Φ395膜片彈簧離合器設計,395,膜片,彈簧,離合器,設計 畢業(yè)設計（論文）中期報告 題目：Φ395膜片彈簧離合器設計 1中期工作重點及進展 2013年12月初，在學院組織的自主選擇畢業(yè)導師及畢業(yè)題目的會議中，我定了下來，選擇了在曹巖老師的指導下開始了我的畢業(yè)設計：Φ395膜片彈簧離合器設計。2013年12月初第一周接受了來自導師的任務書，然后就立刻著手資料的收集準備。在搜集資料的過程中，我認真準備了一個筆記本。我在學校圖書館搜集資料，還在網(wǎng)上查找各類相關資料，將這些寶貴的資料全部記在筆記本上，盡量使我的資料完整、精確、數(shù)量多，這有利于論文的撰寫。然后我將收集到的資料仔細整理分類，按照任務書的內(nèi)容及每周的安排開始進行每一個模塊的資料收集并做好記錄。 3月初，論文的文字初步敘述已經(jīng)完成，接著開始進行相關圖形的繪制工作。在設計初期，由于設計方案眾多，覺得無從下手，空有很多設計思想，卻不知道應該選哪個，經(jīng)過大量的查找資料，我的設計漸漸有了頭緒，通過查閱資料，逐漸確立系統(tǒng)方案中，最終定下了當前的初步設計當我終于完成了圖后整個人都很累，但同時看著電腦熒屏上的畢業(yè)設計初步稿件還是比較愉快的，打響了第一戰(zhàn)。這次畢業(yè)論文的制作過程是我的一次再學習，再提高的過程。在論文中我充分地運用了大學期間所學到的知識。 2離合器詳細數(shù)據(jù)的設計 已知條件：膜片彈簧直徑 a. 比值 和的選擇： 為了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 一般 為，板厚為 故初: 則： b. 比值和R、r的選擇： 由于摩擦片平均半徑: 膜片彈簧直徑，則膜片彈簧的值，應滿足關系 通常，摩擦片內(nèi)、外徑之比 要滿足的 根據(jù)，故可取,再結(jié)合實際情況取。 c. 扭轉(zhuǎn)減振器的優(yōu)化 對于摩擦片內(nèi)徑, 而減振器彈簧位置半徑 ，故?。? ?。? 圓整為 所以： 故符合的優(yōu)化條件。 d. 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－7）知， 故: 根據(jù)根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表（2－5）知， 當摩擦片外徑時， 故符合要求[7]。 e. 單位壓力 為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為， 由于已確定單位壓力，在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求 f. 的選擇: ，滿足的范圍。 分離指數(shù)目的選取 取: 。 g. 膜片彈簧小端內(nèi)半徑 及分離軸承作用半徑的確定 由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。 由《機械設計》 公式，可求得,則取,再取分離軸承 h. 切槽寬度、及半徑 取: , , 滿足,則 故取: i. 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）知，和需滿足下列條件： 故選擇， ? 3 完成本課題的工作方案及進度計劃（按周次填寫) （1）1—3周：調(diào)研并收集資料； （2）4—6周：確定設計方案和整體結(jié)構(gòu)特點； （3）7—11周：完成結(jié)構(gòu)設計計算； （4）12—15周：完成零件圖和裝配圖的繪制； （5）16-18周：完成論文撰寫，準備答辯。 指導教師簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）開題報告 題目：Φ395膜片彈簧離合器設計 1畢業(yè)設計（論文）綜述（題目背景、研究意義及國內(nèi)外相關研究情況） 1.1題目背景 膜片彈簧離合器相對于螺旋彈簧離合器有著一系列的優(yōu)點：膜片彈簧的非線性特性使在摩擦片整個磨損過程中保證壓盤受到壓緊力基本保持不變，保證離合器工作性能更穩(wěn)定；膜片彈簧的分離指起到分離杠桿的作用，這樣，省去了多組分離杠桿裝置，零件數(shù)目減少，質(zhì)量也減輕；在滿足相同壓緊力的情況下，膜片彈簧的軸向尺寸較螺旋彈簧小，在有限的空間內(nèi)便于布置，使離合器的結(jié)構(gòu)更為緊湊；同時膜片彈簧是圓形旋轉(zhuǎn)對稱零件，平衡性好，在高速時，其壓緊力降低很少。并且制造工藝水平的不斷提高，膜片彈簧離合器越來越廣泛運用在現(xiàn)在汽車中。 1.2研究意義 針對原離合器傳遞扭矩不足、離合器燒片等問題，設計新的離合器產(chǎn)品，具有新的結(jié)構(gòu)特點，并對該離合器的傳遞扭矩、溫升、滑磨功、踏板力進行校核。與原產(chǎn)品相比，使其具有后備系數(shù)大、傳遞扭矩大等優(yōu)點，更能滿足重型車的需要。本課題的意義在于采用先進的優(yōu)化軟件對膜片彈簧離合器進行優(yōu)化設計，由于優(yōu)化設計是產(chǎn)品定量精確設計的核心基礎 ，因此本文的工作內(nèi)容具有廣泛的應用前景。 1.2 國內(nèi)外相關研究情況 為了滿足需要，上世紀80年代，幾個廠家先后從國外引進了膜片彈簧設計與制造技術。這些企業(yè)為今后工作打下了一定的基礎，但由于技術與資金的有限，缺乏長期高額投資的能力，形式不容樂觀，與國外先進產(chǎn)家相比仍有相當大的差距。 在生產(chǎn)規(guī)模方面，制造工藝和裝備的制約，我國的生產(chǎn)規(guī)模與國外先進廠家相差甚遠。 在技術水平方面，雖然國內(nèi)各主要離合器廠家先后從國外引進生產(chǎn)技術，但由于引進產(chǎn)品品種比較窄，產(chǎn)品比較落后。同時在技術消化、技術積蓄、技術發(fā)展等方面未作大的人力，物力投入，缺乏獨立自主開發(fā)能力，不能形成系列化產(chǎn)品。而國外各廠家不僅產(chǎn)品品種多，從160mm到430mm有幾千種產(chǎn)品，而且深度上不斷突破，如復合整體雙飛輪及緊湊離合器系統(tǒng)、液力變矩器、電子控制離合器系統(tǒng)等均已商業(yè)化。 在生產(chǎn)管理方面，由于國內(nèi)離合器廠家大多數(shù)起點比較低，觀念又未及時更新，生產(chǎn)管理很大程度上還停留在行政指令階段，生產(chǎn)與銷售市場脫節(jié)，盲目生產(chǎn)，生產(chǎn)線上紊亂無序，而國外大多推廣精益生產(chǎn)方式，實行倒拉式生產(chǎn)，生產(chǎn)線始終保持均衡有序地流動。 