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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
1.1離合器的發(fā)展歷史
在采用離合器的傳動系統(tǒng)中，早期離合器的結構形式是錐形摩擦離合器。錐形摩擦離合器傳遞扭矩的能力，比相同直徑的其他結構形式的摩擦離合器要大。但是，其最大的缺點是從動部分的轉動慣量太大，引起變速器換擋困難。而且這種離合器在接合時也不夠柔和，容易卡住。此后，在油中工作的所謂濕式的多片離合器逐漸取代了錐形摩擦離合器。但是多片濕式摩擦離合器的片與片之間容易被油粘?。ㄓ绕涫窃诶涮煊鸵鹤儩鈺r更容易發(fā)生），導致分離不徹底，造成換擋困難。所以它又被干式所取代。多片干式摩擦離合器的主要優(yōu)點是由于接觸面數(shù)多，故接合平順柔和，保證了汽車的平穩(wěn)起步。但因片數(shù)較多，從動部分的轉動慣量較大，還是感到換擋不夠容易。另外，中間壓盤的通風散熱不良，易引起過熱，加快了摩擦片的磨損甚至燒傷和破裂。如果調(diào)整不當還可能引起離合器分離不徹底。多年的實踐經(jīng)驗使人們逐漸趨向于采用單片干式摩擦離合器。它具有從動部分轉動慣量小，散熱性好，結構簡單，調(diào)整方便，尺寸緊湊，分離徹底等優(yōu)點。而且只要在結構上采取一定措施，也能使其接合平順。因此，它得到了極為廣泛的應用。
如今，單片干式摩擦離合器在結構設計方面正相當完善：采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的接合平順性；離合器中裝有扭轉減振器，防止了傳動系統(tǒng)的共振，減少了噪音；以及采用了摩擦較小的分離桿機構等。另外，采用了膜片彈簧作為壓簧，可同時兼起到分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。膜片彈簧和壓盤的環(huán)行接觸，可保證壓盤上的壓力均勻。由于膜片彈簧本身的特性，當摩擦片磨損時，彈簧的壓力幾乎沒有改變，且可減輕分離離合器時所需要的踏板力。為了提高離合器的傳扭能力，在重型汽車上多采用多片干式離合器。次外，近年來由于多片濕式離合器在技術上的不段改善，在國外的某些重型牽引汽車和自卸車上又開始采用多片濕式離合器，并有不斷增加的傾向。與干式離合器相比，由于用油泵進行強制制冷的結果，摩擦表面的溫度較低（不超過 93℃）。因此，允許起步時長時間地打滑或用高檔起步而不致燒損摩擦片，具有良好的起步能力。據(jù)說這種離合器的使用壽命可達干式離合器的五、六倍。
為了實現(xiàn)離合器的自動操縱，有自動離合器。采用自動離合器時可以省去離合器踏板，實現(xiàn)汽車的“雙踏板”操縱。與其他自動傳動系統(tǒng)（如液力傳動）相比，它具有結構簡單，成本低廉及傳動效率高的優(yōu)點。因此，在歐洲小排量汽車上曾得到廣泛的應用。但是在現(xiàn)有自動離合器的各種結構中，離合器的摩擦力矩的力矩調(diào)節(jié)特性還不夠理想，使用性能不盡完善。例如，汽車以高檔低速上坡時，離合器往往容易打滑。因此必須提前換如低檔以防止摩擦片的早期磨損以至燒壞。這些都需要進一步改善。
隨著汽車運輸?shù)陌l(fā)展，離合器還要在原有的基礎上不斷改進和提高，以適應新的使用條件。從國外的發(fā)展動向來看，近年來汽車的性能在向高速發(fā)展，發(fā)動機的功率和轉速不斷提高，輕型汽車趨向大型化，國內(nèi)也有類似的情況。此外，對離合器的使用要求也越來越高。所以，增加離合器的傳扭能力，提高其使用壽命，簡化操作，已經(jīng)成為目前離合器的發(fā)展趨勢。
1.2 離合器的功用
離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩(wěn)起步。如前所述，現(xiàn)代車用活塞式發(fā)動機不能帶負荷啟動，它必須先在空負荷下啟動，然后再逐漸加載。發(fā)動機啟動后，得以穩(wěn)定運轉的最低轉速約為300～500r/min，而汽車則只能由靜止開始起步，一個運轉著的發(fā)動機，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性接合的。因為如果是突然的剛性連接，就必然造成不是汽車猛烈攢動，就是發(fā)動機熄火。所以離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發(fā)動機加給傳動系的扭矩逐漸變大，至足以克服行駛阻力時，汽車便由靜止開始緩慢地平穩(wěn)起步了。
雖然利用變速器的空檔，也可以實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系的分離。但變速器在空檔位置時，變速器內(nèi)的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的，要轉動發(fā)動機，就必須和變速器內(nèi)的主動齒輪一起拖轉，而變速器內(nèi)的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中，拖轉它的阻力是很大的。尤其在寒冷季節(jié)，如沒有離合器來分離發(fā)動機和傳動系，發(fā)動機起動是很困難的。所以離合器的第二個功用，就是暫時分開發(fā)動機和傳動系的聯(lián)系，以便于發(fā)動機起動。
汽車行駛中變速器要經(jīng)常變換檔位，即變速器內(nèi)的齒輪副要經(jīng)常脫開嚙合和進入嚙合。如在脫檔時，由于原來嚙合的齒面壓力的存在，可能使脫檔困難，但如用離合器暫時分離傳動系，即能便利脫檔。同時在掛檔時，依靠駕駛員掌握，使待嚙合的齒輪副圓周速度達到同步是較為困難的，待嚙合齒輪副圓周速度的差異將會造成掛檔沖擊甚至掛不上檔，此時又需要離合器暫時分開傳動系，以便使與離合器主動齒輪聯(lián)結的質量減小，這樣即可以減少掛擋沖擊以便利換檔。
離合器所能傳遞的最大扭矩是有一定限制的，在汽車緊急制動時，傳動系受到很大的慣性負荷，此時由于離合器自動打滑，可避免傳動系零件超載損壞，起保護作用。
1.3離合器的工作原理
如圖1.1所示，摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構和操縱機構四部分組成。
離合器在接合狀態(tài)時，發(fā)動機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪2和壓盤借摩擦作用傳給從動盤3，在通過從動軸傳給變速器。當駕駛員踩下踏板時，通過拉桿，分離叉、分離套筒和分離軸承8，將分離杠桿的內(nèi)端推向右方，由于分離杠桿的中間是以離合器蓋5上的支柱為支點，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧的力量拉動壓盤向左，這樣，從動盤3兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發(fā)動機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態(tài)。當放開踏板，回位彈簧克服各拉桿接頭和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右，仍將從動盤3壓緊在飛輪上2，這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器。
