拉式膜片彈簧離合器的設(shè)計(汽車設(shè)計課程設(shè)計)

1、<p><b>　　目錄</b></p><p>　　1 離合器主要參數(shù)的選擇1</p><p>　　1.1 摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b的選擇1</p><p>　　1.2 單位壓力p0的選擇1</p><p>　　1.3 摩擦因數(shù)f和摩擦面數(shù)Z的選擇2</p><p>

2、;　　1.4 后備系數(shù)β的選擇2</p><p>　　2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化3</p><p>　　2.1 設(shè)計變量3</p><p>　　2.2 目標(biāo)函數(shù)3</p><p>　　2.3 約束條件3</p><p>　　2.3.1 摩擦片最大圓周速度vD3</p><p&g

3、t;　　2.3.2 摩擦片的內(nèi)、外徑比c3</p><p>　　2.3.3 后備系數(shù)β3</p><p>　　2.3.4 摩擦片內(nèi)徑d3</p><p>　　2.3.5 單位壓力p04</p><p>　　3 膜片彈簧的設(shè)計與計算5</p><p>　　3.1 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇5</

4、p><p>　　3.1.1 比值H／h和h的選擇5</p><p>　　3.1.2 R／r比值和R、r的選擇5</p><p>　　3.1.3 α的選擇5</p><p>　　3.1.4 膜片彈簧工作點位置的選擇5</p><p>　　3.1.5 分離指數(shù)目n的選取5</p><p&

5、gt;　　3.1.6 膜片彈簧小端內(nèi)半徑r0及分離軸承作用半徑rf的確定5</p><p>　　3.1.7 切槽寬度δ1、δ2及半徑re的確定6</p><p>　　3.1.8 壓盤加載點半徑R1和支撐環(huán)加載點半徑r1的確定6</p><p>　　3.2 膜片彈簧的彈性特性6</p><p>　　3.3 膜片彈簧的強度計算

6、7</p><p>　　4 扭轉(zhuǎn)減震器的設(shè)計8</p><p>　　4.1 扭轉(zhuǎn)減震器基本參數(shù)的選擇8</p><p>　　4.1.1 極限轉(zhuǎn)矩Tj8</p><p>　　4.1.2 扭轉(zhuǎn)角剛度kφ8</p><p>　　4.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ8</p><p>　　4

7、.1.4 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn8</p><p>　　4.1.5 減振彈簧的位置半徑R08</p><p>　　4.1.6 減振彈簧個數(shù)Zj8</p><p>　　4.1.7 減振彈簧總壓力F∑8</p><p>　　4.2 減震彈簧的計算9</p><p>　　4.2.1 減振彈簧的分布半徑R19&l

8、t;/p><p>　　4.2.2 單個減振器的工作壓力P9</p><p>　　4.2.3 減振彈簧尺寸9</p><p>　　4.2.4 從動片相對從動盤股的最大轉(zhuǎn)角α10</p><p>　　4.2.5 限位銷與從動盤股缺口側(cè)邊的間隙λ110</p><p>　　4.2.6 限位銷直徑d＇10<

9、;/p><p>　　5 從動盤總成的設(shè)計11</p><p>　　5.1 從動盤轂11</p><p>　　5.2 摩擦片11</p><p>　　5.3 從動片12</p><p>　　5.4 波形片和減震彈簧12</p><p>　　6 離合器蓋總成13</p>

10、;<p>　　6.1 離合器蓋13</p><p>　　6.2 壓盤13</p><p>　　6.2.1 壓盤傳動方式的選擇13</p><p>　　6.2.2 壓盤幾何尺寸的確定13</p><p>　　6.3 傳動片14</p><p>　　6.4 分離軸承14</p&g

11、t;<p>　　6.5 支撐環(huán)14</p><p><b>　　參考文獻15</b></p><p>　　1 離合器主要參數(shù)的選擇</p><p>　　1.1 摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b的選擇</p><p>　　摩擦片外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質(zhì)量和使用壽命有決定性的影響。

12、</p><p>　　摩擦片外徑D可根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax（N·m）按經(jīng)驗公式(1.1)選用</p><p>　　(1.1) </p><p>　　式中，KD為直徑系數(shù)，取值范圍見表1-1。</p><p>　　表1-1 直徑系數(shù)KD的取值范圍</p><p>

