离合器设计--毕业论文.doc

摘 要：离合器是汽车传动系重要的一部分，它的构造和传动系有着紧密的关系，本毕业设计论文根据本田飞度汽车的各项原参数，设计推式的膜片弹簧离合器。 汽车膜片弹簧离合器结构设计的主要内容分成下面几个部分：压盘总成、从动盘、摩擦片和膜片弹簧。在设计过程中，首先，对离合器各零件的参数、尺寸、材料及结构进行设计，然后使用Solidworks作图。 关键词：离合器；膜片弹簧；从动盘；压盘；摩擦片Abstract: Clutch is an important part of automobile transmission system and the structure and transmission 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, 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 录1 绪 论11.1 膜片弹簧离合器论述11.2 膜片弹簧离合器的功能11.3 压紧弹簧和布置形式的选择21.3.1 膜片弹簧离合器优点21.3.2 膜片弹簧的支撑形式21.3.3 压盘传动方式的选择22 离合器的摩擦片设计32.1 离合器设计所需数据32.2 摩擦片主要参数设计32.2.1 后备系数设计32.2.2 摩擦片尺寸参数设计32.2.3 摩擦因数、摩擦面数、分离间隙的确定42.3 摩擦片基本参数的约束条件52.4 摩擦片的设计63 离合器的膜片弹簧设计73.1 膜片弹簧主要参数的设计73.2 膜片弹簧的优化设计83.3 特性曲线绘制93.4 膜片弹簧的设计114 扭转减振器的设计124.1扭转减振器的功能124.2扭转减振器的结构类型124.3扭转减振器主要参数的选择135 操纵机构175.1 离合器踏板设计185.2踏板力设计186 离合器其它主要零件设计206.1 从动盘毂设计206.2压盘设计217 结论23参考文献24致 谢251 绪 论1.1 膜片弹簧离合器论述根据功率传动部件，离合器的工作由驱动程序控制，有的分离的，也有的可以被接合，来形成工作循环，完成工作任务，所以离合器应是传动系统的装配。在发动机与变速器的中间设置了离合器的传动机构，其主要功能是保障变速器系统的稳定运行，保障传动系统可以承受住最大扭矩，防止过载的传递，同时在需要的时候，中断动力的传动，从而实现汽车平稳起动。到现在汽车使用的压缩弹簧离合器摩擦比较多一些，摩擦表面之间的夹紧力包括摩擦表面，还有摩擦板的大小决定了摩擦离合器传递的最大扭矩，主要由离合器的基本参数和主要尺寸确定，也是为了让离合器发挥以上几个作用。膜片弹簧离合器使用的寿命长，结构上既简单又紧凑，经济也比较合情合理，技术上比一般的要先进，同时性能也比一般的要好，可靠性又较高，其次也易于操作。发动机能够有最大扭矩，同时又稳定可靠，在这样一个大前提下，膜片弹簧离合器还有以下优胜之处： 1）结合平稳、柔顺；2）离合器操作性能；3）从动件的惯性相比较其他的要小很多，这样可以减小齿轮的冲击，减少了零部件的损耗；4）散热性好；5）在高速运行的时候具有很可靠的强度；6）吸收振动从而降低噪声，减少了冲击，避免共振的汽车传动系统；7）操纵性能相比之下良好；8）良好的工作性能；9）使用的寿命长，减少修理或者更换的开支，从一定程度上降低了成本。1.2 膜片弹簧离合器的功能离合器的主要功能是让传统系统和发动机接合，从而能够让汽车平稳起动。综上所述，现如今的汽车与活塞式发动机出现问题，比如无法启动负载的时候，要先在空气当中起动，然后才可以慢慢加载。从而发动机启动后，会在每分钟三百到五百转的最低速度下运行，而且只有在汽车静态启动的时候，在运行中的发动机，与一个固定的传输系统是不会突然刚性节点。因为如果它是一个突然的刚性连接，它自然是不可能避免的，当然，这个时候，汽车不会出现事故的，只是汽车的发动机会发生关闭。所以，在这个时候，离合器就至关重要，离合器可以让汽车的发动机和传动系统慢慢地软联合起来，在这个时候，要做的就是先让发动机和传动系之间的扭矩缓慢的变大，变大到汽车能够克服行驶阻力的时候，汽车将慢慢的行驶起来。