離合器說明書

1、交通與汽車工程學院課程設計說明書課 程 名 稱: 汽車設計課程設計 課 程 代 碼: 8203381 題 目: 越野車膜片彈簧離合器設計 （后備功率中） 年級/專業(yè)/班: 2008級/車輛工程 /3班 學 生 姓 名: 許 中 山 學 號: 332008030606005 開 始 時 間: 2011 年 12 月 19 日完 成 時 間: 2012 年 1 月 6 日課程設計成績：學習態(tài)度及平時成績（30）技術(shù)水平與實際能力（20）創(chuàng)新（5）說明書（計算書、圖紙、分析報告）撰寫質(zhì)量（45）總 分（100）指導教師簽名： 年 月 日汽車設計課程設計任務書學院名稱： 交通與汽車工程學院 課程代碼：

2、_8203381_專業(yè)： 車輛工程 年級： 2008 一、設計題目：越野車膜片彈簧離合器設計（后備功率中）二、主要內(nèi)容：1離合器基本參數(shù)及尺寸確定；2離合器主要部件設計計算；3離合器操縱機構(gòu)設計計算；4繪制膜片彈簧零件圖；5繪制膜片彈簧離合器裝配圖。三、具體要求及應提交的材料1每一位同學按照指定的參數(shù)進行設計；2膜片彈簧設計計算編制程序完成，并打印出膜片彈簧特性曲線圖（圖必須標明六個點及主要參數(shù)）；3說明書不得抄襲，必須獨立完成；4必須按時完成；5設計說明書按規(guī)定格式書寫；6完成應提交的材料：設計說明書一份、離合器裝配總圖一張（1：1）、膜片彈簧零件圖一張（1：1）。四、主要技術(shù)路線提示1根據(jù)

3、已知數(shù)據(jù)初算摩擦片尺寸，然后根據(jù)相關(guān)約束條件進行驗算；2根據(jù)摩擦片外徑初步確定膜片彈簧外徑；3初步確定膜片彈簧有關(guān)參數(shù)及用程序進行對參數(shù)調(diào)整直到滿足要求為止；4壓盤傳動及定中方式確定；5操縱機構(gòu)設計計算。五、進度安排1準備及任務布置1天；2離合器基本參數(shù)及尺寸確定1天；3離合器主要部件設計計算4天；4離合器操縱機構(gòu)設計計算1天；5繪制膜片彈簧零件圖15天；6繪制膜片彈簧離合器裝配圖4天；7編寫設計說明書2天；8機動時間05天。六、推薦參考資料(不少于3篇)1. 王望予主編 汽車設計 北京：機械工業(yè)出版社2006.1；2徐石安等主編 汽車離合器 北京：清華大學出版社2005；3陳家瑞主編 汽車構(gòu)

4、造 北京：人民交通出版社2002.6；4吳宗澤主編 機械零件設計手冊 北京：機械工業(yè)出版社 2004；5劉懷信 汽車設計 北京：清華大學出版社 2001.7指導教師 簽名日期 年 月 日系 主 任 審核日期 年 月 日目錄摘要3引言41 離合器基本參數(shù)及尺寸的確定51.1摩擦片的外徑D及其他尺寸的確定51.2離合器后備系數(shù)的確定51.3單位壓力P0的確定62 離合器基本參數(shù)的約束條件83 離合器主要零部件的設計計算93.1膜片彈簧設計 93.2壓盤設計143.3離合器蓋設計143.4從動盤設計154 操縱機構(gòu)設計計算194.1選擇操縱機構(gòu)的型式194.2操縱機構(gòu)的傳動方案圖194.3確定操縱機

