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离合器设计参考论文1
重型自卸汽车离合器设计摘 要离合器作为直接连接发动机和传动系统一个独立存在的总成.主要包含 主动部分,从动部分,压紧机构和操纵机构等四部分. 主动部分,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.操作机构是使离合器分离的机构.正是这四部分机构之间相互 协调配合,已达到汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合,换档式将发动机 与传动系分离,减少变速箱内齿轮的冲击. 随着汽车发动机转速，功率的不断提高和汽车电子技术的发展，人们对 离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能来看，传统的推式膜片弹簧 离合器结构正逐渐的向拉式膜片弹簧离合器发展，传统的操作形式正向自动 操作的形式发展。 因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速， 增加离合器的传递转矩的能力和简化操作，已经成为离合器的发展趋势。关键词：离合器，从动部分，压紧机构，操纵机构1Design of Clutch of Heavy Dumper ABSTRACTThe clutch is the lug connection engine and the transmission systems an exist independently total to become.He mainly includes the active division, follower division, compress tightly the mechanism and maneuvering gear etc. four-part cent. Active division, the follower division and compress tightly the mechanism is basic structure that guarantees that the clutch is placed in to join together the condition and can deliver the power also.Operate the mechanism is a mechanism that makes clutch seeparate.Exactly of this four-part cent mechanism moderates the fit mutually, joining together engine and transmissions fasten going smoothly while arriving the start of autocar already, the shift gear type fasten engine and transmissions separation, reduce the impact of the speed change case annular gear. Along with the autocar engine revolving speed, the power raises continuously and the development of the autocar electronics, the people's request to the clutch is more and more high.Work from the exaltation clutch function to see, the traditional push make diaphragn spring structure of clutch positive gradual of to tension the diaphragn spring clutch of type deveolp, traditional form of operation just to the form development of the automatic operation. Therefore, the reliability of the exaltation clutch and lengthen its service life, adapt the high revolving speed of the engine, increase the ability and the simplification operations that the clutch delivers the turning moment, have already become the development trend of the clutch. KEY WORDS: The clutch，follower division,compress tightly :the mechanism，maneuvering gear .2目 录前言………………………………………………………………4 第一章 简述…………………………………………………… 7 第二章 原始数据及主要参数的计算………………………… 7 第三章 离合器主要参数的计算……………………………… 8 第四章 离合器的分离机构……………………………………10 第五章 离合器的主要零件的强度计算………………………13 结论…………………………………………………………… 16 参考文献……………………………………………………… 17 致谢…………………………………………………………… 183前言对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系统中作为一个独立的 总成而存在，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。目前，各种汽 车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主，从动部分之间的摩擦来传递且能分 离的装置。 离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系统动力传递，保证汽车 起步时将发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平顺起步；在换档时将发动 机与传动系分离，减少变速器中换档传动系个零部件因过载而损坏；有效的 降低传动系统中的振动和噪声。 现代离合器按不同的分类标准，分类也不一样。比如，按摩擦片的数目 不同分为；单片。双片及多片式离合器。按压紧弹簧类型及布局分为；周布 弹簧离合器，中央弹簧离合器，周布斜置弹簧离合器，默片弹簧离合器。 经阅读收集材料，最后本人觉得选中央弹簧离合器比较合适。 下面我就中央弹簧离合器介绍一下其结构和工作特点 （以东方红665汽车 离合器为例）： 1， 结构特点，（1） 主动部分和压紧机构 主动部分由飞轮。中间主动盘4，压盘2。离合器盖25等主要机件 组成。 离合器盖25用螺栓固定于飞轮上。压盘2后段面3个均布的凸耳嵌 入离合器盖25相应的切口内。中间主动盘4外缘有3个均布的切槽，卡在压装 于飞轮侧壁的3个传动定块7上。这样，压盘2及中间主动盘4即可随飞轮一起 转动又可作轴向移动。 布置于中央位置的螺旋弹簧22，大端支撑于支承凸缘盘24的座槽上，小 端支承于弹簧座17的凸肩上。弹簧17的前端装有压紧杠杆座圈19 。压紧杠杆 23以支撑凸缘盘24前端环台为支点，将压紧弹簧22的张力作用于压盘后端环 台，达到压紧的目的。为适应压紧杠杆在分离和接合过程中的摆动，压紧杠 杆23的内端孔中放有小钢球21，以与座环19活动联结。压紧杠杆共20根。 由于摩擦面在工作中逐渐磨损，压盘2将前移，压紧杠杆23倾斜度增4大。5压紧弹簧22伸长，间隙 δ 变小。在摩擦面磨损不大的情况下，可以通过调整 调整螺钉15进行调整。拧入螺钉15则间隙增大，反之减小。如果摩擦面损失 量较大，则压紧弹簧22将因为过分伸长而使压紧力太低，不能保证离合器 ichuandi足够的扭矩。所以，仅用螺钉15调整是不合适的。为此应该在压紧 弹簧的凸缘盘24的压板13处抽出调整片12 使制成凸缘盘24前移。 压紧杠杆比 约为5.5。这样就可以恢复压紧弹簧的应有的压缩量，以保证离合器的工作。 压紧力可以调整是中央弹簧式离合器的主要特点之一。 （2） 从动部分由前从动5和从动盘3组成的。