畢業(yè)設計：《離合器設計》

畢業(yè)設計-離合器設計第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。 1.2離合器發(fā)展歷史1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是摩擦式離合器， 它是利用摩擦副間的摩擦力來傳遞轉矩的離合器。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是 多片盤式離合器，它是直到1925年以后才出現(xiàn)的。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1隨著汽車發(fā)動機轉速、功率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。隨著計算機的發(fā)展，設計工作已從手 工轉向電腦，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，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上比較先進，經濟性合理，同時其性能良好，使 用壽命長，結構簡單、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）結合時平順、柔和，保證汽車起步平穩(wěn)；（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）大大簡化并顯著地縮短了離合器的軸間尺寸；（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（最大摩擦力矩氣max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)定運轉的最低轉速約為300500r/min，而汽車則只能由靜止開始起步，一 個運轉著的發(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，變速器內的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的，要轉動發(fā)動機，就必須和變速器內的主 動齒輪一起拖轉，而變速器內的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中，拖轉它的阻力是很大的。 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4。汽車行駛中變速器要經常變換檔位，即變速器內的齒輪副要經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)結的質量減小， 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5：（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（T）應大于發(fā)動機最大扭矩（T ）；（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，以免汽車起步沖 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)有一部分 傳入變速器，會使換檔困難，引起齒輪的沖擊響聲；（4）從動盤的轉動慣量小。離合器分離時，和變速器主動齒輪相連接的質量就只有 離合器的從動盤。減小從動盤的轉動慣量，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，要能通 過調整，使離合器正常工作。1.3.3離合器工作原理如圖1.1所示，摩擦離合器一般是由主動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構四 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,最后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7。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)，使其結構更簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質量更少；所謂拉 式膜片彈簧，其特征是膜片彈簧和壓盤上安裝有彈性圓柱銷，壓盤、離合器蓋和傳動片 的一端由限位裝置安裝在一起，從動盤總成的從動盤為三片從動盤依次疊加安裝在一起; 拉式離合器壓緊模塊的壓盤上均勻設有散熱筋。提高了壓緊力與傳遞轉矩的能力，且并 不增大踏板力，在傳遞相同的轉矩時，可采用尺寸較小的結構；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25% 3°% ；無論在接合狀態(tài)或分離狀態(tài)，拉式結構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，不會產生沖 擊聲；使用壽命更長10第2章離合器的結構設計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，錐形和鼓形的缺點是其從 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。對于1260kg的轎車，本次設計選擇單片離合器2.3壓緊彈簧和布置形式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能保證大致 不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。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）膜片彈簧有壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件 數(shù)目少，質量?。唬?）高速旋轉時，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，降低制造成本。但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要求高，其非線性特性在生 產中不易控制，開口處容易產生裂紋，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。2.4壓盤驅動形式選擇由于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙 的缺點，故選擇已被廣泛采用的傳力片傳動方式，簡化了壓盤的結構，有利于壓盤的定 中。為了改善傳力片的受力狀況，它們沿圓周切向布置，一般有34組，每組34個 彈性薄片組成，片厚一般為11.2mm。但它們的正反向特性不相同。故選擇傳動片式。2.5扭轉減震器它能降低發(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，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設計要求及其技術參數(shù)基本要求8：（1）在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲 備，又能防止過載。（2）接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。（3）分離時要迅速、徹底。（4）從動部分轉動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減 小同步器的磨損。（5）應有足夠的吸熱能力和良好的通風效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽 命。（6）操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。（7）具有足夠的強度和良好的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。技術參數(shù)：車型：日產軒逸1.6 XV整車質量（kg）： 1260 最大扭矩/轉速（Nm/rpm）： 189/4400主減速比：4.072一檔速比：4.832滾動半徑：320mm第3章 離合器主要參數(shù)的選擇3.1后備系數(shù)6后備系數(shù)B是離合器設計中的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉 矩的可靠程度。