离合器说明书

交通与汽车工程学院课程设计说明书课 程 名 称: 汽车设计课程设计 课 程 代 码: 8203381 题 目: 越 野 车 膜片弹簧离合器设计 （后备功率中） 年级/专业/班: 2008 级/ 车辆工程 /3 班 学 生 姓 名: 许 中 山 学 号: 332008030606005 开 始 时 间: 2011 年 12 月 19 日完 成 时 间: 2012 年 1 月 6 日课程设计成绩：学习态度及平时成绩（30）技术水平与实际能力（20）创新（5）说明 书 （计算书、 图纸、分析报告）撰写质量（45）总 分（100）指导教师签名： 年 月 日汽车设计课程设计说明书第 页- 1 -汽车设计课程设计任务书学院名称： 交通与汽车工程学院 课程代码：_8203381_专业： 车辆工程 年级： 2008 一、设计题目：越野车膜片弹簧离合器设计（后备功率中）二、主要内容：1离合器基本参数及尺寸确定；2离合器主要部件设计计算；3离合器操纵机构设计计算；4绘制膜片弹簧零件图；5绘制膜片弹簧离合器装配图。三、具体要求及应提交的材料1每一位同学按照指定的参数进行设计；2膜片弹簧设计计算编制程序完成，并打印出膜片弹簧特性曲线图（图必须标明六个点及主要参数） ；3说明书不得抄袭，必须独立完成；4必须按时完成；5设计说明书按规定格式书写；6完成应提交的材料：设计说明书一份、离合器装配总图一张（1：1） 、膜片弹簧零件图一张（1：1） 。四、主要技术路线提示1根据已知数据初算摩擦片尺寸，然后根据相关约束条件进行验算；2根据摩擦片外径初步确定膜片弹簧外径；3初步确定膜片弹簧有关参数及用程序进行对参数调整直到满足要求为止；4压盘传动及定中方式确定；5操纵机构设计计算。五、进度安排1准备及任务布置 1 天；2离合器基本参数及尺寸确定 1 天；3离合器主要部件设计计算 4 天；4离合器操纵机构设计计算 1 天；5绘制膜片弹簧零件图 15 天；6绘制膜片弹簧离合器装配图4 天；7编写设计说明书 2 天；8机动时间 05 天。六、推荐参考资料(不少于 3 篇)1. 王望予主编 汽车设计 北京：机械工业出版社 2006.1；2徐石安等主编 汽车离合器 北京：清华大学出版社 2005；3陈家瑞主编 汽车构造 北京：人民交通出版社 2002.6；4吴宗泽主编 机械零件设计手册 北京：机械工业出版社 2004；5刘怀信 汽车设计 北京：清华大学出版社 2001.7指导教师 签名日期 年 月 日系 主 任 审核日期 年 月 日汽车设计课程设计说明书第 页- 2 -目录摘要3引言41 离合器基本参数及尺寸的确定51.1 摩擦片的外径 D 及其他尺寸的确定51.2 离合器后备系数 的确定51.3 单位压力 P0的确定62 离合器基本参数的约束条件83 离合器主要零部件的设计计算93.1 膜片弹簧设计 93.2 压盘设计143.3 离合器盖设计143.4 从动盘设计154 操纵机构设计计算194.1 选择操纵机构的型式194.2 操纵机构的传动方案图194.3 确定操纵机构尺寸参数194.4 校核踏板行程204.5 校核踏板力205 结论226 致谢237 参考文献24汽车设计课程设计说明书第 页- 3 -摘要本次设计的是越野车膜片弹簧离合器，根据所给汽车发动机的最大转矩、最高转速、后备功率等基本参数确定离合器基本参数。在本次设计中主要对膜片弹簧、压盘、离合器盖、从动盘及操纵机构进行设计，同时也对膜片弹簧及操纵机构等的结构和性能进行了校核。在设计过程中着重对膜片弹簧及操纵机构进行设计，应用计算机语言编程对相关参数进行优化设计校核及调整。关键词：膜片弹簧、离合器、操纵机构、优化设计汽车设计课程设计说明书第 页- 4 -引言对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构等四部分。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。汽车设计课程设计说明书第 页- 5 -1 离合器基本参数及尺寸的确定1.1 摩擦片的外径 D 及其他尺寸的确定1.1.1 摩擦片的外径 D 是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命。设计上通常首先确定摩擦片的外径 D。在确定外径 D 时，有下列经验公式可供初选时使用：D= （1-1）KDTemax轿车：K D=14.5轻、中型货车：单片 KD=16.018.5双片 KD=13.515.0重型货车：K D=22.524.0本次设计所设计的是越野车（T emax/nT为 260.5Nm/2400rpm、N max为 4750rpm）的膜片弹簧离合器,后备功率中。所以设计的离合器摩擦片为双片，初选择 KD =17。所以D=17 274.38（mm）260.5取 D=280mm。1.1.2 摩擦片的内径 d 及摩擦片厚度 b由表 1 所示的摩擦片储存系列可确定摩擦片的内径 D 及摩擦片厚度 b表 1：摩擦片的尺寸系列D(mm) 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430d(mm) 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230B(mm) 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4.0 4.0 4.0 4.0因此，由表 1 选取：D=280mm d=165mm b=3.5mm1.2 离合器后备系数 的确定后备系数 保证了离合器能可靠地传递发动机转矩，同时，它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。