1、離合器設計說明書第1章汽車離合器綜述1.1 離合器的功能離合器是汽車傳動系統中直接與發動機相聯系的部件，主要作用是保證汽車起步平穩，保證傳動系統換擋時工作平順，防止傳動系統過載等，在離合器的具體結構上，首選，在保證傳遞發動機最大轉矩的前提下，應滿足兩個基本要求：首先，分離徹底、接合柔和。離合器從動部分的轉動慣量要盡可能的小。此外，還要求離合器散熱良好。1.2 離合器的類型膜片彈簧推式離合器1.3 離合器的工作原理如圖1.1所示，摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構和操縱機構四部分組成。離合器在接合狀態時，發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

2、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，發動機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態。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。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右，仍將從動盤3壓緊在飛輪上2，這樣發動機的扭矩又傳入變速器。圖1.1離合器總成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1.4 對離合器的要求摩擦式離合器的結構

3、類型非常多，而且有多種組合方式，但不管哪種結構類型，也不管什么組合方式，對它們的使用要求是一致的。1 .能可靠地傳遞發動機的最大轉矩，并有轉矩儲備。2 .接合平順柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。3 .分離迅速、徹底。4 .離合器從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。5 .應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。6 .應使傳動系避免扭轉共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力。7 .操縱輕便、準確。8 .作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數在使用過程中變化要盡可能小，以保證有穩定的工作性能。9 .應有足夠的強度和良好的動平

4、衡，以保證其工作可靠、壽命長。10 .結構應簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。第2章設計方案的分析與確定2.1 離合器分類離合器結構類型較多，且可有多種組合。按傳遞扭矩的方式，離合器可分為摩擦式離合器、液力式離合器和電磁式離合器；按離合器操縱方式可分為強制操縱式和自動操縱式。摩擦式離合器是利用摩擦力把轉矩從主動元件傳遞給從動元件的離合器。它是目前各種汽車傳動系中應用最廣泛的一種結構。摩擦式離合器按摩擦表面的形狀可分為錐式、鼓式和片式三種，汽車多采用片式。片式按其從動盤的數目可分為單片、雙片和多片；按其壓緊彈簧布置形式可分圓周布置、中央布置和斜向布置；按其壓緊彈簧不同可分

5、圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧；按其分離時作用力的方向可分拉式和推式。液力式離合器的主、從兩元件間利用液體介質進行轉矩的傳遞。常見的有液力耦合器和液力變矩器兩種，但不能起到離合器的全部作用。電磁式離合器的主、從兩元件間利用電磁力的作用而傳遞轉矩的。強制操縱式離合器是根據駕駛員意志通過一定形式的操作機構強制性地進行。通常有機械式、液力式和氣動式幾種。自動操縱式離合器能根據汽車的行駛速度或發動機的轉速變化自動地進入接合或分離，無須駕駛員操作，使得汽車的操縱系更為簡單，駕駛更輕便舒適。2.2 離合器形式的選擇2.2.1 摩擦片的選擇根據從動盤數分離合器可分為單片、雙片和多片。單片離合器具有結構

6、簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，分離徹底、接合較平順等優點。轎車和微型、輕型貨車發動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸允許時離合器通常只設有一片從動盤。雙片離合器由于摩擦面數增加一倍，因而傳遞轉矩的能力較大;在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小，另外接合較為平順。但中間壓盤通風散熱不良，兩片起步負載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。這種結構一般用在傳遞轉矩較大且徑向尺寸受到限制的場合。多片離合器多為濕式。它有分離不徹底、軸向尺寸和質量大等缺點。（以往主要用于行星齒輪變速器換擋機構中）但它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小、使用壽命長等

