离合器设计3106000530

1目录1.设计方案概述31.1 离合器设计的任务.31.2 设计原则、目标 .32 离合器结构方案选择42.1 离合器种类选择 .42.2 从动盘数选择 .42.3 压紧弹簧和布置形式选择 .42.4 压盘驱动形式选择 .52.5 扭转减振器 .52.6 离合器的操纵机构选择 .53 离合器主要参数的选择 63.1 摩擦片 .63.1.1 后备系数 63.1.2 单位压力 63.1.3 摩擦片外径 D，内径 d 和厚度 h.3.1.4 摩擦因数 f、摩擦面数 Z 和离合器间隙t 的确定 .73.1.5 摩擦片参数约束条件的检验 73.2 从动盘 .73.2.1 从动片的结构形式、材料及基本尺寸 .83.2.2 从动盘毂.83.2.3 从动盘摩擦材料.83.3 压盘和离合器盖 .93.3.1 压盘传力方式的选择.93.3.2 压盘几何尺寸的确定.93.3. 3 压盘及传动片的材料103.3.4 传动片的设计及强度校核.103.3.5 离合器盖设计.113.4 膜片弹簧设计 .123.4.1 H/h 比值选择 .123.4.2 膜片弹簧工作点位置的选择 .123.4.3 比值 Rr 和 R、r 的确定.133.4.4 膜片弹簧起始圆锥底角 的选择133.4.5 膜片弹簧小端半径 rf 及分离轴承作用半径 rp.133.4.6 爪数目 n 和切槽宽度 1 、窗孔槽宽度 2 及半径 rc.133.4.7 支承环平均半径 L 和膜片弹簧与压盘的接触半径 l.133.4.8 膜片弹簧及工艺 133.5 扭转减振器主要参数的选择 .143.5.1 极限转矩 Tj.143.5.2 扭转角刚度 .15k23.5.3 阻 尼 摩 擦 转 矩 .15T3.5.4 预 紧 转 矩 .15n3.5.5 减振弹簧的位置半径 Ro153.5.6 减振弹簧个数 .16jZ3.5.7 减振弹簧总压力 .16F3.5.8 极限转角针 16j3.5.9 减振弹簧计算 163.6 分离轴承总成设计 18结论及参考文献 19附录 2031.设计方案概述本设计进行的是客车离合器总成的设计，通过对对给定汽车参数的分析，确定离合器结构方案，并计算离合器主要参数，最后绘制离合器总成图。设计已知参数如下：根据以上参数查相关车型标准得：车型 最大车速(Km )1h-比功率(Kw )1t-比转矩(Nm )1t-客车 100 12 35根据以上参数查相关车型标准得：额定装载质量（kg）最大总质量(kg)最大车速(Km)1h-比功率(Kw)1t-比转矩(Nm )1t-变速器一档传动比 ig 主减速比 i0 轮胎型号6000 10720 100 12 35 7.64 5.897 8.25R20摩擦离合器主要由主动部分（发动机飞轮、离合器盖和压盘等） 、从动部分（从动盘） 、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等）四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构。操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。 汽车离合器设计的基本要求:(1）在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。(2）接合时平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。(3）分离时要迅速、彻底。(4）从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。(5）有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用寿命。(6）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。(7）操纵轻便、准确。(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，保证有稳定的工作性能。(9）应有足够的强度和良好的动平衡。(10）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。 1.1 离合器设计的任务(1) 从技术先进性、生产合理性和使用要求出发，正确选择性能指标、质量和主要尺寸参数，提出总成设计方案，为各零件设计提供整体参数和设计要求；(2) 对各零件进行合理布置和运动校核；(3) 对整体性能进行计算和控制，保证汽车主要性能指标实现；(4) 协调好整体总成与零件之间的匹配关系，配合零件完成布置设计，使整体的性能、可靠性达到设计要求。1.2 设计原则、目标（1）离合器的选型应根据汽车型谱、市场需求、产品的技术发展趋势和企业的产品发展规划进行。（2）选型应在对同类型产品进行深入的市场调查、使用调查、生产工艺调查、样4车结构分析与性能分析及全面的技术、进行分析的基础上进行（3）应从已有的基础出发，对原有离合器和引进的样本进行分析比较，继承优点，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先进技术与结构，开发新型离合器。（4）涉及应遵守有关标准、规范、法规、法律，不得侵犯他人专利。（5）力求零件标准化、部件通用化、产品系列化。