拉式膜片弹簧离合器设计说明书

拉式膜片弹簧离合器设计

1-轴承２—飞轮３—从动盘４-压盘５—离合器盖螺栓

6－离合器盖 7—膜片弹簧 8—分离轴承 9－轴

图1。1 离合器总成

一,拉式膜片弹簧离合器得优点

与推式相比,拉式膜片弹簧离合器具有许多优点:取消了中间支承各零件,并不用支承

环或只用一个支承环,使其结构更简单、紧凑,零件数目更少,质量更少;拉式膜片弹簧就是中部与压盘相压在同样压盘尺寸得条件下可采用直径较大得膜片弹簧,提高了压紧力与传递转矩得能力,且并不增大踏板力,在传递相同得转矩时,可采用尺寸较小得结构;在接合或分离状态下,离合器盖得变形量小,刚度大,分离效率更高;拉式得杠杆比大于推式得杠杆比,且中间支承减少了摩擦损失,传动效率较高,踏板操纵更轻便,拉式得踏板力比推式得一般可减少约;无论在接合状态或分离状态,拉式结构得膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触,在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程,不会产生冲击与哭声;使用寿命更长。

二,设计得预期成果

本次设计,我将取得如下成果:1、设计说明书:(1)离合器各零件得结构;(2)离合器主要参数得选择与优化;(3)膜片弹簧得计算与优化;(4)扭转减振器得设计;(5)离合器操纵机构得设计计算。2、图纸有:扭转减振器、摩擦片、膜片弹簧、从动盘、轴、压盘、离合器总成。

三,离合器得结构设计

为了达到计划书所给得数据要求,设计时应根据车型得类别、使用要求、制造条件,以及“系列化、通用化、标准化”得要求等,合理选择离合器结构。

３、1离合器结构选择与论证

３。1.1 摩擦片得选择

单片离合器因为结构简单,尺寸紧凑,散热良好,维修调整方便,从动部分转动惯量小,在使用时能保证分离彻底接合平顺,所以被广泛使用于轿车与中、小型货车,因此该设计选择单片离合器。摩擦片数为2。

3。１。2 压紧弹簧布置形式得选择

离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧得主要特点就是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧与分离杠杆。膜片弹簧与其她几类相比又有以下几个优点:

(1)由于膜片弹簧有理想得非线性特征,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变,从而使离合器在使用中能保持其传递转矩得能力不变。当离合器分离时,弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高,而就是降低,从而降低踏板力;

(２)膜片弹簧兼起压紧弹簧与分离杠杆得作用,使结构简单紧凑,轴向尺寸小,零件数

目少,质量小;

(3)高速旋转时,压紧力降低很少,性能较稳定;而圆柱弹簧压紧力明显下降;

(4)由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触,故其压力分布均匀,摩擦片磨损均匀,可提高使用寿命;

(5)易于实现良好得通风散热,使用寿命长;

(6)平衡性好;

(７)有利于大批量生产,降低制造成本。

但膜片弹簧得制造工艺较复杂,对材料质量与尺寸精度要求高,其非线性特性在生产中不易控制,开口处容易产生裂纹,端部容易磨损。近年来,由于材料性能得提高,制造工艺与设计方法得逐步完善,膜片弹簧得制造已日趋成熟。因此,我选用膜片弹簧式离合器。

３。１。３压盘得驱动方式

在膜片弹簧离合器中,扭矩从离合器盖传递到压盘得方法有三

种:

(1)凸台—窗孔式:它就是将压盘得背面凸起部分嵌入在离合器盖上得窗孔内,通过二

者得配合,将扭矩从离合器盖传到压盘上,此方式结构简单,应用较多;缺点:压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦,因而接触部分容易产生分离不彻底。

(2)径向传动驱动式:这种方式使用弹簧刚制得径向片将离合器盖与压盘连接在一起,

此传动得方式较上一种在结构上稍显复杂一些,但它没有相对滑动部分,因而不存在磨损,同时踏板力也需要得小一些,操纵方便;另外,工作时压盘与离合器盖径向相对位置不发生变化,因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动与噪声。

