【導讀】的后平面上，離合器的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行駛過程中，駕駛員可根據(jù)。動機向變速器輸入的動力。配合換檔；防止傳動系過載。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(shù)選擇以及。本設計主要針對寶馬325im的離合器進行設計計算。Keywords:clutch、thecaspring、drivendisc、pressureplate、themiddleplate、friction

　　

【正文】 有關，整體式即不帶波形彈簧片的從動片，一般用高碳鋼 (50 或 85 號鋼 )或 65Mn 鋼板，熱處理硬度 HRC38～48；采用波形彈簧片的分開式 (或組合式 )從動片，從動片采用 08 鋼板，氰化表面硬度HRC45，層深 ～ ；波形彈簧片采用 65Mn 鋼板，熱處理硬度 HRC43～ 51。 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?；ㄦI的結構尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉矩按GB114474 選取 (。從動盤毅花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的 (～ 1. 4)倍 (上限用于工作條件惡劣的離合器 )，以保證從動盤毅沿軸向移動時不產(chǎn)生偏斜。 軸的材料選為 40Cr，則 []? =50Mp A0= = 軸的直徑 d≥ A0 = = 對軸徑進行圓整，取 d=30mm。 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。 初選花鍵的尺寸為 10 32 26 4。 代入公式 j? =30 Mpa j? = Mpa 15 Mpa 符合強度得要求。 因為處需要滑動，選為滑動花鍵，查機械手冊定該花鍵的配合為10 32 26 4 。 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。 ⑵要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。 ⑶要有足夠的機械強度，尤其在高溫 時的機械強度應較好 ⑷熱穩(wěn)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 ⑸磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面 ⑹油水對摩擦性能的影響應最小 ⑺結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)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，是由耐熱和化學穩(wěn)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(shù)大約 在 左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定，溫度，滑磨速度及單位壓力的增加都將摩擦系數(shù)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、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。 在該設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。 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(shù)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(yōu)點。 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 。7—減振盤； 8— 限位銷 由于現(xiàn)今離合器的扭轉減振器的設計大多采用以往經(jīng)驗和實驗方法通過不斷篩選獲得 ,且越來越趨向采用單級的減振器。 減振彈簧設計 扭轉減振器的角剛度 減振器扭轉角剛度 Ca 決定于減振彈簧的線剛度及結構布置尺寸，按下列公式初選角剛度 Ca≤ 13Tj （ ） 式中： Tj 為極限轉矩，按下式計算 Tj =（ ～ ） Temax （ ） 式中： 適用乘用車， 適用商用車，本設計為乘用車，選取 ， maxeT 為發(fā)動機最大扭矩， 代入數(shù)值得 Tj =500 N m， Ca ≤ 6500，本設計初選 Ca=5000N m/raD。 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 26 扭轉減振器最大摩擦力矩 由于減振器扭轉剛度 Ca 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? 。一般可按下式初選為 T? =（ ～ ） Temax （ ） 取 T? = ，本設計按其選取 T? =25N m。 扭轉減振器的預緊力矩 減振彈簧安裝時應有一定的預緊。這樣，在傳遞同樣大小的極限轉矩它將降低減振器的剛度，這是有利的，但預緊力值一般不應該大于摩擦力矩否則在反向工作時，扭轉減振器將停止工作。 一般選取 T預 =（ ～ ） Temax =25N m。 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。 扭轉減振器彈簧數(shù)目 可參考表 選取，本設計 D=180mm，故選取 Z=4。 表 減振彈簧的選取 離合器摩擦片外徑 D 減振彈簧數(shù)目 Z 225～ 250 4～ 6 250～ 325 6～ 8 325～ 355 8～ 10 350 10 以上 扭轉減振器減振彈簧的總壓力 當限位彈簧與從動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。 每個彈簧工作壓力 PP Z? 總 （ ） P=1689N。 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。本設計取 λ=。 限位銷直徑 限位銷直徑 39。d 按結構布置選定，一般 39。d =～ 12mm，本設計取 39。d =10。 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。 彈簧的平均直徑 2D ：一般由結構布置決定，通常選取 2D =11～ 15 mm 左右。本設計選取 2D =11 mm。 彈簧鋼絲直徑一般為 34mm，取 d1 =4mm 減振彈簧剛度： 211000acc Rz? （ ） c= 減振彈簧的有效圈數(shù)： i = CGDd32418 （ ） 式中： G 為材料的扭轉彈性模數(shù)，對鋼 G =83000N/mm2，代入數(shù)值，得 i =。 減振彈簧的總圈數(shù) ? ? 2ni?? ～ =6。 減振彈簧在最大工作壓力 P 時最小長度： ? ?min 1L n d ??? （ ） Llim ? = 式中： ?? = 為彈簧圈之間的間隙。 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。 Tl??預1czR （ ） 39。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。 2 踏板行程一般在 80150mm范圍內，最大不應超過 180mm。 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。 4 應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因受力過大而損壞。 5 具有足夠的剛度。 6 傳動效率要高。 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。 8 工作可靠、壽命長、維修保養(yǎng)方便。 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。 液壓式操縱機構主要由吊掛式離合器踏板、主缸、工作缸、管路系統(tǒng)和回 位彈簧等部分組成，具有傳動效率高、質量小、布置方便、離合器結合較柔和等優(yōu)點，廣泛應用于各種形式的汽車中。 本車采用液壓式操縱機構。 離合器操縱機構的設計計算 離合器的操縱機構如圖 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 30 離合器液壓操縱機構示意圖 踏板行程 S 由自由行程 S1 和工作行程 S2 兩部分組成，即 S= S1 +S2 =（ Sof +Z12ccS? ） 21112222dba dba （ ） 式中， Sof 為分離軸承的自由行程，一般為 ，反映到踏板上的自由行程 S1一般為 2030mm， d 1 和 d2 分別為主缸和工作缸的直徑； Z 為摩擦片面數(shù)； S? 為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片： ? S=， a1 、 a2 、 b1 、 b2 、 c1 、 c2 為杠桿尺寸。 將各比例代入式 S=（ 3+2 ? 22106? ） 223531 4083 ?? ??=132mm 符合設計要求。 踏板力 Ff 為 Ff =sFiF ???39。 （ ） 式中， F39。 為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力； i? 為操縱機構傳動比，?i = 2111122222dcba dcba； ? 為機械效率，液壓式： ? =80%90%； Fs 為克服回位彈簧所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。 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。 液壓缸內徑的計算 D= pF?4 代入數(shù)據(jù)得 D=35mm, 參考同類車型，取 d1 =35mm,d2 =40mm 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 32 結 論 本 設計 分析了本設計所要采用的的膜片彈簧離合器，對膜片彈簧離合器進行了分類，闡述了膜片彈簧離合器的原理和組成，及其特性。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。 主要敘述了離合器的發(fā)展現(xiàn)狀，和它的工作原理，在此過程中，經(jīng)過對比結合 ，初步確定了合適的離合器結構形式 ，選取了拉式膜片彈簧離合器， 為后面的計算提供了理論基礎。 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。通過計算校核摩擦片外徑尺寸，計算選擇出其他部件的外形尺寸，再對其進行校核，確定是否能達到設計要求。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。具體設計計算了摩擦片、扭轉減振器、膜片彈簧、壓盤、離合器蓋、傳動片等多個部件總成 。 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。中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 33 致 謝 畢業(yè)設計作為大學四年里的最后一門課程，是對我們大學所學知識的一個回顧