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畢業(yè)設計（論文）過程管理材料 題 目 大眾速騰轎車離合器設計 學生姓名 郭峰 院系名稱 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級 車輛工程B07-7 指導教師 石美玉 職 稱 教授 教研室 車輛工程教研室 起止時間 2011.2.28～2011.6.24 教 務 處 制 畢業(yè)設計指導教師評分表 學生姓名 郭峰 院系 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛工程07-7 指導教師姓名 石美玉 職稱 教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 大眾速騰轎車離合器設計 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 10 2 題目工作量；題目與工程實踐、社會實際、科研與實驗室建設等的結合程度 10 3 綜合運用知識能力（設計涉及學科范圍，內容深廣度及問題難易度）；應用文獻資料能力 15 4 設計（實驗）能力；計算能力（數據運算與處理能力）；外文應用能力 20 5 計算機應用能力；對實驗結果的分析能力（或綜合分析能力、技術經濟分析能力） 10 6 插圖（圖紙）質量；設計說明書撰寫水平；設計的實用性與科學性；創(chuàng)新性 20 7 設計規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等） 5 8 科學素養(yǎng)、學習態(tài)度、紀律表現；畢業(yè)論文進度 10 得 分 X= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 工作態(tài)度： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 說明書規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 圖紙規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（設計方案、設計方法、正確性） 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 指導教師簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計評閱人評分表 學生 姓名 郭峰 專業(yè) 班級 車輛工程07-7 指導教 師姓名 石美玉 職稱 教授 題目 　大眾速騰轎車離合器設計 評閱組或預答辯組成員姓名 紀峻嶺，臧杰，鮑宇，孫遠濤，朱榮福 出席 人數 5 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 10 2 題目工作量；題目與工程實踐、社會實際、科研與實驗室建設等的結合程度 10 3 綜合運用知識能力（設計涉及學科范圍，內容深廣度及問題難易度）；應用文獻資料能力 15 4 設計（實驗）能力；計算能力（數據運算與處理能力）；外文應用能力 25 5 計算機應用能力；對實驗結果的分析能力（或綜合分析能力、技術經濟分析能力） 15 6 插圖（圖紙）質量；設計說明書撰寫水平；設計的實用性與科學性；創(chuàng)新性 20 7 設計規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等） 5 得 分 Y= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 回答問題： 正確□ 基本正確□ 基本不正確□ 不能回答所提問題□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 說明書規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 圖紙規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（設計方案、設計方法、正確性） 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 　 評閱人或預答辯組長簽字： 年 月 日 注：畢業(yè)設計（論文）評閱可以采用2名評閱教師評閱或集體評閱或預答辯等形式。 畢業(yè)設計答辯評分表 學生 姓名 郭峰 專業(yè) 班級 車輛工程07-7 指導 教師 石美玉 職 稱 教授 題目 大眾速騰轎車離合器設計 答辯 時間 月 日 時 答辯組 成員姓名 紀峻嶺，臧杰，鮑宇，孫遠濤，朱榮福 出席 人數 5 序號 評 審 指 標 滿 分 得 分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況，題目難易度、工作量、與實際的結合程度 10 2 設計（實驗）能力、對實驗結果的分析能力、計算能力、綜合運用知識能力 10 3 應用文獻資料、計算機、外文的能力 10 4 設計說明書撰寫水平、圖紙質量，設計的規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等）、實用性、科學性和創(chuàng)新性 15 5 畢業(yè)設計答辯準備情況 5 6 畢業(yè)設計自述情況 20 7 畢業(yè)設計答辯回答問題情況 30 總 分 Z= 答辯過程記錄、評語： 自述思路與表達能力：好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 回答問題： 正確□ 基本正確□ 基本不正確□ 不能回答所提問題□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 說明書規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 圖紙規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（設計方案、設計方法、正確性） 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 　 答辯組長簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）成績評定表 學生姓名 郭峰 性別 男 院系 汽車與交通工程學院 專業(yè) 車輛工程 班級 B07-7班 設計（論文）題目 大眾速騰轎車離合器設計 平時成績評分（開題、中檢、出勤） 指導教師姓名 職稱 指導教師 評分（X） 評閱教師姓名 職稱 評閱教師 評分（Y） 答辯組組長 職稱 答辯組 評分（Z） 畢業(yè)設計（論文）成績 百分制 五級分制 答辯委員會評語： 答辯委員會主任簽字（蓋章）： 院系公章： 年 月 日 注：1、平時成績（開題、中檢、出勤）評分按十分制填寫，指導教師、評閱教師、答辯組評分按百分制填寫，畢業(yè)設計（論文）成績百分制=W+0.2X+0.2Y+0.5Z 2、評語中應當包括學生畢業(yè)設計（論文）選題質量、能力水平、設計（論文）水平、設計（論文）撰寫質量、學生在畢業(yè)設計（論文）實施或寫作過程中的學習態(tài)度及學生答辯情況等內容的評價。 