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1、畢業(yè)設計-《離合器設計》 第1章緒論 1.1選題的目的 本次設計，我力爭把離合器設計系統(tǒng)化，為離合器設計者提供一定的參考價值。拋 棄傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器，設計新式的拉式膜片彈簧離合器是本次設計的主要特點。 1.2離合器發(fā)展歷史[1] 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)要快的多，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)動機相連接的總成。目前，各種汽車廣泛采用的是摩擦式離合器， 它是利用摩擦副間的摩擦力來傳遞轉矩的離合器。 在早期研發(fā)的離

2、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是 多片盤式離合器，它是直到1925年以后才出現(xiàn)的。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[1] 隨著汽車發(fā)動機轉速、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構正 逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(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)動機的高轉速，增加離合器傳遞轉 矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨

3、勢。隨著計算機的發(fā)展，設計工作已從手 工轉向電腦，包括計算、性能演示、計算機繪圖、制成后的故障統(tǒng)計等等。 1.3離合器概述 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，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

4、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，經濟性合理，同時其性能良好，使 用壽命長，結構簡單、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［2］： （1） 結合時平順、柔和，保證汽車起步平穩(wěn)； （2） 離合器分離徹底； （3） 從動部分慣量小，以減輕換檔時齒輪副的沖擊； （4） 散熱性能好； （5） 大大簡化并顯著地縮短了離合器的軸間尺寸； （6） 避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、沖擊和減小噪聲能力； （7） 操縱輕便； （8） 工作性能（最大摩擦力矩氣max和后備系數(shù)）保持

5、穩(wěn)定； （9） 使用壽命長。 1.3.1離合器的功用 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)定運轉的最低轉速約為300?500r/min，而汽車則只能由靜止開始起步，一 個運轉著的發(fā)動機，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性接合的。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

6、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，變速器內的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的，要轉動發(fā)動機，就必須和變速器內的主 動齒輪一起拖轉，而變速器內的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中，拖轉它的阻力是很大的。 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［4］。 汽車行駛中變速器要經常變換檔位，即變速器內的齒輪副要經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

7、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)結的質量減小， 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。 1.3.2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［5］： （1） 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（T）應大于發(fā)動機最大扭矩（T ）； （2） 接合平順、柔和。即要求離合器所

8、傳遞的扭矩能緩和地增加，以免汽車起步沖 撞或抖動； （3） 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)有一部分 傳入變速器，會使換檔困難，引起齒輪的沖擊響聲； （4） 從動盤的轉動慣量小。離合器分離時，和變速器主動齒輪相連接的質量就只有 離合器的從動盤。減小從動盤的轉動慣量，換檔時的沖擊即降低； （5） 具有吸收振動、噪聲和沖擊的能力； （6） 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； （7） 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； （8） 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，要

9、能通 過調整，使離合器正常工作。 1.3.3離合器工作原理 如圖1.1所示，摩擦離合器一般是由主動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構四 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2和壓盤借摩擦作用傳給 從動盤3,最后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8,將分離杠桿的內端推向右方，由于分離杠桿的中間是以離合器蓋 5上的支柱為支點，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧的力量拉動壓盤向左，這 樣，從動盤3兩面的壓力消失，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

10、的摩擦力，使踏板 返回原位。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右，仍將從動盤3壓緊在飛輪上2,這樣發(fā)動機 的扭矩又傳入變速器［7］。 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 1.3.4拉式膜片彈簧離合器的優(yōu)點 與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點：取消了中間支承各零件，并不用 支承環(huán)或只用一個支承環(huán)，使其結構更簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質量更少；所謂拉 式膜片彈簧，其特征是膜片彈簧和壓盤上安裝有彈性圓柱銷，壓盤、離合器蓋和傳動片 的一端由限位裝置安裝在一起，從動盤總成的從動盤為三片從動盤依次疊加安裝在一起

