離合器設計--畢業(yè)論文

1、.摘 要：離合器是汽車傳動系重要的一部分，它的構造和傳動系有著緊密的關系，本畢業(yè)設計論文根據(jù)本田飛度汽車的各項原參數(shù)，設計推式的膜片彈簧離合器。 汽車膜片彈簧離合器結構設計的主要內(nèi)容分成下面幾個部分：壓盤總成、從動盤、摩擦片和膜片彈簧。在設計過程中，首先，對離合器各零件的參數(shù)、尺寸、材料及結構進行設計，然后使用Solidworks作圖。 關鍵詞：離合器；膜片彈簧；從動盤；壓盤；摩擦片Abstract: Clutch is an important part of automobile transmission system and the structure and transmission

2、system has a close relationship, this thesis according to the honda fit the original parameters, push type diaphragm spring clutch. Diaphragm spring clutch design is the main content of the clutch plate, clutch disc, friction plate and diaphragm spring four parts. First, the parameters, dimensions,

3、materials and structure of each part of the clutch are designed, and then the Solidworks drawing is used.  Key words: Clutch; diaphragm spring; follower disk; pressure plate; friction plate:目 錄1 緒 論11.1 膜片彈簧離合器論述11.2 膜片彈簧離合器的功能11.3 壓緊彈簧和布置形式的選擇21.3.1 膜片彈簧離合器優(yōu)點21.3.2 膜片彈簧的支撐形式21.3.3 壓盤傳動方式的

4、選擇22 離合器的摩擦片設計32.1 離合器設計所需數(shù)據(jù)32.2 摩擦片主要參數(shù)設計32.2.1 后備系數(shù)設計32.2.2 摩擦片尺寸參數(shù)設計32.2.3 摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)、分離間隙的確定42.3 摩擦片基本參數(shù)的約束條件52.4 摩擦片的設計63 離合器的膜片彈簧設計73.1 膜片彈簧主要參數(shù)的設計73.2 膜片彈簧的優(yōu)化設計83.3 特性曲線繪制93.4 膜片彈簧的設計114 扭轉減振器的設計124.1扭轉減振器的功能124.2扭轉減振器的結構類型124.3扭轉減振器主要參數(shù)的選擇135 操縱機構175.1 離合器踏板設計185.2踏板力設計186 離合器其它主要零件設計206.1 從動

5、盤轂設計206.2壓盤設計217 結論23參考文獻24致 謝251 緒 論1.1 膜片彈簧離合器論述根據(jù)功率傳動部件，離合器的工作由驅動程序控制，有的分離的，也有的可以被接合，來形成工作循環(huán)，完成工作任務，所以離合器應是傳動系統(tǒng)的裝配。在發(fā)動機與變速器的中間設置了離合器的傳動機構，其主要功能是保障變速器系統(tǒng)的穩(wěn)定運行，保障傳動系統(tǒng)可以承受住最大扭矩，防止過載的傳遞，同時在需要的時候，中斷動力的傳動，從而實現(xiàn)汽車平穩(wěn)起動。到現(xiàn)在汽車使用的壓縮彈簧離合器摩擦比較多一些，摩擦表面之間的夾緊力包括摩擦表面，還有摩擦板的大小決定了摩擦離合器傳遞的最大扭矩，主要由離合器的基本參數(shù)和主要尺寸確定，也是為了讓

6、離合器發(fā)揮以上幾個作用。膜片彈簧離合器使用的壽命長，結構上既簡單又緊湊，經(jīng)濟也比較合情合理，技術上比一般的要先進，同時性能也比一般的要好，可靠性又較高，其次也易于操作。發(fā)動機能夠有最大扭矩，同時又穩(wěn)定可靠，在這樣一個大前提下，膜片彈簧離合器還有以下優(yōu)勝之處： 1）結合平穩(wěn)、柔順；2）離合器操作性能；3）從動件的慣性相比較其他的要小很多，這樣可以減小齒輪的沖擊，減少了零部件的損耗；4）散熱性好；5）在高速運行的時候具有很可靠的強度；6）吸收振動從而降低噪聲，減少了沖擊，避免共振的汽車傳動系統(tǒng)；7）操縱性能相比之下良好；8）良好的工作性能；9）使用的壽命長，減少修理或者更換的開支，從一定程度上降低

7、了成本。1.2 膜片彈簧離合器的功能離合器的主要功能是讓傳統(tǒng)系統(tǒng)和發(fā)動機接合，從而能夠讓汽車平穩(wěn)起動。綜上所述，現(xiàn)如今的汽車與活塞式發(fā)動機出現(xiàn)問題，比如無法啟動負載的時候，要先在空氣當中起動，然后才可以慢慢加載。從而發(fā)動機啟動后，會在每分鐘三百到五百轉的最低速度下運行，而且只有在汽車靜態(tài)啟動的時候，在運行中的發(fā)動機，與一個固定的傳輸系統(tǒng)是不會突然剛性節(jié)點。因為如果它是一個突然的剛性連接，它自然是不可能避免的，當然，這個時候，汽車不會出現(xiàn)事故的，只是汽車的發(fā)動機會發(fā)生關閉。所以，在這個時候，離合器就至關重要，離合器可以讓汽車的發(fā)動機和傳動系統(tǒng)慢慢地軟聯(lián)合起來，在這個時候，要做的就是先讓發(fā)動機和傳

