小型汽車離合器的設(shè)計(jì),小型,汽車,離合器,設(shè)計(jì) 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 小型汽車離合器的設(shè)計(jì) 學(xué) 院 機(jī)械工程學(xué)院 專業(yè)班級(jí) 學(xué)生姓名 學(xué)生學(xué)號(hào) 指導(dǎo)教師 提交日期 2016年 月 日 華南理工大學(xué)廣州學(xué)院 學(xué)位論文原創(chuàng)性聲明 本人鄭重聲明：所呈交的學(xué)位論文，是本人在導(dǎo)師的指導(dǎo)下，獨(dú)立進(jìn)行研究工作所取得的成果。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個(gè)人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過(guò)的作品成果。對(duì)本文的研究做出重要貢獻(xiàn)的個(gè)人和集體，均已在文中以明確方式標(biāo)明。本人完全意識(shí)到本聲明的法律結(jié)果由本人承擔(dān)。 學(xué)位論文作者簽名： 日期：2016年 月 日 學(xué)位論文版權(quán)使用授權(quán)書 本人完全了解華南理工大學(xué)廣州學(xué)院關(guān)于收集、保存、使用學(xué)位論文的規(guī)定，即：按照有關(guān)要求提交學(xué)位論文的印刷本和電子版本；華南理工大學(xué)廣州學(xué)院圖書館有權(quán)保存學(xué)位論文的印刷本和電子版，并提供目錄檢索與閱覽服務(wù)；可以采用復(fù)印、數(shù)字化或其它復(fù)制手段保存論文；在不以贏利為目的的前提下，可以公布論文的部分或全部?jī)?nèi)容。 學(xué)位論文作者簽名： 日期：2016年 月 日 指導(dǎo)教師簽名： 日期：2016年 月 日 作者聯(lián)系電話： 電子郵箱： 摘 要 伴隨著社會(huì)的高速發(fā)展，在全球經(jīng)濟(jì)發(fā)展的大環(huán)境之下，我國(guó)各個(gè)行業(yè)在受到其他國(guó)家先進(jìn)技術(shù)沖擊的同時(shí)，與國(guó)外品牌企業(yè)的溝通交流的機(jī)會(huì)也變的越來(lái)越多。汽車離合器行業(yè)通過(guò)行業(yè)展會(huì)、科研合作等多種途徑，不斷的提高了自身實(shí)力和核心競(jìng)爭(zhēng)力，縮小與發(fā)達(dá)國(guó)家之間的差距。 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)零部件因過(guò)載而損壞；有效地降低傳動(dòng)系中的振動(dòng)和噪音。在新的市場(chǎng)需求的驅(qū)動(dòng)下，汽車離合器的更新和優(yōu)化升級(jí)更加迫切。國(guó)內(nèi)汽車離合器生產(chǎn)企業(yè)充分挖掘市場(chǎng)潛力，大力發(fā)展離合效果好，精度高的汽車離合器，在機(jī)動(dòng)車輛向高精度化的轉(zhuǎn)變中發(fā)揮積極作用。一般生產(chǎn)汽車離合器的企業(yè)對(duì)離合器的離合指數(shù)上都有嚴(yán)格的要求。各企業(yè)在生產(chǎn)設(shè)備時(shí)，都充分考慮到離合器在汽車運(yùn)行中可能會(huì)出現(xiàn)的種種問(wèn)題，從而減少離合器由于故障而導(dǎo)致出現(xiàn)剎車失控、引發(fā)交通事故等現(xiàn)象。 本文介紹了小型汽車離合器的結(jié)構(gòu)組成、工作原理以及主要零部件的設(shè)計(jì)中所必須的理論計(jì)算，通過(guò)對(duì)傳統(tǒng)的汽車離合器結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，使得此種類型的汽車離合器的使用范圍更廣泛，更加靈活，并且對(duì)今后的選型設(shè)計(jì)工作有一定的參考價(jià)值。 關(guān)鍵詞：汽車離合器 結(jié)構(gòu)；工作原理；參考 Abstract Along with the rapid development of society, under the environment of global economic development. China's various industries in by the other countries the impact of advanced technology at the same time, opportunity to communicate with foreign brand enterprises has become more and more. The automobile clutch industry through a variety of ways industry exhibition, scientific research cooperation, constantly improve their own strength and core competitiveness, narrow the gap between developed countries. The main function of the clutch is cut off and the engine and transmission system to achieve smooth engagement and ensure a smooth start car; in the shift will be separated from the engine and transmission system and reduce the transmission of shocks between the gear shift; in work by larger dynamic load and to limit the transmission under the maximum torque, in order to prevent the transmission components of the damage due to overload; effectively reduce vibration and noise of the transmission system of. In the new market demand driven, updating and upgrading of automobile clutch more urgent. The domestic automobile clutch production enterprises fully tap the potential of the market, vigorously develop the automobile clutch clutch has good effect, high precision, play a positive role to change the high accuracy of a motor vehicle. There are strict requirements of general production index of automobile clutch clutch to clutch on the enterprise. The