【文章內容簡介】 止其彎曲變形而引起分離不徹底，一般在從動盤本體上設徑向切口。 離合器蓋的設計離合器蓋的膜片彈簧支撐處須具有較大的剛度和較高的尺寸精度，壓盤高度（叢承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支撐環(huán)和支撐鉚釘?shù)陌惭b尺寸精度要高，耐磨性好，膜片彈簧的支撐形式采用鉚釘作支承時，如果分離軸承與曲軸中心線不同心，可引起鉚釘?shù)倪^度磨損。提高鉚釘硬度的套筒和支承與曲軸中心線不同心，亦可引起鉚釘?shù)倪^度。提高鉚釘硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的結構措施，采用 10 鋼材材料、HRc4050。3 設計計算說明書 離合器設計技術參數(shù)表 31　離合器原始數(shù)據(jù)車型 夏利 汽車的質量 1300kg汽車最大加載質量 600 kg 發(fā)動機最大轉速 3600r/min發(fā)動機最大扭矩 發(fā)動機最大功率 68KW主減速比 3．38 汽車最大時速 180 km/h 離合器基本性能關系式摩擦片或從動盤的外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸有決定性的影響，并根據(jù)離合器能全部傳遞發(fā)動機的最大轉矩來選擇。為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩 ，離合器的靜摩擦力矩 應大于發(fā)動機最大轉矩 ，而離合器傳遞的maxc?c?maxc?摩擦力矩 又決定于其摩擦面數(shù) Z、摩擦系數(shù) f、作用在摩擦面上的總壓緊力 PΣ 與摩擦片平均摩擦半徑 Rm，即 （）mNfPerc???ax?式中： —離合器的后備系數(shù)，見下表 3—2。?—摩擦系數(shù)，計算時一般取 ～。f該車型發(fā)動機最大轉矩 為 180Nm，取后備系數(shù) β 為 可得離合器的靜maxc?摩擦力矩 ＝180＝270Nmc 后備系數(shù)的選擇后備系數(shù) β 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 β 時，應考慮摩擦片在使用中的磨損后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 β 選擇：～ ，本次設計取 β = 。表 32　離合器后備系數(shù)的取值范圍車型 后備系數(shù)乘用車及最大總質量小于 6t 的商用車 ～最大總質量為 6～14t 的商用車 ～掛車 ～ 摩擦片外徑 D、內徑 d 和厚度 b摩擦片外徑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，它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定關系。顯然，傳遞大的轉矩，就需要大的尺寸。發(fā)動機轉矩是重要的參數(shù)，當按發(fā)動機最大轉矩來確定 D 時，可以查表 33 來確定摩擦片外徑 D 的尺。表 33 離合器尺寸選擇參數(shù)表摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動機最大轉矩 Te max/Nm單片離合器 雙片離合器 重負荷 中等負荷 極限值225 — 130 150 170250 — 170 200 230280 — 240 280 320300 260 310 360325 — 320 380 450350 — 410 480 550380 — 510 600 700410 — 620 720 830430 350 680 800 930所選的尺寸 D 應符合有關標準(JB145774)的規(guī)定。表 32 給出了離合器摩擦片的尺寸系列和參數(shù)。摩擦片的外徑可由式: （） 求得 maxeDTK?為直徑系數(shù)，取值見表 34 取 ＝ 得 D=240mm。DK表 34　直徑系數(shù)的取值范圍車型 直徑系數(shù) DK乘用車 ～(單片離合器)最大總質量為 ～ 的商用車～(雙片離合器)最大總質量大于 的商用車 ～根據(jù)離合器摩擦片的標準化、系列化原則，根據(jù)下表 35“離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)” （即 GB1457—74）表 35 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)外徑 /Dm內徑 /dm厚度 /hm內外徑之比 /dD單位面積 2/Fm160 110 10600180 125 13200200 140 16000225 150 22100250 155 30200300 175 46600325 190 54600可?。