离合器设计使用说明50843

1、目录离合器结构设计1.1离合器结构选择与论证1.2离合器结构设计要点1.3离合器主要零件的设计离合器的设计计算及说明-72.1离合器设计所需数据2.2摩擦片主要参数选择2.3摩擦片基本参数设计优化2.4膜片弹簧主要参数的选择2.5膜片弹簧的优化设计2.6膜片弹簧的载荷与变形关系2.7膜片弹簧的应力计算2.8扭转减震器设计2.9减震弹簧的设计2.10踏板行程及踏板力计算2.11从动轴的计算2.12从动盘毂2.13分离轴承的寿命计算三心得体会-25 四参考文献-26离合器的结构设计为了达到计划书所给的数据要求，设计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

2、理选择离合器结构。1.1离合器结构选择与论证1.1.1 摩擦片的选择单片离合器因为结构简单，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，所以被广泛使用于轿车和中、小型货 车，因此该设计选择单片离合器。摩擦片数为1.1.2 压紧弹簧布置形式的选择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9:(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

3、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。但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，其非线性特性在 生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提 高，制造工艺和设计方法

4、的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，我选用膜 片弹簧式离合器。1.1.3 压盘的驱动方式在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种9:(1) 凸台一窗孔式：它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内，通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简单，应用较多;缺点：压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离不彻底。(2) 径向传动驱动式：这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起，此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部分，因 而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；另外，工作时压盘和离合器 盖径

5、向相对位置不发生变化，因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动 和噪声。(3) 径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起，除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的结构特征都与径向传动驱 动方式相同。经比较，我选择径向传动驱动方式。1.1.4分离杠杆、分离轴承分离杠杆的作用由膜片弹簧承担，其作用是通过分离轴承克服离合器弹簧的推力 并推动压盘移动，从而使压盘与从动盘和从动盘与飞轮相互分离，截断动力的传递, 分离杠杆要具有足够的强度和刚度，以承受反复作用在其上面的弯曲应力，分离轴承 的作用是通过分离叉的作用使分离轴承沿变速器前端盖导向套作轴向移动，推动旋转 中

6、的膜片弹簧中部分离前端，使离合器起到分离作用。分离本次设计选用的是油封轴 承，它可以将润滑脂密封在轴承壳内，使用中不需要增加润滑，相比供油式轴承则需 增加。1.1.5离合器的散热通风试验表明，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180 200°C时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度一般在180 °C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 C。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

7、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。膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果，故不需作另外设置。1.1.6从动盘总成从动盘总成由摩擦片，从动片，减震器和从动盘穀等组成。它虽然对离合器工作 性能影响很大的构件，但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重 点。从动盘总成应满足如下设计要求:(1)转动惯量要小，以减小变速器换档时轮齿简单冲击;(2 )应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均 匀，减小磨损。(3 )应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。1、

8、摩擦片要求摩擦系数稳定、工作温度、单位压力的变化对其影响要小，有足够的机械强度和 耐磨性；热稳定性好，磨合性好，密度小；有利于结合平顺，长期停放离合器摩擦片 不会粘着现象的。综上所述，选择石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物、粘结剂(树脂或硅胶)和特种添加剂热压制成，其摩擦系数为0.250.3，密度小，价格便宜，多年来在汽车离合器上使用效果良好。同时，摩擦片从动钢片用铆钉 连接，连接可靠，更换摩擦片方便，而且适宜在从动钢片上装波形弹簧片以获得轴向 弹性。2、从动盘的轴向弹性从动盘的轴向弹性可改善离合器性能，使离合器接合柔和，摩擦面接触均匀，磨 损较小。为使从动盘有轴向弹性，单独制造扇形

9、波状弹簧与从动钢片铆接。波状弹簧 可用比钢片轻薄的材料制造，轴向弹性较好，转动惯量小，适宜高速旋转，且弹簧对 置分布，弹性好。因此设计中选用此类弹簧。3、扭转减震器扭转减震器几乎是现代汽车离合器从动盘上必备的部件，主要由弹性元件和阻尼 元件组成。弹性元件可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 固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避免由发动机转矩主谐量激励引起的共 振。但是,这种共振往往难以避免。汽车行驶在不平的道路上行驶阻力也会时刻变 化。当由于路面不平引起的激力频率与传动系的某阶自振频率重合时，也会发生共振现象。阻尼元件则可有效的耗散此时的振动能量，因而扭转减震器可有效