在產(chǎn)品質(zhì)量方面，由于我國基礎工業(yè)相對比較落后，原材料不能滿足技術要求，同時由于各廠家生產(chǎn)綱領小，高效、高精度設備采用較少，如多工位壓力機，高速精密沖床及熱處理，機械加工自動化生產(chǎn)線等，量刃具精度也嚴重影響產(chǎn)品質(zhì)量，使我國產(chǎn)品質(zhì)量不能滿足主機廠技術要求，而國外廠家仍在不斷制定更嚴格標準來促進各廠家產(chǎn)品質(zhì)量的提高。 因此，國內(nèi)離合器發(fā)展還有好一段長路要走，有待我們做出更大的貢獻。 2本課題研究的主要內(nèi)容和擬采用的研究方案、研究方法或措施 2.1本課題研究的主要內(nèi)容與主要思路 2.1.1主要內(nèi)容 在計算中，首先確定摩擦片外徑尺寸，然后根據(jù)該尺寸對其他部件總成進行了計算和設計。通過計算校核摩擦片外徑尺寸，計算選擇出其他部件的外形尺寸，再對其進行校核，確定是否能達到設計要求。設計包括對從動盤總成的設計校核，對壓盤的設計校核，對離合器蓋的設計校核及離合器蓋的設計校核和優(yōu)化。具體設計計算了摩擦片、扭轉(zhuǎn)減振器、膜片彈簧、壓盤、離合器蓋、傳動片等多個部件總成。 2.1.2主要思路 主要分析了了膜片彈簧離合器，對膜片彈簧離合器進行了分類，闡述了膜片彈簧離合器的原理和組成，及其特性。通過詳細的推導過程積累了大量的數(shù)據(jù)，敘述了離合器的發(fā)展現(xiàn)狀，和它的工作原理，在此過程中，經(jīng)過對比結(jié)合，初步確定了合適的離合器結(jié)構(gòu)形式，選取了拉式膜片彈簧離合器，并且?guī)в信まD(zhuǎn)減振器，為后面的計算提供了理論基礎。 2.2擬采用的研究方案、研究方法或措施 根據(jù)離合器設計的要求與特點，在保證零件強度剛度和壽命的前提條件下，膜片彈簧進行設計。在對膜片彈簧離合器主要思路是： （1）對現(xiàn)在離合器的結(jié)構(gòu)和設計狀況做簡要介紹； （2）介紹膜片彈簧離合器的主要優(yōu)點； （3）重點對膜片彈簧離合器現(xiàn)狀進行分析，對膜片彈簧離合器進行優(yōu)化設計。 2.2.1設計 Φ395離合器蓋及壓盤總成采用膜片彈簧離合器，使用DB的結(jié)構(gòu)形式，壓盤和從動盤的外徑增大至395,內(nèi)徑增大至230,壓緊力增大至17500±1000N。 1）離合器蓋：所以在離合器蓋的設計時，我們使用了另一種方案（如圖1），改用長螺釘將離合器安裝在發(fā)動機飛輪上。考慮到離合器安裝面距飛輪面有一距離，故取消原定位銷的定位方式，在離合器蓋外圓車一止口，采用止口定位，從而保證了安裝精度。另外，395DB離合器蓋膜片鉚釘部分設計了凸起鼓包結(jié)構(gòu)，不斷使強度有所加強，也有利于離合器在高速旋轉(zhuǎn)時的散熱。 圖1 Φ395離合器蓋及壓盤總成 1.限位掛罩 2.離合器蓋 3.膜片彈簧 4.支承盤 5.離合器壓盤 2）壓盤：壓盤設計了通風槽結(jié)構(gòu)，也有利于離合器散熱。壓盤的外圓增大到 Φ395，使得壓盤的質(zhì)量有所增加，有利于降低壓盤起步時的溫升。壓盤的材料采用HT250，并增加了合金元素，提高了耐磨性。壓盤加工時，采用以車代磨的加工方式，并將壓盤大面加工成凹錐面，保證了在工作時壓盤溫度升高使壓盤接合面成一平面。 圖2 Φ395從動盤總成 1.摩擦片2.減震彈簧3.盤芯4.盤套5.鋼片 6.欲減震彈簧7.波形片8.減震盤 3）膜片彈簧：膜片彈簧采用雙錐度設計方案，使結(jié)構(gòu)更為緊湊。膜片彈簧指端采用弧形指結(jié)構(gòu)，便于分離指端更好地與平分離軸承接合。離合器蓋及壓盤總成對從動盤總成的沖擊也相應增大，從動盤總成擬采用帶預減振機構(gòu)的方案。（如圖2）從動盤動力的傳遞方向為：（飛輪，壓盤）→摩擦片→鋼片→減振彈簧→減振盤→盤套→預減振彈簧→盤芯→（一軸輸出）。由于預減振彈簧的剛度遠遠小于主減振彈簧的剛度，所以在發(fā)動機怠速的時候，主減振彈簧不起作用，僅預減振彈簧起作用，對發(fā)動機微小的扭矩起到了很好的緩沖作用。從動盤總成的摩擦片采用無石棉摩擦材料，利于環(huán)保。 3本課題研究的重點及難點，前期已開展工作 3.1重點及難點 本課題的重點和難點：研究膜片彈簧離合器工作原理，完成設計內(nèi)容及其裝配圖。 3.2前期已開展工作 前期已開展的工作：查閱各種學術文獻，期刊雜志，科技報紙等資料深入了解本課題內(nèi)容的具體工作狀況，分析部件的工作原理。 4完成本課題的工作方案及進度計劃（按周次填寫) （1）1—3周：調(diào)研并收集資料； （2）4—6周：確定設計方案和整體結(jié)構(gòu)特點； （3）7—11周：完成結(jié)構(gòu)設計計算； （4）12—15周：完成零件圖和裝配圖的繪制； （5）16-18周：完成論文撰寫，準備答辯。 指導教師意見（對課題的深度、廣度及工作量的意見） 指導教師簽名： 年 月 日 所在系審查意見 系主管領導簽名： 年 月 日 參考文獻 [1]濮良貴，紀名剛，陳國定，吳立言.機械設計[J]. 西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研 室.2011.5（4）：352-357 [2]侯書林，朱海. 機械制造基礎（上冊）─工程材料及熱加工工藝基礎[B].2011.4（7）：98-110 [3]林世裕主編. 膜片彈簧與碟形彈簧離合器的設計與制造[M]. 南京：東南大學出版社，1995. 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Innovative Higher Education.2004,(22) :237～254 本科畢業(yè)設計(論文) 題目：Φ395膜片彈簧離合器設計 　Φ395膜片彈簧離合器設計 摘要 汽車離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內(nèi)，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，離合器的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行駛過程中，駕駛員可根據(jù)需要踩下或松開離合器踏板，使發(fā)動機與變速箱暫時分離和逐漸接合，以切斷或傳遞發(fā)動機向變速器輸入的動力。其功用為：（1）使汽車平穩(wěn)起步（2）中斷給傳動系的動力，配合換檔；（3）防止傳動系過載。 膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型汽車上廣泛采用的一種離合器，它的轉(zhuǎn)矩容量大而且較穩(wěn)定，操作輕便，平衡性好，也能大量生產(chǎn)，對于它的研究已經(jīng)變得越來越重要。 關鍵字：離合器；膜片彈簧；從動盤；壓盤；摩擦片 Design of Diaphragm Springs for Automotive Clutches Abstract Automobile Clutch in the engine and gearbox between the flywheel shell with screw will be fixed in the clutch assembly after the plane of the flywheel, clutch gearbox output shaft is the input shaft. In the process of moving vehicle, the driver may need Pedal or release the clutch pedal so that the engine and gearbox temporary separation and progressive joint, to cut off the engine or transmission to the transmission input power. Its function as: (1) the car a smooth start, (2) to interrupt the transmission of power to meet the shift, (3) to prevent transmission of the overload Key Words: Clutch; theca spring; driven plate; friction disc 主要符號表 載荷系數(shù) 使用系數(shù) 動載系數(shù) S 安全系數(shù) P 功率 T 轉(zhuǎn)矩 Z 齒數(shù) W 抗彎截面系數(shù) 原動機類型有關的動載荷系數(shù) 工作機類型有關的動載荷系數(shù) 精度系數(shù) 楔角 m 滾柱質(zhì)量 F 變形量 K 曲度系數(shù) G 切變模量 K 彈簧剛度 C 旋繞比 間距 Z 滾珠數(shù)目 D 滾柱直徑 S 膜片厚度 F 滾動摩擦系數(shù) 滑動摩擦角 目 錄 1 緒論 1 1.1 前言 1 1.2 離合器概述 1 1.2.1離合器的特點 1 1.2.2 離合器的功能 2 1.2.3 現(xiàn)代汽車離合器應滿足的要求 3 1.2.4 離合器工作原理 3 2 離合器機構(gòu)方案的選取 5 2.1 參數(shù)和機構(gòu)設計要求 5 2.2 結(jié)構(gòu)設計 5 2.2.1 從動盤數(shù)及干濕式選取 5 2.2.2 壓緊彈簧的結(jié)構(gòu)形式及布置 5 2.3設計變量 6 2.4目標函數(shù) 7 3 離合器詳細數(shù)據(jù)的設計 8 3.1 膜片彈簧的基本參數(shù)選擇 8 3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線 10 3.3 強度校核 13 3.4從動盤設計 13 3.4.1 從動盤結(jié)構(gòu)簡要介紹 13 3.4.2 從動盤設計 14 3.4.3 從動片的選擇和設計 14 3.4.4 從動盤轂的設計 16 3.4.5 摩擦片的材料選取及從動片的固緊方式 17 3.5壓盤的設計 18 3.5.1 壓盤傳力方式的選擇 18 3.6離合器蓋的設計 19 3.7從動軸的計算 20 3.8分離桿的設計 20 3.9離合器分離套筒和分離軸承的設計 20 4 扭轉(zhuǎn)減震器的設計 23 4.1 扭轉(zhuǎn)減震器主要參數(shù) 23 4.2 減振彈簧的計算 24 5 從動盤總成的設計 27 5.1 從動盤轂 27 5.2 從動片 27 5.3 波形片和減振彈簧 27 6 壓盤設計 28 6.1 離合器蓋 28 6.2 壓盤 28 6.3 傳動片 28 6.4 分離軸承 29 7 總結(jié)與展望 29 7.1 總結(jié) 29 7.2 展望 29 致 謝 30 參考文獻 31 畢業(yè)設計（論文）知識產(chǎn)權(quán)聲明 33 畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明 34 1 緒論 1.1前言 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。快目前，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(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。 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(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]。 1.2離合器概述 1.2.1離合器的特點 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)；限制傳動系所能承受的最大扭矩，防止傳 32 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： a. 結(jié)合時平順、柔和，使汽車起步時不震動、沖擊； b. 離合器分離徹底； c. 從動部分慣量小，以減輕換檔時齒輪副的沖擊； d. 散熱性能好； e. 高速回轉(zhuǎn)時只有可靠強度； f. 避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、沖擊和減小噪聲能力； g. 操縱輕便； h. 工作性能（最大摩擦力矩和后備系數(shù)保持穩(wěn)定）； i. 使用壽命長。 1.2.2 離合器的功能 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[2]。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(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。 1.2.3 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： a． 