2 离合器结构方案选择根据设计原则，目标和用户的需求特点，设计人员要提出被开发离合器的整体结构方案，主要包括以下几部分：（1）离合器种类选择（2）从动盘数选择（3）压紧弹簧和布置形式选择（4）压盘驱动形式选择（5）扭转减振器（6）离合器的操纵机构选择2.1 离合器种类选择离合器有摩擦式，电磁式，液力式三种类型。离合器大都根据摩擦原理设计的。摩擦式应用广泛。摩擦式工作表面形状包括锥形、鼓形和盘形，锥形和鼓形其从动部分转动惯量太大，引起变速器换档困难，且结合不够柔和，易卡住。故选择盘形摩擦式离合器。2.2 从动盘数选择单片离合器（图 2-1）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。双片离合器（图 2-2）传递转矩的能力较大，径向尺寸较小，踏板力较小，接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良，分离也不够彻底。多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。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。 对于 10 吨的客车，选择单片离合器。图 2-1 单片离合器 图 2-2 双片离合器2.3 压紧弹簧和布置形式选择周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递扭矩的能力降低，另外，弹簧到它定位面上，造成接触部位严重磨损，会出现弹簧断裂现象。5中央弹簧此结构轴向尺寸大。斜置弹簧在重型汽车上使用，突出优点是工作性能十分稳定，踏板力较小。膜片弹簧弹簧压力在摩擦片允许范围内基本不变，能保持传递的转矩大致不变，另外它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，质量小。由于它大断面环形与压盘接触，其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，提高使用寿命，平衡性好。 推式摸片弹簧结构简单，安装拆卸较简单，分离行程比拉式小。 故选择推式膜片斜置弹簧。 （图 2-3）图 2-3 推式膜片弹簧离合器2.4 压盘驱动形式选择窗孔式、销钉式、键块式它们缺点是在联接件间有间隙，在驱动中将产生冲击噪声，而且零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低离合器传动效率。传动片式此结构中压盘与飞轮对中性好，使用平衡性好，简单可，寿命长。故选择传动片式。2.5 扭转减振器它能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，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，控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声，缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。故要有扭转减振器。2.6 离合器的操纵机构选择离合器操纵机构按分离时所需的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。机械式操纵机构有杠系和绳索两种传动形式，杠系传动结构简单，工作可靠，但是传动效率低，质量大，车架和驾驶室的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。机械式操纵机构一般用于排量 1.6L 以下的汽车离合器。对于大排量的客车，应采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点：（1）液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂踏板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉；6（2）可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷。故选择液压式操纵机构。193 离合器主要参数的选择设计内容 计算及说明 结果3.1 摩擦片3.1.1 后备系数3.1.2 单位压力3.1.3 摩擦片外径D，内径 d 和厚度 h后备系数 是离合器一个重要设计参数，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，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择 时应考虑以下几点：1）为可靠传递发动机最大转矩， 不宜选取太小；2）为减少传动系过载，保证操纵轻便， 又不宜选取太大；3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时， 可选取小些；4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨， 应选取大些；5）汽车总质量越大， 也应选得越大；6）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的 值应比汽油机大些；7）发动机缸数越多，转矩波动越小， 可选取小些；8）膜片弹簧离合器选取的 值可比螺旋弹簧离合器小些；9）双片离合器的 值应大于单片离合器。 