1、第一章緒論現代汽車工業具有世界性,是開發型的綜合工業,競爭也越來越激烈我國自1953年創建第一汽車制造廠至今,已有130多家汽車制造廠,700多家汽車改裝廠隨著我國國民經濟的快速發展和人們生活水平的不斷提高,對汽車的使用功能不斷提出新的要求目前大部分汽車采用離合器作為汽車的動力傳遞機構離合器的發展概況在采用離合器的傳動系統中,早期離合器的結果形式是錐形摩擦離合器錐形摩擦離合器傳遞扭矩的能力,比相同直徑的其他結構形式的摩擦離合器要大但是,其最大的缺點是從動部分的轉動慣量太大,引起變速器換擋困難而且這種離合器在接合時也不夠柔和,容易卡住次后,在油中工作的所謂濕式的多片離合器逐漸取代了錐形摩擦離合器

2、但是多片濕式摩擦離合器的片與片之間容易被油粘住(尤其是在冷天油液變濃時更容易發生),導致分離不徹底,造成換擋困難所以它又被干式所取代多片干式摩擦離合器的主要優點是由于接觸面數多,故接合平順柔和,保證了汽車的平穩起步但因片數較多,從動部分的轉動慣量較大,還是感到換擋不夠容易另外,中間壓盤的通風散熱不良,易引起過熱,加快了摩擦片的磨損甚至燒傷和破裂如果調整不當還可能引起離合器分離不徹底多年的實踐經驗使人們逐漸趨向于采用單片干式摩擦離合器它具有從動部分轉動慣量小,散熱性好,結構簡單,調整方便,尺寸緊湊,分離徹底等優點而且只要在結構上采取一定措施,也能使其接合平順因此,它得到了極為廣泛的應用為了實現離

3、合器的自動操縱,有自動離合器采用自動離合器時可以省去離合器踏板,實現汽車的“雙踏板”操縱與其他自動傳動系統(如液力傳動)相比,它具有結構簡單,成本低廉及傳動效率高的優點因此,在歐洲小排量汽車上曾得到廣泛的應用但是在現有自動離合器的各種結構中,離合器的摩擦力矩的力矩調節特性還不夠理想,使用性能不盡完善例如,汽車以高檔低速上坡時,離合器往往容易打滑因此必須提前換如低檔以防止摩擦片的早期磨損以至燒壞這些都需要進一步改善隨著汽車運輸的發展,離合器還要在原有的基礎上不斷改進和提高,以適應新的使用條件從國外的發展動向來看,近年來汽車的性能在向高速發展,發動機的功率和轉速不斷提高,載重汽車趨向大型化,國內也

4、有類似的情況此外,對離合器的使用要求也越來越高所以,增加離合器的傳扭能力,提高其使用壽命,簡化操作,已經成為目前離合器的發展趨勢第二章 方案論證第一節 選定離合器的車型本次設計所選車型 大眾polo1.4mt該車主要參數如下表:表2-1大眾polo1的主要性能參數發動機型號EA111最大扭矩(N·m)126/3800最大功率(Kw/rpm)55/5000最高車速(Km/h)130變速器一檔傳動比3.45主減速器傳動比3.88整備質量(Kg)1127滿載質量(Kg)1615輪胎型號165/70 R14LT第二節 離合器設計基本要求為了保證離合器具有的工作性能,設計離合器應滿足如下基本要

5、求:(一) 在任何行使條件下,既能可靠地傳遞發動機最大轉矩,并有適當的轉矩儲備,又能防止傳動系過載;(二) 接合完全平順柔和,使汽車起步時無抖動無沖擊,分離徹底迅速;(三) 工作性能(最大摩擦力矩或后備系數)穩定,即作用在摩擦片上的總壓力不應因摩擦表面的磨損而有明顯的變化,摩擦系數在離合器工作過程中應力求穩定;(四) 從動部分的轉動慣量要小,以減小掛檔時的齒輪沖擊,便于換檔和減小同步器的磨損;(五) 應能避免和衰減傳動系的扭振,并具有吸收振動緩和沖擊和降低噪聲的能力;(六) 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,延長其使用壽 命通風;(七) 操縱輕便準確,以減輕駕駛員