優(yōu)秀畢業(yè)設計（論文）推薦表 題 目 大眾速騰轎車離合器設計 類別 設計 學生姓名 郭峰 院（系）、專業(yè)、班級 汽車與交通工程學院車輛工程07-7班 指導教師 石美玉 職 稱 教授 設計成果明細： 答辯委員會評語： 答辯委員會主任簽字（蓋章）： 院、系公章： 年 月 日 備 注： 注：“類別”欄填寫畢業(yè)論文、畢業(yè)設計、其它 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 離合器是汽車傳動系中的重要部件，主要功用是是切斷和實現發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車平穩(wěn)起步，保證傳動系統(tǒng)換擋時工作平順以及限制傳動系統(tǒng)所承受的最大轉矩，防止傳動系統(tǒng)過載。膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型汽車上廣泛采用的一種離合器，它的轉矩容量大而且較穩(wěn)定，操作輕便，平衡性好，也能大量生產，對于它的研究已經變得越來越重要。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，參數選擇以及計算過程。 本文主要是對轎車的膜片式彈簧離合器進行設計。根據推式膜片彈簧離合器工作原理和使用要求，采用系統(tǒng)化設計方法，把離合器分為主動部分、從動部分、操縱機構。通過對各個部分設計方案的原理闡釋和優(yōu)缺點的比較，確定了相關部分的基本結構及其零部件的制造材料。根據車輛使用條件和車輛參數，按照離合器系統(tǒng)的設計步驟和要求，主要進行了以下工作：選擇相關設計參數主要為：摩擦片外徑D的確定，離合器后備系數β的確定，單位壓力P的確定。并進行了總成設計主要為：分離裝置的設計，以及從動盤設計和膜片彈簧設計等。 關鍵詞：離合器；膜片彈簧；從動盤；壓盤；摩擦片 ABSTRACT Automobile clutch is an important part of the power train of the car ,it plays an important role. The main purpose of this design is using traditional methods to learn the basic steps, comprehending the design process, using the learned knowledge to the design process, thus a more solid grasp of the knowledge learned. This paper is a car diaphragm spring clutch design. In accordance with the conditions of vehicles and vehicle parameters, in accordance with the clutch system design steps and requirements for the following main tasks: choosing the main design parameters are: the determination of friction plate diameter, back-up clutch coefficient determination unit to determine the pressure. And designed primarily for the assembly: the design of separation devices , as well as the follower plate follower piece design includes the design and the design of the driven wheel disc, part of the design of the initiative, including the pressure plate, Clutch cover design, flexible drive chip design, which covered the design of the clutch is a simple design, is designed to manipulate the whole body out of the trip pedal, pedal power, with the ergonomic requirements. To reverse the shock absorber of the coil spring design. Key words：Clutch; Diaphragm spring; Driven plate; Pressure late; Friction disc II 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 第1章 緒 論 1 1.1研究現狀 1 1.2離合器結構和工作原理 1 1.3設計內容 2 第2章 離合器結構的設計 3 2.1 設計參數和結構要求 3 2.2 摩擦片的選擇 3 2.3 壓盤的選擇方式 3 2.4 壓緊彈簧的選擇與布置 3 2.5 分離軸承的選擇形式 4 2.6離合器通風散熱的解決措施 5 2.7 本章小結 6 第3章 離合器基本結構參數的計算和確定 7 3.1 摩擦片內徑、外徑的確定 7 3.2摩擦片上單位壓力的確定 8 3.3離合器后備系數的確定 8 3.4 本章小結 9 第4章 離合器從動盤總成的設計 10 4.1從動盤的結構 10 4.2 從動盤設計 10 4.2.1 從動片的選擇 11 4.2.2 摩擦片的材料的確定 11 4.2.3 從動盤轂的設計 12 4.3 減震彈簧的設計 13 4.4 本章小結 14 第5章 離合器膜片彈簧 