(3) 径向传动片驱动方式:它用弹簧钢制得传动片将压盘与离合器盖连接在一起,除传动片得布置方向就是沿压盘得弦向布置外,其她得结构特征都与径向传动驱动方式相同、经比较,我选择径向传动驱动方式、

３、1.4 分离杠杆、分离轴承

分离杠杆得作用由膜片弹簧承担,其作用就是通过分离轴承克服离合器弹簧得推力并

推动压盘移动,从而使压盘与从动盘与从动盘与飞轮相互分离,截断动力得传递,分离杠杆要具有足够得强度与刚度,以承受反复作用在其上面得弯曲应力,分离轴承得作用就是通过分离叉得作用使分离轴承沿变速器前端盖导向套作轴向移动,推动旋转中得膜片弹簧中部分离前端,使离合器起到分离作用、分离本次设计选用得就是油封轴承,它可以将润滑脂密封在轴承壳内,使用中不需要增加润滑,相比供油式轴承则需增加、

3.1。５离合器得散热通风

试验表明,摩擦片得磨损就是随压盘温度得升高而增大得,当压盘工作表面超过°C时摩擦片磨损剧烈增加,正常使用条件得离合器盘,工作表面得瞬时温度一般在°C以下。在特别频繁得使用下,压盘表面得瞬时温度有可能达到。过高得温度能使压盘受压变形产生裂纹与碎裂、为使摩擦表面温度不致过高,除要求压盘有足够大得质量以保证足够得热容量外,还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构得措施有:在压盘上设散热筋,或鼓风筋;在离

合器中间压盘内铸通风槽;将离合器盖与压杆制成特殊得叶轮形状,用以鼓风;在离合器外壳内装导流罩、膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果,故不需作另外设

置、

３。1.6 从动盘总成

从动盘总成由摩擦片,从动片,减震器与从动盘穀等组成。它虽然对离合器工作性能影响很大得构件,但就是其工作寿命薄弱,因此在结构与材料上得选择就是设计得重点。从动盘总成应满足如下设计要求:

(1)转动惯量要小,以减小变速器换档时轮齿简单冲击;

(2)应具有轴向弹性,使离合器接合平顺,便于起步,而且使摩擦面压力均匀,减小磨损、

(3)应装扭转减振器,以避免传动系共振,并缓与冲击、

1、摩擦片要求

摩擦系数稳定、工作温度、单位压力得变化对其影响要小,有足够得机械强度与耐磨性;热稳定性好,磨合性好,密度小;有利于结合平顺,长期停放离合器摩擦片不会粘着现象得。综上所述,选择石棉基材料。石棉基摩擦材料就是由石棉或石棉织物、粘结剂(树脂或硅胶)与特种添加剂热压制成,其摩擦系数为0、25～0、3,密度小,价格便宜,多年来在汽车离合器上使用效果良好。同时,摩擦片从动钢片用铆钉连接,连接可靠,更换摩擦片方便,而且适宜在从动钢片上装波形弹簧片以获得轴向弹性、

2、从动盘得轴向弹性

从动盘得轴向弹性可改善离合器性能,使离合器接合柔与,摩擦面接触均匀,磨损较小。为使从动盘有轴向弹性,单独制造扇形波状弹簧与从动钢片铆接。波状弹簧可用比钢片轻薄得材料制造,轴向弹性较好,转动惯量小,适宜高速旋转,且弹簧对置分布,弹性好。因此设计中选用此类弹簧。

3、扭转减震器

扭转减震器几乎就是现代汽车离合器从动盘上必备得部件,主要由弹性元件与阻尼元件组成。弹性元件可降低传动系得首端扭转刚度,从而降低传动系扭转系统得某阶固有频率,改变系统得固有振型,使之尽可能避免由发动机转矩主谐量激励引起得共振。但就是,这种共

