【正文】 在正常使用條件下，離合器的壓盤工作表面的溫度一般均在 180℃以下，隨著其溫度的升高，摩擦片的磨損將加快。初步定傳動片的設計參數(shù)如下：共設 3 組傳動片（i=3）,每組 2 片（n=2）,傳動32片的幾何尺寸為：寬 b=14㎜，厚 h=1㎜,傳力片上孔間的距離 l=50㎜,孔的直徑 d=6㎜，傳力片切向布置，圓周半徑（也即是孔中心所在圓周半徑）R=249㎜，傳動片的材料彈性模量 E=210 MP，根據(jù)上面所選定的尺寸進行傳動片的強度校核，根據(jù)下面幾個相關公式： =l－d (有效長度 ) 式(325)1l = =12E ni/ （總剛度 ） 式(326)?Kn=3 Eh/ (壓盤，膜片彈簧和離合器蓋組裝時的最大應力) 式(326)max?f21l=3 Eh/ －6 /inRb + / inRbh(正向驅(qū)動時應力公式ax21lemaxTf2hemaxT(326)=3 Eh/ +6 /inRb － / (inRbh 反向驅(qū)動時應力公式)式(326)max?f21leaxf2emax = 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 。故該厚度符合要求③壓盤和傳動片的材料選擇壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數(shù)，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結(jié)構(gòu)，硬度為 HB170～227，其摩擦表面的光潔度不低與 。根據(jù)下面公式（324）來進行校核： = 式 (324)?壓cmL?式中： ——溫升，℃? L——滑磨功，,L= W = ,m =m = ——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=(㎏?K)m ——壓盤質(zhì)量，㎏根據(jù)公式（）代入相關數(shù)據(jù)可得； =5℃ 此數(shù)值 =5℃＜8176?！?0176。 鑒于以上兩個原因壓盤一般都做得比較厚（載重汽車上一般不小于 15㎜） ，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 16㎜。 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(zhì)量以吸收熱量。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。壓盤外徑 D=385㎜ 壓盤內(nèi)徑 d=200㎜ 那么壓盤的的尺寸歸結(jié)為確定其厚度。為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。如前面所述次用傳動片傳力的方式。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(nèi)圓止口對中。⑵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。因此，在設計中應注意以下幾個問題：⑴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(gòu)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困難。① 離合器蓋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(zhuǎn)矩。取花鍵齒數(shù)n=10,D=40mm,d=32mm,b=5mm,l=55mm, =.?驗證：擠壓應力的計算公式為： cPnhl?式中，p 為花鍵的齒側(cè)面壓力，他由下式確定：從動轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使其分離不徹底，D,d 分別為花鍵的內(nèi)外徑；Z 為從動盤轂的數(shù)目；取 Z= 為花鍵齒工作高度；得：P=， ≤20MPa,所以合格。從動轂一般采用碳鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度一般 2632HRC。 從動盤轂 從動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(zhuǎn)矩。分離離合器所作的功為式中， F1 為離合器接合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力，F(xiàn)1=，則Wl= 所以合格。=， =，η=80%。得： S=141mm,S1=,合格。反應到踏板上的自由行程 S1 一般為 2030mm；d1,d2 分別為主缸和工作缸的直徑；Z 為摩擦片面數(shù)；ΔS 為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：ΔS=，取ΔS=。此設計為液壓式操縱機構(gòu)故其傳動比 ic的確定Ic=b2*c2*d24/(b1*c1*d14)=15式中 dd2 分別為主缸和分缸的油缸直徑。