5、構(gòu)尺寸參數(shù)194.4校核踏板行程204.5校核踏板力205 結(jié)論226 致謝237 參考文獻24摘要 本次設計的是越野車膜片彈簧離合器，根據(jù)所給汽車發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩、最高轉(zhuǎn)速、后備功率等基本參數(shù)確定離合器基本參數(shù)。在本次設計中主要對膜片彈簧、壓盤、離合器蓋、從動盤及操縱機構(gòu)進行設計，同時也對膜片彈簧及操縱機構(gòu)等的結(jié)構(gòu)和性能進行了校核。在設計過程中著重對膜片彈簧及操縱機構(gòu)進行設計，應用計算機語言編程對相關(guān)參數(shù)進行優(yōu)化設計校核及調(diào)整。關(guān)鍵詞：膜片彈簧、離合器、操縱機構(gòu)、優(yōu)化設計引言 對于以內(nèi)燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成

6、。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構(gòu)和操縱機構(gòu)等四部分。主、從動部分和壓緊機構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機構(gòu)是使離合器主、從動部分分離的裝置。 隨著汽車發(fā)動機轉(zhuǎn)速、功率的不斷提高和汽車電子技術(shù)的高速發(fā)展，人們對離合器要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉(zhuǎn)速，增加離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的

7、發(fā)展趨勢。1 離合器基本參數(shù)及尺寸的確定1.1 摩擦片的外徑D及其他尺寸的確定 摩擦片的外徑D是離合器的基本尺寸，它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命。設計上通常首先確定摩擦片的外徑D。 在確定外徑D時，有下列經(jīng)驗公式可供初選時使用：D= （1-1）轎車：KD=14.5輕、中型貨車：單片KD=16.018.5 雙片KD=13.515.0重型貨車：KD=22.524.0本次設計所設計的是越野車（Temax/nT為260.5Nm/2400rpm、Nmax為4750rpm）的膜片彈簧離合器,后備功率中。所以設計的離合器摩擦片為雙片，初選擇KD =17。所以D=17×274.38（mm）取D=

8、280mm。 摩擦片的內(nèi)徑d及摩擦片厚度b由表1所示的摩擦片儲存系列可確定摩擦片的內(nèi)徑D及摩擦片厚度b表1：摩擦片的尺寸系列D(mm)160180200225250280300325350380405430d(mm)110125140150155165175190195205220230B(mm)3.23.53.53.53.53.53.53.54.04.04.04.0因此，由表1選取：D=280mm d=165mm b=3.5mm1.2 離合器后備系數(shù)的確定后備系數(shù)保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩，同時，它有助于減少汽車起步時的滑磨，提高離合器的使用壽命。為可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和防止離合

9、器滑磨過大，不宜選取太小；但是為了使離合器尺寸不致過大，減少傳動系的過載，使操縱更輕便等，后備系數(shù)不宜過大。當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，取小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為了提高起步能力，減少離合器滑磨，取大些；貨車總質(zhì)量較大，也應該選取大些；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取應比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動越小，也應選取小些。在開始設計離合器時，一般是參照統(tǒng)計資料，并根據(jù)汽車的使用條件，離合器結(jié)構(gòu)形式的特點，初步選定后備系數(shù)。汽車離合器后備系數(shù)推薦如下：轎車和微型、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

10、型汽車和牽引汽車： =1.804.00由于所設計的是越野車（后備功率中）的離合器，所以選擇=2.01.3 單位壓力P0的確定摩擦面上的單位壓力P0值和離合器本身的工作條件，摩擦片的直徑大小，后備系數(shù)，摩擦片的材料及質(zhì)量等因素有關(guān)。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備功率較小時，P0應取小些；當摩擦片外徑較大時，為降低摩擦片外緣熱載荷，P0應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大。當摩擦片采用不同材料時，P0按下列范圍選取：石棉基材料 P0 =0.100.35MPa粉末冶金材料 P0 =0.350.60MPa金屬陶瓷材料 P0 =0.701.50MPa本次設計中我們選取摩擦片的材料為石棉基材料,p0=0.23

