【導讀】動系動力的中斷和傳遞。離合器能夠將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起。受到大的動載荷時，限制傳動系所承受的最大轉矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；同時還能有效地降低傳動系中的振動和噪聲。要的連接發(fā)動機與變速器紐帶作用。其設計中結構的合理性，性能的穩(wěn)定性，操作的便捷。性將直接關系到整個汽車的動力性，操作性和經濟性。設計還要在原有的基礎上不斷改進和提高，以適應新的使用條件。從汽車的總體設計開始，首先對汽車的結構形式和主要參數進行了確定。合器結構型式進行了分析對比，選擇出與設計要求相匹配的離合器結構。計，并計算校核了設計得出的數據。最后通過對機械式操縱系統(tǒng)和液壓式操縱系統(tǒng)特點的。關結構、設計、試驗等方面的具體方法?？梢哉f，如果對汽車上一般摩擦離合器的設計理。問題也會有所啟發(fā)和幫助。

　　

【正文】 RRrr????? ? ? ?? ? ????????????? 因此，當離合器徹底分離，大端變形 max1f ???? 時，式中的 1? 取值為 1f? ；當 max1f ???? 時， 1? 則取值為 max?? 。 截錐高度 H 與厚 h 比值 hH 和板厚 h 的選擇 為了保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的 hH 一般為 ～，板厚 h 為 2～ 4mm ,本設 計 H=6， h=3。 自由狀態(tài)下碟簧部分大端 R、小端 r 的選擇和 rR 比值 當 ?Dd 時，摩擦片平均半徑 Rc= 1 8 0 1 2 5 7 6 . 2 5 ( )44Dd mm????， 對于拉式膜片彈簧的 R值，應滿足關系 100?R?Rc=76mm 故取 R=90,再結合實際情況取 R/r=,則 r=72mm。 膜片彈簧起始圓錐底角 ? 的選擇 ? ＝ arctanH/(Rr)=(9072)≈ 176。，滿足 9176?！?15176。的范圍。 分離指數目 n 的選取 分離指數通常有 12,18,24 本設計取 18。 切槽寬度δ δ 2 及半徑 er 切槽寬度 1 ? ? ； 2 9 10? ? ；取 1 3?? ； 2 10?? 。 滿足 2err??? 的要求 , 則 er =rδ 2=7210=62mm 膜片彈簧小端內半徑 0r 確定 由表 6可得知花鍵尺寸 D=26mm。取 0minrI? 軸花鍵半徑，則取 0r =32mm。 21 表 6 摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動機最大轉矩T maxe /(N m) 花鍵尺寸 擠壓應力c? /Mpa 齒數 n 外徑 D’/mm 內徑 d’/mm 齒厚t/mm 有效尺長 l/mm 180 110 10 29 23 4 25 壓盤加 載點半徑 R1 和支承環(huán)加載點半徑 r1 的確定 R1和 r1 需滿足下列條件 ： 711 ??? RR 610 ??? rr 故選擇 R1＝ 83mm， r1＝ 72mm. 膜片彈簧工作位置的選擇： 根據膜片彈簧的彈性特性曲線可知，該曲線的拐點 H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且? ? 2111 NMH ??? ?? 。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點 B一般取在凸點 M 和拐點 H之間，且靠近或在 H 點處，一般 ?B1? (～ ) H1? ，以保證摩擦片在最大磨損限度 ?? 范圍內壓緊力從 BF1 到 AF1 變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從 B 變到 C，為最大限度地減小踏板力， C 點應盡量靠近 N 點。 膜片彈簧的優(yōu)化設計 （ 1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的 hH 與初始錐角 ? ?rRH ??? 