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1、目錄 1.設(shè)計(jì)方案概述 3 1.1 離合器設(shè)計(jì)的任務(wù) 3 1.2 設(shè)計(jì)原則、目標(biāo) 3 2 離合器結(jié)構(gòu)方案選擇 4 2.1離合器種類選擇 4 2.2從動(dòng)盤(pán)數(shù)選擇 4 2.3壓緊彈簧和布置形式選擇 4 2.4壓盤(pán)驅(qū)動(dòng)形式選擇 5 2.5扭轉(zhuǎn)減振器 5 2.6離合器的操縱機(jī)構(gòu)選擇 5 3離合器主要參數(shù)的選擇 6 3.1摩擦片 6 3.1.1 后備系數(shù) 6 3.1.2 單位壓力 6 3.1.3摩擦片外徑D,內(nèi)徑d和厚度h 3.1.4摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙At的確定 7 3.1.5摩擦片參數(shù)約束條件的檢驗(yàn) 7 3.2從動(dòng)盤(pán)

2、 7 3.2.1從動(dòng)片的結(jié)構(gòu)形式、材料及基本尺寸 8 3.2.2 從動(dòng)盤(pán)轂 8 3.2.3 從動(dòng)盤(pán)摩擦材料 8 3.3壓盤(pán)和離合器蓋 9 3.3.1 壓盤(pán)傳力方式的選擇 9 3.3.2 壓盤(pán)幾何尺寸的確定 9 3.3. 3 壓盤(pán)及傳動(dòng)片的材料 10 3.3.4 傳動(dòng)片的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 10 3.3.5 離合器蓋設(shè)計(jì) 11 3.4 膜片彈簧設(shè)計(jì) 12 3.4.1 H/h比值選擇 12 3 . 4 . 2膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇 12 3.4.3比值R/r和R、r的確定 13 3.4.4膜片彈簧起始圓錐底角a的選擇 13 3.4.5膜片彈簧小端半徑

3、r及分離軸承作用半徑r 13 f p 3.4.6爪數(shù)目n和切槽寬度61、窗孔槽寬度62及半徑rc 13 3.4.7支承環(huán)平均半徑L和膜片彈簧與壓盤(pán)的接觸半徑1 13 3.4.8 膜片彈簧及工藝 13 3.5扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)的選擇 14 3.5.1極限轉(zhuǎn)矩Tj 14 3.5.2扭轉(zhuǎn)角剛度k 15 3.5.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 T 15 3.5.4預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 T 15 n 3.5.5減振彈簧的位置半徑Ro 15 3.5.6減振彈簧個(gè)數(shù)Z 16 3.5.7減振彈簧總壓力'F 16 工 3.5.8極限轉(zhuǎn)角針申 16 3.5.9減振彈簧計(jì)算 16 3

4、.6分離軸承總成設(shè)計(jì) 18 結(jié)論及參考文獻(xiàn) 19 附錄 20 1.設(shè)計(jì)方案概述 本設(shè)計(jì)進(jìn)行的是客車離合器總成的設(shè)計(jì)，通過(guò)對(duì)對(duì)給定汽車參數(shù)的分析，確定離合 器結(jié)構(gòu)方案，并計(jì)算離合器主要參數(shù)，最后繪制離合器總成圖。 設(shè)計(jì)已知參數(shù)如下： 根據(jù)以上參數(shù)查相關(guān)車型標(biāo)準(zhǔn)得： 車型 最大車速(Km . 比功率(Kw . t i) 比轉(zhuǎn)矩(N . m . h i) 11) 客車 100 12 35 根據(jù)以上參數(shù)查相關(guān)車型標(biāo)準(zhǔn)得： 額定 裝載 質(zhì)量 (kg) 最大總 質(zhì)量 (kg) 最大車 速(Km -h i) 比功率 (K

5、w . 廣i) 比轉(zhuǎn)矩 (N . m .廣i) 變速器 一檔傳 動(dòng)比i g 主減速 比i。 輪胎型號(hào) 6000 10720 100 12 35 7.64 5.897 8.25R20 摩擦離合器主要由主動(dòng)部分(發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、離合器蓋和壓盤(pán)等)、從動(dòng)部分(從動(dòng) 盤(pán))、壓緊機(jī)構(gòu)(壓緊彈簧)和操縱機(jī)構(gòu)(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動(dòng)部件 等)四部分組成。 主、從動(dòng)部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動(dòng)力的基本結(jié)構(gòu)。操 縱機(jī)構(gòu)是使離合器主、從動(dòng)部分分離的裝置。 汽車離合器設(shè)計(jì)的基本要求: (1) 在任何行駛條件下，能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩。 (2

6、) 接合時(shí)平順柔和，保證汽車起步時(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)慣量小，減輕換擋時(shí)變速器齒輪間的沖擊。 (5) 有良好的吸熱能力和通風(fēng)散熱效果，保證離合器的使用壽命。 (6) 避免傳動(dòng)系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，具有吸收振動(dòng)、緩和沖擊的能力。 (7) 操縱輕便、準(zhǔn)確。 (8) 作用在從動(dòng)盤(pán)上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過(guò)程中變化要盡可能小， 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(dòng)平衡。 (10) 結(jié)構(gòu)應(yīng)簡(jiǎn)單、緊湊，制造工藝性好，維修、調(diào)整方便等。 1.1 離合器設(shè)計(jì)的任務(wù) (1) 從技術(shù)先進(jìn)性、生產(chǎn)合理性和使用要求出發(fā)，正確選