结构与延安SX250汽车的离合器的从动盘相似。 （3） 分离机构东方红665汽车离合机构由分离套筒组件14 压盘分离弹簧29。中间主动盘分 离弹簧1及分离叉16等组成。2工作情况特点 （1） 接合状态中央弹簧式离合器在接合状态是时，压紧弹簧的张力经过压紧杠杆的放大后 传给压盘，放大的倍数即为压紧杠杆的杠杆比。相应地，为分离离合器而进 一步压缩中央弹簧所需的力。所以中央弹簧式离合器在重型汽车上用的比较 多。而普通的周布置的压紧弹簧则直接作用在压盘上。故不存在上述方的情 况。 （2） 分离和接合过程东方红665汽车离合器的分离机构和接合过程大体与CA10B和GCH汽车相同 , 只是分离过程子中压盘的后移有专门的压盘分离弹簧来保证.6第一章简述离合器采用双片，干式，具有一个矩形断面的锥形中央弹簧的结构，其 操作机构带用气体助力液体传动的装置。离合器的计算分为离合器本身的计 算与传动机构两部分，计算时要先确定主要的参数，然后计算离合器的部件 及主要的零件的强度。第二章 原始数据及主要的参数的计算1发动机的最大扭矩； 2摩擦面数 Z=4 3离合器的摩擦片的尺寸；M max =890N?m估算； 离合器摩擦片的外半径D= 有下表查询， 外径 D/mm 内半 111 径 d/mm 厚度 单位 面积 3.2 106 3.5 132 3.5 160 3.5 221 3.5 302 110 125 140 150 155 160 180 200 225 250100 Te max A ==350.53L， 22803003253503804051601952052203.5 4023.5 4663.5 5464 6784 7294 928可选摩擦片的外半径D=380L 所以初步选定摩擦片的型号 4，摩擦片一面的摩擦面积； F1 =π (D2 ? d 2 )4=3.14 × (3802 _ 2052 ) =3.14×(380×380－250×250) 4÷4= mm 2 由于摩擦片上安装有铆钉， 铆钉孔每片有36个，直径为9毫米 铆钉的面积; 则7f= 36 ×2 π d铆钉4=36×3.14×9×9/4=2290.22 mm 2考虑到铆钉后摩擦片一面的摩擦面积； F2= F1―f=―74.155 mm 2 5 摩擦片的摩擦总面积； F总=4×F2=4× = mm 2 6 压紧杠杆的传动比 i压 =(12.5－5.4)/(13.8－12.5)=5.461 7,离合器的压力弹簧为矩形断面的锥形弹簧，弹簧的工作高度为45+2 MM _1第三章 离合器的只要参数的计算；1 压力弹簧的尺寸； （1） 小端平均半径；r1=51.25L 大端平均半径；r2=83.25L 矩形的端面尺寸；a=17.5 ± 0.25mm B=7.5 m0.15 mm 弹簧的自由长度.H=130 ± 5L 弹簧的有效圈数i=2 （2） 第一圈触合时弹簧的总变形；2 λ触合 =0.25（H- α ）(1+ m0 )(1+ m0 )式中； α =0.567 根据a/b=2.3 查表得到的） （ M=r1/r2=51.25 =0.将已经知道的数据带入上式得；λ触合 =0.25（130－0.567）（1＋0.6156）（1＋0.6）=72.089 ? 72mm （3 ）第一圈触合时弹簧的力；P触合 = GJ ρ ( H 0 ? a ) 2π ir23式中；材料剪切弹性系数;G=78400N ? mO 截面极惯性性矩; J ρ =0.567×7.5 4 =8将已经知道的数据代入上式， P触合 =78400 ×
× (130-17.5) 2 × 3.14 × 2 × 83.253=N （4）,触合以后的弹簧力；0.25 × (H 0 ? a )(4 ? 3 × 3λ=H0 P pm0 4 ) ? P P触合1 ? m0当=130-44=86或者=130-47=83时代入上式得；0.25 × (130 ? 17.5)(4 ? 3 × 3 222.69 P ? 0.6154 4 ) P 222.69 1 ? m0λ==2353N 同理；0.25 × (H 0 ? a )(4 ? 3 × 3λ=H0 P ? pm0 4 ) P P触合 =3131.1N1 ? m0形断面锥形弹簧的计算误差比较大，其计算结果只能作为参考。根据 指导老师介绍， 在实际生产中经实验调整， 重新规定改弹簧的主要参数为； 当弹簧工作高度为45毫米的时间弹簧的压力为2175――2450 2 作用于后压盘的力； P1=5.73×.75N P0 P2=5.73×.85 3 单位压力， P==074.155=0.1596 P==074.155=0.1799 之间选取， 一般推荐可以在0.1274 ----0.196上述数据在推荐范围内 ，故可取。4 离合器摩擦力矩 Mc Mc=P u R i 式中，i ― 摩擦面数=49P――作用于后压盘上的压力，其值等于 P1==14045.85 U摩擦系数 取0.25 P 摩擦片平均半径R=146.25L 将以知数据代入上式 Mc1=.25×0.12.67N?m Mc2=.25×0.14.20N?m 5 离合器的后备系数β =Mc/Mβ Max =Mc1/M=2.047 β min =Mc2/M=2.308一般推荐的重型或牵引列车后备系数可在2。0---3.0范围内。计算在 这个范围内。所以这个方案初步确定可行。 6，离合器的内外径之比； c ' =d/D 式中； d---摩擦片的内半径 D---摩擦片的外半径 C ' =205/380=0.539 一般推荐在0.53-0.68之间。计算结果符合要求第四章 离合器的分离机构S推 = 64.2mm' S活 = S推 ? S推空 ? S活1推杆的行程2 活塞的有效行程式中； S推空 ------推杆的空行程S推空 =5.2mm' ' S活 ------活塞前端油孔的无效行程 S活 =4mm所以 3 滑杆的行程；S活 = 64.2-5.2-4=55mm102 d活 202 S滑 = S活 ? 2 = 55 × 2 = 35.2mm d滑 25114分离轴承的行程;S分 = i S滑 = 70 × 35.2=24.64mm 100i-----分离叉的传动比5 分离弹簧的压缩量& h = S分 ? δδ --分离轴承自有行程取4.5mm=24.64-4.5 =20.14mm 6 分离时摩擦面之间的间隙;& S=&h 4 i压i压 ---压紧杠杆传动比=20.14 = 0.879 4 × 5.73一般推荐对于双片的离合器间隙在0.35--0.75毫米这个范围内， 计算结 果比推荐值大一点，这对离合器是有好处的。 7 分离时踏板总行程；S总 = S推 i踏 = 64.2 × 2.2 = 141.68mmi踏 ----踏板杠杆传动比 8 气体不助力的时间，彻底分离时踏板的力 （1） 分离时锥型弹簧的力确定为2940N （2） 分叉上所需要的力P 分 = P i分 = 3 0 0 × 70 = 2058 N 100（3） 推杆上需要的力P推 = P分2 d活 20 2 = 2058 × 2 = 1317.12 N d 22 25d 2 . d 2 --分别是活塞杆与工作缸的直径4 P踏 = P推 / i踏 = 1317.12 ÷ 2.2=598.7 N 计算值虽然超过了一般推荐的范围，12147-196N 单由于操作机构中的助力因此计算值是可以实施的 9 在助力条件离合器的条件下彻底时踏板上的 {1} 推杆上所需要的力;P推 = 1817.2 N（2） 助力机构对活塞的最大助力效果;P' 助= ?( π r 活2? π r 推2 )=2954.1N' 从计算的结果可以看到, P助 f P ，这是不会成立的在整个' 助力系统中力总是要平衡的，即 P助 = P推 ，这一点是靠助力结构中的随 ' 动作用来保证的。 P助 &P推 就使得 P 增大有了保证，因为矩锥形的制造误差比较大，推杆的推力增大是难免的。 （3） 踏板上的力 从上述计算的可以看出，推杆上的力完全可以由助力机构抵消了。 因此作用于踏板上力只能是克服助力机构中阀门弹簧和回位弹簧的力，及 克服踏板上回位弹簧的力。这些力均不大。因此该离合器操作会很轻便。第五章 离合器的主要零件的强度计算1，离合器盖和后压盘 离合器的后压盘上的凸抓穿过离合器盖上的孔而连接在一起， 离合器盖 所传递的扭矩等于发动机的扭矩的四分之一。 Mk = M e max = 890 = 222.5 N m 44此项扭矩作用于压盘凸爪的表面上，从结构图算出； 接触面积F=336m m 2 作用位置平均半径R=179mm 凸爪数目 n=3 作用与凸爪上的力 PB = 压应力 ; δ = 2 压盘传动销13Mk 222.5 R= × 0.179 =414.09n 3 3 = 123.2 N / cm 2PBF= 414.093.36压盘传动销所传递的扭矩为发动机的扭矩的 二分之一。 