1、學號我薩瑁7尢茅卑夏尋沱課程設計題目長豐獵豹飛騰6400A離合器設計部系 汽車工程系專業 車輛工程班組 1 0 7 3 班姓名成績指導教師 2010年11月25日課程設計任務書學生姓名： 專業班級：車輛工程指導教師：甘 泉工作單位：汽車工程系車輛教研室題目：汽車設計課程設計一、設計車型本設計針對的車型是長豐獵豹飛騰6400A,其基本參數為：最大扭矩：168 (N m)最高轉速：4500 (r/mi n)二、主要任務：1.設計說明書要求：完成5千字設計說明書。2圖紙要求完成1號手繪裝配圖紙一張，零件圖紙三張(可用CAD繪制)。3.圖紙比例需選取合理，序號為單號的同學畫主動件，雙號的同學畫從動件。

2、三、時間安排：設計時間共2周，具體時間安排如下：課程內容學時查閱資料2天繪制圖紙及編寫設計說明書7天答辯1天合計10天指導教師簽名：年月日教研室主任簽名：年月日摘要 11緒論 21.1離合器概論 21.2離合器的功用 21.3離合器的工作原理 31.4膜片彈簧離合器的概論 41.5拉式膜片彈簧離合器的優點 52離合器結構方案選取 62.1離合器車型的選定 62.2 離合器設計的基本要求 62.3離合器結構設計 72.3.1 摩擦片的選擇 72.3.2壓緊彈簧布置形式的選擇 72.3.3壓盤的驅動方式 72.3.4 分離杠桿、分離軸承 82.3.5離合器的散熱通風 83離合器基本結構參數的確定

3、93.1摩擦片主要參數的選擇 93.2離合器后備系數B的確定 103.3單位壓力P的確定 104離合器從動盤設計 114.1從動盤結構介紹 114.2從動盤設計 124.2.1 從動片的選擇和設計 124.2.2從動盤轂的設計 134.2.3摩擦片的材料選取及與從動片的固緊方式 145離合器壓盤設計 155.1壓盤的傳力方式選擇 155.2 壓盤的幾何尺寸的確定 155.3壓盤傳動片的材料選擇 155.4離合器蓋的設計 166離合器分離裝置設計 176.1分離桿的設計 176.2離合器分離套筒和分離軸承的設計 177離合器膜片彈簧設計 197.1膜片彈簧的結構特點 197.2膜片彈簧的變形特性

4、和加載方式 197.3膜片彈簧的彈性變形特性 207.4膜片彈簧的參數尺寸確定 217.4.1 H/h 比值的選取 227.4.2 R 及 R/r 確定 22743膜片彈簧起始圓錐底角227.4.4膜片彈簧小端半徑r f及分離軸承的作用半徑r p 227.4.5分離指數目n、切槽寬;1、窗孔槽寬;2、及半徑re 228扭轉減震器設計 239離合器殼設計 23結論 24參考文獻 25致謝 2631離合器是汽車傳動系中的重要部件，主要功用是是切斷和實現發動機對傳動系的動力 傳遞，保證汽車平穩起步，保證傳動系統換擋時工作平順以及限制傳動系統所承受的最大 轉矩，防止傳動系統過載。膜片彈簧離合器是近年來

5、在轎車和輕型汽車上廣泛采用的一種 離合器，它的轉矩容量大而且較穩定，操作輕便，平衡性好，也能大量生產，對于它的研 究已經變得越來越重要。此設計說明書詳細的說明了輕型汽車膜片彈簧離合器的結構形 式，參數選擇以及計算過程。本文基于比亞迪9500的設計要求和設計參數，確定了以拉式膜片彈簧離合器作為設 計目標。根據拉式膜片彈簧離合器工作原理和使用要求，采用系統化設計方法，把離合器 分為主動部分、從動部分、操縱機構。通過對各個部分設計方案的原理闡釋和優缺點的比 較，確定了相關部分的基本結構及其零部件的制造材料。根據車輛使用條件和車輛參數， 按照離合器系統的設計步驟和要求，主要進行了以下工作：選擇相關設計

6、參數主要為：摩 擦片外徑D的確定，離合器后備系數B的確定，單位壓力P的確定。并進行了總成設計主 要為：分離裝置的設計，以及從動盤設計（從動盤轂的設計）和膜片彈簧設計等。關鍵字：離合器膜片彈簧從動盤壓盤摩擦片1緒論1.1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，保證汽車平穩地起步；保證傳動系換檔時工作平穩；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