8、動系之間的扭矩緩慢的變大，變大到汽車能夠克服行駛阻力的時候，汽車將慢慢的行駛起來。雖然讓發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的分離還有一種辦法，就是采用中性傳輸。而變速器在中性位置、變速器傳動齒輪和發(fā)動機或連接發(fā)動機的旋轉，這是不可以缺少的，這時候變速傳動齒輪的阻力加上和齒輪的傳動齒輪在高粘度齒輪油，受到的阻力還是很大的。特別是在天氣冷的時候，比如冬天，如果在這個時候缺少離合器，發(fā)動機和傳動系統(tǒng)得不到分離，發(fā)動機的工作變得不太容易。因此離合器的二次功能是將發(fā)動機與驅動系統(tǒng)分離，以便發(fā)動機可以啟動。汽車傳動發(fā)生轉是常有的事情，簡單地換句話來說，就是變速器里面的齒輪分離和接合規(guī)律。比如在以下這種情況下，發(fā)生脫離接觸的

9、時候，因為原來的嚙合齒面壓力的存在有可能會讓脫離接觸變得不那么容易，但這個時候如果用離合器臨時分離傳輸系統(tǒng)，這個時候脫離接觸就顯得比較方便了。同時在連接文件中，依靠汽車的駕駛操作人員，要讓齒輪的圓周速度達到一樣簡直就是天方夜譚，是不太容易實現(xiàn)的，如果齒輪嚙合圓周速度出現(xiàn)速度差，那么就有齒輪的沖擊的問題的出現(xiàn)，甚至還有可能讓檔位不能正常的掛上去，檔位如果掛不上，汽車自然也就無法正常行駛，這個時候，離合器的作用就顯得至關重要，那就是單獨傳動系統(tǒng)，單獨傳動系統(tǒng)可以讓傳動齒輪聯(lián)軸器的質量變得很低，這樣做可以降低齒輪的沖擊然后實現(xiàn)換擋成功。離合器能傳遞最大扭矩是并不是可以無限大的，是有所限的，當汽車發(fā)生

10、載荷傳遞并且是比較大的慣性或者制動情況比較危險，制動力很大的時候。這個時候由于離合器打滑，從而降低傳動部件的損耗、損壞和過載，同時也對傳動部件提供了保護。1.3 壓緊彈簧和布置形式的選擇膜片彈簧是由彈簧鋼制作而成的，是比較特殊的一種碟形彈簧，因為它的結構確實與一般的彈簧的結構不一樣。1.3.1 膜片彈簧離合器優(yōu)點1) 平衡性好，適用于高速運轉的發(fā)動機具有十分理想的非線性彈性特性。2) 通風散熱性能良好。3) 壓力分布較為平均，而且摩擦片接觸也比其他的要好、從而使得磨損也較為勻稱。4) 旋轉速度比較快的時候的彈簧壓緊力下降比較緩慢，性能也比較好，比較穩(wěn)固。5) 起到彈簧的壓緊和杠桿的分離的作用。

11、6) 十分理想的非線性彈性特征。1.3.2 膜片彈簧的支撐形式離合器的支承方式是拉、推，本畢業(yè)設計選擇了推式膜片彈簧離合器。1.3.3 壓盤傳動方式的選擇由于傳統(tǒng)的凸臺式連接、鍵式連接以及銷式連接存在傳力有間隙的缺點，所以本畢業(yè)設計采用傳動片傳動方式。2 離合器的摩擦片設計2.1 離合器設計所需數(shù)據(jù)表2-1 離合器設計原始數(shù)據(jù)車型2014款1.5L LX MG舒適版整備質量1058.000kg滿載質量約1500.000kg發(fā)動機最大轉矩155.000N·m發(fā)動機最大轉矩轉速4600.000rpm發(fā)動機最大功率96.000kw發(fā)動機最大功率轉速6600.000rpm一檔轉動比5.089

12、00主減速比4.87500輪胎規(guī)格185.000/60.000 R15.000使用工況城鄉(xiāng)2.2 摩擦片主要參數(shù)設計2.2.1 后備系數(shù)設計（1）在離合器設計中，有一個很關鍵的參數(shù)，叫做后備系數(shù)，它反映了離合器的可靠性大小來傳遞發(fā)動機的最大扭矩。從以下幾個方面考慮：1.摩擦片在一定的摩擦損耗之后，離合器可以保證最大的發(fā)動機扭矩傳遞；2.防止傳輸系統(tǒng)運行期間的過載；3.防止離合器摩擦度較為大。一般情況下，輕型貨車和汽車的= 1.2 1.75。結合從表2-2的實際情況設計檢查= 1.5。表2-2離合器后備系數(shù)的取值范圍車型后備系數(shù)商用車和乘用車（總質量不大于6噸）1.2000-1.750000商用