圖1.1 離合器總成
1-軸承 2-飛輪 3-從動盤 4-壓盤 5-離合器蓋螺栓
6-離合器蓋 7-膜片彈簧 8-分離軸承 9-軸
1.4 膜片彈簧離合器的特點
膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型載貨汽車上廣泛采用的一種離合器。因其作為壓簧，可以同時兼起分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，質量減少，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。其次，由于膜片彈簧與壓盤以整個圓周接觸，使壓力分布均勻。另外由于膜片彈簧具有非線性彈性特性，故能在從動盤摩擦片磨損后，彈簧仍能可靠的傳遞發(fā)動機的轉矩，而不致產(chǎn)生滑離。離合器分離時，使離合器踏板操縱輕便，減輕駕駛員的勞動強度。此外，因膜片是一種對稱零件，平衡性好，在高速下，其壓緊力降低很少，而周布置彈離合器在高速時，因受離心力作用會產(chǎn)生橫向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低了對壓盤的壓緊力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降。那么可以看出，對于輕型車膜片彈簧離合器的設計研究對于改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意義。
作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼沖壓成的，具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜片，且自其小端在錐面上開有許多徑向切槽，以形成彈性杠桿，而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側有支承圈，而后者借助于固定在離合器蓋上的一些（為徑向切槽數(shù)目的一半）鉚釘來安裝定位。當離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支承圈則壓膜片彈簧使其產(chǎn)生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧幾乎變平。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產(chǎn)生壓緊力使離合器處于結合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧壓前支承圈并以其作為支點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤后移使離合器分離。膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此設計摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎不變，且可以減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的，因此其壓緊力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，零件數(shù)目減少，質量減小并顯著縮短了軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，摩擦均勻，也易于實現(xiàn)良好的通風散熱等。
由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優(yōu)點，并且制造膜片彈簧離合器的工藝水平在不斷提高，因此這種離合器在轎車及微型、輕型客車上得到廣泛運用，而且正大力擴展到載貨汽車和重型汽車上，國外已經(jīng)設計出了傳遞轉矩為80~~2000N.m、最大摩擦片外徑達420的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎車、客車、輕型和中型貨車上。甚至某些總質量達28~32t的重型汽車也有采用膜片彈簧離合器的，但膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧要高。膜片彈簧離合器的操縱曾經(jīng)都采用壓式機構，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內(nèi)端的分離指處是承受壓力。當前膜片彈簧離合器的操縱機構已經(jīng)為拉式操縱機構所取代。后者的膜片彈簧為反裝，并將支承圈移到膜片彈簧的大端附近，使結構簡化，零件減少、裝拆方便；膜片彈簧的應力分布也得到改善，最大應力下降；支承圈磨損后仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的自由行程不受影響。而在壓式結構中支承圈的磨損會形成間隙而增大踏板的自由行程。
與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點：取消了中間支承各零件，并不用支承環(huán)或只用一個支承環(huán)，使其結構更簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質量更少；拉式膜片彈簧是中部與壓盤相壓在同樣壓盤尺寸的條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，提高了壓緊力與傳遞轉矩的能力，且并不增大踏板力，在傳遞相同的轉矩時，可采用尺寸較小的結構；在接合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，分離效率更高；拉式的杠桿比大于推式的杠桿比，且中間支承減少了摩擦損失，傳動效率較高，踏板操縱更輕便，拉式的踏板力比推式的一般可減少約；無論在接合狀態(tài)或分離狀態(tài)，拉式結構的膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環(huán)磨損后不會形成間隙而增大踏板自由行程，不會產(chǎn)生沖擊和哭聲；使用壽命更長。
1.5 設計的主要內(nèi)容
本次設計主要內(nèi)容包括：膜片彈簧的尺寸計算、摩擦片的尺寸計算、壓盤、離合器蓋的結構設計、扭轉減震器、分離裝置、操縱系統(tǒng)的結構設計。CAD圖紙的繪制。
第2章 離合器的結構方案選取
2.1離合器設計的基本要求
為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足以下要求：