7、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，使用可靠性高壽 命長，結構簡單、緊湊，操作輕便，在保證可靠地傳遞發動機最大扭矩的前提下，有以下 優點：（1）結合時平順、柔和，使汽車起步時不震動、沖擊；（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）高速回轉時只有可靠強度；（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

8、）工作性能（最大摩擦力矩Temax和后備系數"呆持穩定）（9）使用壽命長。1.2離合器的功用離合器可使發動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩起步。如前所述，現代車用活塞 式發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。發動機啟動后， 得以穩定運轉的最低轉速約為 300500r/min，而汽車則只能由靜止開始起步，一個運轉 著的發動機，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，就是發動機熄火。所以離合器可使發動機與傳動系逐 漸地柔和地接合在一起，使發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

9、開始緩慢地平穩起步了。雖然利用變速器的空檔，也可以實現發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動機還是連接的，要轉動發動機，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，如沒有離合器來分離發動機和傳動系，發動機起動是很困難的。所以離合器的 第二個功用，就是暫時分開發動機和傳動系的聯系，以便于發動機起動。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，

10、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離合器的工作原理如圖1.1所示，摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構和操縱機構 四部分組成。離合器在接合狀態時，發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,在通過從動軸傳給變速器。當駕駛

11、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，發動機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離 狀態。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向右，仍將從動盤 3壓緊在飛輪上2,這樣發動機的扭矩又傳入變速圖1.1離合器總成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1.4膜片彈簧離合器概述膜片彈簧離合器是近年來在轎

12、車和輕型載貨汽車上廣泛采用的一種離合器。因其作為 壓簧，可以同時兼起分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，質量減少，并顯著地縮 短了離合器的軸向尺寸。其次，由于膜片彈簧與壓盤以整個圓周接觸，使壓力分布均勻。 另外由于膜片彈簧具有非線性彈性特性，故能在從動盤摩擦片磨損后，彈簧仍能可靠的傳 遞發動機的轉矩，而不致產生滑離。離合器分離時，使離合器踏板操縱輕便，減輕駕駛員 的勞動強度。此外，因膜片是一種對稱零件，平衡性好，在高速下，其壓緊力降低很少， 而周布置彈離合器在高速時，因受離心力作用會產生橫向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低 了對壓盤的壓緊力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降。那么可以看出，對于輕

13、型車膜片 彈簧離合器的設計研究對于改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意義。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。膜片彈簧的兩側有支承圈，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生壓緊力使離合器處于結合狀態。當離 合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧壓前支承圈并

14、以其作為支點發生反錐形的轉變，使膜 片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤后移使離合器分離。膜片彈簧離合器具有很多優 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，使離合器結構大為簡化，零件數目減 少，質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，也易于實現良好的通風散熱等。由于膜片彈簧離

15、合器具有上述一系列優點，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，國外已經設計出了傳遞轉矩為 802000N.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。甚至某些總質量達 2832t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。膜片彈簧離合器的操縱曾經都采用壓式機構，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內 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已經為拉式操縱機構所取代。 后者的膜片彈簧為反裝，并將支承圈移到膜片彈簧的

16、大端附近，使結構簡化，零件減少、 裝拆方便；膜片彈簧的應力分布也得到改善，最大應力下降；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。而在壓式結構中支承圈的磨損會形成間隙而增 大踏板的自由行程。1.5拉式膜片彈簧離合器的優點與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優點：取消了中間支承各零件，并不用支 承環或只用一個支承環，使其結構更簡單、緊湊，零件數目更少，質量更少；拉式膜片彈 簧是中部與壓盤相壓在同樣壓盤尺寸的條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，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； 在接合或分離狀態下，離合器蓋的變形量小，剛

17、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% 30% ;無論在接合狀態或分離狀態，拉式結構的膜片彈 簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環磨損后不會形成間隙而增大踏板自由行 程，不會產生沖擊和哭聲；使用壽命更長。2離合器結構方案選取2.1離合器車型的選定本設計針對的車型是：長豐獵豹飛騰 6400A 其基本參數為：最大扭矩：168 N - m最高轉速：4500 r/mi n整車質量：1410kg2.2離合器設計的基本要求為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足以下要求：1）在任何