M K = M e max / 2 = 890 = 445 N m 2 此项扭矩作用与前压盘的党中，从结构图中算出； 接触面积 F=1.3 F = 1.3 × 1.878 = 2.44cm 2 作用力位置平均半径 R=20.45cm 传动销的数目 ;n=3 作用于传动销上的力P=1816N (1) 挤压应力 δ = (2)剪切应力 τ = 3压力弹簧p 1816 = = 744.3 N 2 cm F 2.444P 744.3 × 4 = = 370.42 N 2 2 2 cm 3.14 × 1.6 πdτ max =M max Wn M max ----作用在截面上的最大扭矩M max = r2 Pmax × P触合Pmax = 2940 N ---离合器分离时的作用力P触合 = 2182.3 --弹簧第一圈触合时的 力∴τ max = 8.325 3 2940 × 2182.3 = 3310.44N cmWn = β b3 Wn---抗扭截面系数β 经查表得 β =0.594所以 Wn=0.594 ×0. 进而, τ max = 4 花键轴套； 假定作用力平均分配于花键的全长上，每个花键的负荷也相等，每个从 动盘所传递的扭矩是发动机扭矩的一半D1max = 40mm D2 min = 44.33mm lmin = 47 mm 。 M max 3310.4 = = 13189 N / cm 2 Wn 0.251花键套筒 花键之外径 变速箱的一轴花键之外径 花键套筒工作长度14Z=16花键得齿数在平均接触面上 ,作用于一个花键槽的力;P= = 4 M e max ( D1max + D2min ) Z × 24 × 8722 (4 + 4.433) × 16 × 22 = 1266.9 N挤压应力;δ=P = 1245.05 N / cm 2 D2 ? D1 lmin 2一般推荐挤压力不要超过1960N/ cm 2 3 从动盘铆钉 (1) 剪切应力 τ 从结构可知;r=4.85cm Z=6 F=0.5 cm 2 所以 τ = （2） 挤压应力 δ 挤 从结构上得知;d=0.8cmM 8722 = = 2374 N / cm 2 2 Z r F 2 × 9 × 4.85 × 0.5δ =0.2cm所以 , δ 挤 =M 8722 = = 1404.9 N/ cm 2 2 r d z αδ 2 × 4.85 × 9 × 0.8 × 0.215结论1 离合器的主要参数；后备系数；摩擦片单位压力；和摩擦片的内外半径 之比；均在允许范围内。 如后备系数； 摩擦片的单位压力 摩擦片的内外半径比 2 离合器的各主要零件的强度是足够的。 3 本离合器在不助力的情况下，操作力大于推荐范围。但考虑此种情况不 是经常的，平时只是在储气筒无压缩空气启动发动机撕才用。只要发动机启 动后，就可以助力。这并不会增加驾驶员的疲劳。所以也能接受。 4 该离合器没设计减震器，汽车的舒适度会受到影响。但是考虑到自卸重 型车，活动的场合多数在施工地段。路况一般很差，减震器对驾驶人员的驾 驶时舒适度改变不大，当然 也是为了此次毕业设计的方便。16参考文献1 2.余志生主编.汽车理论.第三版.北京：机械工业出版社，2000.10 王宝玺主编.汽车拖拉机制造工艺学.第二版（重排本）.北京 ：械工业出 版社出版，1999.53. 4 5. 6.王望予主编.汽车设计.第四版.北京：机械工业出版社，2004.8 陈家瑞主编.汽车构造.第四版.北京:机械工业出版社，2005.1 吉林工业大学汽车教研室编.汽车设计.北京：机械工业出版出版社，1982 王昆、何小柏 汪信远主编.机械设计、机械设计基础课程设计. 北京:高等教育出版社，1995127. 8.中国人民解放军运输学校编.越野汽车底盘构造，1981.2 黄余平主编.汽车构造教学图解.北京：人民交通出版社，2005.19. 朱冬梅、 胥北澜主编.画法几何及机械制图.第五版.北京： 高等教育出版社， . 常明主编.汽车底盘构造.北京：国防工业出版社，. 濮良贵、纪名刚主编.机械设计.第七版.北京：高等教育出版社， 刘惟信主编.元锥齿轮与双曲面齿轮传动.北京:人民交通出版社，1980 刘惟信主编.元锥齿轮与双曲面齿轮13.（美）A.E.斯卡沃勒尔编著.汽车 4. 传动.北京:人民交通出版社， 16.构造原理与维修应用.王锦俞等译.北京：机械工业出版社，2004.9 .甘永力主编.几何量公差与检测.第五版.上海：上海科学出版社，2001.4 刘惟信主编.汽车车桥设计.北京：清华大学出版社，2004.17. 孙桓、陈作模主编.机械原理.第六版.北京：高等教育出版社， 汽车构造 中国人民解放军运输技术学校编 1981 217
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发表于 25-12-:59
第1章 绪&&论; i5 K, F, E&&b, i( l" \! g) F( T. u
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1.1选题的目的0 Y4 {2 W; s2 C
& & 本次设计，我力争把离合器设计系统化，为离合器设计者提供一定的参考价值。抛弃传统的推式膜片弹簧离合器，设计新式的拉式膜片弹簧离合器是本次设计的主要特点。& m, p$ \/ `" r% D
1.2离合器发展历史
近年来各国政府都从资金、技术方面大力发展汽车工业，使其发展速度明显比其它工业要快的多，因此汽车工业迅速成为一个国家工业发展水平的标志。/ N' O9 }1 O0 u! u2 b: ^8 o4 a
对于内燃机汽车来说，离合器在机械传动系中作为一个独立的总成而存在，它是汽车传动系中直接与发动机相连接听总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦式离合器主要依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。" r1 V& v- `9 k, z
在早期研发的离合器中，锥形离合器最为成功。现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。20世纪20年代末，直到进入30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才采用多片离合器。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式离合器[1]。
近来，人们对离合器的要求越来越高，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。
随着汽车发动机转速、功率不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。随着计算机的发展，设计工作已从手工转向电脑，包括计算、性能演示、计算机绘图、制成后的故障统计等等。/ R&&O9 u$ X0 t9 G% J; m- \; o
1.3离合器概述
按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。顾名思义，离合器是“离”与“合”矛盾的统一体。离合器的工作，就是受驾驶员操纵，或者分离，或者接合，以完成其本身的任务。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其功用是能够在必要时中断动力的传递，保证汽车平稳地起步；保证传动系换档时工作平稳；限制传动系所能承受的最大扭矩，防止传动系过载。为使离合器起到以上几个作用，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器所能传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面状况等。即主要取决于离合器基本参数和主要尺寸。膜片弹簧离合器在技术上比较先进，经济性合理，同时其性能良好，使用可靠性高寿命长，结构简单、紧凑，操作轻便，在保证可靠地传递发动机最大扭矩的前提下，有以下优点[2]：
（1）结合时平顺、柔和，使汽车起步时不震动、冲击；' f' U! H% c2 w- O- h+ ^* H+ C/ R2 C
（2）离合器分离彻底；
（3）从动部分惯量小，以减轻换档时齿轮副的冲击；( p6 S: c* z0 r, d1 v$ i0 ^
（4）散热性能好；
（5）高速回转时只有可靠强度；
（6）避免汽车传动系共振，具有吸收震动、冲击和减小噪声能力；, o. @/ M$ g$ J% E6 @
（7）操纵轻便；
（8）工作性能（最大摩擦力矩 和后备系数 保持稳定）；1 k2 e" D" L6 ?
