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轻型卡车离合器设计说明书.doc

轻型卡车离合器设计【4张图纸】【优秀】

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从动盘总成.exb

摩擦片.exb

膜片弹簧.exb

装配图.exb

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关键词：: 轻型卡车离合器设计图纸优秀优良

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轻型卡车离合器设计

51页 23000字数+说明书+4张CAD图纸

从动盘总成.dwg

从动盘总成.exb

摩擦片.dwg

摩擦片.exb

膜片弹簧.dwg

膜片弹簧.exb

装配图.dwg

装配图.exb

轻型卡车离合器设计说明书.doc

摘要

　　　离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断和实现对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。

　　　本文基于重型载货汽车的设计要求和设计参数，确定了以拉式膜片弹簧离合器作为设计目标。膜片弹簧离合器是近年来在汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。此设计说明书详细的说明了重型载货汽车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。

　　　本次设计根据车型的类别、使用要求、制造条件以及“三化”（即系列化、通用化、标准化）要求等，选择了结构方案及有关参数，进行了总成设计，并对其一些零件进行了校核：包括摩擦片外径的确定，离合器后备系数的确定，单位压力的确定，从动盘设计，压盘设计，膜片弹簧设计等，为以后从事汽车技术工作打下良好的基础。不仅如此，本次设计借鉴了相关的资料，采用了相关的标准，充分吸收了前人宝贵的经验。

关键词：重型载货汽车；离合器；膜片弹簧；从动盘；设计

1绪论1

1.1 引言1

1.2 汽车离合器结构的发展1

1.3 离合器概述3

1.3.1 离合器的功用4

1.3.2 汽车离合器设计的基本要求4

1.3.3 离合器工作原理5

2 离合器的结构方案分析7

2.1 离合器设计所需数据7

2.2 结构设计7

2.2.1 从动盘数及干、湿式的选择7

2.2.2 压紧弹簧的结构型式及布置8

2.2.3 膜片弹簧的支承形式9

2.2.4 压盘的驱动方式10

2.2.5 分离轴承总成10

2.2.6 离合器的通风散热措施11

3 离合器主要参数的选择12

3.1 摩擦片外径D的确定12

3.2 离合器后备系数β的确定13

3.3 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t的确定14

3.4 单位压力p的确定15

4 离合器基本参数的优化16

4.1 设计变量16

4.2 目标函数16

4.3 约束条件16

5 离合器零件的结构选型及设计计算19

5.1 从动盘总成19

5.1.1 从动片的选择和设计19

5.1.2 从动盘毂设计20

5.1.3 摩擦片设计22

5.2 离合器盖总成设计23

5.2.1 离合器盖设计24

5.2.2 压盘设计24

5.2.3 传动片设计26

5.2.4 支承环设计26

6 扭转减振器的设计27

6.1 扭转减振器主要参数的确定27

6.2 减振器的结构计算28

7 膜片弹簧设计32

7.1 膜片弹簧结构形状的特点32

7.2 膜片弹簧的弹性特性32

7.3 膜片弹簧基本参数的选择33

7.4 膜片弹簧的优化设计34

7.5 膜片弹簧材料及制造工艺35

7.6 膜片弹簧的计算36

7.6.1 绘制膜片弹簧的特性曲线36

7.6.2 确定膜片弹簧的工作点位置37

7.6.3 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷F238

7.6.4 求分离轴承的行程λ238

7.6.5 膜片弹簧强度校核39

8 技术经济性分析40

9 结论41

致谢42

参考文献43

1.3.2 汽车离合器设计的基本要求

　　　为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求：

　　　1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。

　　　2)接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。

　　　3)分离时要迅速、彻底。

　　　4)离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。

　　　5)应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。

　　　6)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。

　　　7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。

　　　8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保

　　　9)应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。

　　　10)结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。

1.3.3 离合器工作原理

　　　由图1-1可知，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。离合器盖1与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧3被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘5的压紧力，使得压盘与从动盘之间产生摩擦力。当离合器盖总成随飞轮转动时(构成离合器主动部分)，就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力。2 离合器的结构方案分析

　　　为了满足现代汽车的设计理念，在设计汽车离合器时应根据车型的类别、使用要求、制造条件，以及“系列化、通用化、标准化”的要求等，合理地选择离合器总成结构及有关组件结构。