10、地降低传动 系共振载荷与噪声。扭转减震器的弹性特性，又线性和非线性两种。弹性元件采用圆柱螺旋弹簧的减 震器，其弹性特点为线性。阻尼元件采用摩擦片通过碟形弹簧建立阻尼默片的正应 力，其阻尼力矩比较稳定。因此发动机的扭矩实际上是通过一些弹性元件传递到传动 系的。摩擦式扭转减震器工作原理：离合器工作时，扭矩从摩擦片传给从动钢片再传给 从动盘毂，此时弹簧被压缩，从动钢片相对从动盘毂前移(从动毂边缘上的缺口控制 着钢片与毂的最大位移)。1.2离合器结构设计的要点在进行离合器的具体设计时，首先应保证传递发动机最大扭矩为前提，然后满足 下列条件15:(1 )如前所述，扇形波状弹簧对置分布铆接在从动钢片上，并

11、在从动盘上设置 扭转减震器保证离合器接合柔和，摩擦片制 成一定锥度(从动盘 锥形量约为0.5mm )使其大端面向飞轮，这样从动盘毂在从动轴(即变速器第一轴)花键上易 于滑动，有利于离合器彻底分离。(2)离合器主动部分与从动部分的连接和支撑形式，离合器的主动部分包括飞轮，离合器盖与他们一起转动并能轴向移动的压盘，压盘通过钢片与离合器盖相连, 离合器从动部分有从动盘，从动轴，从动轴装在飞轮与压盘之间，可在从动轴花键上 滑动，设计时把离合器从动轴的前轴承安装在发动机曲轴的中心孔内。(3 )离合器从动轴的轴向定位及轴承润滑，离合器从动轴在安装后应保持轴向 定位，在拆卸时便于离合器中抽出来。因此，设计时

12、使从动轴前轴承外圆与飞轮为过渡配合，而前轴承内圈与从动轴为间隙配合，离合器的从动轴轴向定位是靠从动轴后 轴承来保证的。离合器分离轴承靠注入黄油润滑的，而从动轴前轴承靠油杯定期注入 润滑。 为防止润滑油流到摩擦衬面，造成离合器打滑，除在轴承处安有自紧油封 外，还在飞轮上开泄油孔。(4 )离合器运动零件的限位，离合器处于接合时为使压盘与摩擦片很好接合, 应使分离弹簧与分离轴承之间保持一定间隙，这是分离轴承回位弹簧加以保证。分离 时，应对踏板的最大行程加以限制。1.3离合器主要零件的设计1.3.1从动盘扇形波状弹簧两两对置铆接与从动钢片上，两侧在铆接摩擦片，铆钉都米用铝制 埋头铆钉，摩擦衬面在铆接后

13、腰磨削加工，使其工作表面的不平度误差小于0.2mm，从动盘本体采用45号钢冲压加工得到，为防止其弯曲变形而引起分离不彻底，一般在从动盘本体上设径向切口。1.3.2摩擦片摩擦片在性能上要满足如下要求:摩擦系数稳定，工作温度，滑磨速度，单位压力的变化对其影响;具有足够的机械强度和耐磨性，热稳定性好;有利于接合平顺；4.长期停放离合器摩擦面会发生粘着现象。摩擦片选用材料为石棉基摩擦材料，它是由石棉或石棉织物、粘结剂和特种添加剂热压而成，其摩擦系数为0.2-0.35。石棉基摩擦材料密度小，工作温度小于180 C,价格便宜，使用效果良好，在汽车离合器中广泛使用。1.3.3膜片弹簧膜片弹簧使用优质高精质钢

14、。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料为60SiMnA。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行调质处理，得具有高抗疲劳能力的回火索氏体。要防止膜片内缘离开，同时对膜片弹簧进行强压处理（将 弹簧压平并保持1214小时），使其高压力区产生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，喷丸是© 0.8的白口铁小丸，可提高弹簧的疲劳寿 命。同时，为提高分离指的耐磨性，对其进行局部高频淬火式镀铬。采用乳白镀铬, 若膜片弹簧许用应力可取为15001700N/mm 21.3.4 压盘压盘的材料选用HT20-40铸造制成。它要有一定的质量和刚度，以保证足够的0.8。压盘壳用 M8