11、MPa。離合器摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為：Tc=fFZRc (1-2)式中，Tc-靜摩擦力矩； f-摩擦面間的靜摩擦因素，計算時一般取0.250.30；選取f=0.25 F-壓盤施加在摩擦面上的工作壓力； Rc -摩擦片的平均半徑； Z-摩擦面數(shù)，是從動盤的兩倍； 所以，Z=2假設摩擦片上工作壓力均勻，則有：F= P0 A= P0(D2-d2)/4（1-3）式中，P0-摩擦片單位壓力； A-一個摩擦面面積； D-摩擦片外徑； d-摩擦片內(nèi)徑.摩擦片的平均半徑Rc根據(jù)壓力均勻的假設，可表示為：Rc =(D3-d3)/3/(D2-d2) (1-4)當d/D0.6時，Rc可相當準確的有下式計算：R

12、c =（D+d）/4 因為d=165mm、D=280mm，所以0.6d/D=0.59，則Rc用（1-4）式計算將（1-3）、（1-4）式代入（1-2）得：Tc=fZ P0(D3-d3)（1- c3）/12 （1-5）為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的，設計時Tc應大于發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，即Tc =Temax （1-6）式中，Temax=260.5Nm為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；為離合器的后備系數(shù)。把（1-6）式代入（1-5）式得：=fZ P0(D3-d3)（1- c3）/12 /Temax代入各參數(shù)可得2.01687，初選為2.0，所以符合設計要求。2 離合器基本參數(shù)的約束條件2.1 摩擦片

13、外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度VD不超過6570m/s，即VD= nemaxD×10-3/606570m/s式中，nemax為發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速（r/min）。本次設計中nemax=4750 r/min，所以VD= 4750×280×10-3/6069.6m/s符合VD6570m/s的約束條件。2.2 摩擦片的內(nèi)外徑比c應在0.530.70內(nèi) c=d/D=165/280=0.589符合約束條件2.3 為保證離合器可靠傳遞轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，應使1.24.0，在前面參數(shù)選取中，我們選取=2.0，符合此約束條件。2.4 為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必

14、須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm，即d2Ro+50 ，d=165mm，Ro=50mm符合要求。2.5. 單位摩擦面?zhèn)鬟f轉(zhuǎn)矩的許用值為反映離合器傳遞轉(zhuǎn)矩且有過載保護的能力，單位摩擦面?zhèn)鬟f的轉(zhuǎn)矩應小于其許用值。即： 要求即可，算出Tc0=0.648。2.6 為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力P0對于不同車型，根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，P0為0.101.50MPa。我們選取摩擦片的材料為石棉基材料，并且選取P0=0.23MPa，符合此約束條件。3 離合器主要零部件的設計計算3.1 膜片彈簧設計 材料選取我們選取60Si2MnA高精度鋼板材料為膜片彈簧材料。 主要參

15、數(shù)選擇.1 比值H/h和h的選擇比值H/h對膜片彈簧的彈性特性影響極大。為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h一般為1.62.2，板厚h為24mm。所以我們初步選取H/h=1.76，h=3.0mm，H=5.3mm.2 比值R/r和R、r的選擇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，且應力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R/r一般為1.21.35。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑Rc。摩擦片的平均半徑： =(D+d)/4=(280+165) /4=111.5mm 因，初步選取R/r=

16、1.27，r=96mm，R=122mm.3 的確定膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切，所以初步選取=arctan H/（R-r）H/（R-r）=5.3/(122-96) 11.5O 在°之間，合格。.4 膜片彈簧工作點位置的選擇膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖1所示。該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且1H= (1M +1N)2。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1B =(0.81.0) 1H，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

17、力，C點應盡量靠近N點。.5 N的選擇：分離指數(shù)目N常取為18.6 膜片彈簧小端內(nèi)半徑r0及分離軸承作用半徑rf的確定r0由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑?；ㄦI外徑可由參考文獻2P72表根據(jù)從動盤外徑及發(fā)動機轉(zhuǎn)矩查得，rf應大于r0，所以選取r0=26mm，rf=28mm。.7 切槽寬度1、2及半徑re的確定1=3.23.5mm，2=910mm，re的取值應滿足r-re2的要求。所以選取1=3.5mm，2=10mm，re=86mm。.8 壓盤加載點R1半徑和支承環(huán)加載點r1半徑的確定R1和r1的取值將影響膜片彈簧的剛度。r1應略大于且盡量接近r，R1應略小于且盡量接近R