振往往难以避免。汽车行驶在不平得道路上行驶阻力也会时刻变化。当由于路面不平引起得激力频率与传动系得某阶自振频率重合时,也会发生共振现象。阻尼元件则可有效得耗散此时得振动能量,因而扭转减震器可有效地降低传动系共振载荷与噪声。

扭转减震器得弹性特性,又线性与非线性两种。弹性元件采用圆柱螺旋弹簧得减震器,其弹性特点为线性。阻尼元件采用摩擦片通过碟形弹簧建立阻尼默片得正应力,其阻尼力矩比较稳定。因此发动机得扭矩实际上就是通过一些弹性元件传递到传动系得。

摩擦式扭转减震器工作原理:离合器工作时,扭矩从摩擦片传给从动钢片再传给从动盘毂,此时弹簧被压缩,从动钢片相对从动盘毂前移(从动毂边缘上得缺口控制着钢片与毂得最大位移)。

二,离合器结构设计得要点

在进行离合器得具体设计时,首先应保证传递发动机最大扭矩为前提,然后满足下列条件:

(１)如前所述,扇形波状弹簧对置分布铆接在从动钢片上,并在从动盘上设置扭转减震器保证离合器接合柔与,摩擦片制成一定锥度(从动盘锥形量约为0.5ｍm)使其大端面向飞轮,这样从动盘毂在从动轴(即变速器第一轴)花键上易于滑动,有利于离合器彻底分离。

(2)离合器主动部分与从动部分得连接与支撑形式,离合器得主动部分包括飞轮,离合器盖与她们一起转动并能轴向移动得压盘,压盘通过钢片与离合器盖相连,离合器从动部分有从动盘,从动轴,从动轴装在飞轮与压盘之间,可在从动轴花键上滑动,设计时把离合器从动轴得前轴承安装在发动机曲轴得中心孔内。

(3)离合器从动轴得轴向定位及轴承润滑,离合器从动轴在安装后应保持轴向定位,在拆卸时便于离合器中抽出来。因此,设计时使从动轴前轴承外圆与飞轮为过渡配合,而前轴承内圈与从动轴为间隙配合,离合器得从动轴轴向定位就是靠从动轴后轴承来保证得。离合器分离轴承靠注入黄油润滑得,而从动轴前轴承靠油杯定期注入润滑、为防止润滑油流到摩擦衬面,造成离合器打滑,除在轴承处安有自紧油封外,还在飞轮上开泄油孔。

(４)离合器运动零件得限位,离合器处于接合时为使压盘与摩擦片很好接合,应使分离弹簧与分离轴承之间保持一定间隙,这就是分离轴承回位弹簧加以保证。分离时,应对踏板得最大行程加以限制。

三, 离合器主要零件得设计

3.1 从动盘

扇形波状弹簧两两对置铆接与从动钢片上,两侧在铆接摩擦片,铆钉都采用铝制埋头铆钉,摩擦衬面在铆接后腰磨削加工,使其工作表面得不平度误差小于０、2mm,从动盘本体采用4５号钢冲压加工得到,为防止其弯曲变形而引起分离不彻底,一般在从动盘本体上设径向切口、

3.2 摩擦片

摩擦片在性能上要满足如下要求:

(１)摩擦系数稳定,工作温度,滑磨速度,单位压力得变化对其影响;

(2)具有足够得机械强度与耐磨性,热稳定性好;

(３)有利于接合平顺;4、长期停放离合器摩擦面会发生粘着现象。

(4)摩擦片选用材料为石棉基摩擦材料,它就是由石棉或石棉织物、粘结剂与特种添加剂热压而成,其摩擦系数为。石棉基摩擦材料密度小,工作温度小于18０℃,价格便宜,使用效果良好,在汽车离合器中广泛使用。

