離合器課程設計說明書

1、第1章 概 述1.1離合器組成及工作原理如圖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(gòu)和操縱機構(gòu)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

2、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。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-軸圖1.1 離合器總成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(zhuǎn)的最低轉(zhuǎn)速約為300500r/min，而汽車則只能由靜止開始起步，一個運轉(zhuǎn)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

3、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(zhuǎn)動發(fā)動機，就必須和變速器內(nèi)的主動齒輪一起拖轉(zhuǎn)，而變速器內(nèi)的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中，拖轉(zhuǎn)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

4、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(jié)的質(zhì)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 設計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： 在任何行駛條件下，都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當

5、的轉(zhuǎn)矩儲備，又能防止傳動系過載。 接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 分離要迅速、徹底。 從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 具有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 應能避免和衰減傳動系的扭轉(zhuǎn)振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。 操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 作用在從動盤上的總壓力和摩擦離合器和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。第2章 離合器的結(jié)構(gòu)設計2.1從動

6、盤數(shù)的選擇：單片離合器單片離合器：對乘用車和最大質(zhì)量小于6t的商用車而言，發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，在使用時能保證分離徹底，采用軸向有彈性的從動盤可保證結(jié)合平順。2.2壓緊彈簧和布置形式的選擇：拉式膜片彈簧離合器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9：（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

7、使離合器在使用中能保持其傳遞轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量小；（3）高速旋轉(zhuǎn)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）由于膜片彈簧大斷面環(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(zhì)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

8、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，我選用膜片彈簧式離合器。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(jié)構(gòu)更簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更小等。固選擇拉式膜片彈簧離合器。2.3膜片彈簧的支撐形式為了防止膜片彈簧支承處產(chǎn)生間隙，這里采用了無支承環(huán)的支承形式，即將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋沖出的環(huán)形凸臺上。 圖3-1為本設計中采用的拉式膜片彈簧無支承環(huán)的支承形式，即將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋沖出的環(huán)形凸臺上。2.4 壓盤的驅(qū)動形式由于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在

9、傳力處之間有間隙，在傳力開始的瞬間，將產(chǎn)生沖擊和噪聲。且易滑動磨損，傳動效率較低。故本設計采用已被廣泛使用的傳動片傳動方式，不但消除了以上缺點，還簡化了壓盤結(jié)構(gòu)，有利于壓盤的定中。另選用膜片彈簧作為壓緊彈簧時，在壓盤上鑄有一圈凸起以供支承膜片彈簧。第3章 離合器主要參數(shù)選擇3.1 離合器設計所需數(shù)據(jù)汽車驅(qū)動形式：4*2汽車的質(zhì)量：1475kg發(fā)動機位置：前置發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速：5700r/min發(fā)動機最大扭矩：230n.m離合器型式：膜片彈簧離合器各擋傳動比：i0=4.50 ig=4.503.2后備系數(shù)（1）后備系數(shù)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，選擇時，應從以下幾個方

10、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=1.21.75。結(jié)合設計實際情況，故選擇=1.4。則有可有表3.2查得 1.4。表3.2離合器后備系數(shù)的取值范圍車型后備系數(shù)乘用車及最大總質(zhì)量小于6t的商用車1.201.75最大總質(zhì)量為614t的商用車1.502.25掛車1.804.003.3摩擦片外徑、內(nèi)徑和厚度摩擦片外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質(zhì)量和使用壽命有決定性的影響。摩擦片的外徑可有式: 求得 為直徑系數(shù)，取值見表3.3 取 得d=221.4mm。表3.3直

11、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(zhì)量為1.814.0t的商用車16.018.5(單片離合器)13.515.0(雙片離合器)最大總質(zhì)量大于14.0t的商用車22.524.0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dmm160180200225250280300325內(nèi)徑dmm110125140150155165175190厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.50.6870.6940.7000.7030.6200.5890.5830.5850.6760.6670.6570.6670.7620.7960.8020.8

12、00單面面積cm2106132160221302402466546摩擦片標準系列尺寸，取d=225，d=150,b=3.5 ，c=d/d=0.6673.4單位壓力p0單位壓力決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。選擇：，根據(jù)離合器的靜摩擦力矩為： （3.4）又 p0= （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0.150.25編織0.250.35粉末冶金材料模壓0.350.50編織金屬陶瓷材料0.701.50由