（9）使用寿命长。: G3 Z/ v! _7 r& Z- M; `
1.3.1 离合器的功用
离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。如前所述，现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为300～500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。
虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。* }& n- I2 r: D3 f
汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。# b6 d3 |% [) V
离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。
1.3.2&&现代汽车离合器应满足的要求
根据离合器的功用，它应满足下列主要要求：
（1）能在任何行驶情况下，可靠地传递发动机的最大扭矩。为此，离合器的摩擦力矩（ ）应大于发动机最大扭矩（ ）；
（2）接合平顺、柔和。即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，以免汽车起步冲撞或抖动；
（3）分离迅速、彻底。换档时若离合器分离不彻底，则飞轮上的力矩继续有一部份传入变速器，会使换档困难，引起齿轮的冲击响声；
（4）从动盘的转动惯量小。离合器分离时，和变速器主动齿轮相连接的质量就只有离合器的从动盘。减小从动盘的转动惯量，换档时的冲击即降低；
（5）具有吸收振动、噪声和冲击的能力；
（6）散热良好，以免摩擦零件因温度过高而烧裂或因摩擦系数下降而打滑；
（7）操纵轻便，以减少驾驶员的疲劳。尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车，非常重要；
（8）摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，衬面磨损在一定范围内，要能通过调整，使离合器正常工作。
1.3.3 离合器工作原理
如图1.1所示，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。( C3 S$ K3 s2 t
离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮2和压盘借摩擦作用传给从动盘3，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒和分离轴承8，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖5上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘3两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘3压紧在飞轮上2，这样发动机的扭矩又传入变速器。8 |9 r3 F/ |8 ?! M
1-轴承 2-飞轮 3-从动盘 4-压盘 5-离合器盖螺栓
6-离合器盖 7-膜片弹簧 8-分离轴承 9-轴
图1.1&&离合器总成( P0 ~* h7 t" V4 {0 a
1.3.4 拉式膜片弹簧离合器的优点
与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更少；拉式膜片弹簧是中部与压盘相压在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约 ；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和哭声；使用寿命更长。# u2 v/ q5 |; R6 Q' v
1.4 设计的预期成果: v$ j: [( H$ e6 S. Q
本次设计，我将取得如下成果：1、设计说明书：（1）离合器各零件的结构；（2）离合器主要参数的选择与优化；（3）膜片弹簧的计算与优化；（4）扭转减振器的设计；（5）离合器操纵机构的设计计算。2、图纸有：扭转减振器、摩擦片、膜片弹簧、从动盘、轴、压盘、离合器总成。5 w) L/ _/ @; G
) n/ C. j, s+ A# N
第2章 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，合理选择离合器结构。
2.1 离合器结构选择与论证
2.1.1&&摩擦片的选择7 H+ S' N. o- V8 R1 D
& &&&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2。" e6 W$ h0 N- `/ Y2 H
2.1.2&&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。, y% U$ h: v, y" _3 i
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。
2.1.3&&压盘的驱动方式3 x% b5 s8 ?5 ?
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]：& && && && && && &) u& F1 S5 o" V2 w' Q
（1）凸台—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。* l2 s. N7 y. N9 F" Q- E7 B
2.1.4 分离杠杆、分离轴承&&]0 m" @$ L: `9 X* W: A% v! ]* D8 ^
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。
2.1.5 离合器的散热通风&&h2 K. J. j$ a. A7 q$ Q" `
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 °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 °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 。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。& && && && && && && && && && && && && && && && && & ; h) E/ ^8 v5 {# r/ k5 s5 P- o9 s
2.1.6 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、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0.25～0.3，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) _0 K, g# N) m- l' i5 `9 [, i3 g
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。* @; S4 S' B6 U1 _) u$ X) N
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地降低传动系共振载荷与噪声。0 }# {8 g& f' ?1 A; B' r
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。% X+ a! V) Z; x( M6 j- b
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）。# m6 p3 k" J5 \2 |
2.2 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。8 [! X5 ]2 s# u# |
（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。5 O0 N0 c% _1 d* |. T&&}
（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。! v8 Y! K2 s7 v0 ~9 U
2.3&&离合器主要零件的设计8 U$ l8 H0 P) A
2.3.1 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，铆钉都采用铝制埋头铆钉，摩擦衬面在铆接后腰磨削加工，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。
2.3.2 摩擦片
摩擦片在性能上要满足如下要求：) G( o1 B/ @; Z" a- J* ?