13、　　依維柯S45.10屬于總質(zhì)量小于6t的商用車，發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩一般不大，在不知尺寸容許的條件下，離合器通常只設(shè)有一片從動盤，取KD=17.5，則摩擦片外徑D=265.4mm。根據(jù)《汽車離合器》（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學(xué)出版社出版）表3.2.1可知，取D=280mm，d=165mm,，b=3.5mm。</p><p>　　1.2 單位壓力p0的選擇</p><p>　　單位壓力p0

14、決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應(yīng)考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后背功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。 </p><p>　　當(dāng)摩擦片采用不同的材料時，p0取值范圍見表1-2。</p><p>　　表1-2 摩擦片單位壓力p0的取值范圍</p><p>　　取摩擦片材料為石棉基材料模壓，單位壓力取0.21MP。&

15、lt;/p><p>　　1.3 摩擦因數(shù)f和摩擦面數(shù)Z的選擇</p><p>　　摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因數(shù)f受工作溫度、單位壓力和滑磨速度的影響較大，而粉末冶金材料和金屬陶瓷材料的摩擦因數(shù)f較大且穩(wěn)定。各種摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍見表1-3。</

16、p><p>　　1-3 摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍</p><p>　　取摩擦片材料為石棉基材料模壓，摩擦因數(shù)取0.19。</p><p>　　1.4 后備系數(shù)β的選擇</p><p>　　摩擦離合器是靠存在于主、從動部分摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的，離合器的靜摩擦力矩Tc為</p><p>　　Tc=πf

17、Zp0D3(1-c3)／12=365.06(N·m) (1.2) </p><p>　　為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計時Tc應(yīng)大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，即</p><p>　　Tc=βTemax (1.3)</p><p>

18、　　計算得β=1.59。符合最大總質(zhì)量小于6t的商用車的后備系數(shù)β在1.20~1.75的范圍內(nèi)。</p><p>　　2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化</p><p><b>　　2.1 設(shè)計變量</b></p><p>　　后備系數(shù)β取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。</p><p>　　單位壓力p0也取

19、決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計變量選為</p><p>　　X=[x1 x2 x3]T=[F D d]T</p><p><b>　　2.2 目標(biāo)函數(shù)</b></p><p>　　離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計追求的目標(biāo)，是在保證離合器性能要求的條件下使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標(biāo)函數(shù)為</p&g

20、t;<p>　　f(x)=min[π(D2-d2)／4]</p><p><b>　　2.3 約束條件</b></p><p>　　2.3.1 摩擦片最大圓周速度vD</p><p>　　摩擦片外徑D(mm)的選擇應(yīng)使最大圓周速度vD不超過65~70m/s，即</p><p>　　vD=(πnemaxD

21、×10-3)／60 (2.1)</p><p>　　式中，vD為摩擦片最大圓周速度(m/s)；nemax為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速(r/min)。</p><p>　　故vD==55.71 m／s≤65~70m／s 。</p><p>　　2.3.2 摩擦片的內(nèi)、外徑比c</p><p>　　摩

22、擦片的內(nèi)、外徑比c應(yīng)在0.53～0.70范圍內(nèi)，即　</p><p>　　0.53≤c=d／D≤0.70 (2.2)</p><p>　　故c=0.589，滿足條件。</p><p>　　2.3.3 后備系數(shù)β</p><p>　　為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，不同的

23、車型的β值應(yīng)該在一定的范圍內(nèi)，最大范圍為1.2~4.0，即</p><p>　　1.2≤β≤4.0 </p><p>　　故 β=1.59，滿足條件。 </p><p>　　2.3.4 摩擦片內(nèi)徑d</p><p>　　為了保證扭轉(zhuǎn)減震器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減震器彈簧位置直徑2R0約

24、50mm，即</p><p>　　d>2 R0+50mm (2.3)</p><p>　　得R0＜57.5mm。</p><p>　　2.3.5 單位壓力p0</p><p>　　為降低離合器畫滑磨時的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型單位壓力p0根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取

25、，p0的最大范圍為0.10~1.50MPa，即</p><p>　　0.10MPa≤p0≤1.50MPa</p><p>　　故p0=0.21MPa，滿足條件。</p><p>　　3 膜片彈簧的設(shè)計與計算</p><p>　　3.1 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇</p><p>　　3.1.1 比值H／h和h的選擇&