18、行駛條件下，既能可靠地傳遞發動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備，又能 防止傳動系過載。2）接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。3）分離要迅速、徹底。4）從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器 的磨損。5）應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用 壽命。6）應能避免和衰減傳動系的扭轉振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。7）操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。8）作用在從動盤上的總壓力和摩擦材料的摩擦因數在離合器工作過程中變化要盡可能 小,以保證有穩定的工作性能。9）具有足夠的強度和良好的動平衡，

19、以保證其工作可靠、使用壽命長。10）結構應簡單、緊湊，質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便。2.3離合器結構設計2.3.1 摩擦片的選擇單片離合器因為結構簡單，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，所以被廣泛使用于轎車和中、小型貨車，因此 該設計選擇單片離合器。2.3.2壓緊彈簧布置形式的選擇離合器壓緊裝置可分為周置彈簧式、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 比又有以下幾個優點：（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

20、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）膜片彈簧兼起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 件數目少，質量小；（3）高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降；（4）由于膜片彈簧大斷面環形與壓盤接觸，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

21、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2.3.3 壓盤的驅動方式壓盤的驅動方式主要有凸塊一窗孔式、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動片式等多種。前 三種的共同缺點是在連接件之間都有間隙，在傳動中將產生沖擊和噪聲，而且在零件相對 滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率。彈性傳動片式是近年來廣泛采用的驅動方式，沿圓周切向布置的三組或四組薄彈簧鋼片帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鎦釘或螺栓聯結，傳動片的彈性允許其作軸向移 動。2.3.4 分離杠桿、分離軸承分離杠桿的作用由膜片彈簧承擔，其作用是通過分離軸承克服離合器彈簧的拉

22、力并拉 動壓盤移動，從而使壓盤與從動盤和從動盤與飛輪相互分離，截斷動力的傳遞，分離杠桿 要具有足夠的強度和剛度，以承受反復作用在其上面的彎曲應力，分離軸承的作用是通過 分離叉的作用使分離軸承沿變速器前端蓋導向套作軸向移動，拉動旋轉中的膜片彈簧中部 分離前端，使離合器起到分離作用。分離本次設計選用的是油封軸承，它可以將潤滑脂密 封在軸承殼內，使用中不需要增加潤滑，相比供油式軸承則需增加。235離合器的散熱通風試驗表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面超過180 200 °C時摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的瞬時溫度一 般在180°C

23、以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能達到1000 C。過高的溫度能使壓盤受壓變形產生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫度不致過高，除要求壓盤有足夠 大的質量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通風好。改善離合器散熱通風結構的措施有： 在壓盤上設散熱筋，或鼓風筋；在離合器中間壓盤內鑄通風槽；將離合器蓋和壓桿制成特 殊的葉輪形狀，用以鼓風；在離合器外殼內裝導流罩。膜片彈簧式離合器本身構造能良好 實現通風散熱效果，故不需作另外設置。3離合器基本結構參數的確定3.1摩擦片主要參數的選擇摩擦片外徑是離合器的主要參數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性 的影響。當離合器結構形式及摩擦片材料已選

24、定，發動機最大轉矩Temax已知，適當選取后備系數B和單位壓力P0,可估算出摩擦片外徑。摩擦片外徑D（ mm也可以根據發動機最大轉矩Temax （ N.m）按如下經驗公式選用D =心 i Temax（）式中，KD為直徑系數，取值范圍見表 3-1 o由選車型得 Temax = 168N 厲 KD =14.6，則將各參數值代入式后計算得 D=189mm表3-1直徑系數Kd的取值范圍車 型直徑系數Kd乘用車14.6最大總質量為1.814.0t的商用車16.018.5（單片離合器）13.515.0（雙片離合器）最大總質量大于14.0t的商用車22.5 24.0根據離合器摩擦片的標準化，系列化原則，根據

25、下表3-2表3-2離合器摩擦片尺寸系列和參數（即 GB145 74）外徑D/mm160180200225250280300325350內徑d/mm110125140150155165175190195厚度h/3.23.53.53.53.53.53.53.54C =d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.5401- C30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827單位面積F/ cm106132160221302402466546678可取：摩擦片相關標準尺寸：外徑 D=225mm 內徑 d=150mm

