1、精選優質文檔-傾情為你奉上汽車雙片摩擦片離合器設計(doc 29頁)專心-專注-專業汽車設計課程設計題目: 汽車雙片摩擦片離合器設計學 號： 姓 名： 專 業： 車 輛 工 程 班 級： 指導老師： 完成日期： 目錄前言汽車從無到有并迅猛發展。從20世紀初到20世紀50年代，汽車產量大幅增加，汽車技術也有很大進步，相繼出現了高速汽油機、柴油機：弧齒錐齒輪和準雙面錐齒輪傳動、帶同步器的齒輪變速器、化油器、差速器、摩擦片式離合器、等速萬向節、液壓減震器、石棉制動片、充氣式橡膠輪胎等。20世紀50年代到70年代，汽車的主要技術是高速、方便、舒適、流線型車身、前輪獨立懸架、液力自動變速器、動力轉向、全

2、輪驅動、低壓輪胎、子午線輪胎都相繼出現。20世紀70年代至今，汽車技術的主要發展是提高安全性、降低排放污染。由此各種保障安全、減少排放污染的新技術、新車型相繼出現，如各種防抱死系統、電子控制噴油、電子點火、三元催化轉化系統、電動汽車等。現代汽車技術發展的方向主要表現在以下幾個方面：1）安全可靠應用汽車防抱死制動系統（ABS）、汽車驅動防滑系統（ASR）、電控穩定程序（ESP）、電子巡航控制系統（CCS）、安全帶、安全氣囊（SRS）等。2）環境保護采用電控燃油噴射（EFI）、無分電器點火（DLI）、廢氣再循環控制系統、燃油蒸發排放控制系統、氣門升程與配氣相位可變控制系統、斷油控制、進氣壓力波增壓

3、及廢氣渦輪增壓控制、共軌電控柴油噴射系統等技術。3）節約能源1、整車輕量化美國專家認為今后輕量化的途徑主要是將目前汽車質量70%的鋼鐵材料換成輕的其他材料，特別是塑料和鋁。2、降低輪胎的滾動阻力采用子午線輪胎、高性能專用輪胎。3、降低空氣阻力汽車造型更加光順圓滑。4）代用材料采用合成燃料、液化石油氣、壓縮天然氣、醇類燃料等代用燃料。5）操縱輕便、乘坐舒適采用自動變速器、電控動力轉向、電控懸架、汽車空調、全球衛星定位系統、不停車收費系統、自動避撞系統等技術。摩擦離合器是應用的最廣泛也是歷史最久的一類離合器，它基本上是由主動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構四部分組成。主、從動部分和壓緊機構是保證

4、離合器處于結合狀態并能傳動動力的基本機構，而離合器的操縱機構主要是使離合器分離的裝置。在以內燃機為動力的汽車機械傳動系中，離合器用來切斷和實現對傳動系的動力傳遞，以保證：在汽車豈不是將發動機與傳動系平順結合，使汽車能平穩起步，在換擋時將發動機與傳動系迅速徹底的分離，減少變速器中齒輪沖擊，以便于換擋：在工作中受過大的載荷時，考離合器打滑來保護傳動系，防止零件因過載而損壞。隨著汽車發動機轉速和功率的不斷提升、汽車電子技術的高速發展，人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發，傳統的推式膜片離合器結構正在逐漸的向拉式膜片彈簧離合器結構發展，傳統的操作形式正向自動操縱形式發展。因此，提

5、高離合器的可靠性和使用壽命，適應高轉速，增加傳遞轉矩的能力和簡化操作，已成為離合器的發展趨勢。第1章離合器的設計原理及其要求1.1離合器簡介聯軸器、離合器和制動器是機械傳動系統中重要的組成部分，共同被稱為機械傳動中的三大器。它們涉及到了機械行業的各個領域。廣泛用于礦山、冶金、航空、兵器、水電、化工、輕紡和交通運輸各部門。離合器是一種可以通過各種操作方式，在機器運行過程中，根據工作的需要使兩軸分離或結合的裝置。對于以內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發動機相連的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主從動部分之間的摩擦來傳遞動