enterprise in the production equipment, give full consideration to the clutch may arise in the car to run in all sorts of problems, thereby reducing clutch due to a fault and led to the emergence of a brake is out of control, causing traffic accidents and so on. The small car clutch structure composition, working principle and main parts design must have the theoretical calculation, through carries on the optimization to the traditional structure of automobile clutch, making the use of this type of automobile clutch broader, more flexible, and has a certain reference value for future design and selection are introduced in this paper. Keywords：Driving roller ;Crankshaft;Processing craft;Significance 目 錄 摘 要 II Abstract II 第一章 緒論 1 1.課題的來(lái)源與研究的目的和意義 1 1.2汽車離合器國(guó)內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.3 本課題研究的內(nèi)容 2 1.4 汽車離合器的作用 4 1.5 離合器的工作原理 5 第二章 小型汽車離合器結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 7 2.1離合器結(jié)構(gòu)的選擇 8 2.1.1 摩擦片的選擇 9 2.1.2 壓緊彈簧布置形式的選擇 11 2.1.3 壓盤的驅(qū)動(dòng)方式 13 2.1.4 分離杠桿、分離軸承 13 2.1.5 離合器的散熱通風(fēng) 14 2.1.6 從動(dòng)盤總成 14 2.3 離合器主要零件的設(shè)計(jì) 14 2.3.1 從動(dòng)盤 15 2.3.2 摩擦片 16 2.3.3 膜片彈簧 16 2.3.4 壓盤 17 2.3.5 離合器蓋 18 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 19 3.1 摩擦片主要參數(shù)的選擇 20 3.2 摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化 21 3.3 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 21 3.4 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì) 22 3.5 膜片彈簧的載荷與變形關(guān)系 22 3.6 膜片彈簧的應(yīng)力計(jì)算 22 3.7 扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì) 23 3.8 減振彈簧的設(shè)計(jì) 24 3.9 操縱機(jī)構(gòu) 25 3.9.1 離合器踏板行程計(jì)算 26 3.9.2 踏板力的計(jì)算 27 3.10 從動(dòng)軸的計(jì)算 29 3.11 從動(dòng)盤轂 30 3.12 分離軸承的壽命計(jì)算 31 結(jié) 論 32 致 謝 33 參考文獻(xiàn) 34 第一章 緒論 第一章 緒 論 1.1 課題的來(lái)源與研究的目的和意義 目前市面上的小型汽車離合器大多都是采用傳統(tǒng)的結(jié)構(gòu)，在某些特定的區(qū)域，這種結(jié)構(gòu)形式的小型汽車離合器非常不受歡迎。由于以往的小型汽車離合器采用傳統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式，這樣就造成傳動(dòng)精度不好控，保養(yǎng)維護(hù)費(fèi)用較高;同時(shí)存在一定的安全隱患。因此，對(duì)整機(jī)的安全性要求較高，操作時(shí)也；會(huì)給工作人員帶來(lái)強(qiáng)烈的震動(dòng)，使得操作很不舒服。雖然傳統(tǒng)的小型汽車離合器的傳動(dòng)效率較高，離合效果較好，但是價(jià)格也較昂貴，對(duì)于一般的用戶難以接受。所以研究一種新式的小型汽車離合器勢(shì)在必行！ 1.2 汽車離合器國(guó)內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 我國(guó)通常將體積較小，功率較小的汽車稱為小型汽車，主要包括載貨型小汽車與載客型小汽車。這2類產(chǎn)品屬于低技術(shù)水平、量大面廣的普及型產(chǎn)品，多年來(lái)產(chǎn)品技術(shù)發(fā)展不快，同質(zhì)化程度高。其技術(shù)特征是采用單缸臥式柴油機(jī)裝在一個(gè)機(jī)架上，由V型帶把功力傳到離合器，然后輸入橫置式變速箱。 通常中型汽車是指18.4-51.5kW的汽車。主要包括原有中型汽車的基本型和擴(kuò)展系列產(chǎn)品。 通常大型汽車是指51.5kW以上的汽車。目前在大拖領(lǐng)域，主要有福田重工、迪爾天拖、中國(guó)一拖、上海紐荷蘭和清江-拖等幾家骨干企業(yè)，但是還沒有任何一家形成產(chǎn)品市場(chǎng)的絕對(duì)壟斷。 1.3 本課題研究的內(nèi)容 本課題是對(duì)小型汽車離合器的原理及結(jié)構(gòu)進(jìn)行研究。具體包括以下內(nèi)容： (1)介紹小型汽車離合器的結(jié)構(gòu)原理，根據(jù)合理地設(shè)計(jì)和改善將其傳動(dòng)機(jī)構(gòu)等效簡(jiǎn)化，確定小型汽車離合器的結(jié)構(gòu)。 (2)設(shè)計(jì)出小型汽車離合器的結(jié)構(gòu)圖紙。 (3)對(duì)小型汽車離合器的安全系數(shù)進(jìn)行測(cè)定，得出影響效率的主要因素，驗(yàn)證理論分析的正確性。 1.4 離合器的作用 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 31 第一章 緒論 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)零部件因過(guò)載而損壞；有效地降低傳動(dòng)系中的振動(dòng)和噪音。 1.5 離合器工作原理 如圖1.1所示，摩擦離合器一般是有主動(dòng)部分、從動(dòng)部分組成、壓緊機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)四部分組成。 離合器在接合狀態(tài)時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩自曲軸傳出，通過(guò)飛輪2和壓盤借摩擦作用傳給從動(dòng)盤3，在通過(guò)從動(dòng)軸傳給變速器。