耗Σ疗嘘P標準尺寸：外徑 D=250㎜ 內徑 d=155㎜厚度 h=㎜ 內徑與外徑比值 C′= 單面面積 F=30200mm2 小結本部分對離合器的摩擦片進行了設計選擇，確定了離合器摩擦片的外徑尺寸，對以后其他多個部件總成的外形尺寸選擇起了決定作用。通過對摩擦片這個零件的設計選擇，還可以間接確定離合器的外形尺寸等。4 主動部分設計 壓盤設計 壓盤傳力方式的選擇壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)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由的沿軸向移動。如前面所述采用傳動片式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。 壓盤的幾何尺寸的確定由于摩擦片的尺寸在前面已經(jīng)確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。壓盤外徑 D=230㎜ 壓盤內徑 d=145㎜那么壓盤的的尺寸歸結為確定其厚度。壓盤的厚度確定主要依據(jù)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(chǎn)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。它不僅會引起摩擦片摩擦系數(shù)的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的損壞。由于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中產(chǎn)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(chǎn)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，但一般不小于 10㎜在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為 20㎜。在初步確定該離合器壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升，其接合一次的溫升不得超過 8176?！?0176。若溫升過高可以適當增加壓盤的厚度。 壓盤的厚度初步確定后，應校核離合器一次接合的溫升不應超過 8℃～10℃溫升τ 的校核按式為：τ=γL/mc （）式中：γ—傳到壓盤的熱量所占的比率。對單片離合器，γ= ；m—壓盤的質量，kg；c—壓盤的比熱容，鑄鐵的比熱容為 ℃)；kgJ/(L—滑磨功，J。若溫升過高，可適當增加壓盤的厚度。壓盤單件的平衡精度應不低于15～20gcm。選擇壓盤厚度為 20mm，外徑 230mm，內徑 145mm。代入公式（）進行校核計算，τ=℃符合標準 [2，3] 。 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(fā)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(chǎn)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檔） （如 08 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，因此它相對于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。 傳動片設計壓盤與飛輪通過彈性傳動片連接時，則傳動片應進行拉伸應力的強度校核；若通過凸塊一窗孔、傳力銷或鍵連接時，則應進行擠壓應力的強度校核： （）??RzFTe/maxj???式中： —考慮發(fā)動機轉矩 分配到壓盤上的比例系數(shù)，單片離合器取 ；? ??—力的作用半徑(見圖 )，m；R—工作元件(例凸塊一窗孔、傳動銷、鍵)的數(shù)目，這里取 3 組每組 4 片；z—接觸面積，mm 2，這里取長為 65mm，寬為 20mm，所以 F=1300 mm2 。F計算得 = 符合標準 [5]。j?1傳力裝置；2分離杠桿中間支承；3支承叉；4調整螺母圖 壓盤及分離杠桿計算用圖 小結本部分對離合器主動件進行了設計、計算、選擇及校核。主動件包括離合器蓋、壓盤等。這些部件都是給離合器傳遞扭矩的部件，他們共同的特點是都要有良好的散熱能力，有能有效把在主動部分的熱傳遞出去的能力。這些部件總成都是符合標準的部件，經(jīng)過嚴格的校核計算，可以符合使用的標準，滿足使用的需要。