7、優點。主要應用于重型牽引車和自卸車上。由于本設計的車是轎車，轉矩相對較小，在布置上也較為合理，所以選擇單片離合器即可。2.2.2 壓緊彈簧布置形式的選擇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。周置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧其特點結構簡單、制造容易。中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心。此結構軸向尺寸較大。由于可選較大的杠桿比，因此可得到足夠的壓緊力，且有利于減小踏板力，使操縱輕便。壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，不會使彈簧受熱退火，通過調整墊片或螺紋容易實現對緊力的調整。這種結構多用于重型汽車上。斜置彈簧

8、離合器的彈簧壓力斜向作用在傳力動盤上，并通過壓桿作用在壓盤上。這種結構的顯著優點是在摩擦片磨損或分離離合器時，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。與上述兩種離合器相比具有工作性能穩定、踏板力較小的突出優點。此結構在重型汽車上已有采用。膜片彈簧離合器中的膜片彈簧是一種具有特殊結構的碟形彈簧，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能保證大致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。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

9、彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量小；（ 3）高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降；（ 4）由于膜片彈簧大斷面環形與壓盤接觸，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，降低制造成本。但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，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。2.2.3 分離

10、時離合器受力形式選擇從提高離合器工作性能的另一個角度出發，傳統的操縱形式正向自動操縱的形式發展。因此，提高離合器的可靠性和使用壽命，適應高轉速，增加傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發展趨勢。推式膜片彈簧離合器杠桿小于拉式膜片彈簧離合器杠桿比，結構簡單，安裝方便，使用壽命長，裝配時推式膜片彈簧離合器錐頂朝后，大端靠在壓盤上，對壓盤施加外力。故選擇推式膜片彈簧。2.2.4 壓盤的驅動方式在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤的方法有三種9：（ 1） 凸臺窗孔式：它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內，通過二者的配合，將扭矩從離合器蓋傳到壓盤上，此方式結構簡單，應用較多；缺點

11、：壓盤上凸臺在傳動過程中存在滑動摩擦，因而接觸部分容易產生分離不徹底。（ 2） 徑向傳動驅動式：這種方式使用彈簧剛制的徑向片將離合器蓋和壓盤連接在一起，此傳動的方式較上一種在結構上稍顯復雜一些，但它沒有相對滑動部分，因而不存在磨損，同時踏板力也需要的小一些，操縱方便；另外，工作時壓盤和離合器蓋徑向相對位置不發生變化，因此離合器蓋等旋轉物件不會失去平衡而產生異常振動和噪聲。（ 3） 徑向傳動片驅動方式：它用彈簧鋼制的傳動片將壓盤與離合器蓋連接在一起，除傳動片的布置方向是沿壓盤的弦向布置外，其他的結構特征都與徑向傳動驅動方式相同。傳動片式此結構中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，簡單可靠，壽命長。

12、經比較，我選擇徑向傳動驅動方式。2.2.5 分離杠桿、分離軸承分離杠桿的作用由膜片彈簧承擔，其作用是通過分離軸承克服離合器彈簧的推力并推動壓盤移動，從而使壓盤與從動盤和從動盤與飛輪相互分離，截斷動力的傳遞，分離杠桿要具有足夠的強度和剛度，以承受反復作用在其上面的彎曲應力，分離軸承的作用是通過分離叉的作用使分離軸承沿變速器前端蓋導向套作軸向移動，推動旋轉中的膜片彈簧中部分離前端，使離合器起到分離作用。分離本次設計選用的是油封軸承，它可以將潤滑脂密封在軸承殼內，使用中不需要增加潤滑，相比供油式軸承則需增加。2.2.6 扭轉減振器它能降低發動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率，

13、增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態扭振，控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭振與噪聲，緩和非穩定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。故要有扭轉減振器。2.2.7 離合器的散熱通風試驗表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面超過180200°C時摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的瞬時溫度一般在180°C以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能達到1000C。過高的溫度能使壓盤受壓變形產生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫度不致過高，除要求壓盤有足夠大的質量以保證足夠的熱容量外，還要

14、求散熱通風好。改善離合器散熱通風結構的措施有：在壓盤上設散熱筋，或鼓風筋；在離合器中間壓盤內鑄通風槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風；在離合器外殼內裝導流罩。膜片彈簧式離合器本身構造能良好實現通風散熱效果，故不需作另外設置。第3章主要零部件設計計算和驗算的簡要過程3.1 摩擦片的設計3.1離合器設計所需數據表3.1離合器原始數據|長城酷熊09款1.5豪華型的主要參數汽車型號長城酷熊09款1.5豪華型發動機最大功率(KW)/(r/min)77/6000整備質量m(kg)1185發動機最大扭矩(Nm)138輪胎規格185/65R15最圖車速(km/h)160車輪半徑r(mm)310.