（1）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；
（2）具有足够的机械强度和耐磨性，热稳定性好；( U/ ]2 \% I9 A- l/ V
（3）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。
（4）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 。石棉基摩擦材料密度小，工作温度小于180℃，价格便宜，使用效果良好，在汽车离合器中广泛使用。
2.3.3&&膜片弹簧0 _# ?$ x- V; t& P: D$ j
膜片弹簧使用优质高精质钢。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 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φ0.8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N/mm2。
2.3.4&&压盘& J& B, |; M8 u" v& s2 o) L
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0.8。压盘壳用M8×12mm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。
2.3.5&&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。
2.4&&本章小结
本章系统介绍了膜片弹簧离合器的结构，并讲述了离合器各零件的结构和材料，以及各部分的连接关系，为下章离合器的计算打下基础。# x2 U1 |# ~6 \& S, [0 I
# I2 R, D. w" {/ G* w" L
% J8 A* B- g) {- F3 Q! I( e6 ^
第3章& &离合器的设计计算及说明+ ?/ r! B. G, l2 h: L9 v
3.1&&离合器设计所需数据
表3.1　离合器原始数据# F% S6 u, Z9 m- r+ \5 Q& Z
汽车的驱动形式& & & & 4×2- Q# `- g* s1 v! S% E
汽车最大加载质量& & & & 2000 kg& & & & 汽车的质量& & & & 4325 kg( I6 B! {8 I( p* }+ j7 f
发动机位置& & & & 前置9 f: f9 T% K5 g3 B# F
发动机最大功率& & & & 75KW& & & & 发动机最大转速& & & & 4500r/min5 Z# q9 ^7 [* D) o" A6 Y
发动机最大扭矩& & & & ≥170N.m
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# i6 w( s, e0 `&&U. O
摩擦片最大外径& & & & f=225mm
踏板行程& & & &&&mm&&P( I7 V1 B9 W; {, O6 r+ O8 f. Y
' G1 S4 U. C4 M: g4 R. I( f
i0=6.17&&ig1=5.913& &ig2=2.659& & ig3=1.775& &&&ig4=1.000
汽车最大时速& & & & ≥110 km/h& y' g1 |! A&&I0 `: Y$ h: {, G
3.2&&摩擦片主要参数的选择. u. d2 N/ O/ W4 V7 o$ i
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 应大于发动机最大扭矩
摩擦片的静压力：$ J; B& M# g, R+ R8 A. L4 B
& && && && && && && && && && && &&&（3.1）& && && && && && && && &
& && && && &（& && && && && && && && && && && && && && &
式中： 离合器后备系数（ ） # F0 ?6 u' Q- o% ]8 n/ A4 p0 R
发动机的最大扭矩可由式:& && && && &（3.2）求得
式中：&&Kw, r/min。α在1.1～1.3之间 ，取α=1.16，则 N.m
（1）后备系数β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β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β=1.2～1.75。结合设计实际情况，故选择β=1.5。
则有β可有表3.2查得&&β＝1.5。
表3.2　离合器后备系数的取值范围6 e& y3 Q# l( P; \4 |
车型& & & & 后备系数β" j- `- t$ @: f' w0 W4 T
乘用车及最大总质量小于6t的商用车& & & & 1.20～1.75/ g: P+ b/ r! L4 ]/ q
最大总质量为6～14t的商用车& & & & 1.50～2.25
挂车& & & & 1.80～4.006 B# c- Z# K3 l9 @" ^
摩擦片的外径可有式:&&（3.3） 求得& && &&&* i4 Q4 g' P3 c$ B/ g
为直径系数，取值见表3.3& &取& & 得D=221.11mm。
表3.3　直径系数的取值范围! a/ ^) H# k6 W8 K
车型& & & & 直径系数 % B0 Y&&H) ~% f
乘用车& & & & 14.6
最大总质量为1.8～14.0t的商用车& & & & 16.0～18.5(单片离合器)1 Q* A3 Z6 V& D/ C$ w1 I+ k, G
& & & & 13.5～15.0(双片离合器)
最大总质量大于14.0t的商用车& & & & 22.5～24.05 {, V: p$ S2 l7 x
摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表(部分):0 }% P) b5 k! p8 a
表3.4　离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径D\mm& & & & 160& & & & 180& & & & 200& & & & 225& & & & 250& & & & 280& & & & 300& & & & 325% q2 N$ Z& S3 |
内径d\mm& & & & 110& & & & 125& & & & 140& & & & 150& & & & 155& & & & 165& & & & 175& & & & 190- ^1 F, P2 S3 a0 T8 `
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
. e( C, L5 f& p9 C, o+ K
0.676& & & & 0.667& & & & 0.657& & & & 0.703& & & & 0.762& & & & 0.796& & & & 0.802& & & & 0.800) V/ x- }; n( _
单面面积cm2& & & & 106& & & & 132& & & & 160& & & & 221& & & & 302& & & & 402& & & & 466& & & & 546
摩擦片的摩擦因数 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Δt是指离合器处于正常接合状态、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! H0 U/ C( v5 P3 |7 a% _/ ?; g
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Δt一般为3～4mm。取Δt=4mm。
* d" t+ B/ Y/ V8 g
表3.5　摩擦材料的摩擦因数的取值范围
摩擦材料& & & & 摩擦因数 + D& [8 H; r3 z
石棉基材料& & & & 模压& & & & 0.20～0.252 a9 P( X% C; C1 h
& & & & 编织& & & & 0.25～0.35; e) }2 ^- `5 p! Y: U% J
粉末冶金材料& & & & 铜基& & & & 0.25～0.35% j% d3 ?1 B3 U' W* K4 ^- e. g: Y
& & & & 铁基& & & & 0.30～0.50
金属陶瓷材料& & & & 0.40 f&&^5 D1 O8 Q- F$ x
离合器的静摩擦力矩为：& && && && && && && && && && && &（3.4）
与式（3.1）联立得：& && && &&&
& && && && && && && && && && && && && && && & （3.5）& & 代入数据得：单位压力 MPa。' i2 N7 g5 \3 T
表3.6　摩擦片单位压力的取值范围
摩擦片材料& & & & 单位压力 /MPa
, ?&&U; j3 w% H1 |/ [
石棉基材料& & & & 模压& & & & 0.15~0.25
& & & & 编织& & & & 0.25~0.35
粉末冶金材料& & & & 模压& & & & 0.35~0.50
& & & & 编织& & & & : {) w6 p* S' ~- H, \
金属陶瓷材料& & & & 0.70~1.50
3.3& &摩擦片基本参数的优化
（1）摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度 不超过65～70m/s，即
m/s m/s& && & （3.6）
式中， 为摩擦片最大圆周速度（m/s）； 为发动机最高转速(r/min)。, s( N& }0 |% M- y. i1 ^
（2）摩擦片的内、外径比 应在0.53～0.70范围内，即
( }% C4 e- T" a8 B8 a1 z9 }: f
（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β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0。1 ^9 Q3 p- k2 p4 l: W* a
（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 约50mm，即