7、擇性能指標(biāo)、質(zhì)量和主要 尺寸參數(shù)，提出總成設(shè)計(jì)方案，為各零件設(shè)計(jì)提供整體參數(shù)和設(shè)計(jì)要求； (2) 對(duì)各零件進(jìn)行合理布置和運(yùn)動(dòng)校核； (3) 對(duì)整體性能進(jìn)行計(jì)算和控制，保證汽車主要性能指標(biāo)實(shí)現(xiàn)； (4) 協(xié)調(diào)好整體總成與零件之間的匹配關(guān)系，配合零件完成布置設(shè)計(jì)，使整體的性能、可靠性 達(dá)到設(shè)計(jì)要求。 1.2 設(shè)計(jì)原則、目標(biāo) (1) 離合器的選型應(yīng)根據(jù)汽車型譜、市場(chǎng)需求、產(chǎn)品的技術(shù)發(fā)展趨勢(shì)和企業(yè)的產(chǎn) 品發(fā)展規(guī)劃進(jìn)行。 (2) 選型應(yīng)在對(duì)同類型產(chǎn)品進(jìn)行深入的市場(chǎng)調(diào)查、使用調(diào)查、生產(chǎn)工藝調(diào)查、樣 車結(jié)構(gòu)分析與性能分析及全面的技術(shù)、進(jìn)行分析的基礎(chǔ)上進(jìn)行 (3) 應(yīng)從已有的基礎(chǔ)出發(fā)，對(duì)原有離合

8、器和引進(jìn)的樣本進(jìn)行分析比較，繼承優(yōu)點(diǎn) 消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先進(jìn)技術(shù)與結(jié)構(gòu)，開(kāi)發(fā)新型離合器。 (4) 涉及應(yīng)遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、法規(guī)、法律，不得侵犯他人專利。 (5) 力求零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化、產(chǎn)品系列化。 2 離合器結(jié)構(gòu)方案選擇 根據(jù)設(shè)計(jì)原則，目標(biāo)和用戶的需求特點(diǎn)，設(shè)計(jì)人員要提出被開(kāi)發(fā)離合器的整體結(jié)構(gòu) 方案，主要包括以下幾部分： （1）離合器種類選擇 （2）從動(dòng)盤(pán)數(shù)選擇 （3）壓緊彈簧和布置形式選擇 （4）壓盤(pán)驅(qū)動(dòng)形式選擇 （5）扭轉(zhuǎn)減振器 （6）離合器的操縱機(jī)構(gòu)選擇 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(shè)

9、計(jì)的。摩 擦式應(yīng)用廣泛。摩擦式工作表面形狀包括錐形、鼓形和盤(pán)形，錐形和鼓形其從動(dòng)部分轉(zhuǎn) 動(dòng)慣量太大，引起變速器換檔困難，且結(jié)合不夠柔和，易卡住。 故選擇盤(pán)形摩擦式離合器。 2.2 從動(dòng)盤(pán)數(shù)選擇 單片離合器（圖2-1）結(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。 雙片離合器（圖 2-2）傳遞轉(zhuǎn)矩的能力較大，徑向尺寸較小，踏板力較小，接合較 為平順。但中間壓盤(pán)通風(fēng)散熱不良，分離也不夠徹底。 多片離合器主要用于行星齒輪變速器換擋機(jī)構(gòu)中。它具有接合平順柔和、摩擦表面 溫度較低、磨損較小，使用壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)，主要應(yīng)用于重型牽引車和自卸車上

10、。 對(duì)于 10噸的客車，選擇單片離合器。 圖2-2雙片離合器 圖2 -1單片離合器 2?3壓緊彈簧和布置形式選擇 周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞扭矩的能 力降低，另外，彈簧到它定位面上，造成接觸部位嚴(yán)重磨損，會(huì)出現(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。中 央彈簧此結(jié)構(gòu)軸向尺寸大。斜置彈簧在重型汽車上使用，突出優(yōu)點(diǎn)是工作性能十分穩(wěn)定， 踏板力較小。膜片彈簧彈簧壓力在摩擦片允許范圍內(nèi)基本不變，能保持傳遞的轉(zhuǎn)矩大致 不變，另外它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，質(zhì)量小。 由于它大斷面環(huán)形與壓盤(pán)接觸，其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，提高使用壽命，平 衡性好。

11、推式摸片彈簧結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，安裝拆卸較簡(jiǎn)單，分離行程比拉式小。 故選擇推式膜片斜置彈簧。（圖2-3） 圖2-3推式膜片彈簧離合器 2.4壓盤(pán)驅(qū)動(dòng)形式選擇 窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們?nèi)秉c(diǎn)是在聯(lián)接件間有間隙，在驅(qū)動(dòng)中將產(chǎn)生沖擊噪聲， 而且零件相對(duì)滑動(dòng)中有摩擦和磨損，降低離合器傳動(dòng)效率。傳動(dòng)片式此結(jié)構(gòu)中壓盤(pán)與飛 輪對(duì)中性好，使用平衡性好，簡(jiǎn)單可，壽命長(zhǎng)。 故選擇傳動(dòng)片式。 2.5扭轉(zhuǎn)減振器 它能降低發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸與傳動(dòng)系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動(dòng)系扭振固有頻率，增 加傳動(dòng)系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振，控制動(dòng) 力傳動(dòng)系總成怠速時(shí)離合器與變速器的扭振與噪聲

12、，緩和非穩(wěn)定工況下傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)沖 擊載荷和改善離合器的接合平順性。 故要有扭轉(zhuǎn)減振器。 2.6離合器的操縱機(jī)構(gòu)選擇 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。 機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)有杠系和繩索兩種傳動(dòng)形式，杠系傳動(dòng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，但是 傳動(dòng)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。 機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)一般用于排量 1.6L 以下的汽車離合器。對(duì)于大排量的客車，應(yīng)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

13、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。 故選擇液壓式操縱機(jī)構(gòu)。 3離合器主要參數(shù)的選擇 設(shè)計(jì)內(nèi)容 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 3.1摩擦片 后備系數(shù)B是離合器一個(gè)重要設(shè)計(jì)參數(shù)，它反映了離 3.1.1后備系數(shù) 合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇B時(shí)，應(yīng)保 證離合器應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩、要防止離合器 滑磨過(guò)大、要能防止傳動(dòng)系過(guò)載。因此，在選擇B時(shí)應(yīng)考 慮以下幾點(diǎn)： 1） 為可靠傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，B不宜選取太?。? 2） 為減少