15、 X热容量和防止温度升高而产生的弯曲变形。压盘应与飞轮保持良好的对中，并进行静 平衡。压盘的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于12mm螺栓将其一端固定在飞轮端面上，另一端固定在压盘端面上。135离合器盖离合器盖的膜片弹簧支撑处须具有较大的刚度和较高的尺寸精度，压盘高度（丛 承压点到摩擦面的距离）公差要小，支撑环和支撑铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性 好，膜片弹簧的支撑形式采用铆钉作支承时，如果分离轴承与曲轴中心线不同心，可 引起铆钉的过度磨损。提高铆钉硬度的套筒和支承与曲轴中心线不同心，亦可引起铆钉的过度。提高铆钉硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的结构措施，采用10钢材材料、HRC40-50。

16、离合器的设计计算及说明>110 km/h2.1离合器设计所需数据发动机型号EQ6100-1汽车的质量9610 kg传动系传动比1档7.31主减速比6.33发动机最大转矩352N.m/1300(r/min )离合器形式机械、干式、单片、膜片弹簧（压式）操纵形式液压人力操纵摩擦片最大外径f=225mm踏板行程80 150 mm表3.1离合器原始数据ig3 =1.775ig4 =1.000i0=6.17ig1 =5.913ig2 =2.659汽车最大时速2.2摩擦片主要参数的选择采用单片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机扭矩的，为保证可靠度，离合器静摩擦力矩Tc应大于发动机最大扭矩Temax摩擦

17、片的静压力:式中：离合器后备系数(TcTemax(3.1)发动机的最大扭矩可由式：Temax9549 PemaxnP(3.2)求得a 在 1.1 1.3 之间，取 a=1.16，则 Temax 196 N.m(1 )后备系数P是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择8时，应从以下几个方面考虑：a.摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b.防止离合器本身滑磨程度过大；c.要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车P =1.21.75。结合设计实际情况，故选择P =1.5 。则有P可有表3.2查得8=1.5。表3.2离合器后备系数的取值范围车型后备系

18、数8乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.20 1.75最大总质里为614t的商用车1.50 2.25挂车1.80 4.00摩擦片的外径可有式：DKU'Temax(3.3)求得Kd为直径系数，取值见表 3.3 取Kd 16 得D=221.11mm。表3.3直径系数的取值范围车型直径系数Kd乘用车14.6最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.5（单片离合器）13.515.0（双片离合器）最大总质量大于14.0t的商用车22.5 24.0摩擦片的尺寸已系列化和标准化，标准如下表（部分）:表3.4离合器摩擦片尺寸系列和参数外径Dmm160180200225250280300325

19、内径dmm110125140150155165175190厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.51 C30.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.585c' d/D0.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800单面面积cm 2106132160221302402466546摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。可由表3.5查得: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。本题目设计单片离合器，因此Z=2。离合器间隙 t是指离合

20、器处于正常接t 一般为合状态、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接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙厶3 4mm。取 t=4mm 。摩擦材料摩擦因数f石棉基材料模压0.20 0.25编织0.25 0.35粉末冶金材料铜基0.25 0.35铁基0.30 0.50金属陶瓷材料0.4表3.5摩擦材料的摩擦因数的取值范围离合器的静摩擦力矩为:TcfFZRc(3.4)与式(3.1 )联立得:12 Te max(3.5)代入数据得：单位压力Po 0.23 M Pa。fzD3 1 C3表3.6摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力P0/MPa石棉

21、基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料模压0.350.50编织金属陶瓷材料0.701.502.3摩擦片基本参数的设计优化(1) 摩擦片外径D (mm )的选取应使最大圆周速度vo不超过6570m/s，即65 - 70 m/sVdnemaxD 10 ' 一 225 10 ' 53.01 m/s60 60(3.6)式中，v。为摩擦片最大圆周速度(m/s ); nemax为发动机最高转速("min)。(2) 摩擦片的内、外径比C'应在0.530.70范围内，即0.53 C'0.670.7(3) 为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止

22、传动系过载，不同车型的P值应在一定范围内，最大范围为1.24.0。(4) 为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器振器弹簧位置直径2Ro约50mm，即d 2R050 mm(5 )为反映离合器传递的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Tc0 Zd20.212 Tc0Z D2 d2(3.7)式中，Tc0为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm 2)，可按表3.6选取经检查，合格。表3.7单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格210210250250 - 325325Tc0 / 10 20. 280. 300. 350. 40(6)为降低离合器滑磨时的热负荷，防止

