轎車膜片彈簧離合器系統設計及仿真分析,轎車膜片彈簧離合器系統設計及仿真分析,轎車,膜片,彈簧,離合器,系統,設計,仿真,分析 轎車膜片彈簧離合器系統設計及仿真分析答辯人：目錄C O N T E N T S01020304研究背景及意義研究內容與參數計算及校核三維仿真分析05致 謝01研究背景及意義BACKGROUND AND MEANING研究背景及意義 膜片彈簧離合器是汽車傳動系中與發(fā)動機直接聯系的一個重要部件，起著保證汽車平穩(wěn)起步，變速器順利換擋和防止傳動器過載等作用。膜片彈簧離合器相對于其它類型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；高速旋轉工作性能更穩(wěn)定；膜片彈簧的分離指起到分離杠桿的作用等，因此研究膜片彈簧離合器具有重要意義。我國汽車業(yè)的高速發(fā)展，帶動我國汽車離合器市場需求持續(xù)大幅增長。隨著多種變速箱技術的發(fā)展和齊頭并進，我國離合器技術也逐漸由單一的、傳統的摩擦式離合器向多種傳動技術并存的方向發(fā)展。離合器的分類 摩擦離合器 從動盤數分類 彈簧布置形式分類彈簧形式分類作用力方向分類 單 片 雙 片 多 片 圓周布置 中央布置 斜向布置 圓柱螺旋彈簧 圓錐螺旋彈簧 膜 片 彈 簧 推 式 拉 式1）傳遞發(fā)動機最大轉矩；2）分離徹底，結合平順；3）從動部分轉動慣量??；4）具有良好的吸熱和散熱能力。設計要求工作原理1）膜片彈簧的壓力使壓盤與摩擦片產生摩擦力從而產生旋轉，驅動從動盤總裁旋轉，傳遞動力。2）踩下踏板，膜片彈簧分離指將壓盤與從動盤總成分開，從動盤處于單獨狀態(tài)，切斷動力傳遞。離合器設計要求與原理一二三四離合器 推 式膜片彈簧 設 計本設計關鍵詞02參數及研究內容PARAMETERS AND REASEEARCH CONTENT參數與研究內容1.初始參數摩擦片膜片彈簧從動盤總成離合器蓋總成根據發(fā)動機最大轉矩，預估摩擦片的主要尺寸，根據材料確定其后備系數，單位壓力和摩擦因數等。根據摩擦片尺寸及H/h比值等確定其膜片彈簧半徑，圓錐底角等參數，選取膜片彈簧分離指，切槽的參數。離合器蓋總成由離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支撐環(huán)組成。從動盤總成主要由從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉減振器等組成。參數與研究內容2.研究內容操縱機構仿真運動壓盤有限元分析技術經濟型分析本設計采用液壓式操縱機構，由離合器踏板主缸、主缸、工作缸、管路系統和回位彈簧等部分組成。根據所設計離合器的二維草圖進行建模，建立仿真運動，展示出運動狀態(tài)，使理解更加清晰透徹。對膜片彈簧離合器的制作技術，材料經濟性等進行分析，讓其利益最大化。對壓盤進行受力分析，依據分析所得云圖判斷材料極限應力與屈服強度的大小關系。參數與研究內容2.研究內容參數與研究內容2.研究內容 膜片彈簧離合器結構圖03計算及校核CALCULATION AND CHECKING計算及校核1.摩擦片尺寸2.膜片彈簧尺寸根據選取K直徑系數為17.0，計算所得D=240.0mm，查表確定D=250mm,d=155mm，b=3.5mm。依據其設計要求進行校核，設計出符合要求的摩擦片。膜片彈簧參數選取，由H/h一般為1.52.0 h為24mmH=4.5 h=2.6 R=120 r=94 =27 =依據其設計要求進行強度校核并進行優(yōu)化，設計出符合要求的膜片彈簧。從動盤總成計算花鍵尺寸及校核壓盤計算及校核操縱機構與分離軸承1）從動片厚度為2mm2）從動盤轂直徑140mm由表查得花鍵外徑35mm內徑28mm 齒厚4mm有效齒長35mm壓盤外徑254mm 內徑150mm厚度20mm計算及校核經校核花鍵強度滿足要求經計算壓盤每結合一次溫度變化為7.55度小于8度，滿足要求。工作缸直徑40mm主缸直徑25mm軸承內徑55mm軸承外徑90mm軸承寬度18mm04三維仿真分析3D SIMULATION ANALYSIS依據二維圖尺寸，進入ug草圖，應用基礎命令建模各個零件的建模依據各個零件圖進行各個總成約束裝配在進行總體裝配等。離合器總成30%30%30%30%30%30%30%三維仿真分析標題一畢業(yè)論文，泛指專科畢業(yè)論文、本科畢業(yè)論文（學士學位畢業(yè)論文）、碩士研究生畢業(yè)論文（碩士學位論文）畢業(yè)論文標題一畢業(yè)論文，泛指?？飘厴I(yè)論文、本科畢業(yè)論文（學士學位畢業(yè)論文）、碩士研究生畢業(yè)論文（碩士學位論文）畢業(yè)論文標題一畢業(yè)論文，泛指?？飘厴I(yè)論文、本科畢業(yè)論文（學士學位畢業(yè)論文）、碩士研究生畢業(yè)論文（碩士學位論文）畢業(yè)論文三維仿真分析 離合器總體裝配圖三維仿真分析1.正常工作運動狀態(tài)三維仿真分析2.踩下踏板工作運動狀態(tài)三維仿真分析3.壓盤進行有限元分析由云圖可以看出，所受極限應力小于材料屈服強度。致 謝 感謝各位審閱，答辯老師。對論文中的錯誤請各位老師批評指正。任 務 書 畢業(yè)設計（論文）題目 轎車膜片彈簧離合器系統設計及仿真分析 畢業(yè)設計（論文）內容 1．設計原始數據： 最大轉速5000-6000r/min 最大轉矩200N·m 最大功率100kw 整備質量1560kg 整車質量1830kg 最高車速185km/h =4.55 =3.11 離合器摩擦片外徑D=250mm 內徑d=155mm 摩擦片單位壓力P=0.7Mpa 摩擦因數f=0.4 2．設計主要內容： 設計轎車膜片彈簧離合器，保證轎車平穩(wěn)起步，主要內容包括：膜片彈簧離合器基本參數的選取、離合器結構的選擇、膜片彈簧離合器主要參數的計算及其校核、完成離合器的裝配圖和主要零件圖、三維建模及仿真分析。 3．設計主要成果： 繪制工程圖紙（圖紙總量折合A0圖紙不少于2張）；編寫設計計算說明1份（字數不少于1.5萬字）；翻譯相關外文文獻1篇（不少于5000單詞）。 4．主要參考文獻：（多于5篇，且至少有1篇英文文獻） [1] 史文庫.姚為民.汽車構造[M].北京:人民交通出版社，2013. [2] 王望予.汽車設計[M]. 第4版.北京:機械工業(yè)出版社，2015. [3] 余志生.汽車理論[M]. 第5版.北京:機械工業(yè)出版社，2015. [4] 李濤.王曉廣.劉玉紅.轎車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計[J].科技創(chuàng)新導報，2009 [5] 劉青科.畫法幾何及機械制圖[M].