15、75最普轉速(r/min)6500后橋上減速徐:比i04.313載重量(kg)375變速器擋的傳動比igg3.5453.2 摩擦片主要參數的選擇為保證可靠度,離合器靜采用單片摩擦離合器是利用摩擦來傳遞發動機扭矩的,摩擦力矩窘應大于發動機最大扭矩J摩擦片的靜壓力:(3.1)(式中：產離合器后備系數(1)后備系數B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B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戶1.21.75。結合設計實際情況，故選擇3=1.5

16、。則有B可有表3.2查得0=1.3。表3.2離合器后備系數的取值范圍Ik型一后備系數61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：口=“力也皿（3.3）求得%為直徑系數，取值見表3.3區口取14.6得D=171.51mm表3.3直徑系數的取值范圍車型直徑系數支口乘用車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的冏用車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初選離合器摩擦片尺寸和參數外徑

17、Dmm225內徑dmm130厚度/mm3.5-030.831d三4m0.553單面面積cm2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At是指離合器處于正常接合狀態、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端之間留有的間隙。該間隙At一般為34mm取N=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.

18、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:=1.3*138=179.4 N.m (3.4)(3.5)代入數據得：單位壓力Po0.151MPa表3.6摩擦片單位壓力的取值范圍|摩擦片材料單位壓力網/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0.701.503.3摩擦片基本參數的優化(1)摩擦片的內、外徑比片應在0.530.70范圍內，即_'_0.53C0.5530.7(2)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B值應在一定范圍內，最大范圍為1.2

19、4.0。(3)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2舄約50mm即d>24+500mm(4)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%=4Tc2%(3.7)式中，""為單位摩擦面積傳遞的轉Z(D2d2)矩(N.m/mm2),可按表3.6選取Tc0 =4179.4_2_22(225130)=0.00298(N.m/mm2)工。,合格。表3.7單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值離合器規格<210>210-250>250-325>3250.280.300.350.40（5）為降低離合器

20、滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力外的最大范圍為0.111.50MPa,即0.11MPa0.151MPa1.5MPa（6）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，厘為單位摩擦面積滑磨（J/mm2）；0為其許用值（J/mm2）,對于乘用車:劃=Q.4Qj/mmz對于最大總質量小于6.0t的商用車：網=。口3j/mm?對于最大總質量大于6.0t商用車：劃="25j/mm2W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功（J）,可根據下式計算(3.9)%為汽車起步時所用變Tj

21、=(1.5 2.0) Temax2式中，阿皿為汽車總質量（Kg）;4為輪胎滾動半徑（項速器擋位的傳動比；"為主減速器傳動比；也為發動機轉速r/min,計算時乘用車取2000r/min,商用車取乙加r/min。代入數據到式（3.9）得W=14118.9J代入式（3.8）得二口口蓊父此?工小w0.230.33w,合格。3.2扭轉減振器的設計3.1.1扭轉減振器主要參數（1）極限轉矩Tj極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。極限轉矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發動機最大轉矩有關，一般可取，對于乘用車，系數取2.0。則Tj=2

22、.0XTemax=2.0X200=400(N.m)(2)扭轉剛度k為了避免引起系統的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度，使共振現象不發生在發動機常用工作轉速范圍內。由經驗公式k13Tj2初選即k=13Tj=13X400=5200(N.m/rad)(3)阻尼摩擦轉矩由于減振器扭轉剛度k受結構及發動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發動機工作轉速范圍內最有效的消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩。根據公式初選T尸(0.060.17)Temax2取T=0.1Temax=0.1x200=20(N.m)(4)預緊轉矩Tn減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。Tn增加，共振頻率將向減小的頻率的方向移

