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1、 汽車(chē)設(shè)計(jì) 第二章 離合器設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)參數(shù) 車(chē) 型： 輕型貨車(chē) 整車(chē)質(zhì)量（ Kg）： 3830 發(fā)動(dòng)機(jī) 最大扭矩 /轉(zhuǎn)速（ N m/rpm） :220/2100 最大功率 /轉(zhuǎn)速 （ Kw/rpm） :67/3000 車(chē)輪滾動(dòng)半徑 ：（ mm）： 340 一、 離合器的設(shè)計(jì)目的及原理概述 1.1 離合器的設(shè)計(jì)目的 了解轎車(chē)離合器的構(gòu)造，掌握轎車(chē)離合器的工作原理。了解從動(dòng)盤(pán)總成的結(jié)構(gòu)，掌握從動(dòng)盤(pán)總成的設(shè)計(jì)方法，了解壓盤(pán)和膜片彈簧的結(jié)構(gòu)，掌握壓盤(pán)和膜片彈簧的設(shè)計(jì)方法，通過(guò)對(duì)以上幾方面的了解，從而熟悉轎車(chē)離合器的工作原理。 學(xué)會(huì)如何查找 文獻(xiàn)資料、相關(guān)書(shū)籍，培養(yǎng) 自己的 動(dòng)手設(shè)計(jì)項(xiàng)目、自學(xué)的能力，掌握
2、單獨(dú)設(shè)計(jì)課題和項(xiàng)目的方法，設(shè)計(jì)出滿足整車(chē)要求并符合相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)、具有良好的制造工藝性且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、便于維護(hù)的轎車(chē)離合器，為以后從事汽車(chē)方面的工作或工作中設(shè)計(jì)其它項(xiàng)目奠定良好的基礎(chǔ)。 1.2 離合器的工作原理 離合器通常裝在發(fā)動(dòng)機(jī)與變速器之間，其主動(dòng)部分與發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪相連，從動(dòng)部分與變速器相連。為各類(lèi)型汽車(chē)所廣泛采用的摩擦離合器，實(shí)際上是一種依靠其主、從動(dòng)部分間的摩擦來(lái)傳遞動(dòng)力且能分離的機(jī)構(gòu)。 離合器的主要功用是切斷和實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系平順的接合，確保汽車(chē)平穩(wěn)起步；在換擋時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系分離，減少變速器中換檔齒輪間的沖擊；在工作中受到較大的動(dòng)載荷時(shí)，能限制傳動(dòng)系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，以防止傳動(dòng)系個(gè)零部件因
3、過(guò)載而損壞；有效地降低傳動(dòng)系中的振動(dòng)和噪音。 1.3 離合器的設(shè)計(jì)要求 1) 在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲(chǔ)備，又能防止過(guò)載。 2) 接合時(shí)要完全、平順、柔和，保證起初起步時(shí)沒(méi)有抖動(dòng)和沖擊。 3) 分離時(shí)要迅速、徹底。 4) 從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小，以減輕換檔時(shí)變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小同步器的磨損。 5) 應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)效果，以保證工作 溫度不致過(guò)高，延長(zhǎng)壽命。 6) 操縱方便、準(zhǔn)確，以減少駕駛員的疲勞。 7) 具有足夠的強(qiáng)度和良好的動(dòng)平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長(zhǎng)。 二、 離合器的結(jié)構(gòu)方案分析 2.1 車(chē)型、技術(shù)參數(shù) 車(chē) 型：
4、輕型載貨汽車(chē) 整車(chē)質(zhì)量（ Kg）： 3830 發(fā)動(dòng)機(jī) 最大扭矩 /轉(zhuǎn)速（ N m/rpm） :220/2100 最大功率 /轉(zhuǎn)速 （ Kw/rpm） :67/3000 車(chē)輪滾動(dòng)半徑 ：（ mm）： 340 2.2 從動(dòng)盤(pán)數(shù)的選擇 對(duì)乘用車(chē)和最大質(zhì)量小于 6t 的商用車(chē)而言，發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩一般不大，離合器通常只設(shè)一片從動(dòng)盤(pán)。 2.3 壓緊彈簧和布置形式 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(diǎn)是用一個(gè)膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其他幾類(lèi)相比又有以下幾個(gè)優(yōu)點(diǎn)： （ 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