6、的疲勞;(八) 具有足夠的強度,工作可靠使用壽命長;(九) 力求結構簡單緊湊,質量小,制造工藝性好,拆裝維修調整方便;(十) 設計時要注意對旋轉件的動平衡要求和離心力的影響第三節 確定離合器的結構型式一 摩擦離合器機構型式的選擇汽車離合器有摩擦式電磁式和液力式三種類型其中,摩擦式的應用最廣泛現代汽車摩擦離合器的典型結構型式是單片或雙片干式,它由從動盤壓盤壓盤驅動裝置壓緊彈簧(有沿圓周均布的圓柱螺旋彈簧中央布置的錐形或圓柱螺旋彈簧和膜片彈簧等)離合器蓋分離杠桿分離軸承等構成本次設計選定的機構型式為單片摩擦式二 從動盤數及干濕式的選擇(一) 單片干式摩擦離合器如圖2-2,2-3,2-4所示,其結果

7、簡單,調整方便,軸向尺寸緊湊,分離徹底,從動件轉動慣量小,散熱性好,采用軸向有彈性的從動盤時也能接合柔順因此,廣泛用于各級轎車及微輕中型客車與貨車上,在發動機轉矩不大于1000N·m的大型客車和重型貨車上也有所推廣當轉矩更大時可以采用雙片離合器(二) 雙片干式摩擦離合器 如圖2-4所示與單片離合器相比,由于摩擦面增多使傳遞轉矩的能力增大,接合也更平順柔和;在傳遞相同轉矩的情況下,其徑向尺寸較小,踏板力較小但軸向尺寸加大且結構復雜;中間壓盤的通風散熱性差易引起過熱而加快摩擦片的磨損甚至燒傷碎裂;分離行程大,調整不當分離也不易徹底;從動件轉動慣量大易使換檔困難等僅用于傳遞的轉矩大且徑向尺

8、寸受到限制時(三) 多片濕式離合器摩擦面更多,接合更加平順柔和;摩擦片浸在油中工作,表面磨損小但分離行程大分離也不易徹底,特別是在冬季油液粘度增大時;軸向尺寸大;從動部分的轉動慣量大,故過去未得到推廣近年來,由于多片濕式離合器在技術方面的不斷完善,重型車上又有采用,并有不斷增加的趨勢因為它采用油泵對摩擦表面強制冷卻,使起步時即使長時間打滑也不會過熱,起步性能好,據稱其使用壽命可較干式高出56倍通過各結構優缺點的比較及本次設計所針對的車型,故本次設計選用的是單片干式摩擦離合器圖2-1 雙片離合器 圖2-2 拉式膜片彈簧離合器 圖2-3 膜片彈簧離合器圖2-4 單片離合器第三章設計計算及參數的選擇

9、第一節 離合器基本結構參數的選擇一 摩擦片設計離合器摩擦片在性能上應滿足如下要求:1) 摩擦因數較高且穩定,工作溫度單位壓力滑磨速度的變化對其影響要小;2) 有足夠的機械強度與耐磨性;3) 密度小,以減小從動盤的轉動慣量;4) 熱穩定性好,在高溫下分離出的粘合劑少,無味,不易燒焦;5) 磨合性能好不致刮傷飛輪和壓盤表面;6) 接合時應平順,不產生“咬合”或“抖動”現象;7) 長期停放后,摩擦面不發生“粘著”現象摩擦片的外徑是離合器的重要參數它對離合器的輪廓尺寸有決定性的影響,并根據離合器能全部傳遞發動機的最大轉矩來選擇為了能可靠地傳遞發動機的最大的轉矩Temax,離合器的靜摩擦力矩Tc應大于發

10、動機的最大轉矩Temax,而離合器傳遞的最大靜摩擦力矩Tc又取決于其摩擦面數Z摩擦系數f作用在摩擦面上的總壓緊力與摩擦片平均半徑Rm,即Tc=Temax=1.5.×126=189N.M式中離合器的后備系數(一) 后備系數后備系數是離合器設計時用到的一個重要參數,它反映了離合器傳遞發動機轉矩的可靠程度在選擇時應考慮以下幾點:1） 摩擦片在使用中磨損后,離合器還應能可靠地傳遞發動機的最大轉矩2） 要防止離合器滑磨過大3） 要能防止傳動系過載顯然,為了可靠地傳遞發動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大,不宜選取太小;為了使離合器尺寸不致過大,減少傳動系過載,保證操縱輕便,又不能選取太大;當發動機