11、; 拉式離合器壓緊模塊的壓盤上均勻設有散熱筋。提高了壓緊力與傳遞轉矩的能力，且并 不增大踏板力，在傳遞相同的轉矩時，可采用尺寸較小的結構；在接合或分離狀態(tài)下， 離合器蓋的變形量小，剛度大，分離效率更高；拉式的杠桿比大于推式的杠桿比，且中 間支承減少了摩擦損失，傳動效率較高，踏板操縱更輕便，拉式的踏板力比推式的一般 可減少約25% ~ 3°% ；無論在接合狀態(tài)或分離狀態(tài)，拉式結構的膜片彈簧大端與離合器 蓋支承始終保持接觸，在支承環(huán)磨損后不會形成間隙而增大踏板自由行程，不會產生沖 擊聲；使用壽命更長［10』 第2章離合器的結構設計 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

12、。離合器大都根據(jù)摩擦原理設計的。摩 擦式應用廣泛。摩擦式工作表面形狀包括錐形、鼓形和盤形，錐形和鼓形的缺點是其從 動部分轉動慣量太大，引起變速器換檔困難，且結合不夠柔和，易卡住。 故選擇盤形摩擦式離合器 2.2從動盤數(shù)選擇 單片離合器結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小， 在使用時能保證分離徹底、接合平順。 對于1260kg的轎車，本次設計選擇單片離合器 2.3壓緊彈簧和布置形式選擇 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是用一個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優(yōu)點

13、［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能保證大致 不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。當離合器分離時，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） 膜片彈簧有壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件 數(shù)目少，質量?。? （3） 高速旋轉時，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） 易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長； （6） 平衡性好； （7） 有利于大批量生產，降低制造成

14、本。 但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要求高，其非線性特性在生 產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。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，我選用膜片彈簧 式離合器。 2.4壓盤驅動形式選擇 由于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙 的缺點，故選擇已被廣泛采用的傳力片傳動方式，簡化了壓盤的結構，有利于壓盤的定 中。為了改善傳力片的受力狀況，它們沿圓周切向布置，一般有3?4組，每組3?4個 彈性薄片組成，片厚一般為1?1.2mm。但它們的正反向特性不相同。 故選擇傳動片式。

15、2.5扭轉減震器 它能降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率，增 加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭振，控制動 力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭振與噪聲，緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖 擊載荷和改善離合器的接合平順性。 故要有扭轉減振器。 2.6設計要求及其技術參數(shù) 基本要求［8： （1） 在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲 備，又能防止過載。 （2） 接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。 （3） 分離時要迅速、徹底。 （4） 從動部分轉動慣量要小，以減輕換檔時變速

16、器齒輪間的沖擊，便于換檔和減 小同步器的磨損。 （5） 應有足夠的吸熱能力和良好的通風效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽 命。 （6） 操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。 （7） 具有足夠的強度和良好的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。 技術參數(shù)： 車型：日產軒逸1.6 XV 整車質量（kg）： 1260 最大扭矩/轉速（N?m/rpm）： 189/4400 主減速比：4.072 一檔速比：4.832 滾動半徑：320mm 第3章 離合器主要參數(shù)的選擇 3.1后備系數(shù)6 后備系數(shù)B是離合器設計中的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉 矩的可靠程度。在選擇B

17、時，應保證離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、防止離 合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。乘用車B選擇：1.20? 1.75 ，本次設計取B = 1.2。 3.2摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙At 摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速 度等因素。摩擦因數(shù)f的取值范圍見下表。 表3-1摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍 摩擦材料 摩擦因數(shù)f 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 0.35 ?0.50 金屬陶瓷材料 0.70 ?1.50

18、 本次設計取f = 0.30。 摩擦面數(shù)Z為離合器從動盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結 構尺寸。本次設計取單片離合器Z = 2。 離合器間隙At是指離合器處于正常結合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位 置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全結合，在分離軸承和分離杠桿內 端之間留有的間隙。該間隙At一般為3?4mm。本次設計取At =3 mm。 3.3單位壓力p 0 單位壓力p 0決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影 響，選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及 其質量和后備系數(shù)等因素。p0取值范圍見表3