5、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(dāng)離合器分離時(shí)，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(jiǎn)單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量??； （ 3）高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，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(pán)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(shí)現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長(zhǎng)； （ 6）平衡性好； （ 7）有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。 但膜片彈簧的制造較復(fù)雜， 其 精度要求高，其非線性特性在生產(chǎn)中不易控制，開(kāi)口處容
6、易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來(lái)，由于材料性能提高，制造工藝和設(shè)計(jì)方法逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，選用膜片彈簧式離合器。 2.4 膜片彈簧的支承形式 我們選用了拉式膜片彈簧，圖為拉式膜片彈簧 的支承形式 單支承環(huán)形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環(huán)上。 2.5 壓盤(pán)的驅(qū)動(dòng)方式 在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤(pán)的方法有三種： 1）凸臺(tái) 窗孔式：它是將壓盤(pán)的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內(nèi)，通過(guò)二者的配合，將扭矩從離合器蓋傳到壓盤(pán)上，此方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，應(yīng)用較多；缺點(diǎn)：壓盤(pán)上凸臺(tái)在傳動(dòng)過(guò)程中存在滑動(dòng)摩擦，因而接觸部分容易產(chǎn)生分離不徹底。 2）徑向傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)式：這種方
7、式使用彈簧剛制的徑向片將離合器蓋和壓盤(pán)連接在一起，此傳動(dòng)的方式較 上一種在結(jié)構(gòu)上稍顯復(fù)雜一些，但它沒(méi)有相對(duì)滑動(dòng)部分，因而不存在磨損，同時(shí)踏板力也需要的小一些，操縱方便；另外，工作時(shí)壓盤(pán)和離合器蓋徑向相對(duì)位置不發(fā)生變化，因此離合器蓋等旋轉(zhuǎn)物件不會(huì)失去平衡而產(chǎn)生異常振動(dòng)和噪聲。 3） 徑向傳動(dòng)片驅(qū)動(dòng)方式：它用彈簧鋼制的傳動(dòng)片將壓盤(pán)與離合器蓋連接在一起，除傳動(dòng)片的布置方向是沿壓盤(pán)的弦向布置外，其他的結(jié)構(gòu)特征都與徑向傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)方式相同。 經(jīng)比較，我選擇徑向傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)方式。 三、 離合器主要參數(shù)的選擇 3.1 后備系數(shù) 后備系數(shù)保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩，同時(shí)它有助于減少汽車(chē)起步時(shí) 的滑磨，提高了離
8、合器的使用壽命。但為了離合器的尺寸不致過(guò)大，減少傳遞系的過(guò)載，使操縱輕便等，后備系數(shù)又不宜過(guò)大。由于所設(shè)計(jì)的離合器為膜片彈簧離合器，在使用過(guò)程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會(huì)變小（開(kāi)始時(shí)還有些增加）， 輕型貨車(chē)是在城鄉(xiāng)間公路運(yùn)輸， 使用條件較好，宜取小值，由汽車(chē)設(shè)計(jì)書(shū)表 2-1，初取 =1.4。 3.2 單位壓力0P單位壓力0P決定了摩擦表面的耐磨性，對(duì)離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時(shí)應(yīng)考慮離合器的工作條件、發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。0P取值范圍見(jiàn)表 ： 摩擦片材料 單位壓力 p0/Mpa 石棉基材料 模壓 0.15 0.25 編織 0.25 0
