1、目錄 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark2 o Current Document 序言 1離合器基本參數及尺寸的確定1摩擦片的外徑D及其他尺寸的確定 1離合器后備系數B的確定 2. 3單位壓力Po的確定2 HYPERLINK l bookmark4 o Current Document 離合器基本參數的約束條件4 HYPERLINK l bookmark6 o Current Document 離合器主要零部件的設計計算51 膜片彈簧設計52 壓盤設計 103 離合器蓋設計104 從動盤設計11 HYPERLINK l bookmark8 o Current

2、Document 4 操縱機構設計計算121 選擇操縱機構的型式122 確定操縱機構尺寸參數123 校核踏板行程134 校核踏板力 14設計總結 15參考文獻 16序言對于以內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在 的，它是汽車傳動系中直接與發動機相連接的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合 器是一種依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、 從動部分、壓緊機構和操縱機構等四部分。主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接 合狀態并能傳遞動力的基本結構，操縱機構是使離合器主、從動部分分離的裝置。隨著汽車發動機轉速、功率的不斷提高和汽車電子

3、技術的高速發展，人們對離合器要 求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發，傳統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展，傳統的操縱形式正向自動操縱的形式發展。因此，提 高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力 和簡化操縱，已成為離合器的發展趨勢。1離合器基本參數及尺寸的確定1.1摩擦片的外徑D及其他尺寸的確定摩擦片的外徑 D是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命。設計上通常首先確定摩擦片的外徑 Do在確定外徑D時，有下列經驗公式可供初選時使用：D=K d V T emax(1-1 )轎車：Kd輕、中型貨車：單片Kd雙

4、片Kd重型貨車：Kd本次設計所設計的是輕型載重車(Tema/n T為315Nm/2800rpm Pema/n p為70.2kw/4700rpm ) 的膜片彈簧離合器。所設計的離合器摩擦片為單片，初選擇 Kd =16.2 o所以X 7315=287.52 (mm取 D=280mm摩擦片的內徑d及摩擦片厚度b由表1所示的摩擦片儲存系列可確定摩擦片的內徑D及摩擦片厚度b表1:摩擦片的尺寸系列D(mm)160180200225250280300325350380405430d(mm)110125140150155165175190195205220230B(mm)因止匕，由表1選取：D=280mm d

5、=165mm B=離合器后備系數B的確定后備系數B保證了離合器能可靠地傳遞發動機轉矩，同時，它有助于減少汽車起步時 的滑磨，提高離合器的使用壽命。為可靠地傳遞發動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，B不宜選取太小；但是為了使 離合器尺寸不致過大，減少傳動系的過載，使操縱更輕便等，后備系數不宜過大。當發動 機后備功率較大、使用條件較好時，B取小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為了 提高起步能力，減少離合器滑磨，B取大些；貨車總質量較大，B也應該選取大些；采用 柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩，選取B應比汽油機大些；發動機缸數越多, 轉矩波動越小，B也應選取小些。在開始設計離合器時，一般是

6、參照統計資料，并根據汽車的使用條件，離合器結構形 式的特點，初步選定后備系數B。汽車離合器后備系數推薦如下： TOC o 1-5 h z 轎車和微型、輕型貨車：B中型和重型貨車：B由于所設計的是輕型載重車的離合器，所以選擇B單位壓力R的確定摩擦面上的單位壓力R值和離合器本身的工作條件，摩擦片的直徑大小，后備系數， 摩擦片的材料及質量等因素有關。離合器使用頻繁，發動機后備功率較小時， R應取小些；當摩擦片外徑較大時，為降 低摩擦片外緣熱載荷，B應取小些；后備系數較大時，可適當增大。當摩擦片采用不同材料時，P0按下列范圍選取：石棉基材料P0粉末冶金材料P0金屬陶瓷材料P0本次設計中我們選取摩擦片的

7、材料為石棉基材料。離合器摩擦力矩根據摩擦定律可表示為：Tc=fFZRc（1-2）式中，Tc 靜摩擦力矩；F 壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；R c 摩擦片的平均半徑；Z 摩擦面數，是從動盤的兩倍；假設摩擦片上工作壓力均勻，則有：F= Po A= P 0 兀（D2-d 2）/4式中，P0 摩擦片單位壓力；A 一個摩擦面面積；D 摩擦片外徑；d 摩擦片內徑.摩擦片的平均半徑Rc 根據壓力均勻的假設，可表示為：Rc =（D 3-d 3）/3（D 2-d 2）當d/D0.6時，R可相當準確的有下式計算：Rc = （D+d） /4因為 d=165mm D=280mm0.6 則 R用（1-4）式計算將（ 1