26、lt;/p><p>　　比值H／h對膜片彈簧的彈性特性影響極大。保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H／h一般為1.5～2.0，板厚h為2～4mm。取H／h=1.6，h=3mm，則可得H=4.8mm。</p><p>　　3.1.2 R／r比值和R、r的選擇</p><p>　　研究表明，R／r越大，膜片彈簧利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直

27、徑誤差的影響越大，且應(yīng)力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R／r一般為1.20~1.35。取R／r=1.20，摩擦片平均半徑</p><p>　　Rc=(D+d) ／4 (3.1)</p><p>　　得Rc=111.25mm拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于Rc，取r=111.25mm，則R=133.5mm。</p>&l

28、t;p>　　3.1.3 α的選擇</p><p>　　膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角α與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切</p><p>　　α=arctan H／(R-r) (3.2)</p><p>　　得α≈12.17°，滿足9°~15°的范圍。</p><p>

29、　　3.1.4 膜片彈簧工作點位置的選擇</p><p>　　膜片彈簧工作點如圖3-1所示，該曲線的拐點H對應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且λ1H=(λ1M+λ1N)／2。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點Ｍ和拐點Ｈ之間，且靠近或在Ｈ點處，一般λ1B=(0.8~1.0)λ1H,以保證摩擦片在最大磨損限度△λ范圍內(nèi)的壓緊力從F1B到F1A變化不大。當(dāng)分離時，膜片彈簧工作點從B變到C。為最大限度的減少踏

30、板力，C點應(yīng)盡量靠近N點。</p><p>　　3.1.5 分離指數(shù)目n的選取</p><p>　　大尺寸膜片彈簧分離指數(shù)目可取24，小尺寸膜片彈簧取為12，分離指數(shù)目n常取為18，并采用偶數(shù)，以便于制造時磨具分度制造時磨具分度，這里分離指數(shù)目n取18。</p><p>　　3.1.6 膜片彈簧小端內(nèi)半徑r0及分離軸承作用半徑rf的確定</p>&

31、lt;p>　　膜片彈簧小端內(nèi)半徑r0由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵的外徑。rf應(yīng)大于r0。取r0=25mm，rf=32mm。</p><p>　　圖3-1 膜片彈簧工作點的位置</p><p>　　3.1.7 切槽寬度δ1、δ2及半徑re的確定</p><p>　　δ1=3.2~3.5mm，δ2=9~10mm，re的取值應(yīng)滿足r-re≥δ

32、2的要求。取δ1=3.3，δ2=9，re=100。</p><p>　　3.1.8 壓盤加載點半徑R1和支撐環(huán)加載點半徑r1的確定</p><p>　　R1和r1的取值將影響膜片彈簧的剛度。r1應(yīng)略大于r且盡量接近r，R1應(yīng)略小于R且盡量接近R。故取r1=112mm，R1=134mm。</p><p>　　3.2 膜片彈簧的彈性特性</p><

33、;p>　　假設(shè)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轉(zhuǎn)動。膜片彈簧的彈性特性如下式表</p><p><b>　　(3.3)</b></p><p>　　式中，E為材料的彈性模量(MPa)，對于鋼：E=2.1×105MPa；μ為材料的泊松比，對于鋼：μ=0.3。</p><p>　　F1=f(λ1)=4375

34、.05λ1-994.33λ12+69.05λ13 </p><p>　　對上式求一次導(dǎo)數(shù)，可解出F1=λ1的凹凸點，求二次導(dǎo)數(shù)可得拐點。</p><p>　　凸點：λ1=3.41mm時，F(xiàn)1=6094.71N</p><p>　　凹點：λ1=6.19mm時，F(xiàn)1=5359.76N</p><

35、p>　　拐點：λ1=4.8mm時，F(xiàn)1=5727.25N</p><p>　　當(dāng)離合器分離時，膜片彈簧的加載點將發(fā)生變化。設(shè)分離軸承對分離指端所加載荷為F2(N)，相應(yīng)作用點變形為λ2(mm)。由公式(3.4)和(3.5)</p><p>　　λ2=(r1-rf)λ1／(R1-r1) (3.4)</p><p>

36、　　F2=(R1-r1)F1／(r1-rf) (3.5)</p><p>　　得凸點：λ2=13.47mm，F(xiàn)2=1523.68N</p><p>　　凹點：λ2=24.45mm，F(xiàn)2=1339.94N</p><p>　　拐點：λ2=18.96mm，F(xiàn)2=1431.81N</p><p>　　