在選擇B時，應保證離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、防止離 合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。乘用車B選擇：1.20 1.75 ，本次設計取B = 1.2。3.2摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙At摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速 度等因素。摩擦因數(shù)f的取值范圍見下表。表3-1摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范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0.35 0.50金屬陶瓷材料0.70 1.50本次設計取f = 0.30。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矩的大小及其結 構尺寸。本次設計取單片離合器Z = 2。離合器間隙At是指離合器處于正常結合狀態(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結合，在分離軸承和分離杠桿內 端之間留有的間隙。該間隙At一般為34mm。本次設計取At =3 mm。3.3單位壓力p0單位壓力p 0決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工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)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及 其質量和后備系數(shù)等因素。p0取值范圍見表3-2。表3-2摩擦片單位壓力p 0的取值范圍摩擦片材料單位壓力p 0/Mpa石棉基材料模壓0.150.25編織0.25 0.35粉末冶金材料銅基0.35 0.50鐵基金屬陶瓷材料0.70 1.50p 0選擇：0.10 MPa W p0 W 1.50 MPa，本次設計取 p 0 = 0.3MPa。3.4摩擦片外徑D、內徑d和厚度b摩擦片外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決 定性的影響。D 二：一12B 廣 max 翌88mm3' nfZp0(1 - c3)取 D =225 mm當摩擦片外徑D確定后，摩擦片內徑d可根據(jù)d/D在0.530.70之間來確定。取 c = d/D = 0.667, d = 0.667D = 150.075 mm ,取 d = 150mm摩擦片厚度b主要有3.2 mm、3.5 mm、4.0 mm三種。取b = 3.5 mm。T = BT = 1.2 x 189 = 227 N.m第4章離合器的設計與計算4.1離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設計離合器要確定離合器的性能參數(shù)和尺寸參數(shù)，這些參數(shù)的變化直接影響離合 器的工作性能和結構尺寸。這些參數(shù)的確定在前面是采用先初選、后校核的方法。下 面采用優(yōu)化的方法來確定這些參數(shù)13。(1) 摩擦片外徑D (mm)的選取應使最大圓周速度vD不超過6570m/s，即njiv = 60 nD x 10 -3 = - x 4400 x 225 x 10 -3 =51.81m/s M65 70m/s符合要求。式中，vd為摩擦片最大圓周速度(m/s);n為發(fā)動機最高轉速(r/min)。(2) 摩擦片的內、外徑比c應在0.530.70范圍內，本次設計取c = 0.667。(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，不同的車型的 B值應在一定范圍內，最大范圍為1.24.0，本次設計取B= 1.20。(4) 為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2R0 約 50mm，即 d > 2R + 50 mm(5) 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p0根 據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內選取，p0的最大范圍為0.101.50 Mpa。本次設計取p 0 = 0.3 MPa。(6) 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，離合器每一次結合的單位摩擦面積滑磨功w應小于其許用值w。汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功(J)為：H2R2 m r2()1800 i2i20 g=7522.1(J)式中，m a為汽車總質量(kg)；、為輪胎滾動半徑(m)； i為汽車起步時所用變 速器檔位的傳動比；i 0為主減速器傳動比；n為發(fā)動機轉速(r/min)；乘用車n取 2000 r/min 。4WnZ (D 2 d 2)4*7522.13.14*2*(225*225 150*150)=0.17< w = 0.4 J/mm 2滿足要求4.2膜片彈簧的彈性特性曲線膜片彈簧特性曲線4.3膜片彈簧基本參數(shù)的選擇4(1) 比值H/h和h的選擇為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h 一般為 1.52.0，板厚h為24 mm。取 h =3 mm , H/h =1.5，艮口 H =1.5h =4.5mm 。(2) R/r比值和r的選擇研究表明。R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲受直徑誤差的 影響越大，且應力越高。根據(jù)結構布置和壓緊力的要求。R/r 一般為1.201.35。為 使摩擦片上的壓力分布較均勻，拉式膜片彈簧的r值宜為大于或等于R。即cR二摩擦片外徑120取 R/r = 1.2，r = R /1.2 =100mm。(3) a的選擇膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角a與內截錐高度H關系密切，a般在9。15。范圍 內。a = arctan H/(R-r) = 12.68° ，符合要求。(4) 分離指數(shù)目n的選取分離指數(shù)目n常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12。取分 離之數(shù)目n =18。(5) 膜片彈簧小段內半徑r0及分離軸承作用半徑r的確定r 0由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。r f應大于r 。0r = 28mm r =30mm(6) 切槽寬度6 、6 2及半徑七的確定5 1= 3.23.5 mm，6 = 910 mm，r的取值應滿足 r - r N 6 。本次設計取 6 i = 3.2 mm，6 = 9 mm ， r W r - 6 = 91 mm。(7) 壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r 1的確定R =118mm r =102mm4.4膜片彈簧的優(yōu)化設計膜片彈簧的優(yōu)化設計就是要確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其彈性特性滿足離合器 的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設計要求，以達到最佳的綜合效果。(1) 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H/h與初始底錐角aH/(R-r)應 在一定范圍內，即1.6 W H/h = 1.5 W 2.29°WaeH/(R-r)= 12.68°W 15°（2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即1.20 W R/r=1.20 W 1.370 W2R/h=80 W 1003.5 WR/ r0=4.3 W 5.0（3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑r1應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即（D+d）/4 Wr 1=102 W D/2（4）根據(jù)彈簧結構布置要求，R與R, r與r之差應在一定范圍內，即1f 01 W R-R1 = 2 W 70 W rf-r0 = 2W 4（5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此其杠桿比應在一定范圍內選取， 即3.5 W R L = 5.5 W 9.0R1 - r1第5章 主要零部件的結構設計5.1扭轉減振器的設計5.1. 