2.1 离合器设计所需数据

　　　发动机最大功率及转速：63Kw/3800rpm

　　　发动机最大转矩及转速：179 N.m/2500rpm

　　　整车总质量： 4.095t

　　　装载质量： 2t

　　　主减速比： 5.83

　　　变速器低档传动比： 5.56

　　　轮胎型号： 6.50-16

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轻型卡车离合器设计.gif

内容简介：: 中文题目：重型载货汽车启动离合器及辅助系统设计外文题目：毕业设计（论文）共 68 页（其中：外文文献及译文 16 页）图纸共 4 张完成日期 2011 年 6 月答辩日期 2011 年 6 月摘要离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断和实现对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。本文基于重型载货汽车的设计要求和设计参数，确定了以拉式膜片弹簧离合器作为设计目标。膜片弹簧离合器是近年来在汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。此设计说明书详细的说明了重型载货汽车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。本次设计根据车型的类别、使用要求、制造条件以及“三化” （即系列化、通用化、标准化）要求等，选择了结构方案及有关参数，进行了总成设计，并对其一些零件进行了校核：包括摩擦片外径的确定，离合器后备系数的确定，单位压力的确定，从动盘设计，压盘设计，膜片弹簧设计等，为以后从事汽车技术工作打下良好的基础。不仅如此，本次设计借鉴了相关的资料，采用了相关的标准，充分吸收了前人宝贵的经验。关键词：重型载货汽车；离合器；膜片弹簧；从动盘；设计IAbstractClutch is the assembly which is directly connected with engine in the automobile power train. And its main function is to cut off and implement the transmission of power in the power train. It ensures the engine and the power train perfectly smooth join together when the automobile is starting up and insures the automobile started up smooth. The clutch disconnects the engine and the power train when the automobile stage change over. It reduces the impact between the shift gears of the transmission. When the transmission worked on the great dynamic load, the clutch can limit the breakdown torque of the power train in order to prevent the accessory of the power train that is damaged due to overload. It also can effectively reduce the vibration and noise of the power train.This article is based on the design requirements and the design parameters of the light truck, it is identified with the pull-type diaphragm spring clutch as the design goal. In recent years, diaphragm spring clutch is a kind of clutch that was widely adopted in saloon cars and light vehicles. It has great capacity of torque and more stable. Meanwhile it manipulate conveniently and has good balance. And It also has high output. So the research of the clutch is become more and more important. This design manual elaborated on the construction form, the parameters choose and process of calculate of the light trucks.According to the vehicle category, the operation requirements, the manufacture condition as well as three (that is seriation, universalization and standardization) requirements, and so on, this design choose the structure scheme and relevant parameters. Meanwhile this design complete assembly design and checking for some of its parts. They include the determination of friction plate diameter, the determination of backup coefficient, the determination of the unit pressure, the design of driven plat, the design of pressure plate and diaphragm, etc. This design can lay a good foundation for engaging in vehicle technology work in the future. In addition, this design profit from the related material, and use the related standard, and fully absorb predecessors valuable experience.Key words: 目录1 绪论.11.1 引言 .11.2 汽车离合器结构的发展 .11.3 离合器概述 .31.3.1 离合器的功用.41.3.2 汽车离合器设计的基本要求.41.3.3 离合器工作原理.52 离合器的结构方案分析.72.1 离合器设计所需数据 .72.2 结构设计 .72.2.1 从动盘数及干、湿式的选择.72.2.2 压紧弹簧的结构型式及布置.82.2.3 膜片弹簧的支承形式.92.2.4 压盘的驱动方式.102.2.5 分离轴承总成.102.2.6 离合器的通风散热措施.113 离合器主要参数的选择.123.1 摩擦片外径 D 的确定.12I3.2 离合器后备系数的确定 .133.3 摩擦因数F、摩擦面数 Z 和离合器间隙T的确定.143.4 单位压力P的确定.1504 离合器基本参数的优化.164.1 设计变量 .164.2 目标函数 .164.3 约束条件 .165 离合器零件的结构选型及设计计算.195.1 从动盘总成 .195.1.1 从动片的选择和设计.195.1.2 从动盘毂设计.205.1.3 摩擦片设计.225.2 离合器盖总成设计 .235.2.1 离合器盖设计.245.2.2 压盘设计.245.2.3 传动片设计.265.2.4 支承环设计.266 扭转减振器的设计.276.1 扭转减振器主要参数的确定 .276.2 减振器的结构计算 .28II7 膜片弹簧设计.327.1 膜片弹簧结构形状的特点 .327.2 膜片弹簧的弹性特性 .327.3 膜片弹簧基本参数的选择 .337.4 膜片弹簧的优化设计 .347.5 膜片弹簧材料及制造工艺 .357.6 膜片弹簧的计算 .367.6.1 绘制膜片弹簧的特性曲线.367.6.2 确定膜片弹簧的工作点位置.377.6.3 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷 F2.387.6.4 求分离轴承的行程 2.387.6.5 膜片弹簧强度校核.398 技术经济性分析.409 结论.41致谢.42参考文献.43陈真：轻型卡车离合器设计01 绪论1.1 引言在以内燃机作为动力的机械传动汽车中，无论是 AMT 或 MT，离合器都作为一个独立的部件而存在。虽然发展自动传动系统是汽车传动系的发展趋势，但有人指出：根据德国出版的 2003 年世界汽车年鉴，2002 年世界各国 114 家汽车公司所生产的 1864 款乘用车中，手动机械变速器车款数为 1337 款；在我国，乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的 26.53%；若考虑到商用车中更多是多数采用手动变速器，手动挡汽车目前仍然是世界车款的主流（当然并不排除一些国家或地区自动挡式车款是主流产品）。谈及未来，考虑到传动系由 MT 向自动传动系过渡，采用 AMT 技术其产品改造较为容易，因此 AMT 技术是自动传动系统有力的竞争者。可以说，从目前到将来离合器这一部件将会伴随着内燃机一起存在，不可能在汽车上消失。1.2 汽车离合器结构的发展在早期研发的离合器结构中，锥形离合器最为成功。它的原型设计曾装在 1889 年德国戴姆勒公司生产的钢制车轮的小汽车上。它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。采用锥形离合器的方案一直延续到 20 世纪 20 年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比较简单，摩擦面容易修复。它的摩擦材料曾用过骆毛带、皮革带等。那时曾出现过蹄-鼓式离合器，其结构有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。