初取 =1.6单位压力 0 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。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时， 0 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， 0 应取小些；后备系数较大时，可适当增大 0 。 本次设计中摩擦片用石棉基材料P0=0.100.35MPa取 P=0.15MPamaxeDTk对于客车单片离合器，取 kD=16.0。=1.6P=0.15MPa203.1.4 摩擦因数 f、摩擦面数 Z 和离合器间隙t 的确定3.1.5 摩擦片参数约束条件的检验3.2 从动盘得 D=309.9mm根据离合器摩擦片尺寸和系列参数表（附表 1），外径 D 取 325mm摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准 GB5764-86汽车用离合器面盖片，所选的 D 应使摩擦片最大圆周速度不超过 6570ms，以免摩擦片发生飞离。计算得 VD=55.765m/s 满足条件根据离合器摩擦片尺寸和系列参数表，且 D=350mm得 d=175mmA（面积）=R c2=0.052m根据附表1，且D=325mm，得摩擦片厚度：h=3.5mm为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时T应大于发动机最大转矩，摩擦因素取0.3，校核p即Tcmax=T emax=pARcZc 1.6350=p0.0520.12920.3P=0.15MPa 故合格，即用石棉基材料合理。摩擦系数 f=0.30,摩擦面数 Z=2，在操纵机构中采用间隙自动调整装置，离合器间隙可以取t=0。1) vD=/60n emaxx10-3=55.7m/s2R0+50,且 R0=（0.50.75）d/2,取 R0=65mm。5) TC0为单位摩擦面积所传递的转矩（Nm/mm 2）, TC0为其许用值（Nm/mm 2） ，根据附表 2 选取： TC0=0.0035MPa满足要求。在从动盘设计时应要满足以下三个方面的要求：D=325mmd=190mmh=3.5mmRc=128.75mmA（面）=0.052m2 摩擦片用石棉基材料f=0.30Z=2t=0213.2.1 从动片的结构形式、材料及基本尺寸3.2.2 从动盘毂3.2.3 从动盘摩擦材料（1）为减少变速器换挡时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。（2）为保证汽车起步平稳，从动盘在轴向应有弹性。（3）为避免传动系扭转共振和缓和冲击载荷，从动盘上应有扭转减振器。其主要包含从动片，从动盘毂和摩擦片等零件的结构选型和设计。在设计从动片时要尽量减轻其质量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了使得离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。具有轴向弹性的从动片有以下 3 种结构型式：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片以及组合式弹性从动片。前面两种结构在小轿车上采用较多，在载货汽车上则常用第三种即组合式从动片。故选组合式从动片。从动片材料与所用的结构型式有关，不带波形弹簧片的从从动片（即整体式）一般用高碳钢或弹簧刚片冲压而成，经热处理后达到硬度要求。采用波形片（即分开式或组合式）时，从动片用低碳钢，波形片用弹簧钢。从动片直径对照摩擦片尺寸确定。为减小从动盘转动惯量，从动片一般较薄，通常为 1.32.0mm 厚钢板冲压而成，取值为 1.5mm。从动片的外沿部分（即波形弹簧那片）厚度在 0.651.0mm 之间，取值为 0.8mm。花键毂装在变速器第一轴前端，是离合器承受载荷最大的零件。目前，常采用齿侧定心的矩形花键，花键之间为动配合。 根据附表 3，由从动盘外径和发动机转矩可选取花键的结构尺寸：花键齿数 n=10，花键外径 D=40mm，花键内径 d=32mm，齿厚 t=5mm，有效齿长l=45mm，挤压应力 =11.6MPa。花键齿工作高度 h=（Dd ）/2=4mm花键尺寸的强度校核：花键侧面压力 P=4Temax/(D+d)Z=4375.2/（0.040+0.032）1=20844N挤压应力 = =1.158pnhl挤 压 Pa=11.58Pa11.6MPa710故花键的强度符合要求。组合式从动片D=325mmd=190mm从动片厚：1.5mm弹簧片厚：0.8mmn=10D=40mmd=32mmt=5mmh=4mml=45mm223.3 压盘和离合器盖3.3.1 压盘传力方式的选择3.3.2 压盘几何尺寸的确定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，要求摩擦片应有较好的摩擦性能、较高的摩擦系数、较小的转动惯量，在短时间内可以吸收相对高的能量，且具有较好的耐磨性能。摩擦的材料基本上有三种：石棉基摩擦材料、有机摩擦材料以及金属陶瓷摩擦材料，有机摩擦材料可以满足较高的性能标准，成本低等特点，选择有机摩擦材料。