11、后備功率較大,使用條件較好時,可選擇小些;當使用條件惡劣,需要拖帶掛車時,為提高起步能力,減少離合器磨損,應選取大些;貨車總質量越大,也應選得越大;采用柴油機時,由于工作比較粗暴,轉矩較不平穩,選取的值應比汽油機大些;發動機缸數越多,轉矩波動越小,可選取小些;膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩定,選取的值可以比螺旋彈簧的小些;雙片離合器的值應大于單片離合器各類汽車值的選取范圍通常為:轎車和微型車輕型貨車=1.201.75中型和重型貨車=1.502.25越野車帶拖掛的重型汽車和牽引汽車=1.804.00根據上述原因及所選車型,選取=1.50(二)單位壓力單位壓力對離合器工作性能和使用壽命

12、有很大的影響,選取時應考慮離合器的工作條件,包括發動機的后備功率大小,摩擦片尺寸材料及其質量和后備系數等因素離合器使用頻繁,發動機后備系數較小時,應取小些;當摩擦片外徑繳大時,為了降低摩擦片外緣處的熱負荷,應取小些;后備系數較大時,可適當增大當摩擦片采用不同材料時,按下列范圍選取:石棉基材料:=0.100.35MPa粉末冶金材料:=0.350.60MPa 金屬陶瓷材料:=0.701.5MPa根據所選車型及摩擦片所用材料,選取 0.10mp 1.50mp 本次取=0.30MPa(三) 摩擦片外徑D內徑d和厚度h的確定離合器應按轉矩容量或熱容量設計,摩擦片或從動片外徑D是基本尺寸它關系到結構尺寸及

13、質量的大小和使用壽命的長短設計是通常首先確定D的值由以下公式計算D的值: D=2R=2.5=(3-2)式中:發動機的最大轉矩 f摩擦系數z摩擦面數或由經驗公式得:由選車型得KD=14.6= 126N·m,D=163.88mm在同樣外徑時,選用較小的內徑d雖可增大摩擦面積,提高傳遞轉矩的能力,但是會使摩擦面上的壓力分布不均勻,使內外沿圓周的相對滑磨速度差別太大而造成摩擦面磨損不均勻,且不利于散熱和扭轉減振器的安裝摩擦片尺寸應符合尺寸系列標準GB57641998(汽車用離合器面片),所選的D應使摩擦片最大圓周速度不超過6570m/s,以免摩擦片發生飛離所以由計算所得D值及參照摩擦片尺寸系

14、列標準GB57641998,最后選定摩擦片的尺寸為下表表3-1選定的摩擦片的尺寸外徑D(mm)內徑d(mm)厚度h(mm)C=1-單位面積F(cm)1801253.50.6940.667131.75(四)摩擦片的校核: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 (3-3)式中,為摩擦片的最大圓周速度(m/s);n為發動機最高轉速(r/min)將n=5000r/min,D=180mm,代入(3-3)式得: VD=47.1m/s<6570m/s則摩擦片的最大圓周速度在安全范圍內2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應小于其許用值,即 (3-4)

15、式中,為單位摩擦面積傳遞的轉矩();為其允許值(),按表3-2選取表3-2 單位摩擦面積傳遞的轉矩 ()離合器規格D/mm210>210250>250325>325/×0.280.300.350.40 由D=180mm,選取=0.28×.則由(3-1)(3-4)得:Tco=0.0071>0.28×不滿足要求故重新選取D=250mm d=155mm重新校核 : VD=65.41<6570m/Tco=0.0031符合要求 3摩擦片的內外徑比c應在0.530.70內c=d/D=125÷180=0.694故符合要求4為了保證扭轉減振