當(dāng)駕駛員踩下踏板時(shí)，通過(guò)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(diǎn)，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧的力量拉動(dòng)壓盤向左，這樣，從動(dòng)盤3兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態(tài)。當(dāng)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(shí)壓緊彈簧就推動(dòng)壓盤向右，仍將從動(dòng)盤3壓緊在飛輪上2，這樣發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩又傳入變速器。 1-軸承 2-飛輪 3-從動(dòng)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 第二章 離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 第二章 離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 2.1 離合器結(jié)構(gòu)的選擇 2.1.1 摩擦片的選擇 單片離合器因?yàn)榻Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，在使用時(shí)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(shè)計(jì)選擇單片離合器。摩擦片數(shù)為2。 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相比又有以下幾個(gè)優(yōu)點(diǎn)[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(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)量小； （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。 但膜片彈簧的制造工藝較復(fù)雜，對(duì)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(lái)，由于材料性能的提高，制造工藝和設(shè)計(jì)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(dòng)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(tái)—窗孔式：它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內(nèi)， 第二章 離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 通過(guò)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(jiǎn)單，應(yīng)用較多；缺點(diǎn)：壓盤上凸臺(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(dòng)的方式較上一種在結(jié)構(gòu)上稍顯復(fù)雜一些，但它沒有相對(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)片將壓盤與離合器蓋連接在一起，除傳動(dòng)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(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。 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(dān)，其作用是通過(guò)分離軸承克服離合器彈簧的推力并推動(dòng)壓盤移動(dòng)，從而使壓盤與從動(dòng)盤和從動(dòng)盤與飛輪相互分離，截?cái)鄤?dòng)力的傳遞，分離杠桿要具有足夠的強(qiáng)度和剛度，以承受反復(fù)作用在其上面的彎曲應(yīng)力，分離軸承的作用是通過(guò)分離叉的作用使分離軸承沿變速器前端蓋導(dǎo)向套作軸向移動(dòng)，推動(dòng)旋轉(zhuǎn)中的膜片彈簧中部分離前端，使離合器起到分離作用。分離本次設(shè)計(jì)選用的是油封軸承，它可以將潤(rùn)滑脂密封在軸承殼內(nèi)，使用中不需要增加潤(rùn)滑，相比供油式軸承則需增加。 2.1.5 離合器的散熱通風(fēng) 試驗(yàn)表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當(dāng)壓盤工作表面超過(guò)°C時(shí)摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的瞬時(shí)溫度一般在°C以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時(shí)溫度有可能達(dá)到。過(guò)高的溫度能使壓盤受壓變形產(chǎn)生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫度不致過(guò)高，除要求壓盤有足夠大的質(zhì)量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通風(fēng)好。改善離合器散熱通風(fēng)結(jié)構(gòu)的措施有：在壓盤上設(shè)散熱筋，或鼓風(fēng)筋；在離合器中間壓盤內(nèi)鑄通風(fēng)槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風(fēng)；在離合器外殼內(nèi)裝導(dǎo)流罩。膜片彈簧式離合器本身構(gòu)造能良好實(shí)現(xiàn)通風(fēng)散熱效果，故不需作另外設(shè)置。 2.1.6 從動(dòng)盤總成 從動(dòng)盤總成由摩擦片，從動(dòng)片，減震器和從動(dòng)盤穀等組成。它雖然對(duì)離合器工作 第二章 離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 性能影響很大的構(gòu)件，但是其工作壽命薄弱，因此在結(jié)構(gòu)和材料上的選擇是設(shè)計(jì)的重點(diǎn)。從動(dòng)盤總成應(yīng)滿足如下設(shè)計(jì)要求： （1）轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小，以減小變速器換檔時(shí)輪齒簡(jiǎn)單沖擊； （2）應(yīng)具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，減小磨損。 （3）應(yīng)裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動(dòng)系共振，并緩和沖擊。 1、摩擦片要求 摩擦系數(shù)穩(wěn)定、工作溫度、單位壓力的變化對(duì)其影響要小，有足夠的機(jī)械強(qiáng)度和耐磨性；熱穩(wěn)定性好，磨合性好，密度??