13、車（總質量在6到14噸之間）1.5000-2.250000掛車1.8000-4.000002.2.2 摩擦片尺寸參數(shù)設計由經(jīng)驗公式得：離合器摩擦片的外徑: （2-1） 直徑的系數(shù)，取值見表2-3，取，得D=181.77mm。表2-3直徑系數(shù)的取值范圍車型直徑系數(shù)乘用車14.6商用車（總質量在1.8到14噸之間）16.0000-18.500000(單片離合器)13.50000-15.00000(雙片)總質量大于14.0噸的商用車22.500000-24.000000現(xiàn)如今，摩擦片的尺寸已經(jīng)越來越標準，越來越正規(guī)，所以標準見下表2-4。表2-4離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)外徑Dmm160.00001

14、80.0000200.0000225.0000250.0000280.0000300.0000325.0000內(nèi)徑dmm110.0000125.0000140.0000150.0000155.0000165.0000175.0000190.0000厚度h/mm3.2000003.5000003.5000003.5000003.5000003.5000003.5000003.5000000.6800000.6900000.7000000.6600000.6200000.5800000.5800000.5500000.6700000.6600000.6500000.7000000.7600000.

15、7900000.8000000.800000單面面積cm2106.0000132.0000160.0000221.0000302.0000402.0000466.0000546.0000由上面的表2-4，我們可以得到摩擦片D=200mm、d=140mm、h=3.5mm。2.2.3 摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)、分離間隙的確定摩擦片在材料使用和滑動速度、單位壓力、工作溫度等這些方面的摩擦系數(shù)。根據(jù)表2-5我們可以知道，摩擦因數(shù)f是0.25。根據(jù)摩擦面數(shù)是離合器的2倍而知，我們可以確定離合器傳遞轉矩需要的尺寸和結構尺寸。一個離合器的設計，所以摩擦面數(shù)為 2。離合器間隙是一種彈簧拉力的極限位置，是離合器處于正

16、常的狀況下的嚙合和分離，離合器間隙的作用是為了摩擦片的正常磨損和撕裂。分離軸承和分離桿的內(nèi)端之間存在間隙仍然可以正常工作，離合器該裝置還可以充分地投入。t的間隙為3 4mm。以t = 3.5mm。表2-5摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍摩擦材料摩擦因數(shù)石棉基模壓0.200000-0.250000編織0.250000-0.350000粉末冶金銅基0.250000-0.350000鐵基0.300000-0.500000金屬陶瓷0.400000 （2-2）由式3-2 得：單位壓力MPa。表2-6摩擦片單位壓力的取值范圍摩擦片材料單位壓力/MPa石棉基材料模壓0.150000-0.250000編織0.25

17、0000-0.350000粉末冶金材料模壓0.350000-0.500000編織金屬陶瓷材料0.700000-1.5000002.3 摩擦片基本參數(shù)的約束條件 （1）摩擦片外徑D（mm）最大的圓周速度每秒要在65.000米到70.00米之間，即 m/sm/s （2-3）式中，v0為摩擦片外圓最大的圓周速度（m/s）；nemax發(fā)動機的最高轉速(r/min)。 （2）在0.530000-0.7000范圍內(nèi)應該是摩擦片的內(nèi)、外徑比內(nèi)，即（3） 防止傳動系統(tǒng)過載，同時離合器能夠將最大扭矩傳給發(fā)動機，不同型號的測試值應該控制在最大范圍內(nèi)，即為1.200004000。設計選型1.5，按照設計要求。 （4

18、）摩擦片的內(nèi)直徑大于彈簧的沖擊吸收的彈簧的內(nèi)徑，是為了振動阻尼器的安裝的扭轉。mm （5）允許值要比單位摩擦面積的扭矩大，是為了反映出離合器傳動的扭矩，也是為了防止過載能力，即 （2-4）式中，單位摩擦面積力矩(N.m/mm2)，可按表2-7選取經(jīng)過嚴格的檢查,是合格的。表2-7單位摩擦面積允許轉矩允許值離合器規(guī)格028000030000035000040000 （6）和不同型號的單位壓力范圍是0.110000-1.5000mpa，這樣的原因是降低離合器滑磨熱載荷、摩擦片防止燒傷。MPaMPaMPa（7）離合器的摩擦面積小于允許值，也是讓摩擦片表面溫度降低，摩擦表面溫度降低。 （2-5）式中,