15 5.1 膜片彈簧的結構 15 5.2 膜片彈簧的彈性變形特性 15 5.3 膜片彈簧的參數尺寸確定 17 5.3.1 R和R/r的選取 17 5.3.2 膜片彈簧起始圓錐底角 17 5.3.3分離指數目、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑 17 5.3.4 H/h的比值選取 17 5.3.5壓盤加載點半徑和支撐環(huán)加載點半徑的確定 18 5.4 膜片彈簧的計算 18 5.5 本章小結 21 第6章 離合器蓋總成的設計 22 6.1壓盤尺寸的確定 22 6.2壓盤的傳力方式的確定 23 6.3 壓盤和傳力片的材料選擇 23 6.4 離合器蓋的設計 23 6.5 本章小結 23 第7章 分離裝置和操縱機構的設計 25 7.1 分離套筒和分離軸承的設計 25 7.2 操縱機構的機構形式 25 7.3 操縱機構的設計計算 25 7.4 本章小結 26 結 論 27 參考文獻 28 致 謝 29 附 錄 30 第1章 緒 論 1.1研究現狀 現代各類汽車上應用的最廣泛的離合器是干式盤形摩擦離合器，可按從動盤數目不同、壓緊彈簧布置形式不痛、壓緊彈簧結構形式不同和分離時作用力方向不同分為很多種。按作用力方向可分為推式和拉式。其次，由于膜片彈簧與壓盤以整個圓周接觸，使壓力分布均勻。另外由于膜片彈簧具有非線性彈性特性，故能在從動盤摩擦片磨損后，彈簧仍能可靠的傳遞發(fā)動機的轉矩，而不致產生滑離。離合器分離時，使離合器踏板操縱輕便，減輕駕駛員的勞動強度。此外，因膜片彈簧是一種對稱零件，平衡性好，在高速下，其壓緊力降低很少，而周布置彈離合器在高速時，因受離心力作用會產生橫向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低了對壓盤的壓緊力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降。所以膜片彈簧離合器在技術上比較先進，經濟性合理，同時其性能良好，使用可靠性高、壽命長，結構簡單緊湊，操作輕便，在保證可靠地傳遞發(fā)動機最大扭矩的前提下有很大的優(yōu)點。 早期的離合器結構尺寸大，從動部分轉動慣量大，引起變速器換檔困難，而且這種離合器在結合時也不夠柔和，容易卡住，散熱性差，操縱也不方便，平衡性能也欠佳。本次設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；減小從動部分的轉動慣量，保證換擋容易，使用起來效果更好，而且具有穩(wěn)定性好、操縱方便等優(yōu)點。膜片彈簧離合器，它的轉矩容量大且較穩(wěn)定，操縱輕便，平衡性好，也能大量生產，對于它的研究已經變得越來越重要。 1.2離合器結構和工作原理 離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相關聯(lián)的部件，主動部分與從動部分可以暫時分離，又可逐漸接合，并且在傳動過程中還要有可能相對轉動，通過主動、從動兩部分的相互作用把發(fā)動機的動力扭矩傳遞給驅動系統(tǒng)，來實現汽車的起步、換擋的功能。離合器的作用有三：一是保證汽車平穩(wěn)起步，二是保證傳動系換擋時工作平穩(wěn)，三是防止汽車傳動系過載。 目前在汽車離合器中，摩擦式離合器用得最為廣泛。摩擦式離合器按結構分可分主動部分（包括飛輪、離合器蓋和壓盤）、從動部分（從動盤總成）、壓緊機構（壓緊彈簧）和操縱機構（包括分離叉、分離軸承、分離踏板和傳動部件）。在膜片彈簧離合器中膜片彈簧有壓緊彈簧和分離杠桿的雙重作用，所以膜片彈簧離合器的結構設計主要是包括從動盤總成、膜片彈簧和壓盤總成三個部分。 (a) (b) (c) 圖1.1 膜片彈簧離合器工作原理示意圖 a—安裝前位置；b—安裝后；c—分離位置 1—飛輪； 2—摩擦片； 3—離合器蓋； 4—分離軸承； 5—壓盤； 6—膜片彈簧； 7— 支撐環(huán) 膜片彈簧為碟形，其上開有若干個徑向開口，形成若干個彈性杠杠。彈簧中部有鋼絲支承圈，用鉚釘將其安裝在離合器蓋上。在離合器蓋未固定到飛輪上時，膜片彈簧處于自由狀態(tài)，離合器蓋與飛輪接合面間有一距離DL。用螺栓將離合器蓋固定到飛輪上時，離合器蓋通過后鋼絲支承圈把膜片彈簧中部向前移動了一段距離。由于膜片彈簧外端位置沒有變化，所以膜片彈簧被壓縮變形。膜片彈簧外緣通過壓盤把從動盤壓靠在飛輪后端面上，這時離合器為接合狀態(tài)。在分離離合器時，分離軸承前移，膜片彈簧將以前鋼絲支承圈為支點，其外緣向后移動，在分離鉤的作用下，壓盤離開從動盤后移，離合器就變?yōu)榉蛛x狀態(tài)了。 1.3設計內容 本設計的目的是減小從動部分的轉動慣量，保證換擋容易，使用起來效果更好，而且具有穩(wěn)定性好、操縱方便等優(yōu)點。膜片彈簧離合器，它的轉矩容量大且較穩(wěn)定，操縱輕便，平衡性好，也能大量生產，對于它的研究已經變得越來越重要。本設計就是設計膜片彈簧離合器，在設計中對各種離合器類型進行分析，確定出結構方案，再對離合器的各基本參數進行選擇計算，設計出各個零件，最終設計出使用于普通轎車的車用離合器。 第2章 離合器結構的設計 2.1 設計參數和結構要求 表2.1 大眾速騰車型的參數 名稱 參數 發(fā)動機最大功率及轉速 74Kw/6000rpm 發(fā)動機最大轉矩及轉速 145 N.m/3800rpm 發(fā)動機排量 1.6L 最高車速 185km/h 2.2 摩擦片的選擇 單片離合器因為結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底接合平順，所以被廣泛使用于轎車和中、小型貨車，因此該設計選擇單片離合器。 2.3 壓盤的選擇方式 壓盤在與離合器蓋連接后帶動摩擦片轉動。壓盤在工作中屬于主動傳動，在飛輪和離合器蓋得帶動下傳遞扭矩。在不傳遞扭矩時，應能夠與從動盤脫離接觸，所以這種連接應允許壓盤在離合器分離過程中能自由的作軸向移動。 壓盤和飛輪的連接方式有很多種，有凸塊—窗孔式、傳力銷式、鍵式以及彈性傳動片式等，現在一般采用彈性傳動片式。在傳動過程中會有摩擦和震動。壓盤應具有較大的質量，以增大熱容量，減小溫升，防止其產生裂紋和破碎。同時壓盤還應具有較大的剛度，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與離合器的徹底分離。 2.4 壓緊彈簧的選擇與布置 離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點： （1）由于膜片彈簧有理想的非線性特征,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內能保證大致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。