故选有机摩擦材料。压盘设计包括传力方式的选择及几何尺寸的确定两个方面。压盘是离合器的主动部分，在传递发动机扭矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种变化应允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动，常用的连接方式有以下几种：凸台式、键式、销式和传动片式。 现在使用最广泛的是传力片的传动方式，因为这种连接方式不仅改善了传力片的受力状况，还简化了压盘的结构，降低了对装配精度的要求，并且还有利于压盘的定中。确定了摩擦片内外径，与摩擦片相接合的压盘的内外径也就确定下来了。因此压盘几何尺寸归结为确定它的厚度。 压盘厚度确定主要依据以下两点： 1）压盘应该具有足够的质量，以吸收结合时摩擦产生的热量。 2）压盘应具有足够大的强度，以保证受热时不变形。压盘厚度一般为 1525mm。 取压盘厚度为 20mm在确定压盘厚度以后，应校对离合器接合一次时的温升，它不应超过 810.校核公式如下： 压mLc式中， -温升； C 0L-滑磨功；Nm-分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘 =0.50;c-压盘的比热；C=544.28 J/（KgK）m 压 -压盘的质量，kg；有机摩擦材料传动片式压盘外径=330mm压盘内径=185mm压盘厚度为20mm233.3. 3 压盘及传动片的材料3.3.4 传动片的设计及强度校核m 压 =11.58 kg4d2hD）（铁 一次滑磨功 L= =12324.47J)(1802graeimn= =0.9812，一般为 18 左右，采用偶数，便于制造时模具分度；切槽宽度 1约为4mm；窗孔槽宽度 2（2.5 4.5） 1 ；半径 rc一般说， （r-r c ）（0.81.4） 2拉式膜片弹簧的支承作用半径靠外，接近 R 而略小于R；与压盘的接触半径 l 在里，尽量接近 r 而略大于 r。S=0.8mm 1f= 1.6mm 1= 1b+ 1f=3.78+1.6=5.38mmR/r=1.21R=160mmr=132mm=12.1rf =32mmrp =33mmn=18 1=3.5mm 2=10mmrc =122mmL=158mml=136mm193.5 扭转减振器主要参数的选择3.5.1 极限转矩 Tj膜片弹簧材料多为 60Si2MnA 硅锰钢，许用应力1500-1700Mpa。汽车离合器膜片弹簧尺寸要求严格，弹簧自由高度、原始锥角、内径、外径、板厚及表面状态等均要严格控制，载荷公差控制在 8%以内；热处理：淬火、回火，回火后硬度为 HRC44-50。 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端扭转刚度，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。所以，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。3)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与噪声。4)缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。减振器的主要参数是减振器的角刚度 K和减振器的摩擦力矩 T 摩，它们决定减振器的衰减传动系扭转振动的能力。减振器的扭转刚度 和阻尼摩擦元件间的摩擦转k矩 是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩 、 jT预紧转矩 和极限转角 等。nj极 限 转 矩 为 减 振 器 在 消 除 限 位 销 与 从 动 盘 毂 缺 口 之间 的 间 隙 1 (图 3.51)时 所 能 传 递 的 最 大 转 矩 ， 即 限位 销 起 作 用 时 的 转 矩 。 它 与 发 动 机 最 大 转 矩 有 关 ， 一般 可 取 maxj)0.2(eTT式 中 ， 客 车 ： 系 数 取 1.5Tj=562.8N.m193.5.2 扭转角刚度 k3.5.3 阻 尼 摩 擦 转矩 T3.5.4 预 紧 转 矩 nT3.5.5 减振弹簧的位置半径 Ro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k范 围 内 。决 定 于 减 振 弹 簧 的 线 刚 度 及 其 结 构 布 置 尺 寸(图 3.51)。设 减 振 弹 簧 分 布 在 半 径 为 R0 的 圆 周 上 ， 当 从 动片 相 对 从 动 盘 毂 转 过 弧 度 时 ， 弹 簧 相 应 变 形 量 为Ro 。 此 时 所 需 加 在 从 动 片 上 的 转 矩 为201RKZTj式 中 ， T 为 使 从 动 片 相 对 从 动 盘 毂 转 过 弧 度 所需 加 的 转 矩 (Nm)； K 为 每 个 减 振 弹 簧 的 线 刚 度(N mm)； Zj 为 减 振 弹 簧 个 数 ； Ro 为 减 振 弹 簧 位 置 半径 (m)。根 据 扭 转 刚 度 的 定 义 ， 则/Tk201Rkj式 中 ， 为 减 振 器 扭 转 刚 度 (Nm rad)。