5 從動部分設計 摩擦片設計離合器摩擦片在離合器接合過程中將遭到嚴重的滑磨，在相對很短的時間內產(chǎn)生大量的熱，因此，要求面片應有下列一些綜合性能：在工作時有相對較高的摩擦系數(shù)；在整個工作壽命期內應維持其摩擦特性，步希望出現(xiàn)，摩擦系數(shù)衰退現(xiàn)象；在短時間內能吸收相對高的能量，且有好的耐磨性能；能承受較高的壓盤作用載荷，在離合器接合過程中表現(xiàn)出良好的性能；能抵抗高轉速下大的離心力載荷而不破壞；在傳遞發(fā)動機轉矩時，有足夠的剪切強度；具有小的轉動慣量，材料加工性能良好；在整個正常工作溫度范圍內，和對偶材料壓盤、飛輪等有良好的兼容摩擦性能；摩擦副對偶面有高度的溶污性能，不易影響它們的摩擦作用；具有良好的性能/價格比，不會污染環(huán)境。鑒于以上各點，近年來，摩擦材料的種類增長極快。挑選摩擦材料的基本原則是：滿足較高性能標準；成本最小；考慮代替石棉。本設計離合器摩擦片選用金屬陶瓷材料。它是由金屬機體、陶瓷成分和潤滑劑組成的一種多元復合材料。金屬基體的主要作用是以機體接合方式將陶瓷成分和潤滑劑保持其中，形成具有一定機械強度的整體；陶瓷組分主要起摩擦劑作用；而潤滑劑組分則主要起提高材料抗咬合性和抗粘性的潤滑作用，并使摩擦副工作平穩(wěn)。潤滑劑組分和陶瓷組分一起共同形成金屬陶瓷摩擦磨損性能調節(jié)劑。這種材料能很好的的完成上邊提到的各種要求，所以選擇這種材料。摩擦片的尺寸參數(shù)在 中已經(jīng)查表得出，不再敘述 [6]。 從動盤轂的設計從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎受承由發(fā)動機傳來的全部轉矩。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(jù)摩擦片的外徑 D 與發(fā)動機的最大轉矩 由表 選?。簃axeT一般取 ～ 倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經(jīng)調質處理，表面和心部硬度一般 26～ 32HRC。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應進行高頻處理。表 　花健的的選取花健尺寸摩擦片的外徑/mmD/ n 外徑 /mm39。D內徑 /mm39。d齒厚 /mmt有效齒長 l/mm擠壓應力/MPac?160 49 10 23 18 3 20 9．8180 69 10 26 21 3 20 11．6200 108 10 29 23 4 25 11．1225 150 10 32 26 4 30 11．3250 196 10 35 28 4 35 10．2280 275 10 35 32 4 40 12．5300 304 10 40 32 5 40 10．5325 373 10 40 32 5 45 11．4350 471 10 40 32 5 50 13．0此處省略 NNNNNNNNNNNNNNNNNNNNNNNN 字。 小結 本部分對離合器從動盤各部件總成進行了設計計算及校核。從動盤包括摩擦片、扭轉減振器、波形彈簧、從動盤轂及其他一些起緊固、傳遞力作用的零件?？紤]了其各方面的要求及特征，改進了原零件的一些設計方案和材料，使整體效果更好一些。并能提高離合器本身的使用壽命及汽車的舒適性等。6 扭轉減振器設計為了降低汽車傳動系的振動，通常在傳動系中串聯(lián)一個彈性一阻尼裝置，它就是裝在離合器從動盤上的扭轉減振器。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉剛度，降低傳動系扭振系統(tǒng)三節(jié)點振型的固有頻率，以便將較為嚴重的扭振車速移出常用車速范圍(當然，在實際中要做到這一點是非常困難的)；其阻尼元件用來消耗扭振能量，從而可有效地降低傳動系的共振載荷、非共振載荷及噪聲 [7]。 扭轉減振器的結構類型的選擇圖 給出了幾種扭轉減振器的結構圖，它們之間的差異在于采用了不同的彈性元件和阻尼裝置。采用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉減振器(見圖 )得到了最廣泛的應用。在這種結構中，從動片和從動盤毅上都開有 6 個窗口，在每個窗口中裝有一個減振彈簧，因而發(fā)動機轉矩由從動片傳給從動盤毅時必須通過沿從動片圓周切向布置的彈簧，這樣即將從動片和從動盤毅彈性地連接在一起，從而改變了傳動系統(tǒng)的剛度。當 6 個彈簧屬同一規(guī)格并同時起作用時，扭轉減振器的彈性特性為線性的。這種具有線性特性的扭轉減振器，結構較簡單，廣泛用于汽油機汽車中。當 6 個彈簧屬于兩種或三種規(guī)格且剛度由小變大并按先后次序進人工作時，