虽然让发动机与传动系统的分离还有一种办法，就是采用中性传输。而变速器在中性位置、变速器传动齿轮和发动机或连接发动机的旋转，这是不可以缺少的，这时候变速传动齿轮的阻力加上和齿轮的传动齿轮在高粘度齿轮油，受到的阻力还是很大的。特别是在天气冷的时候，比如冬天，如果在这个时候缺少离合器，发动机和传动系统得不到分离，发动机的工作变得不太容易。因此离合器的二次功能是将发动机与驱动系统分离，以便发动机可以启动。汽车传动发生转是常有的事情，简单地换句话来说，就是变速器里面的齿轮分离和接合规律。比如在以下这种情况下，发生脱离接触的时候，因为原来的啮合齿面压力的存在有可能会让脱离接触变得不那么容易，但这个时候如果用离合器临时分离传输系统，这个时候脱离接触就显得比较方便了。同时在连接文件中，依靠汽车的驾驶操作人员，要让齿轮的圆周速度达到一样简直就是天方夜谭，是不太容易实现的，如果齿轮啮合圆周速度出现速度差，那么就有齿轮的冲击的问题的出现，甚至还有可能让档位不能正常的挂上去，档位如果挂不上，汽车自然也就无法正常行驶，这个时候，离合器的作用就显得至关重要，那就是单独传动系统，单独传动系统可以让传动齿轮联轴器的质量变得很低，这样做可以降低齿轮的冲击然后实现换挡成功。离合器能传递最大扭矩是并不是可以无限大的，是有所限的，当汽车发生载荷传递并且是比较大的惯性或者制动情况比较危险，制动力很大的时候。这个时候由于离合器打滑，从而降低传动部件的损耗、损坏和过载，同时也对传动部件提供了保护。1.3 压紧弹簧和布置形式的选择膜片弹簧是由弹簧钢制作而成的，是比较特殊的一种碟形弹簧，因为它的结构确实与一般的弹簧的结构不一样。1.3.1 膜片弹簧离合器优点1) 平衡性好，适用于高速运转的发动机具有十分理想的非线性弹性特性。2) 通风散热性能良好。3) 压力分布较为平均，而且摩擦片接触也比其他的要好、从而使得磨损也较为匀称。4) 旋转速度比较快的时候的弹簧压紧力下降比较缓慢，性能也比较好，比较稳固。5) 起到弹簧的压紧和杠杆的分离的作用。6) 十分理想的非线性弹性特征。1.3.2 膜片弹簧的支撑形式离合器的支承方式是拉、推，本毕业设计选择了推式膜片弹簧离合器。1.3.3 压盘传动方式的选择由于传统的凸台式连接、键式连接以及销式连接存在传力有间隙的缺点，所以本毕业设计采用传动片传动方式。2 离合器的摩擦片设计2.1 离合器设计所需数据表2-1 离合器设计原始数据车型2014款1.5L LX MG舒适版整备质量1058.000kg满载质量约1500.000kg发动机最大转矩155.000Nm发动机最大转矩转速4600.000rpm发动机最大功率96.000kw发动机最大功率转速6600.000rpm一档转动比5.08900主减速比4.87500轮胎规格185.000/60.000 R15.000使用工况城乡2.2 摩擦片主要参数设计2.2.1 后备系数设计（1）在离合器设计中，有一个很关键的参数，叫做后备系数，它反映了离合器的可靠性大小来传递发动机的最大扭矩。从以下几个方面考虑：1.摩擦片在一定的摩擦损耗之后，离合器可以保证最大的发动机扭矩传递；2.防止传输系统运行期间的过载；3.防止离合器摩擦度较为大。一般情况下，轻型货车和汽车的= 1.2 1.75。结合从表2-2的实际情况设计检查= 1.5。表2-2离合器后备系数的取值范围车型后备系数商用车和乘用车（总质量不大于6吨）1.2000-1.750000商用车（总质量在6到14吨之间）1.5000-2.250000挂车1.8000-4.000002.2.2 摩擦片尺寸参数设计由经验公式得：离合器摩擦片的外径: （2-1） 直径的系数，取值见表2-3，取，得D=181.77mm。表2-3直径系数的取值范围车型直径系数乘用车14.6商用车（总质量在1.8到14吨之间）16.0000-18.500000(单片离合器)13.50000-15.00000(双片)总质量大于14.0吨的商用车22.500000-24.000000现如今，摩擦片的尺寸已经越来越标准，越来越正规，所以标准见下表2-4。