6、力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構、和操縱機構等四部分。離合器作為一個獨立的部件而存在。它實際上是一種依靠其主、從動件之間的摩擦來傳遞動力且能分離的機構。1.2汽車離合器的主要的功用1.2.1保證汽車平穩起步：起步前汽車處于靜止狀態，如果發動機與變速箱是剛性連接的，一旦掛上檔，汽車將由于突然接上動力突然前沖，不但會造成機件的損傷，而且驅動力也不足以克服汽車前沖產生的巨大慣性力，使發動機轉速急劇下降而熄火。如果在起步時利用離合器暫時將發動機和變速箱分離，然后離合器逐漸接合，由于離合器的主動部分與從動部分之間存在著滑動磨擦的現象，可以使離合器傳出的扭矩由零逐漸增大，而汽車的驅

7、動力也逐漸增大，從而讓汽車平穩地起步。1.2.2 便于換檔：汽車行駛過程中，經常換用不同的變速箱檔位，以適應不斷變化的行駛條件。如果沒有離合器將發動機與變速箱暫時分離，那么變速箱中嚙合的傳動力齒輪會因載荷沒有卸除，其嚙合齒面間的壓力很大而難于分開。另一對待嚙合齒輪會因二者圓周速度不等而難于嚙合。即使強行進入嚙合也會產生很大的齒端沖擊，容易損壞機件。利用離合器使發動機和變速箱暫時分離后進行換檔，則原來嚙合的一對齒輪因載荷卸除，嚙合面間的壓力大大減小，就容易分開。而待嚙合的另一對齒輪，由于主動齒輪與發動機分開后轉動慣量很小，采用合適的換檔動作就能使待嚙合的齒輪圓周速度相等或接近相等，從而避免或減輕

8、齒輪間的沖擊。1.2.3防止傳動系過載：汽車緊急制動時，車輪突然急劇降速，而與發動機相連的傳動系由于旋轉的慣性，仍保持原有轉速，這往往會在傳動系統中產生遠大于發動機轉矩的慣性矩，使傳動系的零件容易損壞。由于離合器是靠摩擦力來傳遞轉矩的，所以當傳動系內載荷超過摩擦力所能傳遞的轉矩時，離合器的主、從動部分就會自動打滑，因而起到了防止傳動系過載的作用。膜片彈簧離合器的優點：1、彈簧壓緊力均勻，受離心力影響小2、即使摩擦片磨損，壓緊負荷也不減小3、離合器結構簡單，軸向尺寸小，動平衡性能好由于離合器上述三方面的功用，使離合器在汽車結構上有著舉足輕重的地位。然而早期的離合器結構尺寸大，從動部分轉動慣量大，

9、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。因此為了克服上述困難，可以選擇膜片彈簧離合器，它的轉矩容量大且較穩定，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。第2章離合器設計的相關參數和要求設計涉及的車輛技術參數：某貨車總質量，后橋驅動質量分配前軸占40%。后軸占60%。軸距，質心高度，要求設計最高車速，最低車速為。設計涉及的發動機參數；功率150馬力即110KW，轉速n=2000r/min，最大轉矩Te max=545 N.m。基本參數主要有性能參數和P0，尺寸參數D和d及摩擦片厚度b。以及結構參數摩擦面數Z和

10、離合器間隙t，最后還有摩擦因數f。為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足如下基本要求：1）能可靠的傳遞發動機的最大轉矩。2）結合過程要平順柔和，使汽車豈不是沒有抖動和沖擊。3）分離時要迅速徹底。4）離合器從動部分的轉動慣量要小，以減輕換擋是變速器輪齒間的沖擊力并方便換擋。5）高速旋轉時具有可靠的強度，應注意平衡免受離心力的影響。6）應使汽車傳動系避免共振，具有吸收振動，沖擊和減小噪聲的能力。7）操縱輕便，工作性能穩定，使用壽命長。以上這些要求中最重要的是使用可靠，壽命長以及生產和使用中的良好技術經濟指標和環保指標。第3章離合器摩擦片參數設計3.1離合器摩擦片參數設計基本原理摩擦離合

