载货半挂汽车列车双片膜片弹簧离合器设计

载货半挂汽车列车双片膜片弹簧离合器 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 课程设计说明书 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 目: 载货半挂汽车列车双片膜片弹簧离合器设计 学生姓名 : 学 号 : 专业年级 : 指导教师 : 所属学院 : 2 学号 学生姓名 专业,班级, 载货半挂汽车列车双片膜片弹簧离合器设计 题目 ?满载重量 m=17085kg ?额定转速下的功率 100 / 3000 设计 ?最大转矩 352.8/1200-1400 技术 ?主减速器比 6.33 参数 ?变速器速比?档7.31 ?档4.31 ?档 2.45 ?档1.54 ?档 1.0 ?轮胎类型与规格 9.00-20 10层级 1、通过离合器选择完成离合器结构选择。可供选择离合器有周置弹簧、中央弹簧、斜 置弹簧及膜片弹簧离合器并阐明选择原因及优越性。 2、进行离合器设计计算，如果选择膜片离合器，则应描出膜片弹簧工作点位置图。 设计 3、进行飞轮设计并且进行离合器轴强度校验。 要求 4、离合器操纵机构的选择及设计。 5、绘制离合器装配图及零件图，要求1号CAD装配图1张、2号CAD零件图2张。 6、整理、编写课程设计说明书，并出CAD图。 《汽车构造》吉林大学机械工业出版社;《汽车设计》、吉林大学机械出版社 参考 《汽车离合器》、《机械零件设计手册》、《机械制图》等。 资料 指导教师签字 教研室主任签字 3 目录 一.离合器概述„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 1.1离合器设计的基本要求„„„„„„„„„„„„„„„„„ 1.2膜片弹簧离合器结构„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 1.3膜片弹簧离合器的优点„„„„„„„„„„„„„„„„„ 二.离合器摩擦片参数的确定„„„„„„„„„„„„ 2.1摩擦片参数的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 2.2摩擦片基本参数的约束条件„„„„„„„„„„„„„„„ 三.膜片弹簧的设计„„„„„„„„„„„„„„„„ 3.1膜片弹簧基本参数的选择„„„„„„„„„„„„„„„„ 3.2膜片弹簧的弹性特性曲线„„„„„„„„„„„„„„„„ 3.3膜片弹簧基本参数的约束条件„„„„„„„„„„„„„„ 3.4膜片弹簧强度的计算与校核„„„„„„„„„„„„„„„ 四.扭转减振器的设计„„„„„„„„„„„„„„„ 4.1扭转减振器主要参数„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 4.2减振弹簧的计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 五.离合器其他主要部件的结构设计„„„„„„„„„ 5.1从动盘毂的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 5.2从动盘的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 5.3离合器盖结构的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 5.4压盘的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 六.离合器的操纵机构„„„„„„„„„„„„„„„ 6.1离合器操纵机构的要求„„„„„„„„„„„„„„„„„ 6.2操纵机构型式的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 七.设计小结„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 4 一. 离合器的概述 1.1离合器设计的基本要求 1)在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止过载。 2)接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。 3)分离时要迅速、彻底。 4)从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，以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效果，以保证工作温度不致于过高，延长寿命。 6)操纵方便，准确，以减少驾驶员的疲劳。 7)具有足够的强度和良好的动平衡，保证其工作可靠、使用寿命长。 在本次离合器设计中，采用膜片弹簧离合器 1.2膜片弹簧离合器结构 膜片弹簧离合总成有膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。 1) 离合器盖 离合器盖一般为120?或90?旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮联结在一起。