14、傳動(dòng)系過(guò)載，保證操縱輕便，B又不宜選取 太大； 3） 當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率較大、使用條件較好時(shí)，B可選 取小些； 4） 當(dāng)使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離合器 滑磨，B應(yīng)選取大些； 5） 汽車總質(zhì)量越大，B也應(yīng)選得越大； 6） 柴油機(jī)工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取的B值 應(yīng)比汽油機(jī)大些； 7） 發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動(dòng)越小，B可選取小些； 8） 膜片彈簧離合器選取的B值可比螺旋彈簧離合器小 些； 9） 雙片離合器的B值應(yīng)大于單片離合器。 初取P=1.6 [3=1.6 3.1.2單位壓力 3.1.3摩擦片外徑 D,內(nèi)徑d和厚度h 單位壓力P0對(duì)離合器工

15、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)后備功率大 小，摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。 離合器使用頻繁，發(fā)動(dòng)機(jī)后備系數(shù)較小時(shí)，P0應(yīng)取 小些；當(dāng)摩擦片外徑較大時(shí)，為了降低摩擦片外緣處的熱 負(fù)荷，po應(yīng)取小些；后備系數(shù)較大時(shí)，可適當(dāng)增大po。 本次設(shè)計(jì)中摩擦片用石棉基材料 P =0.10?0.35MPa 0 取 P=0.15MPa P=0.15MPa 3.1.4摩擦因數(shù)f、摩 擦面數(shù)Z和離合器 間隙At的確定 3.1.5摩擦片參數(shù)約 束條件的檢驗(yàn) D 二 kD *廠 對(duì)于客車單片離合器，取k =16.0。 D ^=35x1052

16、= 3752 得 D=309.9mm 根據(jù)離合器摩擦片尺寸和系列參數(shù)表（附表1），外 徑D取325mm 摩擦片尺寸應(yīng)符合尺寸系列標(biāo)準(zhǔn)GB5764--86《汽車 用離合器面蓋片》，所選的D應(yīng)使摩擦片最大圓周速度不 超過(guò)65?70m/s,以免摩擦片發(fā)生飛離。 和 9550x12 ―八… INe max ― 一 3^/41/111111 35 = 0-3 <65^70m/s uir^ C 11 oil 計(jì)算得V =55.7<65m/s ???滿足條件 D 根據(jù)離合器摩擦片尺寸和系列參數(shù)表，且D=350mm 得 d=175mm D +J]?&75 七 4 A （面積）=n

17、R 2=0.052m c 根據(jù)附表1,且D=325mm，得摩擦片厚度:h=3.5mm 為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī) 的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計(jì)時(shí)T應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，摩擦因素p 取0.3，校核p即 T 邙T =pxAXRcXZcXp cmax emax 1.6x350=pXO.O52XO.129X2XO.3 P=0.15MPa 故合格，即用石棉基材料合理。 摩擦系數(shù)f=0.30,摩擦面數(shù)Z=2,在操縱機(jī)構(gòu)中采用 間隙自動(dòng)調(diào)整裝置，離合器間隙可以取△t-0。 1） v =n/60Xn x10-3=55.7m/s<65?70m/s。 D emax 2） C' =0.5

18、85,滿足條件 0.53WC'WO.7O。 D=325mm d=190mm h=3.5mm R =128.75 c mm A （面） =0.052m2 摩擦片用石 棉基材料 f=0.30 Z=2 △t=0 3?2從動(dòng)盤(pán) 3.2.1從動(dòng)片的結(jié)構(gòu) 形式、材料及基本尺 寸 3) 片1.60,滿足條件 1.2WpW4.0。 4) d>2R +50,且 R = ( 0.5 ?0.75 ) d/2,取 0 0 R =65mm。 0 5) T為單位摩擦面積所傳遞的轉(zhuǎn)矩(N ?m/mm2), C0 [T ]為其許用值(N?m/mm2),根據(jù)附表2選取： C0 [T

19、 ]=0.0035MPa C0 r,., - 、-0.0034A/F <[r J-0.003： "nz(D2-c/~) a 門(mén) 滿足要求。 在從動(dòng)盤(pán)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)要滿足以下三個(gè)方面的要求： (1) 為減少變速器換擋時(shí)齒輪間的沖擊，從動(dòng)盤(pán)的 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)盡可能小。 (2) 為保證汽車起步平穩(wěn)，從動(dòng)盤(pán)在軸向應(yīng)有彈性。 (3) 為避免傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)共振和緩和沖擊載荷，從動(dòng) 盤(pán)上應(yīng)有扭轉(zhuǎn)減振器。 其主要包含從動(dòng)片，從動(dòng)盤(pán)轂和摩擦片等零件的結(jié)構(gòu) 選型和設(shè)計(jì)。 在設(shè)計(jì)從動(dòng)片時(shí)要盡量減輕其質(zhì)量，并應(yīng)使其質(zhì)量的 分布盡可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。為 了使得離合器結(jié)合平順，保證汽車平穩(wěn)起步

20、，單片離合器 的從動(dòng)片一般都做成具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)。具有軸向彈性 的從動(dòng)片有以下3種結(jié)構(gòu)型式：整體式彈性從動(dòng)片、分開(kāi) 式彈性從動(dòng)片以及組合式彈性從動(dòng)片。前面兩種結(jié)構(gòu)在小 轎車上采用較多，在載貨汽車上則常用第三種即組合式從 動(dòng)片。故選組合式從動(dòng)片。 從動(dòng)片材料與所用的結(jié)構(gòu)型式有關(guān)，不帶波形彈簧片 的從從動(dòng)片(即整體式)一般用高碳鋼或彈簧剛片沖壓而 成，經(jīng)熱處理后達(dá)到硬度要求。 采用波形片(即分開(kāi)式或組合式)時(shí)，從動(dòng)片用低碳 鋼，波形片用彈簧鋼。 從動(dòng)片直徑對(duì)照摩擦片尺寸確定。為減小從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng) 慣量，從動(dòng)片 般較薄，通常為1.3~2.0mm厚鋼板沖壓 而成，取值為1.5mm。從動(dòng)片的外沿部分

