【導(dǎo)讀】在早期研發(fā)的離合器結(jié)構(gòu)中，錐形離合器最為成功。它的原型設(shè)計曾裝在1889. 年德國戴姆勒公司生產(chǎn)的鋼制車輪的小汽車上。它是將發(fā)動機飛輪的內(nèi)孔做成錐體作。采用錐形離合器的方案一直延續(xù)到20世紀(jì)20年代中葉，對當(dāng)時。來說，錐形離合器的制造比較簡單，摩擦面容易修復(fù)。無論錐形離合器或蹄-鼓式離合器，都容易造成分離不徹底甚至出現(xiàn)主、從動件根。本無法分離的自鎖現(xiàn)象。多片離合器最主要的優(yōu)點是，汽車起步時離合器的接合比較平順，無沖擊。擦副，把它們浸在油中工作，能達到更為滿意的性能。其他離合器還在原創(chuàng)階段，性能很不穩(wěn)定。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用較小的摩擦面積，因而可以減少。摩擦片數(shù)，這是由多片離合器向單片離合器轉(zhuǎn)變的關(guān)鍵。片外徑達420的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎車、客車、輕型和中型貨車上。本次設(shè)計的目的是克服上述困難，使離合器的尺寸減小，便于安裝盒布置；減小

　　

【正文】 ? ? }2)(2{1 E 22 ????? ??????? ???????? hrerertB （ ） 令 0d Bd t ???可以求出切向壓應(yīng)力達極大值的轉(zhuǎn)角 ? ?re2 hP ????? 由于： )76/96ln( 7696)ln( ????? rR rRemm 所以： ?P? ， ?tB? N/mm2 B 點 作為分離指根部的一點，在分離軸承推力 F2作用下還受有彎曲應(yīng)力： ? ? 2r2frB hbn Frr6 ????? （ ） 33 式中 n—— 分離指數(shù)目 n=18 br—— 單個分離指的根部寬 242182 0 ????? ?? rb r mm 因此： ?rB? N/mm2 由于 σrB是與切向壓應(yīng)力 σtB垂直的拉應(yīng)力，所以根據(jù)最大剪應(yīng)力強度理論， B 點的當(dāng)量應(yīng)力為： 2 1 0 4 ?????? tBrBBj ??? N/mm2 1700][ ?? BjBj ?? N/mm2 膜片彈簧的設(shè)計應(yīng)力一般都稍高于材料的局限，為提高膜片彈簧的承載能力，一般要經(jīng)過以下工藝：先對其進行調(diào)質(zhì)處理，得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏體，對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持 12～ 14h），使其高應(yīng)力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應(yīng)力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，提高彈簧疲勞壽命，對分離指進行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。 故膜片彈簧和當(dāng)量應(yīng)力不超出允許應(yīng)力范圍，所以用設(shè)數(shù)據(jù)合適。 本章 小結(jié) 本章首先對膜片彈簧的結(jié)構(gòu)特點、變形和加載方式進行了了解，其次又有目的的選擇了膜片彈簧 的結(jié)構(gòu)參數(shù)尺寸，根據(jù)公式計算出彈性特性曲線，如果不符合本設(shè)計離合器的使用要求，需要調(diào)整結(jié)構(gòu)參數(shù)，再次計算，最終得到合適的曲線，選擇合適的工作點等。 34 第 8 章 離合器蓋 的設(shè)計 離合器蓋要保證通風(fēng)散熱等，防止離合器過熱，影響工作性能。 離合器蓋的設(shè)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(zhuǎn)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(shè)計中應(yīng)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(dāng)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(gòu)的傳動效率，嚴(yán)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困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為 9mm 的低碳鋼板（如 08 鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復(fù)雜形狀。 （ 2）離合器的通風(fēng)散熱 為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風(fēng)窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風(fēng)窗口。 （ 3）離合器的對中問題 離合器蓋內(nèi)裝有分離杠桿、壓盤、壓緊彈簧等重要零件，因此它相對與飛輪必須有良好的對中，否則會破壞離合器的平衡，嚴(yán)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(shè)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(nèi)圓止口對中 。 