（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7 u1 Y8 D, k) h. H8 x&&\
& && && && && & （3.7）式中， 为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm2)，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
3 Y: U5 B( j9 {6 h2 A* U. d9 z! b
( H0 W% T4 f2 f8 i+ _4 H7 D
% |+ Y3 A# f6 h& Q. s& W# z( Q
1 p9 j( |4 u2 U, }
0．28& & & & 0．30& & & & 0．35& & & & 0．40. f5 m- h+ p3 \3 P. R
（6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力 的最大范围为0.11～1.50MPa,即
MPa MPa MPa
（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）
式中, 为单位摩擦面积滑磨(J/mm2)； 为其许用值(J/mm2)，对于乘用车： J/mm2，对于最大总质量小于6.0t的商用车： J/mm2，对于最大总质量大于6.0t商用车： J/mm2：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' `& X/ Y- n7 h# |8 j* Y
& && && && && && && && && & （3.9）
式中， 为汽车总质量(Kg)； 为轮胎滚动半径（m）； 为汽车起步时所用变速器挡位的传动比； 为主减速器传动比； 为发动机转速r/min，计算时乘用车取 r/min，商用车取 r/min。其中：& && &m&&Kg代入式（3.9）得 J，代入式（3.8）得 ，合格。
（8）离合器接合的温升8 Y5 B/ ?4 O! F" K, c
式中,t为压盘温升,不超过 °C；c为压盘的比热容， J/(Kg•°C)；γ为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘； ， 为压盘的质量 Kg' |1 ^4 b$ E2 n&&f: y! D- e
代入， °C，合格。
3.4 膜片弹簧主要参数的选择
1. 比较H/h的选择
此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式（3.10）中载荷与变形1之间的函数关系可知，当 时，F2为增函数； 时，F1有一极值，而该极值点又恰为拐点； 时，F1有一极大值和极小值；当 时，F1极小值在横坐标上，见图3.1。
9 }# \2 `: P. O- ]) U
1-& &2-& &3-
4-& &5- " W1 Y2 u0 O$ ]$ h6 C* g
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H/h通常在1.5～2范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为2～4mm，本设计&&，h=3mm ，则H=6mm 。
2. R/r选择7 G/ U# h( g, Y0 r
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1.2～1.3 的范围内取值。本设计中取 ，摩擦片的平均半径 mm，&&取 mm则 mm取整 mm 则 。
3.圆锥底角2 n& [- R: A6 c3 ]9 U' E8 B7 T
汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α一般在 °范围内，本设计中&&得 °在 °之间，合格。分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧有取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。% P) e9 y) I! A: x) X% O
4.切槽宽度
mm， mm，取 mm， mm， 应满足 的要求。&&e2 n9 m" f&&[0 [* z& a& N$ T% X
5. 压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定% z7 K/ E- Y&&X2 v&&Z6 i
应略大于且尽量接近r， 应略小于R且尽量接近R。本设计取 mm， 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N/mm2。
6. 公差与精度5 G% K5 M& |+ H9 X1 K5 i3 o6 S
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。7 u&&x7 D& {: }7 N
3.5&&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 与初始锥角 应在一定范围内，即
0 b( l4 G4 b&&G( x$ M
( i2 ]2 i- a6 M
（2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即
3 ^) _8 A4 l) a& g
# a, D9 m# k% Q5 X% K
（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 （或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径 ）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即
推式：& && && && && && &
拉式：& && && && && && &
（4）根据弹簧结构布置要求， 与 ， 与 之差应在一定范围内选取，即
) K' g" M% @# ^5 ~# b2 s
8 D$ e! W6 u' W) p, h
（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，即
推式：& && && && && & # M: n. C$ F' I
拉式：& && && && && &&&
由（4）和（5）得 mm， mm。
3.6膜片弹簧的载荷与变形关系8 s7 p+ a! f( J* ^' ?! w. v
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——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F1表示，加载点间的相对变形（轴向）为λ1，则压紧力F1与变形λ1之间的关系式为:
& && &&&（3.10）( s# h% `! n&&F& r+ \
式中： E——弹性模量，对于钢， ; C$ `" [( r) L& U&&V9 l6 u5 e
&&μ——泊松比，对于钢，μ=0.3( i3 \1 K/ w7 p- \( C
&&H——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# Z7 g% T0 ~1 U) F' Z9 f3 X
&&R——弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径&&Z; l% e" V2 e
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2 H5 I, f* v" ?% R&&j
图3.2　膜片弹簧的尺寸简图# Y' F: b1 M2 @% e# Z& B% C7 F
表3.8　膜片弹簧弹性特性所用到的系数
R& & & & r& & & & R1& & & & r1& & & & H& & & & h
118& & & & 94& & & & 116& & & & 96& & & & 6& & & & 35 [" o( F, P( F. P8 i
代入（3.10）得
& && && && && &&&（3.11）
对（3.11）式求一次导数，可解出λ1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点。! E/ Z. ^. ]# p1 G: g/ h5 w2 X
凸点： mm时， N* `* g! f2 B&&l$ d% i4 B) S
凹点： mm时， N, v/ ^0 `- t) ]. {2 l
拐点： mm时， N/ q( q. {$ g( s* T! h
2、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λ2。由& &&&
& && && && && && && && &&&（3.12）
& && && && && && && && && && &（3.13）$ N/ t+ |/ Z+ c
列出表3.8:, D$ A2 R1 m4 K&&f
表3.9　膜片弹簧工作点的数据
2.96& & & & 7.04& & & & 5
" \' n2 Z7 P% V% g) V
9.18& & & & 2.182& & & & 15.5&&A5 x: }' W/ G; H; ?/ b
+ k% |3 o( h3 {5 x7 G6 |! E# U$ q
11796.93& & & & 6748.98& & & & 9273
3775.02& & & & 2159.67& & & & 2967.36
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 。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 ,以保证摩擦片在最大磨损限度Δλ范围内压紧力从F1B到F1A变化不大。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，C点应尽量靠近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 应大于或等于新摩擦片时的压紧力 ，见图3.3。3.7膜片弹簧的应力计算( b! F- r- V1 X/ G$ F
