微型客貨兩用車離合器及操縱機構(gòu)設計

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1、第一章緒論 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，設計新式的推式膜 片彈簧離合器是本次設計的主要特點。 1.2離合器發(fā)展歷史 近年來各國政府都從資金、技術方面大力發(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)動機相連接聽總成。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

2、中，錐形離合器最為成功。現(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)驗和技術上的改進使 人們逐漸趨向于首選單片干式離合器⑴。 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

3、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)， 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 彈簧與從動鋼片刨接。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

4、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 從動鋼片再傳給從動盤

5、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[15]: （1） 如前所述，扇形波狀彈簧對置分布鈔接在從動鋼片上，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，昌合器蓋與他們一起轉(zhuǎn)動并能軸向移動

6、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。

7、 (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鑰接與從動鋼片上，兩側(cè)在刨接摩擦片， 抑釘都采用鋁制埋頭抑釘，摩擦襯面在釧接后腰磨削加工，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

8、溫度，滑磨速度，單位壓力的變化對 其影響； (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；4.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°?2~0.35。石棉基 摩擦材料密度小，工作溫度小于180°C,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

9、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12-14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銘。 采用乳白鍍銘，若膜片彈簧許用應力可取為1500~ 1700N/mm2o 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.

10、 8 o壓盤殼用M8 X 12mm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 釧釘?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釧1釘 作支承時，如果分離軸承與曲軸中心線不同心，可引起鑰釘?shù)倪^度磨 損。提高釧釘硬度的套筒和支承與曲軸中心線不同心，亦可引起釧釘 的過度。提高鑰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、HRc40-50o 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)

11、，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系，為下章離合器的計算打下基 礎。 第三章 離合器的設計計算及說明 3. 1離合器設計所需數(shù)據(jù) 表3-1 離合器原始數(shù)據(jù) 汽車的驅(qū)動形式 4X2 汽車最大加載質(zhì)量 760 kg 汽車的質(zhì)量 880 kg 發(fā)動機位置 前置 發(fā)動機最大功率 29KW 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速 5500r/min 發(fā)動機最大扭矩 ，72N.m 離合器形式 機械、干式、單片、膜片彈簧（推式） 操縱形式 拉索式人力操縱 摩擦片最大外徑 D = 200mm 踏板行程 80 ?150mm igl=3.613 ig2=2.3

12、54 ig3=l.534 ig4=l.000 汽車最大時速 N95km/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4應大于發(fā)動機最大扭矩兀max。 3.2. 1后備系數(shù)B 后備系數(shù)8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B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6=1.2? 1. 75o 結(jié)合設計實際情況由表3-2,選擇8

13、二1.75。 表3-2 離合器后備系數(shù)的取值范圍 車型 后備系數(shù)P 乘用車及最大總質(zhì)量小于6t的商用車 1. 20~ 1. 75 最大總質(zhì)量為6?14t的商用車 1.50?2.25 掛車 1. 80—4. 00 表3-3 直徑系數(shù)的取值范圍 車型 直徑系數(shù)Kd 乘用車 14. 6 最大總質(zhì)量為1.8?14.0t的商用 16.0-18.5（單片離合器） 車 13. 5- 15. 0（雙片離合器） 最大總質(zhì)量大于14.0t的商用車 22. 5?24. 0 表3-4 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑 D\mm 160 180 200

14、 225 250 280 300 325 內(nèi)徑 110 125 140 150 155 165 175 190 d\mm 厚度 3. 2 3. 5 3. 5 3. 5 3. 5 3. 5 3. 5 3. 5 / mm 1-C 2. 2摩擦片的外徑 摩擦片的外徑可有式: 0. 687 0. 694 0. 700 0. 667 0. 620 0. 589 0. 583 0. 585 C = d" D0.676 0. 667 0. 657 0. 703