當離合器分離時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力； （2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量??； （3）高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降； （4）由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命； （5）易于實現良好的通風散熱，使用壽命長； （6）平衡性好； （7）有利于大批量生產，降低制造成本。 但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，我選用膜片彈簧式離合器。 2.5 分離軸承的選擇形式 分離軸承在工作中主要承受軸向力，在分離離合器時由于分離軸承旋轉產生離心力，形成其徑向力。故離合器的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承兩種。前者適合于高速低軸向負荷，后者適合于相反情況.常用含潤滑油脂的密封止推球軸承;小型車有時采用含油石墨止推滑動軸承。分離軸承與膜片彈簧之間有沿圓周方向的滑磨，當兩者旋轉中不同心時也伴有徑向滑磨。為了消除因不同心導致的磨損并使分離軸承與膜片彈簧內端接觸均勻，膜片彈簧離合器廣泛采用自動調心式分離裝置結構原理如圖2.1。它有旋轉軸承，軸承罩，波形片簧如圖2.1中2，它由厚約為0.7㎜的65Mn鋼帶制成，油淬、模內回火度HRC43～51）及分離套筒組成。由于軸承與套筒間都留有足夠徑向間隙以保證分離軸承相對于分離套筒可以徑向移動1mm左右，所以當膜片相對分離套筒有偏斜時，由于波形片簧能夠產生變形，允許分離軸承產生相對的偏斜，以保證膜片彈簧仍能被均勻的壓緊，也防止了膜片彈簧分離指處的異常磨損并減少了噪音。另外由于分離指與直徑較小的軸承內圈接觸，則增大了膜片彈簧的杠桿比。 分離套筒支撐著分離軸承并位于變速器第一軸軸承蓋的軸頸上，可以軸向移動。分離器結合后，分離軸承與分離杠桿之間一般有3~4mm間隙，以免在摩擦片磨損后引起壓盤壓力不足而導致離合器打滑使摩擦片以及分離軸承燒壞。此間隙使踏板有段自由行程。有的轎車采用無此間隙的內圈恒轉式結構，用輕微的油壓或彈簧力使分離軸承與杠桿端（多為膜片彈簧）經常貼合，以減輕磨損和減少踏板行程。本設計采用自動調心分離軸承，其結構如圖2.1所述。 圖2.1 動調心軸承裝置 1— 分離軸承；2—波形彈簧；3—分離軸承罩；4—分離套筒 2.6離合器通風散熱的解決措施 離合器在工作時會產生很高的溫度。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。當壓盤工作表面的溫度超過200℃時，摩擦片的磨損速度將急劇升高。同時會降低壓盤的傳力特性。在更高的使用條件下，該溫度有可能達到1000℃。在高溫下壓盤會翹曲變形甚至產生裂紋和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也會燒裂和破壞。為防止摩擦表面的溫度過高，除壓盤應具有足夠的質量以保證有足夠的熱容量外，還應使其散熱通風良好。為此，可在壓盤上設置散熱筋或鼓風筋；在雙片離合器中間壓盤體內鑄出足夠多的導風槽，這種結構措施在單片離合器壓盤上也開始應用；將離合器蓋和壓盤設計成帶有鼓風葉片的結構；在保證有足夠剛度的前提下在離合器蓋上開出較多或較大的通風口，以加強離合器表面的通風散熱和清除摩擦產生的材料粉末，在離合器殼上設置離合器冷卻氣流的入口和出口等所謂通風窗，在離合器殼內裝設冷卻氣流的導罩，以實現對摩擦表面有較強定向氣流通過的通風散熱等。為防止壓盤 的受熱翹曲變形，壓盤應有足夠大的剛度。鑒于以上對質量和剛度的要求，一般壓盤都設計得比較厚，一般不小于10mm。 2.7 本章小結 根據任務書中給定的車型，對離合器的結構進行了布置。包括對摩擦片、壓緊彈簧、壓盤、分離軸承和通風散熱結構的設計。 第3章 離合器基本結構參數的計算和確定 3.1 摩擦片內徑、外徑的確定 摩擦片外徑D（mm）也可以根據發(fā)動機最大轉矩Temax（N.m）按如下經驗公式選用 （3.1） 式中：KD—直徑系數，取值范圍見表3.1。 表3.1 直徑系數的取值范圍 車 型 直徑系數 乘用車 14.6 最大總質量為1.8～14.0t的商用車 16.0～18.5(單片離合器) 13.5～15.0(雙片離合器) 最大總質量大于14.0t的商用車 22.5～24.0 由選車型得Temax= 145×1.5=217.5N·m，KD =14.6。 則將各參數值代入式后計算得 D=215.3mm。 根據離合器摩擦片的標準化，系列化原則，根據下表3.2。 表3.2 離合器摩擦片尺寸系列和參數（即GB1457—74） 外徑D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 內徑d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 厚度h/ 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 =d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 1－ 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 單位面積F/ 106 132 160 221 302 402 466 546 678 應?。耗Σ疗嚓P標準尺寸： 外徑D=225mm 內徑d=150mm 厚度h=3.5mm 內徑與外徑比值C′=0.667 1－=0.703。 3.2摩擦片上單位壓力的確定 離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣(如城市用的公共汽車和礦用載重車),單位壓力P較小為好。當摩擦片的外徑較大時也要適當降低摩擦片摩擦面上的單位壓力P。因為在其它條件不變的情況下，由于摩擦片外徑的增加，摩擦片外緣的線速度大，滑磨時發(fā)熱厲害，再加上因整個零件較大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻，為了避免這些不利因素，單位壓力P應隨摩擦片外徑的增加而降低。 前面已經初步確定了摩擦片的基本尺寸：外徑D=225mm內徑d=150mm，厚度h=3.5mm，內徑與外徑比值C′=0.6670 。又初選=1.5運用公式（3.2）可以校核單位壓力P： T=PD(1－) (3.2) 式中：Z—單片離合器取2； —摩擦系數，可取=0.26。 