13、表3.6該設計選用石棉基材料，編織。3.5摩擦因數(shù)f，摩擦面數(shù)z和離合器間隙t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： 取摩擦因數(shù)f=0.3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(zhuǎn)矩的大小及其結(jié)構(gòu)尺寸。本題目設計單片離合器，因此z=2。離合器間隙t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t一般為34mm。取t=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0.200.25編織0.2

14、50.35粉末冶金材料銅基0.250.35鐵基0.300.50金屬陶瓷材料0.4第四章 離合器蓋總成4.1 膜片彈簧設計4.1.1膜片彈簧主要參數(shù)的選擇1. 比較h/h的選擇此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，分析式（3.10）中載荷與變形1之間的函數(shù)關(guān)系可知，當時，f2為增函數(shù)；時，f1有一極值，而該極值點又恰為拐點；時，f1有一極大值和極小值；當時，f1極小值在橫坐標上，見圖3.1。1- 2- 3-4- 5-圖3.1 膜片彈簧的彈性特性曲線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1.52范圍內(nèi)選取。常用的膜片彈簧板厚為24mm，本設計 ，h=3mm ，則h=6

15、mm 。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(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，r/r常在1.21.3 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取整mm 則。3.圓錐底角 汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角一般在范圍內(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.切槽寬度mm，mm，取mm，mm，應滿足的要求。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。

16、膜片彈簧應用優(yōu)質(zhì)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16001700n/mm2。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。4.1.2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(guān)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：

17、 拉式： （4）根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)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。4.1.3膜片彈簧的載荷與變形關(guān)系碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，見圖3.2，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(jié)構(gòu)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(guān)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

18、的相對變形（軸向）為1，則壓緊力f1與變形1之間的關(guān)系式為: （3.10）式中： e彈性模量，對于鋼， 泊松比，對于鋼，=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3.2膜片彈簧的尺寸簡圖表3.8膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù)rrr1r1hh118941169663代入（3.10）得 （3.11）對（3.11）式求一次導數(shù)，可解出1=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 2、當離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設

19、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2。由 （3.12） （3.13）列出表3.8:表4.9膜片彈簧工作點的數(shù)據(jù)2.967.0459.182.18215.511796.936748.9892733775.022159.672967.36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。

20、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3.3。4.1.4膜片彈簧的強度校核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(zhuǎn)動（圖3.4）。斷面在o點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，故該點的切向應力為零，o點以外的點均存在切向應變和切向應力?，F(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： （3.14）圖3.3 膜片彈簧工作點位置式中 碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)角（從自由狀態(tài)算起）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

21、點的半徑e=（r-r）/in(r/r) （3.15）為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將（3.14）式寫成y與x軸的關(guān)系式： （3.16）圖3.4 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一定時，一定的切向應力t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（3.16）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(cè)為壓應力區(qū)，外側(cè)位拉應力區(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

22、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（3.17）式有： （3.17）令可以求出切向壓應力達極大值的轉(zhuǎn)角由于： mm所以： ，n/mm2b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： （3.18）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rb是與切向壓應力tb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/mm2n/mm2膜片彈簧的設計應力一般都稍高于材料的局限，為提高膜片彈簧的承載能力，一般要經(jīng)過以下工藝：先對其進行調(diào)質(zhì)處理，得到具有較高抗疲勞能

23、力的回火索氏體，對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持1214h），使其高應力區(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，提高彈簧疲勞壽命，對分離指進行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。故膜片彈簧和當量應力不超出允許應力范圍，所以用設數(shù)據(jù)合適。4.2 壓盤的設計4.2.1壓盤的傳力方式的選擇本設計采用采用傳動片式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。4.2.2壓盤的幾何尺寸的確定由于摩擦片的的尺寸在前面已經(jīng)確定，故壓盤的內(nèi)外徑也可因此而確定。壓盤外徑d=230 壓盤內(nèi)徑d=155