23、動，這是有利的。但是Tn不應大于由于Tn滿足以下關系：Tn=(0.050.15)Temax2且TnL=20N.m而(0.050.15)Temax=6.920.7N.m則初選Tn=12N.m(5)減振彈簧的位置半徑R0R的尺寸應盡可能大些，一般取R=(0.600.75)d/22貝版R0=0.60d/2=0.6X130/2=39(mm),可取為39mm(6)減振彈簧個數Z根據表4.12知，表4.2減振彈簧個數的選取,9E片外徑。/mm22$2河250r325i25-»D?330_&4*66T8-10當摩擦片外徑D250mm寸，4=46,故取Z=6(7)減振彈簧總壓力F當限位銷與從

24、動盤轂之間的間隙被消除，減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值Tj時，減振彈簧受到的壓力F為F=Tj/R0(4-1)=400/(39X103)=10.3(kN)3.2 減振彈簧的計算在初步選定減振器的主要參數以后，即可根據布置上的可能來確定和減振器設計相關的尺寸。(1)減振彈簧的分布半徑R由于R的尺寸應盡可能大些1,一般取R=(0.600.75)d/2(3-1)式中，d為離合器摩擦片內徑故R=0.60d/2=0.60X130/2=39(mm),即為減振器基本參數中的R0(2)單個減振器的工作壓力P=F/Z=10300/6=1716(N)(3-2)(3)減振彈簧尺寸1)彈簧中徑Dc彈簧中徑一般由布置結構來

25、決定1,通常Dc=1115mm故取Dc=12mm2）彈簧鋼絲直徑d(3-3),8PDcd=3式中，扭轉許用應力可取550600Mpa故取為550Mpa附-=3 8 Fol03=4.57mm3）減振彈簧剛度k根據式k=1000knR21知，應根據已選定的減振器扭轉剛度值k及其布置尺寸R確定，即kk=2(N/mm)(3-4)1000R1n貝JK=5200320.570(N/mm)1000(39103)264）減振彈簧有效圈數i_41_4_6_346.9(3-5)Gd8.31010(4.5710)8Dc3k8(12103)30.5701065）減振彈簧總圈數n其一般在6圈左右，與有效圈數i之間的關系

26、為n=i+（1.52）=8.5減振彈簧最小高度lminn(d)1.1dn=42.7mm(3-6)6）從動片相對從動盤轂的最大轉角取12彈簧總變形量2arcsin(l/2R0)l=8.15(3-7)減振彈簧總變形量l010=1minl=42.7+8.15=50.85mm(3-8)減振彈簧預變形量Tn12130.09mm(3-9)KZR157063910減振彈簧安裝工作高度1一_'_,_一1101=50.85-0.09=50.76m(3-10)3.3 膜片彈簧的設計(一)膜片彈簧的基本參數的選擇(1)比值H和h的選擇h為了保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便,汽車離合器用膜片彈簧的T一般為1

27、.52.0,板厚h為24mmh=2.6mm故初選h=2.6mm,H=1.5則H=3.9,h(2)-比值和Rr的選擇r由于摩擦片平均半徑Rc=T235 130 91.25(mm),4(3-6)對于推式膜片彈簧的r值，應滿足關系RRc=91.25mm故取R=100mm再結合實際情況取R/r=1.25,則r=80mmR1=98mmr=82mm(3)a的選擇a=arctanH/(R-r尸arctan3.9/(100-80)=11°(3-7)故滿足9°15°的范圍。(4)分離指數目n的選取取為n=18。(5)壓盤加載點半徑R和支承環加載點半徑1的確定由于R和1需滿足下列條件