沈陽:東北大學出版社，2011. [6] 趙麗娟. 機械幾何量精度設計與檢測[M].北京:清華大學出版社，2011. [7] 孫志禮. 機械設計:[M].沈陽:東北大學出版社,2016. [8] 陳作模.葛文杰.機械原理:[D].北京:高等教育出版社.2013 [9] 徐石安.汽車離合器設計[M].北京：清華大學出版社，2005.8 [10] 蔡穎，薛慶.?CAD/CAM原理及其應用[M].北京：機械工業(yè)出版社.2006? [11]Fuchino,M.Ohsono,K.Development?of?Fully?Electronic?Control?Metal?Belt?CVT.International?Conference?on?Continuously?Variable?Power?Transmissions?CVT96,September,1996,Yokohama/Japan,pp.11-12 [12]Kurosawa,M.;Fujikawa,T.;High?Torque?Belt?CVT?with?Torque?Converter.Symposiumon?Control?Systems?for?Motor?Vehicle?Drive?Trains,September?18-19,1997 畢業(yè)設計（論文）工作階段安排 第1周—第4周：畢業(yè)實習，收集資料，撰寫實習報告。 第5周：撰寫開題報告，進行開題答辯。 第6周—第7周：對轎車膜片彈簧系統進行總體原理的學習和參數選擇。 第8周—第9周：對離合器摩擦片外徑尺寸的確定，.根據摩擦片外徑尺寸對其他部件總成計算和設計。 第10周—第11周：繪制二維圖，運用繪圖軟件進行仿真分析。 第12周—第13周：對設計進行修正與優(yōu)化。 第14周—第15周：整理設計資料，打印輸出，提交設計資料。 第16周：畢業(yè)設計答辯。 指導教師簽字： 年 月 日 中文題目：轎車膜片彈簧離合器系統設計及仿真分析 外文題目：DESIGN AND SIMULATION ANALYSIS OF DIAPHRAGM SPRING CIUTCH SYSTOM FOR CAR 畢業(yè)設計（論文）共 86 頁（其中：外文文獻及譯文34頁） 圖紙共4張 完成日期 2018年6月14日 答辯日期 2018年6月20日 大學 開 題 報 告 題 目 轎車膜片彈簧離合器系統設計及仿真分析 指 導 教 師 院（系、部） 專 業(yè) 班 級 學 號 姓 名 日 期 教務處印制 一、選題的目的、意義和研究現狀 1. 目的、意義 膜片彈簧離合器是汽車傳動系中與發(fā)動機直接聯系的一個重要部件，起著保證汽車平穩(wěn)起步，變速器順利換擋和防止傳動器過載等作用?？焖儆行У脑O計方案的建立與論證是加快汽車用離合器膜片彈簧研究步伐的首要因素。? 設計膜片彈簧主要是依據經驗制成試樣試運行，再修改原始數據，再次試運行，如此反復直到滿足設計要求為止。由于現代汽車工業(yè)在國際范圍內的激烈競爭，對離合器的綜合性能和使用效率要求日漸提高，不同客戶的要求對于離合器也有著不同的要求，這種既費事又費力的設計方法已不能跟上現代設計工程的步伐。因此，研究膜片彈簧力學性能，采用先進的優(yōu)化方法開發(fā)新型膜片彈簧離合器將成為離合器設計理論的方法體系的發(fā)展趨勢。? 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，零件數目減少，質量也減輕；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，在有限的空間內便于布置，使得離合器的結構更為緊湊；同時，膜片彈簧時圓形旋轉對稱零件，平衡性好，在高速時，其壓緊力降低很少。并且隨著制造工藝水平的不斷提高，膜片彈簧離合器越來越廣泛的運用在現代汽車中。因此，研究轎車膜片彈簧有著重要的意義。 2. 研究現狀 我國汽車業(yè)的高速發(fā)展，帶動我國汽車離合器市場需求持續(xù)大幅增長。隨著我國自動擋轎車的增加，我國傳統離合器行業(yè)的發(fā)展前景堪憂，不少企業(yè)都在尋求新的持續(xù)發(fā)展的途徑。隨著多種變速箱技術的發(fā)展和齊頭并進，我國離合器技術也逐漸由單一的、傳統的摩擦式離合器向多種傳動技術并存的方向發(fā)展。? ??從結構來講，膜片離合器總成有膜片彈簧、離合器蓋、傳動片和分離軸承總成等部分組成，主要部分包括飛輪、離合器蓋、壓盤等機件組成，這部分與發(fā)動機曲軸連在一起。離合器蓋與飛輪靠螺栓連接，壓盤與離合器蓋之間是靠3~4個傳動片傳遞轉矩。從動部分是有單片，雙片或多片從動盤組成，它將主動部分通過摩擦傳來動力傳給變速器的輸入軸。 從動盤由從動盤本體，摩擦片和從動盤三個基本部分組成。為了使汽車能平穩(wěn)起步，離合器應能柔和接合，這就需要從動盤在軸向具有一定彈性。膜片離合器的主要功能主要有： 使汽車平穩(wěn)起步；中斷給傳動系統的動力，配合換擋；防止傳動系過載。 近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，任何形式的汽車都有離合裝置，只是形式不同而已，且電子技術也進入離合系統。? 二、研究方案及預期結果。 3. 設計方案或論文主要研究內容 首先，通過查找書籍、論文資料，了解膜片彈簧離合器的工作原理。通過分析膜片彈簧離合器，對膜片彈簧離合器進行分類，闡述膜片彈簧離合器的原理和組成及其特性；計算摩擦片外徑尺寸，然后根據該尺寸對其他部件總成進行計算和設計。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)化等 4. 主要解決的問題、理論、方法、技術路線 在整個設計過程中，關鍵問題： 1.對膜片彈簧離合器工作原理的認知； 2..對膜片彈簧離合器的組成及各個結構的了解； 3.對離合器摩擦片外徑尺寸的確定。 4.根據摩擦片外徑尺寸對其他部件總成計算和設計 5.計算和校核尺寸 6.對設計的膜片彈簧離合器進行三維建模分析 7.機構進行動態(tài)分析，檢驗該機構是否干澀或者碰撞等不合理因素； 理論：主要應用的理論有汽車設計，汽車構造，汽車理論，機械設計等。 設計方法：包括查找文獻，閱讀書籍，以及三維仿真或者實驗驗證。 技術路線： 5. 論文框架（列出說明書大體結構及提綱） 1.離合器的的簡介及膜片彈簧的優(yōu)點 2.離合器結構的選取 3.摩擦片尺寸的確定 4.膜片彈簧的設計 5.從動盤總成的設計 6.壓盤和離合器蓋的設計 7.離合器操縱結構的設計 8.建模及仿真分析 6. 預期結果 繪制工程圖紙4張（裝配圖2張A0~A1，零件圖2張A2） 編寫設計計算說明1份 翻譯相關外文文獻1篇 三、研究進度 第1周—第4周：畢業(yè)實習，收集資料，撰寫實習報告。 