目 錄摘要 .ⅠAbstract.Ⅱ第 1 章 緒 論 .41.1 研究目的 .41.2 研究背景 .41.3 研究現(xiàn)狀 .41.4 研究內(nèi)容 .5第 2 章 離合器結(jié)構(gòu)方案選取 72.1 設(shè)計參數(shù) .72.2 離合器形式的選擇72.3 壓緊彈簧和布置形式的選擇 82.4 壓盤的驅(qū)動方式 92.5 離合器的通風(fēng)散熱措施 102.6 分離軸承類型 .102.7 本章小結(jié) .11第 3 章 離合器主要參數(shù)的 確定 123.1 摩擦片尺寸的確定 .123.2 離合器 后備系數(shù)的 確定12b3.3 單位壓力 P 的確定 .13I3.4 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 143.5 本章小結(jié) .15第 4 章 離合器從動盤總成設(shè)計 164.1 從動盤結(jié)構(gòu)介紹 164.2 摩擦片的材料選取及固緊方式174.3 從動盤轂的設(shè)計 184.4 從動片的設(shè)計 .204.5 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計214.5.1 扭轉(zhuǎn)減振器的功能 .214.5.2 扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型的選擇 .214.6 減振彈簧設(shè)計 .234.7 本章小結(jié) .25第 5 章 離合器蓋總成的設(shè)計 265.1 壓盤傳力方式的選擇 .265.2 壓盤幾何尺寸的確定 .265.3 壓盤材料的選擇 275.4 傳動片片幾何尺寸的確定 及材料選擇 .275.5 離合器蓋的設(shè)計 295.6 支撐環(huán)的設(shè)計 .295.7 離合器分離套筒和分離軸承的設(shè)計305.8 本章小結(jié) .31第 6 章 離合器膜片彈簧的設(shè)計 326.1 膜片彈簧的結(jié)構(gòu)特點(diǎn) .32II6.2 膜片彈簧的變形特性 .326.3 膜片彈簧的彈性變形特性 .336.4 膜片彈簧的參數(shù)尺寸確定 .346.4.1 H/h 比值的選取 .356.4.2 R 及 R/r 確定 356.4.3 膜片彈簧起始圓錐底角 36?6.4.4 膜片彈簧小端半徑 r 及分離軸承的作用半徑 r .36f p6.4.5 分離指數(shù)目 n、切槽寬 、窗孔槽寬 、及半徑 r 361?2?e6.4.6 支承環(huán)的作用半徑 l 和膜片與壓盤接觸半徑 L366.4.7 膜片彈簧材 料選擇 366.5 膜片彈簧的計算與強(qiáng)度校核 366.6 本章小結(jié) .40第 7 章 離合器操縱機(jī) 構(gòu)的設(shè)計 417.1 操縱機(jī)構(gòu)踏板力和行程 417.2 操縱機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式 .417.3 操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算 .427.4 本章小結(jié) .43結(jié) 論 .44參考文獻(xiàn)45致謝 .47附錄 A .48附錄 B513第 1 章 緒 論1.1 研究動機(jī)與目的了解轎車離合器的構(gòu)造，掌握轎車離合器的工作原理。了解從動盤總成的結(jié)構(gòu)，掌握從動盤總成的設(shè)計方法，了解壓盤和膜片彈簧的結(jié)構(gòu)，掌握壓盤和膜片彈簧的設(shè)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(xué)會如何查找文獻(xiàn)資料、相關(guān)書藉，培養(yǎng)學(xué)生動手設(shè)計項目、自學(xué)的能力，掌握單獨(dú)設(shè)計課題和項目的方法，設(shè)計出滿足整車要求并符合相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)、具有良好的制造工藝性且結(jié)構(gòu)簡單、便于維護(hù)的轎車離合器，為以后從事汽車方面的工作或工作中設(shè)計其它項目奠定良好的基礎(chǔ)。通過這次的畢業(yè)設(shè)計，使學(xué)生充分地認(rèn)識到設(shè)計一個工程項目所需經(jīng)歷的步驟，以及身為一個工程技術(shù)人員所需具備的素質(zhì)和所應(yīng)當(dāng)完成的工作，為即將進(jìn)入社會提供了一個良好的學(xué)習(xí)機(jī)會，對于由學(xué)生向工程技術(shù)人員轉(zhuǎn)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(jī)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(jī)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(jī)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(zhuǎn)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(jī)轉(zhuǎn)速、功率的不斷提高和汽車電子技術(shù)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(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(yīng)發(fā)動機(jī)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。汽車傳動系的設(shè)計對汽車的動力學(xué)和燃油經(jīng)濟(jì)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(shè)計中，合理地選擇離合器的結(jié)構(gòu)型式和設(shè)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(jī)轉(zhuǎn)矩，還使其有足夠的使用壽命。41.3 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(jié)構(gòu)大為簡化，質(zhì)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(jī)的轉(zhuǎn)矩，而不致產(chǎn)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(qiáng)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(chǎn)生橫向撓曲，彈簧嚴(yán)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(zhuǎn)矩能力下降 [3]。