26、 厚度 h=3.5mm內徑與外徑比值 C =0.667 1 C3=0.7033.2約束條件摩擦片外徑D （mm的選取應使最大圓周速度 Vd不超過6570m /s，即H3VD = 60nemaxD 心叭吸將數據代入公式得:兀-3Vr= n D 10 =Demax L603 144500 225 10-3=53.0m/s6570m/s60滿足要求，所以確定摩擦片相關標準尺寸：外徑 D=225mm 內徑 d=150mm 厚度 h=3.5mm內徑與外徑比值 C =0.667 1 C3=0.7033.3離合器后備系數B的確定后備系數B是離合器的重要參數，反映離合器傳遞發動機最大扭矩的可靠程度，選 擇B時

27、，應從以下幾個方面考慮：a.摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳 遞發動機最大扭矩；b.防止離合器本身滑磨程度過大；c.要求能夠防止傳動系過載。通 常轎車和輕型貨車 B =1.21.75。本設計的是1.41噸微型轎車離合器，參看有關統計質料“離合器后備系數的取值范 圍”（見下表3-3），并根據最大總質量不超過6噸的載貨汽車廬=1.20 1.75，結合設計實 際情況，故選擇B =1.5。表3-3離合器后備系數的取值范圍車型后備系數B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614t的商用車1.50 2.25掛車1.80 4.003.4單位壓力Po的確定摩擦面上的單位

28、壓力 Po的值和離合器本身的工作條件，摩擦片的直徑大小，后備系數, 摩擦片材料及質量等有關離合器使用頻繁，工作條件比較惡劣（如城市用的公共汽車和礦用載重車）,單位壓力Po 較小為好。當摩擦片的外徑較大時也要適當降低摩擦片摩擦面上的單位壓力P。因為在其它條件不變的情況下，由于摩擦片外徑的增加，摩擦片外緣的線速度大，滑磨時發熱厲害， 再加上因整個零件較大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻，為了避免這些不利因素， 單位壓力R應隨摩擦片外徑的增加而降低。前面已經初步確定了摩擦片的基本尺寸；外徑 D=225mm 內徑 d=150 mm 厚度 h=3.5 mm內徑與外徑比值 C =0.667 1 C3=

29、0.703由公式 D 3 二 fZP 0（ 1-C 3） =12C 3 1 Tmax 得P°=0.23MPa滿足約束條件：0.010MP a ' P°空1.50P a4離合器從動盤設計4.1從動盤結構介紹在現代汽車上一般都采用帶有扭轉減振的從動盤，用以避免汽車傳動系統的共振，緩和沖擊,減少噪聲,提高傳動系統零件的壽命，改善汽車行使的舒適性，并使汽車平穩起步。 從動盤主要由從動片、從動盤轂、摩擦片等組成。由下圖4.1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

30、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，在從動片和減振盤之間的從動 盤轂8法蘭上也開有同樣數目的從動片窗孔，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 & 9。當系統發生扭轉振動時，從動片及減振盤 相對從動盤轂發生來回轉動，系統的扭轉能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。圖4.1帶扭轉減振器的從動盤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調整墊片；11 減

31、振彈簧；12減振盤4.2從動盤設計從動盤總成由摩擦片、從動片、減振器和從動盤轂等組成。它對離合器工作性能影響 很大，但是其工作壽命薄弱，因此在結構和材料上的選擇是設計的重點。從動盤總成應滿 足如下設計要求：（1）為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小。（2）為了保證汽車平穩起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等，從動盤應具有軸向彈性。（3）為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減振器。（4）要有足夠的抗爆裂強度。4.2.1從動片的選擇和設計設計從動片時要盡量減輕質量，并使質量的分布盡可能靠近旋轉中心，以獲得小的轉 動慣量。這是因為汽車在行駛中進行換檔時，首

32、先要分離離合器，從動盤的轉速必然要在 離合器換檔的過程中發生變化，或是增速（由高檔換為低檔）或是降速（由低檔換為高檔）。 離合器的從動盤轉速的變化將引起慣性力，而使變速器換檔齒輪之間產生沖擊或使變速器 中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與沖動盤的轉動慣量成正比，因此為了見效轉動慣 量，從動片都做的比較薄，通常是用1.32.0伽厚的薄鋼板沖壓而成,為了進一步減小從動片的轉動慣量，有時將從動片外緣的盤形部分磨至 0.651.0 mm,使其質量更加靠近旋轉 中心。為了使離合器結合平順，保證汽車平穩起步，單片離合器的從動片一般都作成具有軸 向彈性的結構，這樣，在離合器的結合過程中，主動盤和從動盤之間的