第5周：撰寫開題報告，進行開題答辯。 第6周—第7周：對轎車膜片彈簧系統進行總體原理的學習和參數選擇。 第8周—第9周：對離合器摩擦片外徑尺寸的確定，.根據摩擦片外徑尺寸對其他部件總成計算和設計。 第10周—第11周：繪制二維圖，運用繪圖軟件進行仿真分析。 第12周—第13周：對設計進行修正與優(yōu)化。 第14周—第15周：整理設計資料，打印輸出，提交設計資料。 第16周：畢業(yè)設計答辯。 四、主要參考文獻 [1] 史文庫.姚為民.汽車構造[M].北京:人民交通出版社，2013. [2] 王望予.汽車設計[M]. 第4版.北京:機械工業(yè)出版社，2015. [3] 余志生.汽車理論[M]. 第5版.北京:機械工業(yè)出版社，2015. [4] 李濤.王曉廣.劉玉紅.轎車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計[J].科技創(chuàng)新導報，2009 [5] 劉青科.畫法幾何及機械制圖[M].沈陽:東北大學出版社，2011. [6] 趙麗娟. 機械幾何量精度設計與檢測[M].北京:清華大學出版社，2011. [7] 孫志禮. 機械設計:[M].沈陽:東北大學出版社,2016. [8] 陳作模.葛文杰.機械原理:[D].北京:高等教育出版社.2013 [9] 徐石安.汽車離合器設計[M].北京：清華大學出版社，2005.8 [10] 蔡穎，薛慶.?CAD/CAM原理及其應用[M].北京：機械工業(yè)出版社.2006? [11]Fuchino,M.Ohsono,K.Development?of?Fully?Electronic?Control?Metal?Belt?CVT.International?Conference?on?Continuously?Variable?Power?Transmissions?CVT96,September,1996,Yokohama/Japan,pp.11-12 [12]Kurosawa,M.;Fujikawa,T.;High?Torque?Belt?CVT?with?Torque?Converter.Symposiumon?Control?Systems?for?Motor?Vehicle?Drive?Trains,September?18-19,1997 五、指導教師意見 指導教師簽字： 9 摘 要 在汽車行駛過程中，我們常有這樣的感受：汽車掛擋起步時，左腳逐漸抬起離合器踏板，右腳逐漸踏下加速踏板使發(fā)動機供油量增大，才能使汽車緩緩起步。換擋時，只有將離合器踏板踏下后，才能避免變速器齒輪打齒沖擊；緊急制動時若來不及踩離合器踏板時，發(fā)動機和傳動系統都受到很大沖擊，但發(fā)動機和傳動系的零部件卻沒有發(fā)生損壞故障。因此，離合器是直接連接到汽車動力總成發(fā)動機的組件。 本文確定了離合器的基本參數及尺寸，及其約束條件。之后，依據推式膜片彈簧離合器的性能要求，對摩擦片，膜片彈簧，從動盤總成，離合器蓋總成，分離軸承總成及操縱機構等進行設計計算和校核，設計出一種能滿足汽車性能需求的離合器。然后依據所計算的數據畫出裝配圖和零件圖，且進行三維建模和仿真分析。 關鍵詞：離合器；推式；膜片彈簧；設計； I Abstract In the course of car driving, we often have this feeling: when the car starts to start, the left foot gradually raises the clutch pedal, and the right foot step down the accelerator pedal to increase the engine oil supply, in order to make the car start slowly. In shift, only when the clutch pedal is tread can avoid the gear gear impact. When the clutch pedal is too late to step on the clutch pedal, the engine and the transmission system are greatly impacted, but the parts of the engine and transmission system have no damage. Therefore, the clutch is a direct connection with the engine in the drive line of the automobile. The basic parameters and dimensions of the clutch are determined and its constraint conditions are determined. Then, according to the performance requirements of the push diaphragm spring clutch, the design calculation and check of the friction plate, the diaphragm spring, the slave disk assembly, the clutch cover assembly, the separation bearing assembly and the control mechanism are carried out, and a clutch which can meet the performance requirements of the automobile is designed. Then the assembly drawing and part drawing are drawn based on the calculated data, and 3D modeling and simulation analysis are carried out. Keywords：Clutch；Push type；diaphragm spring；design II 目錄 前言 1 1離合器的介紹 2 1.1 離合器概述 2 1.2 離合器的組成及功用 2 1.3膜片彈簧離合器的原理 3 1.4膜片彈簧離合器的優(yōu)點 3 2離合器結構方案選取 5 2.1 本課題參數及要求 5 2.2 離合器設計基本要求 5 2.3 離合器結構設計 6 2.3.1 從動盤數的選擇 6 2.3.2 