代入相關數據則得：P=0.206MP 。 3.3離合器后備系數的確定 后備系數β保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動機扭矩，同時它有助于減少汽車起步時的滑磨，提高了離合器的使用壽命。但為了離合器的尺寸不致過大，減少傳遞系的過載，使操縱輕便等，后備系數又不宜過大。在開始設計離合器時一般是參照統(tǒng)計質料，并根據汽車的使用條件，離合器結構形式等特點，初步選定后備系數β。 表3.3　離合器后備系數的取值范圍 車 型 后備系數β 乘用車及最大總質量小于6t的商用車 1.20～1.75 最大總質量為6～14t的商用車 1.50～2.25 掛車 1.80～4.00 結合設計實際情況，故選擇β=1.5。 3.4 本章小結 本章的設計對于離合器的最終設計是非常重要的，根據給定車型的扭矩、功率，通過經驗公式計算出摩擦片的內外徑。根據車型的不同選擇出適合本車型的后備系數β。最后通過摩擦片的尺寸和后背系數計算出摩擦片的單位壓力，確定單位壓力是否在許用范圍內。經過計算單位壓力在許用范圍內。 第4章 離合器從動盤總成的設計 4.1從動盤的結構 從動盤是離合器工作中的重要部件，它位于兩片摩擦片之間。用于改善汽車行使的舒適性,并使汽車平穩(wěn)起步。圖4.1說明了離合器從動盤的結構，從動盤主要由從動片，從動盤轂，，摩擦片等組成，由下圖4-1可以看出，摩擦片1，10分別用鉚釘鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片3用限位銷5和減振盤9鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在一起了。在從動片3和減振盤9上圓周切線方向開有6個均布的長方形窗孔，在在從動片和減振盤之間的從動盤轂6法蘭上也開有同樣數目的從動片窗孔，在這些窗孔中裝有減振彈簧8，以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片4。當系統(tǒng)發(fā)生扭轉振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉動，系統(tǒng)的扭轉能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。 圖4.1 帶扭轉減振器的從動盤 1，10—摩擦片；2波形彈簧片；3—從動盤鋼片；4—摩擦阻尼片； 5—鉚釘；6從動盤轂；7—調整墊片；8—減震彈簧；9—減震盤； 4.2 從動盤設計 從動盤總成由摩擦片、從動片、減震器和從動盤穀等組成。它雖然對離合器工作性能影響很大的構件，但是其工作壽命薄弱，因此在結構和材料上的選擇是設計的重點。從動盤總成應滿足如下設計要求： （1）從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時齒輪間的沖擊。 （2）從動盤應具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。 （3）應安裝扭轉減震器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 4.2.1 從動片的選擇 汽車在行駛中進行換檔時，首先要分離離合器，從動盤的轉速必然要在離合器換檔的過程中發(fā)生變化，或是增速（由高檔換為低檔）或是降速（由低檔換為高檔）。設計從動片時要盡量減輕質量，并使質量的分布盡可能靠近旋轉中心，以獲得小的轉動慣量。這是因為離合器的從動盤轉速的變化將引起慣性力，而使變速器換檔齒輪之間產生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與沖動盤的轉動慣量成正比，因此為了見效轉動慣量，從動片都做的比較薄，通常是用1.3~2.mm厚的薄鋼板沖壓而成,為了進一步減小從動片的轉動慣量,有時將從動片外緣的盤形部分磨至0.65～1.0mm,使其質量更加靠近旋轉中心。 為了使離合器結合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都作成具有軸向彈性的結構，這樣，在離合器的結合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的，從而保證離合器所傳遞的力矩是緩和增長的。此外，彈性從動片還使壓力的分布比較均勻，改善表面的接觸，有利于摩擦片的磨損。 具有軸向彈性的的傳動片有以下三種形式：整體式的彈性從動片，分開式的彈性從動片、及組合式彈性從動片。， 在本設計中，因為設計的是轎車的離合器，故采可以用整體式彈性從動片，離合器從動片采用2mm厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑決定，在這里取225mm，內徑由從動盤轂的尺寸決定，這將在以后的設計中取得。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷，還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口。 4.2.2 摩擦片的材料的確定 摩擦片是離合器中傳動系的重要部件。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： （1）應具有較穩(wěn)定的摩擦系數，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數的影響小。 （2）要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。 （3）要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好。 （4）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。 （5）磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面。 （6）油水對摩擦性能的影響應最小。 （7）結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現象。 通過選取,車用離合器上一般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，其摩擦系數大約在0.3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。冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在該設計中汽車使用條件良好，所以仍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。 4.2.3 從動盤轂的設計 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對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Temax按國標GB1144－74選取。 花鍵的尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵的損壞形式主要是表面受力過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力校核，如果應力偏大可以適當增加花鍵轂的軸向長度。 花鍵擠壓應力校核公式如下： =（MPa） 　　　　 （4.1）　　　　　　　　　 式中：P——花鍵的齒側面壓力，它有下式確定： P= （4.2） D ′,d′——分別為花鍵的外徑，內徑，m; Z——從動盤轂的數目; T——發(fā)動機最大轉矩，N.m; N——花鍵齒數; h——花鍵齒工作高度，m； ; l——花鍵有效長度，m。 代入相關數據可得：P=33300N，=18.5MP，該花鍵轂花鍵的=18.5MP﹤[]=20MP，所以該花鍵轂花鍵的尺寸合適。 表4.1 從動盤轂花鍵尺寸系列 從動盤外徑D/㎜ 發(fā)動機轉矩/N.m 花鍵齒數n 花鍵外徑/㎜ 花鍵內徑/㎜ 齒厚/㎜ 有效齒 長l/㎜ 擠壓應力/M 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 4.3 減震彈簧的設計 減震彈簧的材料采用65號彈簧鋼絲，即根據布置上的可能性來確定減振器彈簧設計相關尺寸。 （1）減振彈簧的分布半徑R R的尺寸應盡可能取大些，一般取 R=（0.65～0.75）d／2(式中d為離合器摩擦片內徑) 所以R=0.7×150／2=52.5mm。 （2）減震彈簧數量Z 如下表4.2 Z=6。 （3）扭轉減震彈簧的總壓力P P=T／R （4.3） 式中：T為極限轉矩，乘用車取T=2.0 T。 T代入上式得：P= T／R =2.0 T／R=5523N。 表4.2 減振彈簧數量選取表 離合器摩擦片外徑/㎜ 減振彈簧數量Z 225～250 4～6 250～325 6～8 325～350 8～10 （4）單個彈簧的工作載荷p （4.4） 代入數據得:P= P／Z=5523N／6=920.5N。 （5）減震彈簧尺寸 彈簧中徑D一般由結構布置來決定,通常D=11～15mm左右,取D=11mm 彈簧鋼絲直徑d: 通常d取3～4mm，所以取d=3mm。 彈簧剛度K： （4.4） 代入數據得：K= =9206N/m。 減振彈簧的最小高度l: l=n(d+)≈1.1dn=1.1×4×6=19.8mm。 減振彈簧總變形量： =F/K=0.5mm。 減振彈簧自由高度l= l+=26.4+5.20=20.3mm。 減振彈簧預變形量===0.2mm。 減振彈簧安裝工作高度l：l= l－=20.1mm。 4.4 本章小結 本章對從動片、從動盤轂、摩擦片的材料和減震彈簧進行了設計。包括從動片的尺寸、從動盤轂的尺寸。從動盤轂花鍵的選擇通過查表和摩擦片的大小可選擇。并對從動盤轂的強度進行了校核。減震彈簧的數量、尺寸、強度也進行了計算。 第5章 離合器膜片彈簧 5.1 膜片彈簧的結構 本設計中的壓緊彈簧是膜片彈簧。在設計中采用推式結構。 膜片彈簧在結構形狀上分為兩部分。在膜片彈簧的大端處為一完整的截錐體，它的形狀像一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣，稱作碟簧部分。 膜片彈簧的作用機理就是通過其彈性特性改變輸入力的大小。通過變形提供壓力。碟形彈簧的彈性作用是沿其軸線方向加載，碟簧受壓變平，卸載后又恢復原形?？梢哉f膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式。所不同的是，在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片，它的作用是，當離合器分離時作為分離杠桿。故它又稱分離爪。分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽較寬呈長方圓形孔。這樣做，一方面可以減少分離爪根部應力集中，一方面又可用來安置銷釘固定膜片彈簧，分離爪根部的過渡圓角R＞4.5。 5.2 膜片彈簧的彈性變形特性 膜片彈簧起彈性作用的部分是其碟簧部分，碟簧部分的彈性變形特性和螺旋彈簧是不一樣的，它是一中非線性的彈簧，其特性和碟簧部分的原始內截錐高H及彈簧片厚h的比值H/h有關。不同的H/h值可以得到不同的特性變形特性，圖5.1畫出了幾種情況下的彈性特性曲線。一般可以分成下列四中情況： ⑴＜ 如下圖5.1中H/h=0.5的曲線，其曲線形狀表現為:通過增加載荷P，從而使變形總是不斷增加。這種彈簧的剛度很大，可以承受很大的載荷。 ⑵= 如圖5.1中H/h=1.5≈的曲線，彈性特性曲線在中間有一段很平直，變形的增加,載荷P幾乎不變。 ⑶＜＜2 如圖5.2中=2.75，彈簧彈性曲線變量如圖，即當增加變形時，反而減小載荷，有這種特性的膜片彈簧很適合用于作為離合器的壓緊彈簧，利用其負剛度區(qū)，達到分離離合器時載荷下降,操縱省力的目的，從而選擇出更適合的彈性特性。當然負剛度過大也不適宜，以免彈簧工作位置略微變動造成彈簧壓緊力過大。 ⑷＞ 如下圖5.2，特性曲線中有更大的負剛度不穩(wěn)定工作區(qū)，這種區(qū)域的產生會有負值的區(qū)域。 圖5.1 三種不同H/h值時的無因次特曲線 圖5.2 各種不同H/h值時的無因次彈性變形特性 5.3 膜片彈簧的參數尺寸確定 5.3.1 R和R/r的選取 研究表明，比值越大，彈簧材料的利用率越低。彈簧越硬，彈性特性曲線收到直徑誤差的影響越大，且應力越大。根據結構布置和壓緊力的要求，比值為1.2-1.5。碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧的質量利用率和好。為使摩擦片上的壓緊力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑。因此設計用來緩和沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。對于汽車離合器的膜片彈簧，設計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據結構布置與分離的需要來決定，對于R,膜片彈簧大端外徑R應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑。 