23、摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力P0的最大范围为0.111.50MPa,即0.10 MPa Po 0.23 MPa 1.50MPa(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，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(3.8)4W2 2Z D2 d2式中,为单位摩擦面积滑磨（J/mm 2）；为其许用值（J/mm 2），对于乘用车:0.40J/mm 2，对于最大总质量小于6.0t的商用车：0.33J/mm 2，对于最大总质量大于6.0t商用车：0.25J/mm 2: 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(3.9)式中，m

24、a为汽车总质量（Kg）; rr为轮胎滚动半径（m ）; ig为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；io为主减速器传动比;e为发动机转速r/min，计算时乘用车取2000 r/min ,商用车取 1500 r/min。其中：i。6.17ig1 5.913rr0.6 mma4325 Kg 代入式(3.9 )W 14431.527代入式（3.80.3270.33，合格。（8）离合器接合的温升t卫 mc式中,t为压盘温升，不超过810 °C;c为压盘的比热容,481.4 J/(Kg -C);丫为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘；0.5 , m为压盘的质量m 3.15Kg代入，t 4.

25、76 °C,合格。2.4膜片弹簧主要参数的选择1. 比较H/h的选择中载荷与变形1之间的此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式（3.10 ）Fi极小值在函数关系可知，当H/h 42时，F2为增函数；H/h 42时，Fi有一极值，而该极值点又恰为拐点；H/h 72时，Fi有一极大值和极小值；当H/h 42时,横坐标上，见图3.1。1- H /h 422- H / h 423-72 H /h 2424- H / h225- H / h242H/h通常图3.1膜片弹簧的弹性特性曲线为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的在1.52范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为24m

26、m，本设计H/h 2，h=3mm ，贝U H=6mm2. R/r选择通过分析表明，R/r越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r常在1.21.3的范围D d内取值。本设计中取 R/r 1.25，摩擦片的平均半径Rc 93.75mm，r Rc41.255。取 r 94mm 则 R 117.5mm 取整 R 118mm 则 Rr3. 圆锥底角汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角a般在915 °范围内，本设计中之间，合格。分离指数常取为arcta nH/R r h/ R r 得 14.32 ° 在）1518，大尺寸膜

27、片弹簧有取24的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取 12的，本设计所取分离指数为18。4. 切槽宽度1 3.2 3.5 mm ，29 10 mm ，取 13 mm ，210 mm ， re 应满足re 2的要求。5.压盘加载点半径Ri和支承环加载点半径ri的确定ri应略大于且尽量接近r , Ri应略小于R且尽量接近R。本设计取Ri116 mm， r,96 mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为60SizMnA，当量应力可取为16001700N/mm 2。6.公差与精度离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度，压力盘高度(从 承压点到摩擦面

28、的距离)公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要 好。2.5膜片弹簧的优化设计(1)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h与初始锥角H/ R r应在一定范围内，即1.6 H/h 22.29 H/ R r14.3215(2)弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.20 Rr 1.2551.3570 2R/h 78.67100（3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径Ri推式:(Dd)/4 Ri D/2拉式:(Dd)/493.75 ri 94D/2112.5（4）根据弹簧结构布置要求,Ri 与 R，rf与r。之差应在一定范围内选取，即（或拉式膜片

29、弹簧的压盘加载点半径rj应位于摩擦片的平均半径与外半径之间,R12 60ri0 rfr0 4（5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用,，因此杠杆比应在一定范围内选取,推式:2.3工 4.5Riri拉式:3.5 RI 9.0ri由（4）和（5 ）得仃 34 mm , r。32 mm。2.6膜片弹簧的载荷与变形关系碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图3.2，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。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 槽隔开的挂状部分一一分离指。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

30、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，假象集中在支承点处，用Fi表示，加载点间的相对变形（轴向）为入1,则压紧力Fi与变形入1之间的关系式为：F1 67Eh 1In R/r2r1RiR r1R1riR r 2 hR11(3.10)式中：E弹性模量，对于钢,2.11O5M Pa卩一一泊松比，对于钢，卩=0.3H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./Fl -A.11,"严I. / - d 产1-.图3.2膜片弹簧的尺寸简图表3.8膜片弹簧弹

31、性特性所用到的系数RrR1r1Hh118941169663代入（3.10 ）得Fi321148.37 12225.56 19273.15 1(3.11 )对（3.11 ）式求一次导数，可解出入i=Fi的凹凸点，求二次导数可得拐点。凸点:12.96mm 时，R 11796.93N凹点:17.04 mm 时，F16748.98 N拐点:15 mm 时，Fj 9273N2、当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为F2，对应此载荷作用点的变形为入2。由R1F10.32F1(3.12)1f2R113.1 1(3.13)列出表3.8:表3.9膜片弹簧工作点的数据12.96