壓緊彈簧和布置形式的選擇 6 2.3.3壓盤的驅動方式 6 2.3.4分離軸承的選擇 7 2.3.5 離合器的通風散熱 7 2.3.6從動盤總成的選擇 7 3離合器主要參數的選擇 9 3.1 摩擦片主要尺寸的確定 9 3.2 后備系數β的確定 10 3.3 單位壓力P0的確定 11 3.4摩擦因數f的選擇 11 3.5 摩擦片的優(yōu)化 11 4膜片彈簧的設計 12 4.1 膜片彈簧基本參數的選擇 12 4.1.1 H/h 比值的選擇 12 4.1.2 碟簧部分大端半徑R、內半徑r及R/r 的比值確定 13 4.1.3 彈簧起始圓錐底角的選擇 13 4.1.4 膜片彈簧小端半徑r0 及分離軸承作用半徑 的選擇 13 4.1.5 分離指數目n 切槽寬度窗口槽寬及半徑re尺寸選擇 13 4.1.6壓盤加載點R1 和支撐環(huán)加載點半徑r1尺寸選擇 13 4.2 膜片彈簧的設計 14 4.2.1繪制特性曲線 14 4.3 膜片彈簧工作點位置的選擇 16 4.4 離合器徹底分離時分離軸承作用的載荷 17 4.5 分離軸承的行程的計算 18 4.6 膜片彈簧的強度校核 18 4.7 膜片彈簧的優(yōu)化 19 5從動盤總成設計 21 5.1 從動盤的組成形式及要求 21 5.2 從動片設計 21 5.3 從動盤轂設計 21 5.4 花鍵強度校核 22 5.5 扭轉減振器的設計 23 5.5.1 扭轉減振器的功能 23 5.5.2 扭轉減振器主要參數的選擇 23 5.5.3 減振彈簧的計算 25 6壓盤和離合器蓋的設計 27 6.1壓盤傳動方案的選擇 27 6.2壓盤的材料選擇 27 6.3 壓盤幾何尺寸的確定 27 6.4離合器蓋的設計 28 7離合器操縱機構的設計 29 7.1操縱機構的設計 29 7.1.1 操縱機構的組成及優(yōu)點 29 7.1.2 踏板行程S的計算 29 7.2 踏板力的計算 30 7.3 助力器缸直徑計算 30 7.4分離軸承的選擇 31 8離合器的建模及仿真分析 32 8.1摩擦片和膜片彈簧的三維建模 32 8.2從動盤總成的三維建模 33 8.3離合器蓋總成和操縱機構的三維建模及其離合器總成 35 8.4離合器模型三維仿真分析 37 8.4.1離合器正常狀態(tài)仿真 37 8.4.2離合器工作狀態(tài)仿真 38 8.5壓盤的有限元分析 40 9轎車膜片彈簧離合器系統技術經濟性分析 43 10結論 44 致謝 45 參考文獻 46 前言 膜片彈簧離合器是與發(fā)動機直接接觸的汽車動力傳動系統的重要組成部分，確保了車輛的平穩(wěn)啟動，確保變速器平穩(wěn)換檔并防止變速器過載。首要因素是建立和展示一個快速有效的設計方案，以加速汽車離合器膜片彈簧的研究步伐。? 膜片彈簧的設計主要基于經過重復的經驗，直到改變原始數據滿足設計要求，在運行樣品測試后重試。由于現代汽車行業(yè)國際競爭激烈，離合器綜合性能和效率的要求越來越高。因此，研究膜片彈簧的力學特性和采用先進的優(yōu)化方法開發(fā)新型膜片彈簧離合器是離合器設計理論方法體系的發(fā)展趨勢。? 中國汽車行業(yè)的快速發(fā)展導致了中國汽車離合器市場需求的持續(xù)增長，隨著中國汽車自動檔轎車的增加，中國傳統離合器行業(yè)的發(fā)展前景令人擔憂。許多公司正在尋找可持續(xù)發(fā)展的新途徑，隨著各種技術和變速箱的發(fā)展，中國的離合器技術正逐漸從單一摩擦離合器發(fā)展到各種傳動技術。 1 1離合器的介紹 1.1 離合器概述 在這個高科技時代，特別是在交通發(fā)達的時代，汽車已經進入了我們的生活。在現實生活中，有很多種汽車。在這次設計中，我們研究的汽車以內燃機提供動力。離合器已廣泛應用于汽車，作為一個獨立的部件。到目前為止，國內外汽車工業(yè)技術已經非常成熟，大多數汽車廠家都采用摩擦離合器。這種離合器的動力傳遞取決于主、從動件之間的摩擦，它由四種結構裝置組成：主動部分、從動部分，分離機構和壓縮機構。分離機構是一種能使離合器主、從部分分離的裝置，其它三種機構是其基本結構，使離合器在結合狀態(tài)時保持旋轉來傳遞動力。 隨著汽車發(fā)動機的發(fā)展，在動力、速度、扭矩等各個方面都有了突破，離合器的工作條件也越來越苛刻。目前，離合器的發(fā)展越來越引人注目： 1) 保證可靠性，延長使用壽命； 2) 適應高速； 3) 提高轉矩傳遞能力； 4) 簡化操作。 1.2 離合器的組成及功用 對于以內燃機為動力的汽車來說，離合器在機械傳動系統中作為一個獨立的組件存在，而機械傳動系統中的離合器直接與發(fā)動機相連。目前，摩擦離合器廣泛應用于各種汽車中，是一種動力傳遞裝置，可以通過主、從動件之間的摩擦來傳遞動力且可以分離。它主要包括四個部分：主動部分、從動部分、壓緊機構和控制機構。 有如下的功能： （1）當汽車剛剛起步運行時，保證其平穩(wěn)； （2）當變速箱的變速時，可以減少齒輪之間的沖擊，這種減振過程通過離合器快速分離主，從動件來切斷能量傳遞。 （3）當主部件和從動件相對滑動時，傳遞給離合器的扭矩超過可以傳遞的最大扭矩(即離合器的最大摩擦力矩)，離合器的作用是保護傳動系統不受過載，這樣以來導致其功用無效。在現實中有許多例子,例如,因為離合器的摩擦片為了 I 防止發(fā)動機突然減速而產生的慣性力矩，汽車由于緊急制動而沒有將離合器分離。 （4）在傳動系統中，具有減振功能。 1.3膜片彈簧離合器的原理 離合器蓋通過螺栓與飛輪連接。當膜片彈簧被壓下時，離合器處于聯接狀態(tài)，即膜片彈簧施加在壓盤上的力為壓緊力。壓緊力導致壓盤和摩擦盤之間的摩擦力使摩擦片旋轉，摩擦片驅動從動盤總成轉動，最后，動力從從動盤轂的花鍵經變速器輸出軸輸出；當離合器踏板被緩慢踩下時，操縱機構讓分離軸承緩慢向前移 如圖1-1 膜片彈簧離合器結構圖 Figure 1-1 diaphragm spring clutch structure diagram 動，然后膜片彈簧分離指將壓盤與從動盤總成分開，使從動件盤總成處于單獨 的狀態(tài)并且沒有動力輸入，切斷發(fā)動機動力傳遞。 1.4膜片彈簧離合器的優(yōu)點 目前，膜片彈簧離合器應用廣泛，與其獨特的性能密切相關： （1）非線性彈性性能好。 （2）膜片彈簧具有多種功能，例如分離杠桿，還具有壓緊功能。 （3）高速旋轉時性能穩(wěn)定。 （4）膜片彈簧的壓力分布均勻，與壓盤沿著圓周接觸，均勻磨損。 （5）摩擦片具有較長的使用壽命。 3 2離合器結構方案選取 2.1 本課題參數及要求 本設計針對的車型是轎車車型。 