16、器的安裝,摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm,即d2Ro+50 即:2Ro75符合要求第二節 膜片彈簧設計(一) 膜片彈簧的結構特點膜片彈簧的結構形狀如圖3-1所示,它由彈簧鋼板沖制而成從圖中可以看出,膜片彈簧在結構形狀上分成兩部分,在膜片彈簧大端處為一完整的截錐體,如圖3-2的樣子它的形狀像一個無底的碟子,與一般機械上用的碟形彈簧完全一樣,故稱作碟簧部分,膜片彈簧起彈性作用的正是此部分碟形彈簧的彈性作用是這樣的沿其軸線方向加載,碟簧受壓變平,卸載后又恢復原形(如圖3-2所示)可以說膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式,所不同是在膜片彈簧上還包含有徑向開槽部分,此部分像一圈

17、瓣片,其作用是:當分離離合器時作為分離桿,故此瓣片又稱作分離指分離指與碟簧部分交接處的徑向槽呈長方圓形孔,這樣做一方面可以減少分離指根部的應力集中(分離指根部過渡圓角半徑應大于4.5mm),另一方面又可用來安置銷釘固定膜片彈簧圖3-1 膜片彈簧 圖3-2 碟形彈簧(二)膜片彈簧的加載方式和變形情況離合器在接臺與分離時,膜片彈簧的加載情況不一樣,相應地存在著兩種加載方式和變形形狀1接合時離合器接合時,膜片彈簧起壓緊彈簧的作用在壓盤離臺器蓋總成未與飛輪裝臺之前,膜片彈簧近似處于自由狀態(如圖3-3a所示),膜片彈簧對壓盤無壓緊作用當壓盤離臺器蓋總成與飛輪裝合時,離臺器蓋前端面與飛輪前端面靠攏,因此

18、離臺器蓋通過支承環1對膜片彈簧施加載荷,膜片彈簧幾乎被壓平(如圖3-3b所示),同時在壓盤處也作用有載荷,即為壓緊力圖33 膜片彈簧在不同工作狀態時的變形 a)自由狀態 b)壓緊狀態c)分離狀態2分離時當分離軸承以力作用在膜片彈簧小端的分離爪上時,支承環1逐漸不起作用,而支承環2開始起作用,當力達到一定值耐,膜片彈簧被壓翻,離合器分離(如圖3-3c所示),稱為分離力 (三)膜片彈簧的彈性變形特性如前所述,膜片彈簧起彈性作用的部分是其碟簧部分,碟簧部分的彈性變形特性和螺旋彈簧不一樣,它是一種非線性彈簧,其特性與碟簧部分的內截錐高H及彈簧片原h之比值H/h有關不同的H/h值可以得到不同的彈性變形特

19、性,一般可分成下列四種情況:1 H/h<如圖3-4所示,圖中曲線A為H/h=0.5時的無因次特性曲線,從曲線形狀可知:隨著載荷P的增加,變形也不斷增加,這種膜片彈簧剛度很大,可以承受很大的載荷,適臺于作為緩沖裝置中的行程限制器圖3-4 不同H/h值的無因次特性曲線圖3-5 膜片彈簧的彈性變形特性2H/h圖3-4中曲線B為H/h=1.5時的無因次特性曲線,曲線中間有一段很平直變形在增加.載荷P幾乎保持不變,這種彈簧叫做零剛度彈簧3<H/h<2圖3-4中曲線C為H/h=2.75時的無因次特性曲線,圖中可以看到膜片彈簧的特性曲線中有一段負剛度區域,即當變形增加時.載荷反而減小,具有

20、這種特性的膜片彈簧很適用于作為離臺器的壓緊彈簧因為可利用其負剛度區達到分離離臺器時操縱省力之目的當然.負剛度區域過大也不適宜,以免彈簧工作位置略微變動造成彈簧壓緊力變化過大4H/h>2如圖3-5所示,圖中曲線為H/h=3時的無因次特性曲線,這種彈簧的特性曲線中具有更大的負剛度不穩定工況區,而且有載荷為負值的區域,這種彈簧適用于汽車液力傳動中的鎖止機構(四) 膜片彈簧基本參數的選擇 1比值H/h和h的選擇如前所述,比值H/h對膜片的彈性特性影響極大,因此,要H/h對彈簧特性的影響,正確地選擇該比值,以得到理想的特性曲線及獲得最佳的使用性能為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便,汽車離合器用膜