8、-3 ）、 （1-4 ）式代入（ 1-2 ）得：Tc=Tt fZ Po（D3-d 3）/12所以， Z=2（ 1-3 ）(1-4)1-5)為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發動機的，設計時Tc應大于發動機的最大轉矩，即c = B Temax1-6)式中，Tema=315N.m為發動機最大轉矩;把（ 1-6）式代入（ 1-5）式得：=1.7 為離合器的后備系數。R=12B Tema/ TtfZ (D 3-d 3)代入各參數可得Po所彳mPo在石棉基材料單位壓力范圍內，所以我們選取材料的單位壓力Po符合設計要求。2離合器基本參數的約束條件2.1摩擦片外徑D (mm的選取應使最大圓周速度 Vd

9、不超過6570m/s,即Vd= n emaxDX 10-3 兀 /60 6570m/s式中，nemax為發動機的最高轉速(加的)。本次設計中nema=4700/mM ,所以Vd= 4700 X 280 X 10-3 兀 /60=/s 符合 Vd 65 70m/s 的約束條件。2.2摩擦片的內外徑比c應在0.530.70內。 P 2Ro+50 o d=165mm Ro=45mmf合要求。減振彈簧的數目：4為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即Tc0=4Tc/ 兀 Z(D2-d 2) Tc022),按表2選取。2o表2、單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值離合器的

10、規格D/mm210 250250325325_ _-2Tc0/ 10通過表2比較，Tc0 6 2的要求。 所以選取6 1 = , 6 2=8mm re=80mm.8壓盤加載點Ri半徑和支承環加載點ri半徑的確定Ri和ri的取值將影響膜片彈簧的剛度。ri應略大于且盡量接近r, R應略小于且盡量接近R。初步選取 R=ii2mm ri=92mm膜片彈簧各尺寸的初步獲得用VB語言編寫程序，把初選的各參數值代入該程序繪制膜片彈簧彈性特性曲線圖。根據各個設計約束條件及設計要求對各個參數進行調整。最終獲得膜片彈簧各參數為：H/h=i.83, h=, H= R/r=i.29 , R=ii6mmr=90mm N

11、=i8; ro=24mmrf=26mm 6 i = , 6 2=8mm re=76mm R=ii2mm ri=92mm由上各調整后參數所獲得的膜片彈簧彈性特性曲線圖和六個特性點A、M B H N、C及各點坐標如圖2所示:圖2：調整后參數所獲得的膜片彈簧彈性特性曲線圖檢驗所得尺寸是否符合設計的約束條件.1應保證所設計的彈簧工作壓緊力Fib與摩擦片工作壓力Fy相等由上圖數據顯示可知，Fib=5136.47N, Fy=5134.48N, Fib Fc符合設計要求。.2為保證各工作點A、B、C有較合適的位置，應使人何人ih (R-r)入 i叫(R-r 1) H Fibo由上特性曲線可知 Fia=559

12、8.61N, Fib =5136.47N ,滿足Fia Fib的設計要求。.4 為滿足離合器的使用性能的要求，應該滿足：H/h9O a 弋 H/ (R-r) 15OaO都符合離合器的使用性能的要求。.5 彈簧各部分有關尺寸比值符合一定的范圍，即 R/r 702R/h100& R/r Ow根據所確定 的參數可得 R/r=116/90=1.29、2R/h=2 X 116/2.57=90.3、R/rO =116/24=4.83 都符合上述要求。.6 為使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，應滿足：推式：(D+d) /4WRWD/2拉式：(D+d) /4nD/2根據所確定的參數可得(D+cD /4=111.

13、25 , D/2=140, R=112。符合上述要求，故此離 合器為推式離合器。.6 根據彈簧結構布置的要求，應滿足：1 0 R-R1 0 7; 0 0 r 1-r 0 6; 00rf- r o0 6根據所確定的參數可得R-R1=4， r1-r =2 ， rf- r 0=2都符合彈簧結構布置的要求。.7 膜片彈簧的分離指起分離杠桿作用，因此其杠桿比應在一定范圍內選取，即： (ri-r f) / (R- r 1) 根據所確定的參數可得(r1-r f) / (R1- r 1) =(92-26) / (112-92) =3.3 符合設計要求。膜片彈簧強度計算與校核分析表明，B點的應力值最高，通常只計