9、.35 粉末冶金材料 銅基 0.35 0.50 鐵基 金屬陶瓷材料 0.70 1.50 摩擦片材 料選擇石棉基材料，模壓制造取0P=0.2Mpa。 3.3 摩擦片外徑 D 內(nèi)徑 d 和厚度 b 摩擦片外徑 D（ mm）可以根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 maxeT （ N.m）按如下經(jīng)驗(yàn)公式選用 mmTKD eD 2452201 6 . 5m a x DK 為直徑系數(shù)由汽車(chē)設(shè)計(jì)書(shū)表 2-3選取為 16.5 emaxT為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 m220e m a x NT離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表 1 外徑 D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430
10、內(nèi)徑 d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度 b/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 c=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 1- c3 0.676 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 106 132 160 221 302 402 466 546 678
11、 729 908 1037 摩擦片標(biāo)準(zhǔn)系列尺寸，取 D=250mm， d=155mm,b=3.5mm ， c=d/D=0.620 3.4 計(jì)算校核 3.4.1單位壓力0P驗(yàn)算 m3 0 82 2 04.1m a xc NTT e )1(12 3330 DdZDfpT c pa19.0)0525511(052226.03 0 812)1(123333330 MDdZDfTp c 式中， f 為摩擦因數(shù)取 0.26； 0p 為單位壓力（ aMP ） Z 為摩擦面數(shù)取 2； D為摩擦 片外徑取 250mm ； d 為摩擦片內(nèi)徑取 155mm ； 計(jì)算結(jié)果 與 前面 所選擇的單位壓力0P相差不大， 選
12、擇 合理。 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長(zhǎng)期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車(chē)的的使用條件，摩擦片的性能應(yīng)滿足以下幾個(gè)方面的要求： 應(yīng)具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對(duì)摩擦系數(shù)的影響小。 要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時(shí)應(yīng)耐磨。 要有足夠的機(jī)械強(qiáng)度，尤其在高溫時(shí)的機(jī)械強(qiáng)度應(yīng)較好 熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時(shí)分離出的粘合劑較少，無(wú)味，不易燒焦 磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤(pán)等零件的表面 油水對(duì)摩擦性能的影響應(yīng)最小 結(jié)合時(shí)應(yīng)平順而無(wú)“咬住”和“抖動(dòng)”現(xiàn)象 由以上的要求 ,目前車(chē)用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學(xué)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
13、擦系數(shù)大約在 0.3 左右 ,在該設(shè)計(jì)中選取的是石棉合成物制成的摩擦片。 3.4.2最大圓周速度 Dv smsmDnv eD /7065/45100520030601060 33m a x 式中， Dv 為摩擦片最大圓周速度（ m/s）； m a x en 為發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速取3000r/min ； D 為摩擦片外徑徑取 250mm ；故符合條件。 3.4.2單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 c0T 0cT= )( 4 22 dDZ Tc )551052(2 2204.14 22 2900.0 (N m / 2mm ) 式中，cT為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩 220 mN ；當(dāng)摩擦片外徑250210D 時(shí)
14、， 0cT =0.0030 N m / 2mm 0.0029 N m / 2mm ，故符合要求 。 3.4.2單位摩擦面積滑磨功 為了減少汽車(chē)起步過(guò)程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過(guò)高而發(fā)生燒傷，離合器每一次結(jié)合的單位摩擦面積滑磨功 w 應(yīng)小于其許用值 w。 汽車(chē)起步時(shí)離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功 (J)為： W = 1800n2e2 (2g202raiirm ) 根據(jù)公式0ga iinr 377.0u汽車(chē)的最大爬坡度為 i=16.7，將爬坡度帶入公式 ）（ dtdu3600mu76140 AuC3600G iu3600G f u1 a3aDaae TP ，式中，忽略空氣阻力， dtdu