；有利于結(jié)合平順，長(zhǎng)期停放離合器摩擦片不會(huì)粘著現(xiàn)象的。綜上所述，選擇石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉織物、粘結(jié)劑（樹脂或硅膠）和特種添加劑熱壓制成，其摩擦系數(shù)為0.25～0.3，密度小，價(jià)格便宜，多年來(lái)在汽車離合器上使用效果良好。同時(shí)，摩擦片從動(dòng)鋼片用鉚釘連接，連接可靠，更換摩擦片方便，而且適宜在從動(dòng)鋼片上裝波形彈簧片以獲得軸向彈性。 2、從動(dòng)盤的軸向彈性 從動(dòng)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(dòng)盤有軸向彈性，單獨(dú)制造扇形波狀彈簧與從動(dòng)鋼片鉚接。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(dòng)慣量小，適宜高速旋轉(zhuǎn)，且彈簧對(duì)置分布，彈性好。因此設(shè)計(jì)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(dòng)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(dòng)系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動(dòng)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(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩主諧量激勵(lì)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(huì)時(shí)刻變化。當(dāng)由于路面不平引起的激力頻率與傳動(dòng)系的某階自振頻率重合時(shí)，也會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象。阻尼元件則可有效的耗散此時(shí)的振動(dòng)能量，因而扭轉(zhuǎn)減震器可有效地降低傳動(dòng)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(diǎn)為線性。阻尼元件采用摩擦片通過(guò)碟形彈簧建立阻尼默片的正應(yīng)力，其阻尼力矩比較穩(wěn)定。因此發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩實(shí)際上是通過(guò)一些彈性元件傳遞到傳動(dòng)系的。 摩擦式扭轉(zhuǎn)減震器工作原理：離合器工作時(shí)，扭矩從摩擦片傳給從動(dòng)鋼片再傳給 第二章 離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 從動(dòng)盤轂，此時(shí)彈簧被壓縮，從動(dòng)鋼片相對(duì)從動(dòng)盤轂前移（從動(dòng)轂邊緣上的缺口控制著鋼片與轂的最大位移）。 2.3 離合器主要零件的設(shè)計(jì) 2.3.1從動(dòng)盤 扇形波狀彈簧兩兩對(duì)置鉚接與從動(dòng)鋼片上，兩側(cè)在鉚接摩擦片，鉚釘都采用鋁制埋頭鉚釘，摩擦襯面在鉚接后腰磨削加工，使其工作表面的不平度誤差小于0.2mm，從動(dòng)盤本體采用45號(hào)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(dòng)盤本體上設(shè)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，工作溫度，滑磨速度，單位壓力的變化對(duì)其影響； （2）具有足夠的機(jī)械強(qiáng)度和耐磨性，熱穩(wěn)定性好； （3）有利于接合平順；4.長(zhǎng)期停放離合器摩擦面會(huì)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。石棉基摩擦材料密度小，工作溫度小于180℃，價(jià)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(duì)膜片彈簧進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，得具有高抗疲勞能力的回火索氏體。要防止膜片內(nèi)緣離開，同時(shí)對(duì)膜片彈簧進(jìn)行強(qiáng)壓處理（將彈簧壓平并保持小時(shí)），使其高壓力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應(yīng)力，對(duì)膜片彈簧的凹表面進(jìn)行噴丸處理，噴丸是φ0.8的白口鐵小丸， 可提高彈簧的疲勞壽命。同時(shí)，為提高分離指的耐磨性，對(duì)其進(jìn)行局部高頻淬火式鍍鉻。采用乳白鍍鉻，若膜片彈簧許用應(yīng)力可取為1500～1700N/mm2。 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(yīng)與飛輪保持良好的對(duì)中，并進(jìn)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0.8。壓盤殼用M8×12mm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。 第二章 離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(diǎn)到摩擦面的距離）公差要小，支撐環(huán)和支撐鉚釘?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鉚釘作支承時(shí)，如果分離軸承與曲軸中心線不同心，可引起鉚釘?shù)倪^(guò)度磨損。提高鉚釘硬度的套筒和支承與曲軸中心線不同心，亦可引起鉚釘?shù)倪^(guò)度。提高鉚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、HRc40-50。 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 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(lái)傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的，為保證可靠度，離合器靜摩擦力矩應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 摩擦片的靜壓力： （3.1） （ 式中：離合器后備系數(shù)（） 發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩可由式: （3.2）求得 式中： Kw,r/min。α在1.1～1.3之間 ，取α=1.16，則N.m （1）后備系數(shù)β是離合器的重要參數(shù)，反映離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩的可靠程度，選擇β時(shí)，應(yīng)從以下幾個(gè)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(dòng)機(jī)最大扭矩；b. 