33、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，因為設計的是長豐獵豹飛騰 6400A微型轎車的離合器，故可以采用整體 式彈性從動片，離合器從動片采用2 m厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑決 定，在這里取225內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。4.2.2從動盤轂的設計從動盤轂是離

34、合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受發動機傳來的全部轉矩。它一 般采用齒側對的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發動機的最大轉矩Temax按國標GB1144- 74選取。從動盤的軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一 般取1.0-1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼（如 35、45、40Cr等），并經調質 處理。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝：對減振彈簧窗口及從動片配合，應進行高頻處理花鍵選取后應進行擠壓應力(7 j(MPa及剪切應力t j( MPa的強度校核:(4.1)(4.2)8Te max2 2(D2 _d2)

35、znl4T e max(D d)z nlb式中，z為從動盤轂的數目；其余參數見表(4-1)表4-1離合器 從動盤轂 花鍵尺寸 系列摩擦片發動機的花鍵尺寸外徑最大轉矩齒數外徑內徑齒厚有效齒長擠壓應力D/mmTemax/N-mND' /mmd' /mmb/mml/mm7 j/Mpa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048

36、010403255013.2根據摩擦片的外徑D=225m與發動機的最大轉矩Temax=168Nm,由表4-1查得n=10 , D' =32mm d' =26mm b=4mm l=30mm, 7 j=11.5Mpa，則由公式校核得：7j=8.0MPa< 7j=11.3 MPa。t j=7.5 MPa < t j=15 MPa。所以，所選花鍵尺寸能滿足使用要求摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩定的工作，根據汽車的的使用條 件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求：(1) 應具有較穩定的摩擦系數、溫度、單位壓力和滑磨速度的變化，對摩擦系數的影響 小。（2）要有足

37、夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。（3）要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好（4）熱穩定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦。（5）磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面。（6）油水對摩擦性能的影響應最小。（7）結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現象。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，石棉塑料摩擦片是由耐 熱和化學穩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，其摩擦系數大約 在0.3左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩定，溫度，滑磨速度及單位壓力的增加 都將摩擦系數的下降和磨損的加劇。所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫

38、、耐磨和較高摩擦系數（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粉末冶金材料。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點。5離合器壓盤設計5.1壓盤的傳力方式的選擇壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，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

39、由的沿軸 向移動。如前面所述采用的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另 一端鉚在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。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確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。壓盤外徑 D=230mm 壓盤內徑d=146 mm壓盤的厚度確定主要依據以下兩點：(1) 壓盤應有足夠的質量在離合器的結合過程中，由于滑磨功的存在，每結合一次都要產生大量的熱，而每次 結合的時間又短(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

40、擦片摩擦系數的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的損壞。由于用粉末冶金材料制成的摩擦片導熱性比較差，在滑磨過程中產生的熱主要由飛輪 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量以吸 收熱量。(2) 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15 m)，但一般不小于10 m在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為15 m5.3壓盤傳動片的材料選擇壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數，故

41、通常 用灰鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為170227HBS其摩擦表面的光潔度不低與1.6。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素。在本設計中用材料為 HT200工作表面光潔度取為1.6。5.4離合器蓋的設計離合器蓋一般都與飛輪固定在一起，通過它傳遞發動機的一部分轉矩。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：(1) 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 使蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構的傳動效率，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

42、檔困難。因此為了減輕重量 和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為4伽的低碳鋼板沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。(2) 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。(3) 離合器的對中問題離合器蓋內裝有分離杠桿、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圓止口對中6離合器分離裝置設計6.1分離桿的設計本設計才用的是膜片彈簧的壓緊機

43、構， 分離桿的作用由膜片彈簧中的分離指來完成。 其 結構尺寸參數在后續設計中確定。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）分離桿內端的高度可以調整6.2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，在受離 心力的作用下，還承受徑向力。在傳統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，并由軸承內圈轉 動。參考資料，本設計選用拉式自動調心式分離軸承。7離合器膜片彈簧設計7.1膜片彈簧的結構特點由前面可以知道，本設計中的

44、壓緊彈簧是膜片彈簧。而膜片彈簧離合器分推式和拉式， 在本設計中采用拉式結構。膜片彈簧在結構形狀上分為兩部分。在膜片彈簧的大端處為一完整的截錐體，它的 形狀像一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧 起彈性作用的正是其碟簧部分。碟形彈簧的彈性作用是這樣：沿其軸線方向加載，碟簧受 壓變平，卸載后又恢復原形所。可以說膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式。所不同 的是，在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片，它 的作用是，當離合器分離時作為分離杠桿。故它又稱分離爪。分離爪與碟簧部分交接處為 圓形孔。這樣做，一方面可以減少分離爪根部應力集中，