32、7.04529.182.18215.5F111796.936748.989273F23775.022159.672967.36膜片弹簧工作点位置的选择。从膜片弹簧的弹性特性曲线图分析出，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧压平位置，而1H 1M 1N /2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B 一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般1B0.81.01H，以保证摩擦片在最大磨损限度入范围内压紧力从Fib到Fia变化不C点应尽大。当分离时，膜片弹簧工作点从 B变到C，为最大限度地减小踏板力,量靠近N点。为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F

33、ia应大于或等于新摩擦片时的压紧力Fib，见图3.O转动3。2.7膜片弹簧的应力计算假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点（图3.4）。断面在0点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，0点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于中性 点0。令X轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意点的切 向应力为:E X/2 yt 12e X(3.14)图3.3膜片弹簧工作点位置式中©碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）a碟簧部分子有状态时的圆锥底角e 碟簧部分子午断面内中性点的半径(3.15)e= (R-r) /I

34、n(R/r)为了分析断面中断向应力的分布规律，将（3.14）式写成Y与X轴的关系式:(3.16)rA图3.4切向应力在子午断面的分布t在X-Y坐标系里以将（-）看成由上式可知，当膜片弹簧变形位置©定时，一定的切向应力a 呈线性分布。t 0时Y （ ）X，因为（一）的值很小，我们可2 2tg（2），由上式可写成Y tg（?）X。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点0而与X轴承（-）角的直线上。从式（3.16 ）可以看出当X e时无论取任何2值，都有Y （-）e。显然，零应力直线为K点与0点的连线，在零应力直线内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。由此可

35、知，碟簧部分内缘点B处切向压应力最大,A处切向拉应力最大，分析表明，B点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核B处应力就可以了，将B点的坐标X=(e-r )和 Y=h/2 代入(3.17)式有:(3.17)e e r 2tB盯令d2Bd0可以求出切向压应力达极大值的转角由于:R r 118 94e In (Rr) ln (118/94)105.55 mm所以： p0.38， tB -2047.39 N/mm 2B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力F2作用下还受有弯曲应力:6 rrf F2rBn br h2(3.18)式中n分离指数目n=18br单个分离指的根部宽因此:br23218 1

36、811.17 mmrB 689.80 N/mm 2由于CrB是与切向压应力(T tB垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论,的当量应力为:BjrBtB 689.802047.391357.59 N/mm 2Bj Bj1700 N/mm 2膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能力,般要经过以下工艺：先对其进行调质处理，得到具有较高抗疲劳能力的回火索氏体,对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持1214h ），使其高应力区产生塑性变 形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，提高弹簧疲劳寿命，对 分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。故膜片弹簧和当量

37、应力不超出允许应力范围，所以用设数据合适。2.8扭转减振器设计减震器极转矩Tj1 .5Temax294 N m摩擦转矩Tu0.17Temax49.98N m预紧转矩Tn0.15Temax44.1N m极限转角j3 12 °扭转角刚度k13T j3822 N m/rad详细见图3.5。2.9减振弹簧的设计1 .减振弹簧的安装位置R0(0.60 - 0.75) d/2，结合 d 2R050 mm，得R0取49 mm，则盏0.6533。2 .全部减振弹簧总的工作负荷PzPz Tj/Rj 6000N3 .单个减振弹簧的工作负荷PP Pz/Z 1000 N式中Z为减振弹簧的个数，按表3.9选择

38、:取Z=6表3.10减振弹簧个数的选取摩擦片的外径D/mm225 250250 325325350350Z4668810103.5扭转减振器4 .减振弹簧尺寸(1 )选择材料，计算许用应力根据机械原理与设计(机械工业出版社)采用65Mn弹簧钢丝，设弹簧丝直径 d 4 mm, b 1620 MP a, 0.5 b 810 MPa。(2)选择旋绕比，计算曲度系数根据下表选择旋绕比表3.11旋绕比的荐用范围d/mm0.2 0.40.45 11.12.22.5 67161842C71451251049484 6确定旋绕比C 4，曲度系数K(4C1)/(4C4)0.615/C 1.40(3 )强度计算8