3、３膜片弹簧

膜片弹簧使用优质高精质钢、其碟簧部分得尺寸精度要求高,碟簧材料为60SｉMnA、为了提高膜片弹簧得承载能力,要对膜片弹簧进行调质处理,得具有高抗疲劳能力得回火索氏体。要防止膜片内缘离开,同时对膜片弹簧进行强压处理(将弹簧压平并保持小时),使其高压力区产生塑性变形以产生残余反向应力,对膜片弹簧得凹表面进行喷丸处理,喷丸就是φ0。8得白口铁小丸, 可提高弹簧得疲劳寿命。同时,为提高分离指得耐磨性,对其进行局部高频淬火式镀铬、采用乳白镀铬,若膜片弹簧许用应力可取为150０~1７00N/mm2。

3。4 压盘

压盘得材料选用ＨＴ20—４0铸造制成。它要有一定得质量与刚度,以保证足够得热容量与防止温度升高而产生得弯曲变形。压盘应与飞轮保持良好得对中,并进行静平衡。压盘得摩擦工作面需平整光滑,其端面粗糙不低于0.8。压盘壳用M8×12mｍ螺栓将其一端固定在飞轮端面上,另一端固定在压盘端面上。

3。5 离合器盖

离合器盖得膜片弹簧支撑处须具有较大得刚度与较高得尺寸精度,压盘高度(丛承压点到摩擦面得距离)公差要小,支撑环与支撑铆钉得安装尺寸精度要高,耐磨性好,膜片弹簧得支撑形式采用铆钉作支承时,如果分离轴承与曲轴中心线不同心,可引起铆钉得过度磨损。提高铆钉硬度得套筒与支承与曲轴中心线不同心,亦可引起铆钉得过度。提高铆钉硬度得套筒与支承圈就是提高耐磨性得结构措施,采用10钢材材料、HRc４0-５0。

四, 摩擦片主要参数得选择:

4、1:采用单片摩擦离合器就是利用摩擦来传递发动机扭矩得,为保证可靠度,离合器静摩擦力矩应大于发动机最大扭矩

摩擦片得静压力:

(3。

1)

后备系数β就是离合器得重要参数,反映离合器传递发动机最大扭矩得可靠程度,选择β时,应从以下几个方面考虑:a、摩擦片在使用中有一定磨损后,离合器还能确保传递发动机最大扭矩;ｂ. 防止离合器本身滑磨程度过大;c。要求能够防止传动系过载。通常轿车与轻型货车β=１。2～1、75。结合设计实际情况,表3.2 离合器后备系数得取值范围

取Ｂ=1。3,Ｔemax=１69Ｎ。M ,Ｎｅmaｘ=４30０rpm,则Tc=219、7N、M

摩擦片得外径可有式: (３。3) 求得

直径系数得取值范围

为直径系数,取值见表3.3 取KD=１4.6 得D＝189。8mm。

摩擦片得摩擦因数取决于摩擦片所用得材料及基工作温度、单位压力与滑磨速度等因素。可由表查得:

摩擦面数Z为离合器从动盘数得两倍,决定于离合器所需传递转矩得大小及其结构尺寸。本题目设计单片离合器,因此Ｚ=2。离合器间隙Δt就是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时,为保证摩擦片正常磨损过程中离合

器仍能完全接合,在分离轴承与分离杠杆内端之间留有得间隙。该间隙Δt一般为3～4mm。取Δｔ=4ｍm。

摩擦材料得摩擦因数得取值范围

离合器得静摩擦力矩

为: (3.4)

与式(3。1)联立得:

Tc=ZＴ=２ fPoＺ((Ｒ.R.R－r.ｒ、r)／3) 代入数据得:单位压力ＭＰa。

摩擦片单位压力得取值范围

4。2: 摩擦片基本参数得优化

(１)摩擦片外径D(ｍm)得选取应使最大圆周速度不超过65~７0m/s,即

Vd=(3、14／60)。Nｅmax。D.0.０0１=４2、73m/s＜＝65－70ｍ/s,符合要求。

式中,Vd为摩擦片最大圆周速度(m/s);为发动机最高转速(r／ｍin)。

(2)摩擦片得内、外径比应在０、53～0。７0范围内,即

０。53＜＝Ｃ〈＝０。70,故取Ｃ＝0.68,则ｄ=ＣＤ=129、06mm、

(３)为了保证离合器可靠地传递发动机得转矩,并防止传动系过载,不同车型得β值应在一定范围内,最大范围为1、2～4。0。

(4)为了保证扭转减振器得安装,摩擦片内径d必须大于减振器振器弹簧位置直径约５0mｍ,即

mm

(6)为降低离合器滑磨时得热负荷,防止摩擦片损伤,对于不同车型,单位压力得最大范围为0。11～1、５0MPa,即

ＭPa〈=PoMPa,故取Po=0、35MＰa,综上所述,经计算可得摩擦片得相关參数为:Tc=219、７N、M,B=1。3,D=189。８mm,d＝１29。０6mm,ｂ=3。5ｍm,f=0.25６,Z=2, t＝4mｍ,C=0、6８,Ｐo＝０.3５MPa,Ro〈3９。5３mm,材料为铜基。

五,膜片弹簧主要参数得选择

5。1: 比较H/ｈ得选择

此值对膜片弹簧得弹性特性影响极大,分析式(3。１０)中载荷与变形1之间得函数关系可知,当时,Ｆ２为增函数;时,F1有一极值,而该极值点又恰为拐点;时,Ｆ1有一极大值与极小值;当时,Ｆ1极小值在横坐标上,见图3。1。

1- 2－3－

4- 5—

膜片弹簧得弹性特性曲线

5。2:为保证离合器压紧力变化不大与操纵方便,汽车离合器用膜片弹簧得Ｈ/ｈ通常在1。5～2范围内选取、常用得膜片弹簧板厚为2~4mm,本设计 ,ｈ=3ｍm ,则H=4、8mm 。

5。3: R/r选择

通过分析表明,R/r越小,应力越高,弹簧越硬,弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置与压紧力得要求,R/r常在1、2～1。3 得范围内取值。本设计中取Ｒ/r=1。30,摩擦片得平均半径Rｃ=(2／3).(R、R、R—r。r、r)／(R。R—r。ｒ)=８0、68mm, 取r＝8１mｍ,则Ｒ=105、３mm取整R=106ｍm 则R/r＝1.３1。

５.4:、圆锥底角

汽车膜片弹簧在自由状态时,圆锥底角α一般在°范围内,本设计中得ａ＝1１。2°在°之间,合格。分离指数常取为18,大尺寸膜片弹簧有取24得,对于小尺寸膜片弹簧,也有取１２得,本设计所取分离指数为18。

5.5:。切槽宽度

mm,ｍm,取 b1=3。３ｍm,ｂ2=9。5mm,应满足得要求。

5.６:。压盘加载点半径与支承环加载点半径得确定

应略大于且尽量接近ｒ,应略小于R且尽量接近R。本设计取R1＝１03。3mm,r1=85 m ｍ。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成,其碟簧部分得尺寸精度要高。国内常用得碟簧材料得为60ＳizＭnA,当量应力可取为１600～１700N/mm２。

5、7:. 公差与精度

离合器盖得膜片弹簧支承处,要具有大得刚度与高得尺寸精度,压力盘高度(从承压点

到摩擦面得距离)公差要小,支承环与支承铆钉安装尺寸精度要高,耐磨性要好。

5、8: 膜片弹簧得优化设计

(1)为了满足离合器使用性能得要求,弹簧得与初始锥角应在一定范围内,即

1、6<=(H/h=1、6)＜＝2.2

9＜＝(ａ=Ｈ/(R－r))〈=15

(2)弹簧各部分有关尺寸得比值应符合一定得范围,即

1、20〈=(R/ｒ=1。3)<=１。35

70<=(2R/h=70.2)＜=100

(3)为了使摩擦片上得压紧力分布比较均匀,推式膜片弹簧得压盘加载点半径(或拉式膜片弹簧得压盘加载点半径)应位于摩擦片得平均半径与外半径之间,即

拉式: ((Ｄ+d)/4=79、72mm)〈=(r1=85mｍ)＜=(D/2＝94。９mm)