21、(即波形彈簧 那片)厚度在0.65~1.0mm之間，取值為0.8mm。 組合式從動(dòng) 片 D=325mm d=190mm 從動(dòng)片厚： 1.5mm 彈簧片厚： 0.8mm n=10 D' =40mm d' =32mm t=5mm h=4mm l=45mm 3.2.2從動(dòng)盤(pán)轂 3.2.3從動(dòng)盤(pán)摩擦 材料 3.3壓盤(pán)和離合器蓋 3.3.1壓盤(pán)傳力方 式的選擇 花鍵轂裝在變速器第一軸前端，是離合器承受載荷最 大的零件。目前，常采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，花鍵之間 為動(dòng)配合。根據(jù)附表3,由從動(dòng)盤(pán)外徑和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩可選 取花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸：花鍵齒數(shù)n=10，花鍵外徑 D' =40mm

22、，花鍵內(nèi)徑 d' =32mm，齒厚 t=5mm，有 效齒長(zhǎng)l=45mm，擠壓應(yīng)力o=11.6MPa。 花鍵齒工作高度山=(D'—d') /2=4mm 花鍵尺寸的強(qiáng)度校核： 花鍵側(cè)面壓力 P=4T /(D'+d')Z=4 x375.2/ emax (0.040+0.032)Xl=20844N 4 亠 !_. 宀 r 13600 p 擠 壓 應(yīng) 力xo ”鑑壓吊nhi = 1.158X io7Pa=11.58PaV 11.6MPa 故花鍵的強(qiáng)度符合要求。 離合器摩擦面片在離合器接合過(guò)程中將遭到嚴(yán)重的滑 磨，在相對(duì)很短的時(shí)間內(nèi)產(chǎn)生大量的熱，因此，要求摩擦 片應(yīng)有較好的摩擦性能、較高

23、的摩擦系數(shù)、較小的轉(zhuǎn)動(dòng)慣 量，在短時(shí)間內(nèi)可以吸收相對(duì)高的能量，且具有較好的耐 磨性能。摩擦的材料基本上有三種：石棉基摩擦材料、有 機(jī)摩擦材料以及金屬陶瓷摩擦材料，有機(jī)摩擦材料可以滿 足較高的性能標(biāo)準(zhǔn)，成本低等特點(diǎn)，選擇有機(jī)摩擦材料。 故選有機(jī)摩擦材料。 壓盤(pán)設(shè)計(jì)包括傳力方式的選擇及幾何尺寸的確定兩個(gè) 方面。 壓盤(pán)是離合器的主動(dòng)部分，在傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩時(shí)，它 和飛輪起帶動(dòng)從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)，所以它必須和飛輪連接在 起，但這種變化應(yīng)允許壓盤(pán)在離合器分離過(guò)程中能自由的 作軸向移動(dòng)，常用的連接方式有以下幾種：凸臺(tái)式、鍵式、 銷式和傳動(dòng)片式?，F(xiàn)在使用最廣泛的是傳力片的傳動(dòng)方 式，因?yàn)檫@種連接方式不僅改善了傳

24、力片的受力狀況，還 簡(jiǎn)化了壓盤(pán)的結(jié)構(gòu)，降低了對(duì)裝配精度的要求，并且還有 利于壓盤(pán)的定中。 有機(jī)摩擦材 料 傳動(dòng)片式 壓盤(pán)外徑 =330mm 壓盤(pán)內(nèi)徑 = 185mm 壓盤(pán)厚度為 20mm 3.3.2壓盤(pán)幾何尺 寸的確定 3.3. 3壓盤(pán)及傳動(dòng) 片的材料 確定了摩擦片內(nèi)外徑，與摩擦片相接合的壓盤(pán)的內(nèi)外 徑也就確定下來(lái)了。因此壓盤(pán)幾何尺寸歸結(jié)為確定它的厚 度。 壓盤(pán)厚度確定主要依據(jù)以下兩點(diǎn)： 1） 壓盤(pán)應(yīng)該具有足夠的質(zhì)量，以吸收結(jié)合時(shí)摩擦產(chǎn) 生的熱量。 2） 壓盤(pán)應(yīng)具有足夠大的強(qiáng)度，以保證受熱時(shí)不變形。 壓盤(pán)厚度一般為15~25mm。 取壓盤(pán)厚度為20mm 在

25、確定壓盤(pán)厚度以后，應(yīng)校對(duì)離合器接合一次時(shí)的溫 升，它不應(yīng)超過(guò)8?10t. 校核公式如下： ^壓 式中，T -----溫升；0C L——滑磨功；N ? m Y ----分配到壓盤(pán)上的滑磨功所占的百分比，單片離合 器壓盤(pán)Y =0.50; C-----壓盤(pán)的比熱；C=544.28 J/ （Kg ? K） m——壓盤(pán)的質(zhì)量，kg; 壓 m u 叩（D2 — d2）h = 11.58 kg 壓 4 一次滑磨功 L=工2（TaC） = 12324.47J 1800 i 2i 2 o g t = 0.5°x 12324.47 °C=0.98°C＜卜］=8?10°C。 544.28