（1）能在任何行駛情況下，可靠地傳遞發(fā)動機的最大扭矩。為此，離合器的摩擦力矩應大于發(fā)動機最大扭矩；
（2）接合平順、柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加，以免汽車起步?jīng)_撞或抖動；
（3）分離迅速、徹底。換檔時若離合器分離不徹底，則飛輪上的力矩繼續(xù)有一部份傳入變速器，會使換檔困難，引起齒輪的沖擊響聲；
（4）從動盤的轉動慣量小。離合器分離時，和變速器主動齒輪相連接的質量就只有離合器的從動盤。減小從動盤的轉動慣量，換檔時的沖擊即降低；
（5）具有吸收振動、噪聲和沖擊的能力；
（6）散熱良好，以免摩擦零件因溫度過高而燒裂或因摩擦系數(shù)下降而打滑；
（7）操縱輕便，以減少駕駛員的疲勞。尤其是對城市行駛的轎車和公共汽車，非常重要；
（8）摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損，襯面磨損在一定范圍內(nèi)，要能通過調(diào)整，使離合器正常工作。
2.2離合器結構設計
2.2.1摩擦片的選擇
對乘車用車和最大質量小于6t的商用車而言，發(fā)動機的最大扭矩一般不大，在布置尺寸可以的情況下，離合器通常只設有一片從動盤。單片離合器因為結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底接合平順，所以被廣泛使用于轎車和中、小型貨車，因此該設計選擇單片離合器。摩擦片數(shù)為2。
2.2.2壓緊彈簧布置形式的選擇
離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點：
（1）由于膜片彈簧有理想的非線性特征,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內(nèi)能保證大致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。當離合器分離時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力；
（2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量小；
（3）高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降；
（4）由于膜片彈簧大端面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命；
（5）易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長；
（6）平衡性好；
（7）有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。
但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，膜片彈簧離合器不僅在乘用車上被大量采用，而且在各種形式的商用車上也被廣泛應用，因而本次設計我選用膜片彈簧離合器。
2.2.3壓盤的驅動方式的選擇
在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤的方法有三種：
（1）凸臺—窗孔式：它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內(nèi)，通過二者的配合，將扭矩從離合器蓋傳到壓盤上，此方式結構簡單，應用較多；缺點：壓盤上凸臺在傳動過程中存在滑動摩擦，因而接觸部分容易產(chǎn)生分離不徹底。
（2）徑向傳動驅動式：這種方式使用彈簧剛制的徑向片將離合器蓋和壓盤連接在一起，此傳動的方式較上一種在結構上稍顯復雜一些，但它沒有相對滑動部分，因而不存在磨損，同時踏板力也需要的小一些，操縱方便；另外，工作時壓盤和離合器蓋徑向相對位置不發(fā)生變化，因此離合器蓋等旋轉物件不會失去平衡而產(chǎn)生異常振動和噪聲。
（3） 徑向傳動片驅動方式：它用彈簧鋼制的傳動片將壓盤與離合器蓋連接在一起，除傳動片的布置方向是沿壓盤的弦向布置外，其他的結構特征都與徑向傳動驅動方式相同。經(jīng)比較，我選擇徑向傳動驅動方式。
2.3離合器主要零件的材料選擇
2.3.1從動盤的材料選擇
從動盤本體采用45號鋼沖壓加工得到，為防止其彎曲變形而引起分離不徹底，一般在從動盤本體上設徑向切口。
2.3.2摩擦片的材料選擇
摩擦片在性能上要滿足如下要求：
（1）摩擦系數(shù)穩(wěn)定，工作溫度，滑磨速度，單位壓力的變化對其影響；
（2）具有足夠的機械強度和耐磨性，熱穩(wěn)定性好；
（3）有利于接合平順；
（4）長期停放離合器摩擦面會發(fā)生粘著現(xiàn)象。
摩擦片選用材料為石棉基摩擦材料，它是由石棉或石棉織物、粘結劑和特種添加劑熱壓而成，其摩擦系數(shù)為。石棉基摩擦材料密度小，工作溫度小于180℃，價格便宜，使用效果良好，在汽車離合器中廣泛使用。
2.3.3膜片彈簧的材料選擇
膜片彈簧使用優(yōu)質高精質鋼。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料為60SiMnA。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行調(diào)質處理，得具有高抗疲勞能力的回火索氏體。要防止膜片內(nèi)緣離開，同時對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持小時），使其高壓力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，噴丸是φ0.8的白口鐵小丸， 可提高彈簧的疲勞壽命。同時，為提高分離指的耐磨性，對其進行局部高頻淬火式鍍鉻。采用乳白鍍鉻，若膜片彈簧許用應力可取為1500～1700N/mm2。
2.3.4壓盤的材料選擇
壓盤的材料選用HT20-40鑄造制成。它要有一定的質量和剛度，以保證足夠的熱容量和防止溫度升高而產(chǎn)生的彎曲變形。壓盤應與飛輪保持良好的對中，并進行靜平衡。壓盤的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于0.8。
2.3.5離合器蓋的材料選擇
離合器蓋的膜片彈簧支撐處須具有較大的剛度和較高的尺寸精度，壓盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支撐環(huán)和支撐鉚釘?shù)陌惭b尺寸精度要高，耐磨性好，膜片彈簧的支撐形式采用鉚釘作支承時，如果分離軸承與曲軸中心線不同心，可引起鉚釘?shù)倪^度磨損。提高鉚釘硬度的套筒和支承與曲軸中心線不同心，亦可引起鉚釘?shù)倪^度。提高鉚釘硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的結構措施，采用10鋼材材料、HRc40-50。
2.4離合器的通風散熱
