸頸之間的尺寸，如表 7.1。 表 7.1 分離軸承分離套筒及軸頸間的配合尺寸 分離軸承必須進行潤滑，本設計采用的潤滑方式為定期進行潤滑，在分離套筒上 開有用來注潤滑油的缺口，而在離合器殼上裝有注油杯并用軟管通到分離套筒的缺口 處。分離套筒的有關結構見裝配圖。 分離軸承在選擇時，充分考慮了要有足夠的使用年限，因此在此不必再校核強度。 5.8 本章小結 本章對離合器的壓盤、離合器蓋分離裝置等主動部分進行設計，設計出主要尺寸， 保證動力的傳遞要求的強度，對散熱方面也作出了適應的調整。還設計了兩者之間的 連接件，彈性傳力片，并對其進行了強度校核，滿足強度要求，同時對材料也作出了 選擇。 分離軸承內徑 分離套筒外徑 分離套筒內徑 第一軸軸承蓋軸頸外徑 5308.5 883131075.1 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 33 第 6 章離合器膜片彈簧的設計 6.1 膜片彈簧的結構特點 由前面可以知道，本設計中的壓緊彈簧是膜片彈簧。而膜片彈簧離合器分推式和 拉式，在本設計中采用拉式結構。 膜片彈簧的結構形狀如下圖 6.11，它是由彈簧鋼板沖壓而成的。 （a）膜片彈簧 （b）碟形彈簧 圖 6.1 膜片彈簧和碟形彈簧 從圖中可以看出，膜片彈簧在結構形狀上分為兩部分。在膜片彈簧的大端處為一 完整的截錐體，像圖 6.1 中 b 的樣子，它的形狀像一個無底的碟子和一般機械上用的 碟形彈簧完全一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。碟形 彈簧的彈性作用是這樣：沿其軸線方向加載，碟簧受壓變平，卸載后又恢復原形如圖 6.1b 所示。可以說膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式。所不同的是，在膜片彈 簧上還包括有徑向開槽部分。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片，它的作用是， 當離合器分離時作為分離杠桿。故它又稱分離爪。分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽 較寬呈長方圓形孔。這樣做，一方面可以減少分離爪根部應力集中，一方面又可用來 安置銷釘固定膜片彈簧，分離爪根部的過渡圓角 R4.5。綜合來說，膜片彈簧是由 碟簧和分離指組合在一起的一種特殊碟形彈簧。 6.2 膜片彈簧的變形特性 由于膜片彈簧采用拉式結構，故其反裝。