18、。初步選取R1=120mm，r1=102mm。 膜片彈簧各尺寸的初步獲得根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）知，和需滿足下列條件： 且 由前面選擇可知，R=122mm，r =96mm代入上式得： 1 1227且 098 6 故選擇 R1=120mm，=102mm。碟形彈簧當其大、小端部承受壓力時，載荷P與變形之間有如下關(guān)系： 【2】 式中：E彈性模量，對于鋼：E=21 X 104MPa泊松比，鋼材料取=0. 3；h彈簧鋼板厚度，mm；H碟簧的內(nèi)截錐高，mm；R碟簧大端半徑，mm；A系數(shù)，m碟簧大、小端半徑之比，m=R/r。汽車離合器膜片彈簧在實際安裝中的支承點如圖4-2所示。（a）自

19、由狀態(tài)；（b）結(jié)合狀態(tài)；（c）分離狀態(tài)圖4-2 膜片彈簧在離合器接合和分離狀態(tài)時的受力以及變形用VB語言編寫程序，把初選的各參數(shù)值代入該程序繪制膜片彈簧彈性特性曲線圖。根據(jù)各個設計約束條件及設計要求對各個參數(shù)進行調(diào)整。最終獲得膜片彈簧各參數(shù)為：H/h=1.76，h=3.0mm，H=5.3mm；R/r=1.27，R=122mm，r=96mm；n=18；r0=26mm，rf=28mm；1=3.5mm，2=10mm，re=86mm；R1=120mm，r1=102mm。由上各調(diào)整后參數(shù)所獲得的膜片彈簧彈性特性曲線圖和六個特性點A、M、B、H、N、C及各點坐標如圖2所示：圖2：調(diào)整后參數(shù)所獲得的膜片彈簧

20、彈性特性曲線圖 檢驗所得尺寸是否符合設計的約束條件.1 應保證所設計的彈簧工作壓緊力F1B與摩擦片工作壓力FY相等由上圖數(shù)據(jù)顯示可知，F(xiàn)1B=9240.3N，F(xiàn)Y=9239.6N，F(xiàn)1BFC符合設計要求。.2為保證各工作點A、B、C有較合適的位置，應使1B/1H=0.81.0即0.8（R-r）1B/（R1-r1）H1.01B=3.8285，則（R-r）1B/（R1-r1）H=(122-96)×3.37569/（120-102）×5.30.92符合設計要求。.3為保證膜片彈簧磨損后離合器仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，并考慮到摩擦因素的下降，摩擦后彈簧工作壓緊力F1A應滿足F1A=F1B

21、。由上特性曲線可知F1A=9330.8N，F(xiàn)1B =9240.3N，滿足F1AF1B的設計要求。.4 為滿足離合器的使用性能的要求，應該滿足：1.6H/h2.29OH/（R-r）15OH/h=5.3/3.0=1.7666和H/（R-r）=5.3/（122-96）rad=11.5O都符合離合器的使用性能的要求。.5 彈簧各部分有關(guān)尺寸比值符合一定的范圍，即1.2R/r1.35702R/h1003.5R/rO5.0根據(jù)所確定的參數(shù)可得R/r=122/96=1.27、2R/h=2×122/3.0=81.3、R/rO =122/26=4.69都符合上述要求。.6 為使摩擦片上的壓緊力分布比較

22、均勻，應滿足：（D+d）/4R1D/2根據(jù)所確定的參數(shù)可得（D+d）/4=111.5，D/2=140，R1=120。符合上述要求。.6 根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求，應滿足：1R-R17； 0r1-r6； 0rf- r06根據(jù)所確定的參數(shù)可得R-R1=2，r1-r =6，rf- r0=2都符合彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求。.7 膜片彈簧的分離指起分離杠桿作用，因此其杠桿比應在一定范圍內(nèi)選取，即：2.3（r1-rf）/（R1- r1）4.5根據(jù)所確定的參數(shù)可得（r1-rf）/（R1- r1）=（102-26）/（120-102）=4.1符合設計要求。 膜片彈簧強度計算與校核分析表明，B點的應力值最高，通常只計算