为可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大， 不宜选取太小；但是为了使离合器尺寸不致过大，减少传动系的过载，使操纵更轻便等，后备系数不宜过大。当发动机后备功率较大、使用条件较好时， 取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了提高起步能力，减少离合器滑磨， 取大些；货车总质量较大， 也应该选取大些；汽车设计课程设计说明书第 页- 6 -采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取 应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小， 也应选取小些。在开始设计离合器时，一般是参照统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式的特点，初步选定后备系数 。汽车离合器后备系数推荐如下：轿车和微型、轻型货车 ： =1.201.75中型和重型货车 ： =1.502.25越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车： =1.804.00由于所设计的是越野车（后备功率中）的离合器，所以选择 =2.01.3 单位压力 P0的确定摩擦面上的单位压力 P0值和离合器本身的工作条件，摩擦片的直径大小，后备系数，摩擦片的材料及质量等因素有关。离合器使用频繁，发动机后备功率较小时，P 0应取小些；当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外缘热载荷，P 0应取小些；后备系数较大时，可适当增大。当摩擦片采用不同材料时，P 0按下列范围选取：石棉基材料 P 0 =0.100.35MPa粉末冶金材料 P 0 =0.350.60MPa金属陶瓷材料 P 0 =0.701.50MPa本次设计中我们选取摩擦片的材料为石棉基材料,p0=0.23MPa。离合器摩擦力矩根据摩擦定律可表示为：Tc=fFZRc (1-2)式中，T c-静摩擦力矩；f-摩擦面间的静摩擦因素，计算时一般取 0.250.30；选取 f=0.25F-压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc -摩擦片的平均半径；Z-摩擦面数，是从动盘的两倍； 所以，Z=2假设摩擦片上工作压力均匀，则有：F= P0 A= P0(D 2-d2)/4 （1-3）式中，P 0-摩擦片单位压力；A-一个摩擦面面积；汽车设计课程设计说明书第 页- 7 -D-摩擦片外径；d-摩擦片内径.摩擦片的平均半径 Rc根据压力均匀的假设，可表示为：Rc =(D3-d3)/3/(D2-d2) (1-4)当 d/D0.6 时，R c可相当准确的有下式计算：Rc =（D+d）/4 因为 d=165mm、D=280mm，所以 0.6d/D=0.59，则 Rc用（1-4）式计算将（1-3） 、 （1-4）式代入（1-2）得：Tc=fZ P 0(D3-d3)（1- c 3）/12 （1-5）为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的，设计时 Tc应大于发动机的最大转矩，即Tc =T emax （1-6）式中，T emax=260.5Nm 为发动机最大转矩； 为离合器的后备系数。把（1-6）式代入（1-5）式得：=fZ P 0(D3-d3)（1- c 3）/12 /T emax代入各参数可得 2.01687， 初选为 2.0，所以符合设计要求。汽车设计课程设计说明书第 页- 8 -2 离合器基本参数的约束条件2.1 摩擦片外径 D（mm）的选取应使最大圆周速度 VD不超过 6570m/s，即VD= nemaxD10-3/606570m/s式中，n emax为发动机的最高转速（r/min） 。本次设计中 nemax=4750 r/min，所以VD= 475028010-3/6069.6m/s 符合 VD6570m/s 的约束条件。2.2 摩擦片的内外径比 c 应在 0.530.70 内c=d/D=165/280=0.589 符合约束条件2.3 为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，应使 1.24.0，在前面参数选取中，我们选取 =2.0，符合此约束条件。2.4 为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d 必须大于减振器弹簧位置直径 2Ro 约50mm，即 d2Ro+50 ，d=165mm，Ro=50mm 符合要求。2.5. 单位摩擦面传递转矩的许用值为反映离合器传递转矩且有过载保护的能力，单位摩擦面传递的转矩应小于其许用值。即：要求 即可，算出 Tc0=0.648。)(420dDZTcc0cCT2.6 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力 P0对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，P 0为 0.101.50MPa。