19、-2。 表3-2摩擦片單位壓力p 0的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力p 0/Mpa 石棉基材料 模壓 0.15?0.25 編織 0.25 ?0.35 粉末冶金材料 銅基 0.35 ?0.50 鐵基 金屬陶瓷材料 0.70 ?1.50 p 0選擇：0.10 MPa W p0 W 1.50 MPa，本次設計取 p 0 = 0.3MPa。 3.4摩擦片外徑D、內徑d和厚度b 摩擦片外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決 定性的影響。 D 二：一12B 廣 max—— 翌88mm 3' nfZp0(1 - c3) 取 D =225 m

20、m 當摩擦片外徑D確定后，摩擦片內徑d可根據(jù)d/D在0.53?0.70之間來確定。 取 c = d/D = 0.667, d = 0.667D = 150.075 mm ,取 d = 150mm 摩擦片厚度b主要有3.2 mm、3.5 mm、4.0 mm三種。取b = 3.5 mm。 T = BT = 1.2 x 189 = 227 N.m 第4章 離合器的設計與計算 4.1離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 設計離合器要確定離合器的性能參數(shù)和尺寸參數(shù)，這些參數(shù)的變化直接影響離合 器的工作性能和結構尺寸。這些參數(shù)的確定在前面是采用先初選、后校核的方法。下 面采用優(yōu)化的方法來確定這些參數(shù)［13］

21、。 (1) 摩擦片外徑D (mm)的選取應使最大圓周速度vD不超過65?70m/s，即 n ji v = 60 n D x 10 -3 = -- x 4400 x 225 x 10 -3 =51.81m/s M65 ?70m/s 符合要求。 式中，vd為摩擦片最大圓周速度(m/s);n 為發(fā)動機最高轉速(r/min)。 (2) 摩擦片的內、外徑比c應在0.53?0.70范圍內，本次設計取c = 0.667。 (3) 為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同的車型的 B值應在一定范圍內，最大范圍為1.2?4.0，本次設計取B= 1.20。 (4) 為了保證扭轉

22、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2R 0 約 50mm，即 d > 2R + 50 mm (5) 為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷,對于不同車型，單位壓力p0根 據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內選取，p0的最大范圍為0.10?1.50 Mpa。 本次設計取p 0 = 0.3 MPa。 (6) 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒 傷，離合器每一次結合的單位摩擦面積滑磨功w應小于其許用值［w］。 汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功(J)為： H2R2 m r2 (—) 1800 i2i2 0 g =7522.1(

23、J) 式中，m a為汽車總質量(kg)；、為輪胎滾動半徑(m)； i為汽車起步時所用變 速器檔位的傳動比；i 0為主減速器傳動比；n為發(fā)動機轉速(r/min)；乘用車n取 2000 r/min 。 4W nZ (D 2 — d 2) 4*7522.1 3.14*2*(225*225 — 150*150) =0.17< [w] = 0.4 J/mm 2 滿足要求 4.2膜片彈簧的彈性特性曲線 膜片彈簧特性曲線 4.3膜片彈簧基本參數(shù)的選擇［4］ (1) 比值H/h和h的選擇 為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H/h 一般為 1

24、.5?2.0，板厚h為2?4 mm。 取 h =3 mm , H/h =1.5，艮口 H =1.5h =4.5mm 。 (2) R/r比值和r的選擇 研究表明。R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲受直徑誤差的 影響越大，且應力越高。根據(jù)結構布置和壓緊力的要求。R/r 一般為1.20?1.35。為 使摩擦片上的壓力分布較均勻，拉式膜片彈簧的r值宜為大于或等于R 。即 c R二摩擦片外徑120 取 R/r = 1.2，r = R /1.2 =100mm。 (3) a的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角a與內截錐高度H關系密切，a—般在9。?15。范圍 內。 a = a

25、rctan H/(R-r) = 12.68° ，符合要求。 (4) 分離指數(shù)目n的選取 分離指數(shù)目n常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12。取分 離之數(shù)目n =18。 (5) 膜片彈簧小段內半徑r0及分離軸承作用半徑r的確定 r 0由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。r f應大于r 。 0 r = 28mm r =30mm (6) 切槽寬度6 ］、6 2及半徑七的確定 5 1= 3.2?3.5 mm，6 = 9?10 mm，r 的取值應滿足 r - r N 6 。 本次設計取 6 i = 3.2 mm，6 = 9 mm ， r W r