离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。 2)膜片弹簧 膜片弹簧式离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周表面上开有许多均布的长径向槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形窗孔，可以穿过支承铆钉，这部分称之为分离指;从窗孔底部至弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。 3)压盘 压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连。压盘靠近外圆周处有断续的环状支承凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。 4)传动片 离合器接合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间 5 的摩擦力使从动盘转动;在离合器分离时，压盘相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作均由传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转;在离合器分离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。 5)分离轴承总成 分离轴承总成由轴承、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。目前国产汽车中多使用角接触球轴承，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。 1.3膜片弹簧离合器的优点 膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有的优点: ?膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性; ?膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小;?高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定;?膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，摩擦均匀;?易于实现良好的通风散热，使用寿命长;?膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡好。 二. 离合器摩擦片参数的确定 2.1摩擦片参数的选择 2.11初选摩擦片外径D、内径d、厚度b. 1)在确定外径D时，有下列经验 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 可供初选时使用 352.8KTD= (mm)=15* =422.62mm Demax KK为直径系数 ?轿车=14.6 DD K?轻、中型货车 a.单片离合器=16.0-18.5 D K b.双片离合器=13.5-15.0 D K?重型车=22.5-24.0 D 6 2) 内径d: d=(0.53-0.70)D 符合汽车离合器面片规定 3)厚度b: 有3.2mm 3.5mm 4.0mm三种 选择 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 尺寸 23D/mm d/mm b/mm F/ c=d/D 1- mmc 430 230 4 22100 0.535 0.847 2.12离合器的摩擦力矩、压紧力F以及单位压力. TPc0 ?摩擦力矩: =×=2×352.8=705.6 N*m TT,cemax 离合器后备系数β的取值范围 车型 后备系数 , 1.20-1.75 乘用车及最大总质量小于6t的商用车 1.50-2.25 最大总质量为6-14t的商用车 1.80-4.00 挂车 T,Tcemax705.6/0.34165()，，?压紧力F: F====3.56N fzRfzRcc f----摩擦因数 (0.25-0.3) z----摩擦面数 (z=2i=4) 1 R--平均摩擦半径 R=(D+d) cc4 F43.56，4F=PP?单位压力: === =0.15Mpa 002222A,(430-230),,()Dd 摩擦片选择采用石棉基材料 ？ 