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，離合器的摩擦力矩應大于發(fā)動機最大扭矩； b． 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； c． 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； d． 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； e． 具有吸收振動、噪聲和沖擊的能力； f． 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； g． 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； 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。 1.2.4 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3和壓盤11借摩擦作用傳給從動盤7，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13，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8上的支柱為支點，而外端與壓盤11連接，所以能克服壓緊彈簧的力量拉動壓盤11向左，這樣，從動盤7兩面的壓力消失，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11向右，仍將從動盤7壓緊在飛輪3上，這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器[3]。 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 2 離合器機構(gòu)方案的選取 2.1參數(shù)和機構(gòu)設計要求 在設計離合器時，應根據(jù)車型的類別，使用要求制造條件以及“三化”（系列化，通用化，標準化）要求等，合理選擇離合器的結(jié)構(gòu)。 在離合器的結(jié)構(gòu)設計時必須綜合考慮以下幾點： a. 保證離合器結(jié)合平順和分離徹底； b. 離合器從動部分和主動部分各自的連接形式和支承； c. 離合器軸的軸向定位和軸承潤滑； d. 運動零件的限位； e. 離合器的調(diào)整。 輸入?yún)?shù)如下：膜片彈簧直徑：Φ395mm，結(jié)合點和分離點壓緊力17500±1000N，分離行程11.5mm。 2.2結(jié)構(gòu)設計 結(jié)構(gòu)設計的各項要求，在本設計中都將全面的考慮，并采用相應的措施予以實現(xiàn)。 2.2.1從動盤數(shù)及干濕式選取 通常膜片彈簧離合器選擇單片干式膜片彈簧摩擦離合器，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)動機轉(zhuǎn)矩不大于1000N.m的大型客車和重型貨車上也有所推廣。因此該離合器選取單片干式膜片彈簧離合器[4]。 2.2.2壓緊彈簧的結(jié)構(gòu)形式及布置 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[5]。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。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：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此設計摩擦片磨損后，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)良好的通風散熱等。 由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優(yōu)點，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用，而且正大力擴展到載貨汽車和重型汽車上，國外已經(jīng)設計出了傳遞轉(zhuǎn)矩為80~2000N.m，最大摩擦片外徑達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。甚至某些總質(zhì)量達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[6]。膜片彈簧離合器的操縱曾經(jīng)都采用壓式機構(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。當前膜片彈簧離合器的操縱機構(gòu)已經(jīng)為拉式操縱機構(gòu)所取代。后者的膜片彈簧為反裝，并將支承圈片彈簧的大端附近，使結(jié)構(gòu)簡化，零件減少、裝拆方便；膜片彈簧的應力分布也下降；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。 2.3設計變量 后備系數(shù)取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。單位壓力P也取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設計變量選為： （2.1） 2.4目標函數(shù) 離合器基本參數(shù)優(yōu)化設計追求的目標，是在保證離合器性能要求的條件下使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標函數(shù)為： （2.2） 3 離合器詳細數(shù)據(jù)的設計 3.1 膜片彈簧的基本參數(shù)選擇 已知條件：膜片彈簧直徑 a. 比值 和的選擇： （3.1） 為了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 一般 為，板厚為 故初: 則： b. 比值和R、r的選擇： 由于摩擦片平均半徑: （3.2） 膜片彈簧直徑，則膜片彈簧的值，應滿足關系 通常，摩擦片內(nèi)、外徑之比 要滿足的 根據(jù)，故可取,再結(jié)合實際情況取。 c. 扭轉(zhuǎn)減振器的優(yōu)化 對于摩擦片內(nèi)徑, 而減振器彈簧位置半徑 ，故?。? ?。? 4 扭轉(zhuǎn)減震器的設計 圓整為 所以： 故符合的優(yōu)化條件。 d. 