蹄-鼓式离合器用的摩擦元件是木块、皮革带等，蹄-鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。无论锥形离合器或蹄-鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动件根本无法分离的自锁现象。现今所用的盘式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到 1925 年以后才出现的。多片离合器最主要的优点是，汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。早期的设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一青铜盘片。采用纯粹的金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更为满意的性能。辽宁工程技术大学毕业设计1浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外，油也容易把金属盘片粘住，不易分离。但毕竟还是优点大于缺点。因为在当时，许多其他离合器还在原创阶段，性能很不稳定。石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘片式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更高的温度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是由多片离合器向单片离合器转变的关键。20 世纪 20 年代末，直到进入 30 年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才使用多片离合器。早期的单片干式离合器由与锥形离合器相似的问题，即离合器接合时不够平顺。但是，由于单片干式离合器结构紧凑，散热良好，转动惯量小，所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功地开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。实际上早在 1920 年就出现了单片干式离合器，这和前面提到的发明了石棉基的摩擦面片有关。但在那时相当一段时间内，由于技术设计上的缺陷，造成了单片离合器在接合时不够平顺的问题。第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上是没有摩擦面片的，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上的，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上。后来改用多个直径较小的弹簧，沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。这种布置在设计上带来了实实在在的好处，使压盘上的弹簧的工作压力分布更均匀，并减小了轴向尺寸。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式摩擦离合器，因为它具有从动部分转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点，而且由于在结构上采取一定措施，已能做到接合盘式平顺，因此现在广泛采用于大、中、小各类车型中。如今单片干式离合器在结构设计方面相当完善。采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性。离合器从动盘总成中装有扭转减振器，防止了传动系统的扭转共振，减小了传动系统噪声和载荷。随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘用车上愈来愈多地采用具有双质量飞轮的扭转减振器，能更好地降低传动系的噪声。对于重型离合器，由于商用车趋于大型化，发动机功率不断加大，但离合器允许加大尺寸的空间有限，离合器的使用条件日酷一日，增加离合器传扭能力，提高使用寿命，陈真：轻型卡车离合器设计2简化操作，已成为重型离合器当前的发展趋势。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上可采用双片干式离合器。从理论上讲，在相同的径向尺寸下，双片离合器的传扭能力和使用寿命是单片的 2 倍。但受到其他客观因素的影响，实际的效果要比理论值低一些。近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型车上又开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低(不超过93)，因此，起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。查阅国内外资料获知，这种离合器的使用寿命可达干式离合器的 5-6 倍，但湿式离合器优点的发挥是一定要在某温度范围内才能实现的，超过这一温度范围将起负面效应。目前此技术尚不够完善。1.3 离合器概述按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。顾名思义，离合器是“离”与“合”矛盾的统一体。离合器的工作，就是受驾驶员操纵，或者分离，或者接合，以完成其本身的任务。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其功用是能够在必要时中断动力的传递，保证汽车平稳地起步；保证传动系换档时工作平稳；限制传动系所能承受的最大扭矩，防止传动系过载。为使离合器起到以上几个作用，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器所能传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面状况等。即主要取决于离合器基本参数和主要尺寸。膜片弹簧离合器在技术上比较先进，经济性合理，同时其性能良好，使用可靠性高寿命长，结构简单、紧凑，操作轻便，在保证可靠地传递发动机最大扭矩的前提下，有以下优点： 1）结合时平顺、柔和，使汽车起步时没有抖动、冲击；2）离合器分离迅速、彻底；3）从动部分惯量小，以减轻换档时变速器齿轮轮齿间的冲击并方便换挡；4）散热性能好；5）高速旋转时具有可靠的强度；6）避免汽车传动系共振，具有吸收震动、冲击和减小噪声能力；辽宁工程技术大学毕业设计37）操纵轻便，工作性能稳定，使用寿命长。1.3.1 离合器的功用离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为 300500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。1.3.2 汽车离合器设计的基本要求为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求：1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。陈真：轻型卡车离合器设计42)接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。3)分离时要迅速、彻底。4)离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。5)应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。6)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保9)应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。10)结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。1.3.3 离合器工作原理由图 1-1 可知，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。离合器盖 1 与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧 3 被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘 5 的压紧力，使得压盘与从动盘之间产生摩擦力。当离合器盖总成随飞轮转动时(构成离合器主动部分)，就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力。（1）接合位置（2）分离位置1-离合器盖 2-铆钉 3-膜片弹簧 4-支撑环 5-压盘 6-摩擦片辽宁工程技术大学毕业设计57-分离轴承总成 8-离合器踏板 9-输出轴图 1-1 离合器的工作原理图Fig.1-1 The clutchs the working principle要分离离合器时，将离合器踏板 8 踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成 7 前移推动膜片弹簧分离指，使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处于分离位置，切断了发动机动力的传递。陈真：轻型卡车离合器设计62 离合器的结构方案分析为了满足现代汽车的设计理念，在设计汽车离合器时应根据车型的类别、使用要求、制造条件，以及“系列化、通用化、标准化”的要求等，合理地选择离合器总成结构及有关组件结构。2.1 离合器设计所需数据发动机最大功率及转速：63Kw/3800rpm发动机最大转矩及转速：179 N.m/2500rpm整车总质量： 4.095t装载质量： 2t主减速比： 5.83变速器低档传动比： 5.56轮胎型号： 6.50-162.2 结构设计2.2.1 从动盘数及干、湿式的选择单片干式摩擦离合器结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘时也能接合平顺。因此，广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车上，在发动机转矩不大于 1000Nm 的大型客车和重型货车上也有所推广。当转矩更大时可采用双片离合器。