表2-1轎車基本參數 Table 2-1 basic car parameters 轎車基本參數 整車質量 1830（kg） 整備質量 1560（kg） 最大扭矩 200（） 最高車速 185（km/h） 最大功率 100（kw） 最大轉速 5000-6000r/min 壓盤質量 4.5（kg） 后備系數 1.9 =0.70 f=0.4 Z=2 2.2 離合器設計基本要求 為了保證離合器優(yōu)良的工作性能，設計離合器請注意： （1）在任何運動條件下，不但能保證最大轉矩，而且也可存?zhèn)滢D矩，防止傳動系超過載荷。 （2）結合時離合器要柔順平和，汽車開始運動時沒有抖動和沖擊。 （3）分離要迅速而徹底。 （4）從動件轉動慣量盡可能小，以減小齒輪之間的沖擊，減少同步器磨損。 （5）為了保證工作溫度不太高，延長使用壽命，離合器應具有較好的的吸熱能力和通風散熱。 （6）它應能避免和減弱傳動系統的扭轉振動，并且具有吸收振動用來減輕沖擊和降低噪聲的能力。 （7）操縱要簡便，準確，降低駕駛員疲勞感。 （8）結構應簡單、緊湊，質量小。 （9）制造過程有利于裝配、拆卸、維護和調整。 隨著汽車發(fā)動機轉速、電子、電工技術的飛速發(fā)展和汽車工業(yè)的快速發(fā)展，對離合器有著更高的標準和要求。提高離合器的各種性能，延長其使用壽命，以 適應高速發(fā)動機的需要，傳遞足夠大的力矩，離合器的操作應該更加簡化，這已經成為離合器的發(fā)展趨勢。 2.3 離合器結構設計 2.3.1 從動盤數的選擇 離合器按照驅動盤的個數分為單片、雙片和多片。單片式離合器體積小，結構簡單，維修方便，轉動慣量小。因此針對本設計綜合考慮，選用單片離合器。 2.3.2 壓緊彈簧和布置形式的選擇 離合器壓緊裝置可分為中心彈簧，斜置彈簧，膜片彈簧等。膜片彈簧可代替分離杠桿和螺旋彈簧有其獨特的優(yōu)點： （1） 理想的非線性彈性性能，彈簧壓力不易變形，即使摩擦片磨損。 （2）它還充當一個獨立的杠桿和壓縮彈簧。 （3）高速旋轉時，性能也較穩(wěn)定。 （4）較強通風散熱性能，使用壽命長。 （5）平衡性好。 彈簧膜片雖然有其獨特的優(yōu)點，但也有其缺點，即其制造比較復雜，成本較高，雖然它具有理想的非線性彈性特性。但其非線性彈性性能在生產中不易控制，在加工過程中，對尺寸和材料質量要求很高。如果在某個地方打開，就很容易產生斷裂?？紤]到各種因素，本設計選用膜片彈簧離合器。 本次設計采用推式結構。 2.3.3壓盤的驅動方式 壓力板的驅動方式主要有凸塊-窗孔型、傳力銷型、鍵塊型、彈性傳動片型等。前三者的共同缺點其形式是連接器之間存在間隙，從而產生較大的噪聲，相互影響，產生摩擦磨損，從而降低離合器的傳動效率。 彈性傳動的驅動方式簡單。三、四組傳動件沿罩圓周排列，兩端由鉚釘連接到壓力板和離合器蓋。當發(fā)動機被驅動時，傳動片被拉出，當發(fā)動機被反向驅動時，傳動片受到壓力。 近年來，彈性傳動片被廣泛選用為驅動方式，因此，設計中選擇了彈性傳動片的驅動方式。 2.3.4分離軸承的選擇 分離桿的力由膜片彈簧承擔，膜片彈簧通過分離軸承支撐推力，從而促進壓盤向前移動，將壓盤和摩擦片分離出來，切斷動力的傳遞，使離合器分離，分離杠桿應保證足夠的強度和剛度。 本次設計選用選擇角接觸球軸承7011C。 2.3.5 離合器的通風散熱 通常情況，壓盤表面的溫度超過℃時，摩擦片的磨損非常嚴重。因此，為了減少摩擦片的磨損，延長它的使用壽命，必須保持工作表面溫度適當低，最好低于180℃。且長時間的高溫工作會使摩擦片膠合。 為了防止摩擦片的表面溫度過高，一般要求摩擦片上開散熱槽，在離合器殼上也開一些散熱槽。離合器的通風散熱措施：摩擦片開散熱槽，離合器殼打開盡可能多的孔散熱，安裝導流罩。 2.3.6從動盤總成的選擇 從動盤總成包括摩擦片，從動片，減振器和從動盤轂等。雖然它對離合器的性能有著不小的影響，但是其壽命短，所以設計的關鍵主要取決于結構和材料。設計時必須符合以下要求： （1） 盡可能減小質量以減小慣性力矩，從而減少變速器檔位變化對齒輪的加速損傷。 （2）應具有軸向彈性，這樣離合器聯接平順，好啟動，壓力在摩擦表面均勻分布，從而減少磨損。 （3）安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振緩和沖擊。 1.摩擦片要求 離合器的摩擦表面在離合器結合過程中會受到嚴重的滑動磨削，短時間內會有大量的熱量發(fā)出。因此，摩擦片須具備以下綜合特性： 2） 有著較高的摩擦系數。 3） 在整個使用壽命期間，須保持摩擦特性，幾乎不會損失摩擦系數。 4） 能在較短的時間內吸收較高的能量，具有良好的耐磨性； 5） 它能承受高載荷的壓盤，在離合器聯軸器的過程中具有良好的性能。 6） 能抵擋高轉速下離心力載荷，從而不會被破壞。 7） 發(fā)動機在傳動動力時，有足夠的強度不會損耗。 8） 在正常情況下，能與壓盤飛輪有較好的兼容摩擦。 9） 摩擦表面有較高防污性能，不宜影響摩擦。 10） 該材料質量不易大，轉動慣性小。 依據本設計情況，選取金屬陶瓷作為摩擦片的材料，摩擦系數在0.4左右，允許的單位壓力在MPa之間，本設計選取0.7MPa。 有兩種方式連接摩擦片和從動片，鉚釘連接或粘接。鉚接鉚釘由金屬制成，金屬由較軟的銅或鋁材料制成，連接可靠，易于更換?？捎糜诓y彈簧安裝在從動件上，但摩擦區(qū)使用效率不高，使用壽命短，粘接會增加摩擦面積，但難以更換摩擦片，波形彈簧不能安裝在從動片上，從動件沒有軸向彈性?？紤]到以上情況,摩擦板與從動件之間的連接為鉚接。 2.從動盤的軸向彈性 從動盤的軸向彈性可以改變離合器的性能，即離合器聯接柔軟，摩擦面接觸面積大而均勻，并且由此造成的摩擦損傷小。為了使從動盤在軸向方向上具有彈性，獨立制造扇形波形彈簧板用鉚釘與從動片連接。波形彈簧片的制造材料應該是比從動片輕薄，具有較好的軸向彈性，由于輕薄質量小轉動慣量也小，適應高轉速，且彈簧片對稱均勻布置，有較好的彈性。所以，此次設計中選用此類型的彈簧片。  3離合器主要參數的選擇 3.1 摩擦片主要尺寸的確定 離合器的最基本尺寸是摩擦片半徑的大小，用其大小來控制離合器的其它結構。摩擦片大小與離合器傳遞扭矩的能力有很大聯系。 確定發(fā)動機最大轉矩和摩擦片材料后，根據其材料性能預選取β和P0，接下來再進行下一步的計算，即初步來估算摩擦片的外徑。當然也可以根據3-1經驗公式來進行計算： （3-1） 式中，為發(fā)動機的最大轉矩，=200。 為直徑系數，取值見表3-1，取=17.0 。 