21、片彈簧的H/h一般為1.52.2,板厚為24mm根據上述原因及所選車型,選取 h=3mm,則H=5.4mm 2R/r比值及Rr的選擇研究表明,R/r越大,彈簧材料利用率越低,彈簧越硬,彈性特性曲線受直徑誤差的影響越大,而且應力越高碟形彈簧儲蓄彈性能的能力,在R/r=1.82.0為最大,用于緩和沖擊吸收振動等需要儲存大量彈性能的碟簧最佳但對汽車離合器的膜片彈簧而言,并不要求儲存大量的彈性能,而應根據結構布置和壓緊力的要求,通常取R/r為1.21.35為使摩擦片上壓力分布較均勻,推式膜片彈簧的R值應取大于或等于摩擦片的平均半徑Rc,拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于Rc根據上述原因及所選車型,選取

22、,R=105mm,則r=80mm 3的選擇膜片彈簧自由狀態下圓錐底角與內截錐高度H關系密切,=arctanH/(R-r)H/(R-r),一般在9°15°范圍內則代入HRr值得:=11° 4壓盤加載點半徑和支承環加載點半徑的確定和的取值將影響膜片彈簧的剛度應略大于r且盡量接近r,應略小于R且盡量接近R,因此,選取 =124mm,=104mm5分離指數目n的選取分類指數目n常取為18,大尺寸膜片彈簧可取24,小尺寸可取12考慮到所選車型,選取n=18圖36膜片彈簧的尺寸簡圖6切槽寬度及半徑(圖3-6)的確定=3.23.5mm,=910mm,的取值應滿足-的要求因此選取

23、=3.4mm,=9mm,=92mm 7膜片彈簧小端內半徑(圖3-6)及分離軸承作用半徑的確定由離合器的結構決定,其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑因膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用,因此其杠桿比在一定范圍內選取,即推式:2.34.5 拉式:3.59.0本設計為推式,折中選取杠桿比為3,而已知=124=mm=104mm,則: =30mm而與的差值應在0-4范圍內,則選取=30mm第三節扭轉減振器的設計一扭轉減振器的功能扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度,從而降低傳動系扭轉系統的某階(通常為三階)固有頻率,改變系統的固

24、有振型,使之盡可能避開由發動機轉矩主諧量激勵引起的共振;阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量所以,扭轉減振器具有如下功能: 1)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 2)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 3)控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振,消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振與噪聲4)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扭轉減振器具有線性和非線性特性兩種單級線性減振器的扭轉特性如圖39所示,其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧,廣泛應用于汽油機汽車中當發動機為柴油機時,由于怠速時發動機

25、旋轉不均勻度較大,常引起變速器常嚙合齒輪齒間的敲擊,從而產生令人厭煩的變速器怠速噪聲在扭轉減振器中另設置一組剛度較小的彈簧,使其在發動機怠速工況下起作用,以消除變速器怠速噪聲,此時可得到兩級非線性特性,第一級的剛度很小,稱為怠速級,第二級的剛度較大目前,在柴油機汽車中廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉減振器如圖310所示圖3-9單級線性減振器的扭轉特性圖3-10三級非線性減振器的扭轉特性二扭轉減振器的主要參數選擇減振器的扭轉剛度C和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩是兩個主要參數其設計參數還包括極限轉矩和預緊轉矩等1 極限轉矩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1(圖215)時所能

26、傳遞的最大轉矩,即限位銷起作用時的轉矩它與發動機最大轉矩有關,一般可取(3-19)取=2.0Temax,則由所選車型可得:=252N·m2扭轉剛度是C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C決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸(圖215)C=13=13×252=3276N·m/rad3阻尼摩擦轉矩由于減振器扭轉剛度是,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地消振,必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩一般可按下式初選Tf=(0.06-0.17)Temax(3-23)