辽宁工程技术大学毕业设计7双片干式摩擦离合器与单片离合器相比，由于摩擦面增多使传递转矩的能力增大，接合也更平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，其径向尺寸较小，踏板力较小。但轴向尺寸加大且结构复杂；中间压盘的通风散热性差易引起过热而加快摩擦片的磨损甚至烧伤碎裂；分离行程大，调整不当分离也不易彻底；从动件转动惯量大易使换档困难等。仅用于传递的转矩大且径向尺寸受到限制时。多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点，以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。但它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。本次设计为轻型卡车离合器设计，由于发动机的最大转矩为 179 Nm，其小于1000Nm，故选用单片干式磨擦离合器作为本次设计对象。2.2.2 压紧弹簧的结构型式及布置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。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点：1）由于膜片弹簧有理想的非线性特征,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的能力不变。当离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力；2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，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）易于实现良好的通风散热，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。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在陈真：轻型卡车离合器设计8不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得到广泛运用，而且正大力扩展到载货汽车和重型汽车上，国外已经设计出了传递转矩为 802000Nm、最大摩擦片外径达 420mm 的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿车、客车、轻型和中型货车上。甚至某些总质量达 2832t 的重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的，但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要高。另外，与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：1)由于取消了中间支承各零件，并只用一个或不用支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小。2)由于拉式膜片弹簧是以中部与压盘相压，因此在同样压盘尺寸条件下可采用直径较大的膜片弹簧，从而提高了压紧力与传递转矩的能力，而并不增大踏板力；或在传递相同转矩时，可采用尺寸较小的结构。3)在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，故分离效率更高。4)拉式的杠杆比大于推式杠杆比，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率较高，使踏板操纵更轻便。拉式踏板力比推式一般约可减少 2530。5)拉式无论在接合状态或分离状态，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产生冲击和噪声。6)使用寿命更长。综上，根据本所设计离合器的已知系数和使用条件选取拉式膜片弹簧离合器比较合适。2.2.3 膜片弹簧的支承形式图 2-1 为拉式膜片弹簧的支承结构形式单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上，这种支承形式广泛应用于轿车和货车上。辽宁工程技术大学毕业设计9图2-1 拉式膜片弹簧单支承形式Fig.2-1 the form of Rumsfeld diaphragm spring single support2.2.4 压盘的驱动方式压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时它和飞轮一起带动从动盘转动，但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动。压盘与飞轮的连接方式或其驱动方式有：凸块窗孔式、传力销式、键式以及弹性传动片式等。凸块窗孔式是在单片离合器中曾长期采用的传统结构。该结构是在压盘外缘铸出34 个凸块，装配时伸入离合器盖对应的长方形窗孔中，而离合器盖则与飞轮相连。考虑到摩擦片磨损后压盘将向前移，因此凸块应突出窗孔以外。其结构简单，但凸块与窗孔的配合处磨损后易使定心精度降低而失去平衡，且会产生冲击和噪声。因此，在现代离合器中已很少采用，为弹性传动片所取代。传力销式是双片离合器采用的传统结构，它是用沿圆周均匀分布的几个传力销将飞轮与中间压盘连接在一起。键式也是一种压盘的驱动方式，包括键槽指销或键齿将压盘与飞轮相连接而又不影响分离时压盘的轴向移动。上述的几种压盘驱动方式有一个共同的缺点，即连接之间有间隙（如凸块与窗孔之间的间隙约为 0.2mm）。这样在传动时将产生冲击和噪声。且随着接触部分磨损的增加，间隙将加大，引起更大的冲击和噪声，甚至可能导致凸块根部产生裂纹而造成零件的早期破坏。另外，在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵部分的传动效率。为了消除上述缺点，近年来广泛采用了弹性传动片的传力方式。陈真：轻型卡车离合器设计10弹性传动片是由薄弹簧钢冲压而成，其一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，且一般用 34 组（每组 23 片）沿圆周切向布置以改善传动片的受力状况，这时，当发动机驱动时传动片受拉，当拖动发动机时传动片受压。这种利用传动片驱动压盘的方式不紧消除了上述缺点，而且简化了结构，降低了对装配精度的要求且有利于压盘的定中。故本次设计选用弹性传动片式驱动压盘。2.2.5 分离轴承总成分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作时主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。前者适合于高速低轴向负荷，后者适合于相反情况。目前国产的汽车中多使用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温铿基润滑脂，其端面形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。2.2.6 离合器的通风散热措施提高离合器工作性能的有效措施是借助于其通风散热系统降低其摩擦表面的温度。试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过180200时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件下的离合器盘的工作表面的瞬时温度一般在 180以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到 1000。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有：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；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩等。本次设计为了使离合器实现良好的通风散热，设计时在离合器盖上开有许多通风窗口，以加强离合器的冷却。辽宁工程技术大学毕业设计113 离合器主要参数的选择在初步确定离合器的结构型式之后，就要确定其基本结构尺寸、参数，它们是：（1）摩擦片外径 D；（2）单位压力 p0；（3）后备系数。在选定这些尺寸参数时，下列一些车辆参数对它们有重大影响：（1）发动机最大转矩 Temax ；（2）整车总质量 ma；（3）传动系总的速比 i；（4）车轮滚动半径 rk 。下面讨论有关参数的选择。3.1 摩擦片外径 D 的确定摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩 Temax（Nm）来确定 D 时，有下列经验公式参考：陈真：轻型卡车离合器设计12 （3-1）ATDemax100式中，系数 A 反映了不同结构和使用条件对 D 的影响，可参考下列范围：小轿车 A=47；一般载货汽车 A=36（单片）或 A=50（双片）；自卸车或使用条件恶劣的载货汽车 A=19。由所选车型得 Temax=179Nm，A=36。则将各参数值代入式(3-1)后计算得 D=222.98mm。根据离合器摩擦片尺寸的系列化和标准化原则，根据下表 3-1表 3-1 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即 GB1457-74）Tab.3-1 Clutch friction slices size series and parameters(GB1457-74)外径 D/mm160180200225250280300325350内径 d/mm110125140150155165175190195厚度 h/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54C=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.5401- C30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827单位面积F/mm3106132160221302402466546678可取：摩擦片相关标准尺寸：摩擦片外径 D=225mm；摩擦片内径 d=150mm；摩擦片厚度 h=3.5mm；摩擦片内外径比 d/D=0.667。3.2 离合器后备系数的确定在确定摩擦片外径的同时，还应初选离合器的后备系数。