表3-1直徑系數取值范圍 Table 3-1 diameter coefficient range 車型 直徑系數 乘用車 (單片離合器) (雙片離合器) 最大總質量大于14.0t的商用車 本次設計的汽車為轎車，則將各參數值代入式后計算得 D=240.mm 表3-2 離合器摩擦片尺寸系列和參數 Table 3-2 clutch size series and parameters 外徑D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 內徑d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度h/ 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 0.585 0.540 0.543 0.535 1－ 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F/ 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 根據表3-2來預選取摩擦片尺寸：外徑D=250mm，內徑d=155mm，厚度b=3.5mm，內徑與外徑比值c=0.620，1-=0.762。 3.2 后備系數β的確定 后備系數β主要反映離合器最大轉矩傳遞的可靠性，是離合器設計中一個極其重要的參數。 合適的后備系數β可以可靠地傳遞發(fā)動機的扭矩，降低了離合器的滑動功率，延長了離合器的使用的使用時間。 選擇β時，應考慮下面幾點： 1)無論摩擦片是否發(fā)生磨損離合器仍可以傳送發(fā)動機最大轉矩。 2)不要讓離合器滑磨的時間太長。 3)要避免傳動系統過載。 因此，為使離合器的尺寸不大，減少了傳動系統的過載，β不宜選用太大；當發(fā)動機的備用功率大時且工作狀況優(yōu)良時，β應盡可能的減小。在惡劣環(huán)境下使用時，如果需要拖曳拖車，為了盡可能的減少離合器的相對滑動，增強它的起步能力，應選用較大的β，對于總質量相對較大的貨車，應選用β大些；當用柴油機時，工作相對粗糙，扭矩不穩(wěn)定，因此β值應大些。 汽車離合器的后備系數β選用如表3-3： 表3-3離合器后備系數取值范圍 Table 3-3 range of clutch reserve coefficient value range 車型 后備系數β 乘用車及最大總質量小于6t的商用車 1.20～1.75 最大總質量為6～14t的商用車 1.50～2.25 掛車 1.80～4.00 本設計的是轎車離合器，考慮到汽車的實際工作情況以及壓緊彈簧采用了膜片彈簧，因此本次設計的離合器后備系數選擇。 3.3 單位壓力P0的確定 金屬陶瓷材料的單位許用壓力范圍為，本設計選取=0.70。 3.4摩擦因數f的選擇 摩擦片的摩擦系數取決于摩擦片使用的材料，及工作溫度，單位壓力和滑磨速度等因素。 表3-4　摩擦材料的摩擦因數的取值范圍 Table 3-4 range of friction factors of friction materials 摩擦材料 摩擦因數 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 本設計摩擦片選用得是金屬陶瓷材料。 根據表2.4，取 =0.4。 3.5 摩擦片的優(yōu)化 1) 摩擦片外徑D（mm）的選取應滿足最大圓周速度VD不超過 m/s 11） 為了確保扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d 必須大于減振器彈簧位置直徑2R0約50mm 12） 為了反映離合器傳遞的轉矩并保護超載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即 （3-2） （3-3） 符合要求。 13） 為減少汽車啟動過程中離合器打滑，防止摩擦面過熱粘合，離合器每一次結合的單位摩擦面積滑磨功應小于其使用值 -----單位摩擦面積滑磨功（J/mm） -----汽車總質量 -----輪胎輪胎滾動半徑 -----汽車起步時所用變速器的檔位傳動比 -----主減速傳動比 -----發(fā)動機轉速 由上述計算結果可知，摩擦片參數選擇符合要求。 4膜片彈簧的設計 膜片彈簧是離合器的關鍵部件。在設計中，應根據參考樣品初步確定膜片彈簧的設計尺寸，然后對其進行優(yōu)化 。最后，選擇適宜的結構尺寸進行設計。 4.1 膜片彈簧基本參數的選擇 4.1.1 H/h 比值的選擇 H/h的比值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，為確保離合器的壓緊力變化幅度不大和操作簡便準確，離合器所用膜片彈簧的H/h一般為，板厚h為mm 。 4.1.2 碟簧部分大端半徑R、內半徑r及R/r 的比值確定 R/r越大彈簧材料利用率越低，彈簧更加硬，彈簧彈性性能曲線受直徑誤差的影響越大，且應力越大。根據其結構的布置和壓緊力的要求，R/r一般為。為了讓摩擦片所受到的摩擦力均勻，推式膜片彈簧的R值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑。 4.1.3 彈簧起始圓錐底角的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)下與內截高度H 關系緊密， =arctanH/(R-r) H/(R-r),一般在范圍內。 4.1.4 膜片彈簧小端半徑r0 及分離軸承作用半徑 的選擇 的值主要由結構決定其最小值應大于變速器第一軸花鍵軸半徑,且＞ 4.1.5 分離指數目n 切槽寬度窗口槽寬及半徑re尺寸選擇 分離指目n常取 18 = = 選取 的取值應滿足 = 85 4.1.6壓盤加載點R1 和支撐環(huán)加載點半徑r1尺寸選擇 膜片彈簧的剛度受R1 和 r1 的取值影響，r1 應略大于r 且相差不要大， R1 應略小于R且盡可能的接近。 R1 = 117 mm r1 = 96 mm 如圖 4-1 膜片彈簧尺寸示意圖 Figure 4-1 diaphragm spring size diagram 表4-1 膜片彈簧尺寸表 Table 4-1 diaphragm spring size table H 4.5mm h 2.6mm H/h 1.73 R /mm 120 r /mm 94 R1 / mm 117 r1 /mm 96 /mm 3.5 /mm 9 α 10o /mm 85 /mm 27 /mm 29 4.2 膜片彈簧的設計 4.2.1繪制特性曲線 工作壓力F1和膜片彈簧在壓盤接觸點出的軸向變形關系式如下： （4-1） ———彈性模數，鋼材料取 ———泊松比，鋼材料取 h ———彈簧厚度，2.6 mm H ———彈簧部分內截錐高，4.5 mm ———最大變形量， 4.8mm R ———碟簧部分外半徑 ， 120mm r ———碟簧部分內半徑 ，94 mm R1 ———膜片彈簧與壓盤，117mm r1 ———支撐環(huán)平均半徑 ，96 mm 設 （4-2） （4-3） 因此公式（4-1）就變成 （4-4） （4-5） （4-6） （4-7） 