26、 x 11.58 此外，壓盤(pán)還應(yīng)與飛輪保持良好的對(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?20g?cm。壓 盤(pán)咼度（從支承點(diǎn)到摩擦面的距離）公差要小。 壓盤(pán)形狀般都比較復(fù)雜，而且要求耐磨、傳熱性好 和具有較理想的摩擦性能 ，故選擇由灰鑄鐵鑄成，并添加少量合金材料，硬度 為 HB170?227。 汽車中間壓盤(pán)傳動(dòng)片采用中碳鋼（35），并進(jìn)行滲碳處 理。 壓盤(pán)灰鑄鐵 加少量合金 傳動(dòng)片采用 中碳鋼（35），硬 度 HRC55~62， 滲碳處理。 i=3 n=3 b=18mm h=1mm l=80mm d=8mm 圓周半徑 = 180 材料45鋼 E=2.1 X 1

27、0 5 MPa。 3.3.4傳動(dòng)片的設(shè) 計(jì)及強(qiáng)度校核 傳動(dòng)片在膜片彈簧離合器中除了承擔(dān)傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn) 矩外，還要依靠傳動(dòng)片的彈性作用使壓盤(pán)分離。 根據(jù)現(xiàn)有數(shù)據(jù)，初定離合器壓盤(pán)傳動(dòng)片的誰(shuí)參數(shù)如下： 共設(shè)3組傳動(dòng)片(i=3)，每組3片(n=4)，傳動(dòng)片的幾 何尺寸為：寬b=18mm，厚h=1mm，傳動(dòng)片兩孔的距 離l=80mm，孔的直徑d=8mm，傳動(dòng)片切向布置，圓周 半徑=180mm，傳動(dòng)片選擇45鋼，彈性模量為E=2.1X 10 5 MPa。 校核傳動(dòng)片的應(yīng)動(dòng)：傳動(dòng)片的有效長(zhǎng)度為 l = l — 1.5d = 80 —1.5 x 8 = 68mm i 傳動(dòng)片的彎曲總剛度：

28、 K =2 K = 12EJ ni/13 工 n x 1 1 3 1 =12 x 2.1x105 x — x18 x13 x 3 x x = 0.32MN / m 12 683 1000 根據(jù)上述分析，計(jì)算以上3中工況的最大驅(qū)動(dòng)應(yīng)動(dòng)及 傳動(dòng)片的最小分離動(dòng)： (1) 徹底分離時(shí)，按設(shè)計(jì)要求f=0, T =0,由公式可 e 知 b =0。 (2) 壓盤(pán)和離合器蓋組裝成蓋總成時(shí)，T =0,通過(guò)分 e 析計(jì)算可知f = 7.67mm，則可計(jì)算最大應(yīng)動(dòng)： max b = 3fmaxEh = 3x7.6x 2?1x105 x1 = 1035.5MP max 12 682 a

29、1 (3) 離合器傳扭時(shí)，分正向驅(qū)動(dòng)與反向驅(qū)動(dòng)，f 出 max 現(xiàn)在離合器摩擦片磨損到極限狀況，通過(guò)尺寸鏈的計(jì)算可 知f =4.74mm。 max ①正向驅(qū)動(dòng) _ 3 f Eh 6 T f T Q — max — e max max + e max max 12 inRbh 2 inRbh i —3 x 4.74 x 2.1 x 105 x 1 — 68^ —6 x 375.2 x 4.74 x 1000 3 x 3 x 180 x 18 x 12 375.2 x 1000 + 3 x 4 x 180 x 18 x 1 —645.8 — 470.5

30、 + 9.7 3.3.5離合器蓋設(shè) 計(jì) 3.4膜片彈簧設(shè) 計(jì) 3.4.1 H/h比值選 擇 —185 MPa ②反向驅(qū)動(dòng) _ 3 f Eh 6 T f T Q — max — e max max— + e max max 12 inRbh 2 inRbh 1 _ 3 x 4.74 x 2.1 x 10 5 x 1 — 68^ 6 x 375.2 x 4.74 x 1000 + 3 x 3 x 180 x 18 x 12 — 375.2 x 1000 3 x 3 x 180 x 18 x 1 —645.8 + 470.5 — 9.7 —1106.6 M

31、Pa 由上式可知，傳動(dòng)片的許用應(yīng)動(dòng)符合所需的應(yīng)動(dòng)要求。 可見(jiàn)壓盤(pán)與離合器蓋組裝成總成時(shí)最危險(xiǎn)，由于計(jì)算 載荷時(shí)比較保守，明顯偏大，因此傳動(dòng)片的許用極限可取 其屈服極限。鑒于上述傳動(dòng)片的應(yīng)力狀況，應(yīng)選用80號(hào) 鋼。 (4)傳動(dòng)片的最小分離動(dòng)F發(fā)生在新裝離合器的時(shí) 彈 候，從動(dòng)盤(pán)尚未磨損，離合器在結(jié)合狀態(tài)下的彈性彎曲變 形量此時(shí)最小，根據(jù)相關(guān)數(shù)據(jù)確定f=1.74mm。貝I」： 傳動(dòng)片彎曲總剛度k =0.32MN/m，當(dāng)f=1.74mm 時(shí)，其彈性恢復(fù)動(dòng)為：” F彈=K X f=0.32 X 10 6 x 1.74/1000=556.8N 符合要求。 使用 5mm 的08鋼板進(jìn)行沖 壓

32、,采用定位銷對(duì) 中。 H/h=1.71 h=3.5 (H=6) 離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過(guò)它傳遞發(fā)動(dòng) 機(jī)的一部分轉(zhuǎn)矩給壓盤(pán)，此外，它還是離合器壓緊彈簧和 分離桿的支承殼體。離合器蓋主要要求離合器蓋具有較好 的剛度，使得在離合器分離的時(shí)候能保持不產(chǎn)生較大的變 形，而且在離合器上需要開(kāi)一些通分窗口，以加強(qiáng)離合器 的冷卻。根據(jù)現(xiàn)有數(shù)據(jù)，初定離合器蓋使用5mm的08 鋼板進(jìn)行沖壓，采用定位銷對(duì)中。 3.4.2膜片彈簧 工作點(diǎn)位置的選擇 入 =3.78mm lb 膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖所示。 Z =2 , c △ S =0