防止離合器本身滑磨程度過(guò)大；c. 要求能夠防止傳動(dòng)系過(guò)載。通常轎車和輕型貨車β=1.2～1.75。結(jié)合設(shè)計(jì)實(shí)際情況，故選擇β=1.5。 則有β可有表3.2查得 β＝1.5。 表3.2　離合器后備系數(shù)的取值范圍 車型 后備系數(shù)β 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 摩擦片的外徑可有式: （3.3） 求得 為直徑系數(shù)，取值見表3.3 取 得D=221.11mm。 表3.3　直徑系數(shù)的取值范圍 車型 直徑系數(shù) 乘用車 14.6 最大總質(zhì)量為1.8～14.0t的商用車 16.0～18.5(單片離合器) 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 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 摩擦片的尺寸已系列化和標(biāo)準(zhǔn)化,標(biāo)準(zhǔn)如下表(部分): 表3.4　離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑D\mm 160 180 200 225 250 280 300 325 內(nèi)徑d\mm 110 125 140 150 155 165 175 190 厚度/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 單面面積cm2 106 132 160 221 302 402 466 546 摩擦片的摩擦因數(shù)取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。可由表3.5查得： 摩擦面數(shù)Z為離合器從動(dòng)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(shè)計(jì)單片離合器，因此Z=2。離合器間隙Δt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(shí)，為保證摩擦片正常磨損過(guò)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Δt一般為3～4mm。取Δt=4mm。 表3.5　摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍 摩擦材料 摩擦因數(shù) 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 離合器的靜摩擦力矩為： （3.4） 與式（3.1）聯(lián)立得： （3.5） 代入數(shù)據(jù)得：?jiǎn)挝粔毫Pa。 表3.6　摩擦片單位壓力的取值范圍 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 摩擦片材料 單位壓力/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 3.2 摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化 （1）摩擦片外徑D（mm）的選取應(yīng)使最大圓周速度不超過(guò)65～70m/s，即 m/sm/s （3.6） 式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）；為發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速(r/min)。 （2）摩擦片的內(nèi)、外徑比應(yīng)在0.53～0.70范圍內(nèi)，即 （3）為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動(dòng)系過(guò)載，不同車型的β值應(yīng)在一定范圍內(nèi)，最大范圍為1.2～4.0。 （4）為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器振器彈簧位置直徑約50mm，即 mm （5）為反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過(guò)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 （3.7）式中，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 0．28 0．30 0．35 0．40 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 （6）為降低離合器滑磨時(shí)的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，對(duì)于不同車型，單位壓力的最大范圍為0.11～1.50MPa,即 MPaMPaMPa （7）為了減少汽車起步過(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,離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值,即 （3.8） 式中,為單位摩擦面積滑磨(J/mm2)；為其許用值(J/mm2)，對(duì)于乘用車：J/mm2，對(duì)于最大總質(zhì)量小于6.0t的商用車：J/mm2，對(duì)于最大總質(zhì)量大于6.0t商用車：J/mm2：W為汽車起步時(shí)離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（J），可根據(jù)下式計(jì)算 （3.9） 式中，為汽車總質(zhì)量(Kg)；為輪胎滾動(dòng)半徑（m）；為汽車起步時(shí)所用變速器擋位的傳動(dòng)比；為主減速器傳動(dòng)比；為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速r/min，計(jì)算時(shí)乘用車取r/min，商用車取r/min。其中： m Kg代入式（3.9）得J，代入式（3.8）得，合格。 （8）離合器接合的溫升 式中,t為壓盤溫升,不超過(guò)°C；c為壓盤的比熱容，J/(Kg·°C)；γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對(duì)單片離合器壓盤；，為壓盤的質(zhì)量Kg 代入，°C，合格。 3.3 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 1. 比較H/h的選擇 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 此值對(duì)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(guān)系可知，當(dāng)時(shí)，F(xiàn)2為增函數(shù)；時(shí)，F(xiàn)1有一極值，而該極值點(diǎn)又恰為拐點(diǎn)；時(shí)，F(xiàn)1有一極大值和極小值；當(dāng)時(shí)，F(xiàn)1極小值在橫坐標(biāo)上，見圖3.1。 