19、滑磨功的許用值(J/mm2)，單位摩擦面積的滑動磨損工作(J/mm2)；對乘用車：J/mm2，對最大質量沒有超過六噸的商用車：J/mm2，對最大總質量超過了六噸商用車：J/mm2：W車輛起步時離合器總的滑動磨損（J），可根據(jù)下式計算 （2-6）式中，表示汽車輪胎滾動半徑（m），表示的是車輛裝載重量(Kg)；表示的是啟動傳動齒輪傳動比；表示的是主減速比；表示的是發(fā)動機的轉速r/min，計算的時候，如果是乘用車，可以取r/min，如果是商用車，可以取r/min。其中： m Kg代入式（2-6）得J，代入式（2-5）得，合格。2.4 摩擦片的設計設計的摩擦片如圖2.1所示。圖2-1摩擦片的尺寸簡圖3

20、 離合器的膜片彈簧設計3.1 膜片彈簧主要參數(shù)的設計1.比較H/h的選擇為了保證離合器的操作起來更為方便，保證離合器壓緊力盡快，汽車離合器膜片彈簧、離合器通常在1.5-2范圍內(nèi)選擇。常用的膜片彈簧鋼板厚度大概是在二到四毫米，在這次設計當中，我們?nèi)?，h為兩毫米 ，則H為四毫米 。2.R/r選擇通過獲取信息，比例越不高，越高的應力，彈性也就大，彈性曲線的直徑的誤差也隨之變大。由于結構的布置和對壓緊力的規(guī)范，R/r控制在一點二到一點三 。在這次畢業(yè)設計中，取值為1.25，平均半徑mm， 取mm，則mm。3.圓錐底角 膜片彈簧在沒有工作狀態(tài)的時候，錐形角的角度盡量控制在°之間，在這次畢業(yè)設

21、計當中 得°在°之間，計算結果符合標準，是合格的。分離指數(shù)一般狀況下，都是會取十八，有個別大的尺寸會取到二十四，小的尺寸，也有取到十二的，在這次畢業(yè)設計當中取十八。4.切槽寬度mm，mm，取mm，mm，應滿足的要求，=58mm。5.支承環(huán)加載點半徑和壓盤加載點半徑的確定取值可以稍微的大于或者在條件允許下，盡可能的靠近r，取值可以稍微小于R或者在條件允許下，盡可能靠近R。在此次設計中取mm，mm。膜片彈簧可以制作成既是高質量、又滿足高精度的鋼板，并將其大小的圓盤彈簧部分的高精度。一般情況，碟形彈簧材料為六十Si2MnA，應達到1600.0000 - 1700.000MP /平

22、方毫米。6.分離軸承作用半徑p和膜片彈簧小端內(nèi)半徑傳動軸的花鍵的外直徑小于離合器結構的最小值。初選=25mm, f=28mm。3.2 膜片彈簧的優(yōu)化設計（1）彈簧和初始錐角要符合規(guī)范標準，這樣做是為了滿足離合器性能的要求，即 (3-1) (3-2)（2）每一部分的彈簧的大小要符合規(guī)范標準，即 (3-3) (3-4)（3）摩擦片在夾緊力上的分布比較的平均，拉、推式膜片彈簧離合器壓力板載荷半徑r1、的取值要在摩擦板的外半徑和平均半徑之間，即推式： (3-5)拉式： (3-6)（4）通過學習膜片彈簧的構造，由此可知，與，與之差應該控制在規(guī)定的區(qū)間內(nèi)，即 (3-7) (3-8) (3-9)（5）分離杠

23、桿也是本課題膜片彈簧離合器的一個很至關重要的作用，與此同時，杠桿率要控制規(guī)定范圍內(nèi)，即推式： (3-10)拉式： (3-11)3.3 特性曲線繪制碟簧的形狀跟錐型墊片差不多，如下面的圖3-1，它廣泛地應用于機械制造業(yè)，因為它的彈性特性十分特別。然而膜片彈簧又是一種彈簧小端延伸出由徑向槽隔開的多個懸掛部件，所以我們可以這樣認為，說膜片彈簧是具有特殊結構的碟形彈簧。碟形彈簧膜片彈簧的一部分包括彈性性能和大?。ㄔ谕粫r間加載點的時候）。由此我們可以認定，設計碟簧的設計公式也可以用于設計膜片彈簧。支撐環(huán)的范圍沿圓周分布的膜片彈簧的在和壓力板，假集中在支撐點，由F1、加載是點之飛間的相變形（軸向）為1，

24、壓緊力F1和變形之間的關系： （3-12）式中：r1支撐環(huán)的負荷點的半徑r當彈簧挖是自由的時，碟形彈簧的范圍半徑 E彈性模量，對于鋼材， h彈簧鋼厚 泊松比，鋼，= 0.3 H膜片彈簧在自由狀態(tài)下，碟形彈簧的內(nèi)錐高度 R當彈簧是自由的時，碟形彈簧的大端半徑R1加載點半徑圖3-1膜片彈簧的尺寸簡圖表3-1膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù)RrR1r1Hh86.00068.00085.00070.004.0002.000 初選了上述參數(shù)以后，可根據(jù)式（3-12)利用Microsoft office Excel軟件表格計算見表3-2和繪制曲線功能畫出F1-1特性曲線見圖3-2。表3-2 1-F1 計算值1