表 5.1 一些車型膜片彈簧的R和R/r的值 車型 外徑（mm） 內徑（mm） 膜片彈簧大端半徑2R（mm） R/r 豐田 225 160 206 103/81=1.27 北京BJ751 228 150 210 105/8.5=1.25 上海SH771 280 165 252 126/103.5=1.21 初步確定R=118mm；r=94mm 所以，R/r=94/118=1.25 5.3.2 膜片彈簧起始圓錐底角 汽車膜片彈簧一般起始圓錐底角在10°～14°之間，≈代入數值計算可得：=11.3°。 5.3.3分離指數目、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑 汽車離合器膜片彈簧的分離指數目n＞12，一般在18左右，采用偶數，便于制造時模具分度切槽寬≈3mm，≈10mm，窗孔半徑rg一般情況下有（r－r）≈(0.8～1.4) ,所以取r－r=1 =10mm。 參考下表5.2 5.3.4 H/h的比值選取 計膜片彈簧時，要利用其非線性的彈性變形規(guī)律，因此要正確選擇其特性曲線的形狀，以獲得最佳性能。一般汽車汽車膜片彈簧的H/h值的范圍在1.5～2.5之間。 我設計的膜片彈簧，H=5.0mm；h=3mm。所以，==1.67。 表5.2一些車型膜片彈簧的分離爪數n、切槽寬、及半徑 車型 n （mm） （mm） r－（mm） 豐田 18 3.2 9 11 北京BJ751 18 3.2 11 13 上海SH771 18 3.2 11 12.5 雪佛蘭 18 3.2 10 10 參考上表取n=18，δ1=3mm，δ2=10mm，rg=84mm 5.3.5壓盤加載點半徑和支撐環(huán)加載點半徑的確定 應略大于且盡量接近r，應略小于R且盡量接近R。本設計取R1=116mm，r1 =96mm。膜片彈簧應用優(yōu)質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內常用的碟簧材料的為60SizMnA，當量應力可取為1600～1700N/mm2。 5.4 膜片彈簧的計算 （1）壓緊力p1與變形力λ1之間的關系 =H－[H－()]+ （5.1） 式中：E—彈性模數，鋼材料取E=2.0×10Mp； —泊松比，鋼材料取0.3； h—彈簧片厚，3mm； H—碟簧部分內截錐高，5mm； R—碟簧部分外半徑（大端半徑），118mm； r—碟簧部分內半徑，94mm； L—膜片彈簧與壓盤接觸半徑，116mm； l—支承環(huán)平均半徑，96mm。 設 =，=，將、代入公式(7.1)， 可化簡為： = ln[(－)(-)+1] （5.2） 把有關數值代入上述各式，得： P=11777.88 =2.4 =0.144－0.6757+0.9385 令d/d=0 得： 0．431-1.35+0.938=0 凸點：λ1=0.7mm p1=3366N 凹點：λ1=5.5mm p1=3416N 圖6.3 膜片彈簧彈性特性曲線 （1） 膜片彈簧的強度計算 假定膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點O轉動。斷面在O點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，故該點的切向應力為零，O點以外的點均存在切向應變和切向應力?，F選定坐標于子午斷面，使坐標原點位于中性點O。令X軸平行于子午斷面的上下邊，則斷面上任意點的切向應力為： (5.3) 為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將（5.3）式寫成Y與X軸的關系式： (5.4) 圖6.4 切向應力在子午斷面的分布 由上式可知，當膜片彈簧變形位置?一定時，一定的切向力αt在X-Y坐標系里呈線性分布。 當時，因為的值很小，我們可以將看成，由上式可寫成。此式表明，對于一定的零應力分布在中性點O而與X軸呈角的直線上。從式6-4可以看出X=-e時無論取任何值都有。顯然，零應力直線為K點與O點的連線，在零應力直線內側為壓應力區(qū)，外側為拉應力區(qū)，等應力直線離應力直線越遠，其應力越高。有次可知，碟簧部分內緣B處切向應力最大，A處切向應力最大，分析表明，B點的切應力最大，計算膜片彈簧的應力只需校核B處應力就可以了，將B點的坐標X=（e-r）和Y=h/2帶入（5.5）式有： （5.5） 令可以求出切向壓應力達極大值的轉角 由于： mm 所以： ，σtB =-2213N/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力： （5.6） 式中 n——分離指數目 n=18 br——單個分離指的根部寬 br=11.16mm σrB=690N/mm2 由于σrB是與切向壓應力σtB垂直的拉應力，所以根據最大剪應力強度理論，B點的當量應力為： σjB=σrB－σtB=1523Mpa σjB<σBj=1700Mpa 膜片彈簧的設計應力一般都稍高于材料的局限，為提高膜片彈簧的承載能力，一般要經過以下工藝：先對其進行調質處理，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），使其高應力區(qū)產生塑性變形以產生殘余反向應力，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。 故膜片彈簧和當量應力不超出允許應力范圍，所以用設數據合適。 5.5 本章小結 在設計的時候先了解膜片彈簧的結構特點，對其變形和加載方式有所了解，最后有目的的選擇膜片彈簧的結構參數尺寸，根據公式計算出其彈性特性曲線，如果該曲線不符合本離合器的使用要求，調整結構參數，再次計算，最終得到合適的曲線，選擇合適的工作點，如B點，A點等。 第6章 離合器蓋總成的設計 6.1壓盤尺寸的確定 由于摩擦片的的尺寸在前面已經確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。壓盤的外徑D=230mm，壓盤內徑d=155mm。 在離合器的結合過程中，由于滑磨功的存在，每結合一次都要產生大量的熱，而每次結合的時間又短，因此熱量根本來不及全部傳到空氣中去，這樣必然導致摩擦副的溫升。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。它不僅會引起摩擦片摩擦系數的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的損壞。 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量以吸收熱量。