26、- 6 = 91 mm。 (7) 壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r 1的確定 R =118mm r =102mm 4.4膜片彈簧的優(yōu)化設計 膜片彈簧的優(yōu)化設計就是要確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其彈性特性滿足離合器 的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設計要求，以達到最佳的綜合效果⑼。 (1) 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H/h與初始底錐角a^H/(R-r)應 在一定范圍內，即 1.6 W H/h = 1.5 W 2.2 9°WaeH/(R-r)= 12.68°W 15° （2） 彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即 1.20 W R/r=1.20 W 1.3

27、 70 W2R/h=80 W 100 3.5 WR/ r0=4.3 W 5.0 （3） 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑r 1 應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即 （D+d）/4 Wr 1=102 W D/2 （4） 根據(jù)彈簧結構布置要求，R與R, r與r之差應在一定范圍內，即 1 f 0 1 W R-R1 = 2 W 7 0 W rf-r0 = 2W 4 （5） 膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此其杠桿比應在一定范圍內選取， 即 3.5 W R — L = 5.5 W 9.0 R1 - r1 第5章 主要零部件的結構設計

28、5.1扭轉減振器的設計 5.1. 1扭轉減振器的概述 扭轉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系的首段扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階（通常 為三階）固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引 起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。因此，扭轉減振器具有如下 功能：（1）降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻 率。 （2）增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭 振。（3）控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速

29、噪 聲和 主減速器與變速器的扭振及噪聲。 (4)緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。 減振器的扭轉剛度k和阻尼摩擦元件間的阻尼摩擦轉矩T.是兩個主要參數(shù)，決 定了減振器的減震效果。其設計參數(shù)還包括極限轉矩T j、預緊轉矩Tn和極限轉角七 等。 5.1.2扭轉減振器的設計 J ° J (1) 極限轉矩T j 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△ 1時所能傳遞的 最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動 機最大轉矩有關，一般可取T j = (1.5?2.0) Temax 一般乘用車：系數(shù)取2.0即T j

30、 = 2 Tema = 378N - m (2) 扭轉角剛度 K W13T .=13X378=4914 (3) 阻尼摩擦轉矩T p 由于減振器扭轉剛度k受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在 發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩T O p 一般可按下式初選：T =(0.06?0.17)Temax 取 T = 0.1T = 18.9N - m (4) 預緊轉矩T n 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，J增加，共振頻率將向減小頻率 的方向移動，這是有利的。但是Tn不應大于Tp，否則在反向工作時，扭轉減振器將 提前停止工

31、作，故取T = (0.05?0.15)T 取 T = 0.1T =18.9N - m (5) 減振彈簧的位置半徑R 0 R0的尺寸應盡可能大些，一般取R° =(0.60?0.75)d/2 R0 = 0.60d/2 = 45 mm (6) 減振彈簧個數(shù)Z j Z ?參照表6-1選取。 表5-1減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片外徑D/mm 225?250 250?325 325?350 >350 Z . -d 4?6 6?8 8?10 >10 摩擦片外徑D = 225mm，選取Z .=4 (7) 減振彈簧總壓力F ￡ 當限位銷與從動盤轂之間的間隙氣或氣

32、被消除，減震彈簧傳遞的轉矩達到最大值 Tj時，減震彈簧受到的壓力F￡為 F =T /R = 378000Nmm/45 = 8400 N (8) 極限轉角中j 本次設計中取10°。 j 5.2從動盤總成的設計 5.2.1從動盤轂 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 矩。動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉矩傳給了從動盤轂。因為有彈性 環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉振動會使 從動盤轂相對于動盤本體和減振器盤來回轉動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭 轉振動的能量，將扭轉振動衰減下來[6] 它一般采用齒側對中