25、0.2600.5200.7801.0401.3001.5601.8202.0802.3402.6002.8603.120F11134.702053.902775.803318.803700.903940.404055.604064.703985.903837.503637.603404.5013.3803.6403.904.1604.4204.6804.9405.2005.4605.7205.9806.240F13156.502911.802688.602505.102379.502330.202375.302533.002821.603259.403864.004655.10圖3-2 h=2

26、mm的特性曲線3.4 膜片彈簧的設計圖3-3 膜片彈簧的設計 4 扭轉減振器的設計4.1扭轉減振器的功能阻尼元件、彈性元件構成了扭振減振器。阻尼元件的主要我的作用是可以吸收振動的能量，彈性元件的主要作用是可以減小傳動系統(tǒng)的扭轉剛度，然后也可以改變導的系統(tǒng)的固有模態(tài)，降低傳動系統(tǒng)的固有頻率。為了避免引起發(fā)動機轉矩主諧挖波的激的勵引起的共振。因此，扭轉阻尼器具有以下優(yōu)點和作用：1）一方面控制傳動軸，離合器和傳動系統(tǒng)的扭轉的振動，這樣做的目的是能夠很明顯地減少了變速器的噪音，另一方面，減少主減速器和傳動系統(tǒng)的扭振產(chǎn)生的噪音，那么這樣做的目的也是為了能夠很明顯地降低噪音。2）一方面既挖能提高傳動系的統(tǒng)

27、的扭轉振動阻尼，另一方面也可以抑制的轉共振的響振幅，并減少、降低由沖擊產(chǎn)導生大的瞬態(tài)扭振。3）一方面既能降低發(fā)動機傳動系統(tǒng)和發(fā)動機曲軸的扭轉剛度，另一方面又能調整傳動系統(tǒng)的固有頻率。4）在不穩(wěn)定的情況下的時候，一方面可以降低傳動系統(tǒng)的扭轉沖擊載荷，另一方面可以提高離合器在離合器中的乘坐舒適性。4.2扭轉減振器的結構類型扭振減振器有兩類，一是我們所學習到的線性扭振減振器，那么很明顯，眾所周知的，還有一個就是非線性特性扭振減振器。單級線性減振器的扭轉特性，可以參考下面的圖4-1所示，其彈性元件一般情況下會使用圓柱螺旋彈簧，大部分情況是會在汽油機上的應用。柴油機，由于發(fā)動機的怠速轉速不大，往往造成齒

28、輪齒的傳動往往受到?jīng)_擊，造成傳動噪聲。在扭振減振器中，另一組在發(fā)動機怠速的工作狀況下，采用小彈簧操作，這樣做的目的主要是為了能夠消除怠速噪聲。在這種情況下，可以得到的2個階段的非線性特性，第一階段是少的部，我們稱之為怠速速度，和第二階段的剛度算是比較大的。目前，一種具有怠速二級或三級的非線性扭振減振器在柴油機上，在日常生活中是被廣泛使用的。 圖4-1 單級線性阻尼器的抗扭性能 圖4-2三級線性阻尼器的抗扭性能4.3扭轉減振器主要參數(shù)的選擇減振器有兩個比較重要的參數(shù)，是在計算過程中很常見的兩個參數(shù)，其中一個是阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩，那么另外一個就是我們所學過程中知道的扭轉剛度。當然極限的轉矩、

29、預的緊轉矩和極限的轉角等野包括在減振的器的設計參數(shù)的中。（1）極限轉矩Tj如果我們要限制扭矩的引腳啊功能，我們必須要的在在愛的限位銷消除從打動盤轂和減震器之間的間隙間隙1轉矩極限（圖4-1）能傳遞的最大轉矩。它與發(fā)動機的最大扭矩有關： (4-1)在此次設計中，我們選?。?）扭轉角剛度是k選擇減振器的扭轉剛度的值一定要合情合理，原因很簡單，這樣做的主要目的是避免系統(tǒng)的共振的，當然，避免了系統(tǒng)的共振，從而也就避免了發(fā)動機正常工作轉速范圍內(nèi)的共振現(xiàn)象。確定了阻尼彈簧的線剛度和結構布置。(圖4-3)。圖4-3 減振器尺寸減振彈簧分布在RO的半徑，由這個可以獲知，當相對從動盤轂轉過的弧度，這個時候很顯然