那么可以看出，對于膜片彈簧離合器的設(shè)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(diǎn)，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(yùn)用，而且正大力擴(kuò)展到載貨汽車和重型汽車上，國外已經(jīng)設(shè)計出了傳遞轉(zhuǎn)矩為 80~2000N.m、最大摩擦片外徑達(dá) 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(zhì)量達(dá) 28~32t 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(jīng)都采用壓式機(jī)構(gòu)，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內(nèi)端的分離指處是承受壓力。當(dāng)前膜片彈簧離合器的操縱機(jī)構(gòu)已經(jīng)為拉式操縱機(jī)構(gòu)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(jié)構(gòu)簡化，零件減少、裝拆方便；膜片彈簧的應(yīng)力分布也得到改善，最大應(yīng)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(jié)構(gòu)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(shù)上不斷改進(jìn)，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(jìn)行強(qiáng)制冷卻的結(jié)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(nèi)外資料獲知，這種離合器的使用壽命可達(dá)干式離合器的 5-6 倍，但濕式離合器優(yōu)點(diǎn)的發(fā)揮是一定要在某溫度范圍內(nèi)才能實現(xiàn)的，超過這一溫度范圍將起負(fù)面效應(yīng)。目前此技術(shù)尚不夠完善。1.4 研究 內(nèi)容通過畢業(yè)設(shè)計，對轎車離合器的結(jié)構(gòu)、從動盤總成、壓盤和離合器蓋總成及膜片彈簧的設(shè)計有比較深入的熟悉并掌握。首先通過查閱文獻(xiàn)、上網(wǎng)查閱資料，了解汽車5離合器的基本工作原理，結(jié)構(gòu)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(jìn)一步的了解，并在指導(dǎo)老師的幫助下完成膜片彈簧離合器設(shè)計。為了保證離合器具有良好的工作性能，對汽車離合器設(shè)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(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)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(zhuǎn)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(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 6)應(yīng)使傳動系避免扭轉(zhuǎn)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(zhǔn)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(yīng)有足夠的強(qiáng)度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。 10)結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。6第 2 章 離合器結(jié)構(gòu)方案選取汽車離合器廣泛采用摩擦離合器，本次設(shè)計也是采用摩擦式，要根據(jù)選定車型的參數(shù)進(jìn)行機(jī)構(gòu)方案的選擇。2.1 設(shè)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(qū)動形式 4×2最高車速 =187 km/hmaxV發(fā)動機(jī)最大功率及轉(zhuǎn)速 =74 KW =5200 eppnr/min發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速 =155 N·m =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(zhì)量 m=1220Kg在設(shè)計離合器時，應(yīng)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(biāo)準(zhǔn)化）要求等，合理選擇離合器的結(jié)構(gòu)。在離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計時必須綜合考慮以下幾點(diǎn)：1. 保證離合器結(jié)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;73. 離合器軸的軸向定位和軸承潤滑;4. 運(yùn)動零件的限位，離合器的調(diào)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(jié)構(gòu)的離合器結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉(zhuǎn)動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤結(jié)合平順，廣泛用于轎車及微、中型客車和貨車上，在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(shè)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(cè)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(dāng)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(chǎn)生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧幾乎變平，圖 2.1[1]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(chǎn)生壓緊力使離合器處于結(jié)合狀態(tài)。當(dāng)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(diǎn)發(fā)生反錐形的轉(zhuǎn)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(diǎn)：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此設(shè)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(jié)構(gòu)大為簡化，零件數(shù)目減少，質(zhì)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(fēng)散熱等。