表4-2 及 的值表 Table 4-2 and C values 0.1 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 2.2 0.089 0.164 0.276 0.342 0.373 0.377 0.363 0.340 0.317 0.303 0.339 0.406 0.26 0.52 1.04 1.56 2.08 2.6 3.12 3.64 4.16 4.52 5.20 5.72 1113 2052 3453 4279 4667 4717 4542 3966 3791 3854 4242 4080 如圖4-2 特性曲線 Figure 4-2 characteristic curve 4.3 膜片彈簧工作點位置的選擇 離合器結合時膜片彈簧的大端變形量為 3.3 mm 根據公式 （4.5）（4.6）（4.7）算出離合器結合時膜片彈簧的壓緊力F1 A點：摩擦片摩擦損傷的極限位置，根據B點 ———摩擦片的總工作面數 ———摩擦片最大磨損量， mm C點： 離合器分離時膜片彈簧的工作位置，一般在特性曲線的凹點附近，C點的位置取決于壓盤升程 1.5 mm ———徹底分離時每對摩擦片之間的間隙，單片 = mm 離合器完完全全分離時，膜片彈簧產生的變形量為 mm mm 4.4 離合器徹底分離時分離軸承作用的載荷 由公式 （4-8） （4-9） （4-10） （4-11） 即 1762 N 4.5 分離軸承的行程的計算 膜片彈簧和壓盤接觸處的軸向變形 和小端分離軸承處的軸向變形 的關系式 5.21 mm ———壓盤的行程 根據公式 0.822 （4-12） 0.711 （4-13） （4-14） 4.82mm 10.03 mm 4.6 膜片彈簧的強度校核 膜片彈簧的最大變形 4.8 mm (4-15) 1653MPa1700MPa 4.7 膜片彈簧的優(yōu)化 1) 為了保證各工作點，A、B、C有較合適的位置，（A點咋凸點M左邊，B點在拐點H附近，C點在凹點N附近，）應正確選擇 相對于拐點的位置。 2） 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H/h與初始第錐角應在一定范圍內，即 3）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定范圍，即 4）為了讓摩擦片所受到的壓緊力均勻分布，推式膜片彈簧的壓盤加載半徑R1應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即 5） 6）膜片彈簧的分離指充當分離杠桿，所以杠桿比例應在一定范圍內選取，即 根據上述計算結果可知，膜片彈簧符合要求。 47 5從動盤總成設計 從動盤是離合器的主要部件。在設計時，其結構形式(是否帶有扭轉減振器)和從動片的結構形式(整體、分開、混合式)應該先確定。從動盤的結構對離合器在工作過程中的性能有很大的影響，因此應擇優(yōu)設計最合適的從動盤總成。 5.1 從動盤的組成形式及要求 從動盤的組成：從動盤主要由從動片、摩擦片及從動盤轂和扭轉減振器等組成。 從動盤應具有的要求： 1）為了減輕變速器在換擋時齒輪之間產生的沖擊力，從動件的質量應盡可能小即轉動慣量小。 2）為了讓汽車啟動時狀態(tài)平穩(wěn)，摩擦表面所受到的壓力均勻分布，從動盤應該具有軸向彈性。 3）為了盡可能避免傳動系統的轉矩共振，減輕沖擊所產生的載荷，傳動盤內應有扭轉減振器。 4）要有足夠的抗爆裂強度。 5.2 從動片設計 在設計從動片時，采用分開式，應使從動片的重量盡可能的小，且使質量盡可能接近旋轉中心分部，這樣就可以得到較小的轉動慣性。從動片通常由mm的薄鋼板制成。 本設計選取從動片的厚度選擇為2mm。 5.3 從動盤轂設計 根據參考資料表5-1選定花鍵標準，設計時花鍵的結構尺寸可根據從動盤外徑和發(fā)動機轉矩選取，選取從動盤轂直徑。 表5-1 從動盤轂花鍵的尺寸 Table 5-1 size of the hub Flower Key 摩擦片 外徑 D/mm 發(fā)動機的 最大轉矩 Temax/N·m 花鍵尺寸 擠壓應力 /Mpa 齒數 n 外徑 D′/mm 內徑 d′/mm 齒厚 t/mm 有效齒長 l/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 查得n=10，D′=35mm，d′=28mm，t=4mm，l=35mm，=10.2MPa。 5.4 花鍵強度校核 （5-1） （5-2） D′d′-----分別是花鍵的外內徑； Z-----從動盤轂的數目； n-----花鍵齒數； h-----花鍵齒工作高度， l -----花間有效長度， -----發(fā)動機最大轉矩; 帶入數據得，MPaMPa, 所選花鍵尺寸正確。 5.5 扭轉減振器的設計 5.5.1 扭轉減振器的功能 1) 減少了發(fā)動機曲軸和傳動系統的接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系統的扭轉固有頻率。 2) 增加傳動系扭轉阻尼，抑制扭轉共振影響振幅，并減弱因沖擊力而生的瞬態(tài)扭振。 3）減輕變速箱系統在不穩(wěn)定工況下的扭轉沖擊載荷，提高離合器在接合狀態(tài)時的柔順性。 5.5.2 扭轉減振器主要參數的選擇 1）極限轉矩 極限轉矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙 時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。 （5-3） 300 Nm 2）扭轉剛度 為了避免引起傳動系統共振，要合理選擇減振器的扭轉角剛度，使共振現象不發(fā)生在發(fā)動機正常的工作轉速范圍內。 3）阻尼摩擦轉矩 由于減振器扭轉剛度 受結構及發(fā)動機最大轉矩的影響限制，不可能很低，所以為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效抵消振，必須合理選擇減振器阻尼裝 置的阻尼摩擦轉矩。 （5-4） 4）預緊轉矩 減振彈簧在安裝時有一定的預緊力。增加，其共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有益處的。但是，不應該大于 不然將會反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作。 （5-5） 5）減振彈簧位置半徑 的尺寸應盡可能的大些， （5-6） 6）極限轉角 減振器從預緊轉矩 增加到極限轉矩時 時，從動片相對從動盤轂的極限轉角為 （5-7） 為減振彈簧的的工作變形量 7）減振彈簧剛度k : K= （5-8） 8） 減振彈簧個數由下表5-2選擇，本設計D=250mm，Z=6。 