表2-4离合器摩擦片尺寸系列和参数外径Dmm160.0000180.0000200.0000225.0000250.0000280.0000300.0000325.0000内径dmm110.0000125.0000140.0000150.0000155.0000165.0000175.0000190.0000厚度h/mm3.2000003.5000003.5000003.5000003.5000003.5000003.5000003.5000000.6800000.6900000.7000000.6600000.6200000.5800000.5800000.5500000.6700000.6600000.6500000.7000000.7600000.7900000.8000000.800000单面面积cm2106.0000132.0000160.0000221.0000302.0000402.0000466.0000546.0000由上面的表2-4，我们可以得到摩擦片D=200mm、d=140mm、h=3.5mm。2.2.3 摩擦因数、摩擦面数、分离间隙的确定摩擦片在材料使用和滑动速度、单位压力、工作温度等这些方面的摩擦系数。根据表2-5我们可以知道，摩擦因数f是0.25。根据摩擦面数是离合器的2倍而知，我们可以确定离合器传递转矩需要的尺寸和结构尺寸。一个离合器的设计，所以摩擦面数为 2。离合器间隙是一种弹簧拉力的极限位置，是离合器处于正常的状况下的啮合和分离，离合器间隙的作用是为了摩擦片的正常磨损和撕裂。分离轴承和分离杆的内端之间存在间隙仍然可以正常工作，离合器该装置还可以充分地投入。t的间隙为3 4mm。以t = 3.5mm。表2-5摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料摩擦因数石棉基模压0.200000-0.250000编织0.250000-0.350000粉末冶金铜基0.250000-0.350000铁基0.300000-0.500000金属陶瓷0.400000 （2-2）由式3-2 得：单位压力MPa。表2-6摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力/MPa石棉基材料模压0.150000-0.250000编织0.250000-0.350000粉末冶金材料模压0.350000-0.500000编织金属陶瓷材料0.700000-1.5000002.3 摩擦片基本参数的约束条件 （1）摩擦片外径D（mm）最大的圆周速度每秒要在65.000米到70.00米之间，即 m/sm/s （2-3）式中，v0为摩擦片外圆最大的圆周速度（m/s）；nemax发动机的最高转速(r/min)。 （2）在0.530000-0.7000范围内应该是摩擦片的内、外径比内，即（3） 防止传动系统过载，同时离合器能够将最大扭矩传给发动机，不同型号的测试值应该控制在最大范围内，即为1.200004000。设计选型1.5，按照设计要求。 （4）摩擦片的内直径大于弹簧的冲击吸收的弹簧的内径，是为了振动阻尼器的安装的扭转。mm （5）允许值要比单位摩擦面积的扭矩大，是为了反映出离合器传动的扭矩，也是为了防止过载能力，即 （2-4）式中，单位摩擦面积力矩(N.m/mm2)，可按表2-7选取经过严格的检查,是合格的。表2-7单位摩擦面积允许转矩允许值离合器规格028000030000035000040000 （6）和不同型号的单位压力范围是0.110000-1.5000mpa，这样的原因是降低离合器滑磨热载荷、摩擦片防止烧伤。MPaMPaMPa（7）离合器的摩擦面积小于允许值，也是让摩擦片表面温度降低，摩擦表面温度降低。 （2-5）式中,滑磨功的许用值(J/mm2)，单位摩擦面积的滑动磨损工作(J/mm2)；对乘用车：J/mm2，对最大质量没有超过六吨的商用车：J/mm2，对最大总质量超过了六吨商用车：J/mm2：W车辆起步时离合器总的滑动磨损（J），可根据下式计算 （2-6）式中，表示汽车轮胎滚动半径（m），表示的是车辆装载重量(Kg)；表示的是启动传动齿轮传动比；表示的是主减速比；表示的是发动机的转速r/min，计算的时候，如果是乘用车，可以取r/min，如果是商用车，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 摩擦片的设计设计的摩擦片如图2.1所示。图2-1摩擦片的尺寸简图3 离合器的膜片弹簧设计3.1 膜片弹簧主要参数的设计1.比较H/h的选择为了保证离合器的操作起来更为方便，保证离合器压紧力尽快，汽车离合器膜片弹簧、离合器通常在1.5-2范围内选择。常用的膜片弹簧钢板厚度大概是在二到四毫米，在这次设计当中，我们取 ，h为两毫米 ，则H为四毫米 。2.R/r选择通过获取信息，比例越不高，越高的应力，弹性也就大，弹性曲线的直径的误差也随之变大。由于结构的布置和对压紧力的规范，R/r控制在一点二到一点三 。在这次毕业设计中，取值为1.25，平均半径mm， 取mm，则mm。3.圆锥底角 膜片弹簧在没有工作状态的时候，锥形角的角度尽量控制在之间，在这次毕业设计当中 得在之间，计算结果符合标准，是合格的。分离指数一般状况下，都是会取十八，有个别大的尺寸会取到二十四，小的尺寸，也有取到十二的，在这次毕业设计当中取十八。4.切槽宽度mm，mm，取mm，mm，应满足的要求，=58mm。5.支承环加载点半径和压盘加载点半径的确定取值可以稍微的大于或者在条件允许下，尽可能的靠近r，取值可以稍微小于R或者在条件允许下，尽可能靠近R。在此次设计中取mm，mm。膜片弹簧可以制作成既是高质量、又满足高精度的钢板，并将其大小的圆盘弹簧部分的高精度。一般情况，碟形弹簧材料为六十Si2MnA，应达到1600.0000 - 1700.000MP /平方毫米。6.分离轴承作用半径p和膜片弹簧小端内半径传动轴的花键的外直径小于离合器结构的最小值。初选=25mm, f=28mm。3.2 膜片弹簧的优化设计（1）弹簧和初始锥角要符合规范标准，这样做是为了满足离合器性能的要求，即 (3-1) (3-2)（2）每一部分的弹簧的大小要符合规范标准，即 (3-3) (3-4)（3）摩擦片在夹紧力上的分布比较的平均，拉、推式膜片弹簧离合器压力板载荷半径r1、的取值要在摩擦板的外半径和平均半径之间，即推式： (3-5)拉式： (3-6)（4）通过学习膜片弹簧的构造，由此可知，与，与之差应该控制在规定的区间内，即 (3-7) (3-8) (3-9)（5）分离杠杆也是本课题膜片弹簧离合器的一个很至关重要的作用，与此同时，杠杆率要控制规定范围内，即推式： (3-10)拉式： (3-11)3.3 特性曲线绘制碟簧的形状跟锥型垫片差不多，如下面的图3-1，它广泛地应用于机械制造业，因为它的弹性特性十分特别。然而膜片弹簧又是一种弹簧小端延伸出由径向槽隔开的多个悬挂部件，所以我们可以这样认为，说膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧。碟形弹簧膜片弹簧的一部分包括弹性性能和大小（在同一时间加载点的时候）。由此我们可以认定，设计碟簧的设计公式也可以用于设计膜片弹簧。支撑环的范围沿圆周分布的膜片弹簧的在和压力板，假集中在支撑点，由F1、加载是点之飞间的相变形（轴向）为1，压紧力F1和变形之间的关系： （3-12）式中：r1支撑环的负荷点的半径r当弹簧挖是自由的时，碟形弹簧的范围半径 E弹性模量，对于钢材， h弹簧钢厚 泊松比，钢，= 0.3 H膜片弹簧在自由状态下，碟形弹簧的内锥高度 R当弹簧是自由的时，碟形弹簧的大端半径R1加载点半径图3-1膜片弹簧的尺寸简图表3-1膜片弹簧弹性特性所用到的系数RrR1r1Hh86.00068.00085.00070.004.0002.000 初选了上述参数以后，可根据式（3-12)利用Microsoft office Excel软件表格计算见表3-2和绘制曲线功能画出F1-1特性曲线见图3-2。