15、 0. 762 0. 796 0. 802 0. 800 單面 106 132 160 221 302 402 466 546 面積 cm2  （3-1） D=3p^ N #P（1-C ） J為直徑系數(shù)， 取KD =16,見表3-3 o ” = 1.75 f=0. 23 p=0. 2 c = 0.6。 代入，得D=188. 20mm,所以查表取D=200mm。 摩擦片的尺寸己系列化和標準化，標準如表3-4o 3. 2. 3摩擦片的摩擦因數(shù) 摩擦片的摩擦因數(shù)/取決于摩擦片所用的材料及

16、基工作溫度、單 位壓力和滑磨速度等因素?？捎杀?-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At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3?4mm。 取△ t=4mmo 2. 4單位壓力* P _ 4F F ° 7T（D2-d2） 〃俄2—廣） 代入數(shù)據(jù)：單位壓力p°=0.2MPa。 符合表3-6o 表3-5 摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范

17、圍 摩擦材料 摩擦因數(shù)f 石棉基材料 模壓 0. 20-0. 25 編織 0. 25—0. 35 粉末冶金材料 銅基 0. 25—0. 35 鐵基 0. 30-0. 50 金屬陶瓷材料 0. 4 參表3-5,摩擦片材料選為石棉基材料（模壓）。  表3-6 摩擦片單位壓力的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力Po/MPa 石棉基材料 模壓 0. 15~0. 25 編織 0.25~0. 35 粉末冶金材料 模壓 0.35~0. 50 編織 金屬陶瓷材料 0. 70~1. 50 3. 3 摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化 (1) 摩擦片外徑D (

18、mm )的選取應使最大圓周速度°。不超過65? 7Om/s,即 = — nm DxlO-3 = — x5500x200X1O-3 = 57.56m/S <65 ~70m/s 60 60 式中：”。為摩擦片最大圓周速度(m/s)； "emax為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速(r/min)。 (2) 摩擦片的內(nèi)、外徑比C應在0.53?0.70范圍內(nèi)，即 0.53

19、2R。約50mm,即 d > 2R° +50 mm (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 命=頑服=°安*?！?(3-3) 式中，4。為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩(N. m/mm2),可按表3. 6選 取。 經(jīng)檢查，合格。 表3. 7 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 離合器規(guī)格 <210 >210 ?25( )〉250 ?32： ) >325 ［景10-2 0. 28 0. 30 0. 35 0. 40 （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0.11

20、?1. 50MPa,即 O.lOMPa < p0 = 0.2MPa < 1.5OMPa （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 (3-4) 式中，刃為單位摩擦面積滑磨（J/mm2）； 同為其許用值（J/mm2）,對于最大總質(zhì)量小于6. Ot的商用 車：[69] = 0.33J/niin, W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（J）, 可根據(jù)下式計算 2 2 (3-5) w = 1800 式中: %為汽車總質(zhì)量（Kg）； 仁為輪胎滾動半徑（m）； ，為汽車起

21、步時所用變速器擋位的傳動比; '。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2000r/min,商用 車取 15°°r/niin。 其中： *1 = 3.613 rr - 0.6m ma = 1640 Kg 代入式（3-5）得 W = 14431.527 J, 代入式(3-4)得 6? = 0.327<0.33 = [co],合格。 co = 0.327 < 0.33 = [口],合格。 （8）離合器接合的溫升 me (3-6) 式中，t為壓盤溫升，不超過8?10。C； c為壓盤的比熱容，c = 481.4J/（Kg ?。C）； Y

22、為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤; 2 = 0.5, 用為壓盤的質(zhì)量m = 3.15Kgo 代入數(shù)據(jù)得，1 = 4.76°C,合格。 !修改日期 大小 回外文翻萍doc 2008/3/11 10:32 Microsoft Office... 46 KB 蚓 宓型容貨兩用車蒿合器及逢縱機構(gòu)設計.d..? 2017/9/14 10:30 Microsoft Office... 1,790 KB 囹 徼型舂貨兩用車蔑合器游縱明設計,d..? 2017/9/14 10:31 AutoCAD 圖形 257 KB 凹 爬客貨兩用車蒿合器脆折jpg