33、的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的遲鈍可根據(jù)摩擦片 的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩七max由表3-1選取。 表5-2從動盤轂花鍵的尺寸 摩擦片外 徑 D/mm 發(fā)動機最大 轉矩T e max /(N ? m) 花鍵尺寸 擠壓應力 。JMPa 齒數(shù)n 夕卜 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

34、 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 本次設計D = 225mm , T = 189 N - m故選擇花鍵類型為: 摩擦片 夕卜 徑 D/mm 發(fā)動機最大轉 矩 T e max /（N ? m） 花鍵尺寸 擠壓應力 /MPa c 齒數(shù)n 夕卜 徑 D’/mm :mm" L厚 有效齒 長 l/mm 225 189 10 32

35、26 4 30 11.3 5.2.2從動片的設計 從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求⑸： （1） 從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 （2） 從動盤應具有軸向彈性，使離合器結合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力 均勻，以減小磨損。 （3） 應安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 5.2.3摩擦片的設計 摩擦片應滿足以下要求： （1） 摩擦因數(shù)較高且穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要小 （2） 具有足夠的機械強度與耐磨性 （3） 密度要小，以減少從動盤的轉動慣量。 （4） 熱穩(wěn)定性要好 （5）

36、磨合性要好，不至刮傷飛輪和壓盤表面 5.3離合器蓋總成的設計 5.3.1離合器蓋結構設計的要求⑹： （1） 應具有足夠的剛度，否則影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減 小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。 （2） 應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。 (3) 蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 (4) 為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗 孔，或在蓋上加設通風扇片等。 乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。 5.3.2壓盤的設計 對壓盤結構設計的要求[10] (1) 壓盤應具有較大的質量，以增大熱容

37、量，減小溫度，防止其產生裂紋和破碎，有 時可設置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可 以采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。 (2) 壓盤應具有較大剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹 曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為15?25 mm。 (3) 與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于 15?20 g?cm。 (4) 壓盤高度(從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。 壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，通常采用灰鑄鐵，一般采 用 HT200、HT250、HT300，硬度為 17

38、0?227HBS。 5.4壓盤的結構設計與選擇 , Y W 0.5 x 7522.1 t =——= mc m x 481.4 m 取 3.5kg 帶入t = 2.3°C，所以符合要求 式中，t為壓盤溫升(C),不超遏8?10C； c為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4 J/(kg?C)； m為壓盤質量(kg)；Y為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓 盤. 結論 本設計根據(jù)給出的設計要求和原始設計參數(shù)，以及拉式膜片彈簧離合器及其操 縱機構的工作原理和使用要求，通過對其工作原理的闡述、結構方案的比較和選擇、相 關零件參數(shù)的計算，大致確定了離合器及其操縱機構的基本結構和主要

39、尺寸以及制造相 關零部件所用的材料。 結構方面：根據(jù)設計要求，考慮到使用條件和其顯著的優(yōu)點，選用帶扭轉減振器的 單片拉式膜片彈簧離合器。 計算方面：確定了離合器的主要參數(shù)B, P0 D,d，結果按照基本公式運算得出并通 過約束條件，檢驗合格。根據(jù)膜片彈簧基本參數(shù)之間的約束關系，初步確定了膜片彈簧 的尺寸參數(shù)，并通過優(yōu)化程序得出了膜片彈簧尺寸的優(yōu)化值，并進一步確定了膜片彈簧 的工作點，同時進行了強度校核。確定了扭轉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，保證其有足夠的強度和耐磨性、熱穩(wěn)定性、 磨合性，不會發(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件的彈 性，所含金孟，加強了耐高溫性；傳動片采用80剛，滿足其強度需要；壓盤采用HT200, 提高了耐磨性；離合器蓋從用鑄鐵，提高了散熱能力。 綜上所述，本次設計遵從了：（1）分離徹底；（2）接合柔和；（3）操縱輕便，工作 特征穩(wěn)定；（4）從動部分轉動慣量小的設計要點，數(shù)據(jù)全部通過約束條件檢驗，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)動機扭矩，符合計劃書及國家標準。 由于水平有限，我在設計中不免出現(xiàn)偏頗和錯誤，希望老師批評指正。