45、一方面又可用來安置銷釘固定膜 片彈簧，分離爪根部的過渡圓角 R>4.5。7.2膜片彈簧的變形特性和加載方式由于膜片彈簧采用拉式結構，故其正裝。離合器在分離和接合時，膜片彈簧的加載情 況不一樣，相應的有兩種加載方式和變形情況：(1) 接合時：離合器接合時，膜片彈簧起壓緊彈簧之用，在壓盤離合器蓋總成未與飛輪裝合以前，膜片彈簧近似處于自由狀態，膜片彈簧對壓盤無壓緊作用。當壓盤一 離合器蓋總成與飛輪裝合時，離合器蓋前端面向飛輪前端面靠攏。因此，離合器蓋通過 支承環4對膜片彈簧施加載荷Pi，膜片彈簧幾乎變平。同時在壓盤處也作用有載荷Pi。我們把Pi稱作壓緊力。支承環4和膜片彈簧壓盤接觸處之間的高度

46、變化稱作大端變形i，膜片彈簧分離軸承相對于壓盤高度的變化稱之為小端變形'2。(2) 分離時：當分離軸承以P2力作用在膜片彈簧的小端時，支承環4逐漸不起作用， 而支承環5開始起作用。當P2力達到一定值時，膜片彈簧被壓翻。分離時在膜片彈簧的大 端處及小端處將進一步產生附加變形仃和2f。此時膜片彈簧大端處的變形'1= 仃+，1b。7.3膜片彈簧的彈性變形特性前面說過膜片彈簧起彈性作用的部分是其碟簧部分，碟簧部分的彈性變形特性和螺旋彈簧是不一樣的，它是一種非線性的彈簧，其特性和碟簧部分的原始內截錐高H及彈簧片厚h的比值H/h有關。不同的H/h值可以得到不同的特性變形特性。一般可以分成下

47、列四 中情況：H v 2h如下圖7.1中H/h=0.5的曲線,其曲線形狀表現為：載荷P的增加,變形總是不斷增 加.這種彈簧的剛度很大，可以承受很大的載荷，適合與作為緩沖裝置中的行程限制器。H= 2h如圖7.1中H/h=1.5、2的曲線,彈性特性曲線在中間有一段很平直,變形的增加,載 荷P幾乎不變.這種彈簧叫做零剛度彈簧 2 v H v 2 2h如圖7. 1中H =2.75者,彈簧的特性曲線中有一段負剛度區域,即當變形增加時,載荷 h反而減少具有這種特性的膜片彈簧很適合用于作為離合器的壓緊彈簧，因為可利用其負剛度區,達到分離離合器時載荷下降，操縱省力的目的，當然負剛度過大也不適宜，以免彈簧 工作

48、位置略微變動造成彈簧壓緊力過大 H > .2h如下圖7.2,這種彈簧的的特性曲線中具有更大的負剛度不穩定工作區，而且有載荷為負值的區域.這種彈簧適合于汽車液力傳動中的鎖止機構。圖7.1三種不同H/h值時的無因次特曲線圖7.2各種不同H/h值時的無因次彈性變形特性7.4膜片彈簧的參數尺寸確定在設計膜片彈簧時，一般初步選定其全部尺寸然后進行一系列的驗算，最后優選最合適的尺寸。其結構示意圖見圖7.3圖7.3膜片彈簧示意簡圖741 H/h 比值的選取設計膜片彈簧時，要利用其非線性的彈性變形規律，因此要正確選擇其特性曲線的形 狀，以獲得最佳性能。一般汽車汽車膜片彈簧的H/h值的范圍在1.62.2之

49、間。我設計的膜片彈簧取：H =乂 =2h 2.5所以，H=5.0mm h=2.5mm7.4.2 R及R/r確定比值R/r對彈簧的載荷及應力特性都有影響，從材料利用率的角度，比值在1.82.0時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧的質量利用率和好。因此設計用來緩和 沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。對于汽車離合器的膜片彈簧，設計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據結構布置 與分離的需要來決定，一般 R/r取值為1.21.3.對于R,膜片彈簧大端外徑R應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片 內徑，近于摩擦片外徑。此外，當 H, h及R/r等不變時，增加R有利于膜片