23、2017/9/14 10:31 JPEG圖爆 74 KB 度）摘要及目錄.doc 2017/9/14 10:29 Microsoft Office... 42 KB 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)關系可知，當丑"〈扼時，F(xiàn)2為增函數(shù)；= 時，F(xiàn)1有一極值，而該極值點又恰為拐點；川"皿時，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3-1。 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

24、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，己成為離合器的發(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。 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

25、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⑵： (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)

26、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(max和后備系數(shù)”保持穩(wěn)定)； (9 )使用壽命長。 lh<41 2- H/h = 42 3-V2 242 圖3. 1 膜片彈簧的彈性特性曲線 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. 5-2范圍內(nèi)選取。常用的膜片彈簧板厚為2?4mm, 本設計 H/h - 2 , h = 3mm ,則 H=6mm。 3. 4. 2. R/r 選擇 通過分析

27、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1.2?1.3的范圍內(nèi)取值。本設計中取叩=\?2,摩擦片的平 r =_￡±1 = 85 均半徑' 4 mm, r~^c 取尸=85mm 則 A = 102mm 則 % = 1.2。 3. 4. 3.圓錐底角 汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角a 一般在9?15°范圍內(nèi)， 本設計中 ? = arctan H/（R - r）? H/（R - r）得。=14.32。在 9 ?15。之間，合 格。分離指數(shù)常取為18,大尺寸膜片彈簧有取24的，對于小尺寸膜 片彈

28、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 $1 = 3.2 ?3.5mm , 62 = 9 - 10 mm ,取 3〕= 3.2 min , d2 = 10 mm,弓應滿足 r-re >d2的要求。 3.4.5.壓盤加載點半徑&和支承環(huán)加載點半徑*的確定 *應略大于且盡量接近r,凡應略小于R且盡量接近Ro本設計 取/?, = 95 mm, = 79 mm o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)常用的碟簧材料的為60SizMnA,當量應 力可取為1600?1700N/mm2。 3. 4. 6.公差與精度 離合器蓋的膜片

29、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)和支承弱 釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。 3. 5扭轉(zhuǎn)減振器設計 減震器極轉(zhuǎn)矩 寫.=l.57；max = 108N ? m 摩擦轉(zhuǎn)矩 K =0.17(max = 12?24N - m 預緊轉(zhuǎn)矩 7； =0.157；max = l°?8N ? m 極限轉(zhuǎn)角 (pj = 3?12 ° 3. 6減振彈簧的設計 1. 減振彈簧的安裝位置 R。=(0.60-0.75) J/2 結(jié)合 d > 2/?0 +50 mm,得 取 43mm,貝J = 0.62 0 2. 全部減振彈簧總的工

30、作負荷七 P/=TJR\=25\\.63N 3. 單個減振彈簧的工作負荷F p = E/Z = 627.91N 式中：z為減振彈簧的個數(shù)，按表3. 8選擇： 取Z = 4 表3-8 減振彈簧個數(shù)的選取 〉350 〉10 摩擦片的外徑 D/mm 225- 250 250- 325 325- 350 Z 4~6 6~8 8~10 圖3-2 扭轉(zhuǎn)減振器 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 d = 3mm, (Jh = 1620 MPa, [r] = 0.5(r/? =81

31、0 MPa o (2) 選擇旋繞比，計算曲度系數(shù) 根據(jù)下表選擇旋繞比。 確定旋繞比。=4,曲度系數(shù) K = (4C —1)/(4C —4) + 0.615/0 = 1.40 表3-11 旋繞比的薦用范圍 7 ?16 18 ?42 4 ~ 8 4 ~ 6 d/mm 0.2 ?0.4 0.45 ?1 1 . 1 ?2.2 2.5 ?6 C 7?14 5?12 5?10 4?9 （3）強度計算 與原來的d接近，取d二4hiiti。 中徑 D. = Cd = 13 mm ； 夕卜徑 D = D? +d = 17 mm (4) 極限轉(zhuǎn)角 cpi - 2arcsin-^-