我们选取摩擦片的材料为石棉基材料，并且选取 P0=0.23MPa，符合此约束条件。汽车设计课程设计说明书第 页- 9 -3 离合器主要零部件的设计计算3.1 膜片弹簧设计3.1.1 材料选取我们选取 60Si2MnA 高精度钢板材料为膜片弹簧材料。3.1.2 主要参数选择3.1.2.1 比值 H/h 和 h 的选择比值 H/h 对膜片弹簧的弹性特性影响极大。为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的 H/h 一般为 1.62.2，板厚 h 为 24mm。所以我们初步选取 H/h=1.76，h=3.0mm，H=5.3mm3.1.2.2 比值 R/r 和 R、r 的选择R/r 越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r 一般为 1.21.35。为使摩擦片上的压力分布较均匀，推式膜片弹簧的 R 值应取为大于或等于摩擦片的平均半径 Rc。摩擦片的平均半径：=(D+d)/4=(280+165) /4=111.5mm c因 ，初步选取 R/r=1.27，r=96mm，R=122mmcR3.1.2.3 的确定膜片弹簧自由状态下圆锥底角 与内截锥高度 H 关系密切，所以初步选取=arctan H/（R-r）H/（R-r）=5.3/(122-96) 11.5 O 在 之间，合格。1593.1.2.4 膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧的弹性特性曲线，如图 1 所示。该曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧的压平位置，而且 1H= (1M +1N)2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点 B 一般取在凸点 M 和拐点 H 之间，且靠近或在 H 点处，一般 1B =(0.81.0) 1H，以保证摩擦片在最大磨损限度 范围内压紧力从 F1B 到 F1A 变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从 B 变到 C，为最大限度地减小踏板力，C 点应尽量靠近 N 点。3.1.2.5 N 的选择：分离指数目 N 常取为 183.1.2.6 膜片弹簧小端内半径 r0及分离轴承作用半径 rf的确定r0由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。花键外径可由汽车设计课程设计说明书第 页- 10 -参考文献2P72 表 4.1.2 根据从动盘外径及发动机转矩查得，r f应大于 r0，所以选取r0=26mm，r f=28mm。3.1.2.7 切槽宽度 1、2 及半径 re的确定1=3.23.5mm，2=910mm，r e的取值应满足 r-re2 的要求。所以选取1=3.5mm，2=10mm，r e=86mm。3.1.2.8 压盘加载点 R1半径和支承环加载点 r1半径的确定R1和 r1的取值将影响膜片弹簧的刚度。r 1应略大于且尽量接近 r，R 1应略小于且尽量接近 R。初步选取 R1=120mm，r 1=102mm。3.1.3 膜片弹簧各尺寸的初步获得根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）知， 和 需满足下列条件：1r711R且 601r 由前面 选择可知，R=122mm，r =96mm 代入上式得：1 122 7 且 0 98 6 1R1r故选择 R1=120mm， =102mm。r碟形弹簧当其大、小端部承受压力时，载荷 P 与变形之间有如下关系：【2】 22)1( hHAREh式中：E弹性模量，对于钢：E=21 X 10 4MPa泊松比，钢材料取 =0. 3；h弹簧钢板厚度，mm；H碟簧的内截锥高，mm；R碟簧大端半径，mm；A系数， m1ln6m碟簧大、小端半径之比，m=R/r。汽车设计课程设计说明书第 页- 11 -汽车离合器膜片弹簧在实际安装中的支承点如图 4-2 所示。（a）自由状态；（b）结合状态；（c）分离状态图 4-2 膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形用 VB 语言编写程序，把初选的各参数值代入该程序绘制膜片弹簧弹性特性曲线图。根据各个设计约束条件及设计要求对各个参数进行调整。最终获得膜片弹簧各参数为：H/h=1.76，h=3.0mm，H=5.3mm；R/r=1.27，R=122mm，r=96mm；n=18；r 0=26mm，r f=28mm；1=3.5mm，2=10mm，r e=86mm；R 1=120mm，r 1=102mm。由上各调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图和六个特性点A、M、B、H、N、C 及各点坐标如图 2 所示：图 2：调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲 线图汽车设计课程设计说明书第 页- 12 -3.1.4 检验所得尺寸是否符合设计的约束条件3.1.4.1 应保证所设计的弹簧工作压紧力 F1B与摩擦片工作压力 FY 相等由上图数据显示可知，F 1B=9240.3N，FY=9239.6N，F 1BF C符合设计要求。