表3-2 1-F1 计算值10.2600.5200.7801.0401.3001.5601.8202.0802.3402.6002.8603.120F11134.702053.902775.803318.803700.903940.404055.604064.703985.903837.503637.603404.5013.3803.6403.904.1604.4204.6804.9405.2005.4605.7205.9806.240F13156.502911.802688.602505.102379.502330.202375.302533.002821.603259.403864.004655.10图3-2 h=2mm的特性曲线3.4 膜片弹簧的设计图3-3 膜片弹簧的设计 4 扭转减振器的设计4.1扭转减振器的功能阻尼元件、弹性元件构成了扭振减振器。阻尼元件的主要我的作用是可以吸收振动的能量，弹性元件的主要作用是可以减小传动系统的扭转刚度，然后也可以改变导的系统的固有模态，降低传动系统的固有频率。为了避免引起发动机转矩主谐挖波的激的励引起的共振。因此，扭转阻尼器具有以下优点和作用：1）一方面控制传动轴，离合器和传动系统的扭转的振动，这样做的目的是能够很明显地减少了变速器的噪音，另一方面，减少主减速器和传动系统的扭振产生的噪音，那么这样做的目的也是为了能够很明显地降低噪音。2）一方面既挖能提高传动系的统的扭转振动阻尼，另一方面也可以抑制的转共振的响振幅，并减少、降低由冲击产导生大的瞬态扭振。3）一方面既能降低发动机传动系统和发动机曲轴的扭转刚度，另一方面又能调整传动系统的固有频率。4）在不稳定的情况下的时候，一方面可以降低传动系统的扭转冲击载荷，另一方面可以提高离合器在离合器中的乘坐舒适性。4.2扭转减振器的结构类型扭振减振器有两类，一是我们所学习到的线性扭振减振器，那么很明显，众所周知的，还有一个就是非线性特性扭振减振器。单级线性减振器的扭转特性，可以参考下面的图4-1所示，其弹性元件一般情况下会使用圆柱螺旋弹簧，大部分情况是会在汽油机上的应用。柴油机，由于发动机的怠速转速不大，往往造成齿轮齿的传动往往受到冲击，造成传动噪声。在扭振减振器中，另一组在发动机怠速的工作状况下，采用小弹簧操作，这样做的目的主要是为了能够消除怠速噪声。在这种情况下，可以得到的2个阶段的非线性特性，第一阶段是少的部，我们称之为怠速速度，和第二阶段的刚度算是比较大的。目前，一种具有怠速二级或三级的非线性扭振减振器在柴油机上，在日常生活中是被广泛使用的。 图4-1 单级线性阻尼器的抗扭性能 图4-2三级线性阻尼器的抗扭性能4.3扭转减振器主要参数的选择减振器有两个比较重要的参数，是在计算过程中很常见的两个参数，其中一个是阻尼摩擦元件间的摩擦转矩，那么另外一个就是我们所学过程中知道的扭转刚度。当然极限的转矩、预的紧转矩和极限的转角等野包括在减振的器的设计参数的中。（1）极限转矩Tj如果我们要限制扭矩的引脚啊功能，我们必须要的在在爱的限位销消除从打动盘毂和减震器之间的间隙间隙1转矩极限（图4-1）能传递的最大转矩。它与发动机的最大扭矩有关： (4-1)在此次设计中，我们选取（2）扭转角刚度是k选择减振器的扭转刚度的值一定要合情合理，原因很简单，这样做的主要目的是避免系统的共振的，当然，避免了系统的共振，从而也就避免了发动机正常工作转速范围内的共振现象。确定了阻尼弹簧的线刚度和结构布置。(图4-3)。图4-3 减振器尺寸减振弹簧分布在RO的半径，由这个可以获知，当相对从动盘毂转过的弧度，这个时候很显然相应的就会发生弹簧变形Ro。此时此刻，所需的扭矩被添加到驱动板是 式中：Ro阻尼弹簧位置半径(m)；Zj减振弹簧个数；K每一个隔振器的直线刚度(Nmm)；T相对扭矩从动盘离合器盘毂与所需的拐弯弧度(Nm)。根据扭转刚度的定义，则 式中：为减振器扭转刚度(Nmrad)。在设计的时候，我们是可以按照经验来初选是 13 （4-2）因此：13201.5=2619.5。