24、壓盤的厚度確定主要依據(jù)以下兩點： 壓盤應有足夠的質(zhì)量 壓盤應具有較大的剛度在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為20。4.2.3壓盤傳里片的材料選擇壓盤形狀需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數(shù)，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結(jié)構(gòu)，硬度為hb170227，其摩擦表面的光潔度不低與1.6。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素。在本設計中用材料為ht250，密度工作表面光潔度取為1.6。5.4壓盤的溫升校核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/mm

25、2)；為其許用值(j/mm2)，對于乘用車：j/mm2，對于最大總質(zhì)量小于6.0t的商用車：j/mm2，對于最大總質(zhì)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(zhì)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(zhuǎn)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/(kgc)；為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤；，

26、為壓盤的質(zhì)量kg代入，c，合格。4.3傳動片設計根據(jù)汽車設計由于各傳動片沿圓周均勻分布，它們的變形不會影響到壓盤的對中性和離合器的平衡性。傳動片可選為3組，每組4片，每片厚度為1.2mm，一般由彈簧鋼帶65mn制成。第五章 從動盤總成設計5.1 扭轉(zhuǎn)減振器設計減震器極轉(zhuǎn)矩 nm 摩擦轉(zhuǎn)矩 nm預緊轉(zhuǎn)矩 nm極限轉(zhuǎn)角 扭轉(zhuǎn)角剛度 nm/rad 詳細見圖3.5。3.9 減振彈簧的設計1減振彈簧的安裝位置，結(jié)合mm，得取49mm，則。 2全部減振彈簧總的工作負荷n3單個減振彈簧的工作負荷n式中z為減振彈簧的個數(shù)，按表3.9選擇：取z=6表3.10減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片的外徑d/mm2252502

27、50325325350350z466881010 圖3.5 扭轉(zhuǎn)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/mmc確定旋繞比，曲度系數(shù)（3）強度計算mm，與原來的d接近，合格。中徑 mm；外徑 mm（4）極限轉(zhuǎn)角取 ，則mm（5）剛度計算彈簧剛度 mm其中，為最小工作力，彈簧的切變模量mpa，則彈簧的工作圈數(shù)取，總?cè)?shù)為（6）彈簧的最小高度mm（7）減振彈簧的總變形量mm（8）減振彈簧的自由高度mm（9）減振彈簧預緊變形

28、量mm（10）減振彈簧的安裝高度mm（11）定位鉚釘?shù)陌惭b位置取mm，則，mm，mm，合格。3.12 從動盤轂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(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)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(zhuǎn)矩由表3.12選?。阂话闳?.01.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度一般2632hrc。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(cè)面壓力，它由下

29、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=1h為花鍵齒工作高度；得n，mpampa，合格。表3.13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/mm1604910231832098180691026213201162001081029234251112251471032264301132501961035284351022802751035324401253003041040325401053253731040325451143504711040

30、325501305.3.1從動片設計從動片的厚度及選材從動片通常用1.02.0mm厚的鋼板沖壓而成。有時將其外緣的盤形部分磨薄至0.651.0mm，以減小其轉(zhuǎn)動慣量。從動片的材料與其結(jié)構(gòu)型式有關(guān)，整體式即不帶波形彈簧片的從動片，一般用高碳鋼(50或85號鋼)或65mn鋼板，熱處理硬度hrc3848；采用波形彈簧片的分開式(或組合式)從動片，從動片采用08鋼板，氰化表面硬度hrc45，層深0.20.3mm；波形彈簧片采用65mn鋼板，熱處理硬度 hrc4351。本次設計采用整體式從動片，厚度為1mm。六.操縱機構(gòu)設計汽車離合器操縱機構(gòu)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(gòu)。它始于離合

31、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(gòu)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(gòu)。離合器操縱機構(gòu)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(gòu)應滿足的要求是3：（1）踏板力要小，轎車一般在80150n范圍內(nèi)，貨車不大于150200n；（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(gòu)因受力過大而損壞；（5）

32、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(gòu)有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，但是機械效率低，質(zhì)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(gòu)效率不高。本次設計的普通輪型離合器操縱機構(gòu)，采用液壓式操縱機構(gòu)。液壓操縱機構(gòu)有如下優(yōu)點：（1）液壓式操縱，機構(gòu)傳動效率高，質(zhì)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(gòu)由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。mm，mm，mm，mmmm，mm，mm，mm3.10.1 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： （3.19）式中，為分離