37、取λ1B=0.9λ1H=4.32mm,則F1B=5910.55N；C點無限接近N點，取λ1C=6.2mm，則F1C=5359.81N；取λ1A=2.67mm，F(xiàn)1A=5907.21N。</p><p>　　3.3 膜片彈簧的強度計算</p><p>　　膜片彈簧大端的最大變形量λ1N=6.19，取=134，=112。則由下列公式

38、 </p><p><b&

39、gt;　　(3.6)</b></p><p>　　代入數(shù)據(jù)，有=7.81mm。</p><p><b>　　(3.7)</b></p><p>　　代入數(shù)據(jù)，有=0.76。</p><p><b>　　(3.8)</b></p><p>　　代入數(shù)據(jù)，有=7362

40、.93N。</p><p><b>　　(3.9)</b></p><p>　　代入數(shù)據(jù)，有σB=1528Mpa。許用值1500-1700Mpa，故符合要求。</p><p>　　4 扭轉(zhuǎn)減震器的設(shè)計</p><p>　　4.1 扭轉(zhuǎn)減震器基本參數(shù)的選擇</p><p>　　4.1.1 極限

41、轉(zhuǎn)矩Tj</p><p>　　極限轉(zhuǎn)矩受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取</p><p>　　Tj=(1.5~2.0) Temax (4.1)</p><p>　　式中，商用車系數(shù)取1.5，則Tj=1.5×Temax＝1.5×230＝345（N

42、·m）。</p><p>　　4.1.2 扭轉(zhuǎn)角剛度kφ</p><p>　　設(shè)計時，由經(jīng)驗公式初選kφ為</p><p>　　kφTj (4.2)</p><p>　　即kφTj=13×345=4485(N·m/ra

43、d)，取kφ=4480(N·m/rad)</p><p>　　4.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ</p><p><b>　　可按公式初選Tμ</b></p><p>　　Tμ=(0.06~0.17) Temax (4.3)</p><p&g

44、t;　　取系數(shù)為0.06 ，Tμ=0.06×230=13.8(N·m)。</p><p>　　4.1.4 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn</p><p>　　減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊。研究表明，Tn增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是Tn不應(yīng)大于Tμ，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故取</p><p>　　Tn＝(0.05~

45、0.15)Temax (4.4)</p><p>　　則初選Tn=0.05Temax=11.5N·m＜13.8N·m，滿足要求。</p><p>　　4.1.5 減振彈簧的位置半徑R0</p><p>　　R0的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取</p><

46、p>　　R0=(0.60~0.75)d/2 (4.5)</p><p>　　則取R0=0.6d/2=0.6×165/2=49.5mm。</p><p>　　4.1.6 減振彈簧個數(shù)Zj</p><p>　　當(dāng)摩擦片外徑D=250~325mm時，Zj=6~8，故取Zj=6</p>&l

47、t;p>　　4.1.7 減振彈簧總壓力F∑</p><p>　　當(dāng)減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達到最大值Tj時，減振彈簧受到的壓力F∑為</p><p>　　F∑=Tj/R0=6969.7N </p><p>　　4.2 減震彈簧的計算</p><p>　　在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即

48、可根據(jù)布置上的可能來確定和減振器設(shè)計相關(guān)的尺寸。</p><p>　　4.2.1 減振彈簧的分布半徑R1</p><p>　　R1的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取</p><p>　　R1=(0.60~0.75)d/2 (4.6)</p><p>　　式中，d為離合器摩擦片內(nèi)徑。</p>

49、<p>　　故R1=0.6d/2=49.5mm，即為減振器基本參數(shù)中的R0。</p><p>　　4.2.2 單個減振器的工作壓力P</p><p>　　P= F∑/Z=6969.7/6=1161.6 (N) </p><p>　　4.2.3 減振彈簧尺寸</p><p><b

50、>　　1）彈簧中徑Dc</b></p><p>　　一般由布置結(jié)構(gòu)來決定，通常Dc=11～15mm，故取Dc=12mm</p><p><b>　　2）彈簧鋼絲直徑d</b></p><p>　　d= (4.7)</p><p>　　式中，扭轉(zhuǎn)許用

51、應(yīng)力]可取550~600Mpa,故取為580Mpa，得d=3.94mm符合d=3~4mm。</p><p><b>　　3）減振彈簧剛度k</b></p><p>　　根據(jù)已選定的減振器扭轉(zhuǎn)剛度值k及其布置尺寸R1確定，即</p><p>　　k= (4.8)</p><p>