32、 = 3 ?12 7 2R° 取 （pj = 3.823 ° ,貝lj △/ = 2.869 mm。 （5）剛度計算 彈簧剛度 k = （F「F2 ）/△/ = 152.95 mm 其中，「2為最小工作力，「2 =。?5鳥 彈簧的切變模量G = 80000MPa,則彈簧的工作圈數(shù) GA{d _ Gd 8F,C3 ~8C3^ =4.086 取〃 =4 ,總?cè)?shù)為=6 （6 ）彈簧的最小高度 'min = dn = 24 mm （7） 減振彈簧的總變形量 = p/k = 5.538 mm （8） 減振彈簧的自由高度 1° = /min + △/ = 29.538

33、 mm （9） 減振彈簧預緊變形量 L = = 0.538mm 1 kZf （10） 減振彈簧的安裝高度 I = I。一 I、= 29 mm 3. 7操縱機構(gòu)形式選擇 汽車離合器操縱機構(gòu)是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和 接合的一套機構(gòu)。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內(nèi)的分離軸承。 由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機構(gòu)首先要求操作輕便。輕便 性包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應過大，另一方面是 應有踏板形成的校正機構(gòu)。離合器操縱機構(gòu)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。 離合器操縱機構(gòu)應滿足的

34、要求是[3]： (1) 踏板力要小，轎車一般在80?150N范圍內(nèi)，貨車不大于150? 200N； (2) 踏板行程對轎車一般在80 ~ 150mm范圍內(nèi)，對貨車最大不超 過 180mm； (3) 踏板行程應能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行 程可復原； (4) 應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構(gòu)因受力過 大而損壞； (5) 應具有足夠的剛度； (6) 傳動效率要高； (7) 發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。 機械式操縱機構(gòu)有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結(jié)構(gòu) 簡單，工作可靠，但是機械效率低，質(zhì)量大，車架和駕駛室的形變可 影

35、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(gòu)效率不高。 本次設計的普通輪型離合器操縱機構(gòu)，采用拉索式操縱機構(gòu)。 3.8離合器踏板行程計算 踏板行程S由自由行程楫和工作行程組成： S = S] +S, =[so「( 3-7) I Z cj a" 式中，So/為分離軸承的自由行程，一般為1.5?3.0mm,取So/ = 2 mm；反映到踏板上的自由行程咒一般為20?30mm； Z為 摩擦片面數(shù)； 心為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片： AS = 0.85 ?1.30mm,取 AS = 1 mm ； ax - 75mm、a2 = 30

36、0 nvn、b、= 30mm、b2 = 90mm ,為杠桿尺 寸，參圖3-6 o 計算得：S = 96min, = 24 mm,合格。 圖3-3拉索式操縱機構(gòu)示意圖 3.9踏板力的計算 踏板力為 Ff = — + Fs (3-8) 式中，F(xiàn)'為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力； 2 效為操縱機構(gòu)總傳動比，.業(yè)冬; "l 〃為機械效率，機械式：7 = 70-80%； 乙為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設 計時，可忽略之。 F = 952.2 N,虹= 12, 77 = 75%；貝【J Ff =105.8N,合格。 3. 10. 1

37、.從動盤的結(jié)構(gòu)組成與選型 從動盤有兩種結(jié)構(gòu)型式：不帶扭轉(zhuǎn)減振器的和帶扭轉(zhuǎn)減振器的， 如圖3-4和圖3-6所示。 不帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤結(jié)構(gòu)簡單，重量較輕，轉(zhuǎn)動慣量小，主 要使用在早期和多片離合器的載貨汽車上。帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤, 可以避免汽車傳動系的共振，緩和沖擊，減少噪聲，提高傳動系零件 的壽命，改善汽車行駛的舒適性，并使汽車起步平穩(wěn)，已被現(xiàn)代汽車 廣泛采用。 由圖3-4和圖3-6可以看出，不論從動盤是否帶有減振器，它們 都有從動盤鋼片、摩擦片和從動盤轂等3個基本組成部分。兩者不同 之處在于，不帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤中從動盤鋼片直接釧在從動盤轂 上；而在帶扭轉(zhuǎn)減振器的從