2.2摩擦片的基本参数约束条件 v1)摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度不超过65-70 m/s,即 D ,,3n10v =D ×=67.51 m/s 65-70 m/s ,emaxD60 2) 摩擦片的内外径之比C应在0.53-0.70的范围内，即 0.53 C=0.535 0.70 ,, ,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 7 值应在一定范围内，最大范围为1.80-4.00，即 1.2 =2 4.0 ,,, 4)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R0 约为50mm,即 d =(0.60-0.75)=0.65*115=74.75 mm R02 2+50 mm=2 *74.75+50=165mm R0 d=230 mm ,2+50 mm=165 mm R0 5)单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即 4Tc,2,2 = =0.17×mm[]=0.40×mm 1010TT,c0c022,,zDd() 2单位摩擦面积传递转矩的许用值 mm(N*m /) 离合器规格D/mm 210 >210-250 >250-325 >325 , ,20.28 0.30 0.35 0.40 10[]/ TC0 6)单位压力根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，的最大范围为PP000.10-1.50 MPa,即 0.10 MPa P =0.11 MPa 1.50 MPa ,,0 7)离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即 总滑磨功(J): 222,nmrear() W = =68756.88 式中 221800iig0 imr为汽车总质量(kg)， 为汽车滚动半径(m)，为汽车起步时所用变速器的gar in档位传动比(此处用2档)，为主减速器的传动比，为发动机转速(r/min),0e计算时乘用车取2000r/min,商用车取1500r/min. 4W22mmmm,, 单位摩擦面积的滑磨功 ==0.166 J/ [ ]=0.25 J/ ,22,,z(Dd) 2 2 2,,,轿车[]=0.40 J/mm轻货,,=0.33 J/mm重货,,=0.25 J/mm 8 三. 弹簧膜片的设计 3.1膜片弹簧基本参数的选择 蝶形弹簧结构尺寸如下: 初选: H1) 板厚h为2-4mm，取h=4mm, 一般为1.5-2.0 H=2h=8mm h Rc2) 选拉式膜片弹簧，r值应大于或等于 r=166mm R; =1.2-1.35 R =200mm r 3) 圆锥底角的选择。 =arc tan H/(R-r)=13.24? ,, 4)分离指数目n的选取 n=18 (24大 12小) r5)小端内半径r及轴承作用半径r的确定。 r=42mm =45mm f010 33180r >r ; r > r 花键轴r d=k* =4.2* =24mm Tf0eemax ,,r,,6) 切槽宽度，及半径的确定 ; =3.2-3.5mm =9-10mm 12e12 rr,, 的取值应满足 rr,,, 91mm 。初选=3.3mm =9.5mm ,ee12e2 r=160mm e RrR7) 压盘加载点半径和支撑环加载点半径的确定， =194mm 111 rRr 应略大于r且尽量接近r, 应略小于R且尽量接近R. =170mm 1118) 材料选择 : 硅锰钢 60Si2MnA 3.2膜片弹簧的特性曲线 ,1)碟形弹簧的载荷F与变形量弹性公式 ,4Eh2[(H,,)(H,,/2)，h] F= 22(1,,)DA 9 ,E—钢片弹性模量，钢E=206Gpa ; ,泊松比,钢=0.3 , A—碟形弹簧系数,根据D/d查表 D/d A C C 21 1.3 0.388 1.044 1.092 1.4 0.464 1.062 1.135 1.5 0.523 1.098 1.178 1.6 0.571 1.124 1.219 1.7 0.612 1.149 1.260 ,3) 做F-的特性曲线: 324h3EH,,,22公式: ,,，，FHh[()],22(1-)22MDA T,emax4F,,F,,(0.8~1.0)H10=5.4mm 该点弹簧压力 =3.66* ?工作点B: HBfZRc 410?更换点A: ==1.4mm FF =0.76* ,,,,sz*,ABAB 422F,f(,)10?最高点M : =3.6mm =2.82* ,,H,H/3,2h/3MMM ,，,MN4F,f(,)H,,,10?翻转点H : =6mm =3.70* HHH2 422F,f(,),,H，H/3,2h/310?最低点N : =8.5mm =3.82* NNn ,,,，,,,,，,SZ?彻底分离点C: =9.4mm cbb ',S,S其中: —一个摩擦片允许磨损量, —摩擦片间分离间隙 '',S,0.5~1,S--铆接摩擦片允许磨损量mm; ',S,2胶粘摩擦片允许磨损量mm 4)特性曲线: 10 3.3膜片弹簧基本参数的约束条件 ?为了满足离合器使用性能要求，弹簧的与初始底锥角应在一Hh,,,HRr()定范围内，即 1.6 =2 2.2 Hh,, 9 ? =13.5?15? ,,,HRr(),,?弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 1.201.211.35,,,Rr 7 02100100,,,Rh 3.54.765.0,,,Rr0 ?