液壓操縱有如下優(yōu)點：（1） 液壓式操縱，機構(gòu)傳動效率高，質(zhì)量小布置方便；便于采用吊掛踏板，從而容易密封，不會因駕駛室和車架的變形及發(fā)動機的振動而產(chǎn)生運動干涉；（2） 可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動系產(chǎn)生的動載荷，正由于液壓式操縱由以上的優(yōu)點，故應用日益廣泛，離合器液壓操縱機構(gòu)由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。(3) 踏板行程應能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復原；(4) 應有對踏板行程驚醒限位的裝置，以防止操縱機構(gòu)因受力過大而損壞；(5) 應具有足夠的剛度；5. 傳動效率要高；6. 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； 機械式操縱機構(gòu)有桿系傳動和繩索系兩種傳動形式，桿傳動 結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，但是機械效率低，質(zhì)量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠距離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命短，機械效率不高。離合器操縱機構(gòu)應滿足的要求是：（1）踏板力要小，轎車一般在 80150N 范圍內(nèi)，貨車不大于 150200N。輕便性包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應過大，另一方面是應有踏板形成的校正機構(gòu)。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內(nèi)的分離軸承。PCKd???彈簧剛度 一般 K=2045N/mm 這里去 35N/mm4max328PGDif???⑤彈簧工作圈數(shù)的計算彈簧的切向模量對于碳鋼 G=8000090000Mpa，取 80000Mpa,則彈簧的工作圈數(shù)=44328diK?總?cè)?shù)為 n=i+()取 n=626⑥彈簧工作負荷下的變形/mmf=p/K=⑦彈簧的附加變形量及自由高度單片離合器 △f= 取 2mmδ= 取 1mmHo=()d1+f+△f+iδ=⑧彈簧的工作高度H=Hof=⑨彈簧的最大負荷Pemax=k△f+p= P emax為離合器徹底分離時的彈簧的最大負荷，一般規(guī)定Pemax≤()P 經(jīng)驗算符合要求。② 選擇旋繞比，計算曲度系數(shù)根據(jù)下表選擇旋繞比旋繞比的推薦使用范圍d/mm 716 1842C 714 512 510 49 48 46確定旋繞比 c=6，曲度系數(shù) K’=(4C1)/(4C4)+③ 彈簧絲直徑、外徑、中徑的計算彈簧鋼絲直徑 d: 通常 d 取 3～4㎜，所以取 d=3㎜中徑 D2=cd=18mm。 扭轉(zhuǎn)減振器設計減振器及轉(zhuǎn)矩： 取 =()j eTT?:max2je?摩擦轉(zhuǎn)矩 =預緊轉(zhuǎn)矩 T n=()Temax≤T u取 =極限轉(zhuǎn)角 φ j=3o12o 取 φ j為 4o扭轉(zhuǎn)角剛度 K φ ≤13T j=25 減振彈簧的設計（1）減振彈簧的安裝位置Ro=()d/2結(jié)合 d＞2Ro+50mm,的 Ro 取 70mm,則 =。顯然，零應力直線為 K 點與 O 點的/連線，在零應力直線內(nèi)側(cè)為壓應力區(qū)，外側(cè)為拉應力區(qū)，等應力直線離應力直線越遠，其應力越高。此式表明，??/2tg?????/2tg???對于一定的零應力分布在中性點 O 而與 X 軸承 角的直線上。令 X 軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點的切向應力為：24圖為膜片彈簧工作點位置式中 Φ碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)角（從自由狀態(tài)算起）α碟簧部分自由狀態(tài)時的圓錐底角e碟簧部分子午斷面內(nèi)中性點的半徑e=（Rr）/In(R/r) 為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將式寫成 Y 與X 軸的關系式網(wǎng) y= ??/2x???圖為切向應力在子午斷面的分布 有上式可知，當膜片彈簧變形位置 Φ 一定時，一定的切向應力 at 在 XY 坐標系里呈線性分布。斷面在 O 點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱悖琌 點以外的點均存在切向應變和切向應力。為了保證摩擦片磨損后仍能考考的傳遞轉(zhuǎn)矩，并考慮摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力 F1A 應大于或等于新的摩擦片時得壓緊力 F1B，見圖膜片彈簧的應力計算。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片??11/2HMN???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 λ 1B=（）λ 1H 以保證摩擦片在最大磨損限度 Δλ 范圍內(nèi)壓緊力從 F1B 到 F1A 變化不大。