11、器是靠存在于主從動部分摩擦表面尖的摩擦力矩來傳遞發動機扭矩的.離合器的靜摩擦力矩根據摩擦定律可表示為(2.1)式中f為摩擦面間的摩擦因數；F為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；Rc為摩擦片的平均摩擦半徑；Z為摩擦面數；單片摩擦離合器Z=2，雙片摩擦離合器Z=4。假設摩擦片上工作壓力均勻，則有 (2.2)式中p0為單位壓力；D為摩擦片外徑；d為摩擦片內徑。摩擦片的平均摩擦半徑RC根據壓力均勻的假設，可表示為(2.3)當d/D0.6時，RC可相當準確地由下式計算 (2.4)則有：(2.5)式中，c為摩擦片內外徑之比，c=d/D，一般在0.530.70之間。為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發動機

12、的最大轉矩，設計時TC應大于發動機最大轉矩，即 (2.6)式中，為發動機最大轉矩。為離合器的后備系數，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發動機最大轉矩之比，必須大于1。基本參數主要有性能參數和P0，尺寸參數D和d及摩擦片厚度b。以及結構參數摩擦面數Z和離合器間隙t，最后還有摩擦因數f。3.2離合器摩擦片參數設計計算3.2.1摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間隙t表摩擦材料的摩擦因數f的取值范圍摩擦片材料摩擦因數f石棉基材料模壓0.20-0.25編織0.25-0.35粉末冶金材料銅基0.25-0.35鐵基0.35-0.50金屬陶瓷材料0.70-1.50本離合器選取摩擦因數f為0.3本次設計為雙

13、片摩擦片離合器，所以取Z=4離合器間隙t是指離合器處于正常接合狀態、分離套筒被回拉彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿之間留有的間隙。該間隙t一般為3-4mm。3.2.2摩擦片外徑D、內徑d和厚度b的確定摩擦片外徑D、內徑d和厚度b是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定關系。顯然，傳遞大的轉矩，就需要有大的尺寸。發動機轉矩是重要的參數，當按發動機最大轉矩（N·m）來選定D時，有(2.7)式中，系數A反映了不同結構和使用條件對D的影響，可參考下列范圍：小轎車A=47一般載貨車A=36

14、（單片）或A=50（雙片）；本次設計選取A=50。所以求得D=330.23mm。離合器摩擦片尺寸系列和參數外徑D/mm250280300325350380405430內徑d/mm155165175190195205220230厚度b/mm3.53.53.53.54444c=d/D0.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351-c30.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847單位面積3024024665466787299081037根據離合器摩擦片尺寸系列和參數表取得：D=350mm；d=195mm；b=4mm；C=0.55

15、7；1-c3=0.8273.2.3離合器后備系數的確定后備系數是離合器的重要參數，反映離合器傳遞發動機最大扭矩的可靠程度，選擇時，應從以下幾個方面考慮：1.摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發動機最大扭矩；2.防止離合器本身滑磨程度過大；c.要求能夠防止傳動系2過載。通常轎車和輕型貨車=1.21.75。本設計為總質量的輕型貨車的離合器，參看有關統計質料“離合器后備系數的取值范圍”（見下表2-2），并根據最大總質量不超過6噸的載貨汽車=1.201.75，結合設計實際情況，故選擇=2。表2-2離合器后備系數的取值范圍車型后備系數乘用車及最大總質量小于6t的商用車1.201.75最大總質

16、量為614t的商用車1.502.25掛車1.804.003.2.4離合器傳遞的最大靜摩擦力矩TC3.5單位壓力摩擦面上的單位壓力P0的值和離合器本身的工作條件,摩擦片的直徑大小,后備系數,摩擦片材料及質量等有關。離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣單位壓力P0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2力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P0應隨摩擦片外徑的增加而降低。選取時應考慮離合器的工作條件、發動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料

17、及其質量和后備系數等因素。（2.8）由公式（2.8）的式中，f為摩擦因數取0.3；P0為單位壓力（MPa）Z為摩擦面數取4；D為摩擦片外徑取350；d為摩擦片內徑取195；摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩定的工作，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：應具有較穩定的摩擦系數，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數的影響小。要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好熱穩定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面油水對摩擦性能的影響應最小結合時應平順而無“咬住”

18、和“抖動”現象由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩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,在該設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦片。3.3離合器摩擦片基本參數的校核3.3.1最大圓周速度式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）；為發動機最高轉速取2000；為摩擦片外徑徑取350；故符合條件。3.3.2單位摩擦面積傳遞的轉矩=(N·/)式中，為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩1090.5；當摩擦片外徑D325mm時，=0.0040N·/，故符合要求3.3.3單位壓力為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選