試驗表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面超過°C時摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的瞬時溫度一般在°C以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能達到。過高的溫度能使壓盤受壓變形產(chǎn)生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫度不致過高，除要求壓盤有足夠大的質量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通風好。改善離合器散熱通風結構的措施有：在壓盤上設散熱筋，或鼓風筋；在離合器中間壓盤內(nèi)鑄通風槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風；在離合器外殼內(nèi)裝導流罩。膜片彈簧式離合器本身構造能良好實現(xiàn)通風散熱效果，故不需作另外設置。
2.5本章小結
本章介紹了膜片彈簧離合器主要零件的結構，材料選取，為下一章節(jié)的計算打下基礎。
第3章 離合器基本結構參數(shù)的確定
3.1 離合器設計所需數(shù)據(jù)
表3.1 離合器原始數(shù)據(jù)
汽車的驅動形式
4×2
汽車最大加載質量
1270 kg
汽車的質量
895 kg
發(fā)動機位置
前置
發(fā)動機最大功率
48KW
發(fā)動機最大轉速
5700r/min
發(fā)動機最大扭矩
≥170N.m
離合器形式
機械、干式、單片、膜片彈簧（拉式）
操縱形式
液壓操縱
摩擦片最大外徑
f=200mm
踏板行程
mm
i0=4.388 ig1=3.416 ig2=1.894 ig3=1.280 ig4=0.914
汽車最大時速
≥140 km/h
3.2 摩擦片主要參數(shù)的選擇
采用單片摩擦離合器是利用摩擦來傳遞發(fā)動機扭矩的，為保證可靠度，離合器靜摩擦力矩應大于發(fā)動機最大扭矩
摩擦片的靜壓力：
（3.1）
（
式中：離合器后備系數(shù)（）
發(fā)動機的最大扭矩可由式: （3.2）求得
式中：
Kw,r/min。α在1.1～1.3之間 ，取α=1.2，則N.m
（1）后備系數(shù)β是離合器的重要參數(shù)，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇β時，應從以下幾個方面考慮：a. 摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩；b. 防止離合器本身滑磨程度過大；c. 要求能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車β=1.2～1.75。結合設計實際情況，初選擇β=1.5。
根據(jù)表3.2查得 β＝1.3。
表3.2 離合器后備系數(shù)的取值范圍
車型
后備系數(shù)β
乘用車及最大總質量小于6t的商用車
1.20～1.75
最大總質量為6～14t的商用車
1.50～2.25
掛車
1.80～4.00
摩擦片的外徑可有式: （3.3）
為直徑系數(shù)，取值見表3.3 取 得D=181mm。
表3.3 直徑系數(shù)的取值范圍
車型
直徑系數(shù)
乘用車
14.6
最大總質量為1.8～14.0t的商用車
16.0～18.5(單片離合器)
13.5～15.0(雙片離合器)
最大總質量大于14.0t的商用車
22.5～24.0
摩擦片的尺寸已系列化和標準化,標準如下表(部分):
表3.4 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)
外徑D\mm
160
180
200
225
250
280
300
325
內(nèi)徑d\mm
110
125
140
150
155
165
175
190
厚度/mm
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
0.687
0.694
0.700
0.667
0.620
0.589
0.583
0.585
0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
單面面積cm2
106
132
160
221
302
402
466
546
根據(jù)計算結果和尺寸裝配關系選取200mm，140mm
摩擦片的摩擦因數(shù)取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素?？捎杀?.5查得：
摩擦面數(shù)Z為離合器從動盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。本題目設計單片離合器，因此Z=2。離合器間隙Δt是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合
器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。該間隙Δt一般為3～4mm。取Δt=4mm。
表3.5 摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍
摩擦材料
摩擦因數(shù)
石棉基材料
模壓
0.20～0.25
編織
0.25～0.35
粉末冶金材料
銅基
0.25～0.35
鐵基
0.30～0.50
金屬陶瓷材料
0.4
離合器的靜摩擦力矩為： （3.4）
與式（3.1）聯(lián)立得：
（3.5）
代入數(shù)據(jù)得：單位壓力MPa。
表3.6 摩擦片單位壓力的取值范圍
摩擦片材料
單位壓力/MPa
石棉基材料
模壓
0.15~0.25
編織
0.25~0.35
粉末冶金材料
模壓
0.35~0.50
編織
金屬陶瓷材料
0.70~1.50
3.3 摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化
（1）摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度不超過65～70m/s，即
m/sm/s （3.6）
式中
為摩擦片最大圓周速度（m/s）；為發(fā)動機最高轉速(r/min)。
（2）摩擦片的內(nèi)、外徑比應在0.53～0.70范圍內(nèi)，即
（3）為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的β值應在一定范圍內(nèi)，最大范圍為1.2～4.0。
（4）為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器振器彈簧位置直徑約50mm，即
mm
（5）為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即
（3.7）
式中
為單位摩擦面積傳遞的轉矩(N.m/mm2)，可按表3.6選取