39、KF2C4mm，与原来的中径D2 Cd 16mm ;外径 DD2 d 20 mm(4 )极限转角j 2arcsinl2R312。取 j 3.823。，则 l 3.269mm(5 )刚度计算弹簧刚度 k (F1F2)/ l 152.95mm其中，F2为最小工作力,F20.5R弹簧的切变模量G 80000MPa，则弹簧的工作圈数G l d8F1C3Gd8C兀 4.086总圈数为ni 6弹簧的最小高度l min dn16mm减振弹簧的总变形量l P/k6.538 mm减振弹簧的自由高度1 minl22.538 mm(9)减振弹簧预紧变形量l1T0.538mm kZRc(10)减振弹簧的安装高度101

40、122 mm(11)定位铆钉的安装位置取 R2 52 mm ，贝Uj 3.859364477 °， l 3.30 mm ， k 151.52 mm ，n 4.12，合格。2.10踏板行程及踏板力计算汽车离合器操纵机构是驾驶员用来控制离合器分离又使之柔和接合的一套机构。它始于离合器踏板，终止于离合器壳内的分离轴承。由于离合器使用频繁，因此离合 器操纵机构首先要求操作轻便。轻便性包括两个方面，一是加在离合器踏板上的力不 应过大，另一方面是应有踏板形成的校正机构。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。离合器操纵机构应满足

41、的要求是3:踏板力要小，轿车一般在 80150N范围内，货车不大于150200 N ;踏板行程对轿车一般在80150mm范围内，对货车最大不超过180 mm ;踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可复原;应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏;应具有足够的刚度;传动效率要高;发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式，杠传动结构简单，工作可得：S 131 mm， S127.77 mm，合格。靠，但是机械效率低，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

42、点，但寿命短，机构效率不高。本次设计的普通轮型离合器操纵机构，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;(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，正由于液压式操纵有以上的优点,故应用日益广泛,离合器液压操纵机构由主缸、工作缸、管路系统等部分组成。32120mm，3150 mm， d2135 mm，d167 mmc250 mm，c,21.4 mm， b150 mm，b295 mm2.10.1离合器踏板行程计算踏板行程S由自由行程S

43、1和工作行程S2组成:S2S0fZC2a? b? d 2S一2C1a1b1d1(3.19)1.5 mm ； 反式中，Sof为分离轴承的自由行程，一般为 1.5 3.0 mm，取Sof映到踏板上的自由行程S1 一般为20 30mm ； d1、d?分别为主缸和工作缸的直径;Z为摩擦片面数；S为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：S 0.85 1.30 mm，取 S 1.2 mm ； a1、a2、b1、b2、c1、c2 为杠杆尺寸。a>bi2S0f C2.10.2踏板力的计算踏板力为图3.6液压操纵机构示意图Ff(3.20)式中，F为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力;为操纵机构总传动比，

44、i2a1C1d1为机械效率，液压式：80 90 %， 机械式：7080% ； Fs为克服回位弹簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。F3467.30 N，i 43.26，80% ;则Ff 100.19 N合格。分离离合器所作的功为WL叫1 F)Z S式中，F1为离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力，F1 10835.32N，则WL 21.45 J合格。2.11从动轴的计算1 .选材40Cr调质钢可用于载荷较大而无很大冲击的重要轴，初选40Cr调质。2 .确定轴的直径d AP/n式中，A为由材料与受载情况决定的系数，见表 3.11:表3.12轴常用几种材料的及A值轴的材料Q235-

45、A，20Q275 ， 35(1Cr18Ni9Ti )4540Cr,35Si Mn38SiM nM o,3Cr13/MPa15 2520-3525 4535 56A149 126135-112126 103112 97取A 100，n为轴的转速，n 4500r/min，则d 25.54mm，取 d 36mm。2.12从动盘毂从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax由表3.12选取:一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用碳钢，并经调质处理，表面和

46、心部硬度一般2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。取n 10，d' 35 mm，d28mm， t 4mm， l 35mm， c 10.2MPa。验证：挤压应力的计算公式为:Rcnlt式中，P为花键的齿侧面压力，它由下式确定:p 4Temax(D' d')Z从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底,D'，d'分别为花键的内外径;Z为从动盘毂的数目；取Z=1h为花键齿工作高度；h (D d )/2得 P 12.44 N， c 10.16M Pa 10.2 M Pa，合格。表3.13 花健的的选取摩擦片的外径D /mmTemax /N.m花健尺寸挤压应力c/MPa齿数n外径1D /mm内径1d /mm齿厚t/mm有效齿长l /mm160491023183209. 81806910262132011 . 620010810292342511 . 122514710322643011 . 325019610352843510 . 22802751035324401