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－7）知， 故: 根據(jù)根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表（2－5）知， 當摩擦片外徑時， 故符合要求[7]。 e. 單位壓力 為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為， 由于已確定單位壓力，在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求 f. 的選擇: ，滿足的范圍。 分離指數(shù)目的選取 取: 。 g. 膜片彈簧小端內(nèi)半徑 及分離軸承作用半徑的確定 由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。 由《機械設計》 （3.3） 公式，可求得,則取,再取分離軸承 h. 切槽寬度、及半徑 取: , , 滿足,則 故取: (3.4) i. 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）知，和需滿足下列條件： 故選擇， 3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線 假設膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上地某中性點轉(zhuǎn)動。設通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷P1(N)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為x1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示： 式中：E――彈性模量，鋼材料??； b――泊松比，鋼材料取，mm； R――自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑，mm； r――自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑，mm； R1――壓盤加載點半徑，mm； R1――支承環(huán)加載點半徑，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。 利用Matlab軟件進行P1-x1特性曲線的繪制，程序和圖形如下： 程序如下： x1=0:0.2:7;%x1為膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形 E=2.0*10^5;%彈性模量（Mpa） b=0.3;%泊松比 R=105;%自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑(mm) r=83.5;%自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑(mm) H=4.3;%自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度（mm） h=2.6;%膜片彈簧鋼板厚度（mm） R1=103;%壓盤加載點半徑（mm） r1=84;%支承環(huán)加載點半徑（mm） 以下用于繪圖 clf plot(x1,P1,'-b'); axis([0,7,0,8000]);%設置坐標 hold on hold off,grid on xlabel('變形x1/mm') ylabel('工作壓力P1/N') title('P1-x1特性曲線') 圖形如下： 圖3-2 P1－x1特性曲線 確定膜片彈簧的工作點位置: 可以利用Matlab 軟件尋找P1－x1特性曲線中M,N的位置坐標，具體程序如下: x1=0:0.2:7;%x1為膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形 E=2.0*10^5;%彈性模量（Mpa） b=0.3;%泊松比 R=105;%自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑(mm) r=83.5;%自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑(mm) H=4.3;%自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度（mm） h=2.6;%膜片彈簧鋼板厚度（mm） R1=103;%壓盤加載點半徑（mm） r1=84;%支承環(huán)加載點半徑（mm） 以下用于繪圖 clf plot(x1,P1,'-b'); axis([0,7,0,8000]);%設置坐標 hold on hold off,grid on xlabel('變形x1/mm') ylabel('工作壓力P1/N') title('P1-x1特性曲線') zoom out [x,y]=ginput(1) x =2.6694 y =5.2515e+003 [x,y]=ginput(1) x =4.9767 y =4.5195e+003 則可知： 上述曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且則： 新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點M之間，且靠 近或在H點處，一般 則?。? 則此時校核后備系數(shù)： 滿足要求 離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形量為： (即為壓盤的行程) （3.5） 故： 壓盤剛開始分離時，壓盤的行程： 3.3強度校核 膜片彈簧大端的最大變形量， 由公式： 得： 3.4從動盤設計 3.4.1從動盤結(jié)構(gòu)簡要介紹 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。從動盤主要由從動片，從動盤轂，摩擦片等組成，由下圖3.1可以看出，摩擦片1，13分別用鉚釘14，15鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片5用限位銷7和減振12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5和減振盤12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8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11，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6，9。