28、2:1RR170r1r6故選擇R=98mmri=82mm(6)膜片彈簧小端內半徑ro及分離軸承作用半徑rf的確定0M。-443.5R/r05.0(3-8)r0=20mm再取分離軸承f=24mmrrf推式2.3-_-4.5(3-9)Rri切槽寬度61、62及半徑re取6i=3.2mm,62=10mm,re滿足r-re>=62,貝Urev=r-62=80-10=70mm故取re=70mm3.3.2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

29、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）為則壓緊力F1與變形M之間的關系式為：xEhA.,瓦一Fln(R/r) (RTi(3-10)式中：E彈性模量，對于鋼，£=?八O'MQ-泊松比，對于鋼，（j=0.3H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支承環加載點半徑圖3.2膜片彈簧的尺寸簡圖表3.

30、8膜片彈簧彈性特性所用到的系數RrR1r1Hh1008098823.92.6代入(3-10)得F1f(1)199.98131871.8525623.881(3-11)對(3.11)式求一次導數，可解出入1=F1的凹凸點，求二次導數可得拐點凸點：12.52mm時，F1=5485.46N凹點：13.72mm寸，F1=5312.16N拐點：13.12mm時，F1=5398.83N2、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R。由R1r1F2=1F10.28Fi(3-12)rrf3.61(3-13)Ri1列出表3.8:表3.9膜片彈簧工作

31、點的數據42.523.723.129.0713.3911.23耳5485.465312.165398.83為1535.921487.401511.67（二）、膜片彈簧強度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。轉動（圖3.4）。斷面在。點沿圓周方向的切向應變為零，故該點的切向應力為零，。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Q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：gE戲（口-4/2）-抑1-P?已+乳（314、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

32、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: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小一定時，一定的切向應力0t在X-Y坐標系瓜呈線性分布。|一一門Y=（«-g-9）g-馬當二0時2，因為2的值很小，我們可以將2看成tgU）一-二坦口戶+r/，由上式可寫成乙。此式表明，對于一定的零應力分布在中性點。而與X軸承2角的直線上。從式（3.16）可以看出當區二一七時無Y=（QL）e論取任何值，都有2。顯然，零應力直線為K點與。點的連線，在零應力直線內側為壓應力區

33、，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：tB(U2(er)&)(3")dotB門h=0皿=cc十-r令一中可以求出切向壓應力達極大值的轉角Rr10080cc”e89.63mmin(R/r)0.22所以:0.192rad2.60.332(89.63 80)=2.1*105舊(1 0.32)*8089.63 802(-0.332 (89.63 80)*0.192 1.3

34、 * 0.33)=-1485N/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分離指數目n=18 br 單個分離指的根部寬br2 r0182* 3.14* 2018因止匕：rB6(8024)2*1511.67=598.89N/mm218*6.97*2.6由于orB是與切向壓應力dB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：BjrBtB598.891485886.11N/mm2%"%=170°N/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

35、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。4章主要部件結構設計說明4.1 從動盤總成的設計4.1.1 從動盤轂從動盤轂軸向長度不宜過小2,以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1.01.4倍的花鍵軸直徑。故取從動盤轂軸向長度取為1.4d=1.4x26=36mm從動盤轂的材料選取45鋼，并經調質處理，表面和心部硬度一般2632HRC為提高花鍵內孔

36、表面硬度和耐磨性，采用鍍銘工藝，對減振彈簧窗口及與從動片配合處進行高頻處理。根據摩擦片的外徑D的尺寸及表4.1查出從動盤轂花鍵的尺寸。表4.1離合器從動盤轂花鍵尺寸系列2摩擦片發動機的花鍵尺寸外徑最大轉矩齒數外徑內徑齒厚有效齒長擠壓應力D/mmTemax/NmND'/mmd'/mmb/mml/mmoJ/Mpa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010