52、;　　則K=261.19N/m</p><p>　　4）減振彈簧有效圈數(shù)</p><p>　　i==5.5 </p><p>　　5）減振彈簧總?cè)?shù)n</p><p>　　其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間的關(guān)系為</p><p>　　n=+(1.5~2)=7

53、 </p><p>　　6）減振彈簧最小高度</p><p>　　=29.491mm </p><p><b>　　7）彈簧總變形量</b></p><p>　　△=P/K=1161.6/304.73=3.81mm

54、 </p><p>　　8）減振彈簧總變形量</p><p>　　==33.301 </p><p>　　9）減振彈簧預(yù)變形量</p><p>　　=0.13mm </p><p>　　10）減振彈簧安裝工作高度</

55、p><p>　　=33.171mm </p><p>　　4.2.4 從動片相對從動盤股的最大轉(zhuǎn)角α</p><p>　　α=2arcsin[(△l-△l＇)／2R1]=4.26° </p><p>　　4.2.5 限位銷與從動盤股缺口側(cè)邊的間隙λ1&l

56、t;/p><p>　　λ1=R2sinα (4.9)</p><p>　　λ值一般為2.5~4mm。取λ1=4mm，則R2=53.85mm。</p><p>　　4.2.6 限位銷直徑d＇</p><p>　　d＇=9.5~12mm，取9.5mm。</p><p>

57、　　5 從動盤總成的設(shè)計</p><p>　　從動盤總成主要由從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉(zhuǎn)減震器等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，設(shè)計時應(yīng)滿足以下幾個方面的要求：</p><p>　　1)從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡可能小，以減小變速器換檔時齒輪間的沖擊。</p><p>　　2) 從動盤應(yīng)具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面片壓力均勻，以減小磨

58、損。</p><p>　　3) 應(yīng)裝有扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動系的扭轉(zhuǎn)共振以及緩和沖擊載荷。</p><p><b>　　5.1 從動盤轂</b></p><p>　　從動盤轂軸向長度不宜過小，以免再花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0~1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂的材料選取45鍛鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度一般26~32H

59、RC。根據(jù)摩擦片的外徑D的尺寸以及根據(jù)《汽車設(shè)計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表2-7查出從動盤轂花鍵的尺寸。</p><p>　　由于D=280mm，則查表可得</p><p>　　花鍵尺寸：齒數(shù)n=10，外徑=35mm，內(nèi)徑＝32mm，齒厚t=4mm，有效齒長l=40mm，積壓應(yīng)力=12.5Mpa。</p><p>　　花鍵齒的側(cè)面壓力 </p&g

60、t;<p><b>　　(5.1)</b></p><p>　　代入數(shù)據(jù)得p=6866N</p><p><b>　　花鍵受的擠壓應(yīng)力 </b></p><p><b>　　(5.2)</b></p><p>　　代入數(shù)據(jù)得σ=4.29Mpa<20Mpa滿足

61、要求。</p><p><b>　　5.2 摩擦片</b></p><p>　　離合器摩擦片在離合器接合過程中將遭到嚴(yán)重的滑磨，在相對很短的時間內(nèi)產(chǎn)生大量的熱，因此，要求摩擦面片應(yīng)有下列一些綜合性能：</p><p>　　1）在工作室有相對較高的摩擦系數(shù)；</p><p>　　2）在整個工作壽命期內(nèi)應(yīng)維持其摩擦特性，不

62、希望出線摩擦系數(shù)衰退現(xiàn)象；</p><p>　　3）能承受較高的壓盤作用載荷，在離合器接合過程中表現(xiàn)出良好耐磨性能；</p><p>　　4）能承受較高的壓盤作用載荷，在離合器接合過程中表現(xiàn)出良好的性能（不易出線顫抖）；</p><p>　　5）能抵抗高轉(zhuǎn)速下（變速器換擋時容易發(fā)生）大的離心力載荷而不破壞；</p><p>　　6）具有小的轉(zhuǎn)

63、動慣量，材料加工性能良好；</p><p>　　7）在整個正常工作溫度范圍內(nèi)，和對偶材料壓盤、飛輪(都是鑄鐵件)等有良好的兼容摩擦性能；</p><p>　　8）摩擦副對偶面有高度的容污性能，不已影響他們的摩擦作用；</p><p>　　9）具有優(yōu)良的性價比，不會污染環(huán)境。</p><p>　　鑒于以上各點，今年來，摩擦材料的種類增長極快。挑