辽宁工程技术大学毕业设计13后备系数是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑以下几点：1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。2)要防止离合器滑磨过大。3)要能防止传动系过载。显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减少离合器滑磨，应选取大些；货车总质量越大，也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的值应大于单片离合器。各类汽车离合器的取值范围见表 3-2。表 3-2 离合器后备系数的取值范围Tab.3-2 the numeric area of clutchs backup coefficient 车型后备系数乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车1.201.75最大总质量为 614t 的商用车1.502.25挂车1.804.00本次设计是基于轻型卡车的离合器设计，参考有关统计资料，并根据最大总质量不超过 6 吨的载货汽车 =1.201.75，结合设计实际情况，选取后备系数的值为1.40。3.3 摩擦因数 f、摩擦面数 Z 和离合器间隙t 的确定摩擦片的摩擦因数 f 取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因数 f 受工作温度、单位压力和滑磨速度的影响较大，而粉末冶金材料和金属陈真：轻型卡车离合器设计14陶瓷材料的摩擦因数 f 较大且稳定。各种摩擦材料的摩擦因数 f 的取值范围见表 3-3。表 3-3 摩擦材料的摩擦因数 f 的取值范围Tab.3-3 the numeric area of friction materials friction factor f摩擦材料摩擦因数f模压0.200.25石棉基材料编织0.250.35铜基0.250.35粉末冶金材料铁基0.350.50金属陶瓷材料0.4本次设计取 f = 0.30。摩擦面数 Z 为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。本次设计取单片离合器 Z = 2。离合器间隙t 是指离合器处于正常结合状态、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结合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙t 一般为 34mm 。本次设计取t =3 mm。3.4 单位压力 p 的确定0单位压力 p0 决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。对于离合器使用频繁、发动机后备系数较小、在质量大或经常在坏路面上行驶的汽车，p0应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，p0应取小些；后备系数较大时，可适当增大 p0。当摩擦片采用不同的材料时，p0取值范围见表 3-4。表 3-4 摩擦片单位压力 p0的取值范围Tab.3-4 the numeric area of Friction slices unit pressure p0摩擦片材料单位压力 p0/Mpa石棉基材料模压0.150.25辽宁工程技术大学毕业设计15编织0.250.35铜基粉末冶金材料铁基0.350.50金属陶瓷材料0.701.50前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸：外径 D=225mm，内径 d=150mm，厚度h=3.5mm，内径与外径比值 d/D=0.667，又初选 =1.40，运用式（3-2）可校核单位压力p0。（3-)1 (12330maxcDfZpTTec2）式中：f 为摩擦面间的静摩擦因数，取 f=0.3；Z 为摩擦面数，单片离合器的 Z=2。根据式（3-2）代入相关数据得：单位压力 p0=0.20MPa。本次设计摩擦片采用石棉基材料，查表 3-4 可知单位压力 p0的取值范围为0.150.35MPa。显然，单位压力 p0在容许范围之内，故所选离合器的尺寸、基本参数合适。4 离合器基本参数的优化设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。下面采用优化的方法来确定这些参数。4.1 设计变量后备系数取决于离合器工作压力 F 和离合器的主要尺寸参数 D 和 d。单位压力 p0也取决于离合器工作压力 F 和离合器的主要尺寸参数 D 和 d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为：TTFDdxxxX321陈真：轻型卡车离合器设计164.2 目标函数离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为：)(4min)(22dDxf4.3 约束条件1）摩擦片外径 D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过 6570m/s，即Dv （4-smDnveD/706510603max1）式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速（r/min）。Dvmaxen 所以 v =nD 10 =3800 225 10 =44.75m/s 6570m/sD60emax3603故符合条件。2）摩擦片的内外径比 c 应在 0.530.70 范围内，即0.53c0.70本次设计 c=d/D=150/225=0.667，显然满足 0.53c0.70 的条件范围。3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的值应在一定的范围内，最大范围为 1.24.0，即 1.24.0 本次设计取 =1.40，在规定范围内，故满足要求。4）为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R0约50mm，即d2R0+50mm式中，减振器弹簧位置半径R0(0.60.75)d/2，故R0=0.65d/2=48.75mm，取R0为48mm。所以d-2R0150-248=54mm50mm，故符合d2R0+50mm的优化条件。辽宁工程技术大学毕业设计175）为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即（4-2）)(40220cccTdDZTT式中，Tc0为单位摩擦面积传递的转矩(Nm/mm2)；Tc0为其允许值(Nm/mm2)，按表41选取。表4-1 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (Nm/mm2)Tab.4-1 allowable values in unit friction area transmission torque (Nm/mm2)离合器规格 D/mm210210250250325325Tc0/10-20.280.300.350.40 根据式（3-2）知 Tc=1.4179=250.6(Nm)，故maxeT)150225(214. 36 .2504)(422220dDZTTcc =0.0057(Nm/mm2) 根据表 4-1 可知，当摩擦片外径 D210250mm 时，Tc0=0.30Nm/mm20.0057Nm/mm2，故符合要求。6)为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力 p0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p0的最大范围为 0.101.50Mpa，即0.10MPap01.50MPa本次设计 p0=0.20Mpa，在规定范围内，故满足要求。 7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即（4-3）)(422dDZW式中，为单位摩擦面积滑磨功(J/mm2)；为其许用值(J/mm2)，对于乘用车车：=0.40J/mm2，对于轻型货车：=0.33J/mm2，对于最大总质量大于6.0t的商用车：=0.25J/mm2；W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J)，可根据下式计算（4-4）2202221800graeiirmnW陈真：轻型卡车离合器设计18式中，ma为汽车总质量(kg)；rr为轮胎滚动半径(m)；ig为起步时所用变速器挡位的传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速(r/min)，计算时乘用车取2000r/min，商用车取1500r/min。根据式（4-3）及（4-4）代入相关数据得：=0.139J/mm20.33J/mm2=，故满足设计要求。5 离合器零件的结构选型及设计计算5.1 从动盘总成从动盘总成主要由摩擦片、从动片、扭转减振器、从动盘毂等组成。它是对离合器工作性能影响很大的构件，其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。设计从动盘总成时应注意满足以下几个方面的要求：1）为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。2）为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性。辽宁工程技术大学毕业设计193）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器。4）要有足够的抗爆裂强度。5.1.1 从动片的选择和设计设计从动片时，要尽量减轻其重量，并应使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。这是因为汽车在行驶中进行换档时，首先要切断动力分离离合器，而在变速器挂档的过程中，与变速器第一轴相连的离合器从动盘的转速一定发生变化，或是增速（由高档换低档时）或是降速（由低档换高档时）。离合器从动盘转速的变化将引起惯性力，惯性使变速器换档齿轮的轮齿间产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减小转动惯量以减轻变速器换挡时的冲击，从动片一般都做的比较薄，通常是用 1.32.0mm 厚的钢板冲制而成。