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应r1位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 (D+d)/4=165?r1=170mm?D/2=215 r?根据弹簧结构布置要求，R与R 、r与r、与r之差应在一定范围内，即 f110 167,,,,RRmm1 046,,,,rrmm 1 3 04,,,,rrmm f0 ?杠杆比应在一定范围内选取，即: Rrf1,3.56.209.0,,, 拉式 膜片弹簧: Rr11, 3.4膜片弹簧的强度计算与校核 碟形弹簧应力,变形公式 4E,,,，,,, 其中 [(/2)]1.07Gpa[]1.5CHChGpa,,,1222,(1)DA, 11 C2,,,H，h,,,，,SZ=12.184mm =11.2mm CBC1 两者比较取小值 =11.2m ,c 二、离合器设计计算 1.9接合时每个弹簧压紧力F=F/m 0 ′1.10分离时每个弹簧压紧力F= (N) FF，,00 ——弹簧压缩变形引起的附加载荷; ,F ,F,,,,M,,SZ,M ,,——离合器分离时弹簧变形量; M——弹簧的刚度; ,S——分离时各片的间隙。 ,S单片 =0.85~1.3mm ,S=0.75~0.9mm 双片 ,S多片 =0.2~0.4mm Z——摩擦面数 1.11弹簧的刚度M 4GdM, (N/mm) 38nD2 ,1.12离合器压缩弹簧的扭转应力: n 8k(F，,F)D02,,,[,],900Mpa nn3d, 4c,10.615，式中:K——应力校正系数:k= 4c,4c c=D/d=5~8 (D弹簧中径，d弹簧钢丝直径) 22 1.13初选弹簧钢丝直径d Fkc/[],d=1.75, d要标准化 0n ''',,,,,,,,,,当时,用代替式中;当时,用代替式中 CCC. ,,,,若>设计不合理，重新选择D，H，h并注意工作点B是否选择合理。 h=2~4mm 1.26碟形弹簧分离指数:12)18)24 12 三)离合器轴的选取与校核 1.27离合器轴的扭转强度 TDKe,,,[,],120MPa nn440.2(D,d) D—离合器轴危险断面的外径,如是花键轴取其平均直径. d—离合器轴危险断面的内径 K—应力集中系数:对花键)横孔)环槽K=2，对平缓过渡K=1.1 ,1(28离合器花键轴剪切强度; 4Te,,,[,],30MPa (D，d)bLZ D)d—花键外)内径，b—花键的宽度 L—从动盘轮毂的长度 Z—花键的齿数 ,1(29离合器轴的花键挤压强度 8Te,,,[,],20MPa 22(D,d)LZ 式中等号意义同上。 四、离合器操纵机构 1、踏板力: 轿车、轻型车80~150N 货车150,200 N , 2、踏板行程: 轿车80~150mm 货车180 mm , 3、操纵机构的选择 (1) 机械式操纵机构:杆系、绳索 (2) 液压式操纵机构 4、操纵机构的计算: 分离轴承的轴承行程: bb,S,S，,,,S，,SZofof aa S,其中:分离轴承自由行程。1.5~3.0 mm of b ,杠杆比 a ,反应到踏板上行程: S,KS 其中:K,操纵机构传动系数 13 踏板行程:S200 mm , 自由行程:S,20~30 mm。 1 G—材料的切变模量，钢G=82Gpa，D—弹簧中径(mm)。 2 d—钢丝直径(mm);n—弹簧的工作圈数(有效圈数); 四、扭转减震器的设计 4.1扭转减震器主要参数 4.1(1极限扭矩Tj 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 Tj=(1.5,2.0) Temax对于商用车，系数取1.5。 =352.8 Temax 则Tj=1.5×352.8=529.2 4.1(2扭转角刚度k , ,13K Tj , ,13即k,Tj,13×529.2,6979.6(N?m/rad) , 4.1.3阻尼摩擦转矩Tμ 可按公式初选Tμ Tμ,(0.06,0.17)T emax T取Tμ=0.1 =0.1×352.8=35.28(N?m) emax 4.1.4预紧转矩Tn 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。 TTn满足以下关系:Tn,(0.05,0.15)且TnTμ,35.28 N?m ,emax T而Tn,(0.05,0.15),17.64,52.92 N?m emax 则初选Tn,0.08×352.8=28.224N?m 4.1.5减振弹簧的位置半径 R的尺寸应尽可能大些. 0 R=(0.60,0.75)d/2=69,86.25 0 4.1.6减振弹簧个数Zj 14 当摩擦片外径D250mm时， , Zj=4,6 故取Zj=6 当摩擦片外径D,350mm时， Zj,10 故取Zj=12 4.1.7减振弹簧总压力F , -53F=Tj/R=529.2/82×10=6.941×10N ,0 4.2减震弹簧的计算 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和减振器设计 相关的尺寸。 4.2.1减振弹簧的分布半径R1 R1的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.60,0.75)d/2 得R1=(0.60-0.75)×230/2=69-86.25 式中，d为离合器摩擦片内径，取R1=82 4.2.2减振弹簧尺寸 ?