38、動盤中，其從動盤鋼片和從動盤轂之間是 通過減振彈簧彈性地連接在一起。 無論選擇什么類型的從動盤，它都應該滿足以下要求： (1) 為了減少變速器換擋時輪齒間的沖擊，從動盤的轉(zhuǎn)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更均勻等, 從動盤應具有軸向彈性。 (3) 要有足夠的抗爆裂強度。 (4) 為了避免傳動系的扭轉(zhuǎn)共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應 盡量選裝扭轉(zhuǎn)減振器。 根據(jù)上述分析，結(jié)合所設計離合器的使用情況，確定從動盤總 成的結(jié)構(gòu)。 3. 10. 2,從動盤總成設計 下面分別敘述從動盤鋼片、從動盤轂和摩擦片等零件的結(jié)構(gòu)選型 和設計： (1

39、)從動盤鋼片 所設計的從動盤鋼片應達到以下幾個方面的要求： 1） 盡量小的轉(zhuǎn)動慣量 設計從動盤鋼片時，要盡量減輕其重量，并應使其質(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。從動盤鋼片一般都比 較薄，通常是用1. 3?2.0 mm厚的鋼板沖制而成。為了進一步減小 從動盤鋼片的轉(zhuǎn)動慣量，有時將從動盤鋼片外緣的盤形部分磨薄至 0.65?1.0mm,使其質(zhì)量分布更加靠近旋轉(zhuǎn)中心。 2） 具有軸向彈性結(jié)構(gòu) 為了使離合器接合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動 盤鋼片一般都做成具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)。這樣，在離合器盤接合過程 中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的。

40、現(xiàn)代常用的具有軸向彈性的從動盤鋼片，主要有以下3種結(jié)構(gòu)類 型。 ① 整體式彈性從動盤鋼片 整體式彈性從動盤鋼片的結(jié)構(gòu)如圖3-4所示。為使具有軸向彈性，將 鋼片沿半徑方向開槽，將鋼片外緣部分分割成許多扇形，并將扇形部 分沖壓成依次向不同方向彎曲的波浪形，兩邊的摩擦片則分別釧在扇 形片上。在離合器接合時，從動盤鋼片被壓緊，彎曲的波浪形扇形部 分逐漸被壓平，從動盤摩擦面片所傳遞的轉(zhuǎn)矩逐漸增大，使接合過程 （即轉(zhuǎn)矩增長過程）較平順、柔和。 圖3-4整體式彈性從動盤鋼片 1 -從動盤鋼片，2-摩擦片，3-鑰釘 根據(jù)從動盤鋼片尺寸的大小可制成6 ~ 12個切槽。這種切槽還

41、有利于減少從動盤鋼片的翹曲。為了進一步減小從動盤鋼片的剛度， 增加其彈性，減少應力集中，常常將切槽的跟部切成T形。 ② 分開式彈性從動盤鋼片 它是將剛片沿半徑尺寸方向分開，裝配后才能達到剛片的使用尺 寸，結(jié)構(gòu)組成見圖3. 5o優(yōu)點是具有更小的轉(zhuǎn)動慣量，因為波形彈簧 片較薄，且位于從動盤鋼片的最大半徑上，從動盤鋼片的尺寸較大, 但它在旋轉(zhuǎn)中心。 4向 圖3-5分開式彈性從動盤鋼片 （a）-分開式彈性從動盤總成 （b）-波形彈簧片 1-波形彈簧片，2、6-摩擦片，3-摩擦片釧釘，4-從動盤鋼片，5-波形彈簧片 鑰釘 ③ 組合式彈性從動盤鋼片 前面兩種結(jié)構(gòu)的從動盤鋼片