8（a）自由狀態(tài)； （b）結(jié)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(yīng)用于壓式操縱機(jī)構(gòu)，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內(nèi)端的分離指處是承受壓力。反裝應(yīng)用于拉式操縱機(jī)構(gòu)，將支承圈在膜片彈簧的大端附近，原理如圖 2.2[2]b,使結(jié)構(gòu)簡化，零件減少、裝拆方便；膜片彈簧的應(yīng)力分布也得到改善，最大應(yīng)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(jié)構(gòu)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(shè)計選用壓式操縱機(jī)構(gòu)，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(jī)構(gòu)與壓式操縱機(jī)構(gòu)的原理9圖2.3 膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)圖2.4 壓盤的驅(qū)動方式壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩時它和飛輪一起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，在不傳遞扭矩時，又應(yīng)能夠與從動盤脫離接觸，所以這種連接應(yīng)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(qū)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 2.4[2],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(diǎn)，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(chǎn)生沖擊和噪聲，甚至可能導(dǎo)致凸塊根部產(chǎn)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 3~4 組（每組 2~3 片）沿圓周切向布置以改善傳動片的受力狀況，這時，當(dāng)發(fā)動機(jī)傳動片時受拉，當(dāng)由車輪滑行時反轉(zhuǎn)受壓。這種利用傳動片驅(qū)動壓盤的方式不緊消除了上述缺點(diǎn)，而且簡化了結(jié)構(gòu)，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(qū)動方式2.5 離合器的通風(fēng)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(fēng)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(dāng)壓盤工作表面的溫度超過 180℃～200℃時，摩擦片的磨損速度將急劇升高。在特別嚴(yán)酷的使用條件下，該溫度有可能達(dá)到1000℃。在高溫下壓盤會翹曲變形甚至產(chǎn)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(yīng)具有足夠的質(zhì)量以保證有足夠的熱容量外，還應(yīng)使其散熱通風(fēng)良好。為此，可在壓盤上設(shè)置散熱筋或鼓風(fēng)筋；10在雙片離合器中間壓盤體內(nèi)鑄出足夠多的導(dǎo)風(fēng)槽，這種結(jié)構(gòu)措施在單片離合器壓盤上也開始應(yīng)用；將離合器蓋和壓盤設(shè)計成帶有鼓風(fēng)葉片的結(jié)構(gòu)；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(fēng)口，以加強(qiáng)離合器表面的通風(fēng)散熱和清除摩擦產(chǎn)生的材料粉末，在離合器殼上設(shè)置離合器冷卻氣流的入口和出口等所謂通風(fēng)窗，在離合器殼內(nèi)裝設(shè)冷卻氣流的導(dǎo)罩，以實現(xiàn)對摩擦表面有較強(qiáng)定向氣流通過的通風(fēng)散熱等。為防止壓盤 的受熱翹曲變形，壓盤應(yīng)有足夠大的剛度。鑒于以上對質(zhì)量和剛度的要求，一般壓盤都設(shè)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(zhuǎn)產(chǎn)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(fù)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(dāng)兩者旋轉(zhuǎn)中不同心時也伴有徑向滑磨。為了消除因不同心導(dǎo)致的磨損并使分離軸承與膜片彈簧內(nèi)端接觸均勻，膜片彈簧離合器廣泛采用自動調(diào)心式分離裝置結(jié)構(gòu)原理如圖 2.5[2]。分離器結(jié)合后，分離軸承與分離杠桿之間一般有 3~4mm 間隙，以免在摩擦片磨損后引起壓盤壓力不足而導(dǎo)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(nèi)圈恒轉(zhuǎn)式結(jié)構(gòu)，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(jīng)常貼合，以減輕磨損和減少踏板行程。本設(shè)計采用拉式自動調(diào)心分離軸承，其結(jié)構(gòu)如圖 2.5 所述。1—軸承內(nèi)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(diào)心式分離軸承裝置112.7 本章小結(jié)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(jié)構(gòu)方案進(jìn)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(qū)動方式分離軸承的類型，離合器通風(fēng)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(jié)構(gòu)形式之后，就要根據(jù)其結(jié)構(gòu)形式確定其需要確定的結(jié)構(gòu)參數(shù)，如摩擦片內(nèi)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(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命，所以應(yīng)先確定摩擦片的外徑 D在確定外徑時，可以根據(jù)以下經(jīng)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(jī)最大扭矩，N.m；maxeA——和車型及使用條件有關(guān)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：axeD=181.6mm。