30、相應的就會發(fā)生彈簧變形Ro。此時此刻，所需的扭矩被添加到驅動板是 式中：Ro阻尼彈簧位置半徑(m)；Zj減振彈簧個數(shù)；K每一個隔振器的直線剛度(Nmm)；T相對扭矩從動盤離合器盤轂與所需的拐彎弧度(N·m)。根據(jù)扭轉剛度的定義，則 式中：為減振器扭轉剛度(N·mrad)。在設計的時候，我們是可以按照經(jīng)驗來初選是 13 （4-2）因此：13×201.5=2619.5。因此，本設計選取=2600 N.m/rad。（3）扭轉減振器的摩擦力矩Tf 受到結構和發(fā)動機最大扭矩的限制，阻尼器的扭轉剛度受到的限制是非常低的，所以我們必須一般按類型作為主合理選擇減振器阻尼摩擦力矩：

31、這樣做是為了在發(fā)動機打轉速的范的圍內(nèi)最有的效的效率的阻尼。 在此次設計中， N.m （4-3）（4）預緊轉矩Ty 對于減震器的線性特性，所以應該在安裝的時候安裝減震彈簧。和沒有受到預緊力矩的時候相互比較。前提是當兩個角剛度和極限轉速是相同的時候，預緊力矩限制會比較的大，那么在這樣的條件下，減振器能夠在很寬的范圍內(nèi)的扭矩繼續(xù)運行實現(xiàn)工作；當極限扭矩和角度都是一樣的情況下，這個時候角剛度低。這很明顯是對設計有利的。但是，需要注意的是預載力矩的計算結果不應該比摩擦力矩的計算結果大：N.m （4-4）（5）阻尼彈簧位置半徑RoRo的取值通常要取大點，通常的情況我們會取 （4-5）式中：D為摩擦片的內(nèi)徑

32、。在此次設計當中：我們選取Ro=45mm。（6）減振彈簧個數(shù)Zj參照下面的表3-2，在表3-2中選取。表4-1 減振器彈簧個數(shù)選擇摩擦片外直徑Dmm小于225-250250-325325-350大于350減振器的彈簧個數(shù)4.0-6.006.0-8.008.0-10.00大于10.00在這次設計當中，我們選取=4。（7）減振彈簧總壓力F當從動件和輪轂之間的間隙和從動件1或者2被消除的時，這個時候，阻尼彈簧為最大傳輸轉，我們用表示，減振彈簧所受到的應力，我們可以用表示，所以 （4-6）F=201.5×103/45=4477.8N（8）最大工作壓力為每一個振動阻尼器F F/Zj 計算可知：

33、F=1119.45 N（9）減振彈簧尺寸的設計1）彈簧的平均直徑Dc一般情況下，構造決定DC，而通常情況，我們會取在十一毫米到十五毫米之間。在此次設計中，我們會選取=12 .000mm。2）彈簧鋼絲的直徑d1 (4-7)式中：為扭轉許用應用，我們?nèi)∨まD許用應用為5500.0006000.00公斤/厘米2 ，在此次設計中，我們計算選取=6000.0000公斤/厘米2。代入已知數(shù)據(jù)計算得：1.787，所以取圓整，則2mm 。一般情況下，我們會取在2.000-4.00mm之間，由此可知，此次設計的參數(shù)是符合標準的。3）減振彈簧的剛度 (4-8)代入數(shù)據(jù)計算得：=321.0N.mm4）減振彈簧的有效圈

34、數(shù) (4-9)代入已知數(shù)據(jù)計算得：3.75，所以，取圓整4。在公式中，G代表材料的剪切彈性模量，對于碳鋼，我們?nèi)=8.30000×104MPa。5）減振彈簧總圈數(shù)n n=i+(1.52) (4-10)通常情況下n的圈數(shù)是四圈，那么設計n=4.00+2.000=6.000圈。6）減振彈簧最小長度lm減振彈簧在大神最大工打作壓愛的力P時的愛的最小愛的長度為： (4-11)式中，彈簧圈之間的間隙，在一定條件下，此間隙的取值還可取的得小的一點。由計算可以得知：=1.1×2×6=13.2mm 。7）減振彈速度簧總變形量 (4-12)由計算可以得知：=1119.45/321

35、.0=3.50 mm 。8）減振速度按時彈簧由高度l0 (4-13) 由計算可以得知：=16.79）減振彈簧預變形量 (4-14)由計算可以得知：=0.32 mm10）減振彈簧安裝后的工作高度 (4-15)由計算可以得知：=16.4 mm 。11）減振彈簧的工作變形量 (4-16)由計算可以得知：=3.5-0.32=3.18 mm 。（10）極限轉角當減振器的預緊轉矩增加到極限轉矩的時候，從動片相對從動盤轂的極限轉角表示為： (4-17）一般情況下，取3度-4.5度,在此次設計當中，我們直接取3.5°。（11）限位銷與從動盤缺口測邊的間隙一般情況下，的取值是2.5毫米-4 毫米，在此