42、都屬于雙向軸向彈性，在傳動負荷不 太大的小型車上廣泛采用，它們工作的特點是，在離合器分離與結(jié)合 的過程當中，兩邊的摩擦片都要產(chǎn)生變形，引起從動盤轂沿變速器第 一軸軸向移動，有可能造成從動盤在飛輪一側(cè)分離不徹底（從動盤轂 花鍵滑動阻力較大時），影響變速器掛擋性能。因此在載貨汽車上常 采用另一種所謂組合式的從動盤鋼片3-6。所謂組合式彈性從動盤鋼 片，就是將從動盤鋼片沿軸向分開，在從動盤鋼片上附加一些波形彈 簧片。設計和裝配時一定要注意使靠近飛輪的一側(cè)無波形彈簧片，否 則，這種結(jié)構(gòu)失去它的意義。顯然，這種組合式從動盤鋼片的轉(zhuǎn)動慣 量比前兩種的大，但對于要求剛度較高、傳動負荷比較大

43、的大型從動 盤鋼片來說，這個缺點是可以容忍的。圖3-4的從動盤鋼片結(jié)構(gòu)也屬 于此類。 F-F ■ _ ■ — *> —-———?. ， ，.■?. ” , _ 一 — —~ 圖3-6組合式彈性從動盤鋼片 1-從動盤鋼片，2-摩擦片抑釘，3-波形彈簧片鑰釘，4-摩擦片，5-波形彈簧 片 在設計時，為了保證從動盤鋼片的彈性作用，波形彈簧片的壓縮 行程可取為0.8~1.1 mm之間，至少不應小于0.6mm。從動盤鋼片軸 向彈性變化規(guī)律（即軸向加載與其變形的關系）的大致趨勢是拋物線 形，即在開始變形時力較小，而后隨著變形的增加，力的增長很快， 最后被壓平。 采用具有

44、軸向彈性的從動盤鋼片結(jié)構(gòu)將比較復雜，此外由于軸向 彈性需要增加分離行程才能保證離合器的徹底分離。因此某些特殊情 況下（如雙片離合器），從動盤鋼片采用剛性的更有利。 從動盤鋼片的材料與所采用的結(jié)構(gòu)型式有關，不帶波形彈簧片的 從動盤鋼片（即整體式）一般用高碳鋼板或彈簧鋼板沖壓而成，經(jīng)熱 處理后達到所要求的硬度。采用波形彈簧片時（即分開式或組合式）， 從動盤鋼片可用低碳鋼板，波形彈簧片用彈簧鋼板。 無論何種從動盤鋼片都要保證其結(jié)構(gòu)形狀的熱穩(wěn)定性，防止翹曲 變形，以免摩擦面片壓力不勻。 （2） 從動盤轂 從動盤轂結(jié)構(gòu)形狀如圖3-7,需要確定的主要參數(shù)有：扭轉(zhuǎn)減振 器彈簧裝配窗孔半

45、徑；花鍵相關尺寸等。扭轉(zhuǎn)減振器彈簧裝配窗孔半 徑尺寸受到摩擦片內(nèi)徑的限制，在結(jié)構(gòu)條件允許的情況下，該尺寸盡 可能大一點。從動盤轂的花鍵孔與變速器第1軸的花鍵軸配合，目前 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

46、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

47、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

48、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大都米用齒側(cè)定心的矩形花鍵，花鍵副之間為動配合，目的是在離合 器分離和接合過程中，從動盤轂能在花鍵軸上自由滑動?；ㄦI相關尺 寸包含兩個方面： 花鍵形狀尺寸 花鍵形狀尺寸可以采用兩種結(jié)構(gòu)形式： ①采用SAE （美國汽車工程師學會）標準，結(jié)構(gòu)見圖3-7,有關 尺寸見表3-12o 圖3-7從動盤轂結(jié)構(gòu) 1 -扭轉(zhuǎn)減振器彈簧裝配窗孔 圖3-8從動盤轂花鍵結(jié)構(gòu) （a ） -花鍵孔，（b） -花鍵軸 ②按表3-5選取花鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)，花鍵結(jié)構(gòu)尺寸的選擇依據(jù)是從動 盤外徑和發(fā)動機轉(zhuǎn)矩，更詳