19、取單位壓力的最大范圍為0.101.50Mpa，由于已確定單位壓力0.196Mpa，在規定范圍內，故滿足要求3.3.4單位摩擦面積滑磨功為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發生燒傷，離合器每一次結合的單位摩擦面積滑磨功w應小于其許用值w。汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功(J)為：W=()=()=2486.6(J)式中，W為汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功(J)m為汽車總質量取5800kg；rr為輪胎滾動半徑0.775m；i為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比6.0；i為主減速器傳動比2.92；n為發動機轉速2000r/min;=J/mm式中，W為汽車起步時離

20、合器結合一次所產生的總滑磨功取2486.6J滿足<w=0.40J/mm要求。摩擦片的相關參數摩擦片外徑D摩擦片內徑d后備系數厚度b單位壓力350mm195mm240.196MPa第4章膜片彈簧設計膜片彈簧的設計比較復雜，必須利用反求工程原理進行設計。即按照參考樣件或先期的經驗初步選定膜片彈簧的結構尺寸，然后對其工作彈性、應力強度等作出分析，最終經過優選定出其合理的結構尺寸。為此，需要清楚地了解膜片彈簧的結構特點、工作特性及失效的形式和原理，在此基礎上要掌握有關膜片彈簧的彈性、強度等方面的計算方式。4.1膜片彈簧主要參數的選擇4.1.1H/h比值的選擇H/h比值是指碟簧的原始內截錐高度H及

21、彈簧片厚度h之比。設計膜片彈簧時，要利用其非線性的彈性變形規律，因此要正確選擇其彈性特性曲線的形狀，以獲得最佳的使用性能。膜片彈簧的彈性特性和H/h比值有關，不同的H/h比值可以得到不同的彈性特性曲線。如圖4.1所示，載荷F與變形之間的關系：（1）當時，載荷F增加，變形不斷增加；（2）當時，彈簧的特性曲線在中間有一段很平直，變形增加時，載荷幾乎維持不變；（3）當時，彈簧的特性曲線中有一段負剛度區域，即當變形增加，載荷反而減小。具有這種特性的膜片彈簧很適用于作為離合器的壓緊彈簧。（4）當時，具有更大的負剛度區域；（5）當時，具有載荷為負值的區域。一般汽車離合器膜片彈簧的H/h值在1.52范圍內選

22、取。常用的膜片彈簧板厚為24mm，本設計取。圖4.1膜片彈簧的彈性特性曲線1.2.3.4.5.4.1.2R及R/r的確定通過分析表明，R/r越小，應力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。汽車離合器膜片彈簧根據結構布置和壓緊力的要求，R/r常在1.21.3的范圍內取值。本設計中取，當時，摩擦片平均半徑，RRc，故取R=280,則。4.1.3膜片彈簧起始圓錐底角汽車膜片彈簧一般起始底角在10°14°之間，。本設計取=11.5°，則，。4.1.4分離指的數目n和切槽寬1、2及半徑ren取為18，1=3.23.5mm，2=910mm，re的取值應滿足（r-re）&

23、gt;2。本設計取n=18，1=3.2mm；2=10mm。3.1.5支承圈平均半徑l和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑Ll應略大于且盡量接近r，L應略小于R且盡量接近R。本設計取L=275mm，l=225mm。膜片彈簧應用優質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內常用的碟簧材料的為60Si2MnA，當量應力可取為17001900N/mm2。4.2繪制膜片彈簧的特性曲線根據工作壓力F1和膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形1關系式（4.4）畫出F11特性曲線。設，則（4.5）已知，把數值代入得，由不同的計算出的及和，結果列表如下：表4-2載荷F與變形之間的關系0.10.20.40.60.81.026

24、1.21.41.61.8962.00.0710.1310.2200.2740.3020.3100.3070.2990.2950.3120.328mm0.210.420.841.261.682.152.522.943.363.984.20N8121494250831293443353934993414336735593743畫出F11特性曲線，如圖4.2。圖膜片彈簧的F1-1彈性特性曲線4.3確定膜片彈簧的工作點位置取離合器接合時膜片彈簧的大端變形量為，由特性曲線圖可查的膜片彈簧的壓緊力：校核后備系數：離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形量為壓盤的行程，故離合器剛開始分離時，壓盤的行程，此時膜片