經(jīng)檢查,合格。
表3.7 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值
離合器規(guī)格
0．28
0．30
0．35
0．40
（6）為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力的最大范圍為0.11～1.50MPa,即
MPaMPaMPa
（7）為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷,離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值,即
（3.8）
式中,為單位摩擦面積滑磨(J/mm2)；為其許用值(J/mm2)，對于乘用車：J/mm2，對于最大總質量小于6.0t的商用車：J/mm2，對于最大總質量大于6.0t商用車：J/mm2：W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（J），可根據(jù)下式計算
（3.9）
式中，為汽車總質量(Kg)；為輪胎滾動半徑（m）；為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比；為主減速器傳動比；為發(fā)動機轉速r/min，計算時乘用車取r/min，商用車取r/min。其中： m Kg代入式（3.9）得J，代入式（3.8）得，合格。
（8）離合器接合的溫升
式中,t為壓盤溫升,不超過°C；c為壓盤的比熱容，J/(Kg·°C)；γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤；，為壓盤的質量Kg
代入，°C，合格。
3.4本章小結
本章重點介紹了離合器主要參數(shù)的選取和摩擦片尺寸的計算，為以后各個零件的選取起參照作用。
第4章 膜片彈簧設計
4.1膜片彈簧的結構特點
由前面可以知道，本設計中的壓緊彈簧是膜片彈簧。而膜片彈簧離合器分推式和拉式，在本設計中采用拉式結構。
膜片彈簧在結構形狀上分為兩部分。在膜片彈簧的大端處為一完整的截錐體，它的形狀像一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分?？梢哉f膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式。所不同的是，在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片，它的作用是，當離合器分離時作為分離杠桿。故它又稱分離爪。分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽較寬呈長方圓形孔。
4.1.1 H/h的選擇
此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，分析載荷與變形1之間的函數(shù)關系可知，當時，F(xiàn)2為增函數(shù)；時，F(xiàn)1有一極值，而該極值點又恰為拐點；時，F(xiàn)1有一極大值和極小值；當時，F(xiàn)1極小值在橫坐標上，見圖4.0。
圖4.1 膜片彈簧的彈性特性曲線
1- 2- 3-
4- 5-
為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h通常在1.5～2范圍內(nèi)選取。常用的膜片彈簧板厚為2～4mm，本設計 ，h=2mm ，則H=4mm 。
4.1.2 R/r選擇
通過分析表明，R/r越小，應力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。汽車離合器膜片彈簧根據(jù)結構布置和壓緊力的要求，R/r常在1.2～1.3 的范圍內(nèi)取值。本設計中取，摩擦片的平均半徑mm， 取mm則mm 則。
4.1.3 圓錐底角
汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角α一般在°范圍內(nèi)，本設計中 得°在°之間，合格。分離指數(shù)常取為18，大尺寸膜片彈簧有取24的，對于小尺寸膜片彈簧，也有取12的，本設計所取分離指數(shù)為18。
4.1.4切槽寬度
mm，mm，取mm，mm，應滿足的要求。
4.1.5壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定
應略大于且盡量接近r，應略小于R且盡量接近R。本設計取mm，mm。膜片彈簧應用優(yōu)質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內(nèi)常用的碟簧材料的為60SizMnA，當量應力可取為1600～1700N/mm2。
4.1.6公差與精度
離合器蓋的膜片彈簧支承處，要具有大的剛度和高的尺寸精度，壓力盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支承環(huán)和支承鉚釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。
4.2 膜片彈簧的優(yōu)化設計
（1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始錐角應在一定范圍內(nèi)，即
（2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即
（3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即
推式：
拉式：
（4）根據(jù)彈簧結構布置要求，與，與之差應在一定范圍內(nèi)選取，即
（5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此杠桿比應在一定范圍內(nèi)選取，即
推式：
拉式：
由（4）和（5）得mm，mm。
4.3膜片彈簧的載荷與變形關系
碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，見圖4.1，它具有獨特的彈性特征，廣泛應用于機械制造業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結構的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔開的掛狀部分——分離指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的碟形彈簧完全相同（當加載點相同時）。因此，碟形彈簧有關設計公式對膜片彈簧也適用。通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點處，用F1表示，加載點間的相對變形（軸向）為λ1，則壓緊力F1與變形λ1之間的關系式為:
（4.1）
式中： E——彈性模量，對于鋼，
μ——泊松比，對于鋼，μ=0.3