(４)根据弹簧结构布置要求,与,与之差应在一定范围内选取,即

1〈＝(R—Ｒ1=2)<=7

0〈＝(ｒ1—ｒ=4)<=6

(5)膜片弹簧得分离指起分离杠杆得作用,,因此杠杆比应在一定范围内选取,即

拉式:

由(４)与(5)得:(R1-rｆ)/(Ｒ1—r１)=３。９4,符合要求、

５、9:膜片弹簧得载荷与变形关系

(1)碟形弹簧得形状如以锥型垫片,见图3.２,它具有独特得弹性特征,广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧就是具有特殊结构得碟形弹簧,在碟簧得小端伸出许多由径向槽隔开得挂状部分——分离指。膜片弹簧得弹性特性与尺寸如其碟簧部分得碟形弹簧完全相同(当加载点相同时)。因此,碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环与压盘加在膜片弹簧上得沿圆周分布得载荷,假象集中在支承点处,用Ｆ1表示,加载点间得相对变形(轴向)为λ1,则压紧力F１与变形λ1之间得关系式为:

(３。10)

式中: Ｅ—-弹性模量,对于钢,

μ——泊松比,对于钢,μ=0、3

H—-膜片弹簧在自由状态时,其碟簧部分得内锥高度

h--弹簧钢板厚度

R—-弹簧自由状态时碟簧部分得大端半径

r——弹簧自由状态时碟簧部分得小端半径

R1——压盘加载点半径

r１——支承环加载点半径

膜片弹簧得尺寸简图

(2)当离合器分离时,膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加得载荷为F2,对应此载荷作用点得变形为λ2。

则:λ2=(r1—rｆ)/(R１-r1),

F2=(R1—r１)/(r1—ｒf)F１

膜片弹簧工作点位置得选择。从膜片弹簧得弹性特性曲线图分析出,该曲线得拐点H对应着膜片弹簧压平位置,而、新离合器在接合状态时,膜片弹簧工作点B一般取在凸点M 与拐点H之间,且靠近或在H点处,一般,以保证摩擦片在最大磨损限度Δλ范围内压紧力从Ｆ1B到F1Ａ变化不大。当分离时,膜片弹簧工作点从B变到C ,为最大限度地减小踏板力,C 点应尽量靠近N点。为了保证摩擦片磨损后仍能可靠得传递传矩,并考虑摩擦因数得下降,

摩擦片磨损后弹簧工作压紧力应大于或等于新摩擦片时得压紧力。

膜片弹簧工作点位置

式中φ——碟簧部分子午断面得转角(从自由状态算起)

α—-碟簧部分子有状态时得圆锥底角

ｅ—-碟簧部分子午断面内中性点得半径

e=(R-r)/In(R/r)

故该膜片弹簧得基本参数为:

H=４。8mm,h=3mm,R=105、３mm,r=８1ｍｍ,a=１1。2,n=18,ｒｏ=２９.25ｍm,rｆ＝３1。25mm,b１=3。３mm

b2=９、5mm ,ｒe＝71ｍm,R１=10３、３mm,r１＝8５ｍ

ｍ。

六,扭转减振器设计:

6。1:减震器极转矩:Tｊ=2。0Ｔemax=３38N·m

摩擦转矩:Tｖ=0。1５Teｍax=２5、35N.m

预紧转矩:Tn＝０.１3Tｅｍax＝21。97N、m

极限转角: ￡ｊ=3。

18°

扭转角刚度: K￡=１2Tj=405６Ｎ、m/raｄ

6。2: 减振弹簧得设计:

(1),减振弹簧得安装位置:

,

结合ｍｍ,得取40mm,则Ｒo=0.62。d／

２、

(2),全部减振弹簧总得工作负荷

Pz=Tj/Ro=8４５0Ｎ

(3).单个减振弹簧得工作负荷

P=Ｐｚ/Z=14０8.３N

式中Z为减振弹簧得个数,按下表选择:

取Ｚ=4

减振弹簧个数得选取

扭转减振器

４、减振弹簧尺寸

(1)选择材料,计算许用应力

根据《机械原理与设计》(机械工业出版社)采用６５Mn弹簧钢丝, 设弹簧丝直径ｍｍ ;(2)选择旋绕比,计算曲度系数

根据下表选择旋绕比

旋绕比得荐用范围

d／ｍ

m

C

确定旋绕比,曲度系数

(３)强度计算:

d>=1。6。(P、Ｋ。C)０.5/￠＝5、0mm,故需重新选择ｄ。重新取d＝5、０mｍ,C 与Ｋ不变,代入上式计算得:d>＝5。0７mｍ,故该选择基本符合要求。

中径D2=Cｄ=20mm;外径D=D2+d=2５ｍm

(4)极限转角其中, △l=P/K＝1408.3/４２２。5＝3.33ｍm,故 =4。８

(８)减振弹簧得自由高度

lo=22ｍm

(9)减振弹簧预紧变形量

ｌ1=Ｔn/Ro/Ｋ=１.3ｍm

(１0)减振弹簧得安装高度

l=lo—ｌ1=20.7mm

七,操纵机构:

汽车离合器操纵机构就是驾驶员用来控制离合器分离又使之柔与接合得一套机构。它始于离合器踏板,终止于离合器壳内得分离轴承、由于离合器使用频繁,因此离合器操纵机构首先要求操作轻便。轻便性包括两个方面,一就是加在离合器踏板上得力不应过大,另一方面就是应有踏板形成得校正机构。离合器操纵机构按分离时所需得能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等。

7、1,离合器操纵机构应满足得要求就是:

(1)踏板力要小,轿车一般在80~150N范围内,货车不大于15０～200N;

(2)踏板行程对轿车一般在mｍ范围内,对货车最大不超过180mm;

(3)踏板行程应能调整,以保证摩擦片磨损后分离轴承得自由行程可复原;

(4)应有对踏板行程进行限位得装置,以防止操纵机构因受力过大而损坏;

(5)应具有足够得刚度;

(6)传动效率要高;

(７)发动机振动及车架与驾驶室得变形不会影响其正常工作。

7、2,机械式操纵机构有杠系传动与绳索系两种传动形式,杠传动结构简单,工作可靠,但就是机械效率低,质量大,车架与驾驶室得形变可影响其正常工作,远距离操纵杆系,布置困难,而绳索传动可消除上述缺点,但寿命短,机构效率不高。

本次设计得普通轮型离合器操纵机构,采用机械式操纵机构、

a2＝1３0mm,a１=30mm,d２=１10mm,d1=65mm,c2＝50mm,c1=20mm,b1=20mm,ｂ2=9０mm、

7。3,离合器踏板行程计算

踏板行程由自由行程与工作行程组成:

Ｓ＝S１+S2=(Sｏｆ＋Z . △S。c2/c1).ａ2。ｂ2/a1.ｂ

１(3.19)

式中,为分离轴承得自由行程,一般为mｍ,取Ｓof=2。０ｍm;反映到踏板上得自由行程一般为ｍｍ;Z为摩擦片面数;为离合器分离时对偶摩擦面间得间隙,单片:mm,取△Ｓ＝1。1m ｍ;、、、、、为杠杆尺寸。

得:S＝１4６.２5mm,S1＝39ｍm,合格。

7.4,踏板力得计算

踏板力为

(3。２０)