25、彈簧大端的變形量為摩擦片磨損后，其最大磨損量，故4.4求離合器徹底分離時分離軸承作用的載荷F2由膜片彈簧小端分離軸承處作用有分離力F2時膜片彈簧壓盤接觸處的變形1和F2的關系式（4.6）取則得4.5求分離軸承的行程2由膜片彈簧壓盤接觸處的軸向變形1和小端分離軸承處的軸向變形2的關系式，取得，寬度系數在F2力作用下膜片彈簧的小端變形2由兩部分組成：在F2力作用下，由于壓盤接觸處膜片彈簧的軸向變形1而引起的小端變形2，以及因分離指受F2力作用引起的彎曲附加變形。即（4.7）代人有關數值，得，則4.6膜片彈簧強度校核膜片彈簧的大端的最大變形（離合器徹底分離時）。（4.8）代人有關數值，得<=1

26、700故滿足強度要求。4.7膜片彈簧材料及制造工藝國內膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優質高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質量等要求，需進行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理，即沿其分離狀態的工作方向，超過徹底分離點后繼續施加過量的位移，使其過分離38次，并使其高應力區發生塑性變形以產生殘余反向應力。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理，即以高速彈丸流噴射到膜片彈簧表面，使表層產生塑性變形，形成一定厚度的表面強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高疲勞壽命。為提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻感應加熱淬火

27、或鍍鉻。為了防止膜片彈簧與壓盤接觸圓形處由于拉應力的作用產生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應力源。膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為4550HRC，分離指端硬度為5562HRC，在同一片上同一范圍內的硬度差不大于3個單位。碟簧部分應為均勻的回火托氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一般不得超過厚度3。膜片彈簧的內外半徑公差一般為H1l和h11，厚度公差為±0025mm，初始底錐角公差為±10。上、下表面的表面粗糙度為1.6m，底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態時，其分離指端的相互高度差一般要求小于0.81.0mm。第5章

28、扭轉減震器的設計計算5.1扭轉減震器主要參數的選擇5.1.1極限轉矩有減震彈簧的最大變形量來確定，它規定了其作用的轉矩上線，極限轉矩為減震器在消除限位銷與從動盤轂缺口間的間隙時所能傳遞的最大轉矩。=（1.52.0）（4-15）式中的微型貨車取=1.5=1635N.m5.1.2扭轉剛度為了避免引起系統的共振，要合理選擇減震器的扭轉剛度，使共振現象不發生在發動機常用的工作轉速范圍內。決定于減震器彈簧得線剛度及其結構布置尺寸。設減震彈簧分布在半徑為的圓周上，當從動片相對從動盤轂轉過弧度時，彈簧相應變形量為。此時所需加在從動片上的轉矩為T=1000K（4-16）式中，T為是從動片相對從動盤轂轉過弧度所

29、需加的轉矩:；K為每個減震彈簧的線剛度；為減震彈簧的個數；為減震彈簧位置半徑。根據扭轉減震器扭轉剛度的定義，=則=1000（4-17）式中，為減震器扭轉剛度設計時可按經驗來處選取13本設計中取=20000N.m/rad5.1.3阻尼摩擦轉矩T由于減震器扭轉剛度T，受結構及發動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發動機工作轉速范圍內最有效的消振，必須合理選擇減震器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩T。一般可按下式初選T=（0.060.17）(4-18)本設計中初選T=80N.m5.1.4預緊轉矩T減震彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，T增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是T不應大于T

30、，否則在反向工作時，扭轉減震器將提前停止工作，故取T=（0.050.15）T，本設計中初選T=70N.m5.1.5減震彈簧的位置半徑RR的尺寸引進可能大些，一般取R=（0.600.75）（4-19）式中的d為摩擦片的直徑。本設計中取R=120mm5.1.6減震彈簧的個數Z摩擦片外徑為350mm，減震彈簧的個數可取46本設計中Z=65.1.7減震彈簧總壓力當限位銷與從動盤轂之間的間隙1與2被消除，減震彈簧傳遞轉矩達到最大值時，減震彈簧收到的壓力F為：F=/（4-20）得到F=2121N第6章從動盤總成設計計算從動盤有兩種結構形式，帶扭轉減震器的和不帶扭轉減震器的，本次設計從動盤為帶扭轉減震器的形