23、B點的應力來校核膜片彈簧碟簧的強度。由參考文獻1P65可知B點的應力tB為tB=E/（12）/r(e-r) *2/2（e-r）+h/2令tB對的導數(shù)等于零,可求出tB達到極大值時的轉(zhuǎn)角PP=+h/ (e-r)/2）自由狀態(tài)時碟簧部分的圓錐底角=0.21rad;中性點半徑e=(R-r)/ln(R/r)=109.56mm。此時P=0.21+3.0/(109.56-96)/2)=0.408rad離合器徹底分離時,膜片彈簧子午斷面的實際轉(zhuǎn)角為ff=2arctan(1f /(R1-r1)/2)=2arctan(1.7/(120-102）/2)=0.089rad此時f >P，則計算tB時取f，所以t

24、B =2.1×100000/(（1-0.32）×96)×（109.56-96）×0.0892/2-（109.56-96）×0.21+3.0/2 ×0.089 =1064.4（MPa）設分離軸承對分離指端所加載荷為F2（N），由參考文獻1P64式（2-16）可知：F2=(R1-r1) F1/（r1- rf）式中rf=28mm為分離軸承與分離指的接觸半徑；F1等于壓盤工作壓力F1B=9240.3（N）。所以,F2=(120-102) ×9240.3/（102- 28）=2375（N）在分離軸承推力F2的作用下，B點還受彎曲應力t

25、B，其值為rB=6（r- rf）F2/（nbrh2）式中，n為分離指數(shù)目（n=18）；br為一個分離指根部的寬度（br=21mm）。所以rB=6×（96- 28）×2375/（18×21×3.12）=237（MPa）考慮到彎曲應力rB是與切向壓應力tB相互垂直的拉應力，根據(jù)最大切應力強度理論，B點的當量應力為jB=rBtB=237（-886.2）=1301.4（MPa）在這次設計中，膜片彈簧材料采用60Si2MnA，所以jB=1301.4MPa符合jB15001700MPa的強度設計要求。 膜片彈簧的制造工藝及熱處理本次設計中膜片彈簧采用60Si2MnA

26、高精度鋼板材料。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理以起到冷作硬化的作用，同樣也可以提高承載能力的疲勞強度。為了提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻淬火、噴鍍鉻合金和鍍鎘或四氟乙烯。在膜片彈簧與壓盤接觸圓形處，為了防止由于拉應力的作用而產(chǎn)生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應力源。膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為4550HRC，分離指端硬度為5562HRC，在同一片分離指上同一范圍內(nèi)的硬度差不大于3個單位。膜片彈簧的內(nèi)、外半徑公差一般為H11和h11，厚度公差為±0.025mm，初始底錐角

27、公差為±10分。膜片彈簧上下表面的表面粗糙度為1.6m，底面的平面一般要求小于0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相互高度差一般要求小于0.81.0mm。3.2 壓盤設計 傳力定中方式的選擇壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它必須和飛輪有一定聯(lián)系，但這種聯(lián)系又允許壓盤在離合器分離過程中能夠自由地做軸向移動，使壓盤和從動盤脫離接觸。驅(qū)動部位的形式有離合器蓋和壓盤的窗孔與凸臺、傳動片、傳動銷等，應用較廣泛的是傳動片式。我們選擇壓盤的傳力方式為傳力片傳動方式。 幾何尺寸的確定 可以根據(jù)1.1中所確定摩擦片的內(nèi)、外徑尺寸來確定壓盤的內(nèi)外徑