15、 =0 將 w67e KP ， NG 3 7 5 3 48.93 8 3 0 ，滾動(dòng)阻力系數(shù) f 取 0.02 代入計(jì)算得到一檔時(shí)汽車(chē)的速度 h/18kmua a0g unr 377.0ii 36.21ii 0g W = 1800n2e2 (2g202raiirm ) = 1800 001514.3 22 (2236.210.343830 ) = 11960 (J) 式中， W 為汽車(chē)起步時(shí)離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功 (J)； ma 為汽車(chē)總質(zhì)量取 3830kg； rr 為輪胎滾動(dòng)半徑 ，約等于靜負(fù)荷半徑 0.34m； ne為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min),商用 車(chē) ne取 1500 r/min
16、； w = )( 4 22 dDZ W= )551052(214.3 960114 22 = 0.197J/ 2mm 式中， W 為汽車(chē)起步時(shí)離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功取 11960J 滿足 w = 2,則er=r- 2=84-10=74mm 故取er 74mm。 4.1.7 壓盤(pán)加載點(diǎn)半徑 R1 和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑 r1的確定 R1和 r1需滿足下列條件： 711 RR ， 610 rr 故選擇 R1 100mm， r1 88mm. 4.1.8 膜片彈簧材料 制造膜片彈簧用的材料，應(yīng)具有高的彈性極限和屈服極限，高的靜力強(qiáng)度及疲勞強(qiáng)度，高的沖擊強(qiáng)度，同時(shí)應(yīng)具有足夠大的塑性變形性能。按上述要
17、求，國(guó)內(nèi)常用的膜片彈簧材料為硅錳鋼 60Si2MnA 或 50CrVA。 4.2 膜片彈簧的彈性特性曲線 假設(shè)膜片彈簧在承載過(guò)程中，其子午線剛性地繞上地某中性點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)。 設(shè)通過(guò)支承環(huán)和壓盤(pán)加載膜片彈簧上地載荷 P1(N)集中在支承點(diǎn)處，加載點(diǎn)間的相對(duì)軸向變形為 x1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示： 222 )112 1)(111()11( )/l n ()1(6 1)1(1 hrR rRxHrR rRxHrR rRbE h xxfP 式中， E彈性模量，鋼材料取 E=2.06 510 Mpa； b泊松比，鋼材料取 b=0.3； R自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑， mm； r自由狀態(tài)下碟簧部
18、 分小端半徑， mm； R1壓盤(pán)加載點(diǎn)半徑， mm； r1支承環(huán)加載點(diǎn)半徑， mm； H自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度， mm； h膜片彈簧鋼板厚度， mm。 彈性特性曲線 圖： 膜片彈簧彈性特性05001000150020002500300035000 1 2 3 4 5 6變形 1/mm工作壓力F1/N膜片彈簧的相關(guān)參表 截錐高度 H 板厚 h 分離指數(shù) n 圓底錐角 3.4mm 2mm 18 10 五、 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì) 扭轉(zhuǎn)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(dòng)系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，改變系統(tǒng)的固有振型，盡可能避開(kāi)由發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩主諧量激勵(lì)
19、引起的共振。阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動(dòng)能量。 5.1 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù) 目前，在柴油機(jī)汽車(chē)中廣泛采用具有怠速級(jí)的兩級(jí)或三級(jí)非線性扭轉(zhuǎn)減振器 。三級(jí)非線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如下圖所示。 5.1.1極限轉(zhuǎn)矩jT極限轉(zhuǎn)矩受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取 m a xj 0.25.1 eTT ）（對(duì)于商用車(chē)，系數(shù)取 1.5，計(jì)算得 m3 3 02 2 05.15.1m a xj NTT e5.1.2扭轉(zhuǎn)角剛度K由經(jīng)驗(yàn)公式初選 j13TK m / r ad4 2 9 03301313 j NTK 5.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩T可按公式初選 e m a x0 .1 706.