1- 2- 3- 4- 5- 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(shè)計(jì) ，h=3mm ，則H=6mm 。 2. R/r選擇 通過(guò)分析表明，R/r越小，應(yīng)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(shè)計(jì)中取，摩擦片的平均半徑mm， 取mm則mm取整mm 則。 3.圓錐底角 汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時(shí)，圓錐底角α一般在°范圍內(nèi)，本設(shè)計(jì)中 得°在°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(duì)于小尺寸膜片彈簧，也有取12的，本設(shè)計(jì)所取分離指數(shù)為18。 4.切槽寬度 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 mm，mm，取mm，mm，應(yīng)滿足的要求。 5. 壓盤加載點(diǎn)半徑和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑的確定 應(yīng)略大于且盡量接近r，應(yīng)略小于R且盡量接近R。本設(shè)計(jì)取mm，mm。膜片彈簧應(yīng)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(guó)內(nèi)常用的碟簧材料的為60SizMnA，當(dāng)量應(yīng)力可取為1600～1700N/mm2。 6. 公差與精度 離合器蓋的膜片彈簧支承處，要具有大的剛度和高的尺寸精度，壓力盤高度（從承壓點(diǎn)到摩擦面的距離）公差要小，支承環(huán)和支承鉚釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。 3.4 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì) （1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始錐角應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即 （2）彈簧各部分有關(guān)尺寸的比值應(yīng)符合一定的范圍，即 （3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑）應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即 推式： 拉式： （4）根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置要求，與，與之差應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 （5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，，因此杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即 推式： 拉式： 由（4）和（5）得mm，mm。 3.5 膜片彈簧的載荷與變形關(guān)系 碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，見圖3.2，它具有獨(dú)特的彈性特征，廣泛應(yīng)用于機(jī)械制造業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔開的掛狀部分——分離指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的碟形彈簧完全相同（當(dāng)加載點(diǎn)相同時(shí)）。因此，碟形彈簧有關(guān)設(shè)計(jì)公式對(duì)膜片彈簧也適用。通過(guò)支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點(diǎn)處，用F1表示，加載點(diǎn)間的相對(duì)變形（軸向）為λ1，則壓緊力F1與變形λ1之間的關(guān)系式為: （3.10） 式中： E——彈性模量，對(duì)于鋼， μ——泊松比，對(duì)于鋼，μ=0.3 H——膜片彈簧在自由狀態(tài)時(shí)，其碟簧部分的內(nèi)錐高度 h——彈簧鋼板厚度 R——彈簧自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的大端半徑 r——彈簧自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的小端半徑 R1——壓盤加載點(diǎn)半徑 r1——支承環(huán)加載點(diǎn)半徑 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 圖3.2　膜片彈簧的尺寸簡(jiǎn)圖 表3.8　膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù) R r R1 r1 H h 118 94 116 96 6 3 代入（3.10）得 （3.11） 對(duì)（3.11）式求一次導(dǎo)數(shù)，可解出λ1=F1的凹凸點(diǎn)，求二次導(dǎo)數(shù)可得拐點(diǎn)。 凸點(diǎn)：mm時(shí)，N 凹點(diǎn)：mm時(shí)，N 拐點(diǎn)：mm時(shí)，N 2、當(dāng)離合器分離時(shí)，膜片彈簧加載點(diǎn)發(fā)生變化。設(shè)分離軸承對(duì)膜片彈簧指所加的載荷為F2，對(duì)應(yīng)此載荷作用點(diǎn)的變形為λ2。由 （3.12） （3.13） 列出表3.8: 表3.9　膜片彈簧工作點(diǎn)的數(shù)據(jù) 2.96 7.04 5 9.18 2.182 15.5 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 11796.93 6748.98 9273 3775.02 2159.67 2967.36 膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇。從膜片彈簧的彈性特性曲線圖分析出，該曲線的拐點(diǎn)H對(duì)應(yīng)著膜片彈簧壓平位置，而。新離合器在接合狀態(tài)時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)B一般取在凸點(diǎn)M和拐點(diǎn)H之間，且靠近或在H點(diǎn)處，一般,以保證摩擦片在最大磨損限度Δλ范圍內(nèi)壓緊力從F1B到F1A變化不大。當(dāng)分離時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)從B變到C ，為最大限度地減小踏板力，C點(diǎn)應(yīng)盡量靠近N點(diǎn)。為了保證摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞傳矩，并考慮摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力應(yīng)大于或等于新摩擦片時(shí)的壓緊力，見圖3.3。