28、：壓盤外徑=D+（25）mm，壓盤內(nèi)徑=d-（14）mm在設計中選取壓盤外徑=D+4=284mm，壓盤內(nèi)徑=d-4mm=161mm為了使壓盤具有足夠的質(zhì)量和剛度，要求壓盤有足夠的厚度，載重車離合器壓盤厚度一般不小于15mm。所以本次設計中根據(jù)車型選取壓盤厚度為15mm。3.3 離合器蓋設計 剛度問題離合器分離桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，則當離合器分離時，可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱部分的傳動效率，嚴重時可能導致分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器換擋困難。為了減輕重量和增加剛度，一般轎車的離合器蓋通常用厚度約為35mm的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成比較

29、復雜的形狀。本次設計中選取離合器蓋厚度為5mm。 通風散熱問題為了加強離合器的冷卻，離合器蓋上必須開許多通風窗口。 對中問題離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離桿等零件，因此它相對發(fā)動機飛輪曲軸中心線必須要有良好的定心對中，否則會破壞系統(tǒng)整體的平衡，嚴重影響離合器的正常工作。在本次離合器的設計中我們采用定位銷對中方式，離合器蓋根據(jù)離合器蓋上6個定位銷孔4與飛輪上6個定位銷3相配合進行定位。將4個孔加工到所要求的尺寸，孔的準確度為0.05mm。3.4 從動盤設計從動盤總成主要由從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉(zhuǎn)減振器等組成。 軸向彈性從動盤的結(jié)構(gòu)形式為了使從動盤具有軸向彈性，則：（1）在從動片外緣開“T”形槽，

30、形成許多扇形，并將扇形部分沖壓成依次向不同方向彎曲的波浪形。兩側(cè)的摩擦片分別鉚在每相隔一個的扇形上。（2）將扇形波形片的左、右凸起段分別與左、右側(cè)摩擦片鉚接，由于波形片（厚度小于1.0mm）比從動片（厚1.52.5mm）薄，這種結(jié)構(gòu)的軸向彈性較好，轉(zhuǎn)動慣性小，適宜于高速旋轉(zhuǎn)。（3）利用階梯形鉚釘桿的細段將成對波形片的左片鉚在左側(cè)摩擦片上，并交替地把右片鉚在右側(cè)摩擦片上。（4）將靠近飛輪的左側(cè)摩擦片直接鉚合在從動片上，只在靠近壓盤側(cè)的從動片鉚有波形片，右側(cè)摩擦片用鉚釘與波形片鉚合。 從動盤轂從動盤轂是離合器承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機穿來的全部轉(zhuǎn)矩。從動盤毅的花鍵孔與變速器第一軸前端的

31、花鍵軸以齒側(cè)定心矩形花鍵的動配合相聯(lián)接，以便從動盤毅能作軸向移動?；ㄦI的結(jié)構(gòu)尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉(zhuǎn)矩按GB1144-2001矩形花鍵尺寸、公差和檢驗選取(見表3-1)。從動盤毅花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的(1.01. 4)倍(上限用于工作條件惡劣的離合器)，以保證從動盤轂沿軸向移動時不產(chǎn)生偏斜。表3-1 GB1144-2001從動盤外徑D/mm發(fā)動機轉(zhuǎn)矩/Nm花鍵齒數(shù)n花鍵外徑D/mm花鍵內(nèi)徑d/mm鍵齒寬b/mm有效齒長l/mm擠壓應力/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.32251501032264

32、3011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力 ( MPa)及剪切應力j ( MPa)的強度校核： 【1】 （3-1） 【1】 （3-2）式中： ，分別為花鍵外徑及內(nèi)徑，mm；n花鍵齒數(shù)；，b分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬，mm；z從動盤毅的數(shù)目；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N

33、.mm。從動盤毅通常由40Cr ， 45號鋼、35號鋼鍛造，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，HRC2832。由表3-1選取得：花鍵齒數(shù)n=10； 花鍵外徑D=35mm；花鍵內(nèi)徑d=32mm；鍵齒寬b=4mm；有效齒長l=40mm；擠壓應力=12.7MPa；校核計算如下： =16.8MPa； =12.6MPa符合強度得要求。3.4.2.1傳力銷的強度校核 傳力銷同時受彎曲應力和拉伸應力的影響，此外，傳力銷表面還受擠壓應力的作用。其強度校核如下。 （1）拉彎復合應力 【1】式中，為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N.m； n為傳力銷數(shù)目； 為力的作用半徑，m。 傳力銷的拉伸應力為 式中，P為作用在傳力銷上的力，N； d為傳力銷根部