H——膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內(nèi)錐高度
h——彈簧鋼板厚度
R——彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑
r——彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑
R1——壓盤加載點半徑
r1——支承環(huán)加載點半徑
圖4.1膜片彈簧的尺寸簡圖
表4.1 膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù)
R
r
R1
r1
H
h
100
80
99
80
4
2
代入（4.1）得
（4.2）
對（4.2）式求一次導數(shù)，可解出λ1=F1的凹凸點，求二次導數(shù)可得拐點。
凸點：mm時，N
凹點：mm時，N
拐點：mm時，N
當離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設分離軸承對膜片彈簧指所加的載荷為F2，對應此載荷作用點的變形為λ2。由
（4.3）
（4.4）
列出表4.2:
表4.2 膜片彈簧工作點的數(shù)據(jù)
2.23
5.33
3.82
5.06
13.70
9.82
1903.47
1042.98
1481.71
723.32
396.33
563.05
膜片彈簧工作點位置的選擇。從膜片彈簧的彈性特性曲線圖分析出，該曲線的拐點H對應著膜片彈簧壓平位置，而。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,以保證摩擦片在最大磨損限度Δλ范圍內(nèi)壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C ，為最大限度地減小踏板力，C點應盡量靠近N點。為了保證摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞傳矩，并考慮摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力應大于或等于新摩擦片時的壓緊力，見圖4.2。
4.4膜片彈簧的應力計算
假定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O轉動（圖4.3）。斷面在O點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱悖试擖c的切向應力為零，O點以外的點均存在切向應變和切向應力。現(xiàn)選定坐標于子午斷面，使坐標原點位于中性點O。令X軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點的切向應力為：
（4.5）
圖4.2 膜片彈簧工作點位置
式中 φ——碟簧部分子午斷面的轉角（從自由狀態(tài)算起）
α——碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角
e ——碟簧部分子午斷面內(nèi)中性點的半徑
e=（R-r）/In(R/r) （4.6）
為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將（4.5）式寫成Y與X軸的關系式：
（4.7）
圖4.3 切向應力在子午斷面的分布
由上式可知，當膜片彈簧變形位置φ一定時，一定的切向應力αt在X-Y坐標系里呈線性分布。
當時，因為的值很小，我們可以將看成，由上式可寫成。此式表明，對于一定的零應力分布在中性點O而與X軸承角的直線上。從式（4.7）可以看出當時無論取任何值，都有。顯然，零應力直線為K點與O點的連線，在零應力直線內(nèi)側為壓應力區(qū)，外側為拉應力區(qū)，等應力直線離應力直線越遠，其應力越高。由此可知，碟簧部分內(nèi)緣點B處切向壓應力最大，A處切向拉應力最大，分析表明，B點的切向應力最大，計算膜片彈簧的應力只需校核B處應力就可以了，將B點的坐標X=（e-r）和Y=h/2 代入（4.8）式有：
（4.8）
令可以求出切向壓應力達極大值的轉角
由于： mm
所以： ，N/mm2
B點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力F2作用下還受有彎曲應力：
（4.9）
式中
n——分離指數(shù)目 n=18
br——單個分離指的根部寬
mm
因此： N/mm2
由于σrB是與切向壓應力σtB垂直的拉應力，所以根據(jù)最大剪應力強度理論，B點的當量應力為：N/mm2
N/mm2
4.5本章小結
本章主要是膜片彈簧的尺寸設計，全部通過了優(yōu)化條件的限制
第5章 離合器從動盤設計
5.1從動盤結構介紹
在現(xiàn)代汽車上一般都采用帶有扭轉減振的從動盤,用以避免汽車傳動系統(tǒng)的共振,緩和沖擊,減少噪聲,提高傳動系統(tǒng)零件的壽命,改善汽車行使的舒適性,并使汽車平穩(wěn)起步。從動盤主要由從動片，從動盤轂，，摩擦片等組成，由下圖5.1可以看出，摩擦片1，13分別用鉚釘14，15鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片5用限位銷7和減振12鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在一起了。在從動片5和減振盤12上圓周切線方向開有6個均布的長方形窗孔，在從動片 和減振盤之間的從動盤轂8法蘭上也開有同樣數(shù)目的從動片窗孔，在這些窗孔中裝有減振彈簧11，以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片6，9。當系統(tǒng)發(fā)生扭轉振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉動，系統(tǒng)的扭轉能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。
圖5.1 帶扭轉減振器的從動盤
1，13—摩擦片；2，14，15—鉚釘；3—波形彈簧片；4—平衡塊；5—從動片；6，9—減振摩擦；7—限位銷；8—從動盤轂；10—調(diào)整墊片；11—減振彈簧；12—減振盤
5.2從動盤設計
從動盤總成由摩擦片，從動片，減震器和從動盤穀等組成。它雖然對離合器工作性能影響很大的構件，但是其工作壽命薄弱，因此在結構和材料上的選擇是設計的重點。從動盤總成應滿足如下設計要求：（1）為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能??；（2）為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等從動盤應具有軸向彈性；（3）為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減振器；（4）要有足夠的抗爆裂強度
5.2.1 從動片的選擇和設計