根據(jù)離合器摩擦片的標(biāo)準(zhǔn)化，系列化原則，由 3.1[3]“離合器摩片尺寸系列和參數(shù)”（即 GB1457—74）可取摩擦片有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)尺寸：12外徑 D=200㎜，徑 d=140mm 厚度 h=3.5mm 內(nèi)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(nèi)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/DC?0.687 0.694 0.700 0.667 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 0.5321－ 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 10373.2 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(jī)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(shè)計離合器時一般是參照統(tǒng)計質(zhì)料，并根據(jù)汽車的使用條件，離合器結(jié)構(gòu)形式等特點(diǎn)，初步選定后備系數(shù) 。?表 3.2 離合器后備系數(shù) β 的取值范圍車 型 后備系數(shù)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本設(shè)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(zhì)量等有關(guān).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(dāng)摩擦片的外徑較大時也要適當(dāng)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，13為了避免這些不利因素，單位壓力 P 應(yīng)隨摩擦片外徑的增加而降低。前面已經(jīng)初步確定了摩擦片的基本尺寸：外徑 D=200mm 內(nèi)徑 d=140mm，厚度 h=3.5mm，內(nèi)徑與外徑比值 C′=0.70 。又初選 =1.20 運(yùn)用公式（3.2）可以校核單位壓力 [4]P：?βTemax= fZp0D3(1－c 3) （3.2）12?1.2×155= ×0.3×2×p0×0.203×0.66712?則 p0=0.23MPa式中：Z 對單片離合器取 2Cf 為摩擦系數(shù)，可取 f=0.3 又由表 3.2[1]中的查得：石棉基材料（在后面設(shè)計中，摩擦片材料選擇石棉基材料）單位壓力[p]=0.15~0.35Mpa，也即是摩擦面上的單位壓力 P＜[P],沒有超出允許范圍.因此上述各基本結(jié)構(gòu)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 0.15~0.25石棉基材料編織 0.25~0.35銅基粉末冶金材料鐵基0.35~0.50金屬陶瓷 0.70~1.503.4 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化（1）摩擦片外 D(mm)的選擇應(yīng)使最大圓周速度 vD 不超過 65～70m/s：(3.3) 3max1060DeVn????3524.3/~70/ss?式中： —摩擦片最大圓周速度DVnemax—發(fā)動機(jī)的最高轉(zhuǎn)速（r/min） ；14故所選摩擦片符合要求（2）摩擦片的內(nèi)外徑比 c 應(yīng)在 0.53～0.70 范圍內(nèi)：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(jī)的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，β 應(yīng)在1.2～1.75 之間。β= Tc/ Temax=1.2故所選摩擦片符合要求（4）為了保證扭轉(zhuǎn)減震器的安裝，摩擦片內(nèi)徑 d 必須大于減震彈簧位置直徑 2約 50mm，即0R02514dR??故所選摩擦片符合要求（5）為反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)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(jié)本章首先根據(jù)經(jīng)驗公式計算出摩擦片的內(nèi)外徑尺寸，再由標(biāo)準(zhǔn)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(nèi)，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(nèi)，本設(shè)計的數(shù)據(jù)經(jīng)過優(yōu)化設(shè)計，選擇的都比較合適，單位壓力合適。15第 4 章 離合器從動盤總成設(shè)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(jīng)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(jié)構(gòu)介紹在現(xiàn)代汽車上一般都采用帶有扭轉(zhuǎn)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 4.1[1]說明了離合器從動盤的結(jié)構(gòu)，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(dāng)系統(tǒng)發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉(zhuǎn)動，系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。161，10—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(diào)整墊片；8—減震彈簧；9—減震盤；圖 4.1 帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤設(shè)計從動盤時一般應(yīng)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(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡可能?。?