14、算B點的應力來校核膜片彈簧碟簧的強度。由參考文獻1P65可知B點的應力6tB為(rtB=E/ (1-2) /r(e-r) *62/2 (e-r ) a+h/2小令(7 tB對小的導數等于零，可求出tB達到極大值時的轉角小P小 p= a +h/(e-r)/2自由狀態時碟簧部分的圓錐底角a =0.18rad;中性點半徑e=(R-r)/ln(R/r)= 。此時(J)p離合器徹底分離時，膜片彈簧子午斷面的實際轉角為小f小 f=2arctan入 if /(R i-r 1此時小f (|) P,則計算(T tB時小取(|) f ,所以(TtBX2) /90 X (102.4-90 ) X 2/2- (102

15、.4-90 ) 乂0.18+2.57乂0.075= 76.586 ( MPa)設分離軸承對分離指端所加載荷為F2( N) ，由參考文獻1P64 式( 2-16)可知：F2=(R1-r 1) F 1/ (r1- r f)式中rf=26mm；分離軸承與分離指的接觸半徑；F1等于壓盤工作壓力 二5136.47 (N)。所 以F2=(112-92) X 5136.47/ (92- 26 ) =1556.5 ( N)在分離軸承推力F2的作用下，B點還受彎曲應力6tB,其值為20- rB=6 (r- r f) F2/ (nbrh )式中，n為分離指數目(n=18); br為一個分離指根部的寬度(br=21

16、mm。所以(TrB=6X (90- 26 ) X 1556.5/ (18X21X2) =239.4 (MPa考慮到彎曲應力(T rB是與切向壓應力(T tB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(TjB=(TrB(TtB=239.4 ( 76.586) =315.986 (MPa在這次設計中，膜片彈簧材料采用60Si2MnA所以b 5015001700MPa勺強度設 計要求。膜片彈簧的制造工藝及熱處理本次設計中膜片彈簧采用60Si2MnA高精度鋼板材料。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理。 另外， 對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理以起到冷作硬化的作用

17、，同樣也可以提高承載能力的疲勞強度。為了提高分離指的耐磨性， 可對其端部進行高頻淬火、 噴鍍鉻合金和鍍鎘或四氟乙烯。在膜片彈簧與壓盤接觸圓形處， 為了防止由于拉應力的作用而產生裂紋， 可對該處進行擠 壓處理，以消除應力源。膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為4550HRC分離指端硬度為5562HRC在同一片分離指上同一范圍內的硬度差不大于3個單位。膜片彈簧的內、外半徑公差一般為H11和h11,厚度公差為土，初始底錐角公差為mi底面的平面一般要求小于。膜片彈簧處于接合狀態時，其分離指端的相互高度差一般要求小于0.81.0mm壓盤設計傳力定中方式的選擇壓盤是離合器的

18、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，所以它必須和飛輪有一定聯系， 但這種聯系又允許壓盤在離合器分離過程中能夠自由地做軸向移動，使壓盤和從動盤脫離接觸。驅動部位的形式有離合器蓋和壓盤的窗孔與凸臺、傳動片、 傳動銷等， 應用較廣泛的是傳動片式。 我們選擇壓盤的傳力方式為傳力片傳動方式。幾何尺寸的確定可以根據 1.1 中所確定摩擦片的內、外徑尺寸來確定壓盤的內外徑：壓盤外徑=D+ (25) mm壓盤內徑=d- (14) mm在設計中選取壓盤外徑=D+4=284m m壓盤內徑=d-3mm=162mm 為了使壓盤具有足夠的質量和剛度，要求壓盤有足夠的厚度，載重車離合器壓盤厚度一般不

19、小于15mm所以本次設計中根據車型選取壓盤厚度為16mm離合器蓋設計剛度問題離合器分離桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，則當離合器分離時，可能會使蓋產生較大的變形， 這樣就會降低離合器操縱部分的傳動效率， 嚴重時可能導致分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器換擋困難。為了減輕重量和增加剛度，一般轎車的離合器蓋通常用厚度約為35mm的低碳鋼板（如 08 鋼板）沖壓成比較復雜的形狀。本次設計中選取離合器蓋厚度為3mm。通風散熱問題為了加強離合器的冷卻，離合器蓋上必須開許多通風窗口。對中問題離合器蓋內裝有壓盤、分離桿等零件，因此它相對發動機飛輪曲軸中心線必須要有良好的定心對中，否則會破