當系統(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[8]。 1，13—摩擦片；2，14，15—鉚釘；3—波形彈簧片；4—平衡塊；5—從動片； 6，9—減振摩擦；7—限位銷；8—從動盤轂；10—調(diào)整墊片；11—減振彈簧；12—減 振盤 3.1 帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤 3.4.2從動盤設計 設計從動盤時一般應滿足以下幾個方面的要求: a． 為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應盡可能?。? b． 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具有軸向彈性； c． 為了避免傳動系的扭轉(zhuǎn)共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉(zhuǎn)減 振器； d． 要有足夠的抗爆裂強度。 3.4.3從動片的選擇和設計 設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）[9]。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，因此為了見效轉(zhuǎn)動慣量，從動片都做的比較薄，通常是用1.3～2.0mm厚的薄鋼板沖壓而成,為了進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0.65～1.0mm,使其質(zhì)量更加靠近旋轉(zhuǎn)中心。 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：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。 在本設計中，因為設計的是2噸輕型載貨汽車的離合器，故采可以用整體式彈性從動片，其簡化結(jié)構(gòu)見下圖3.2，離合器從動片采用2mm厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑?jīng)Q定，在這里取225mm，內(nèi)徑由從動盤轂的尺寸決定，這將在以后的設計中取得。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產(chǎn)生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷，還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口[10]。 由于其采用整體式彈性從動片，從動片沿半徑方向開槽,將外圓部分分割成許多扇形,并將扇形部分沖壓成依次向相同方向彎曲的波浪形,使其具有軸向彈性,兩邊的摩擦片則分別鉚在扇形片上.在離合器結(jié)合的過程中,從動片被壓緊,彎曲的波浪扇形部分被逐漸壓平從動盤摩擦面片所傳遞的轉(zhuǎn)矩逐漸增大,使其結(jié)合過程較平順,柔和,整體式彈性從動片根據(jù)從動片尺寸的大小可制成6～12個切槽,并常常將扇形部分與中央部分的連接處切成T形槽,目的是進一步減小剛度,增加彈性.相關結(jié)構(gòu)尺寸參看設計圖紙。 從鋼動片材料一般采用高碳剛或彈簧剛板沖壓而成，經(jīng)熱處理后達到所要求的硬度,相關尺寸見零件圖。 1—從動片；2—摩擦片；3—鉚釘 圖3.2整體式彈性從動片 3.4.4 從動盤轂的設計 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(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對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)動機的最大轉(zhuǎn)矩 由表3.3選?。? 一般取1.0～1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度一般26～32 HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應進行高頻處理[10]。取，，，，，，。 驗證：擠壓應力的計算公式為： (3.6) 式中，P為花鍵的齒側(cè)面壓力，它由下式確定： 從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底， ，分別為花鍵的內(nèi)外徑； Z為從動盤轂的數(shù)目；取Z=1 h為花鍵齒工作高度； 得N，MPaMPa，合格。 表3.3　花健的的選取 摩擦片的外徑 /mm /N.m 擠壓應力 /MPa 齒數(shù) n 外徑 /mm 內(nèi)徑 /mm 齒厚 /mm 有效齒長 /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 11．4 350 471 10 40 32 5 50 13．0 3.4.5 摩擦片的材料選取及從動片的固緊方式 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車的的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求： a. 應具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數(shù)的影響小； b. 要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨； c. 要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好； d. 熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦； e. 磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面； f. 油水對摩擦性能的影響應最?。? g. 結(jié)合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象。 