3.6 膜片彈簧的應(yīng)力計(jì)算 假定膜片彈簧在承載過(guò)程中其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點(diǎn)O轉(zhuǎn)動(dòng)（圖3.4）。斷面在O點(diǎn)沿圓周方向的切向應(yīng)變?yōu)榱?，故該點(diǎn)的切向應(yīng)力為零，O點(diǎn)以外的點(diǎn)均存在切向應(yīng)變和切向應(yīng)力?，F(xiàn)選定坐標(biāo)于子午斷面，使坐標(biāo)原點(diǎn)位于中性點(diǎn)O。令X軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點(diǎn)的切向應(yīng)力為： （3.14） 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 圖3.3 膜片彈簧工作點(diǎn)位置 式中 φ——碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)角（從自由狀態(tài)算起） α——碟簧部分子有狀態(tài)時(shí)的圓錐底角 e ——碟簧部分子午斷面內(nèi)中性點(diǎn)的半徑 e=（R-r）/In(R/r) （3.15）為了分析斷面中斷向應(yīng)力的分布規(guī)律，將（3.14）式寫成Y與X軸的關(guān)系式： （3.16） 圖3.4 切向應(yīng)力在子午斷面的分布 由上式可知，當(dāng)膜片彈簧變形位置φ一定時(shí)，一定的切向應(yīng)力αt在X-Y坐標(biāo)系里呈線性分布。 當(dāng)時(shí)，因?yàn)榈闹岛苄?，我們可以將看? 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 ，由上式可寫成。此式表明，對(duì)于一定的零應(yīng)力分布在中性點(diǎn)O而與X軸承角的直線上。從式（3.16）可以看出當(dāng)時(shí)無(wú)論取任何值，都有。顯然，零應(yīng)力直線為K點(diǎn)與O點(diǎn)的連線，在零應(yīng)力直線內(nèi)側(cè)為壓應(yīng)力區(qū)，外側(cè)位拉應(yīng)力區(qū)，等應(yīng)力直線離應(yīng)力直線越遠(yuǎn)，其應(yīng)力越高。由此可知，碟簧部分內(nèi)緣點(diǎn)B處切向壓應(yīng)力最大，A處切向拉應(yīng)力最大，分析表明，B點(diǎn)的切向應(yīng)力最大，計(jì)算膜片彈簧的應(yīng)力只需校核B處應(yīng)力就可以了，將B點(diǎn)的坐標(biāo)X=（e-r）和Y=h/2 代入（3.17）式有： （3.17） 令可以求出切向壓應(yīng)力達(dá)極大值的轉(zhuǎn)角 由于： mm 所以： ，N/mm2 B點(diǎn)作為分離指根部的一點(diǎn)，在分離軸承推力F2作用下還受有彎曲應(yīng)力： （3.18） 式中 n——分離指數(shù)目 n=18 br——單個(gè)分離指的根部寬 mm 因此： N/mm2 由于σrB是與切向壓應(yīng)力σtB垂直的拉應(yīng)力，所以根據(jù)最大剪應(yīng)力強(qiáng)度理論，B點(diǎn)的當(dāng)量應(yīng)力為： N/mm2 N/mm2 膜片彈簧的設(shè)計(jì)應(yīng)力一般都稍高于材料的局限，為提高膜片彈簧的承載能力，一般要經(jīng)過(guò)以下工藝：先對(duì)其進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏體， 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)膜片彈簧進(jìn)行強(qiáng)壓處理（將彈簧壓平并保持12～14h），使其高應(yīng)力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應(yīng)力，對(duì)膜片彈簧的凹表面進(jìn)行噴丸處理，提高彈簧疲勞壽命，對(duì)分離指進(jìn)行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。 故膜片彈簧和當(dāng)量應(yīng)力不超出允許應(yīng)力范圍，所以用設(shè)數(shù)據(jù)合適。 3.7 扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì) 減震器極轉(zhuǎn)矩 N·m 摩擦轉(zhuǎn)矩 N·m 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 N·m 極限轉(zhuǎn)角 ° 扭轉(zhuǎn)角剛度 N·m/rad 詳細(xì)見圖3.5。 3.8 減振彈簧的設(shè)計(jì) 1減振彈簧的安裝位置 ， 結(jié)合mm，得取49mm，則。 2全部減振彈簧總的工作負(fù)荷 N 3單個(gè)減振彈簧的工作負(fù)荷 N 式中Z為減振彈簧的個(gè)數(shù)，按表3.9選擇： 取Z=6 表3.10　減振彈簧個(gè)數(shù)的選取 摩擦片的外徑D/mm 225～250 250～325 325～350 〉350 Z 4～6 6～8 8～10 〉10 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 圖3.5 扭轉(zhuǎn)減振器 4 減振彈簧尺寸 （1）選擇材料，計(jì)算許用應(yīng)力 根據(jù)《機(jī)械原理與設(shè)計(jì)》(機(jī)械工業(yè)出版社)采用65Mn彈簧鋼絲， 設(shè)彈簧絲直徑mm,MPa,MPa。 （2）選擇旋繞比，計(jì)算曲度系數(shù) 根據(jù)下表選擇旋繞比 表3.11　旋繞比的薦用范圍 d/mm C 確定旋繞比，曲度系數(shù) （3）強(qiáng)度計(jì)算 mm，與原來(lái)的d接近，合格。 中徑 mm；外徑 mm （4）極限轉(zhuǎn)角°取 °，則mm 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 （5）剛度計(jì)算 彈簧剛度 mm 其中，為最小工作力， 彈簧的切變模量MPa，則彈簧的工作圈數(shù) 取，總?cè)?shù)為 （6）彈簧的最小高度 mm （7）減振彈簧的總變形量 mm （8）減振彈簧的自由高度 mm （9）減振彈簧預(yù)緊變形量 mm （10）減振彈簧的安裝高度 mm （11）定位鉚釘?shù)陌惭b位置 取mm，則°，mm，mm，，合格。 3.9 操縱機(jī)構(gòu) 汽車離合器操縱機(jī)構(gòu)是駕駛員用來(lái)控制離合器分離又使之柔和接合的一套機(jī)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(jī)構(gòu)首先要求操作輕便。輕便性包括兩個(gè)方面，一是加在離合器踏板上的力不應(yīng)過(guò)大，另一方面是應(yīng)有踏板形成的校正機(jī)構(gòu)。離合器操縱機(jī)構(gòu)按分離時(shí)所需的能源不同可分為機(jī)械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機(jī)械式、氣壓助力液壓式等等。 