、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(yīng)具有軸向彈性；3、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(yīng)裝有扭轉(zhuǎn)減振器；4、要有足夠的抗爆裂強(qiáng)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(yán)重的滑磨，在相對很短的時間內(nèi)產(chǎn)生大量的熱，因此，要求面片應(yīng)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(nèi)應(yīng)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(nèi)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(zhuǎn)速下大的離心力載荷而不破壞；（6）在傳遞發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩時，有足夠的剪切強(qiáng)度；（7）具有小的轉(zhuǎn)動慣量，材料加工性能良好；（8）在整個正常工作溫度范圍內(nèi)，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]。17鑒于以上各點(diǎn)，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(biāo)準(zhǔn)；（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(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，其摩擦系數(shù)大約在 0.3左右。這種摩擦片的缺點(diǎn)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(qiáng)度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數(shù)（可達(dá) 0.5 左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在該設(shè)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(dāng)在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強(qiáng)度，同時，當(dāng)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(diǎn)。4.3 從動盤轂的設(shè)計從動盤轂的結(jié)構(gòu)由兩部分組成：盤轂和法蘭，如圖 4.2[1]所描述。詳細(xì)尺寸見設(shè)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(cè)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(jié)合時從動盤轂?zāi)軌蛟谳S上自由移動。本離合器設(shè)計中的從動盤轂花鍵也用齒側(cè)定心的矩形花鍵。在設(shè)計從動盤轂花鍵18時，可以根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機(jī)的扭矩來選取。圖 4.3 花鍵結(jié)構(gòu)示意圖根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機(jī)扭矩來選取從動盤花鍵轂花鍵的有關(guān)尺寸，表 4.1[1]闡述了摩擦片外徑、發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩與從動盤轂尺寸之間的關(guān)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(nèi)徑d′/mm齒厚b/mm有效齒長l/mm擠壓應(yīng)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(jīng)調(diào)質(zhì)處理，擠壓應(yīng)力不應(yīng)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(chǎn)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(yīng)過小，一般取其尺寸與花鍵外徑大小相同，對在嚴(yán)重情況下工作的離合器，其長度更大，可達(dá)到花鍵外徑的 1.4 倍。花鍵的尺寸選定后應(yīng)進(jìn)行強(qiáng)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(jìn)行擠壓應(yīng)力校核，如果應(yīng)力偏大可以適當(dāng)增加花鍵轂的軸向長度?；ㄦI擠壓應(yīng)力校核公式如下：19擠壓應(yīng)力計算公式： 擠壓 = （MPa） （4.1）?Pnhl式中，P為花鍵的齒側(cè)面壓力，N。它由下式確定：花鍵的齒側(cè)面壓力 max4(D')eTPdZ??式中，d′，D′分別為花鍵的內(nèi)外徑，m；Z為從動盤轂的數(shù)目；Temax為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， N·m；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 ]=20MPa?28.41[()/]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(jié)構(gòu)簡圖見圖 4.3[1],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(jī)轉(zhuǎn)矩 /N.meT花鍵齒數(shù)n花鍵外徑/㎜D?花鍵內(nèi)徑/㎜d?齒厚/㎜ 有效齒長 l/㎜擠壓應(yīng)力/M?aP2016018020022525028030032535038041043045050 70 110 150200280310380480600720800950 1010 10 1010101010101010101023 262932353540404040454552 182123262832 3232 3232 3636413344445555556 20202530354040455055606565 1010．811．311．510．412．710．711．613．215．213．113．512．54.4 從動片的設(shè)計設(shè)計從動片時要盡量減輕質(zhì)量，并使質(zhì)量的分布盡可能靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得小的轉(zhuǎn)動慣量。這是因為汽車在行駛中進(jìn)行換檔時，首先要分離離合器，從動盤的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速的變化將引起慣性力，而使變速器換檔齒輪之間產(chǎn)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(zhuǎn)動慣量成正比，因此為了減小轉(zhuǎn)動慣量，從動片都做的比較薄，通常是用 1.3~2.0㎜厚的薄鋼板沖壓而成,為了進(jìn)一步減小從動片的轉(zhuǎn)動慣量,有時將從動片外緣的盤形部分磨至 0.65～1.0㎜,使其質(zhì)量更加靠近旋轉(zhuǎn)中心 [3]。