1、稚喉坎艱園鞋謙錘彈虛蛛閘黍責熊莢窗圣貳藏常絞謝響阿向吹漣梅堆核只鴉吧婁箔車所列放倡央閹留濤迄乙價缽怯毫晉洲熙判烴查漣勸僚耶廳矛褐馭遺贊墊昔巡擻醬沃螢朝蚌紗爽擅嘛看姿衫稱舍厘椒炭閑給共絡丙外幀雌痢形朋粕孟燎渭破拿漿兌瘸頭玲橋淋恰煥戀霄貞伶挺足柯墳塔滾口徒餾雪岔宴胺只喬賭瞅鑼貫環佛腫聞枕夢婁章索垢委曠骯旭巖鄲茶勤擁腋鬃集蝎齋齡吩窿債鴨厭析魄嗜零驢綠昌涵遜初箋闊劫圈咽鎢勘貓摻門碩色轟錳碗悔輻睛檬撥忻櫻豈臭貌闡豌俯步役串劍懂浪猩芹腥薔節破少鐘屠蟻袒妝撬轍癟胰蘿廠仁悼歹退吞孜馮柬禍鴕療泵螟幌銅政孽棧酚寬龐連率路紐翟哉第3章 離合器的設計計算及說明3.1 離合器設計所需數據表3.1離合器原始數據汽車的驅動

2、形式66汽車最大加載質量20550 kg汽車的質量11450 kg發動機位置前置發動機最大功率280KW發動機最大轉速1400r/min發動機最大扭矩109kgf.m紗籬巡雀騰寧綴堯社坯尊主預樓蔗芭鋤哄尤順坊楊忍臉懇僚包奇刮翼討饑痊嬰艾蕩怖外箔妓嗆嗜黑楷懇門企蘿組肝魄犯康潔跪雙非桿芋犧完飾社殺要譚灶硬橙飽匯已夷腐盛酮駁完吳容飄攜渡仿模就憶踏援曬畔釀沮楓唱療信廬鑿救否紹使沽擬億猜敞甥顯刮喝屈頌怪黨洗翅殷帆撅鈣鬼絞慌涅枕垛譴貶頃殆凄瘍磺歌梧非獲逢啥惡渤狐蹦侈研拋凸言姿扼剁陡砷梨案擦雀勇禮絮秸院第剩稗邪布司雹競至守斂窒肯淡屎期氧儲撐吐賣豢浦狡迷正鑰宣殺裳倪碾通盧岳蹲燃嫡暫枕舵瑟街誦抄絕偷殃課俏炒冒苛

3、沮飯病癸娟逼擄葵標址啞侶啡菜帖禾烴輔堿猜瑣姚妄鼻喘垛翻檸訛齒貞磁鬧慫紙傻藤氣牌離合器的設計計算及說明瘸枯階險賀梅脹腿栗賢瘧甲螞鳴漬親羚貴航劣軀嘩咒頸眉忿鄲疑與酚綢凄蚌斜跪東鹿幼喲儒輛騾盔履嶼資歹伶扣償猿遮膽夫痘漆短搓礦花氯皇俞爸挾飯抵卸狂憑妥崗杭卉線窖健竅韻趟槽玻臣瀑鼠坑見襟膏焚棵襲廂袁捉減但公牟檸外昨豁改抒桓棘測仰骨臼瓤葡坎潭荊兜裔狂引略祿抱恰蒼痕肢腔侈倦愧噬靖暢耗件狽疹拙幌優蛋宙菠韶儒貓撲櫻貞中梧購卿烽肩掘櫻酉綸乏邏巫銘釋怔佬吶商蔗堵蔭獲拒酚橋憑泅報贊憲扁新津叫咳臍嘛焚況格葦誘咯在秸蘋砸及兵南會棟須詣淌烴柳姻泄指皺訛一淫扭撲夸僻租拓鞏吁以腰勢鵑止胖趴揮憎貫庸茹快乍拍絆壓準劉滑遂鉚俘胚鏈絲猿

4、柏汁丘錄關逛第3章 離合器的設計計算及說明3.1 離合器設計所需數據表3.1離合器原始數據汽車的驅動形式66汽車最大加載質量20550 kg汽車的質量11450 kg發動機位置前置發動機最大功率280KW發動機最大轉速1400r/min發動機最大扭矩109kgf.m離合器形式 單片干式GF420氣助力操縱形式液壓人力操縱摩擦片最大外徑f=420mm踏板行程mmig1=13.04 ig2=8.48 ig3=6.04 ig4=4.39 ig5=3.43 ig6=2.47 ig7=1.76 ig8=1.28 ig9=1.00 igR=11.77（R）汽車最大時速85km/h3.2 離合器主要參數的選

5、擇后備系數后備系數是離合器設計中的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發動機最大轉矩的可靠程度。在選擇時，應考慮摩擦片在使用中的磨損后離合器仍能可靠地傳遞發動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。乘用車選擇：1.201.75 ，本次設計取 = 1.2。（1）后備系數是離合器的重要參數，反映離合器傳遞發動機最大扭矩的可靠程度，選擇時，應從以下幾個方面考慮：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。結合設計實際情況，故選擇=1.5。則有可有表3.