傳力片的設(shè)計 傳 力 片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅(qū)動壓盤共同旋轉(zhuǎn)，分離時，又可以利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。 傳 力 片為 3 組，每組 2 片，每片厚度為 ，由 65Mn 的彈簧鋼帶制成。在布置傳力片時要注意，通常情況下傳力片應(yīng)該受拉力 [11]。 傳力片的校核： 用公式 計算傳力片的有效長度： 35 1 l d?? () 式中： l１ — 傳力片的有效長度； l— 傳力片上兩孔之間的距離； d — 孔的直徑。 用公式 計算傳力片的彎曲總剛度： 3112 /XK EJ ni l?? () 式中： E— 傳力片材料的彈性模量； XJ — 截面慣性矩； n— 為傳力片數(shù)量； i— 傳力片的組數(shù)； l１ — 傳力片的有效長度 。 用公式 計算壓盤和離合器蓋組裝時的最大應(yīng)力： max 12PniWl? ? () 式中： σmax— 最大應(yīng)力值； W— 傳力片的截面系數(shù) ； n— 傳力片數(shù)量； i— 傳力片的組數(shù)； l１ — 傳力片的有效長度； P— 傳力片 作用力的大小 。 帶入數(shù)值計算得到 max? ? 913MPa 離合器傳扭時分為正向驅(qū)動和反向驅(qū)動，用公式 計算正向驅(qū)動時的最大應(yīng)力 : m a x m a x m a x2m a x 1 62 eeT f TPn iW in R b h in R b hl? ? ? ?=≤913MPa () 式中： σmax— 最大應(yīng)力值； W— 傳力片的截面系數(shù) ； n— 傳力片數(shù)量； i— 傳力片的組數(shù)； P— 傳力片作用力的大?。?b— 傳力片的寬度； l１ — 傳力片的有效長度； h— 傳力片厚度；R— 傳力片的圓周半徑 ； fmax— 傳力片軸向變形力最大值； Temax— 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 。 用公式 計算反向驅(qū)動時的最大應(yīng)力 : m a x m a x m a x2m a x 1 62 eeT f TPn iW in R b h in R b hl? ? ? ?= MPa≤913MPa () 式中： σmax— 最大應(yīng)力值； W— 傳力片的截面系數(shù) ； n— 傳力片數(shù)量； i— 傳力片的組數(shù)； P — 傳力片作用力的大??； b— 傳力片的寬度； l— 傳力片的有效長度； h— 傳力片厚度；R— 傳力片的圓周半徑 ； fmax— 傳力片軸向變形力最大值； Temax— 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 。 可見，傳力片的設(shè)計 符合要求。 本章小結(jié) 本章對離合器蓋的厚度剛度和散熱進行了闡述 。 36 第 9 章 操縱機構(gòu) 的設(shè)計 離合器 操縱機構(gòu)包括離合器踏板，傳動機構(gòu)，分離叉等，由于對車的內(nèi)部尺寸不了解，所以只對操縱機構(gòu)進行簡單計算，包括踏板力、踏板行程、操縱傳動比等。 操縱機構(gòu)踏板力和行程 為減輕司機的疲勞，踏板力應(yīng)盡可能的小，又保證有一定的感覺，所以踏板力和行程應(yīng)如下 ： 轎車： 80~130N； 載貨汽車 ： 150~200N； 踏板最大行程 175mm。 本設(shè)計踏板力 F=120N,踏板行程 =150mm，踏板儲備行程 25mm。 操縱機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式 離合器操縱機構(gòu)分為機械式、液壓式、氣壓式、自動操縱機構(gòu)四種。為降低中型以上的貨車的踏板力，在機械式和液壓式操縱機構(gòu)中有時采用助力器。 1軟管； 2分離軸承； 3分離叉 圖 鋼索操縱機構(gòu) 機械式操縱機構(gòu)分為桿系傳動和鋼索傳動（罩以軟管的鋼絲繩）兩種形式。鋼索傳動消除了桿系傳動的質(zhì)量及磨損消耗大、不宜采用吊掛是踏板結(jié)構(gòu)、地板密封困難、容易產(chǎn)生運動干涉、結(jié)構(gòu)復(fù)雜難布置等缺點，但壽命較短，可用于輕型轎車中。本設(shè)計便采用鋼索傳動操縱機構(gòu)。結(jié)構(gòu)如圖 。操縱機構(gòu)的分離撥 叉如圖 ，并采用棘輪式間隙自動調(diào)整機構(gòu)。 37 ； ； ； ； ； ； 圖 分離撥叉示意圖 操縱機構(gòu)的設(shè)計計算 為滿足前述的踏板力和踏板行程的要求，需根據(jù)離合器分離杠桿傳動比 i分 ，最終合理地定出操縱系統(tǒng)的傳動比 i操 。 圖 機械式操縱機構(gòu)簡圖 離合器踏板行程 nS 與 壓盤的升程 S? 有如下關(guān)系（參考圖 ）： 0()ncS S Z S i i ?? ? ? 分 操 () 式中 ： 0S 為分離軸承與分離桿之間的間隙，本操縱系統(tǒng)有間隙自動調(diào)整機構(gòu)， 0S =0； S? 為摩擦片與飛輪、壓盤之間的間隙，對于單片離合器 S? =~。 現(xiàn) 取值為 ； 38 cZ 為摩擦面數(shù)目，單片為 2； i分為分離杠桿傳動比， 21/i a a?