弹簧半径Dc 其一般由布置结构来决定，通常Dc=11,15mm 故取Dc=15mm ?弹簧钢丝直径d 3[,d=8/pDc,]9 3则求得P=F??Zj=6.941×10?12=578N(P是压紧力) 取d=3-4mm取d=4mm [,式中，扭转许用应力]可取550,600Mpa,故取为580Mpa ?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R确定，即 ,1 15 22K= k?1000 Rn=6879.6/1000×82×6=170、5N/mm 1, ?减振弹簧有效圈数 i 43443=G×d/(8DcK)=8×10×4/(8×15×170.5)=4.45 i 44G为剪切弹性模量，钢材:G=8×10-8.3×10MPa ?)减振弹簧总圈数n 其一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为 i n=+(1.5,2)=6 i ,{最小高度Lmin=n(d+)1.1dn=1.1×4.0×6=26.4 , 变形量?L=P/K=578/170.5=3.39 总变形量L=Lmin+?L =26.4+3.39=29.79 0 13预变形量?L=Tn/KZR=28.224×10/(170.5×6×82)=0.336 1 1工作高度L= L-?L=29.79-0.336=29.454} 0 ?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有关。 ,,l(,l,,l,,l) 11 1? L=?L-?L=3.39-0.336=3.054 0"=2.134 ,,2arcsin(,l/2R)1 ,?限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 1 ,,Rsin, 12 R,式中，为限位销的安装尺寸。值一般为2.5,4mm。 21 ,R所以可取为3mm, 为82mm. 21 'd?)限位销直径 'd按结构布置选定，一般 'd,9.5,12mm。 16 '可取为10mm。 d 五、离合器其他主要部件的结构设计 5.1从动盘总成 1)组成:主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。 2)设计要求:1)转动惯量要尽可能小，减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 2)具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，使摩擦面均匀， 减小磨损量。 3)应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。 3)为了使从动盘具有轴向弹性，常用的 方法 快递客服问题件处理详细方法山木方法pdf计算方法pdf华与华方法下载八字理论方法下载 有: 612 a.在从动片的边缘开个“T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。 ,2mmb.扇形波形片，比较薄，转动惯量较小。 c.左、右两摩擦片，成对波形片，弹性行程大。 d.压盘一侧铆有波形片，强度高，传递扭矩的能力大。 5.11离合器从动盘毂的设计 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，一般采用齿侧对中的矩形花键安装在 1.01.4 dmm,24变速器的第一轴上，其轴向尺寸一般取倍的花键轴直径，材，，料一般采用锻钢，并经调质处理。 从动盘毂花键的尺寸表2-7 摩擦片发动机最大转花键尺寸 挤压应力 , Mpa外径 矩齿数n 外径D’内径d’齿厚有效尺cD/mm T/(N?m) /mm /mm t/mm 长l/mm emax 300 304 10 40 32 5 40 10.5 5.12离合器轴的设计与校核 1.离合器轴的计算, CrCr?选材:40调质钢可用于载荷较大而无较大冲击的重要轴，初选40调质。 17 P3?确定轴的直径, 式中A为材料与受载情况决定的系数，见表 dA,n A取103 所以d=33.15mm 取标准值d=38mm 1)离合器轴的扭转强度 TDKe,,,[,],120MPa nn440.2(D,d) D—离合器轴危险断面的外径,如是花键轴取其平均直径. d—离合器轴危险断面的内径 K—应力集中系数:对花键)横孔)环槽K=2，对平缓过渡K=1.1 ,; 2)离合器花键轴剪切强度 4Te,,,[,],30MPa (D，d)bLZ dbD)—花键外)内径，—花键的宽度6 L—从动盘轮毂的长度 Z—花键的齿数 ,3)离合器轴的花键挤压强度 8Te,,,[,],20MPa ,,11.3满足。 Mpa22(D,d)LZ 5.13摩擦片 摩擦片在性能上的要求应满足: 1)摩擦因数较高且稳定，工作温度，单位压力、滑磨速度的变化对其影响较小。 2)具有足够的机械强度和耐磨性。 3)密度要小，以减小从动盘的转动惯量。 