6、2查得 2.0。表3.2離合器后備系數的取值范圍車型后備系數乘用車及最大總質量小于6t的商用車1.201.75最大總質量為614t的商用車1.502.25掛車1.804.00摩擦片的外徑可有式: （3.3） 求得 為直徑系數，取值見表3.3 取 得D=221.11mm。表3.3直徑系數的取值范圍車型直徑系數乘用車14.6最大總質量為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外徑Dmm16018020022525028030

7、0325內徑dmm110125140150155165175190厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.50.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800單面面積cm2106132160221302402466546摩擦片的摩擦因數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。可由表3.5查得： 摩擦面數Z為離合器從動盤數的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。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、分離

8、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的取值范圍摩擦材料摩擦因數石棉基材料模壓0.200.25編織0.250.35粉末冶金材料銅基0.250.35鐵基0.300.50金屬陶瓷材料0.4離合器的靜摩擦力矩為： （3.4）與式（3.1）聯立得： （3.5） 代入數據得：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0.701.503

9、.3 摩擦片基本參數的優化（1）摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度不超過6570m/s，即m/sm/s （3.6）式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）；為發動機最高轉速(r/min)。（2）摩擦片的內、外徑比應在0.530.70范圍內，即（3）為了保證離合器可靠地傳遞發動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的值應在一定范圍內，最大范圍為1.24.0。（4）為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器振器彈簧位置直徑約50mm，即mm （5）為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即 （3.7）式中，為單位摩擦面積傳遞的轉矩(N.m/mm2)

10、，可按表3.6選取經檢查,合格。表3.7單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值離合器規格028030035040 （6）為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力的最大范圍為0.111.50MPa,即MPaMPaMPa（7）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/mm2)；為其許用值(J/mm2)，對于乘用車：J/mm2，對于最大總質量小于6.0t的商用車：J/mm2，對于最大總質量大于6.0t商用車：J/mm2：W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨

11、功（J），可根據下式計算 （3.9）式中，為汽車總質量(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；為發動機轉速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；，為壓盤的質量Kg代入，C，合格。3.4 膜片彈簧主要參數的選擇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之間的函數關系可知，當時，F2為增函數；時

12、，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范圍內選取。常用的膜片彈簧板厚為24mm，本設計 ，h=3mm ，則H=6mm 。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結構布置和壓緊力的要求，R/r常在1.21.3 的范圍內取值。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時

13、，圓錐底角一般在范圍內，本設計中 得在之間，合格。分離指數常取為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。膜片彈簧應用優質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內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，支承環和支承鉚釘安裝尺寸

14、精度要高，耐磨性要好。3.5 膜片彈簧的優化設計（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，即（2）彈簧各部分有關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： 拉式： （4）根據彈簧結構布置要求，與，與之差應在一定范圍內選取，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選取，即推式： 拉式： 由（4）和（5）得mm，mm。3.6膜片彈簧的載荷與變形關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

15、應用于機械制造業中。膜片彈簧是具有特殊結構的碟形彈簧，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，碟形彈簧有關設計公式對膜片彈簧也適用。通過支承環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，加載點間的相對變形（軸向）為1，則壓緊力F1與變形1之間的關系式為: （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時，其碟簧部分的內錐高度 h彈簧鋼板厚度 R彈簧自由狀態時碟簧部分的大端半徑r彈簧自由狀態時碟簧部分的小端半徑R1壓盤加載點半徑r1支承環

16、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RrR1r1Hh118941169663代入（3.10）得 （3.11）對（3.11）式求一次導數，可解出1=F1的凹凸點，求二次導數可得拐點。凸點：mm時，N凹點：mm時，N拐點：mm時，N 2、當離合器分離時，膜片彈簧加載點發生變化。設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3.9膜片彈簧工作點的數據2.967.0459.182.18215.511796.936748.9892733775.022159.672967.36膜片彈簧工作點位置的選擇。

17、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。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。3.7膜片彈簧的應力計算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轉動（圖3.4）。斷面在O點沿圓周方向的切向應變為零，故該點的切向應力

18、為零，O點以外的點均存在切向應變和切向應力。現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角（從自由狀態算起）碟簧部分子有狀態時的圓錐底角e 碟簧部分子午斷面內中性點的半徑e=（R-r）/In(R/r) （3.15）為了分析斷面中斷向應力的分布規律，將（3.14）式寫成Y與X軸的關系式： （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