37、403254511.635048010403255013.2由于D=225mnflU查表可得,花鍵尺寸：齒數n=10，外徑D'=32mm,內徑d'=26mm齒厚t=4mm,有效齒長l=30mm,積壓應力c=11.5Mpa4.1.2 從動片從動片要求質量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料選用中碳鋼板50鋼，厚度為取為2mm表面硬度為3540HRC4.1.3 波形片和減振彈簧波形片采用65Mn厚度取為0.8mm硬度為4046HRC并經過表面發藍處理。減振彈簧用60Si2MnA彈簧鋼絲。4.2 離合器蓋和壓盤的方式選擇4.2.1 離合器蓋離合器蓋是離合器的主動件之一，它與飛輪

38、固定在一起，通過它傳遞發動機的一部分轉矩給壓盤。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。因此它需要具有足夠的剛度，板厚取4mm乘用車離合器蓋用10鋼等低碳鋼板。4.2.2 壓盤（1）壓盤傳動方式的選擇由于傳統的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙的缺點，故選擇已被廣泛采用的傳動片傳動方式。另選用膜片彈簧作為壓力彈簧時，則在壓盤上鑄有一圈凸起以供支承膜片彈簧或彈性壓桿之間。（2）壓盤幾何尺寸的確定前面已經分析了如何確定摩擦片的內、外徑尺寸。當摩擦片的尺寸確定后，與它配合工作的壓盤內、外徑尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結為如何確定它的厚度。壓盤厚度的

39、確定主要依據以下兩點：一是壓盤應有足夠的質量；二是壓盤應具有較大的剛度。為滿足上述要求壓盤應做得厚些，本次設計采用20mm。（3）傳動片傳動片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅動壓盤共同旋轉，分離時，又可利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。傳動片采用3組，每組3片的形式，具體尺寸為，寬a=25mm厚b=1mm兩孔間距為l=20mm孔直徑為d=10mm傳動片彈性模量E=2105MPa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。4.3 分離軸承的選擇由于nemax=5700r/min,離心力造成的徑向力很大，因此采用調心式角接觸球軸承。4.4 離

40、合器的通風散熱由于離合器尺寸小，在離合器蓋上開通風窗口即能滿足離合器通風散熱的要求。4.5 離合器種類的選擇根據設計方案的分析，確定采用單片膜片彈簧離合器。4.6 分離時離合器受力形式的選擇由于小轎車質量輕，推式優點多，所以采用推式。4.8 離合器的操縱機構選擇4.8.1 對離合器操縱機構的要求1）踏板力要盡可能小，乘用車一般在80-150N范圍內，商用車不大于150-200N2）踏板行程一般在80-150mm范圍內，最大不應超過180mm3）應有踏板行程調節裝置，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復原。4）應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因受力過大而損壞。5）應有足夠的剛度。

41、6）傳動效率要高。7）發動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。8）工作可靠，壽命長，維修保養方便。4.8.2 離合器操縱機構的型式及確定按照操縱離合器的能源劃分，離合器操縱機構分為人力式、助力式和動力式三種。按傳動方式劃分，離合器操縱機構有機械、液壓和氣壓三種。機械式離合器操縱機構有桿系傳動裝置和鋼絲繩索傳動裝置兩種。桿系傳動裝置中關節點多，所以摩擦損失大。車身和車架的變形會影響其工作。當離合器需要遠距離操縱時，較難合理安排桿系。鋼絲繩索傳動結構簡單，裝置布置靈活，不受車身和車架變形的影響，但傳遞的力比較小。液壓式離合器操縱機構具有摩擦阻力小，傳遞效率高，接合平順等優點。它結構比較簡單，便于布置，不受車身和車架的變形的影響，是比較普遍采用的一種操縱型式。由于機械操縱式操縱機構結構簡單，工作可靠廣泛應用于各種汽車，所以我設計的小轎車采用機械操縱式桿系操縱機構。第5章經濟、技術分析及對設計所作的簡要評語5.1 經濟、技術分析本離合器設計，在實際操作使用中，接合可靠分離徹底、動作迅速、操縱靈活、適應性強、分離與接合平穩