應 在一定范圍內，即 ??? hH ? ? ????? rRH? （ 2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即 ??? rR 7 0 2 / 8 5 1 0 0Rh? ? ? （ 3） 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑 1R （或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑 1r ）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即 推式： 24/)( 1 DRdD ??? （ 4） 根據彈簧結構布置要求， 1R 與 R ， fr 與 0r 之差應在一定范圍內選取，即 22 621 1 ???? RR 620 1 ???? rr 40 0 ??? rrf （ 5） 膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此杠桿比應在一定范圍內選取，即 推式： 111 ???? rR rr f 由（ 4）和（ 5）得 34?fr mm， 320?r mm。 膜片彈簧的相關參數如表 3 表 3 截錐高度 H 板厚 h 分離指數 n 圓底錐角 ? 6mm 3mm 18 扭轉減振器設計 由于現今離合器的扭轉減振器的設計大多采用以往經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。 極限轉矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取， 減震器極轉矩 ： m a x1. 5 1. 5 15 7. 63 23 6. 44 5jeT T N m? ? ? 摩擦轉矩 ： m a x0. 17 0. 17 15 7. 63 26 .2 9ueT T N m? ? ? ? 預緊轉矩 ： m a x0. 15 23 .0 4neT T N m? ? ? ? 極限轉角 ： 12~3?j? 176。 扭轉角剛度 1 3 3 0 7 3 .7 8 5 /JK T N m ra d? ?? 詳細見圖 。 23 減振彈簧的設計 ．減振彈簧的安裝位置 2)~(0 dR ? ， 結 合 502 0 ?? Rd mm， 0 ?? ， 則 02 50 ???。 ．全部減振彈簧總的工作負荷 ZP 30 2 3 6 . 4 4 5/ 1 0 5 0 8 4 . 8 3 84 6 . 5ZjP T R N? ? ? ? ．單個減振彈簧的工作負荷 P / P Z N?? 式中 Z為減振彈簧的個數，按表 ： 取 Z=4 表 減振彈簧個數的選取 摩擦片的外徑 D/mm 180200 225～ 250 250～ 325 325～ 350 〉 350 Z 4 4～ 6 6～ 8 8～ 10 〉 10 圖 扭轉減振器 24 ．減振彈簧尺寸 （ 1） 選擇材料，計算許用應力 根據《機械原理與設計》 (機械工業(yè)出版社 )采用 65Mn 彈簧鋼絲， 設彈簧絲直徑d=, 1620?b? MPa,? ? ?? b?? MPa。 （ 2） 選擇旋繞比，計算曲度系數 根據下表選擇環(huán)繞比 表 旋繞比的薦用范圍 d/mm ~ 1~ ~ 6~ 16~7 42~18 C 14~7 12~5 10~5 9~4 8~4 6~4 確定旋繞比 4?C ，曲度系數 )44()14( ????? CCCK （ 3） 強度計算 ? ? 48 2 ?? ?? CKFd j mm，與原來的 d 接近，合格。 中徑 162 ??CdD mm；外徑 202 ??? dDD mm （ 4）極限轉角 12~32a r c s in2 0 ??? Rlj?176。 取 ?j? 176。 ，則 ??l mm （ 5）剛度計算 彈簧剛度 5 2)( 21 ???? lFFk mm 其中， 2F 為最小工作力， 12 FF ? 彈簧的切變模量 80000?G MPa，則彈簧的工作圈數 0 331 ???? kCGdCF dGn l 取 4?n ，總圈數為 61?n （ 6）彈簧的最小高度 16min ??dnl mm （ 7）減振彈簧的總變形量 39。 ??? kPl mm 25 （ 8）減振彈簧的自由高度 5 3 39。m in0 ???? lll mm （ 9）減振彈簧預緊變形量 31 2 6 . 2 9 1 0 0 . 9 2 41 5 2 . 9 5 4 4 6 . 5U OTl m mK Z R ?? ? ??? （ 10）減振彈簧的安裝高度 1 22 .5 38 0. 92 4 21 .6 24oL l l m m? ? ? ? ? （ 11）定位鉚釘的安裝位置 取 522?R mm，則 ?j? 176。 ， ??l mm， ?k mm， ?n ，合格。 從動盤轂 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(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，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩 maxeT 由表 選取： 一般取 ～ 倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經調質處理，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。