3.1.4.2 为保证各工作点 A、B、C 有较合适的位置，应使 1B/ 1H=0.81.0 即0.8（R-r） 1B/（R 1-r1）H1.0 1B=3.8285，则（R-r） 1B/（R 1-r1）H=(122-96)3.37569/（120-102）5.30.92 符合设计要求。3.1.4.3 为保证膜片弹簧磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因素的下降，摩擦后弹簧工作压紧力 F1A应满足 F1A=F 1B。由上特性曲线可知 F1A=9330.8N，F 1B =9240.3N，满足 F1AF 1B的设计要求。3.1.4.4 为满足离合器的使用性能的要求，应该满足：1.6H/h2.29OH/（R-r）15 OH/h=5.3/3.0=1.7666 和 H/（R-r）=5.3/（122-96）rad=11.5 O都符合离合器的使用性能的要求。3.1.4.5 弹簧各部分有关尺寸比值符合一定的范围，即1.2R/r1.35702R/h1003.5R/r O5.0根据所确定的参数可得 R/r=122/96=1.27、2R/h=2122/3.0=81.3、R/r O =122/26=4.69 都符合上述要求。3.1.4.6 为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，应满足：（D+d）/4R 1D/2根据所确定的参数可得（D+d）/4=111.5，D/2=140，R 1=120。符合上述要求。3.1.4.6 根据弹簧结构布置的要求，应满足：1R-R 17； 0r 1-r6； 0r f- r06根据所确定的参数可得 R-R1=2，r 1-r =6，r f- r0=2 都符合弹簧结构布置的要求。3.1.4.7 膜片弹簧的分离指起分离杠杆作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即：2.3（r 1-rf）/（R 1- r1）4.5根据所确定的参数可得（r 1-rf）/（R 1- r1）=（102-26）/（120-102）=4.1 符合设汽车设计课程设计说明书第 页- 13 -计要求。3.1.5 膜片弹簧强度计算与校核分析表明，B 点的应力值最高，通常只计算 B 点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度。由参考文献1P65 可知 B 点的应力 tB为 tB=E/（1 2）/r(e-r) * 2/2（e-r）+h/2令 tB对 的导数等于零,可求出 tB达到极大值时的转角 P P=+h/ (e-r)/2）自由状态时碟簧部分的圆锥底角 =0.21rad;中性点半径 e=(R-r)/ln(R/r)=109.56mm。此时 P=0.21+3.0/(109.56-96)/2)=0.408rad离合器彻底分离时,膜片弹簧子午断面的实际转角为 f f=2arctan( 1f /(R1-r1)/2)=2arctan(1.7/(120-102）/2)=0.089rad此时 f P，则计算 tB时 取 f，所以 tB =2.1100000/(（1-0.3 2）96)（109.56-96）0.089 2/2-（109.56-96）0.21+3.0/2 0.089=1064.4（MPa）设分离轴承对分离指端所加载荷为 F2（N） ，由参考文献1P64 式（2-16）可知：F2=(R1-r1) F1/（r 1- rf）式中 rf=28mm 为分离轴承与分离指的接触半径；F 1等于压盘工作压力 F1B=9240.3（N） 。所以,F 2=(120-102) 9240.3/（102- 28）=2375（N）在分离轴承推力 F2的作用下，B 点还受弯曲应力 tB，其值为 rB=6（r- r f）F 2/（nb rh2）式中，n 为分离指数目（n=18） ；b r为一个分离指根部的宽度（b r=21mm） 。所以 rB=6（96- 28）2375/（18213.1 2）=237（MPa）考虑到弯曲应力 rB是与切向压应力 tB相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度理论，B 点的当量应力为 jB= rB tB=237（-886.2）=1301.4（MPa）在这次设计中，膜片弹簧材料采用 60Si2MnA，所以 jB=1301.4MPa 符合 jB15001700MPa 的强度设计要求。3.1.6 膜片弹簧的制造工艺及热处理汽车设计课程设计说明书第 页- 14 -本次设计中膜片弹簧采用 60Si2MnA 高精度钢板材料。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理以起到冷作硬化的作用，同样也可以提高承载能力的疲劳强度。为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火、喷镀铬合金和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般为4550HRC，分离指端硬度为 5562HRC，在同一片分离指上同一范围内的硬度差不大于3 个单位。膜片弹簧的内、外半径公差一般为 H11 和 h11，厚度公差为0.025mm，初始底锥角公差为10 分。