设 计 时 可 按 经 验 来 初 选 是 k 13kjT取 =1.1 =619.1 Nm radj由于减振器扭转刚度是，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Tmax)17.06.(eT取 =0.12Temax=45.02N.m减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利nT=619.1 kNm rad=45.02N.mTTn=30.02 N.m193.5.6 减振弹簧个数jZ3.5.7 减振弹簧总压力 F3.5.8 极限转角针 j3.5.9 减振弹簧计算的。但是 不应大于 ，否则在反向工作时，扭转减振nT器将提前停止工作，故取=0.08 Temax=30.02 N.mR0 的 尺 寸 应 尽 可 能 大 些 ， 一 般 取2)75.6.(d取参照附表 4 选取。jZ取 =8j当 限 位 销 与 从 动 盘 毂 之 间 的 间 隙 1 或 2 被 消除 ， 减 振 弹 簧 传 递 转 矩 达 到 最 大 值 时 ， 减 振 弹 簧jT受 到 的 压 力 为F=8463N0/RTj减 振 器 从 预 紧 转 矩 增 加 到 极 限 转 矩 时 ， 从 动 片 相对 从 动 盘 毂 的 极 限 转 角 为j02arcsinRlj式 中 ， L 为 减 振 弹 簧 的 工 作 变 形 量 。通 常 取 3O 12O， 对 平 顺 性 要 求 高 或 对 工 作 不 均j匀 的 发 动 机 ， 取 上 限 。j取 =10Oj1）由于减振弹簧的作用半径 R0=66.5mm， 减 振 弹 簧个 数 =8，减 振 弹 簧 总 压 力 =8463N，则单个减振弹jZF簧的工作负荷 P= / =8463/8=1057.88N。jZ2）弹簧中径 DC通常取 1115mm 左右，初选DC=14mm.3）弹簧钢丝直径 318cpd式中：扭转许用应力=55006000kg/cm2；d 1圆垫R0=66.5mm=8jZ=8463NF=10OjDC=14mmd1=4mmk=232.8 N/mmn=6lmin=26.4mm19的标准值，一般取 d=34mm 左右。带入相关数据，取 d1=4mm。4）减振弹簧刚度 k= =232.8 N/mm。n02RK5）弹簧有效圈数 =4.27，则减振弹簧总圈数DGC3418in=i+(1.52),取 n=6。6）减振弹簧最小高度 lmin即弹簧在最大工作负荷下的工作长度，考虑到弹簧压缩各圈之间仍需留一定的间隙，可取 lmin=n(d1+)1.1d 1n=26.4mm。7）减振弹簧总变形 =4.5mm。kp/l8）减振弹簧自由高度 l0=lmin+ =30.9mm。l9）减振弹簧预变形量 = =0.4mm。0ZRTn10）减振弹簧安装高度 l= l0- =30.5mm。11）从动片相对于从动盘毂的最大转角= =4.0。)2/sin(a21Rlrc)2arcsin(112）限位销直径 d按结构布置选定，一般 d=9.512mm取 d=10mm。13）从动盘毂缺口宽度 B 及弹簧安装窗口尺寸 A：为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做得比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些。=4.5mmll0=30.9mm=0.4mml=30.5mm=4.0d=10mmA=26mmA1=27.5mm193.6 分离轴承总成设计一般推荐： mm；一般取6.141aAA=2527 mm。取 A=26mm， A1=26+1.5=27.5mm从动片上缺口 B 与限位销直径 d之间的间隙1 和2 做得不一样，并使 2 1，这样可以缓和更大的冲击。从动盘毂缺口 2d取 1=0.2mm， 2=0.3mmB=10+0.2+0.3=10.5mm分离轴承的形式采用接触推力球轴承，分离轴承装置采用推式自动调心式。总体布置见下图 3.6.1。B=10.5mm推式自动调心式分离轴承装置19设计总结本设计根据给出的设计要求和原始设计参数，以及拉式膜片弹簧离合器及其操纵机构的工作原理和使用要求，通过对其工作原理的阐述、结构方案的比较和选择、相关零件参数的计算，大致确定了离合器及其操纵机构的基本结构和主要尺寸以及制造相关零部件所用的材料。结构方面：根据设计要求，考虑到使用条件和其显著的优点，选用带扭转减振器的单片推式膜片弹簧离合器，压盘驱动方式采用传动片传动，分离轴承采用自动调心式分离轴承，操纵机构采用液压式。计算方面：确定了离合器的主要参数 ，P 0,D,d，结果按照基本公式运算得出并通过约束条件，检验合格。根据膜片弹簧基本参数之间的约束关系，初步确定了膜片弹簧的尺寸参数，并通过优化程序得出了膜片弹簧尺寸的优化值，并进一步确定了膜片弹簧的工作点，同时进行了强度校核。确定了扭转减振器和变速器的主要尺寸。选材方面：摩擦片选用编织石棉基材料，保证其有足够的强度和耐磨性、热稳定性、磨合性，不会发生粘着现象。膜片弹簧采用 65Si2MnA，其中所含硅成分提高了机件的弹性，所含錳，加强了耐高温性；传动片采用 80 刚，满足其强度需要；压盘采用HT200，提高了耐磨性；离合器盖从用铸铁，提高了散热能力。综上所述，本次设计遵从了：（1）分离彻底；（2）接合柔和；（3）操纵轻便，工作特征稳定；（4）从动部分转动惯量小的设计要点，数据全部通过约束条件检验，原件所使用的材料基本上符合耐磨，耐压和耐高温的要求，而且离合器尺寸合