式中,为离合器分离时,压紧弹簧对压盘得总压力;为操纵机构总传动比,;为机械效率,液压式:％,机械式:%;为克服回位弹簧1、2得拉力所需得踏板力,在初步设计时,可忽略之。Ｆ=(R1-r1)/(r１—ｒf)=231１。5N, 取 =０、8 则

Ｆｆ=５9.27Ｎ,符合要求。

分离离合器所作得功为

式中,为离合器拉接合状态下压紧弹簧得总压紧力,Ｆ1=6789。24 N,则

WL=12、51J<30J,符合要求。

八,离合器主要零部件得结构设计:

8.1,从动盘总成:

从动盘总成主要由从动盘毂,摩擦片,从动片,扭转减振器等组成、从动盘对离合器工作性能影响很大,设计时应满足如下要求:

（1）从动盘得转动惯量应尽可能小,以减小变速器换挡时轮齿间得冲击。

（2）从动盘应具有轴向弹性,使离合器接合平顺,便于起步,而且使摩擦面压力均匀,以减小磨损。

（3）应安装扭转减振器,以避免传动系共振,并缓与冲击。

8、１、1:轴向弹性从动盘得结构形式:

为了使从动盘具有轴向弹性,常用得方法有:

（1）在从动片外缘开6∽１2个“T”形槽,形成许多扇形,并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲得波浪形、

（2）将扇形波形片得左,右凸起段分别与左,右摩擦片铆接。

（3）利用阶梯形铆钉杆得细段将成对波形片得左片铆在左侧摩擦片上,并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。

（4）将靠近飞轮得左侧摩擦片直接铆合在从动片上,只在靠近压盘侧得从动片铆有波形片,右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。

８、1、２:从动盘毂:

从动盘毂就是离合器中承收载荷最大得零件,它一般采用齿侧对中得矩形花键安装在变速器得第一轴上、根据摩擦片得外径D与发动机得最大转矩Temax,由表选取可得:该花键得齿数为10,外径3３mm,内径26ｍm,齿厚4mm,有效齿长３2mｍ。

从动盘毂轴向长度不宜过小,以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底,一般取１.0～１。4倍得花键轴直径,故从动盘毂轴向长度可取为:1。3、35=４5、５m ｍ.从动盘毂一般采用锻钢,并经调质处理。

８、1。3:从动片

从动片要求质量轻,具有轴向弹性,平面度要求高。材料常用中碳钢板或低碳钢板、一般厚度为1。3~2、5mm,这里取２、0mm、

８.1、4:波形片与减振弹簧

波形片一般采用65Mｎ,厚度小于１mm ,并经过表面发蓝处理。减振弹簧采用65Mn 等弹簧钢丝、

8.２:离合器盖总成:

离合器盖总成除了压紧弹簧外,还有离合器盖,压盘,传动片,分离杠杆装置及支承环等。

８、２、１:离合器盖:

对离合器盖结构设计得要求:

(１),应具有足够得刚度,否则将影响离合器得工作特性,其板厚一般为2。５~４.0ｍm,这里取为3。5mｍ,在盖上冲制加强肋或在盖内圆周外翻边。

(2),应与飞轮保持良好得对中。

(３),盖得膜片弹簧支承处应具有高得尺寸精度。

(４),为了便于通风散热,防止摩擦表面温度过高,可在离合器盖上开较大得通风窗孔或在盖上加设通风扇片等。

乘用车与载质量较小得商用车得离合器盖一般用0８,１０钢等低碳钢板。

8。２.２:压盘

对压盘结构设计得要求:

(１),压盘应具有较大得质量,以增大热容量,减小温升,防止其产生裂纹与破碎。

(2),压盘应具有较大得刚度,使压紧力在摩擦面上得压力分布均匀并减小受热

后得翘曲变形,其厚度约为1５～２5mｍ,这里取20mm。

(3),与飞轮应保持良好得对中,并要进行静平衡,压盘单件得平衡精度应不低于

15～20g、ｃm。

(4),压盘高度公差要小、