設計從動片時要盡量減輕質量，并使質量的分布盡可能靠近旋轉中心，以獲得小的轉動慣量。這是因為汽車在行駛中進行換檔時，首先要分離離合器，從動盤的轉速必然要在離合器換檔的過程中發(fā)生變化，或是增速（由高檔換為低檔）或是降速（由低檔換為高檔）。離合器的從動盤轉速的變化將引起慣性力，而使變速器換檔齒輪之間產(chǎn)生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與從動盤的轉動慣量成正比，因此為了減小轉動慣量，從動片都做的比較薄，通常是用1.3~2.0㎜厚的薄鋼板沖壓而成,為了進一步減小從動片的轉動慣量,有時將從動片外緣的盤形部分磨至0.65～1.0㎜,使其質量更加靠近旋轉中心。
為了使離合器結合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都作成具有軸向彈性的結構，這樣，在離合器的結合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的，從而保證離合器所傳遞的力矩是緩和增長的。此外，彈性從動片還使壓力的分布比較均勻，改善表面的接觸，有利于摩擦片的磨損。
具有軸向彈性的的傳動片有以下三種形式：整體式的彈性從動片，分開式的彈性從動片、及組合式彈性從動片。
在本設計中，因為設計的是哈飛路寶微型轎車的離合器，故采可以用整體式彈性從動片，離合器從動片采用2㎜厚的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑?jīng)Q定，在這里取200㎜，內(nèi)徑由從動盤轂的尺寸決定，這將在以后的設計中取得。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產(chǎn)生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷，還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口。
5.2.2從動盤轂的設計
從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩由表5.1選?。?
一般取1.0～1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經(jīng)調(diào)質處理，表面和心部硬度一般26～32HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應進行高頻處理。取，mm，mm，mm，mm，MPa。
驗證：擠壓應力的計算公式為：
式中，P為花鍵的齒側面壓力，它由下式確定：
從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底。
，分別為花鍵的內(nèi)外徑；
Z為從動盤轂的數(shù)目；取Z=1
h為花鍵齒工作高度；
得N，MPaMPa，合格。
表5.1 花健的的選取
摩擦片的外徑
/mm
/N.m
花健尺寸
擠壓應力
/MPa
齒數(shù)
n
外徑
/mm
內(nèi)徑
/mm
齒厚
/mm
有效齒長
/mm
160
49
10
23
18
3
20
9．8
180
69
10
26
21
3
20
11．6
200
108
10
29
23
4
25
11．1
225
147
10
32
26
4
30
11．3
250
196
10
35
28
4
35
10．2
280
275
10
35
32
4
40
12．5
300
304
10
40
32
5
40
10．5
325
373
10
40
32
5
45
11．4
350
471
10
40
32
5
50
13．0
5.2.3摩檫片的材料選取與從動片的固緊方式
摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車的的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求：
（1）應具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數(shù)的影響小。
（2）要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。
（3）要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好
（4）熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦
（5）磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面
（6）油水對摩擦性能的影響應最小
（7）結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象
由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數(shù)大約在0.3左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定，溫度，滑磨速度及單位壓力的增加都將摩擦系數(shù)的下降和磨損的加劇。 所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數(shù)（可達0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。
5.3扭轉減震器設計
1減振彈簧的設計
減振彈簧的安裝位置
，
結合mm，得取70mm，則。
Z為減振彈簧的個數(shù)，按表5.2選擇：
取Z=6
表5.2 減振彈簧個數(shù)的選取
摩擦片的外徑D/mm
225～250
250～325
325～350
〉350
Z
4～6
6～8
8～10
〉10
圖5.2 扭轉減振器
4．減振彈簧尺寸
（1）選擇材料，計算許用應力
根據(jù)《機械原理與設計》(機械工業(yè)出版社)采用65Mn彈簧鋼絲， 設彈簧絲直徑mm,MPa,MPa。
（2）選擇旋繞比，計算曲度系數(shù)
根據(jù)下表選擇旋繞比
表3.11 旋繞比的薦用范圍
d/mm
C
確定旋繞比，曲度系數(shù)
（3）彈簧的工作圈數(shù)為3圈
（4）彈簧絲直徑D=20mm
（5）彈簧的自由高度h=160mm
在本設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接，采用這種方法后，當在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強度，同時，當釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表面上對摩擦系數(shù)的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等優(yōu)點。
5.3本章小結
本章主要介紹了從動盤的設計，具體介紹了減震彈簧等的尺寸設計，并沒有涉及到優(yōu)化條件的限制。
第6章 操縱機構設計