34、直徑，cm； n為傳力銷數(shù)目。（2）傳力銷的擠壓應力為 式中，S為作用寬度； 為傳力銷的直徑。 經(jīng)過校核，所選的傳力銷符合設計使用要求。 摩擦片由于本次所以設計的離合器所配的車型為越野車，摩擦片在中、輕載荷下工作，我們選取的摩擦片材料為石棉基材料。同時石棉基材料具有摩擦因數(shù)高、密度較小、制造容易、價格低廉等優(yōu)點。本設計所采用的離合器摩擦片材料為石棉基摩擦材料，摩擦片與從動片的連接方式為鉚接，選取16顆鉚釘鉚接.其鉚接位置為R1=120mm與R2=100mm，則其鉚接的平均半徑Ra=（R1+R2）/2=110mm 。鉚釘材料選為15號鋼。鉚釘?shù)男：巳缦拢浩骄款w鉚釘所受的最大剪切力Fmax：【1

35、】根據(jù)鉚釘所受的Fmax ，分別校核鉚釘?shù)目辜魪姸群蛷膭悠目箟簭姸龋?【1】 【1】式中：dO為鉚釘孔直徑，mm； m為每個鉚釘?shù)目辜裘鏀?shù)量； 為被鉚件中較薄板的厚度，mm；根據(jù)相關(guān)已知參數(shù)，可得，=1mm，m=2；選取的鉚釘直徑dO=4mm，=115Mpa，=430Mpa。將各項數(shù)值代入公式得到：所以，所選鉚釘能夠滿足使用要求。 從動片從動片通常用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

36、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2mm。 波形片和減振彈簧波形片采用65Mn，厚度小于1mm，硬度為4046HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍處理。減振彈簧采用60Si2MnA彈簧鋼絲。4 操縱機構(gòu)設計計算4.1 選擇操縱機構(gòu)的型式常用的離合器操縱機構(gòu)主要有機械式、液壓式等。液壓式操縱機構(gòu)主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質(zhì)量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、駕駛室和車架變形不會影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點。鑒于上

37、述優(yōu)點我們選擇液壓式操縱機構(gòu)。4.2操縱機構(gòu)的傳動方案圖4.3 確定操縱機構(gòu)尺寸參數(shù)踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2兩部分組成：根據(jù)要求我們確定操縱機構(gòu)尺寸參數(shù)為：Sof為分離軸承自由行程，一般為1.53.0mm ，反映到踏板上的自由行程S1一般為2030mm，我們選取Sof=2mm；Z為摩擦面面數(shù)，根據(jù)離合器摩擦片結(jié)構(gòu)可知Z=2；S為離合器分離時每對摩擦面間的間隙，單片：S=0.751mm，雙片：S約0.5mm，本次設計的離合器摩擦片數(shù)為單片，所以取S=0.95mm；a1、a2、b1、b2、c1、c2為杠桿尺寸（圖3），根據(jù)前面膜片彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù)可知c1=-=26mm，c2=-rf=74

38、mm；選取a2=180mm，a1=30mm，b2=100mm，b1=50mm；d1=15mm，d2=20mm。4.4 校核踏板行程（自由行程，工作行程，總行程） 自由行程校核由4.3公式可知，自由行程S1為S1=Sofa2b2（d2）2/ a1b1（d1）2 =3×180×100×202/(30×50×152) =42.666mm綜上所述并根據(jù)校核S1=42.666mm符合25mmS150mm的要求。 工作行程校核由4.3公式可知，工作行程S2為S2=ZS c2a2b2（d2）2/ c1a1b1（d1）2 =2×0.85×74×180×100×202/（26×30×50×152）=103.22mm 總行程校核由4.