為了使離合器結(jié)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(jié)構(gòu)，這樣，在離合器的結(jié)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(shè)計中，因為設(shè)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(jié)構(gòu) [3]，離合器從動片采用 2㎜厚的的薄鋼板沖壓而成，21其外徑由摩擦面外徑?jīng)Q定，在這里取 D=200㎜，內(nèi)徑由從動盤轂的尺寸決定，由以后的設(shè)計取得 d=40。采用分開式彈性從動片，其結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)減振器的設(shè)計4.5.1 扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)減振器。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉(zhuǎn)剛度，降低傳動系扭振系統(tǒng)三節(jié)點(diǎn)振型的固有頻率，以便將較為嚴(yán)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(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型的選擇圖 4.5 給出了幾種扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)減振器得到了最廣泛的應(yīng)用。在這種結(jié)構(gòu)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(jī)轉(zhuǎn)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，22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(dāng) 6 個彈簧屬同一規(guī)格并同時起作用時，扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特性為線性的。這種具有線性特性的扭轉(zhuǎn)減振器，結(jié)構(gòu)較簡單，廣泛用于汽油機(jī)汽車中。當(dāng) 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(jìn)人工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器。這種非線性扭轉(zhuǎn)減振器，廣泛為現(xiàn)代汽車尤其是柴油發(fā)動機(jī)汽車所采用。柴油機(jī)的怠速旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)減振器只能在一種載荷工況(通常為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩)下有效地工作，而三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特性則擴(kuò)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(zhuǎn)減振器，也具有非線性的彈性特性。雖然其結(jié)構(gòu)簡單、橡膠變形時具有較大的內(nèi)摩擦，因而不需另加阻尼裝置，但由于它會使從動盤的轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)雖簡單，但當(dāng)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(jìn)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231-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(jié)構(gòu)圖 4.6 減振彈簧設(shè)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(shè)計相關(guān)尺寸。⑴減振彈簧的分布半徑 R ：1R 的尺寸應(yīng)盡可能取大些，一般取 R =（0.6～0.75）d／2(式中 d 為離合器摩擦1 1片內(nèi)徑)所以 R =（0.6~0.75 ）×140／2=42~52.5mm1取 R =45mm⑵減振彈簧數(shù)量 Z：參看下表 4.2[1]，表對摩擦片的外徑與減震彈簧的關(guān)系做了相關(guān)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 Z225～250 4～6250～325 6～8325～350 8～10＞350 10 以上24查上表 4.3 可得：Z=6⑶全部減振彈簧總的工作負(fù)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(fù)荷P =T ／R (4.2)zj1式中：T 為極限轉(zhuǎn)矩，乘用車取 T =2.0 Tj jmaxeT 代入上式得：P = T ／R =2.0 T ／R =6889Nj zj11⑷單個減振彈簧的工作負(fù)荷 P(4.3)/Z?代入數(shù)據(jù)得:P= P ／Z=6889N／6=1148Nz⑸減振彈簧尺寸減震彈簧的各尺寸在圖 4.7[1]中已經(jīng)標(biāo)出。圖 4.7 減振彈簧計算簡圖彈簧中徑 D :一般由結(jié)構(gòu)布置來決定 ,通常 D =11～15㎜左右,取 D =11㎜。c c c彈簧鋼絲直徑 d: 通常 d 取 3～4㎜，所以取 d=3㎜。扭轉(zhuǎn)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(shè)計時可按經(jīng)驗初選 K?13 =4030 N·M??jT取 =4000 N·M?25每個彈簧線性剛度為 K= /1000 =K?jZ02R4243.910165Nm????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=8.3×10 Mpa。4代入相關(guān)數(shù)據(jù)得：i=4減振彈簧的總?cè)?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=1.1×3×6=19.8㎜mini?減振彈簧總變形量： =P／R=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(yù)變形量 ：'= (4.6)l?1kZRTn式中： 是預(yù)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㎜。?⑹從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角:=2 arcsin( ／2R ) (4.7)?l?1式中 = - =3.3㎜,代入上式得 =4.2°。l??l?4.7 本章小結(jié)本章先對從動盤進(jìn)行了介紹，對其結(jié)構(gòu)、作用、連接做了詳細(xì)的解釋。