分=； i操 為機械操縱機構(gòu)傳動比， 1221bci bc??操 () 根據(jù)人體工程學(xué)所要求的踏板行程值 ? ?nS ，按下式初定 i操： ? ? ? ?0nci S S Z Si?? ? ? 分操 () 式中： ? ?nS =15025=125mm； ? =。 將數(shù)據(jù)代入式中得： i操= 16。 一般離合器操縱機構(gòu)的傳動比如表 所示 。 用 i操校核離合器踏板力 nP 是否合適： ? ?nP P i i ?? 分 分 總操 () 式中： P分 為壓盤的分離載荷； ?總 為系統(tǒng)效 率，一般取 ~，現(xiàn)取值為 ； 代入相關(guān)數(shù)值得： nP =，與 節(jié)中初選的大體相等，在要求范圍內(nèi)。 表 離合器操縱比一覽表 壓緊彈簧類型 i分 i操 周置螺旋彈簧 膜片彈簧 中央彈簧 ~ ~ 7~8 7~12 10~16 13~15 本章小結(jié) 本章對離合器的操縱機構(gòu)進行了設(shè)計， 操縱機構(gòu)設(shè)計主要是踏板力和 踏板行程的計算。 39 結(jié) 論 本次設(shè)計根據(jù)給出的設(shè)計要求和原始設(shè)計參數(shù) ，選擇了 膜片彈簧離合器 進行設(shè)計 ，對其工作原理 和組成進行了 闡述、結(jié)構(gòu)方案 也進行了 比較和選擇、 對 相關(guān)零件參數(shù) 進行 計算， 最終成功的繪制出了膜片彈簧離合器的裝配圖。 在設(shè)計計算過程中， 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(shè)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(shè)計要求。設(shè)計包括 摩擦片的內(nèi)外徑計算、其他系數(shù)的確定；從動盤的設(shè)計就要顯得多一些，包括從動片 的尺寸設(shè)計，從動盤轂的設(shè)計，最后要進行扭轉(zhuǎn)減震器的設(shè)計計算，是一個重點也是一個難點。從動盤轂要進行花鍵的校核，扭轉(zhuǎn)減震器的螺旋彈簧也要進行強度校核； 對壓盤的設(shè)計校核， 要充分考慮到溫度對離合器工作的影響。還對離合器蓋，分離軸承和操縱機構(gòu)進行了相對簡單的設(shè)計。重點在設(shè)計膜片彈簧，有很大的計算量和復(fù)雜的校核。膜片彈簧的彈性特性要適合所設(shè)計的離合器，就要不停的調(diào)整尺寸結(jié)構(gòu)，最終得到合適的彈性特性曲線。 這次膜片彈簧離合器的 設(shè)計，對原有離合器的設(shè)計 進行了 優(yōu)化和修改，精確的設(shè)計了膜片彈簧并且提高了分離機構(gòu)設(shè)計的精確度 對 其以后的設(shè)計過程起參考作用。通過這次設(shè)計達到了優(yōu)化改進原有離合器，提高該型汽車使用性，舒適性，并提高了汽車的工作效率的目的。 由于自己的水平有限，本次設(shè)計中可能有很多錯誤和遺漏，希望各位老師批評指正。 40 參考文獻 [1]何佑之 .微型汽車膜片彈簧離合器改進設(shè)計 [J].廣西機械 ,1999,(02). [2]毛務(wù)本 .拉式膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計方法與分析 [J].汽車技術(shù) ,1995,(12). [3]林世裕 .DST 型膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)分析 [J].江蘇大學(xué)學(xué)報 (自然科學(xué)版 ),1989, (02). [4]李林 ,劉惟信 .汽車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計 [J].清華大學(xué)學(xué)報 (自然科學(xué)版 ), 1990,(05). [5]冉振亞 ,趙樹恩 , 李玉玲 .基于遺傳算法的汽車離合器膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計 [J].重慶大學(xué)學(xué)報 (自然科學(xué)版 ),2021,(09). [6]王洋 ,高翔 ,陳祥 ,朱茂桃 .膜片彈簧設(shè)計的概率優(yōu)化研究 [J].江蘇理工大學(xué)學(xué)報 , 2021,(01). [7]林世 裕 .膜片彈簧離合器的演變、結(jié)構(gòu)型式與應(yīng)用 [J].江蘇大學(xué)學(xué) 報 (自然科學(xué)版 ) , 1990,(01). [8]廖林清 ,曹建國 .汽車離合器膜片彈簧的三次 設(shè)計 [J].四川兵工學(xué)報 ,1997,(02). [9]曹涌 ,陶華 .基于靈敏度分析的離合器膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計 [J].西北工業(yè)大學(xué)學(xué)報 , 2021,(06). [10]許和變 ,巍巍 .汽車離合器膜片彈簧的穩(wěn)健優(yōu)化設(shè) 計 [J].太原重型機械學(xué)院學(xué)報 , 1998,(02). [11]林 衛(wèi) ,蘇智劍 ,葉元烈 周瑾 .汽車離合器設(shè)計專家系統(tǒng)研究 [J].汽車研究與開發(fā) , 1999,(03). [12]王大康 ,劉健 ,石亞寧 .汽車離合器方案設(shè)計專家系統(tǒng)的研究 [J].北京工業(yè)大學(xué)學(xué)報 ,2021,(04).