为了进一步减小从动片的转动惯量，有时将从动片外缘的盘形部分磨至 0.651.0mm，使其质量分布更加靠近旋转中心。为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都作成具有轴向弹性的结构。这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。由于从动片有轴向弹性，从而保证离合器所传递的转矩能平稳增长，这样就允许离合器在发动机较低的转速下结合，从而延长了摩擦片的使用寿命。此外，弹性从动片还能使作用在摩擦面片上的压力分布得更均匀，改善了摩擦副表面的接触，减少摩擦表面热点的形成，有利于摩擦片磨损均匀并减小。具有轴向弹性的的从动片有以下三种结构型式：整体式弹性从动片，分开式弹性从动片及组合式弹性从动片。整体式弹性从动片是在从动片上开 T 形槽，外缘形成许多扇形，并将它们冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两边的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形片上。在离合器接合时，从动片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分被逐渐压平，使从动盘上的压力和传递的转矩逐渐增大，故接合平顺柔和。这种切槽有利于减少从动片的翘曲，其缺点是很难保证每片扇形部分的刚度完全一致。分开式结构中，波形弹簧片与从动片分别冲压成型后铆在一起。由于波形弹簧片是陈真：轻型卡车离合器设计20由同一模具冲制，故其刚度比较一致；由于波形弹簧是采用比从动片更薄的钢板(厚度仅为 0.7mm)，故这种结构容易得到更小的转动惯量，这些方面都优于整体式结构。在载货汽车上常采用一种所谓组合式从动片。这种结构在靠近压盘一侧的从动片上铆着波形弹簧片，摩擦片则铆在波形弹簧片上，而靠近飞轮一侧的摩擦片则直接铆在从动片上。其转动惯量较大，但对于要求刚度较高、外形稳定性较好的大型从动片来说，这种结构也是可以采用的。当载货汽车离合器的直径小于 380mm 时，则从动片仍可采用前两种结构。本次设计考虑车型及从动盘结构，选择从动片的结构型式为整体式。整体式弹性从动片一般用高碳钢（如 50）或 65Mn 钢板，热处理硬度 3848HRC。离合器从动片采用2mm 厚的的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取 225mm，内径由从动盘毂的尺寸决定，这将在以后的设计中取得。为了防止由于工作温度升高后使从动盘产生翘曲而引起离合器分离不彻底的缺陷，还在从动刚片上沿径向开有几条切口。5.1.2 从动盘毂设计发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式，目前都采用齿侧定心的矩形花键。花键之间为动配合，这样，在离合器分离和结合过程中，从动盘毂就能在花键轴上自由滑动。为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动时不产生歪斜，影响离合器的彻底分离，从动盘毂的轴向长度不宜过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在艰难情况下工作的离合器，其盘毂的长度更大，可达花键外径的 1.4 倍。花键的结构尺寸可根据摩擦片的外径和发动机转矩按 GB1144-74 选取(见表 5-1)。表 5-1 从动盘毂花键尺寸系列Tab.5-1 Size series of platen hub spline 从动盘外径D/mm发动机转矩/N maxem花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm键齿宽b/mm有效齿长l/mm挤压应力/MPa1605010231832010辽宁工程技术大学毕业设计211807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5本次设计 D=225mm，Temax= 179Nm，故选择花键类型为：表 5-2 所选从动盘毂花键参数Tab.5-2 The parameters of platen hub spline 从动盘外径D/mm花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm挤压应力22510322643011.5本从动盘毂材料选用 40Cr，并经调质处理，要求满足挤压应力不应超过=20MPa。花键的尺寸选定后应进行强度校核，由于花键的损坏形式主要是表面受力过大而破坏，所以花键要进行挤压应力校核，如果应力偏大可以适当增加花键毂的轴向长度。挤压应力的计算公式如下：（5-1）)(MPanhlPj式中，P花键的齿侧面压力，N。它由下式确定：（5-2）ZdDTPe)(4max陈真：轻型卡车离合器设计22d，D分别为花键的内外径，m；Z从动盘毂的数目；Temax发动机最大转矩，Nm；n花键齿数；h花键齿工作高度，m；h=（D-d）/2l花键有效长度，m。代入相关数据可得：P=12344.83N，j=13.7MPa。显然，j=13.7MPa=20MPa，故符合要求。5.1.3 摩擦片设计离合器摩擦面片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求摩擦面片应有下列一些综合性能：1）在工作时有相对较高的摩擦系数；2）在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，不希望出现摩擦系数衰退现象；3）在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的耐磨性能；4）能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好的性能（不易出现颤动）；5）能抵抗高转速下（变速器换挡时容易发生）大的离心力载荷而不破坏；6）在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度；7）具有小的转动惯量，材料加工性能良好；8）在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮（都是铸铁件）等有良好的兼容摩擦性能；9）摩擦副对偶面有高度的容污性能，不易影响它们的摩擦作用；10）具有良好的性能/价格比，不会污染环境。离合器摩擦片所用的材料有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因数较高(大约为 0.30.45)、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，辽宁工程技术大学毕业设计23目前主要应用于中、轻型货车中。由于石棉在生产和使用过程中对环境有污染，对人体有害，所以现在正以玻璃纤维、金属纤维等来替代石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，接合平顺性较差，主要应用于载质量较大的商用车上。摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜在从动片上安装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力，但更换摩擦片困难，且使从动盘难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。根据经验及上述分析，参照同类产品，并综合考虑本次设计的车型，选取从动盘摩擦材料为石棉基摩擦材料，摩擦片与从动片的连接方式为铆接，其优点是可靠及磨损后换装摩擦片方便。摩擦片的尺寸参数在第 3.1 节中已经查表得出，不再叙述。5.2 离合器盖总成设计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。5.2.1 离合器盖设计对离合器盖结构设计的要求：1)应具有足够的刚度，否则将影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为2.54.0mm；在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。2)应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。3)盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。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的通风窗口，陈真：轻型卡车离合器设计24或在盖上加设通风扇片等。中、轻型货车及轿车的离合器盖一般用08F、08Al、08钢等低碳钢板，重型汽车则常用铸铁件或铝合金压铸件。本次设计为轻型卡车离合器设计，为了减轻重量和增加刚度，设计时离合器盖采用厚度约为4mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。5.2.2 压盘设计由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故与摩擦片相接合的压盘的内外径也就基本确定下来，初步确定压盘外径为 231mm，内径为 138mm。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何确定它的厚度。压盘厚度的确定主要依据以下两点：1) 压盘应具有足够的质量在离合器的接合过程中，由于滑磨的存在，每接合一次的过程中都要产生大量的热，而每次接合的时间又短(大约 3s 左右)，因此热量根本来不及全部传到周围空气中去，必然导致摩擦副的温升。在使用频繁和艰难条件下工作的离合器，这种温升就更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数下降，加剧磨损，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的烧损。由于用石棉(或其他有机物)材料制成的摩擦片导热很差，在滑磨过程中所产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘具有足够大的质量来吸收热量。 2) 压盘应具有较大的刚度压盘应具有足够大的刚度和合理的结构形状，以保证在受热的情况下不致因产生翘曲变形而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。鉴于以上两个原因，压盘一般都做的比较厚(一般不小于 10mm)，而且在内缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的凸起。