【正文】 盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭矩達到最大 Tj P總 = 0RTj （ ） 式中： P總 的計算應按 Tj 的大者來進行 P總 =13513N。 限位銷直徑 限位銷直徑 39。 減振彈簧的尺寸確定 在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振彈簧設計的相關尺寸。 減振彈簧的總圈數(shù) ? ? 2ni?? ～ =6。l? = mm 減振彈簧安裝后的工作高度： 0l l l? ?? （ ） l= 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 29 第七章 離合器操縱機構設計 對離合器操縱機構的要求 1 踏板力要盡可能小，乘用車一般在 80150N 范圍內，商用車不大于 150200N。 5 具有足夠的剛度。 操縱機構結構形式的選擇 常用的離合器操縱機構，主要有機械式、液壓式、機械式和液壓式操縱機構的助力器、氣壓式和自動操縱機構。 將各比例代入式 S=（ 3+2 ? 22106? ） 223531 4083 ?? ??=132mm 符合設計要求。 將各數(shù)據(jù)代入式 Ff =85N 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 31 符合設計要求。 在計算中，首先確定摩擦片外徑尺寸，然后根據(jù)該尺寸對其他部件總成進行了計算和設計。 本設計成功完成了寶馬 325im雙片推式膜片彈簧離合器的設計。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。通過詳細的推導過程積累了大量的數(shù)據(jù)，并成功的繪制出了膜片彈簧離 合器的裝配 圖。 （ ） 式中， F39。 本車采用液壓式操縱機構。 7 發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。 3 應有踏板行程調整裝置，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復原。 減振彈簧的總變形量： Pl c?? （ ） l? = mm 減振彈簧的自由高度： 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 28 0 minl l l? ?? （ ） L0 = mm 減振彈簧的預變形量： 39。本設計選取 2D =11 mm。d =～ 12mm，本設計取 39。 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 27 從動片相對從動盤轂的最大轉角 2 arcsin2la R?? （ ） ? = 限位銷與從動盤缺口側邊的間隙 2sinaR?? （ ） 式中： R2 為限位銷的安裝半徑。 扭轉減振器的彈簧分布半徑 減振彈簧的分布尺寸 R0 的尺寸應盡可能大一些，一般取 R0=（ ～ ） d/2 （ ） 其中 d 為摩擦片內徑，代入數(shù)值，得 R0 =37mm。 扭轉減振器的預緊力矩 減振彈簧安裝時應有一定的預緊。 m/raD。 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 25 扭轉減震器設計 扭轉減振器的結構簡單介紹 帶扭轉減振器的的從動盤 結構簡圖 如下圖 所示彈簧摩擦式 : 圖 帶扭轉減振器的從動盤總成結構示意圖 1— 從動盤； 2— 減振彈簧； 3— 碟形彈簧墊圈； 4— 緊固螺釘； 5— 從動盤轂； 6— 減振摩擦片 。 所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數(shù)（可達 左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。 摩擦片的材料選取及與從動片的固緊方式 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)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： ⑴應具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數(shù)的影響小。 花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力 j? (MPa)及剪切應力 τj ( MPa)的強度校核： ? ? ? ? M P aznldD jej 308 22 m a x ????? ?? （ ） ? ? ? ? M P azn lbdD jej 154 m a x ????? ?? （ ） 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 24 式中： D ， d — 分別為花鍵外徑及內徑， mm； n— 花鍵齒數(shù)； l ， b— 分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬， mm； z— 從動盤毅的數(shù)目； maxe? — 發(fā)動機最大轉矩， N? mm。 從動盤轂設計 從動盤毅的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側定心矩形花鍵的動配合相聯(lián)接，以便從動盤毅能作軸向移動。 圖 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— 減振彈簧； 12— 減振盤 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 23 從動盤設計 設計從動盤時一般應滿足以下幾個方面的要求 : （ 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(wěn)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 。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(shù)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。在本設計中用材料為 3 號灰鑄鐵 JS— 1，工作表面光潔度取為 . 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 22 第 6 章 離合器從動盤總成設計 從動盤結構簡要介紹 在現(xiàn)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(tǒng)的共振 ,緩和沖擊 ,減少噪聲 ,提高傳動系統(tǒng)零件的壽命 ,改善汽車行使的舒適性 ,并使汽車平穩(wěn)起步。 。 故 中間盤 該厚度符合要求 。 根據(jù)下面公式（ ）來 對中間盤 進行校核： 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 21 ? = 壓cmL? 