由 F2= =?23 λ2= =?rRf?列表如下：膜片彈簧工作點的數(shù)據(jù)λ1 λ2 F1 56584 75930 66228F2 25463 34169 29803 膜片彈簧工作點位置的選擇。通過支撐環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，集中在支撐點處，用 F1 表示，加載點間的相對變形（軸向）為 λ1，則壓緊力 F1 與變形 λ1 之間的關系式為：式中： E彈性模量，對于鋼=10 5MPa μ泊松比，對于鋼，μ= h彈簧鋼板厚度 H膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內(nèi)錐高度 R彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑 r彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑22 R1壓盤加載點的半徑 r1支撐環(huán)加載點半徑圖為膜片彈簧的尺寸簡圖表為膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù)R r R1 r1 H h150mm 120mm 148mm 118mm 3mm代入式得：F1=f(λ1)=51936λ111024λ1 2+681λ1 3對式求一次導數(shù)，可解出凹點：λ1= 時，F(xiàn)1=56584N凸點：λ1= 時，F(xiàn)1=75930N拐點：λ1= 時，F(xiàn)1=66228N當離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的蝶形彈簧完全相同（當加載點相同時） 。21 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 H/h 與初始錐角 α=H/(Rr)應在一定范圍內(nèi)，即 ≤H/h=2≤ 9o≤α≈H/（Rr）= o≤15 o(2) 彈簧的各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即≤R/r=≤70≤2R/h=100≤100(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 R1（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑 r1）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即推式： （D+d）/4=≤R1=148≤D/2=190拉式： (D+d)/4≤r1≤D/2(4)根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置要求，R1 與 R，r f與 rp之差應在一定的范圍內(nèi)選取，即1≤RR1=2≤70≤r1r=2≤60≤r fro≤4(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(nèi)選取，即推式： ≤ ≤?拉式： ≤ ≤由（4）和（5）的 rf=51mm,ro=48mm. 膜片彈簧的載荷與變形關系蝶形彈簧的形狀如一錐形墊片，見圖所示，它具有獨特的彈性特征，廣泛的應用于機械制造業(yè)中。國內(nèi)常用的碟簧材料的為 60SizMnA，當量應力可取為 1600～1700N/mm2。本設計取 148mm， 118 mm。所以取 =100mm。4 切槽寬度mm， mm，取 mm， mm， 應滿足 ?:2910??:??210?er2er???要求。之間，合格。3 α 的選擇膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角 α 與內(nèi)截錐高度 H 關系密切。2 R/h 的選擇研究表明，R/r 越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直徑誤差的影響越大，且應力越高。W= =44051（J）2?有公式的：W= =(J/mm2))23(.?即 w＜[w]= 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 H/h 的選擇此值對膜片彈簧的彈性特性的影響極大，分析（）中載荷與變形 1 之間的函數(shù)關系可知，當 H/h＜ 時，F(xiàn)2 為增函數(shù)；H/h= 時，F(xiàn)1 有一極值，而該極值點又恰為拐22點；H/h＞ ,F1 有一極大值和極小值；當 H/h= 時，F(xiàn)1 極小值在橫坐標上，見圖20＜ ＜H/h＜2 4. H/h=2 5. H/h＞22圖為膜片彈簧的彈性特性曲線 為保證離合器壓力變化不大和操縱方便，汽車離合器膜片彈簧的 H/h 通常在 ～2范圍內(nèi)選取。W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（J） ，可以根據(jù)下式計算 W=π 2n2emarrr2/1800io2ig2 (310)式中，m a為汽車總質(zhì)量（Kg）。即 ≤p o≤ 所得 po= 故符合要求7)為了減少汽車起步過程中的離合器滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值，即 ω=4