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O转动（图3.4）。断面在O点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O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O。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：& && && && && && && && && && && && && & ; j/ U&&r&&e: d7 c&&w
& && && && && && & （3.14）& E* L& P6 |2 v6 s( U: A
图3.3&&膜片弹簧工作点位置6 I9 b' i% w- Y, P; L& P% P
式中& &φ——碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）
α——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
e=（R-r）/In(R/r)& && && && && && && && && && &&&（3.15）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：; M" Y) X0 _: ?9 c. z- _
& && && && && && && && && &（3.16）
9 h0 I* v2 A( F9 v
图3.4&&切向应力在子午断面的分布8 k5 g" _; ~6 b, E1 J&&N5 t
由上式可知，当膜片弹簧变形位置φ一定时，一定的切向应力αt在X-Y坐标系里呈线性分布。: D: P6 L8 p. a) G) k" C( A
当 时 ，因为 的值很小，我们可以将 看成 ，由上式可写成 。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点O而与X轴承 角的直线上。从式（3.16）可以看出当 时无论取任何值，都有 。显然，零应力直线为K点与O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：& && && && && && && && && &&&. z9 i9 w! w2 E1 [
& && && && && & （3.17）
令 可以求出切向压应力达极大值的转角 ; q9 Y4 a& z4 c, @
由于：& && && && && &&&mm
所以：&&， N/mm2/ S1 W3 r6 p" u8 I5 d
B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：
& && && && && && && && &&&（3.18）, w- U; M7 a&&Y1 m5 m( T$ d5 @& _
式中& &n——分离指数目 n=184 q4 l- v" x4 R) {: d
& & br——单个分离指的根部宽
因此：& && && && && && && &N/mm2, ]1 }6 F; i&&G9 u
由于σrB是与切向压应力σtB垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论，B点的当量应力为：
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，一般要经过以下工艺：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12～14h），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。
故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以用设数据合适。
3.8 扭转减振器设计2 i1 s3 D1 s6 o. t: S" e9 b1 v
减震器极转矩&&N•m& && && && &&&
摩擦转矩& &&&N•m0 _( p' V! y9 o& C
预紧转矩& && &N•m) j&&P/ A7 t+ I3 f$ ^
极限转角& && &°& && && && && && && && && && && && && &
扭转角刚度& &&&N•m/rad& &&&
详细见图3.5。3 q/ X, j2 X! U! x5 P$ [/ k3 D
3.9 减振弹簧的设计
1．减振弹簧的安装位置* I- l) R- F& Y9 p6 k' i
结合 mm，得 取49mm，则 。& && && && && && && && && &&&3 C4 k) s/ r, w: N: C&&W- s
2．全部减振弹簧总的工作负荷 $ n" F+ }: G0 j$ I( p
3．单个减振弹簧的工作负荷 % J; z: `5 o/ h( T
式中Z为减振弹簧的个数，按表3.9选择：. A( ^! [3 b/ J: `; a4 M
表3.10　减振弹簧个数的选取
摩擦片的外径D/mm& & & & 225～250& & & & 250～325& & & & 325～350& & & & 〉350+ @- Z. {; i& W* V( }
Z& & & & 4～6& & & & 6～8& & & & 8～10& & & & 〉10
: d& _( ?2 b) b1 j
& C4 W7 ]: F" C, J8 x- ~5 `
&&图3.5&&扭转减振器3 N$ n4 D: ~9 s" {8 k8 C. _
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 mm, MPa, MPa。
（2）选择旋绕比，计算曲度系数+ q. \; v7 S2 q3 \! f7 K
根据下表选择旋绕比7 e+ B/ H5 p3 @* j" [
表3.11　旋绕比的荐用范围
d/mm& & & &&&# J5 d, ^. w$ S6 m7 ?5 _9 O& t
" o& ]% }2 c, [( O: c5 t7 K9 F
! X) R7 h" j1 {+ H( I! J) e
# S" _6 m) q8 y( v3 Z
' m) n' a2 e5 J. T! g8 r- Z
C& & & &&&: _; v* i: ]* {4 b% k
- _$ ^$ ~/ F9 z&&K
确定旋绕比 ，曲度系数 ( b+ T5 L. Y' }4 A3 m0 E5 v
（3）强度计算' W% ^! R2 C+ t3 c5 ~
mm，与原来的d接近，合格。
中径& &mm；外径& &mm
（4）极限转角 °取& &°，则 mm
（5）刚度计算5 W3 g0 y) Q+ l+ e6 U/ Z7 d& Z! m
弹簧刚度& &&&mm, r' u1 A- V+ G& B% m
其中， 为最小工作力， * [: I0 e6 Z, }
弹簧的切变模量 MPa，则弹簧的工作圈数% t. E( ^% y/ T7 w
; P( X0 ]1 H. Y9 D( Q9 [$ D
取 ，总圈数为 ( C9 h' Y8 V9 R9 O1 N2 H% G: i" J
（6）弹簧的最小高度/ d- ]( }; G3 o3 g5 @
mm/ X2 \4 r9 ]2 d0 ~" `1 x&&]$ b
（7）减振弹簧的总变形量
mm+ q9 \. ^. e, w* B4 Z, Z% ?
（8）减振弹簧的自由高度- o1 {. k- G5 W
（9）减振弹簧预紧变形量
mm' h( x# E5 r: A2 n: k
（10）减振弹簧的安装高度
mm& G! L( X( \' Y% h/ Q
（11）定位铆钉的安装位置# ?9 X5 N: Z/ i4 P; b
取 mm，则 °， mm， mm， ，合格。6 b1 Z&&_/ R' }' M6 M; y" q9 d8 k
3.10 操纵机构
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的要求是[3]：
（1）踏板力要小，轿车一般在80～150N范围内，货车不大于150～200N；0 g. q# C3 s$ Z/ m8 |; ~; j
（2）踏板行程对轿车一般在 mm范围内，对货车最大不超过180mm；
（3）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；' l+ V+ B, q) l) W2 s0 {/ R
（4）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；. K( {0 K6 M5 y" U2 Z" q6 S+ {
（5）应具有足够的刚度；
（6）传动效率要高；
（7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。$ Z* t+ w. o# \. r6 f
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点，但寿命短，机构效率不高。5 ]; M# E2 E! h7 ~7 E
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：8 ~+ o9 I# d0 g6 P- @# f& e4 ^0 Q
（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。
mm， mm， mm， mm
mm， mm， mm， mm
3.10.1 离合器踏板行程计算* d5 Y: F4 _8 U- _9 g4 P0 \) z& s% l
踏板行程 由自由行程 和工作行程 组成：+ N" F0 N* m' s6 p$ q
& && && && && && && && &（3.19）1 e' }) U" h) g5 G2 S3 W7 d2 e
式中， 为分离轴承的自由行程，一般为 mm，取 mm；反映到踏板上的自由行程 一般为 mm； 、 分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦片面数； 为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片： mm，取 mm； 、 、 、 、 、 为杠杆尺寸。3 F+ v5 F. l( j&&Q3 f" @" `, j
得： mm， mm，合格。- ?+ \2 j* F4 K% J7 \; w( R
图3.6 液压操纵机构示意图
3.10.2踏板力的计算! k5 |6 F&&u$ ^6 x1 Q
　　　　　　　　　　　　　（3.20）