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 離合器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)滿足的要求是[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(duì)轎車一般在mm范圍內(nèi)，對(duì)貨車最大不超過(guò)180mm； （3）踏板行程應(yīng)能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復(fù)原； （4）應(yīng)有對(duì)踏板行程進(jìn)行限位的裝置，以防止操縱機(jī)構(gòu)因受力過(guò)大而損壞； （5）應(yīng)具有足夠的剛度； （6）傳動(dòng)效率要高； （7）發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)及車架和駕駛室的變形不會(huì)影響其正常工作。 機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)有杠系傳動(dòng)和繩索系兩種傳動(dòng)形式，杠傳動(dòng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，但是機(jī)械效率低，質(zhì)量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠(yuǎn)距離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動(dòng)可消除上述缺點(diǎn)，但壽命短，機(jī)構(gòu)效率不高。 本次設(shè)計(jì)的普通輪型離合器操縱機(jī)構(gòu)，采用液壓式操縱機(jī)構(gòu)。液壓操縱機(jī)構(gòu)有如下優(yōu)點(diǎn)： （1）液壓式操縱，機(jī)構(gòu)傳動(dòng)效率高，質(zhì)量小，布置方便；便于采用吊掛踏板，從而容易密封，不會(huì)因駕駛室和車架的變形及發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)而產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉； （2）可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動(dòng)系產(chǎn)生的動(dòng)載荷，正由于液壓式操縱有以上的優(yōu)點(diǎn)，故應(yīng)用日益廣泛，離合器液壓操縱機(jī)構(gòu)由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。 mm，mm，mm，mm mm，mm，mm，mm 3.9.1 離合器踏板行程計(jì)算 踏板行程由自由行程和工作行程組成： （3.19） 式中，為分離軸承的自由行程，一般為mm，取mm；反映到踏板上的自由行程一般為mm；、分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦片面數(shù)；為離合器分離時(shí)對(duì)偶摩擦面間的間隙，單片：mm，取mm；、、、、、為杠桿尺寸。 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 得：mm，mm，合格。 圖3.6 液壓操縱機(jī)構(gòu)示意圖 3.9.2 踏板力的計(jì)算 踏板力為: 　　　　　　　　　　　　　 （3.20） 式中，為離合器分離時(shí)，壓緊彈簧對(duì)壓盤的總壓力；為操縱機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比，；為機(jī)械效率，液壓式：%，機(jī)械式：%；為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設(shè)計(jì)時(shí)，可忽略之。N，，%；則 N 合格。 分離離合器所作的功為 式中，為離合器拉接合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力，N，則 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 J，合格。 3.10從動(dòng)軸的計(jì)算 1．選材 40Cr調(diào)質(zhì)鋼可用于載荷較大而無(wú)很大沖擊的重要軸，初選40Cr調(diào)質(zhì) 。 2．確定軸的直徑 式中，A為由材料與受載情況決定的系數(shù)，見表3.11: 表3.12　軸常用幾種材料的及A值 軸的材料 Q235-A，20 Q275，35 （1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn 38SiMnMo,3Cr13 15～25 20～35 25～45 35～56 A 149～126 135～112 126～103 112～97 取，n 為軸的轉(zhuǎn)速，r/min，則 mm，取mm。 3.11 從動(dòng)盤轂 從動(dòng)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(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，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩由表3.12選?。? 一般取1.0～1.4倍的花鍵軸直徑。從動(dòng)盤轂一般采用碳鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度一般26～32HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝；對(duì)減振彈簧窗口及與從動(dòng)片配合處，應(yīng)進(jìn)行高頻處理。取，mm，mm，mm，mm，MPa。 驗(yàn)證：擠壓應(yīng)力的計(jì)算公式為：； 式中，P為花鍵的齒側(cè)面壓力，它由下式確定： ； 從動(dòng)盤轂軸向長(zhǎng)度不宜過(guò)小，以免在花鍵軸上滑動(dòng)時(shí)產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底， 第三章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 ，分別為花鍵的內(nèi)外徑； Z為從動(dòng)盤轂的數(shù)目；取Z=1 h為花鍵齒工作高度； 得N，MPaMPa，合格。 表3.13　花健的的選取 摩擦片的外徑 /mm /N.m 花健尺寸 擠壓應(yīng)力 /MPa 齒數(shù) n 外徑 /mm 內(nèi)徑 /mm 齒厚 /mm 有效齒長(zhǎng) /mm 160 49 10 23 18 3 20 9．8 180 69 10 26 21 3 20 11．6 200 108 10 29 23 4 25 11．1 225 147 10 32 26 4 30 11．3 250 196 10 35 28 4 35 10．2 280 275 10 35 32 4 40 12．5 300 304 10 40 32 5 40 10．5 325 373 10 40 32 5 45