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为 1.6m，底面的平面一般要求小于 0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0.81.0mm。3.2 压盘设计3.2.1 传力定中方式的选择压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮有一定联系，但这种联系又允许压盘在离合器分离过程中能够自由地做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。驱动部位的形式有离合器盖和压盘的窗孔与凸台、传动片、传动销等，应用较广泛的是传动片式。我们选择压盘的传力方式为传力片传动方式。 3.2.1 几何尺寸的确定 可以根据 1.1 中所确定摩擦片的内、外径尺寸来确定压盘的内外径：压盘外径=D+（25）mm，压盘内径=d-（14）mm在设计中选取压盘外径=D+4=284mm，压盘内径=d-4mm=161mm为了使压盘具有足够的质量和刚度，要求压盘有足够的厚度，载重车离合器压盘厚度一般不小于 15mm。所以本次设计中根据车型选取压盘厚度为 15mm。3.3 离合器盖设计3.3.1 刚度问题离合器分离杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，则当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时可能导致分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换挡困难。汽车设计课程设计说明书第 页- 15 -为了减轻重量和增加刚度，一般轿车的离合器盖通常用厚度约为 35mm 的低碳钢板（如 08 钢板）冲压成比较复杂的形状。本次设计中选取离合器盖厚度为 5mm。3.3.2 通风散热问题为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开许多通风窗口。3.3.3 对中问题离合器盖内装有压盘、分离杆等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。在本次离合器的设计中我们采用定位销对中方式，离合器盖根据离合器盖上 6 个定位销孔 4 与飞轮上 6 个定位销 3 相配合进行定位。将 4 个孔加工到所要求的尺寸，孔的准确度为 0.05mm。3.4 从动盘设计从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。3.4.1 轴向弹性从动盘的结构形式为了使从动盘具有轴向弹性，则：（1）在从动片外缘开“T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片分别铆在每相隔一个的扇形上。（2）将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接，由于波形片（厚度小于 1.0mm）比从动片（厚 1.52.5mm）薄，这种结构的轴向弹性较好，转动惯性小，适宜于高速旋转。（3）利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。（4）将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。3.4.2 从动盘毂从动盘毂是离合器承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机穿来的全部转矩。从动盘毅的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接，以便从动盘毅能作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按 GB1144-2001 矩形花键尺寸、公差和检验选取(见表 3-1)。从动盘毅花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的(1.01. 4)倍(上限用于工作条件恶劣的离合器)，以保证从动盘毂沿轴向移动时不产生偏斜。汽车设计课程设计说明书第 页- 16 -表 3-1 GB1144-2001从动盘外径D/mm发动机转矩/N maxe花键齿数 n 花键外径D/mm 花键内径d/mm 键齿宽b/mm 有效齿长l/mm 挤压应力 /MPa160 50 10 23 18 3 20 10180 70 10 26 21 3 20 11.8200 110 10 29 23 4 25 11.3225 150 10 32 26 4 30 11.5250 200 10 35 28 4 35 10.4280 280 10 35 32 4 40 12.7300 310 10 40 32 5 40 10.7325 380 10 40 32 5 45 11.6350 480 10 40 32 5 50 13.2380 600 10 40 32 5 55 15.2410 720 10 45 36 5 60 13.1430 800 10 45 36 5 65 13.5450 950 10 52 41 6 65 12.5花键尺寸选定后应进行挤压应力 ( MPa)及剪切应力 j ( MPa)的强度校核：j【1】 （3-1）MPaznldDjej 3082max【1】 （3-2）lbjej 154ax式中： ， 分别为花键外径及内径，mm；dn花键齿数；， b分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm；lmaxez从动盘毅的数目；发动机最大转矩，N.mm。