因此，本设计选取=2600 N.m/rad。（3）扭转减振器的摩擦力矩Tf 受到结构和发动机最大扭矩的限制，阻尼器的扭转刚度受到的限制是非常低的，所以我们必须一般按类型作为主合理选择减振器阻尼摩擦力矩：这样做是为了在发动机打转速的范的围内最有的效的效率的阻尼。 在此次设计中， N.m （4-3）（4）预紧转矩Ty 对于减震器的线性特性，所以应该在安装的时候安装减震弹簧。和没有受到预紧力矩的时候相互比较。前提是当两个角刚度和极限转速是相同的时候，预紧力矩限制会比较的大，那么在这样的条件下，减振器能够在很宽的范围内的扭矩继续运行实现工作；当极限扭矩和角度都是一样的情况下，这个时候角刚度低。这很明显是对设计有利的。但是，需要注意的是预载力矩的计算结果不应该比摩擦力矩的计算结果大：N.m （4-4）（5）阻尼弹簧位置半径RoRo的取值通常要取大点，通常的情况我们会取 （4-5）式中：D为摩擦片的内径。在此次设计当中：我们选取Ro=45mm。（6）减振弹簧个数Zj参照下面的表3-2，在表3-2中选取。表4-1 减振器弹簧个数选择摩擦片外直径Dmm小于225-250250-325325-350大于350减振器的弹簧个数4.0-6.006.0-8.008.0-10.00大于10.00在这次设计当中，我们选取=4。（7）减振弹簧总压力F当从动件和轮毂之间的间隙和从动件1或者2被消除的时，这个时候，阻尼弹簧为最大传输转，我们用表示，减振弹簧所受到的应力，我们可以用表示，所以 （4-6）F=201.5103/45=4477.8N（8）最大工作压力为每一个振动阻尼器F F/Zj 计算可知：F=1119.45 N（9）减振弹簧尺寸的设计1）弹簧的平均直径Dc一般情况下，构造决定DC，而通常情况，我们会取在十一毫米到十五毫米之间。在此次设计中，我们会选取=12 .000mm。2）弹簧钢丝的直径d1 (4-7)式中：为扭转许用应用，我们取扭转许用应用为5500.0006000.00公斤/厘米2 ，在此次设计中，我们计算选取=6000.0000公斤/厘米2。代入已知数据计算得：1.787，所以取圆整，则2mm 。一般情况下，我们会取在2.000-4.00mm之间，由此可知，此次设计的参数是符合标准的。3）减振弹簧的刚度 (4-8)代入数据计算得：=321.0N.mm4）减振弹簧的有效圈数 (4-9)代入已知数据计算得：3.75，所以，取圆整4。在公式中，G代表材料的剪切弹性模量，对于碳钢，我们取G=8.30000104MPa。5）减振弹簧总圈数n n=i+(1.52) (4-10)通常情况下n的圈数是四圈，那么设计n=4.00+2.000=6.000圈。6）减振弹簧最小长度lm减振弹簧在大神最大工打作压爱的力P时的爱的最小爱的长度为： (4-11)式中，弹簧圈之间的间隙，在一定条件下，此间隙的取值还可取的得小的一点。由计算可以得知：=1.126=13.2mm 。7）减振弹速度簧总变形量 (4-12)由计算可以得知：=1119.45/321.0=3.50 mm 。8）减振速度按时弹簧由高度l0 (4-13) 由计算可以得知：=16.79）减振弹簧预变形量 (4-14)由计算可以得知：=0.32 mm10）减振弹簧安装后的工作高度 (4-15)由计算可以得知：=16.4 mm 。11）减振弹簧的工作变形量 (4-16)由计算可以得知：=3.5-0.32=3.18 mm 。（10）极限转角当减振器的预紧转矩增加到极限转矩的时候，从动片相对从动盘毂的极限转角表示为： (4-17）一般情况下，取3度-4.5度,在此次设计当中，我们直接取3.5。（11）限位销与从动盘缺口测边的间隙一般情况下，的取值是2.5毫米-4 毫米，在此次设计当中，的取值为=3.6。 （4-18）在上式中：表示的是限位销的安装半径。（12）限位销直径的选定按照结构布置选取=9.5毫米-12毫米，在这选取=11mm。5 操纵机构驱动控制离合器分离和接合的一套机构叫做离合器的工作机构。