36、次設計當中，的取值為=3.6。 （4-18）在上式中：表示的是限位銷的安裝半徑。（12）限位銷直徑的選定按照結構布置選取=9.5毫米-12毫米，在這選取=11mm。5 操縱機構驅動控制離合器分離和接合的一套機構叫做離合器的工作機構。離合器的工作機構的控制著從離合器的開始的踏板，在離合器殼中結束。因為在行駛過程中，離合器的使用十分頻繁，所以，在設計的過程中，操作輕是離合器的控制機構中的一大要求。可移植性主要包括兩個方面：1是校正機構，用來多少提供的一個踏板間隙，2是施加在離合器多少踏板上大的力不能太大。離合器控制機構可分為氣動增壓器、液壓式、氣動增壓器、彈簧式增壓器等，這樣是根據(jù)所需的能量分離不

37、同。通常情況下，汽車離合器控制機構要滿足以下要求3：1）有足夠的剛度；2）在毫米范圍內(nèi)，汽車和卡車的踏板的行程的最大值范圍不可以超過180.000毫米；3）為了防止因過度用力而造成控制機構損壞，汽車離合器控制機構還要提供一個踏板行程限位裝置，；4）同時為了確保摩擦板可通過調整恢復自由行程，由調節(jié)裝置來提供踏板行程；5）踏板力小，汽車的踏板力，通常情況是在80.00 -150.000牛頓，卡車的踏板力一般情況是在150.000-200.00牛頓；6）駕駛室的變形，車架的變形，發(fā)動機振動，不會影響發(fā)動機的正常運轉和工作；7）傳輸效率要高。螺旋傳動、桿傳動系統(tǒng)和鋼絲繩傳動構成了機械式控制機構，機械式

38、控制機構工作可靠，結構也很簡單，但是它的機械效率不高，同時駕駛室發(fā)生變形或者車架發(fā)生變形等狀況的時候，會影響正常的工作，遙控杠桿，不太容易安排，繩傳統(tǒng)可以避免上面幾個缺點，但是機構效率低，而且使用壽命也不長。多數(shù)情況下，液壓控制機構是普通輪型離合器控制機構采用的設計。液壓控制機構主要有這么幾個優(yōu)點，優(yōu)點如下： 1）液壓操動機構的傳按時動效率，布置方便頓但大高說的質量??；使用踏板掛和密封都比較容易，比起機械式控制機構，液壓控制機構不會受到駕駛室與車架和發(fā)動機的振動和運動變形的干預；2）液壓控制機構可以讓離合器接合更加的柔軟，也可以減少變速器的動載荷時的踏板。正因為液壓控制機構具有打這么些優(yōu)點，所

39、以液壓控誰制機構也的被廣泛地使用，主要由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成離合器液壓控制機構。 mm，mm，mm，mmmm，mm，mm，mm5.1 離合器踏板設計自程行由和行工程作組成了踏程行板，計算公式如下： （5-1）式中，代表的是分離軸承的自由行程，通常情況下在1.500000毫米到3.000毫米之間，我們?nèi)?00毫米；反映到踏板上的自由行程，通常情況在20.00000毫米到30.0000毫米之間；代表的是主缸直徑、代表的是工作缸直徑；摩擦片面數(shù)為Z；離合器分離時，對偶摩換個擦面間的間個隙我們的稱為，單片：毫米，取毫米；、表示的是杠桿尺寸。由此可以得到：毫米，毫米，計算結果符合標準，是合格

40、的。圖5-1液壓操縱機構示意圖5.2踏板力設計踏板力為（5-2）在上式中，離合器按時分離的時，壓緊彈大簧對壓按時盤的總壓力，我們用表示；為操縱機構總傳動比，；代表機械生效率，液壓式操縱的機構，一般情況：%，機械式操縱機構，一般情況：%；克服回位彈簧1、2的拉力所需速度的踏板力，我們用來表示，在較為初步的設計的時候，的取值是可以被忽略的。N，%；則N計算結果符合標準，是合格的。分離離合器所作的功為在上式當中，在離合阿的機器拉接合的旦狀態(tài)下壓緊下的彈簧的總的旦壓緊撒的力，我們用表示，N，所以J計算結果符合標準，是合格的。6 離合器其它主要零件設計6.1 從動盤轂設計從動盤轂幾乎承擔著所有的發(fā)動機的

41、扭矩，它是離合器片的最大載荷的離合器的部件。從動盤轂，通常情況會用在齒側的矩形花鍵上安裝在傳動軸上，根據(jù)打外直徑的摩擦盤和發(fā)動機的最大扭矩由表6-1選取花鍵的大小：通常情況，花鍵的大大神小會是1到1.4倍花鍵大神軸的直徑。采用淬火，碳鋼，離合器盤轂硬度在26.00000hrc 到 32.0000hrc之間。采用鍍鉻工藝可以提高樣條大神內(nèi)孔的表面耐磨性和硬度。取，mm，mm，mm，mm，MPa。驗證：擠壓應力的計算公式： 在上式中，花鍵齒外徑壓力為P，P值由班下式那個確定： 離合器盤轂軸向長度要適中，不能夠選的太小，太小的話會引起花鍵軸分離的偏轉滑動變得不完整， 是花鍵的內(nèi)直徑，代表花鍵的外直徑