此外，压盘的结构设计还应注意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔。近年来这种结构也开始在单片离合器的压盘中采用。在该设计中，初步确定该离合器压盘的厚度为 13mm。在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超过 810。辽宁工程技术大学毕业设计25若温升过高，可适当增加压盘的厚度。校核计算的公式如下：（5-3）cmWt式中，t 为压盘温升()，不超过 810；c 为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg)；m 为压盘质量(kg)；为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘：=0.5，对双片离合器压盘：=0.25，中间压盘：=0.5。压盘的质量可由下式计算：kg73. 2108 . 71013)2138()2231(3922vm由所选车型的相关参数知，满载质量 ma=4095kg，滚动半径 R=0.357m，汽车起步时发动机转速 ne=1500r/min，主减速器传动比 i0=5.83，变速器最大的传动比 ig=5.56。故滑磨功为J71.612156. 583. 51800357. 04095150014. 3180022222220222gaeiiRmnW将各参数代入式（5-3），得CtCmcWt00833. 24 .48173. 271.61215 . 0所以压盘设计合理。压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数，故通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为 HB170227，其摩擦表面的光洁度不低与 1.6。为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素。在本设计中选用材料为 3 号灰铸铁 JS1，工作表面光洁度取为 1.6。5.2.3 传动片设计传动片的作用是在离合器结合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。由于各传动片沿圆周均匀分布，他们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡。传力片材料选用 80 号钢，根据前面所设计的压盘，摩擦片及从动片的厚度，以及以陈真：轻型卡车离合器设计26往的设计经验初步选定传动片的设计参数如下：共设 3 组传动片（i=3），每组 2 片（n=2），传动片的几何尺寸为：宽度 b=14mm，厚度 h=1mm，传力片上孔间的距离l=50mm，孔的直径 d=6mm，传力片切向布置，传动片的材料弹性模量 E=2102MPa。5.2.4 支承环设计支承环的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用 3.04.0mm 的碳素弹簧钢丝。本次支承环设计选用 4.0mm 的碳素弹簧钢丝。6 扭转减振器的设计扭转减振器主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首段扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。因此，扭转减振器具有如下功能：1）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。辽宁工程技术大学毕业设计273）控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振及噪声。4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。扭转减振器具有线性和非线性特性两种。单级线性减振器的弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击，从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声。此时可得到两级非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。在柴油机汽车中，目前广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。在扭转减振器中，也有采用橡胶代替螺旋弹簧作为弹性元件，以液体阻尼器代替干摩擦阻尼的新结构。6.1 扭转减振器主要参数的确定减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩是两个主要参数，决定了减振器的减振效果。其设计参数还包括极限转矩和预紧转矩等。1）极限转矩 Tj极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙1时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取（6-1） max)0 . 25 . 1 (ejTT 式中，商用车：系数取 1.5；乘用车：系数取 2.0。故 Tj=1.5Temax=1.5179=268.5Nm2）扭转角刚度 k为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。扭转角刚度决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸，设计时可按经验来初陈真：轻型卡车离合器设计28选，即（6-2）jTk13由公式（6-2）计算 k，取 k=10Tj=10268.5=2685Nm/rad。3）阻尼摩擦转矩 T由于减振器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般可按下式初选为（6-3）max)17. 006. 0(eTT 则 T=0.17Temax=0.17179=30.43Nm。4）预紧转矩 Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是 Tn不应大于 T，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取（6-4）max)15. 005. 0(enTT 设计时取Tn=0.15Temax=0.15179=26.85Nm。6.2 减振器的结构计算在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定它的具体结构尺寸，并设计减振弹簧以满足其减振性能的要求。1）减振弹簧的位置半径 R0 R0的尺寸应尽可能大些，一般取（6-5）2/)75. 060. 0(0dR 故R0=0.70d/2=0.70150/2=52.5mm。2）减振弹簧个数ZjZj参照表 6-1 选取。表 6-1 减振弹簧个数的选取Tab.6-1 The selection of the number of springs辽宁工程技术大学毕业设计29摩擦片外径 D/mm225250250325325350350Zj466881010本次设计离合器摩擦片外径 D=225mm，查表 6-1，可选择 Zj为 46，选取 Zj=6。3）减振弹簧总压力 F当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除，减震弹簧传递的转矩达到最大值 Tj时，减震弹簧受到的压力 F为（6-6）0/ RTFj故 F=Tj/R0=268.5/0.0525=5114.29N4）单个减振弹簧的工作负荷F：（6-7）jZFF/故F=F/Zj=5114.29/6=852.38N5）减振弹簧尺寸弹簧中径Dc：一般由布置结构来决定，通常Dc=1115mm左右，故取Dc=11mm。弹簧钢丝直径d：通常d取34mm，故取弹簧钢丝直径d=3mm。减振弹簧刚度 k：应根据已选定的减振器扭转刚度值 k及其布置尺寸 R0确定，根据式（6-8）算出，即（6-8）)mm/N(100020nRkk代入数值计算得k=162.36N/mm。减振弹簧有效圈数i：（6-9）kDGdic348式中，G为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取G=8.3104MPa。代入数值计算得i=3.89。减震弹簧总圈数n：一般在6圈左右，总圈数n和有效圈数i间的关系为（6-10）)25 . 1 ( in所以n=i+2=3.89+2=5.89，取n=6。减振弹簧最小高度 lmin：指减振弹簧在最大工作负荷下的工作长度，考虑到此时弹簧陈真：轻型卡车离合器设计30的压缩各圈之间仍需留一定的间隙，可确定为（6-11）dndnl1 . 1)(min故lmin1.136=19.8mm。减振弹簧总变形量l：指减振弹簧在最大工作负荷下所产生的最大压缩变形，为（6-12）kFl/代入数值计算得l=852.38/162.36=5.25mm。减振弹簧自由高度l0：指减振弹簧无负荷时的高度，为（6-13）lllmin0所以l0=19.8+5.25=25.05mm。减振弹簧预变形量l：指减振弹簧安装时的预压缩变形，它和选取的预紧力矩Tn有关，为（6-14）0RkZTljn代入数值得l=0.53mm。减振弹簧安装工作高度 l：它关系到从动盘毂等零件窗口尺寸的设计，为（6-15）0lll 所以 l=25.05-0.53=24.52mm6）从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角和减振弹簧的工作变形量l（l=l-l）有关，其值为（6-16）)2/arcsin(20Rl 代入数值得 =5.15。7）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 1 （6-17）sin21R式中，R2为限位销的安装尺寸。1值一般为 2.54mm。所以选取1为3.5mm，则计算得R2=39mm。8）限位销直径dd按结构布置选定，一般 d9.512mm。可取 d为 10mm。辽宁工程技术大学毕业设计317 膜片弹簧设计7.1 膜片弹簧结构形状的特点膜片弹簧在结构形状上分为两部分。第一部分在膜片弹簧的大端处，为一完整的截锥体，它的形状像一个无底的碟子，是膜片弹簧实际起弹性作用的部分，它和一般机械陈真：轻型卡车离合器设计32上所用的碟形弹簧完全类似，故称作膜片弹簧的碟簧部分。