离合器的工作机构的控制着从离合器的开始的踏板，在离合器壳中结束。因为在行驶过程中，离合器的使用十分频繁，所以，在设计的过程中，操作轻是离合器的控制机构中的一大要求。可移植性主要包括两个方面：1是校正机构，用来多少提供的一个踏板间隙，2是施加在离合器多少踏板上大的力不能太大。离合器控制机构可分为气动增压器、液压式、气动增压器、弹簧式增压器等，这样是根据所需的能量分离不同。通常情况下，汽车离合器控制机构要满足以下要求3：1）有足够的刚度；2）在毫米范围内，汽车和卡车的踏板的行程的最大值范围不可以超过180.000毫米；3）为了防止因过度用力而造成控制机构损坏，汽车离合器控制机构还要提供一个踏板行程限位装置，；4）同时为了确保摩擦板可通过调整恢复自由行程，由调节装置来提供踏板行程；5）踏板力小，汽车的踏板力，通常情况是在80.00 -150.000牛顿，卡车的踏板力一般情况是在150.000-200.00牛顿；6）驾驶室的变形，车架的变形，发动机振动，不会影响发动机的正常运转和工作；7）传输效率要高。螺旋传动、杆传动系统和钢丝绳传动构成了机械式控制机构，机械式控制机构工作可靠，结构也很简单，但是它的机械效率不高，同时驾驶室发生变形或者车架发生变形等状况的时候，会影响正常的工作，遥控杠杆，不太容易安排，绳传统可以避免上面几个缺点，但是机构效率低，而且使用寿命也不长。多数情况下，液压控制机构是普通轮型离合器控制机构采用的设计。液压控制机构主要有这么几个优点，优点如下： 1）液压操动机构的传按时动效率，布置方便顿但大高说的质量小；使用踏板挂和密封都比较容易，比起机械式控制机构，液压控制机构不会受到驾驶室与车架和发动机的振动和运动变形的干预；2）液压控制机构可以让离合器接合更加的柔软，也可以减少变速器的动载荷时的踏板。正因为液压控制机构具有打这么些优点，所以液压控谁制机构也的被广泛地使用，主要由主缸、工作缸、管路系统等部分组成离合器液压控制机构。 mm，mm，mm，mmmm，mm，mm，mm5.1 离合器踏板设计自程行由和行工程作组成了踏程行板，计算公式如下： （5-1）式中，代表的是分离轴承的自由行程，通常情况下在1.500000毫米到3.000毫米之间，我们取000毫米；反映到踏板上的自由行程，通常情况在20.00000毫米到30.0000毫米之间；代表的是主缸直径、代表的是工作缸直径；摩擦片面数为Z；离合器分离时，对偶摩换个擦面间的间个隙我们的称为，单片：毫米，取毫米；、表示的是杠杆尺寸。由此可以得到：毫米，毫米，计算结果符合标准，是合格的。图5-1液压操纵机构示意图5.2踏板力设计踏板力为（5-2）在上式中，离合器按时分离的时，压紧弹大簧对压按时盘的总压力，我们用表示；为操纵机构总传动比，；代表机械生效率，液压式操纵的机构，一般情况：%，机械式操纵机构，一般情况：%；克服回位弹簧1、2的拉力所需速度的踏板力，我们用来表示，在较为初步的设计的时候，的取值是可以被忽略的。N，%；则N计算结果符合标准，是合格的。分离离合器所作的功为在上式当中，在离合阿的机器拉接合的旦状态下压紧下的弹簧的总的旦压紧撒的力，我们用表示，N，所以J计算结果符合标准，是合格的。6 离合器其它主要零件设计6.1 从动盘毂设计从动盘毂几乎承担着所有的发动机的扭矩，它是离合器片的最大载荷的离合器的部件。从动盘毂，通常情况会用在齿侧的矩形花键上安装在传动轴上，根据打外直径的摩擦盘和发动机的最大扭矩由表6-1选取花键的大小：通常情况，花键的大大神小会是1到1.4倍花键大神轴的直径。采用淬火，碳钢，离合器盘毂硬度在26.00000hrc 到 32.0000hrc之间。采用镀铬工艺可以提高样条大神内孔的表面耐磨性和硬度。取，mm，mm，mm，mm，MPa。验证：挤压应力的计算公式： 在上式中，花键齿外径压力为P，P值由班下式那个确定： 离合器盘毂轴向长度要适中，不能够选的太小，太小的话会引起花键轴分离的偏转滑动变得不完整， 是花键的内直径，代表花键的外直径；Z表示的是从动盘毂个数；在这里，我们取Z=1h为花键齿工作高度；得N，MPaMPa，计算结果符合标准，是合格的。