20、0 TT ）（ 取 m222 2 01.01.0e m a x NTT 5.1.4 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 nT 減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊。 nT 滿足以下關(guān)系： e m a xn 0 .1 505.0 TT ）（且 m22n NTT 而 m33N110 .1 505.0e m a xn TT ）（則初選 m6.17n NT 5.1.5 減振彈簧的位置半徑0R0R的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取 0R=(0.60 0.75)d/2 則取0R=0.7d/2=0.7 155/2=54.25(mm),可取為 55mm. 5.1.6 減振彈簧個(gè)數(shù)jZ當(dāng)摩擦片外徑 D 250mm時(shí)， jZ=4 6 故取jZ=6 5.
21、1.7 減振彈簧總壓力 F 當(dāng)減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值 Tj 時(shí)，減振彈簧受到的壓力 F 為 NRTF 9.6 0 8 2)1055/(330/ 3-0j 5.2 減振彈簧的計(jì)算 在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即可根據(jù)布置上的可能來(lái)確定和減振器設(shè)計(jì)相關(guān)的尺寸。 5.2.1 減振彈 簧的分布半徑 1R 1R 的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取 1R =(0.60 0.75)d/2 式中， d為離合器摩擦片內(nèi)徑 故 1R =0.7d/2=0.7 155/2=54.25(mm)，即為減振器基本參 數(shù)中的0R5.2.2 單個(gè)減振器的工作壓力 P NzFP 8.1 0 1 36/9.6 0 8 2/ 5.
22、2.3 減振彈簧尺寸 1）彈簧中徑 Dc 其一般由布置結(jié)構(gòu)來(lái)決定，通常 Dc=11 15mm 故取 Dc=12mm 2）彈簧鋼絲直徑 d d=3 8PDc= 3 580 126.7768 =3.45mm 式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力 可取 550 600Mpa,故取為 580Mpa d取 3.5 mm 3）減振彈簧剛度 k 應(yīng)根據(jù)已選定的減振器扭轉(zhuǎn)剛度值 k 及其布置尺寸 R1確定，即 m94.24260 . 0 5 4 2 51 0 0 0 4 2 9 01 0 0 0 Rkk 221 Nn4）減振彈簧有效圈數(shù) i 41094.422)1012(8 )105.3(103.88 333 4343 4 k
23、DGdic5）減振彈簧總?cè)?shù) n 其一般在 6圈左右，與有效圈數(shù) i 之間的關(guān)系為 n=i +(1.5 2)=6 6）減振彈簧最小高度 2 3 m m.101.331.11.1)(m i n dndnl 7）彈簧總變形量 1 7 m m.494.2 4 2 8.1 0 1 3 kPl 8）減振彈簧總變形量 0l 1 4 .4 m m4 .1 723.10l m i n0 ll 9）減振彈簧預(yù)變形量 2 m m.01025.54694.2 4 2 6.17 3-1 k Z RTl n10）減振彈簧安裝工作高度 l 1 4 .2 m m2.0-4.140 lll 11）從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤(pán)轂的最 大轉(zhuǎn)
24、角 最大轉(zhuǎn)角 和減振彈簧的工作變形量 )( llll 有關(guān)，其值為 19.4)2/a r c s in (2 1 Rl 12）限位銷(xiāo)與從動(dòng)盤(pán)轂缺口側(cè)邊的間隙 1 sin21 R ，式中， 2R 為限位銷(xiāo)的安裝尺寸。 1 值一般為 2.5 4mm。 所以可取 1 為 3mm, 2R 為 41mm。 13）限位銷(xiāo)直徑 d d 按結(jié)構(gòu)布置選定，一般 d 9.5 12mm?？扇?d 為 10mm 扭轉(zhuǎn)減振器相關(guān)參數(shù)表 極限轉(zhuǎn)矩 Tj 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 T 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 Tn 減振彈簧的位置半徑 R0 減振彈簧個(gè)數(shù) Zj 330 N m 22 N m 17.6 N m 55mm 6 六、 離合器主要零部件的結(jié)構(gòu)