64、選摩擦材料的基本原則是：</p><p>　　1）滿足較高性能的標(biāo)準(zhǔn)；</p><p>　　2）成本最小，考慮替代石棉。</p><p><b>　　5.3 從動片</b></p><p>　　從動片要求質(zhì)量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料選用中碳鋼板(50號)，厚度為取為2mm,表面硬度為35~40HRC。

65、</p><p>　　5.4 波形片和減震彈簧</p><p>　　波形片一般采用65Mn，厚度取為0.8mm，硬度為40~46HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍處理。減振彈簧用60Si2MnA。</p><p><b>　　6 離合器蓋總成</b></p><p><b>　　6.1 離合器蓋</b>&

66、lt;/p><p>　　離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求：</p><p>　　1)應(yīng)具有足夠的剛度，否則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，嚴(yán)重時使摩擦面不能徹底分離。</p><p>　　2)應(yīng)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。</p><p>　　3)蓋的膜片彈簧支承處應(yīng)具有高的尺寸精度。</p>

67、<p>　　4)為了便于通風(fēng)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(fēng)窗孔，或在蓋上加設(shè)通風(fēng)扇片等。</p><p>　　板厚取4mm，依維柯S45.10載質(zhì)量較小的商用車離合器蓋10鋼低碳鋼板。</p><p><b>　　6.2 壓盤</b></p><p>　　對壓盤結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求：</p>&l

68、t;p>　　1)壓盤應(yīng)具有較大的質(zhì)量,以增大熱容量，減小溫，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設(shè)置各種形狀的散熱筋或鼓風(fēng)筋，以幫助散熱通風(fēng)。中間壓盤可鑄出通風(fēng)槽，也可以采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。</p><p>　　2)壓盤應(yīng)具有較大剛度，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及與離合器的徹底分離，厚度約為15～25 mm 。</p><p>

69、　　3)與飛輪應(yīng)保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應(yīng)不低于15～20 g·cm 。</p><p>　　4)壓盤高度(從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。</p><p>　　壓盤形狀較復(fù)雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，采用灰鑄鐵HT200，硬度為170~227HBS。</p><p>　　6.2.1 壓盤傳動方式的選擇</p&

70、gt;<p>　　由于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙的缺點，故選擇已被廣泛采用的傳動片傳動方式。</p><p>　　另選用膜片彈簧作為壓力彈簧時，則在壓盤上鑄有一圈凸起以供支承膜片彈簧或彈性壓桿之間。</p><p>　　6.2.2 壓盤幾何尺寸的確定</p><p>　　由于摩擦片的的尺寸在前面已經(jīng)確定，故壓

71、盤的內(nèi)外徑也可因此而確定。</p><p>　　壓盤外徑D=280㎜，壓盤內(nèi)徑d=165㎜，厚度b=20mm。</p><p><b>　　6.3 傳動片</b></p><p>　　傳動片的作用是在離合器接合時候，離合器通過它來驅(qū)動壓盤共同旋轉(zhuǎn)，分離時候又可利用他的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。由于各傳動片沿圓周均勻分布，它們的變形

72、不會影響到壓盤的對中性和離合器的平衡性,傳動片可選為3~4組，每組2~3片，每片厚度為0.5~1.0mm，一般由彈簧鋼帶65Mn制成。</p><p><b>　　6.4 分離軸承</b></p><p>　　由于nemax=3800r/min，離心力造成的徑向力很大，因此采用角接觸式徑向推力球軸承。</p><p><b>　　6

73、.5 支撐環(huán)</b></p><p>　　支撐環(huán)和支撐鉚釘?shù)陌惭b尺寸精度要高，耐磨性要好，支撐環(huán)一般采用3.0~4.0mm的碳素彈簧鋼絲。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1] 陳家瑞.汽車構(gòu)造.3版.北京：機械工業(yè)出版社，2009.2</p><p>　　[2] 徐石安

74、,江發(fā)潮.汽車離合器.北京：清華大學(xué)出版社，2005.8 </p><p>　　[3] 王望予.汽車設(shè)計.4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004.8</p><p>　　[4]編委會.機械設(shè)計手冊. 4版.北京：機械工業(yè)出版社，2007.8</p><p>　　[5]吳宗澤.機械零件設(shè)計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2004</p><p&g