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[11]。 所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數(shù)（可達0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。 在該設計中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，當在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強度，同時，當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[12]。 3.5壓盤的設計 3.5.1 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。 3.5.2 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。 壓盤外徑D=230mm壓盤內(nèi)徑d=14mm。 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)以下兩點： a. 壓盤應有足夠的質(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，這種溫升更為嚴重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數(shù)的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的損壞[13]。 由于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差，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。 b. 壓盤應具有較大的剛度 壓盤應具有足夠大的剛度，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15mm），但一般不小于10mm，在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為18mm。 在初步確定該離合器壓盤厚度以后，應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增加壓盤的厚度。 根據(jù)下面公式（5.1）來進行校核： (3.6) 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 C——壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤， m——壓盤質(zhì)量，㎏ 根據(jù)公式（3.5）代入相關數(shù)據(jù)可得；此數(shù)值 故該厚度符合要求。 3.6離合器蓋的設計 離合器蓋一般都與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉(zhuǎn)矩。此外，它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支承殼體。因此，在設計中應注意以下幾個問題： a.離合器的剛度 離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構(gòu)的傳動效率，嚴重時還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[14]。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為4mm的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。 b.離合器的通風散熱 為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風窗口。 c.離合器的對中問題 離合器蓋內(nèi)裝有分離杠桿、壓盤、壓緊彈簧等重要零件，因此它相對與飛輪必須有良好的對中，否則會破壞離合器的平衡，嚴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。 3.7從動軸的計算 a. 選材 40Cr調(diào)質(zhì)鋼可用于載荷較大而無很大沖擊的重要軸，初選40Cr調(diào)質(zhì) 。 b. 確定軸的直徑 （3.7） 式中，A為由材料與受載情況決定的系數(shù)，見表3.4: 表3.4　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，，則 ，取 離合器的分離裝置包括分離桿，分離軸承和分離套筒。 3.8分離桿的設計 本設計才用的是膜片彈簧的壓緊機構(gòu)，分離桿的作用由膜片彈簧中的分離指來完成。其結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)在前面的設計中已經(jīng)確定。 在設計分離桿時應注意以下幾個問題：①分離桿要有足夠的剛度②分離桿的鉸接處應避免運動上的干涉③分離桿內(nèi)端的高度可以調(diào)整。 3.9離合器分離套筒和分離軸承的設計 分離軸承在工作中主要承受軸向力，在離合器分離時，由于分離軸承的旋轉(zhuǎn)，在受離心力的作用下，還承受徑向力。在傳統(tǒng)離合器中采用的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承。而在現(xiàn)代汽車離合器中主要采用了角接觸式的徑向推力球軸承，并由軸承內(nèi)圈轉(zhuǎn)動[15]。 本設計的是膜片彈簧離合器，為了保證在分離離合器時分離軸承能均勻地壓緊膜片彈簧內(nèi)端，采用可以自位（自動調(diào)準中心）的分離裝置，其結(jié)構(gòu)示意圖見圖3.5，可以彌補因幾何上偏移造成的強烈振動[16]。 1—分離軸承罩；2—分離軸承；3—分離套筒；4—波形彈簧片 圖3.5自動調(diào)心軸承 自位分離軸承和分離套筒通過碟形彈簧裝配在一起成為一體，碟形彈簧小端卡緊在軸承套筒座的外凸臺部位，其大端壓緊軸承外圈的內(nèi)端面，依靠摩擦把分離軸承與軸承套筒連在一起。圖中間隙A所允許的調(diào)節(jié)量為1.4~2.4mm。這種軸承的內(nèi)外圈可由80Cr2軸承鋼沖制加工而成，外密封環(huán)用0.5厚板材沖制,表面有硫化氟橡膠,其密封刃口朝向軸承內(nèi)座圈來密封.