33、.7 0 △入=1.4mm △ S=0.8mm 入=1.6mm if X =x +x 1 lb if =3.78+1.6 =5.38mm 設(shè)計(jì)膜片彈簧時(shí)，要利用其非特性彈性變形規(guī)律，以 獲得最佳使用性能。汽車用膜片彈簧H/h —般在1.6-2.2 之間，板厚h在2-4之間。 取 H/h=1.71 R/r=1.21 R=160mm r=132mm 的彈性特性 曲線 該曲線的拐點(diǎn)H對(duì)應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且入 =(入+入)/2。新離合器在接合狀態(tài)時(shí)，膜片彈簧工作 1H 1M 1N 點(diǎn)B—般取在凸點(diǎn)M和拐點(diǎn)H之間，且靠近或在H點(diǎn)處，一 般入=(0. 65?0

34、. 8)H且入，以保證摩擦片在最大磨損 1B 1H 限度△入范圍內(nèi)壓緊力從F到F變化不大。當(dāng)分離時(shí)， 1B 1A 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)心盡量靠近N點(diǎn)。 a=12.1 B點(diǎn)：新離合器膜片彈簧處于壓緊狀態(tài)時(shí)的工作點(diǎn)位 置，一般來(lái)說(shuō)，在該點(diǎn)要保證膜片彈簧有足夠的壓緊力， 滿足P=F ，此時(shí)，在壓盤(pán)作用處的軸向變形量入 r =32mm f r =33mm p 1 1B =(0. 65?0. 8)H。 1b 入=0.7H=0.7x5.4=3.78mm lb 3.4.3比值R/r和 R、r的確定 A點(diǎn)：為摩擦片磨損到極限的位置

35、。要依據(jù)B點(diǎn)的位置 再由摩擦片總磨損量△入求得?！魅?ZAS c 0 △入=Z △S =2X0.7=1.4mm c 0 Z為摩擦片總的工作面數(shù) c △ S為每摩擦工作面最大允許磨損量，在 0.65? 0 1.1mm之間。 3.4.4膜片彈簧起 始圓錐底角a的選擇 C點(diǎn)：為離合器分離時(shí)膜片彈簧的光盤(pán)內(nèi)工作位置。 它一般在特性曲線的凹點(diǎn)附近，此時(shí)分離力較小。c點(diǎn)的 位置取決于壓盤(pán)升程入=Z^S : 1f c △ S=0.8mm 入=Z △S=2X0.8=1.6mm 1f c △S為徹底分離時(shí)每對(duì)摩擦片面之間的間隙，單片式 可取0.75?1mm,雙片式可取小一點(diǎn)，約為

36、0.5mm 3.4.5膜片彈簧小 端半徑rf及分離軸 承作用半徑r p 比值R/r的關(guān)系到碟形材料的利用。通常取R/r 〈1.5mm, 般在1.25左右。膜片彈簧大端半徑R應(yīng)滿足 結(jié)構(gòu)上的要求而和摩擦片的尺寸相適應(yīng)：大于摩擦片半徑 d/2。近于摩擦片外半徑D/2。此外，當(dāng)H, h及H/h不變 時(shí)，增加R將有利于降低膜片應(yīng)力。 3.4.6爪數(shù)目n和 切槽寬度61、窗孔 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角a與內(nèi)截錐高度H關(guān)系 密切，a=arctanH/(R-r) ^H/(R-r)，—般在9 ?15 范圍內(nèi)。 a=arctan6 /(160-132)= 12.1 ° 槽寬度62及半徑rc

37、rf主要由結(jié)構(gòu)決定，其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵夕卜 徑以便安裝。分離軸承作用半徑r應(yīng)大于r。 p f 3.4.7支承環(huán)平均 半徑L和膜片彈簧與 壓盤(pán)的接觸半徑l 汽車膜片離合器分離爪數(shù)目n>12, —般為18左右， 采用偶數(shù)，便于制造時(shí)模具分度；切槽寬度6約為4mm; 1 窗孔槽寬度6 2(2.5 ~4.5)6 ;半徑r 一般說(shuō)，(r-r ) 2 1c c 2(0.8~1.4)6 2 拉式膜片彈簧的支承作用半徑靠外，接近R而略小于 R；與壓盤(pán)的接觸半徑1在里，盡量接近r而略大于r。 n=18 6 =3.5mm 1 6 =10mm 2 r =122mm

38、 c L=158mm l=136mm 3.4.8膜片彈簧及 工藝 3?5扭轉(zhuǎn)減振器主要 參數(shù)的選擇 3.5.1極限轉(zhuǎn)矩Tj 膜片彈簧材料多為60Si2MnA硅錳鋼，許用應(yīng)力 []1500-1700Mpa。汽車離合器膜片彈簧尺寸要求嚴(yán)格， 彈簧自由高度、原始錐角、內(nèi)徑、外徑、板厚及表面狀態(tài) 等均要嚴(yán)格控制，載荷公差控制在8%以內(nèi)；熱處理：淬 火、回火，回

39、火后硬度為HRC44-50。 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，從而降低傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)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(kāi)由 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩主諧量激勵(lì)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。所以，扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能： 1） 降低發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸與傳動(dòng)系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào) 諧傳動(dòng)系扭振固有頻率。 2） 增加傳動(dòng)系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并 衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振。 3） 控制動(dòng)力傳動(dòng)系總成怠速時(shí)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

40、與變速器的扭振 與噪聲。 4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離 合器的接合平順性。 減振器的主要參數(shù)是減振器的角剛度K 和減振器的 摩擦力矩T摩，它們決定減振器的衰減傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的 能力。減振器的扭轉(zhuǎn)剛度k和阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩 T是兩個(gè)主要參數(shù)。其設(shè)計(jì)參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩T、預(yù)緊 卩 j 轉(zhuǎn)矩Tn和極限轉(zhuǎn)角申等。 j 極限轉(zhuǎn)矩為減振器在消除限位銷與從動(dòng)盤(pán)轂缺 口之間的間隙△ 1（圖3.51）時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩， 即限位銷起作用時(shí)的轉(zhuǎn)矩。它與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩有 關(guān)，般可取 T =562.8N. J m k =619.1 N ? m/ rad T 二（1.