取 10?n ， 26D? mm， 21d? mm， 3t? mm， 20l? mm， ? ? MPa。 驗證 ： 擠壓應力的計算公式為： nltRc ?? 式中， P 為花鍵的齒側面壓力，它由下式確定： max39。39。4()eTP D d Z? ? 從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底， 39。D ， 39。d 分別為花鍵的內外徑； Z 為從動盤轂的數目；取 Z=1 h 為花鍵齒工作高度； 2/)( 39。39。 dDh ?? 得 m a x39。39。4 5 .8 7()eTPND d Z??? Mpa? ? ? MPa，合 格。 26 圖 從動盤轂 表 花健的的選取 摩擦片的外徑 D /mm maxeT / 花健尺寸 擠壓應力 c? /MPa 齒數 n 外徑 39。D /mm 內徑 39。d /mm 齒厚 t /mm 有效齒長 l /mm 160 49 10 23 18 3 20 9． 8 180 69 10 26 21 3 20 11． 6 200 108 10 29 23 4 25 11． 1 225 147 10 32 26 4 30 11． 3 250 196 10 35 28 4 35 10． 2 280 275 10 35 32 4 40 12． 5 300 304 10 40 32 5 40 10． 5 325 373 10 40 32 5 45 11． 4 350 471 10 40 32 5 50 13． 0 壓盤的確定 對 壓盤結構設計的要求 : 1)壓盤應具有較大的質量 ,以增大熱容量，減小溫，防止其產生裂紋和破碎，有時可設置 27 各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可以采用傳熱系數較大的鋁合金壓盤。 2)壓盤應具有較大剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為 15～ 25 mm 。 3)與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于 15～ 20 g cm 。 4)壓盤高度 (從承壓點到摩擦面的距離 )公差要小。 壓盤形 狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數，通常采用灰鑄鐵，一般采用 HT200、HT250、 HT300，硬度為 170～ 227HBS。 t = mcW? (1) m = ?V = ??)4 22( dDh ? (2) 22( ) c4WtDdh?????? 12515 ( ) 7800 4 C?? ?? ?? 式中， W 為汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功，取 W= γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤 . γ =； m為壓盤質量 (kg) V為壓盤估算面積； c為壓盤的比熱容，鑄鐵： c= J/(kg C? )； ? 為鑄鐵密度，取 7800 kg/m3 ； D 為摩擦片外徑取 180mm ； d 為 摩擦片內徑取 125mm ； h為壓盤厚度，取 =15 mm； 不超過允許的 8℃～ 10℃范圍，所以厚度設計符合要求。 壓盤溫升（ C? ） ,滿足壓盤溫升不超過 8~10C? 要求。 壓盤的加載點半徑 1R 和支撐環(huán)加載點半徑 1r 的確定 1r 應略大于 r ； 1R 應略小于 R 且盡量接近 R 本設計取 1 92R mm? ， 1 70r mm? 材料選用 60siMnA，當量應力取 1600—— 1700N/mm2 28 圖 壓盤 傳動片 傳動片的作用是在離合器結合時，離合器蓋通過它來驅動壓盤共同旋轉，分離時，有課利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。由于各傳動片沿圓周均勻分布，它們的變形不會影響到壓盤的對中性和離合器的平衡。 傳動片常用 34 組，每組 23片，每片厚度為 ，一般由彈簧鋼帶 65Mn 制成。 分離杠桿裝置 對于分離杠桿裝置的結構設計要求： 1） 分離杠桿應具有較大的彎曲剛度，以免分離時桿件彎曲變形過大，減小了壓盤行程，使分離不徹底。 2） 應使分離杠桿支撐機構與壓盤的驅動機構在運動上部發(fā)生干涉。 3） 分離杠桿內端 高度應能調整，使各內端位于平行于壓盤的同一平面，其高度差不大于。 4） 分離杠桿的支撐處應采用深溝球軸承。