碟形弹簧的工作原理为：沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形所。这就是碟形弹簧的弹性作用所反映出的弹性表观现象。膜片弹簧的另一部分就是它的径向开槽部分，像一圈伸出的手指，其作用是当离合器分离时作为分离杠杆。故它又称分离爪。分离爪与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方圆形孔。这样做，一方面可以减少分离爪根部应力集中，一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧，分离爪根部的过渡圆角 R4.5。综合起来可以说，膜片弹簧是由碟簧和分离指组合成一体的一种特殊的碟形弹簧。7.2 膜片弹簧的弹性特性膜片弹簧的弹性特性是由其碟簧部分所决定，是非线性的，与自由状态下碟簧部分的内锥高 H 及弹簧的钢板厚 h 有关。不同的 H/h 值有不同的弹性特性(见图 7-1)。当(H/h)时，F 为增函数，这种弹簧的刚度大，适于承受大载荷并用作缓冲装置中的行程限制。2当(H/h)=，特性曲线上有一拐点，若(H/h)=1.5，则特性曲线中段平直，即变形增22加但载荷 F 几乎不变，故这种弹簧称零刚度弹簧。当(H/h)2，则特性曲线中有22一段负刚度区域，即变形增加而载荷反而减小。这种特性很适于作为离合器的压紧弹簧。因为可利用其负刚度区使分离离合器时载荷下降，达到操纵省力的目的。当然，负刚度也不宜过大，以免弹簧工作位置略微变动就引起弹簧压紧力过大的变化。为兼顾操纵轻便及压紧力变化不大，汽车离合器膜片弹簧通常取 1.5(H/h)2，则特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为2负值的区域。这种弹簧适于汽车液力传动中的锁止机构。图 7-1 膜片弹簧在不同工作状态时的变形Fig.7-1 Deformation of the diaphragm spring in the different working state辽宁工程技术大学毕业设计337.3 膜片弹簧基本参数的选择1）比值 H/h 和 h 的选择 H/h 比值是指碟簧的原始内截锥高度 H 及弹簧片厚度 h 之比。设计膜片弹簧时，要利用其非线性的弹性变形规律，因此要正确选择其弹性特性曲线的形状，以获得最佳的使用性能。膜片弹簧的弹性特性和 H/h 比值有关，不同的 H/h 比值可以得到不同的弹性特性曲线。一般汽车汽车膜片弹簧的 H/h 值的范围在 1.52.5 之间，板厚 h 为 24mm。本次设计取 h=2.5mm，H/h =1.7，则 H=1.7h=4.25mm 2）R/r 比值和 R、r 的选择研究表明，R/r 越大，弹簧材料利用率越低，弹簧刚度越大，弹性特性曲线受直径误差影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r 一般为 1.201.35。为使摩擦片上压力分布较均匀，推式膜片弹簧的 R 值应取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc，拉式膜片弹簧的 r 值宜取为大于或等于 Rc。而且，对于同样的摩擦片尺寸，拉式的R 值比推式大。本设计中取 R/r =1.25，rRc，由于摩擦片的平均半径为mm75.9341502254dDRc故取 r=94mm，则 R=117.5mm。3）膜片弹簧起始圆锥底角膜片弹簧自由状态下圆锥角与内截锥高度 H 关系密切，一般在 915范围内。=arctanH/(R-r)H/(R-r)，代入数值计算可得：=10.2。4）分离指数目 n、切槽宽 1、窗孔槽宽 2、及半径 re汽车离合器膜片弹簧的分离指数目 n12，一般在 18 左右，采用偶数，本次设计取分离指数目 n =18。切槽宽 1约为 4mm，窗孔槽宽 2（2.54.5）1，半径 re的取值应满足 r- re2。本次设计取 1=4mm，2=12mm，rer-2=82mm。5）膜片弹簧小端内半径 r0及分离轴承作用半径 rf的确定r0的值主要由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。分离轴陈真：轻型卡车离合器设计34承作用半径 rf应大于 r0。本次设计取 r0=25mm，rf=28mm。6）支承环加载点半径 R1和压盘加载点半径 r1的确定R1和 r1的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于 r 且尽量接近 r，R1应略小于 R且尽量接近 R。故选择 R1=116mm，r1=96mm。7.4 膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 H/h 与初始底锥角 H/(R-r)应在一定范围内，即 1.6H/h=1.72.29H/(R-r)=10.2152）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.2R/r=1.251.35702R/h=941003.5R/r0=4.75.03）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径 r1应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即(D+d)/4r1=96mmD/24）根据弹簧结构布置要求，R1与 R，rf与 r0之差应在一定范围内，即1R-R1=1.5mm70r1-r=2mm60rf-r0=3mm45）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即0 . 94 . 45 . 3111rRrRf辽宁工程技术大学毕业设计357.5 膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用 60Si2MnA 或 50CrVA 等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离 38 次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般为 4550HRC，分离指端硬度为 5562HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于 3 个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度 3。膜片弹簧的内、外半径公差一般为 H1l 和 h11，厚度公差为0.025mm，上、下表面的表面粗糙度为 1.6m，底面的平面度一般要求小于 0.1mm，初始底锥角公差为10。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于 0.81.0mm。综上，本次设计膜片弹簧材料采用硅锰钢 60Si2MnA，其所含硅成分提高了机件的弹性，所含锰成分加强了耐高温性。7.6 膜片弹簧的计算膜片弹簧尺寸初选后，需要计算出其载荷变形特性并作出分析，以便确认其膜片弹簧的工作弹性曲线的形状是否合理，能否定出合适的工作点位置，然后还需确定膜片弹簧的分离载荷及分离行程大小，对膜片弹簧的强度作出分析，判断其能否可靠工作，最终优选出膜片弹簧的尺寸。陈真：轻型卡车离合器设计367.6.1 绘制膜片弹簧的特性曲线膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（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。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假设集中在支承点处，用 F1表示，加载点间的相对变形（轴向）为 1，则压紧力 F1与变形 1之间的关系式为:（7-1） )2)()()/ln()1 (6)(21111112112111hrRrRHrRrRHrRrREhfF式中：E弹性模量，对于钢，E=2.1105MPa；泊松比，对于钢，=0.3； H膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度； h弹簧钢板厚度； R弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径；r弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径；R1压盘加载点半径；r1支承环加载点半径。设，则公式（7-1）就成为4211211)(1 (6EhrRFFh11 1)2)(ln11111111rRrRhHrRrRhHrRF把有关数值代入上述各式，得F1=11793.86F11=2.51F1=0.8671-0.668(1)2+0.154(1)3由不同的 1，计算出的 F1及 F1和 1，结果列表如下：表 7-1 不同的 1所计算出的 F1及 F1和 1值Tab.7-1 The calculated F1 and F1 and 1 value under different 1 辽宁工程技术大学毕业设计3710.10.20.40.60.81.0261.21.41.61.8962.0F10.0800.1480.2500.3130.3450.3530.3450.3270.3080.2920.2941/mm0.250.501.001.502.002.573.003.504.004.745.00F1/N9461745294836914068415940643858363134453467由表 7-1，画出 F1-1特性曲线，见图 7-2。图 7-2 膜片弹簧的 F1-1弹性特性曲线Fig.7-2 F1-1 elastic characteristic curve of diaphragm spring7.6.2 确定膜片弹簧的工作点位置取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量 1b=0.65H=2.76mm，由弹性特性曲线图可以查得膜片弹簧的压紧力 P1=P=4130N校核后备系数：30. 1179209375. 03 . 04130maxecTZRP离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为fb1d1压盘的行程 f 可取为 f=2.4mm，故1d=2.76+2.4=5.16mm离合器刚开始分离时，压盘的行程 f=1.8mm，此时膜片弹簧大端的变形量为陈真：轻型卡车离合器设计38mm56

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