表6-1花健的的选取摩擦片的外径/mm/N.m花健尺寸挤压应力/MPa齿数n外径/mm内径/mm齿厚/mm有效齿长/mm160.00049.00010.00023.00018.0003.00020.0009.8000180.00069.00010.00026.00021.0003.00020.00011.6000200.000108.00010.00029.00023.0004.00025.00011.1000225.000147.00010.00032.00026.0004.00030.00011.3000250.000196.00010.00035.00028.0004.00035.00010.2000280.000275.00010.00035.00032.0004.00040.00012.5000300.000304.00010.00040.00032.0005.00040.00010.5000325.000373.00010.00040.00032.0005.00045.00011.4000350.000471.00010.00040.00032.0005.00050.00013.0006.2压盘设计（1）压盘设计的功用 1）压盘高度（从压大三力点到摩擦啊表面的撒旦公谁打差小）2）压盘和飞撒旦轮要谁打保持比较撒旦好的对打中，并且，于此同时要进行静阿斯顿态平衡。3）压力板的刚度要比较大。4）压力板质量一般情况要很大，增加压力板的热容量，同时还要防止压力板裂纹和断裂，有时可以设置各种形状的肋骨，从而来帮助通风散热，做到减少压撒旦力板的温度的上升。中间板用铝合金热传导系数的压力板，同时可以投出通风槽。（2）压盘几何尺寸设计1）压盘内、外直径设计在前面，我们已经计算出的摩擦板的内外直径。一般而言，压力飞的板的直地方径略小于摩地方人擦而我板的直径，压力板直径略大于摩擦片外径。所以，在这次设计中当，我们选择的压盘外直径为D =202.000毫米，压盘内直径=138.00毫米。2）压盘厚度设计（）压盘厚度设计从下面两点着手：压盘的质量 在离合器接合的过程中，我们知道，因为滑动摩擦挖所消耗的功会十分的大，所以在接合的时候会产生很大一部的热量，并且接合时间短（大概在三秒左右），所以热打度会散发到周围空气中，这样会导致摩擦打副的温的度变高。尤其是在使用频繁和困难的离合的器条件下，温度变高的情况就会更加严重。它不但会引起摩擦系数的下降，磨大神损变大，严重情况下，甚至会造成摩擦板和压力板的损坏。摩擦片采用石棉材料制成，所以这种摩擦片的导热系数很差，飞轮和压力板等部分的组成是吸收过程中产生摩擦热的主要原因，在一段时间内从事温度上升不会很快也不会很高，这个时候我们就要求压力板要有很大的吸收热量的能力。压盘的刚度压力板的刚度要足够大，否则压力对摩擦的表的面的压力分布和减少加热后的翘的曲变的形，如果变撒大网形，则会影响离合的器摩的擦片完全分的离，也会影响撒旦均匀压撒缩，压力板的厚度大概是在15.000毫米-25.00毫米之间 。在此次设计中，我们选用的是15mm。2）压盘质量计算由公式(-铸铁的密度,7.8g/cm3)，得：由上述计算，我们所计算出来的结果是，压盘质量为2.0000kg。3）检查离合器接合的温度上升时间结合离合器会立即产生热量，摩擦生热来说。温升不应超过8至10摄氏度。温度上升很低，可减少压力是厚度，转动惯量是温升公式为： （6-1）式中：温升（）； W滑磨功（Nm）；分配给压力板上滑动率的工作（单片离合器压盘=0.5000；双片离合器压盘=0.25；双片离合器中间压盘 =0.50） C压盘的比热，C=481.4J/（kg）（铸铁压盘）：压盘重量（kg）。本设计选取=8，即：=2.50=8 （6-2）符合设计要求。7 结论通过上述对膜片弹簧离合器计算，和对液压操纵机构的工作原理和组成的计算，可以很清楚的得到，膜片弹簧离合器的工作机构设计，要这几个方面来考虑：第一是材料的选择，第二是从发动机的扭矩传递，还有尺寸的约束，以及驾驶员操作等条件综合考虑，每一个