49、細的內(nèi)容請參閱GB1 144-2001 o SAE標 記 D DI LI D2 D3 L2 7 -n10B 8 22.2*13 19. I；0084 3.45 ；°°3 22.15 *仞 18.5 342* noc 25.8*3 20.6；01 3.93 嚴 25.3；0025 20.4 3 9° -n10C 18 28.9嚴 23.4嚴 4.45 嚴 匕°?°-0.05 23 4.4& -H1OC 14 32.1*」6 25.8J0084 4.93 擴2 31.75*.。5 25.5 4.89。。. 3

50、-n10C 18 35.2*」6 28.7；01 5.43 嚴 34.明。5 28.2 5/.O3 -H1OC 12 38.1嚴 30.9；01 5.97；002 38.1%,55 30. 75 5.93* -n10C 18 41.3嚴 33.4；0J 6.4嚴 40.8°。.⑵ 33. 2 6.37*. 3 -n10B 14 44.5言。16 38.2；0J 6.88 ；004 44° 十*_oo7 38. 05 6.85*. 3 -H1OC 14 44.5*16 m+oi 36（） 6.88 J004 44°

51、 F_oo7 35. 8 6.85*. 2 "IOC SO.* 41. I；01 7.88 嚴 50+0.0 40. 8 7.87。。. 花鍵轂軸向工作長度應滿足以下兩個方面的要求： ①導向要求為了保證從動盤轂在變速器第1軸上滑動時不產(chǎn)生 自鎖，花鍵轂的軸向長度不宜過小，一般應與花鍵外徑大小相同，對 于工作條件惡劣的離合器，其盤轂的長度更大，可達花鍵外徑的1.4 倍。 從 動 盤 發(fā)動機轉(zhuǎn) 花鍵 花鍵外 花鍵內(nèi) 齒厚b/ 有效齒 擠壓應 外 矩 齒數(shù) 徑 D7mm 徑 d7mm mm 長 ,/mm 力6 徑 Te /

52、N ?m n: /MPa D/ mm 160 50 10 23 18 3 20 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 3

53、25 380 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 ②強度要求 花鍵尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵損壞的 主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計 算，當應力偏大時可適當增加花鍵轂的軸向長度。 擠壓應力的

54、計算公式如下: (3-9) 式中，P 花鍵的齒側(cè)面壓力，N o它由下式確定: max (3-10) (D‘ + d')Z d' , D'一分別為花鍵的內(nèi)外直徑，m； Z—從動盤轂的數(shù)目； Temax 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)炬，N ? m； n一花鍵齒數(shù)； h一花鍵齒工作高度，m； h= ( D'- d' ) /2； 1 一花鍵有效長度，m。 從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應力 不應超過20MPao 3. 11 本章小結(jié) 本章講述了離合器的計算，包括摩擦片主要參數(shù)的選擇與優(yōu)化、 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇與優(yōu)化、通過膜片彈簧載荷與變形的關系計 算離合器的

55、壓緊力與膜片彈簧的應力、扭轉(zhuǎn)減振器與減振彈簧的計算、 操縱機構(gòu)與輸出軸的計算、選取從動盤轂，最后計算分離軸承的壽命。 本章所用數(shù)據(jù)參考長安SC1022BB23D車型的數(shù)據(jù)。 El! 章結(jié)論 1本次設計為四座客貨兩用微型車離合器設計。在離合器形式方 面，由于膜片彈簧與壓盤以整個圓周接觸，壓力分布均勻與摩擦片接 觸良好，磨損均勻，摩擦片是有壽命長；此外，膜片彈簧的安裝位置 對離合器軸的中心線是對稱的，其壓力不受離心力影響，具有高速性 好、平衡性好、操縱運轉(zhuǎn)時沖擊和噪聲小等優(yōu)點，故本次設計選用膜 片彈簧離合器。 2在本次設計中由于發(fā)動機不大，最大轉(zhuǎn)矩有限，所以選擇單片 離