41、5 ?2.0）T J e max T =45.02N.m 式中，客車：系數(shù)取1.5 7/ = 1.5x375.2 = 56W-m 3.5.2扭轉(zhuǎn)角剛度k 圖第i減振器尺寸簡(jiǎn)圈 T =30.02 n N.m 3.5.3阻尼摩擦轉(zhuǎn) 矩T 為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的 扭轉(zhuǎn)剛度k，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)常用工作轉(zhuǎn) 速范圍內(nèi)。 k決定于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸 (圖 3.51)。 設(shè)減振彈簧分布在半徑為 R的圓周上，當(dāng)從動(dòng) 0 片相對(duì)從動(dòng)盤(pán)轂轉(zhuǎn)過(guò)9弧度時(shí)，彈簧相應(yīng)變形量為 R。9。此時(shí)所需加在從動(dòng)片上的轉(zhuǎn)矩為 T = 1000KZ

42、 R 29 j o 式中，T為使從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤(pán)轂轉(zhuǎn)過(guò) 9弧度所 需加的轉(zhuǎn)矩(N ? m); K為每個(gè)減振彈簧的線剛度(N /mm); Z為減振彈簧個(gè)數(shù)；Ro為減振彈簧位置半 j 徑(m)。 根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義，k二T/9則 9 k = 100KZ R 2 9 j o 式中，k為減振器扭轉(zhuǎn)剛度(N?m/rad)。 9 設(shè)計(jì)時(shí)可按經(jīng)驗(yàn)來(lái)初選是k 9 k < 13 T 9 j 取k =1.1 T =619.1 N ? m/rad 9 j 由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度是，受結(jié)構(gòu)及發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的 限制，不可能很低，故為了在發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有 R =66.5 0

43、 mm Z =8 j F 尹463N 9 =10O j 效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 3.5.4預(yù)緊轉(zhuǎn)矩T n 3.5.5減振彈簧的位 置半徑Ro 3.5.6減振彈簧個(gè)數(shù) Z j 3.5.7減振彈簧總壓 力F 工 3.5.8極限轉(zhuǎn)角針 j T 般可按下式初選 T = (0.06?0.17)T 卩 e max 取 T =0.

44、12T =45.02N.m 卩 emax 減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊。研究表明，T增 n 加，共振頻率將向減小頻率的方向移動(dòng)，這是有利的。但 是T不應(yīng)大于T，否則在反向工作時(shí)，扭轉(zhuǎn)減振器將提前 n 卩 停止工作，故取 T =0.08 T =30.02 N.m n emax R的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取 0 R 二(0.60 - 0.75)- 0 2 取 尺=0.7 xy = 66.5^?^ Z參照附表4選取。 取Z =8 j 當(dāng)限位銷與從動(dòng)盤(pán)轂之間的間隙△ 1或厶2被消 除，減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值時(shí) T，減振彈簧受 到的壓力F為 ‘ E F 二 T

45、 /R =8463N 2 j 0 減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時(shí)，從動(dòng)片 相對(duì)從動(dòng)盤(pán)轂的極限轉(zhuǎn)角p為 ―2 — j 2 R 0 式中，AL為減振彈簧的工作變形量。 p通常取3。?12。，對(duì)平順性要求高或?qū)ぷ鞑?均勻的發(fā)動(dòng)機(jī)，p取上限。 j D =14mm C d =4mm i k=232.8 N/mm n=6 l =26.4m min m Al =4.5mm l =30.9mm 0 Al' =0.4mm l=30.5mm =4.0° d' =10mm 3.5.9減振彈簧計(jì)算 取申=10。 j 1） 由于

46、減振彈簧的作用半徑R =66.5mm ,減振 0 彈簧個(gè)數(shù)Z =8,減振彈簧總壓力f =8463N,則單個(gè) j 乞 減振彈簧的工作負(fù)荷P= F / Z =8463/8=1057.88N。 _ Y j 2） 彈簧中徑D通常取11?15mm左右，初選 C D =14mm. C 3） 彈簧鋼絲直徑d二3；8P? Dc 1斗兀[T ] 式中：扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力[]=5500~6000kg/cm2; d】 圓墊的標(biāo)準(zhǔn)值，一般取d=3~4mm左右。 帶入相關(guān)數(shù)據(jù)，取d =4mmo 1 4） 減振彈簧剛度k= 行 =232.8 N/mmo lOOOR 2n i A=26mm

47、A]=27.5m m 5） 彈簧有效圈數(shù)i二GdZ =4.27,則減振彈簧總?cè)?shù) 8D 3 k C n=i+（1.5?2）,取 n=6o 6） 減振彈簧最小高度1即彈簧在最大工作負(fù)荷下的 min 工作長(zhǎng)度，考慮到彈簧壓縮各圈之間仍需留一定的間隙， 可取 1 =n（d+6）Q1.1d n=26.4mm。 min 1 1 7） 減振彈簧總變形Al二p/k =4.5mm。 8） 減振彈簧自由高度1=1 + Al =30.9mm。 0 min B=10.5mm 9） 減振彈簧預(yù)變形量Al'=丄—=0.4mm。 kZR 10） 減振彈簧安裝高度1= 1-Al0=3O.5m