50、彈簧應力的 下降。可參考下表7-1表7-1 一些車型膜片彈簧的R和R/r的值車型外徑(mm)內徑(mm)半徑2R (m)R/r豐田225160206103/81=1.27北京BJ751228150210105/8.5=1.25上海SH771280165252126/103.5=1.21初步確定 R=105m; r=84mm 所以，R/r= 105 =1.25847.4.3膜片彈簧起始圓錐底角:汽車膜片彈簧一般起始圓錐底角在9°15°之間，宀H (R-r) (7-1 )代入數值計算可得：=13.5 °744膜片彈簧小端半徑r f及分離軸承的作用半徑r pr f的值主

51、要由結構決定，最小值應大于變速器第一軸花鍵外徑，分離軸承作用半徑 r p大于r f。因為花鍵外徑 D=32mm，要使2 r f >D,所以取r f =25mm, r p =27mm11p7.4.5分離指數目n、切槽寬；i、窗孔槽寬；2、及半徑r；汽車離合器膜片彈簧的分離指數目n> 12, 一般在18左右，采用偶數，便于制造時模具分度切槽寬i =3.23.5 m，2=910m，窗孔半徑r e一般情況下由(7-2)(r r e(0.8 1.4) ; 2所以取 r r e =1 2 =10 mm參考下表7-2表7-2 一些車型膜片彈簧的分離爪數n、切槽寬二1、二2及半徑re車型nct1

52、(m)cr2 (m)r re (m)豐田183.2911北京BJ751183.21113上海SH771183.21112.5雪佛蘭183.21010可取得 n=18、=3.2 mm、2 =10 mm ,、r e=84-10=74mm7.4.6膜片彈簧與壓盤接觸半徑I和支承環作用半徑L的確定L和I的取值將影響膜片彈簧的剛度。一般,L應接近R而略小于R, I應盡量接近r而略大于r取 L=100mm l=90mm747膜片彈簧工作點位置的選擇O轉動。工作假設膜片彈簧在承載過程中，其子午截面剛性地繞該截面上的某中性點 壓力R與軸向變形打的關系式：許罟肝石心苛h2(7-3)5式中：E彈性模量，對于鋼：E

53、=2-1 10 MPa卩一泊松比，對于鋼：卩=0.3 ;代入數據，得：R =352 襯-3099.佻 2 +7934.91(7-4)圖7-4 膜片彈簧的R - %特性曲線由圖可得 :'-1M =1.8mm，in =4.0mm，1h=('im 'in)/2(7-5)得:伯=2.9mm彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般'1B = (0.81.0) ' 1H( 7-6 )取人1B =0.96人H =2.8mm，同時：膜片彈簧小端分離軸承處作用有分離力P :P2 =L-lI - rp(7-7)得：R =77.65襯-683.62祥 +

54、1750.35為7.4.8膜片彈簧強度計算由前述假設可知，子午截面在中性點 o點處沿圓周方向的切向應變為零，故該點的切 向應力也為零，o點以外的點均存在切向應變和切向應力。建立如圖7-5所示的坐標系xoy，則截面上任意點(x,y)的切向應力二t(MPa)為:'E 汐儼-/2)-y®丿rx(7-8)34式中：一從自由狀態起，碟簧部分子午截面的轉角，rad ；:碟簧自由狀態時的圓錐底角，rad ；e 中性點o的半徑,mm eR-rln(R/ r)R圖7-5中性點o為坐標原點在子午截面處建立 x-y坐標系分析表明，B點的應力值最高，通常只計算B點的應力來校核碟簧的強度。即當x=-(e-r)，y=h/2，=:-h2 e -r-0.31 時,J取得最大值,tBE e-r ;：21 一2 r .2得：訃=T363MPa在分離軸承推力B作用下，B點還受彎曲應力,nbrh2(7-10)式中：br為分離指根部的寬度，mm br=dn當徹底分離時，w =2.4mm ,= =5.2mm，此時P2 =1525N ,代入數據得:br = 32.1mm，二舊=166MPa考慮到彎曲應力Sb是與切向應力Jb相互垂直的拉應力，根據最大切應力強度理論, B點的當量應力為二 jB =“B 一；飛（7-10 ）代入數據得：二jB =1529MPa ： ；jB =15001700MPa