表5-2減振彈簧參數 Table 5-2 damping spring parameters 離合器摩擦片外徑D/mm 減振彈簧數量Z 225～250 250～325 325～350 >350 4～6 6～8 8～10 10以上 9）減振彈簧總壓力 當限位銷與從動盤轂之間的間隙和被消除，減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力 （5-9） 5.5.3 減振彈簧的計算 1）彈簧中徑一般由結構布置決定，=mm 選擇 =26mm 2）彈簧鋼絲直徑 （5-10） 式中，扭轉許用應力]可取550～600Mpa,故取為600Mpa 取d=4 mm 3）減振彈簧最小高度24.4mm n 為彈簧的總圈數 4）減振彈簧變形量: 指減振彈簧在最大工作負荷下所生產的最大壓縮變形 3.85 mm （5-11） 5) 減振彈簧自由高度 28.25mm （5-12） 6）減振彈簧的預變形 ：減振彈簧安裝時的預緊壓縮變形 0.25 mm （5-13） 安裝工作高度28mm （5-14） 7）從動盤相對從動盤轂的最大轉角 （5-15） （5-16） 8）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙 取 9）限位銷的安裝尺寸 ： 58 mm 10）限位銷直徑 10 mm 6壓盤和離合器蓋的設計 6.1壓盤傳動方案的選擇 壓盤和離合器蓋常見的連接方式凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式和傳動片式連接方式。依本次設計的具體情況考慮，選為傳動片傳動。共3組，每組為3片，長，寬，厚度分別為75mm，15mm，1mm 。傳動片由彈簧鋼60Si2MnA制作而成。 6.2壓盤的材料選擇 壓盤應具有較大的質量、較大的剛度、受熱變形小、有較高的摩擦因子。 選擇灰鑄鐵HT150 硬度為 HBS。 6.3 壓盤幾何尺寸的確定 根據摩擦片的尺寸確定壓盤的尺寸大小。首先確定壓盤尺寸為= 254 mm ，= 150 mm。最后確定壓盤厚度： 1）壓盤的質量應足夠大 壓盤在工作過程中由于滑磨的存在，結合一次會產生大量熱量，而每次結合的時間又很短，因此，熱量不會及時散布在空氣中，且摩擦副的溫度升高。由于在其不好的工作路況下由于頻繁使用離合器，這種升溫情況變得更加嚴重。溫度升高不僅僅會引起摩擦片系數下降，加速磨損，而且溫度過高嚴重時后就會導致摩擦片的燒灼損壞。 由于石棉等有機材料的摩擦片導熱性能差，滑動磨削過程中產生的熱量主要被壓盤和飛輪的部分吸收。所以，壓盤應具有足夠大的質量來吸收摩擦所產生的熱量。 2）壓盤的剛度應足夠強 壓盤的剛度應該足夠大且形狀選擇應合理，讓其離合器徹底分離，不會因加熱條件下產生翹曲和變形的影響。 鑒于上述兩個原因，壓板的厚度較厚，并具有一定的錐度以補償壓盤熱變形引起的內邊緣的突起。另外，在設計結構時，要注意加強氣流冷卻。首先確定壓盤厚度為20mm。 壓盤的質量計算： （6-1） 3）壓盤在設計時，，應校核壓盤與離合器相結合一次時所產生的溫度上升，它的變化不應超過 校核公式： （6-2） T-----升高溫度； W-----滑磨功 ； C-----壓盤的比熱容 J/(kg·K)； ----分配在壓盤的熱量百分比單片離合器壓盤=0.5； ------壓盤質量； 根據上述計算，壓盤符合要求。 6.4離合器蓋的設計 離合器蓋和飛輪用螺栓連接在一起，部分扭矩被送到壓盤上。此外，它也是離合器壓緊彈簧的支撐外殼。在設計時注意以下幾點。 1） 剛度的問題： 壓縮彈簧的支撐鉚釘支撐在離合器蓋上。如果蓋子不夠堅固，離合器分離時，蓋可能會發(fā)生很大的變形，這可能會降低離合器操作和分離的傳動效率，嚴重時會導致分離的不完整，變速器換檔困難。 2） 通風散熱的問題： 為了讓離合器的溫度降低，離合器蓋上有許多通風孔。 3） 對中問題： 離合器蓋內有壓盤。壓緊彈簧等部件，因此相對于發(fā)動機飛輪曲軸中心線居中，否則會破壞整體平衡，嚴重時會導致離合器不能正常工作。 對中方法通常有兩種：一種是止口對中，鑄造離合器蓋的外蓋與飛輪上的內軸套對齊。第二種是用定位螺栓對中。本次設計使用定位螺栓孔進行對中。 離合器蓋材料的選擇：5毫米的低碳鋼沖壓成復雜的形狀。 7離合器操縱機構的設計 7.1操縱機構的設計 7.1.1 操縱機構的組成及優(yōu)點 膜片彈簧離合器采用由離合器踏板，主缸，工作缸，管路系統，復位彈簧等組成的液壓控制操縱機構。本設計采用液壓式操縱機構。 優(yōu)點：傳動效率高，質量低，布局方便。 7.1.2 踏板行程S的計算 踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2組成 如圖7-1 液壓式操縱機構示意圖 Figure 7-1 schematic diagram of hydraulic control mechanism 91.12 mm （7-1） ------分離軸承的自由行程，一般為取2.5mm , 反映到踏板上的自由 為； ------分別為主缸和工作缸直徑； Z-------為摩擦片面數； ------當離合器分離時，對偶摩擦面之間的間隙， 單片=mm =1mm； 為杠桿尺寸。 7.2 踏板力的計算 142.6N （7-2） ------為離合器分離時壓緊彈簧對壓盤的總壓力，當離合器徹底分離時C點的力；mm根據公式（4-5）（4-6）（4-7）計算 ； -------操縱機構的總傳動比 ； -------機械效率，液壓式 % ，取 =85% ； -------為了克服恢復彈簧1,2的張力所需的踏板力，初始計算可忽略不計。 7.3 助力器缸直徑計算 助力器缸直徑為,根據踏板力=142.6。 離合器工作缸活塞上的輸出力由兩部分組成，即為踏板力和氣助力之和。 （7-3） 因為通過分離撥叉和離合器分離桿放大后成，故和之間有如下關系： （7-4） （7-5） （7-6） = 12.5mm 初選液壓工作缸直徑為40mm, 助力氣缸直徑為12.5mm，主缸直徑為25mm。 7.4分離軸承的選擇 根據花鍵外徑，分離軸承作用半徑 選擇角接觸球軸承7011C 表7-1分離軸承尺寸參數表 Table 7-1 dimension parameter table of separation bearing 型號 軸承內徑d 軸承外徑D 軸承寬度B 額定動載荷Cr 額定靜載荷C0r 7011C 55mm 90mm 18mm 37.2 kN 30.5 kN 由上表可知分離軸承的尺寸及載荷D=90mm，d=55mm，B=18mm，Cr=37.2kN, C0r =30.5kN。