4)热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。 18 5)磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。 6)接合平顺而不产生‘咬合’或‘抖动’现象。 7)长期停放后，摩擦表面间不发生‘粘着’现象。 0.30.45 在该设计中采用石棉基摩擦材料，摩擦因数较高(约为)，密度较小，制造容易，价格低等优点。但它性能不够太稳定，受温度，压力影响大。 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，更换方便，但利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，厚度利用率高，但更换困难，无轴向弹性，可靠性低。 5.14从动片 从动片要求质量低，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料常用碳钢板(如 1.32.5 mm3540 HRC50号)或低碳钢板(如10号)。一般厚度为，表面硬度为. 5.15波形片和减振弹簧 1mm65Mn4046 HRC,厚度小于，硬度为，并经过表面发蓝处波形片一般采用 65Mn602SiMnA50CrVA理。减振弹簧常采用、、等弹簧钢丝。 5.2离合器盖总成 离合器盖总成除了压紧弹簧外，还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支撑环等。 5.21离合器盖 对离合器盖结构设计的要求: 2.54 mm1)应具有足够的刚度，可采取如下措施:适当增大盖的板厚，一般为， 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)盖的膜片弹簧支撑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 窗孔，或在盖上加设通风扇片等。 5)乘用车及载质量较小的商用车的离合器盖一般采用08、10钢等低碳钢板。 5.22压盘 19 对压盘结构设计的要求: 1)压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，防止其产生裂纹和破碎。 1525 mm2)压盘应具有较大的刚度，使压力分布均匀，厚度约为。 3)与飞轮保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于 。 1520 gcm, 4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。 压盘的厚度初步确定后，应根据下式来校核离合器一次接合的温升 Dd,W,22mVht,; ,,,,,,mc4 W,,,,,整理得 8.12? 式中:为压盘温升(?)，不超tt,,Dd22,hc(),,4 810 过?;为压盘的比热容，铸铁:?);为压盘的质量cmcJ,,481.4/(kg();为传到压盘的热量所占的比例，中间压盘:;为铸铁密度，kg,,0.5,, 3取; 7800/kgm 压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁， HT200HT250HT300170227 HBS一般采用、、，硬度为。 5.23传动片 34 23 0.51.0 mm传动片常用组，每组片，每片厚度为，一般由弹簧钢65Mn带制成。 5.24分离杠杆装置 对于分离杠杆装置的结构设计: 1)分离杠杆应具有较大的弯曲刚度，以免分离时杆件弯曲变形过大，减小了压 盘行程，使分离不彻底。 2)应使分离杠杆支撑机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干涉。 3)分离杠杆内端高度应能调整，使各内端位于平行于压盘的同一平面，其高度 ,0.2mm差。 4)分离杠杆的支撑处应采用滚针轴承、滚销或刀口支承，以减小摩擦和磨损。 5)应避免在高速转动时因分离杠杆的离心力作用而降低压紧力。 20 6)为了提高通风散热能力，可将分离杠杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风。 0835分离杠杆主要由低碳钢板冲压和等中碳钢锻造成形(锻件硬度为131156 HBS)而成。 5.25支承环 3.04.0 mm支承环和支承铆钉的安装精度要高，耐磨性要好，一般采用的碳素弹簧钢丝。 六.离合器操纵机构 6.1离合器操纵机构的要求 ?踏板力:踏板力要小，轿车、轻型车80~150N ;货车150,200 N. , ?踏板行程:a.轿车80~150mm;货车180 mm. , b.踏板行程设计可调. c.踏板行程有限位装置. ?有足够的刚度，传递效率高。 ?发动机的振动及车架的变形不影响其正常工作。 6.2操纵机构的选择 (1) 机械式操纵机构:杆系、绳索 (2) 液压式操纵机构:广泛应用 6.3操纵机构的计算: ?分离轴承的轴承行程: bb,S,S，,,,S，,SZofof aa 21 b其中:分离轴承自由行程。1.5~3.0 mm;,杠杆比 S,ofa ?踏板行程: ,S,KS 其中:K,操纵机构传动系数(传动比) S200 mm , ?自由行程:S,20~30 mm 1