1扭轉減振器的概述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段扭轉剛度，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。因此，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 聲和主減速器與變速器的扭振及噪聲。(4)緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。減振器的扭轉剛度k和阻尼摩擦元件間的阻尼摩擦轉矩T.是兩個主要參數(shù)，決 定了減振器的減震效果。其設計參數(shù)還包括極限轉矩T j、預緊轉矩Tn和極限轉角七 等。5.1.2扭轉減振器的設計J°J(1) 極限轉矩Tj極限轉矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙 1時所能傳遞的 最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取T j = (1.52.0) Temax一般乘用車：系數(shù)取2.0即T j = 2 Tema = 378N - m(2) 扭轉角剛度K W13T .=13X378=4914(3) 阻尼摩擦轉矩Tp由于減振器扭轉剛度k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效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩TO p一般可按下式初選：T =(0.060.17)Temax取 T = 0.1T= 18.9N - m(4) 預緊轉矩Tn減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，J增加，共振頻率將向減小頻率 的方向移動，這是有利的。但是Tn不應大于Tp，否則在反向工作時，扭轉減振器將 提前停止工作，故取T = (0.050.15)T取 T = 0.1T=18.9N - m(5) 減振彈簧的位置半徑R0R0的尺寸應盡可能大些，一般取R° =(0.600.75)d/2R0 = 0.60d/2 = 45 mm(6) 減振彈簧個數(shù)ZjZ 參照表6-1選取。表5-1減振彈簧個數(shù)的選取摩擦片外徑D/mm225250250325325350>350Z .-d4668810>10摩擦片外徑D = 225mm，選取Z .=4(7) 減振彈簧總壓力F£當限位銷與從動盤轂之間的間隙氣或氣被消除，減震彈簧傳遞的轉矩達到最大值 Tj時，減震彈簧受到的壓力F£為F =T /R = 378000Nmm/45 = 8400 N(8) 極限轉角中j本次設計中取10°。j5.2從動盤總成的設計5.2.1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 矩。動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉矩傳給了從動盤轂。因為有彈性 環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉振動會使 從動盤轂相對于動盤本體和減振器盤來回轉動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭 轉振動的能量，將扭轉振動衰減下來6它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的遲鈍可根據(jù)摩擦片 的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩七max由表3-1選取。表5-2從動盤轂花鍵的尺寸摩擦片外徑 D/mm發(fā)動機最大轉矩Te max/(N m)花鍵尺寸擠壓應力。JMPa齒數(shù)n夕卜 徑D/mm內 徑d/mm齒 厚t/mm有效齒長l/mm160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.5本次設計D = 225mm , T = 189 N - m故選擇花鍵類型為:摩擦片夕卜徑D/mm發(fā)動機最大轉矩 Te max/（N m）花鍵尺寸擠壓應力/MPa c齒數(shù)n夕卜 徑D/mm:mm"L厚有效齒長 l/mm22518910322643011.35.2.2從動片的設計從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求：（1）從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。（2）從動盤應具有軸向彈性，使離合器結合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力 均勻，以減小磨損。（3）應安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。5.2.3摩擦片的設計摩擦片應滿足以下要求：（1）摩擦因數(shù)較高且穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要?。?）具有足夠的機械強度與耐磨性（3）密度要小，以減少從動盤的轉動慣量。（4）熱穩(wěn)定性要好（5）磨合性要好，不至刮傷飛輪和壓盤表面5.3離合器蓋總成的設計5.3.1離合器蓋結構設計的要求：（1）應具有足夠的剛度，否則影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減 小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。（2）應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。(3) 蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。(4) 為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗 孔，或在蓋上加設通風扇片等。乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。5.3.2壓盤的設計對壓盤結構設計的要求10(1) 壓盤應具有較大的質量，以增大熱容量，減小溫度，防止其產生裂紋和破碎，有 時可設置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可 以采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。(2) 壓盤應具有較大剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹 曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為1525 mm。(3) 與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于 1520 gcm。(4) 壓盤高度(從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，通常采用灰鑄鐵，一般采 用 HT200、HT250、HT300，硬度為 170227HBS。5.4壓盤的結構設計與選擇, Y W0.5 x 7522.1t =mcm x 481.4m 取 3.5kg帶入t = 2.3°C，所以符合要求式中，t為壓盤溫升(C),不超遏810C； c為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4 J/(kgC)； m為壓盤質量(kg)；Y為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓 盤.結論本設計根據(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 單片拉式膜片彈簧離合器。計算方面：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，所含金孟，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。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。