壓盤應具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產生翹曲變形，而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。 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15mm），但一般不小于10mm。 在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為15mm。 在初步確定該離合器壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升，其接合一次的溫升不得超過8°—10°。若溫升過高可以適當增加壓盤的厚度。 根據下面公式（5.1）來進行校核： = （6.1） 式中：——溫升，℃； L——滑磨功，N.m,L=0.5JW= ,m=m==4.551kg； ——分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比：單片離合器壓盤=0.5； C——壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤，C=481.4J/(kg·°c)； m——壓盤質量。 根據公式（6.1）代入相關數據可得:=2.39℃ 此數值=2.39℃＜8°—10°， 故該厚度符合要求。 6.2壓盤的傳力方式的確定 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合器的分離過程中能自由的沿軸向移動。如前面所述采用采用傳動片式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。 6.3 壓盤和傳力片的材料選擇 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，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為HB170～227，其摩擦表面的光潔度不低與1.6。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素。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1.6。 傳力片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅動壓盤共同旋轉，分離時，又可利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。選擇三組，每組2片，每片厚度h=1mm，由鋼帶65Mn制成，傳力片上孔間距離l=50mm，孔的直徑d=6mm 6.4 離合器蓋的設計 對離合器蓋結構設計的要求： （1）應具有足夠的剛度，否則將影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，亞種時使摩擦面不能徹底分離。為此可采取如下措施：適當增大蓋得板厚，一般為2.5-4.0mm；在蓋上沖制加強肋或在蓋內周邊處翻邊；尺寸大的離合器蓋可改用鑄鐵鑄造。 （2）應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。對中方式采用定位銷或者定位螺栓。 （3）蓋的膜片彈簧支撐處應具有高的尺寸精度。 （4）為了便于通風散熱，防止摩擦面表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風扇片等。 6.5 本章小結 離合器蓋總成包括壓緊彈簧、離合器蓋、壓盤、傳力片、分離杠桿和支撐環(huán)。本章對離合器的壓盤、離合器蓋等主動部分進行了設計。保證動力傳遞要求的強度，同時為了滿足設計要求對各個零件進行了材料選擇。 第7章 分離裝置和操縱機構的設計 7.1 分離套筒和分離軸承的設計 分離軸承在工作中主要承受軸向力，在離合器分離時，由于分離軸承的旋轉，在受離心力的作用下，還承受徑向力。在傳統(tǒng)離合器中采用的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承。而在現代汽車離合器中主要采用了角接觸式的徑向推力球軸承，并由軸承內圈轉動。 自位分離軸承和分離套筒通過波形彈簧裝配在一起成為一體，波形彈簧小端卡緊在軸承套筒座的外凸臺部位，其大端壓緊軸承外圈的內端面，依靠摩擦把分離軸承與軸承套筒連在一起。這種軸承的內外圈可由80Cr2軸承鋼沖制加工而成。軸承中分布了15個鋼球。 在本設計中，由前面選擇的花鍵轂花鍵的尺寸（外徑32，內徑26），因而根據花鍵尺寸初選軸套、分離軸承和分離套筒及軸頸之間的尺寸 分離軸承必須進行潤滑，本設計采用的潤滑方式為定期進行潤滑，在分離套筒上開有用來注潤滑油的缺口，而在離合器殼上裝有注油杯并用軟管通到分離套筒的缺口處。分離套筒的有關結構見裝配圖。 7.2 操縱機構的機構形式 為減輕司機的疲勞，踏板力應盡可能的小，又保證有一定的感覺，所以踏板力和行程應如下]： 轎車：80~130N； 載貨汽車：150~200N； 踏板最大行程<175mm。 本設計踏板力F=120N,踏板行程=150mm，踏板儲備行程25mm。 7.3 操縱機構的設計計算 離合器踏板行程與壓盤的升程有如下關系： (7.1） 式中：為分離軸承與分離桿之間的間隙，本操縱系統(tǒng)有間隙自動調整機構，=0； 為摩擦片與飛輪、壓盤之間的間隙，對于單片離合器=0.75~1.3mm。現取值為1.15mm； 為摩擦面數目，單片為2； 為分離杠桿傳動比，=2.89； 為機械操縱機構傳動比， (7.2) 根據人體工程學所要求的踏板行程值，按下式初定： (7.3) 式中：=150-25=125mm；=0.85。 將數據代入式中得：= 16。 一般離合器操縱機構的傳動比如表6.2所示。 用校核離合器踏板力是否合適： (7.4) 式中：為壓盤的分離載荷；為系統(tǒng)效率，一般取0.8~0.9，現取值為0.9； 代入相關數值得：=112.7N 圖7.1 操縱機構示意圖 7.4 本章小結 本章對分離裝置進行了設計，主要是分離軸承個分離套筒的設計，本離合器使用的是膜片彈簧，分離軸承使用的是自動調心式。操縱機構設計的東西比較少，主要是踏板力和踏板行程的計算。操縱機構中采用了棘輪式間隙自動調整機構，分離軸承與分離杠桿間可以不留間隙。 結 論 本設計根據給出的設計要求和設計參數，確定了離合器的基本結構和主要尺寸，闡述了推式膜片彈簧離合器的原理和組成。通過計算畫出推式膜片彈簧離合器的成品圖。 在計算中，首先確定摩擦片外徑尺寸，然后根據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