56、合器，雙片離合器雖然可以提高離合器的最大轉(zhuǎn)矩，但是它散熱性 差，分離不徹底，結(jié)構(gòu)復雜，在對尺寸要求允許范圍較小時常采用，而 在本次設計中，尺寸允許，所以最終選擇單片離合器。 3離合器的主要參數(shù)；后備系數(shù)；摩擦片單位壓力；和摩擦片的 內(nèi)外半徑之比；均在允許范圍內(nèi)。 如后備系數(shù)； 摩擦片的單位壓力 摩擦片的內(nèi)外半徑比 4離合器的各主要零件的強度是足夠的。 [2]陳家瑞主編. 汽車構(gòu)造（第2版下冊）.北京：機械工業(yè)出版社, 2004 [3] 余志生主編. 汽車理論.北京：機械工業(yè)出版社，2003 [4] 王望予主編. 汽車設計（第4版）.北京：機械工業(yè)出版社，200

57、4 [5] 劉鴻文主編. 材料力學.北京：高等教育出版社，1992 參考文獻 [1]劉惟信主編. 汽車設計.北京：清華大學出版社，2001 [6] 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊一設計篇.北京：人民 交通出版社，2001 [7] 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊一制造篇.北京：人民 交通出版社，2001 [8] 羅錦陵，宋美娟，周宏湖主編.汽車配件實用手冊.上海：上海交 通大學出版社，1997 [9] 周康年，丁為聯(lián)主編.中國機械設計大典第2卷.南昌：江西科學 技術出版社，2002 [10] 徐石安，江發(fā)潮編著.汽車離合器.北京：清華大學出

58、版社，2005 [11] 董寶乘主編.汽車底盤。北京：機械工業(yè)出版社，2003 [12] 宋年秀王東杰主編.圖解汽車底盤構(gòu)造與拆裝.北京：中國電力出 版社，2007 [13] 細川武志編.魏朗譯.汽車構(gòu)造圖冊.北京：人民交通出版社，2004 [14] 吳文琳主編.圖解汽車底盤構(gòu)造手冊.北京：化學工業(yè)出版社, 2007 [15] 黃韶炯主編.汽車專業(yè)英語.北京：人民交通出版社，2005 [16] 吉林工業(yè)大學汽車教研室編?汽車設計.北京：機械工業(yè)出版出版 社，1982 [17] 機電工程手冊編輯委員會.機械工程手冊（第二版）.北京：機械 工業(yè)出版社，1997 [18] 張

59、洪欣主編.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，1981 此，離合器的摩擦力矩7；應大于發(fā)動機最大扭矩Temm； (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

60、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、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

61、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推式膜片彈簧離合器的優(yōu)點 與拉式膜片彈簧式離合器相比，拉式膜片彈簧離合器具有以下不 足： 拉式膜片彈簧離合器的分離指是與分離軸承套筒

62、總成嵌裝在一 起，需要使用專門的分離軸承，使結(jié)構(gòu)較復雜，安裝和拆卸維修都較 困難，而且分離時的行程大于推式膜片彈簧離合器。 詳細D = W = G圖二紙：三二③1爸爸五四0六 3231885406| W 羌19歲蘭7月13日（公歷） 錘資料 巨蜜座屬虎 僉會0回力輸。&步錚錚等< > 椰子樹與芽心蓮的空間 全套資料低拾10快起 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)； （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

63、計算。 從動盤、軸、壓 2、 圖紙有：扭轉(zhuǎn)減振器、摩擦片、膜片彈簧、 盤、離合器總成。 第二章離合器的結(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2o 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

64、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［9］： （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

65、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。 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 [9] ： （1） 凸臺一窗孔式：它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器 蓋上

66、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