25、設(shè)計(jì) 6.1 從動(dòng)盤(pán)轂的設(shè)計(jì) 從動(dòng)盤(pán)轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動(dòng)機(jī)傳來(lái)的全部轉(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對(duì)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(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩 T maxe 來(lái)選擇 摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Tmaxe/(N m) 花鍵尺寸 擠壓應(yīng)力c/MPa 齒 數(shù) n 外徑D/mm 內(nèi)徑d/mm 齒厚t/mm 有效尺長(zhǎng) l/mm 250 196 10 35 32 4 35 10.2 6.2 從動(dòng)片的設(shè)計(jì) 從動(dòng)盤(pán)對(duì)離合器工作性能影響很大，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)滿足如下要求： 1)從動(dòng)盤(pán)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)盡可能小，以減小變速器換擋時(shí)輪齒間的沖擊。 2) 從動(dòng)
26、盤(pán)應(yīng)具有軸向彈性，使離合器結(jié)合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。 3)應(yīng)安裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動(dòng)系共振，并緩和沖擊。 本次設(shè)計(jì)初選從動(dòng)片厚度為 2mm。 6.3 離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求 1)應(yīng)具有足夠的剛度， 否則影響離合器的工作特性，增大操縱時(shí)的分離行程，減小壓盤(pán)升程，嚴(yán)重時(shí)使摩擦面不能徹底分離。 2)應(yīng)與飛輪保持良好的對(duì)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(yīng)具有高的尺寸精度。 4)為了便于通風(fēng)散熱，防止摩擦表面溫度過(guò)高，可在離合器蓋上開(kāi)較大的通風(fēng)窗孔，或在蓋上加設(shè)通風(fēng)扇片等。 乘用車(chē)離合器蓋一般用 08、 10鋼等低碳鋼板。 本次設(shè)計(jì)初選 08鋼板
27、厚度為 3mm 6.4 壓板的設(shè)計(jì) 對(duì)壓盤(pán)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求 : 1)壓盤(pán)應(yīng)具有較大的質(zhì)量 ,以增大熱容量，減小溫，防止其產(chǎn)生 裂紋和破碎，有時(shí)可設(shè)置各種形狀的散熱筋或鼓風(fēng)筋，以幫助散熱通風(fēng)。中間壓盤(pán)可鑄出通風(fēng)槽，也可以采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤(pán)。 2)壓盤(pán)應(yīng)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(yīng)保持良好的對(duì)中，并要進(jìn)行靜平衡，壓盤(pán)單件的平衡精度應(yīng)不低于 15 20 g cm 。 4)壓盤(pán)高度 (從承壓點(diǎn)到摩擦面的距離 )公差要小。 壓盤(pán)形狀較復(fù)雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦
28、因數(shù)，通常采用灰鑄 鐵，一般采用 HT200、 HT250、 HT300，硬度為 170 227HBS。 6.5 壓板的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與選擇 t = mcW(1) m = V = )422( dDh (2) t=c)422( dDhW= 59.34.8147800)425512502(15960115.0 式中， W 為汽車(chē)起步時(shí)離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功， W=11960J 為傳到壓盤(pán)的熱量所占的比例，對(duì)單片離合器壓盤(pán) . =0.5； m 為壓盤(pán)質(zhì)量 (kg) V 為壓盤(pán)估算面積 ； c 為壓盤(pán)的比熱容，鑄鐵： c=481.4 J/(kg C )； 為鑄鐵密度，取 7800 kg/m3 ； D 為摩擦片外徑取 250mm ； d 為摩擦片內(nèi)徑取 155mm ； h 為壓盤(pán)厚度，取 =15 mm； t 為壓盤(pán)溫升（ C ） 滿足壓盤(pán)溫升不超過(guò) 810 C 要求。
輕型貨車(chē)離合器的設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)