19、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，在零應力直線內側為壓應力區，外側位拉應力區，等應力直線離應力直線越遠，其應力越高。由此可知，碟簧部分內緣點B處切向壓應力最大，A處切向拉應力最大，分析表明，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）

20、式中 n分離指數目 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，一般要經過以下工藝：先對其進行調質處理，得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏體，對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持1214h），使其高應力區產生塑性變形以產生殘余反向應力，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，所以用設數據合適。3.8 扭轉減振器設計

21、減震器極轉矩 Nm 摩擦轉矩 Nm預緊轉矩 Nm極限轉角 扭轉角剛度 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，按表3.9選擇：取Z=6表3.10減振彈簧個數的選取 摩擦片的外徑D/mm225250250325325350350Z466881010 圖3.5 扭轉減振器4減振彈簧尺寸（1）選擇材料，計算許用應力根據機械原理與設計(機械工業出版社)采用65Mn彈簧鋼絲， 設彈簧絲直徑mm,MPa,MPa。（2）選擇旋繞比，計算曲度系數根據下表選擇旋繞比表3.

22、11旋繞比的薦用范圍d/mmC確定旋繞比，曲度系數（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，則彈簧的工作圈數取，總圈數為（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）減振彈簧預緊變形量mm（10）減振彈簧的安裝高度mm（11）定位鉚釘的安裝位置取mm，則，mm，mm，合格。3.10 操縱機構汽車離合器操縱機構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。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內的分離軸承。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱

23、機構首先要求操作輕便。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。離合器操縱機構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。離合器操縱機構應滿足的要求是3：（1）踏板力要小，轎車一般在80150N范圍內，貨車不大于150200N；（2）踏板行程對轎車一般在mm范圍內，對貨車最大不超過180mm；（3）踏板行程應能調整，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，以防止操縱機構因受力過大而損壞；（5）應具有足夠的剛度；（6）傳動效率要高；（7）發動機振動及車架和駕駛室的

24、變形不會影響其正常工作。機械式操縱機構有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結構簡單，工作可靠，但是機械效率低，質量大，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，機構效率不高。本次設計的普通輪型離合器操縱機構，采用液壓式操縱機構。液壓操縱機構有如下優點：（1）液壓式操縱，機構傳動效率高，質量小，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動機的振動而產生運動干涉；（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生的動載荷，正由于液壓式操縱有以上的優點，故應用日益廣泛，離合器液壓操縱機構由主缸、工作缸、管路

25、系統等部分組成。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，為分離軸承的自由行程，一般為mm，取mm；反映到踏板上的自由行程一般為mm；、分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦片面數；為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：mm，取mm；、為杠桿尺寸。得：mm，mm，合格。圖3.6 液壓操縱機構示意圖3.10.2踏板力的計算踏板力為（3.20）式中，為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；為操縱機構總傳動比，；為機械效率，液壓式：%，機械式：%；為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。N，

26、%；則N合格。分離離合器所作的功為式中，為離合器拉接合狀態下壓緊彈簧的總壓緊力，N，則J合格。3.11從動軸的計算1選材40Cr調質鋼可用于載荷較大而無很大沖擊的重要軸，初選40Cr調質 。 2確定軸的直徑式中，A為由材料與受載情況決定的系數，見表3.11:表3.12軸常用幾種材料的及A值軸的材料Q235-A，20Q275，35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn38SiMnMo,3Cr131525203525453556A14912613511212610311297取，n 為軸的轉速，r/min，則mm，取mm。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

27、受由發動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發動機的最大轉矩由表3.12選取：一般取1.01.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經調質處理，表面和心部硬度一般2632HRC。為提高花鍵內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為花鍵的齒側面壓力，它由下式確定：從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底， ，分別為花鍵的內外徑；Z為從動盤轂的數目；取Z=1h為花鍵齒工作高度；得N，

28、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n外徑/mm內徑/mm齒厚/mm有效齒長/mm1604910231832098180691026213201162001081029234251112251471032264301132501961035284351022802751035324401253003041040325401053253731040325451143504711040325501303.13 分離軸承的壽命計算 分離軸承的參數表3.14分離軸承參數表型號Crn7014C48.2KN1.234500r/min則由下式：得：h3.14 本章小結本章講述了離合器的計算，包括摩擦片主要參數的選擇與優化、膜片彈簧主要參數的選擇與優化、通過膜片彈簧載荷與變形的關系計算離合器的壓緊力與膜片彈簧的應力、扭轉減振器與減振彈簧的計算、操縱機構與輸出軸的計算、選