然后進(jìn)行零件的設(shè)計，包括從動片的尺寸設(shè)計、從動盤轂的尺寸選擇，從動盤轂的強(qiáng)度校核，最后對各部分的緊固方式、材料做出的選擇。扭轉(zhuǎn)減震器的彈簧計算出扭轉(zhuǎn)剛度。26第 5 章 離合器蓋總成的設(shè)計壓盤和離合器蓋式離合器的主動部分，要有足夠的強(qiáng)度來傳遞動力。此外，壓盤要有足夠的質(zhì)量來吸收摩擦產(chǎn)生的熱量，離合器蓋要保證通風(fēng)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(jié)構(gòu)見零件圖）是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接應(yīng)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(jīng)確定，故壓盤的內(nèi)外徑也可因此而確定。壓盤的外徑 D=215㎜，壓盤內(nèi)徑 d=135㎜。那么壓盤的的尺寸歸結(jié)為確定其厚度。壓盤的厚度確定主要依據(jù) [3]以下兩點(diǎn)：（1） 壓盤應(yīng)有足夠的質(zhì)量在離合器的結(jié)合過程中，由于滑磨功的存在，每結(jié)合一次都要產(chǎn)生大量的熱，而每次結(jié)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(dǎo)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(yán)重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數(shù)的下降，磨損加劇，嚴(yán)重時甚至?xí)鹉Σ疗蛪罕P的損壞。由于用石棉材料制成的摩擦片導(dǎo)熱性很差，在滑磨過程中產(chǎn)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(zhì)量以吸收熱量。（2） 壓盤應(yīng)具有較大的剛度壓盤應(yīng)具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產(chǎn)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㎜） ，但一27般不小于 10㎜。在該設(shè)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(yīng)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 8°—10°。若溫升過高可以適當(dāng)增加壓盤的厚度。根據(jù)下面公式（5.1 [3]）來進(jìn)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(zhì)量，㎏。壓m = 壓 2293153[()(]1507.812.5v kg????????取 m =2.6kg壓整備質(zhì)量 =1220kg；滾動半徑 R=0.28m；汽車起步時發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)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(shè)計合理。5.3 壓盤的材料選擇壓盤形狀一般比較復(fù)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(jié)構(gòu)，硬度為 HB170～227，其摩擦表面的光潔度不低與 1.6。為了增加機(jī)械強(qiáng)度，還可以另外添加少量合金元素 [3]。在本設(shè)計中用材料為 3 號灰鑄鐵 JS—1，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(shè)計的壓盤,摩擦片及從動片的厚度,以及以往的設(shè)計經(jīng)驗,傳動片的結(jié)構(gòu)示意圖可確定為圖 5.1[1]所示。28圖 5.1 傳力片示意圖初步定傳動片的設(shè)計參數(shù)如下：共設(shè) 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=2×10 MP，根據(jù)上面所選定的尺寸進(jìn)行傳動片的強(qiáng)度校核，5根據(jù)下面幾個相關(guān)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/nxKEJi???K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(fù)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(yīng)力) (5.5)ax1max2FflniWi????axinA式中：A 為一個傳力片的截面積；F 為傳遞轉(zhuǎn)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(yīng)力 [1]：（1）徹底分離時， ，由式（5.4） （5.5）可知 ；0,efT?max0??（2）壓盤和離合器蓋總成時， ，通過計算分析可知 ，F(xiàn)=0，公max0?4.2ef29式（5.5）可以化簡為 ，代入相關(guān)數(shù)據(jù)求得 Mpa；maxax213fEhl??max13??（3）離合器傳遞轉(zhuǎn)矩時，分為正向轉(zhuǎn)動（發(fā)動機(jī)到車輪）和反向轉(zhuǎn)動（車輪到發(fā)動機(jī)） ， 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 maxf①正向驅(qū)動公式（5.5） 變?yōu)椋?maxmax1max2FfPlniWiinA????代入相關(guān)數(shù)值求得 800Mpa＜ =1863Mpaax??ax[]?②反向驅(qū)動公式（5.5）變?yōu)椋簃axmax1max2FfPlniWiinA????代入相關(guān)數(shù)據(jù)求得 1821Mpa＜ =1863Mpamax??max[]?可知反向傳動式應(yīng)力最大， 1821Mpa，60Si2CrVA 鋼可以滿足要求。5.5 離合器蓋的設(shè)計⑴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(dāng)離合器分離時，可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形，嚴(yán)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(qiáng)筋和卷邊的復(fù)雜形狀。⑵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(yán)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(shè)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(nèi)圓止口對中。5.6 支撐環(huán)的設(shè)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 3.0~4.0mm 的碳素