軸承中分布了15個鋼球。 分離套筒裝在變速器第一軸承蓋的軸頸上，兩者之間為間隙配合，可以在自由移動，而分離軸承內(nèi)圈與分離套筒座相配合處徑向有0.5mm的間隙.在離合器處于結(jié)合狀態(tài)時,分離軸承的端面與分離杠桿之間應留有3~4mm間隙，以備在摩擦片磨損的情況下，不致防礙壓盤繼續(xù)壓緊從動盤總成，以保證可靠地傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩。這個間隙反映為踏板上的一段自由行程。 在本設計中，由前面選擇的花鍵轂花鍵的尺寸（外徑34，內(nèi)徑27）因而根據(jù)有關結(jié)構(gòu)尺寸數(shù)據(jù)可初選一系列有關分離軸承和分離套筒及軸頸之間的配合尺寸： 表3.6 分離軸承的選取 分離軸承內(nèi)徑 分離套筒外徑 分離套筒內(nèi)徑 第一軸軸承蓋軸頸外徑 第一軸軸承蓋軸頸內(nèi)徑 55 53 44 44 38 分離軸承必須進行潤滑，本設計采用的潤滑方式為定期進行潤滑，在分離套筒上開有用來注潤滑油的缺口，而在離合器殼上裝有注油杯并用軟管通到分離套筒的缺口處。 在軸承的設計過程中，應對其使用壽命和承載能力進行校核計算。在本設計中由于充分考慮到分離軸承的工作條件比較理想，以及每次分離的時間也不太長，因而對該項校核工作不予考慮，也即認為所選取的軸承型號能適應各個方面的要求[17]。 4 扭轉(zhuǎn)減震器的設計 4.1 扭轉(zhuǎn)減震器主要參數(shù) 4扭轉(zhuǎn)減振器的設計 a. 極限轉(zhuǎn)矩 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－31）知， 極限轉(zhuǎn)矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關，一般可?。? (4.1) 對于乘用車，系數(shù)取2.0。 則： (4.2) b. 扭轉(zhuǎn)剛度 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－35）可知， 由經(jīng)驗公式初選即： c. 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－36）可知, 可按公式初選 (4.3) ?。? (4.4) d. 預緊轉(zhuǎn)矩 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－37）知， 滿足以下關系： 且： (4.5) 而： 則初選 e. 減振彈簧的位置半徑 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（2－38）知， 的尺寸應盡可能大些，一般?。? (4.6) 則取： ,可取為48mm f. 減振彈簧個數(shù) 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表（2－6）知， 當摩擦片外徑時： 故取： g. 減振彈簧總壓力 當減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力 4.2 減振彈簧的計算 圖4-2 盤總成的減振機構(gòu) a. 減振彈簧 減振彈簧的作用在于減小振動的振幅，阻尼的作用在于讓振動迅速停止。 兩者組合形成一階阻尼系統(tǒng)，具有良好的減振效果在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振器設計相關的尺寸。 b. 減振彈簧的分布半徑 根據(jù)根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知， 的尺寸應盡可能大些，一般取 式中，d為離合器摩擦片內(nèi)徑 故：，即為減振器基本參數(shù)中的。 c. 單個減振器的工作壓力P d. 減振彈簧尺寸 （1） 彈簧中徑 根據(jù)根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知，其一般由布置結(jié)構(gòu)來決定，通常故?。? （2） 彈簧鋼絲直徑d （4.7） 式中，扭轉(zhuǎn)許用應力可取,故取為550Mpa 所以： （3） 減振彈簧剛度k 根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）式4.7.13知，應根據(jù)已選定的減振器扭轉(zhuǎn)剛度值及其布置尺寸確定，即： (4.8) （4） 減振彈簧有效圈數(shù) 根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知， (4.9) （5） 減振彈簧總?cè)?shù)n 其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間的關系為： 減振彈簧最小高度： (4.10) 彈簧總變形量 (4.11) 減振彈簧總變形量 (4.12) 減振彈簧預變形量 (4.13) 減振彈簧安裝工作高度： （6） 從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 最大轉(zhuǎn)角和減振彈簧的工作變形量有關，其值為： （7） 限位銷與從動盤轂缺口側(cè)邊的間隙 （4.14） 式中，為限位銷的安裝尺寸。 值一般為：2.5～4mm； 所以可取為3mm, 為88mm。 （8） 限位銷直徑 按結(jié)構(gòu)布置選定：一般＝9.5～12mm?？扇?0mm。 5 從動盤總成的設計 5.1從動盤轂 根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版），從動盤轂軸向長度不宜過小，以免再花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0～1.4倍的花鍵軸直徑[18]。故取從動盤轂軸向長度取為1.2d=1.2×24=28.8mm。從動盤轂的材料選取45鍛鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度一般26～32HRC。根據(jù)摩擦片的外徑D的尺寸以及根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表2－7查出從動盤轂花鍵的尺寸。 由于D=225mm,則查表可得: 花鍵尺寸：齒數(shù)n=10，外徑=32mm,內(nèi)徑＝26mm ，齒厚t=4mm,