式 () 式中： ? —— 溫升，℃ L—— 滑磨功， , L= 222221800 grae ii rmn ?? ?? ? —— 分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比：單片離合器壓盤 ? = C—— 壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤， C=(㎏ 鑒于以上兩個原因壓盤 和中間盤 一般都做得比較厚 在該設計中，初步確定該離合器的壓盤 和中間盤 的厚度為 15 ㎜。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。 由分輪上的鍵槽和壓盤與中間盤的外凸鍵組成， 為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。 ,R=85 ㎜ ,r=65 ㎜ ,H= ㎜ , h= ㎜ ,l=67 ㎜ ,L=85 ㎜ , rf =22 ㎜ ,rp =25 ㎜ ,n=18, 1? = ㎜， 2? =10 ㎜ re =55 ㎜ ⑴ 據(jù)下式（ ）畫出 P1 — ? 1 曲線 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 16 1P =)1(6 21????Eh?2)(lnlL rR?? ? H－ 1?lLrR??? [H－21?(lLrR??)]+ 2h ? ( ) 式中， E— 彈性模數(shù)，鋼材料取 E= 105 Mp； ? — 泊松比，鋼材料取 h— 彈簧片厚，㎜ H— 碟簧部分內截錐高，㎜ 1? — 大端變形，㎜ R— 碟簧部分外半徑（大端半徑），㎜ r— 碟簧部分內半徑，㎜ L— 膜片彈簧與壓盤接觸半徑，㎜ l— 支承環(huán)平均半徑，㎜ 設 1P = 1P42 ))(1(6 Eh lL?? ?? 1? = h1? 因此 式 ()就成為： 1P = 1? ln rR [( hH －1? lLrR?? )(hH 21? lLrR?? )+1] ( ) 把有關數(shù)值代入上述各式，得： P1 = 1P? 1?= 1?? 1P? = 1?? 3 － 1?? 2 + 1?? 令 d 1P? /d 1?? =0 得： 0． 495 1?? 2 1?? +=0 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 17 可繪制出膜片彈簧的 1P — 1? 特性曲線，如圖 所示。 可選擇： l=67 ㎜， L=85 ㎜ 。 膜片彈簧小端半徑 rf 及分離軸承的作用半徑 rp rf 的值主要由結構決定，最小值應大于變速器第一軸花鍵外徑，分離軸承作用半徑rp 大于 rf 。初步確定 R/r=6585 = 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 9176。一般汽車的膜片彈簧離合器多?。? ??hH 參考同類型車，取 H/h= 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 ～ 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 15 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。這種彈簧適于汽車液力傳動中的鎖止機構 。因為可利用其負剛度區(qū)使分離離合器時載荷下降，達到操縱省力的目的。當(H/h) 2 時， P 為增函數(shù)，這種彈簧的剛度大適于承受大載荷并用作緩沖裝置中的行程限制。與碟形彈簧不同的是在膜片彈簧上還有徑向開槽部分，形成許多稱為分離指、起分離杠桿作用的彈性杠桿。C)； γ 為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤；λ = ， m為壓盤的質量 m = Kg代入， t = 176。其中： i0= ， ig= ， r =306mm ， am =1637Kg 代入式（ ）得 W=，代入式（ ）得， w=??? = J/mm2 合格。取扭轉減震器的安裝尺寸 R0=37mm。 （ 2）摩擦片的內外徑之比 c 應在 范圍內，本次設計取 。這些參數(shù)的確定在前面是采用先初選、后校核的方法。 在確定外徑時，可以根據(jù)公式 ? ?m ax3 3012 1eD fZP C?? ?? ?得到。的選擇 當摩擦片采用不同的材料時， P。 表 后備系數(shù)表 車型 乘用車及總質量小于 6t 的商用車 最大總質量為6~14t 的商用車 掛車 后備系數(shù) ～ ～ ~ 本設計是基于 寶馬 325iM 汽車的離合器設計，該車型屬于 乘用車 ，故選擇本次設計的后背系數(shù) β在 ~ 之間選擇， 取 ? =。鑒于以上對質量和剛度的要求，一般壓盤都設計得比較厚， 一般約為 15~25mm。在高溫下壓盤會翹曲變形甚至產(chǎn)生裂紋和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也會燒裂和破壞。 圖 自動調心軸承裝置 1— 分離軸承罩； 2— 分離軸承； 3— 分離套筒； 4— 波形彈簧片 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 8 離合器的通風散熱措施 提高離合器工作性能的有效措施是借助于其通風散熱系統(tǒng)降低其摩擦表面的溫度。 分離套筒支撐著分離軸承并位于變速器第一軸軸承蓋的軸頸上，可以軸向移動。為了消除因不同心導致的磨損并使分離軸承與膜片彈簧內端接觸均勻，膜片彈簧離合器廣泛采用自動調心式分離裝置（見圖 ）。故離合器的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承兩種。其中中間盤和壓盤之間還有分離機構，來確保分離正常。 壓盤與飛輪的連接方式或驅動方式有：凸塊 — 窗孔式、傳力銷式、鍵式以及彈性傳動片式等。膜片彈簧離合器的操縱都采 用 推 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。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產(chǎn)生壓緊力使離合器處于結合狀態(tài)。根據(jù)本所設計的離合器的已知系數(shù)和使用條件選取膜片彈簧離合器比較合適。 結構設計 從動盤數(shù)選取 本車 可選取 雙 片干式膜片彈簧摩擦離合器，因為這種結構的離合器結構簡單，調整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉 動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤結合平順，廣泛用于乘用車 及微、中型客車和貨車上，在發(fā)動機轉矩不大于 的大型客車和重型貨車上也有所推廣。 7）操縱輕便、準確。 3）分離時要迅速、徹底。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。當離合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧壓前支承圈并以其作為支點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片