目錄一、 離合器概述2
二、 設計要求及技術引數2
(一) 設計基本要求2
(二) 技術引數2
三、 結構方案分析2
(一) 從動盤數的選擇2
(二) 壓緊彈簧和布置形式的選擇3
四、 離合器主要引數選擇3
(一) 後備係數3
(二) 摩擦因數f、摩擦面數z和離合器間隙△t3
(三) 單位壓力p04
(四) 摩擦片外徑d、內徑d和厚度b5
(五) 對所取摩擦片標準尺寸進行驗證5
五、 離合器的設計與計算6
(一) 離合器基本引數的優化6
六、 膜片彈簧的設計7
(一) 膜片彈簧的彈性特性曲線8
(二) 膜片彈簧的基本引數的選擇8
(三) 特性曲線的繪製9
七、 膜片彈簧的強度計算與校核12
八、 膜片彈簧的優化設計13
九、 主要零部件的設計14
(一) 扭轉減震器的設計14
(二) 從動盤總成的設計17
(三) 離合器蓋總成的設計19
(四) 壓盤的設計19
一十、 離合器的操縱機構20
一十一、 設計小結20
一十二、 參考文獻21
一、 離合器概述
對於以內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為乙個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發動機相連的總成。目前，各種汽車廣泛採用的摩擦離合器是一種依靠主從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構、和操縱機構等四部分。
離合器的功用主要的功用是切斷和實現發動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩起步；在換檔時將發動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪之間的衝擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，以防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和雜訊。
二、 設計要求及其技術引數
(一) 設計基本要求：
1） 在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發動機的最大轉矩，並有適當的轉矩儲備，又能防止過載。
2） 接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和衝擊。
3） 分離時要迅速、徹底。
4） 從動部分轉動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的衝擊，便於換檔和減小同步器的磨損。
5） 應有足夠的吸熱能力和良好的通風效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。
6） 操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。
7） 具有足夠的強度和良好的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。
(二) 技術引數:
車型：沃爾沃
整車質量（kg）：1637
最大扭矩/轉速（n·m/rpm）：400/5000
主減速比：3.38
一檔速比：3.77
滾動半徑：306mm
三、 結構方案分析
(一) 從動盤數的選擇：單片離合器
單片離合器：對乘用車和最大質量小於6t的商用車而言，發動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設有一片從動盤。
單片離合器的結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底，採用軸向有彈性的從動盤可保證結合平順。
(二) 壓緊彈簧和布置形式的選擇：拉式膜片彈簧離合器
膜片彈簧是一種由彈簧鋼製成的具有特殊結構的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指部分組成。
1. 膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比，有如下優點：
1) 具有較理想的非線性彈性特性。
2) 兼起壓緊彈簧和分離槓桿的作用。
3) 高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，效能較穩定。
4) 以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻。
5) 通風散熱良好，使用壽命長。
6) 膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。
2. 與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優點：取消了中間支承各零件，並不用支承環或只用乙個支承環，使其結構更簡單、緊湊，零件數目更少，質量更小等。
四、 離合器主要引數的選擇
(一) 後備係數β
後備係數β保證了離合器能可靠地傳遞發動機轉矩，同時，它有助於減少汽車起步時的滑磨，提高離合器的使用壽命。
為可靠地傳遞發動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太小；但是為了使離合器尺寸不致過大，減少傳動系的過載，使操縱更輕便等，後備係數不宜過大。當發動機後備功率較大、使用條件較好時，β取小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為了提高起步能力，減少離合器滑磨，β取大些；貨車總質量較大，β也應該選取大些；採用柴油機時，由於工作比較粗暴，轉矩較不平穩，選取β應比汽油機大些；發動機缸數越多，轉矩波動越小，β也應選取小些。
在開始設計離合器時，一般是參照統計資料，並根據汽車的使用條件，離合器結構形式的特點，初步選定後備係數β。
汽車離合器後背係數β的取值範圍
由於所設計的是轎車的離合器，所以選擇β=1.3
(二) 摩擦因數f、摩擦面數z和離合器間隙△t
摩擦片的摩擦因數f取決於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。摩擦因數f的取值範圍見下表。
表4-1 摩擦材料的摩擦因數f的取值範圍
本次設計初取f = 0.30 。
摩擦面數z為離合器從動盤數的兩倍，決定於離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。本次設計取單片離合器 z = 2 。
離合器間隙△t是指離合器處於正常結合狀態、分離套筒被回位彈簧拉到後極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全結合，在分離軸承和分離槓桿內端之間留有的間隙。該間隙△t一般為3～4mm 。本次設計取△t =3 mm 。
(三) 單位壓力p
摩擦面上的單位壓力p的值和離合器本身的工作條件,摩擦片的直徑大小,後備係數,摩擦片材料及質量等有關。
離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣單位壓力p較小為好。當摩擦片的外徑較大時也要適當降低摩擦片摩擦面上的單位壓力p。因為在其它條件不變的情況下，由於摩擦片外徑的增加，摩擦片外緣的線速度大，滑磨時發熱厲害，再加上因整個零件較大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻，為了避免這些不利因素，單位壓力p應隨摩擦片外徑的增加而降低。
選取時應考慮離合器的工作條件、發動機後備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和後備係數等因素。 p 取值範圍見表4-2。
表4-2 摩擦片單位壓力p的取值範圍
p選擇：0.10 mpa ≤ p0 ≤ 1.50 mpa ，本次設計初取 p = 0.3mpa 。
(四) 摩擦片外徑d、內徑d和厚度b
摩擦片外徑是離合器的重要引數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。
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