20、壞系統整體的平衡，嚴重影響離合器的正常工作。在本次離合器的設計中我們采用定位銷對中方式，離合器蓋根據離合器蓋上4 個定位銷孔65與飛輪上4個定位銷64相配合進行定位。將4個孔加工到所要求的尺寸，孔的 準確度為。從動盤設計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。軸向彈性從動盤的結構形式為了使從動盤具有軸向彈性，則：1）在從動片外緣開“ T”形槽，形成許多扇形，并將扇形部分沖壓成依次向不同方向彎曲的波浪形。兩側的摩擦片分別鉚在每相隔一個的扇形上。2 ）將扇形波形片的左、右凸起段分別與左、右側摩擦片鉚接，由于波形片（厚度小于）比從動片（厚1.52.5mn）薄，這種結構的軸向彈性較

21、好，轉動慣性小，適宜于高速旋轉。3 ）利用階梯形鉚釘桿的細段將成對波形片的左片鉚在左側摩擦片上，并交替地把右片鉚在右側摩擦片上。4 ）將靠近飛輪的左側摩擦片直接鉚合在從動片上，只在靠近壓盤側的從動片鉚有波形片，右側摩擦片用鉚釘與波形片鉚合。從動盤轂從動盤轂是離合器承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發動機穿來的全部轉矩。它一 般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發動機的最大轉矩Temax由參考文獻1P74表2-7選取。從動盤外徑D/mm花鍵尺寸齒數外徑D/mm小徑d/mm齒厚t/mm后效齒長l/mm280103532440從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在

22、花鍵上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1.01.4倍的花鍵直徑，我們取1.0倍的花鍵直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼（如45, 40Cr 等），并且經調質處理。摩擦片由于本次所以設計的離合器所配的車型轎車，摩擦片在中、輕載荷下工作，我們選取的摩擦片材料為石綿基材料。摩擦片與從動片的連接方式為怫接。從動片從動片要求質量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料用中碳鋼板或低碳鋼板。厚度一般為1.3，表面硬度為3540HRC波形片和減振彈簧波形片采用65M厚度小于1mm硬度為4046HRC并經過表面發藍處理。減振彈 簧采用60Si2MnA彈簧鋼絲。4操縱機構設計計算選擇操縱機構的型式常用的離合器操縱

23、機構主要有機械式、液壓式等。液壓式操縱機構主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質量小、 布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、駕駛室和車架變形不會影響其正常工作、 離合器接合較柔和等優點。鑒于上述優點我們選擇液壓式操縱機構。確定操縱機構尺寸參數踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2兩部分組成:離合器操縱機構傳動比壓緊彈簧類型i分- 4-i操膜片彈簧i0 i6S SiS2 (SofZ Sc2)Ga2b2d2a1bld12根據要求我們確定操縱機構尺寸參數為：Sf為分離軸承自由行程，一般為1.5，反映到踏板上的自由行程 S一般為2030mm我們選取Sf=3mm Z為摩擦面面數，

24、根據離 合器摩擦片結構可知Z=2; $為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片： S=0.85， 雙片：zS=0.75，i分=%/a 1, i in=b2c2(d 2A2)/b ici(d iA2),本次設計的離合器摩擦片數為單 片,所以取 S=; al、a2、bi、b2、ci、c2為杠桿尺寸(圖3),根據前面膜片彈簧結構 參數可知 ci=20mmC2=64mm選取 a2=i50mmai=30mmb2=80mm bi=40mmdi=i3mmd2=i7mm 4.3校核踏板行程(自由行程，工作行程，總行程)自由行程校核由4.2公式可知，自由行程S為S=Sfa2b (d2)2/ a ibi (di)

25、2 =3xi50X 80X i72/30 X40X i32為了使離合器在所有情況下都能徹底分離以免造成變速器換擋時的齒輪撞擊、換擋力 增加等，至少應留25mm勺踏板行程，即自由行程。為了使駕駛員易從腳感上確定踏板位 置，S50mm%好。綜上所述并根據校核 &=符合25mm： S50mm勺要求。工作行程校核由4.2公式可知，工作行程 &為S2=ZAS C2&b2 (d2)2/ c iaibi (di) 2 =2X X64Xi50X 80X i72/20 X 30X40Xi32總行程校核由4.2公式可知，總行程S為S = Si+ S2=4i.04+97.4=最佳總行程受許多因素影響，其中要考慮的人群從5渤位的女性到95渤位的男性。從有關方面獲得的人體工程學資料可知,踏板總行程應在80150mme圍內。由4.3所確定的操縱機構尺寸參數獲得的踏板總行程S=#合上述要求。4.4校核踏板力Fs踏板力Ff可按下式計算:FfF7式中，F，為離合器分離時，壓盤上的總工作壓力，即由根據膜片彈簧各參數可得=Fic=4139.57N; i工為操縱機構總