48、m。 0 推式自動(dòng)調(diào) 心式分離軸承裝 11） 從動(dòng)片相對(duì)于從動(dòng)盤(pán)轂的最大轉(zhuǎn)角 a = 2arcsin（Al''/2R ） = 2arcsin（A；^Al） =4.0°。 12） 限位銷直徑d'按結(jié)1 構(gòu)布置選定，一般 d' =9.5~12mm 取 d' =10mm。 13） 從動(dòng)盤(pán)轂缺口寬度B及彈簧安裝窗口尺寸A： 為充分利用減振器的緩沖作用，將從動(dòng)片上的部分窗 口尺寸做得比從動(dòng)盤(pán)轂上的窗口尺寸稍大一些。 3?6分離軸承總 成設(shè)計(jì) 3. 5. 2 (X減振器彈簧窗口尺寸 一般推薦：A - A = a = 1.4 ?1.6 mm;—般取 A=25 i 27 mm。 取A

49、=26mm, A =26+1.5=27.5mm 從動(dòng)片上缺口 B與限位銷直徑d'之間的間隙和 △ 2做得不一樣，并使△ >△,這樣可以緩和更大的沖擊。 2 1 從動(dòng)盤(pán)轂缺口 B = d，+ A + A 1 2 取厶 =0.2mm，A =0.3mm 1 2 B=10+0.2+0.3=10.5mm 分離軸承的形式采用接觸推力球軸承，分離軸承裝置 采用推式自動(dòng)調(diào)心式。總體布置見(jiàn)下圖3.6.1。 3. 6. 1推式自動(dòng)調(diào)心式■分離宇酥裝置 1-內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)式分離軸承A波影彈簧 冷由耀 5離套筒 設(shè)計(jì)總結(jié)

50、 本設(shè)計(jì)根據(jù)給出的設(shè)計(jì)要求和原始設(shè)計(jì)參數(shù)，以及拉式膜片彈簧離合器及其操縱機(jī) 構(gòu)的工作原理和使用要求，通過(guò)對(duì)其工作原理的闡述、結(jié)構(gòu)方案的比較和選擇、相關(guān)零 件參數(shù)的計(jì)算，大致確定了離合器及其操縱機(jī)構(gòu)的基本結(jié)構(gòu)和主要尺寸以及制造相關(guān)零 部件所用的材料。 結(jié)構(gòu)方面：根據(jù)設(shè)計(jì)要求，考慮到使用條件和其顯著的優(yōu)點(diǎn)，選用帶扭轉(zhuǎn)減振器的 單片推式膜片彈簧離合器，壓盤(pán)驅(qū)動(dòng)方式采用傳動(dòng)片傳動(dòng)，分離軸承采用自動(dòng)調(diào)心式分 離軸承，操縱機(jī)構(gòu)采用液壓式。 計(jì)算方

51、面：確定了離合器的主要參數(shù)B, P0,D,d，結(jié)果按照基本公式運(yùn)算得出并通 過(guò)約束條件，檢驗(yàn)合格。根據(jù)膜片彈簧基本參數(shù)之間的約束關(guān)系，初步確定了膜片彈簧 的尺寸參數(shù)，并通過(guò)優(yōu)化程序得出了膜片彈簧尺寸的優(yōu)化值，并進(jìn)一步確定了膜片彈簧 的工作點(diǎn)，同時(shí)進(jìn)行了強(qiáng)度校核。確定了扭轉(zhuǎn)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(qiáng)度和耐磨性、熱穩(wěn)定性、 磨合性，不會(huì)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(jī)件 的彈性，所含錳，加強(qiáng)了耐高溫性；傳動(dòng)片采用 80 剛，滿足其強(qiáng)度需要；壓盤(pán)采用 HT200,提高了耐磨性；離合器蓋從用鑄鐵，提高了散熱能力。

52、 綜上所述，本次設(shè)計(jì)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(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小的設(shè)計(jì)要點(diǎn)，數(shù)據(jù)全部通過(guò)約束條件檢驗(yàn)，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(dòng)機(jī)扭矩，符合計(jì)劃書(shū)及國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)。 由于水平有限，我在設(shè)計(jì)中不免出現(xiàn)偏頗和錯(cuò)誤，希望老師批評(píng)指正。 參考文獻(xiàn)： 1、 《汽車設(shè)計(jì)》，［日］，小田柿浩三，機(jī)械工業(yè)出版社； 2、 《汽車設(shè)計(jì)》，吉林工大汽車教研室，機(jī)械工業(yè)出版社 3、 《汽車設(shè)計(jì)》，王望予，吉林工大，機(jī)械工業(yè)出版社； 4、 《汽車工程手冊(cè)》第二分冊(cè)，機(jī)械工業(yè)出版社；

53、 5、《離合器》，徐石安等編，人民交通出版社； 6、《汽車設(shè)計(jì)手冊(cè)》，林秉華 附錄 附表1 離合器設(shè)計(jì)參數(shù)表 夕卜徑 D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 內(nèi)徑 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 d/mm 厚度 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 /mm

54、 C' =d 0.68 0.64 0.70 0.66 0.62 0.58 0.58 0.58 0.55 0.54 0.54 0.53 /D 7 4 0 7 0 9 3 5 7 0 3 5 0.67 0.66 0.65 0.70 0.76 0.79 0.80 0.80 0.82 0.84 0.84 0.84 1-C13 6 7 7 3 2 6 2 0 7 3 0 7 單面面 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729

55、908 103 積 7 附表2單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值（N?m/mm2） 離合器規(guī)格D/mm <210 >210 ?250 >250?325 >325 [TC0]x10-2 0.28 0.30 0.35 0.40 附表 3 從動(dòng)盤(pán)轂花鍵尺寸系列 從動(dòng)盤(pán)外 D/mm 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn) 矩 T/N?m 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(zhǎng) l/mm 擠壓應(yīng)力 o/Mpa 160 50 10 263 18 3 20

56、 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 380 600 10 40 32 5 55 15.2 410 720 10 45 36 5 60 13.1 430 800 10 45 36 5 65 13.5 450 950 10 52 41 6 65 12.5 附表 4 減振彈簧個(gè)數(shù)的選取 摩擦片外徑D/mm 225-250 250--325 325--350 >350 車 4-6 6--8 8?10 >10 文本僅供參考，感謝下載！