42、；Z表示的是從動盤轂個數(shù)；在這里，我們?nèi)=1h為花鍵齒工作高度；得N，MPaMPa，計算結果符合標準，是合格的。表6-1花健的的選取摩擦片的外徑/mm/N.m花健尺寸擠壓應力/MPa齒數(shù)n外徑/mm內(nèi)徑/mm齒厚/mm有效齒長/mm160.00049.00010.00023.00018.0003.00020.0009.8000180.00069.00010.00026.00021.0003.00020.00011.6000200.000108.00010.00029.00023.0004.00025.00011.1000225.000147.00010.00032.00026.0004.00

43、030.00011.3000250.000196.00010.00035.00028.0004.00035.00010.2000280.000275.00010.00035.00032.0004.00040.00012.5000300.000304.00010.00040.00032.0005.00040.00010.5000325.000373.00010.00040.00032.0005.00045.00011.4000350.000471.00010.00040.00032.0005.00050.00013.0006.2壓盤設計（1）壓盤設計的功用 1）壓盤高度（從壓大三力點到摩擦啊表面

44、的撒旦公誰打差?。?）壓盤和飛撒旦輪要誰打保持比較撒旦好的對打中，并且，于此同時要進行靜阿斯頓態(tài)平衡。3）壓力板的剛度要比較大。4）壓力板質量一般情況要很大，增加壓力板的熱容量，同時還要防止壓力板裂紋和斷裂，有時可以設置各種形狀的肋骨，從而來幫助通風散熱，做到減少壓撒旦力板的溫度的上升。中間板用鋁合金熱傳導系數(shù)的壓力板，同時可以投出通風槽。（2）壓盤幾何尺寸設計1）壓盤內(nèi)、外直徑設計在前面，我們已經(jīng)計算出的摩擦板的內(nèi)外直徑。一般而言，壓力飛的板的直地方徑略小于摩地方人擦而我板的直徑，壓力板直徑略大于摩擦片外徑。所以，在這次設計中當，我們選擇的壓盤外直徑為D =202.000毫米，壓盤內(nèi)直徑=1

45、38.00毫米。2）壓盤厚度設計（）壓盤厚度設計從下面兩點著手：壓盤的質量 在離合器接合的過程中，我們知道，因為滑動摩擦挖所消耗的功會十分的大，所以在接合的時候會產(chǎn)生很大一部的熱量，并且接合時間短（大概在三秒左右），所以熱打度會散發(fā)到周圍空氣中，這樣會導致摩擦打副的溫的度變高。尤其是在使用頻繁和困難的離合的器條件下，溫度變高的情況就會更加嚴重。它不但會引起摩擦系數(shù)的下降，磨大神損變大，嚴重情況下，甚至會造成摩擦板和壓力板的損壞。摩擦片采用石棉材料制成，所以這種摩擦片的導熱系數(shù)很差，飛輪和壓力板等部分的組成是吸收過程中產(chǎn)生摩擦熱的主要原因，在一段時間內(nèi)從事溫度上升不會很快也不會很高，這個時候我們

46、就要求壓力板要有很大的吸收熱量的能力。壓盤的剛度壓力板的剛度要足夠大，否則壓力對摩擦的表的面的壓力分布和減少加熱后的翹的曲變的形，如果變?nèi)龃缶W(wǎng)形，則會影響離合的器摩的擦片完全分的離，也會影響撒旦均勻壓撒縮，壓力板的厚度大概是在15.000毫米-25.00毫米之間 。在此次設計中，我們選用的是15mm。2）壓盤質量計算由公式(-鑄鐵的密度,7.8g/cm3)，得：由上述計算，我們所計算出來的結果是，壓盤質量為2.0000kg。3）檢查離合器接合的溫度上升時間結合離合器會立即產(chǎn)生熱量，摩擦生熱來說。溫升不應超過8至10攝氏度。溫度上升很低，可減少壓力是厚度，轉動慣量是溫升公式為： （6-1）式中：溫升（）； W滑磨功（N·m）；分配給壓力板上滑動率的工作（單片離合器壓盤=0.5000；雙片離合器壓盤=0.25；雙片離合器中間壓盤 =0.50） C壓盤的比熱，C=481.4J/（kg·）（鑄鐵壓盤）：壓盤重量（kg）。本設計選取=8，即：=2.50=8 （6-2）符合設計要求。7 結論通過上述對膜片彈簧離合器計算，和對液壓操縱機構的工作原理和組成的計算，可以很清楚的得到，膜片彈簧離合器的工作機構設計，要這幾個方面來考慮：第一是材料的選擇，第二是從發(fā)動機的扭矩傳遞，還有尺寸的約束，以及駕駛員操作等