27、則取=15.12N·m4預緊轉矩減振彈簧在安裝時都有一定的預緊研究表明,增加,共振頻率將向減小頻率的方向移動,這是有利的但是不應大于,否則在反向工作時,扭轉減振器將提前停止工作,一般取=(0.06-0.17)Temax,則=12.6N·m三減振器的結構設計在初步選定減振器的主要參數后,即可根據布置上的可能來確定它的具體結構尺寸,并設計減振彈簧以滿足其減振性能的要求1減振彈簧的位置半徑RoRo的尺寸應盡可能大些,如圖311所示,一般取(3-24)式中,d為離合器摩擦片內徑則取Ro=0.6×155÷2=46.5mm2減振彈簧個數nn參照表33選取表33減振彈

28、簧個數的選取摩擦片外徑D/mm<225-250 250-325 325-350 >350減振彈簧數目 4-6 6-8 810 >10則根據摩擦片外徑由上表取n=63減振彈簧總壓力當限位銷與從動盤轂之間的間隙1或2被消除,減振彈簧傳遞轉矩達到最大值時,減振彈簧受到的壓力為=252÷0.0465=5419.35N(3-25)則=5419.35N（一） 從動盤總成從動盤總成主要由從動盤轂摩擦片從動片扭轉減振器等組成從動盤對離合器工作性能影響很大,設計時應滿足如下要求:（1） 從動盤的轉動慣量應盡可能小,以減小變速器換檔時輪齒的沖擊（2） 從動盤應具有軸向彈性,使離合器接合

29、平順,便于起步,而且使摩擦面壓力均勻,以減小磨損（3） 應安裝扭轉減振器,以避免傳動系共振,并緩和沖擊1.軸向彈性從動盤的結構形式為了使從動盤具有軸向彈性,常用的方法有:（1） 在從動片外緣開612個“T”形槽,形成許多扇形,并將扇形部分沖壓成依次不同方向彎的波浪形兩側的摩擦片則分別鉚在每隔一個的扇形上“T”形槽還可以減小由于摩擦發熱而引起的從動片翹曲變形這種結構主要應用在商用車上（2） 將扇形波形片的左右凸起段分別與左右側摩擦片鉚接,由于波形片(1.0mm)比從動片(1.5mm)薄,這種結構的軸向彈性較好,轉動慣量較小,適宜于高速旋轉,主要應用于乘用車和最大總質量小于6t的商用車上（3） 利

30、用階梯形鉚釘桿的細段將成對波形片的左片鉚在左側摩擦片上,并交替地把右片鉚在右側摩擦片上這種結構的彈性行程較大,彈性特性較理想,可使汽車起步極為平順這種結構主要應用于發動機排量大于2.5L的乘用車上（4） 將靠近飛輪的左側摩擦片直接鉚合在從動片上,只在靠近壓盤側的從動片鉚有波形片,右側摩擦片用鉚釘與波形鉚合這種結構的轉動慣量大,但強度較高,傳遞轉矩的能力大,主要應用于商用車上2.從動盤轂從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件,它幾乎承受發動機傳來的全部轉矩它一般采用齒側對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Temax按國標GB1144-74選取(見表3

31、4)從動盤的軸向長度不宜過小,以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底,一般取倍的花鍵軸直徑從動盤轂一般采用鍛鋼(如354540Cr等),并經調質處理為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性,可采用鍍鉻工藝:對減振彈簧窗口及從動片配合,應進行高頻處理花鍵選取后應進行擠壓應力j(MPa)及剪切應力j(MPa)的強度校核:表33 離合器從動盤轂花鍵尺寸系列摩擦片外徑D/mm發動機的最大轉矩Temax/N·m花鍵尺寸擠壓應力j/Mpa齒數n外徑D/mm內徑d/mm齒厚b/mm有效齒長l/mm16050102318320101807010262132011.820011010292342511.32

32、2515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2根據摩擦片的外徑D=225mm與發動機的最大轉矩Temax=125·m,由表33查得n=10,D=32mm,d=26mm,b=4mm,l=30mm,j=11.5Mpa,則由公式(3-30)(3-31)校核得:j=10.5MPa<j=11.3MPaj=7.9 MPa < j=15MPa所以,所選花鍵尺寸能滿足使用要求第四節離合器操縱及機構的設計計算(一)總傳動比式中,是踏板的工作行程,對于轎車和輪式貨車=80120mm本次設計選取100mmh是壓盤升程,h=Zs+h式中, Z是摩擦面數,單從動盤Z=2,s是離合器分離時摩擦面間的間隙量