axe汽车设计课程设计说明书第 页- 17 -从动盘毅通常由 40Cr ， 45 号钢、35 号钢锻造，并经调质处理，HRC2832。由表 3-1 选取得：花键齿数 n=10； 花键外径 D=35mm；花键内径 d=32mm；键齿宽 b=4mm；有效齿长 l=40mm；挤压应力 =12.7MPa；校核计算如下： MpaznldDej 9.25401325/.26082max ）（）（lbej 7.)/(.4ax）（=16.8MPa ； jMPaj30=12.6MPa 符合强度得要求。jj153.4.2.1 传力销的强度校核传力销同时受弯曲应力和拉伸应力的影响，此外，传力销表面还受挤压应力的作用。其强度校核如下。（1）拉弯复合应力【1】NnRTQe 15.6209.32max式中， 为发动机最大转矩，N.m；axen 为传力销数目；为力的作用半径，m。R传力销的拉伸应力为MPa123514.9.80ndP422 拉式中，P 为作用在传力销上的力，N；d 为传力销根部直径，cm；n 为传力销数目。（2）传力销的挤压应力为MPad2.8105.610SQ挤汽车设计课程设计说明书第 页- 18 -式中，S 为作用宽度；为传力销的直径。1d经过校核，所选的传力销符合设计使用要求。3.4.3 摩擦片由于本次所以设计的离合器所配的车型为越野车，摩擦片在中、轻载荷下工作，我们选取的摩擦片材料为石棉基材料。同时石棉基材料具有摩擦因数高、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。本设计所采用的离合器摩擦片材料为石棉基摩擦材料，摩擦片与从动片的连接方式为铆接，选取 16 颗铆钉铆接.其铆接位置为 R1=120mm 与 R2=100mm，则其铆接的平均半径 Ra=（R1+R2）/2=110mm 。铆钉材料选为 15 号钢。铆钉的校核如下：平均每颗铆钉所受的最大剪切力 Fmax：【1】NnRaTFe 1480165.23mxa 根据铆钉所受的 Fmax ，分别校核铆钉的抗剪强度和从动片的抗压强度：【1】d20max4【1】pp0ax式中：d O为铆钉孔直径，mm；m 为每个铆钉的抗剪面数量；为被铆件中较薄板的厚度，mm；根据相关已知参数，可得， =1mm，m=2 ；选取的铆钉直径 dO=4mm， =115Mpa， =430Mpa。将各项数值代入公式得到：p MpamdF89.524120axpp 370ax所以，所选铆钉能够满足使用要求。3.4.4 从动片从动片通常用 1.02.0mm 厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至汽车设计课程设计说明书第 页- 19 -0.651.0mm，以减小其转动惯量。从动片的材料与其结构型式有关，整体式即不带波形弹簧片的从动片，一般用高碳钢(50 或 85 号钢)或 65Mn 钢板，热处理硬度 HRC3848；采用波形弹簧片的分开式(或组合式)从动片，从动片采用 08 钢板，氰化表面硬度HRC45，层深 0.20.3mm；波形弹簧片采用 65Mn 钢板，热处理硬度 HRC4351。本次设计采用整体式从动片，厚度为 2mm。3.4.5 波形片和减振弹簧波形片采用 65Mn，厚度小于 1mm，硬度为 4046HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧采用 60Si2MnA 弹簧钢丝。4 操纵机构设计计算4.1 选择操纵机构的型式常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。鉴于上述优点我们选择液压式操纵机构。4.2 操纵机构的传动方案图4.3 确定操纵机构尺寸参数踏板行程 S 由自由行程 S1和工作行程 S2两部分组成：根据要求我们确定操纵机构尺寸参数为：S of为分离轴承自由行程，一般为1.53.0mm ，反映到踏板上的自由行程 S1一般为 2030mm，我们选取 Sof=2mm；Z 为摩1021)(dbacZf汽车设计课程设计说明书第 页- 20 -擦面面数，根据离合器摩擦片结构可知 Z=2；S 为离合器分离时每对摩擦面间的间隙，单片：S=0.751mm，双片：S 约 0.5mm，本次设计的离合器摩擦片数为单片，所以取S=0.95mm； a1、 a2、 b1、 b2、 c1、 c2 为杠杆尺寸（图 3） ，根据前面膜片弹簧结构参数可知 c1= - =26mm，c 2= -rf=74mm；选取Rrra2=180mm，a 1=30mm，b 2=100mm，b 1=50mm；d 1=15mm，d 2=20mm。4.4 校核踏板行程（自由行程，工作行程，总行程）4.4.1 自由行程校核由 4.3 公式可知，自由行程 S1为S1=Sofa2b2（d 2） 2/ a1b1（d 1） 2=3180100202/(3050152)=42.666mm综上所述并根据校核 S1=42.666mm 符合 25mmS 150mm 的要求。4.4.2 工作行程校核由 4.3 公式可知，工作行程 S2为S2=ZS c 2a2b2（d 2） 2/ c1a1b1（d 1） 2=20.8574180100202/（26305015 2）=103.22mm4.4.3 总