式中， 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， ； 为机械效率，液压式： %，机械式： %； 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。 N， ， %；则
N* }6 D0 k0 t4 M* |6 V
合格。, f2 L" ]$ ~, {9 O0 W( [* g
分离离合器所作的功为
: {1 l3 |0 C% R$ u1 n2 y
式中， 为离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力， N，则9 S" U' l! W& I) R. b" Q
J$ G5 C: S; \& O( U
合格。' A. {- G$ q&&H) X3 v/ H7 n
3.11从动轴的计算2 }0 \9 d, i$ Y+ ^) _" `
1．选材% G( L* [- Z3 a" E% Q
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 。 % X1 e6 F% s% a
2．确定轴的直径- o% S: {1 \5 G
- R% Z/ A4 n$ v4 g
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& {' b' ^4 \0 V8 }5 z( [. V: l
轴的材料& & & & Q235-A，20& & & & Q275，35
（1Cr18Ni9Ti）& & & & 45& & & & 40Cr,35SiMn
38SiMnMo,3Cr13
. _) b) r% U. P& Z* d( Q
15～25& & & & 20～35& & & & 25～45& & & & 35～56* T. O# _5 A$ H
A& & & & 149～126& & & & 135～112& & & & 126～103& & & & 112～976 q4 v- v8 j$ {; x7 X& e! a
取 ，n 为轴的转速， r/min，则' ]& {" w- N- |' E: Z+ N- \
mm，取 mm。
3.12 从动盘毂) N. r3 v4 s. M% x: [
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 由表3.12选取：; O! R+ J; a/ H- R0 V. d
一般取1.0～1.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用碳钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般26～32HRC。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 ， mm， mm， mm， mm， MPa。5 `/ U6 S9 p) o" V
验证：挤压应力的计算公式为：&&
式中，P为花键的齿侧面压力，它由下式确定：
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，
， 分别为花键的内外径；
Z为从动盘毂的数目；取Z=1
h为花键齿工作高度；
得 N， MPa MPa，合格。% M* ]3 k' [. c7 x" K&&u
表3.13　花健的的选取! u. J7 L6 Y) P/ A; h
摩擦片的外径
/N.m- k& Y. n4 K&&J3 D
花健尺寸& & & & 挤压应力# z4 W&&@3 {. E0 t6 {. T
/MPa&&q& |&&f3 f" F1 J7 S/ j0 l% l
& & & & & & & & 齿数- J( p2 p( k2 D/ ]; h' l! [. H, C
n& & & & 外径
/mm6 g' F( A) c. J/ b) N' Q' h
齿厚) T1 R, b&&C6 N& w" g
有效齿长3 T/ c3 Y: o4 h8 l* q
/mm* j% a4 j* R&&h9 q&&E
5 p. y/ U/ d1 }# x2 w& D+ S) O
160& & & & 49& & & & 10& & & & 23& & & & 18& & & & 3& & & & 20& & & & 9．8
180& & & & 69& & & & 10& & & & 26& & & & 21& & & & 3& & & & 20& & & & 11．64 t& v3 Q# M5 N
200& & & & 108& & & & 10& & & & 29& & & & 23& & & & 4& & & & 25& & & & 11．1& K% l" p/ Z3 J$ S/ `% l/ D& V* A
225& & & & 147& & & & 10& & & & 32& & & & 26& & & & 4& & & & 30& & & & 11．3
250& & & & 196& & & & 10& & & & 35& & & & 28& & & & 4& & & & 35& & & & 10．28 d& I) b/ S( r: H&&v5 ?' I
280& & & & 275& & & & 10& & & & 35& & & & 32& & & & 4& & & & 40& & & & 12．5* p& a. D' z7 c
300& & & & 304& & & & 10& & & & 40& & & & 32& & & & 5& & & & 40& & & & 10．5
325& & & & 373& & & & 10& & & & 40& & & & 32& & & & 5& & & & 45& & & & 11．48 ~8 ?&&e8 T7 {4 g&&Y: y/ k& R) a
350& & & & 471& & & & 10& & & & 40& & & & 32& & & & 5& & & & 50& & & & 13．04 k' g9 g! H&&f' i
3.13 分离轴承的寿命计算- d, L5 q/ e6 p2 y
& &&&分离轴承的参数( t9 i# u# Q( R
表3.14　分离轴承参数表: X' \2 I* f) ]
型号& & & & Cr& & & &&&' V7 K8 @$ V3 H$ u4 w- M; U0 ?. N
ε& & & & n6 q$ E. q) c' T/ \) v
7014C& & & & 48.2KN& & & & 1.2& & & & 3& & & & 4500r/min&&S6 ]9 {7 o9 f) c3 w0 a&&n
则由下式：
' @2 U# n/ [; M$ h" l5 q
" Z3 e: f& H9 d9 D
h) e" A; U$ d. @0 y9 ^+ G
3.14&&本章小结
本章讲述了离合器的计算，包括摩擦片主要参数的选择与优化、膜片弹簧主要参数的选择与优化、通过膜片弹簧载荷与变形的关系计算离合器的压紧力与膜片弹簧的应力、扭转减振器与减振弹簧的计算、操纵机构与输出轴的计算、选取从动盘毂，最后计算分离轴承的寿命。本章所用原始数据为CA1040货车的数据。
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通过以上对膜片弹簧离合器及液压操纵机构的工作原理的阐述及各构件的计算说明，可以看出离合器操纵机构的设计要从选材，尺寸约束，传递发动机扭矩，驾驶员操作等各方面的综合考虑。
计算方面：离合器的主要参数β，P0,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。操纵机构自由行程符合规格，总行程131mm&180mm符合标准条件，在此前提下同时也保证了机件具有足够的刚度，在有外部压力的情况下不会轻易变形。设计所得尺寸既符合工作机理的需求又满足安装的要求。/ c# [7 @- f2 P9 n( t5 R
选材方面：摩擦片选用石棉基材料，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。扭转减振器中的扭转弹簧选用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；设计后的离合器顺利通过温升校核，目的是防止摩擦元件过快地磨损和温度过高。
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，而且离合器尺寸合适，适宜安装，能最高效率传递发动机扭矩，完全符合计划书及国家标准。但是，我的设计中仍存在大量的错误和缺点，如加工精度问题等等。
对于我在设计中出现的错误，希望广大读者和专家批评指正。
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致& &&&谢) ^5 U7 _* t8 H% K
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毕业设计的顺利完成除了自己付出的汗水外，还有指导老师的辛勤教诲。在这里我要特别感谢赵强老师，谢谢他们在百忙之中对我的指正和教导，也因此使我在设计后的学习与人生的道路上向着更高更深层次地方向前进！- Y+ P* w" L. H- j! _* Z, b9 O
赵强老师知识渊博、平易近人经常利用休息时间为我指导。我在画图方面基础很差，赵老师仔细审阅我的CAD图纸，指出一系列的问题，使我的图纸得到完善，再次向赵老师表示衷心的感谢。
齐晓杰老师和苏清源老师为我指出许多关于CAD错误。在此，向齐老师和苏老师表示感谢。
方彬、李绍辉、许雨涛等同学以及同组的刘飞同学也给我许多帮助，在这里，一并感谢。$ i3 q4 U5 y+ n& U/ j
实验室免费开放，为我的毕业设计提供实物和模型。在此，向实验室老师表示感谢。+ [6 g7 b6 }+ `7 b+ S
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发表于 3-5-:23
怎么下载啊
我想知道啊
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发表于 10-5-:30
不能下吗？？？
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发表于 8-6-:47
好像没有看到优化设计的啊
要有最朴素的生活和最遥远的梦想
请按顺序依次点击上图中:
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