汽車離合器操縱機構是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和接合的一套機構。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內(nèi)的分離軸承。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機構首先要求操作輕便。輕便性包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應過大，另一方面是應有踏板形成的校正機構。離合器操縱機構按分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機械式、氣壓助力液壓式等等。
離合器操縱機構應滿足的要求是：
（1）踏板力要小，轎車一般在80～150N范圍內(nèi)，貨車不大于150～200N；
（2）踏板行程對轎車一般在mm范圍內(nèi)，對貨車最大不超過180mm；
（3）踏板行程應能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復原；
（4）應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構因受力過大而損壞；
（5）應具有足夠的剛度；
（6）傳動效率要高；
（7）發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。
機械式操縱機構有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結構簡單，工作可靠，但是機械效率低，質量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠距離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命短，機構效率不高。
本次設計的普通輪型離合器操縱機構，采用液壓式操縱機構。液壓操縱機構有如下優(yōu)點：
（1）液壓式操縱，機構傳動效率高，質量小，布置方便；便于采用吊掛踏板，從而容易密封，不會因駕駛室和車架的變形及發(fā)動機的振動而產(chǎn)生運動干涉；
（2）可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動系產(chǎn)生的動載荷，正由于液壓式操縱有以上的優(yōu)點，故應用日益廣泛，離合器液壓操縱機構由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。
6.1離合器踏板行程計算
踏板行程由自由行程和工作行程組成：
（6.1）
式中，為分離軸承的自由行程，一般為mm，取mm；反映到踏板上的自由行程一般為mm；、分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦片面數(shù)；為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：mm，取mm；、、、、、為杠桿尺寸。
圖6.1 液壓操縱機構示意圖
6.2踏板力的計算
踏板力為
?。?.2）
式中，為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；為操縱機構總傳動比，；為機械效率，液壓式：%，機械式：%；為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。N，，%；則
N
合格。
分離離合器所作的功為
式中，為離合器拉接合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力，N，則
J
合格。
6.3 分離軸承的選取
分離軸承在工作中主要承受軸向力，在離合器分離時，由于分離軸承的旋轉，在受離心力的作用下，還承受徑向力。在傳統(tǒng)離合器中采用的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承。而在現(xiàn)代汽車離合器中主要采用了角接觸式的徑向推力球軸承，并由軸承內(nèi)圈轉動。
本設計的是拉式膜片彈簧離合器，采用如圖（6.1）的的自動調(diào)心式分離軸承裝置，圖中在軸承外圈2和分離套筒5外凸緣和外罩殼3之間以及內(nèi)圈1與分離套筒內(nèi)凸緣之間都留用徑向間隙，這些間隙保證了分離軸承相對于分離套筒可徑向移動1mm左右。在外圈2與分離套筒5的端面之間裝有以波形彈簧片4，用以將外圈緊緊頂在分離套筒凸緣的端面上，使軸承在不工作時不會發(fā)生晃動。當膜片彈簧旋轉軸線與軸承不同心時，分離軸承便會自動徑向浮動到與其同心的位置，以保證分離軸承能均勻壓緊各分離指舌尖部。這樣可減小振動和噪聲，減小分離指與分離軸承端面的磨損，使軸承不會出現(xiàn)過熱而造成潤滑脂的流失分解，延長軸承壽命。另外，分離軸承由傳動的外圈轉動改為內(nèi)圈轉動、外圈固定不轉，由內(nèi)圈來推動分離指結構，適當?shù)卦龃罅四て瑥椈傻母軛U比，且由于內(nèi)圈轉動，在離心力作用下，潤滑脂在內(nèi)、外圈間的循環(huán)得到改善，提高了軸承使用壽命。這種拉式分離軸承是將膜片彈簧分離指舌尖直接壓緊在蝶形彈簧6和擋環(huán)7之間，再用彈性鎖環(huán)8卡緊，結構較簡單。
分離軸承的參數(shù)
表6.1 分離軸承參數(shù)表
型號
Cr
ε
n
7014C
48.2KN
1.2
3
4500r/min
則由下式：
得：
h
6.4本章小結
本章主要介紹了操縱結構的設計，以及分離軸承的選擇，選擇自動調(diào)心軸承，有效的改變了原有軸承分離效率低等問題。
結 論
通過以上對膜片彈簧離合器及液壓操縱機構的工作原理的闡述及各構件的計算說明，可以看出離合器操縱機構的設計要從選材，尺寸約束，傳遞發(fā)動機扭矩，駕駛員操作等各方面的綜合考慮。
選材方面：摩擦片選用石棉基材料，保證其有足夠的強度和耐磨性、熱穩(wěn)定性、磨合性，不會發(fā)生粘著現(xiàn)象。扭轉減振器中的扭轉彈簧選用65Si2MnA，其中所含硅成分提高了機件的彈性，所含錳，加強了耐高溫性；設計后的離合器順利通過溫升校核，目的是防止摩擦元件過快地磨損和溫度過高。
在結構設計方面，取消了原有的分離鉤，轉而在壓板與摩擦片之間安裝了一個壓緊彈簧，使離合器分離過程徑向力減少，分離的更徹底。在操縱裝置的設計上所選擇的液壓式操縱裝置改變了現(xiàn)有的拉索式操縱裝置摩擦阻力大，傳動效率低、動作剛性程度大、布置復雜等缺點。在離合器蓋子的設計上，在內(nèi)端面鑄造突起，取代了原有的膜片彈簧支撐圈，使離合器內(nèi)部構造簡單化，有效的縮短了離合器的軸向距離。
綜上所述，本次設計數(shù)據(jù)全部通過優(yōu)化條件檢驗，原件所使用的材料基本上符合耐磨，耐壓和耐高溫的要求，而且離合器尺寸合適，適宜安裝，能最高效率傳遞發(fā)動機扭矩，完全符合計劃書及國家標準`
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