31、式。從動盤總成設計時應滿足一下幾個方面的要求：為了減少變速器換擋是輪齒間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小；為了保證汽車平穩起步，摩擦面上的壓力分布更均勻等，從動盤應具有軸向彈性；為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減震器；具有足夠的抗暴裂強度。6.1從動片設計從動片時，應盡量減輕其重量，并應使其質量的分布盡可能的靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。從動片一般都做的比較薄，通常使用1.32.0mm厚的鋼板沖制而成。本次設計的微型貨車，故取從動片厚度為1.5mm。為了使離合器結合平順，保證汽車平穩起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結構。這樣，在離合器的結合過

32、程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的。具有軸向彈性的從動片有整體式、分開式和組合式三種型式。比較三種型式的優缺點，本次設計從動片采用整體式彈性從動片。整體式彈性從動片能達到軸向彈性的要求，且生產效率高，生產成本低。6.2從動盤轂發動機轉矩是經從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔內。從動盤轂和變速器輸入軸的花鍵結合方式采用齒側定心的矩形花鍵。設計花鍵的結構尺寸時參照國標GB1144-1974的花鍵標準表5-1從動盤轂花鍵的尺寸摩擦片外徑mm發動機最大轉矩N.m齒數n外徑mm內徑mm齒厚mm有效齒長mm擠壓應力M160491023183209.81806910262132011.

33、620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0從動盤轂花鍵尺寸如下：花鍵齒數：n=10；花鍵外徑：D=32mm；花鍵內徑：d=26mm；齒厚：B=4mm；有效齒長：l=30mm。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而全破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算。有公式：（5-1）式中：P-花鍵的齒側面壓力，由下式確定：P=（5-2）式中：d，D-花鍵的內外徑，；Z-從動盤轂的數目

34、；-發動機的最大轉矩，N.m；-花鍵齒數；-花鍵工作高度，（D）2；-花鍵有效長度，。由已知條件：P4876N5.4M從動盤轂由中碳鋼鍛造而成，并經調質處理，其擠壓應力不應超過20MPa。故所選花鍵尺寸滿足要求。第7章壓盤和離合器蓋得設計7.1壓盤幾何尺寸的確定在摩擦片的尺寸確定以后，與它摩擦相接觸的壓盤內外徑尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結為如何去確定它的厚度。壓盤厚度的確定主要依據以下兩點：1）壓盤應具有足夠的質量，以增大熱熔，減少升溫，防止其產生裂紋和破碎，有時可設各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以以幫助散熱通風，使每次結合時的溫升不至于過高：2）壓盤應具有較大的剛度，使壓緊

35、力在摩擦面上的壓力分布均勻并減少受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及離合器的分離，厚度約1525mm。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1520g.cm。4）壓盤高度公差要小。鑒于以上原因，本次設計壓盤厚度取20mm。在初步確定壓盤厚度以后，應校核離合器結合一次的溫升，它不應超過810。校核公式：（5-4）式中：-溫升，；L-滑磨功，N.m；-分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合器壓盤=0.50；C-壓盤的熱容量，對于鑄鐵壓盤：c=481.4J/(Kg.K)；m-壓盤質量，Kg。m=v=7.0××3.14×（0.2

36、25×0.2250.15×0.145）÷4×0.020=2.78Kg=9.810符合要求7.2離合器蓋的設計離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發動機的一部分轉矩給壓盤。對離合器蓋結構設計的要求：1）應具有足夠的剛度，否則將會影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減少壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此采取以下措施：適當增大蓋得板厚，一般為2.54mm。2）應與飛輪保持良好的隊中性，以免影響總成的平衡和正常的工作。3）蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。4）為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，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。經以上敘述與實物類比，本次設計取厚度4mm。7.3支承環支承環和支承鉚釘的安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。支承環一般采用34mm的碳素彈簧鋼絲。本次設計取4mm。第8章離合器的操縱系統設計本次離合器的操縱系統采用機械操縱的方式8.1對離合器操縱機構的基本要求1）踏板力要盡可能小，2）踏板行程一般在80150mm內，最大不要超過180mm。3）應有踏板行程調整裝置，以保證摩擦片磨損后，分離軸承的自由行程可以復原。4）應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因受力過大而損壞。5）應有足夠的剛度，傳動效率要高，工作可靠，壽命長，維修保養方便。8.2踏板位