(完整版)汽车离合器设计说明书分析解析

1、离合器设计说明书第 1 章 汽车离合器综述1.1 离合器的功能离合器是汽车传动系统中直接与发动机相联系的部件， 主要作用是保证汽车 起步平稳， 保证传动系统换挡时工作平顺， 防止传动系统过载等， 在离合器的具 体结构上，首选，在保证传递发动机最大转矩的前提下，应满足两个基本要求： 首先，分离彻底、接合柔和。离合器从动部分的转动惯量要尽可能的小。此外， 还要求离合器散热良好。1.2 离合器的类型膜片弹簧推式离合器1.3 离合器的工作原理如图 1.1 所示，摩擦离合器一般是有主动部分、 从动部分组成、 压紧机构和 操纵机构四部分组成。离合器在接合状态时， 发动机扭矩自曲轴传出， 通过飞轮 2 和压

2、盘借摩擦作 用传给从动盘 3，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆， 分离叉、分离套筒和分离轴承 8，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的 中间是以离合器盖 5上的支柱为支点，而外端与压盘连接， 所以能克服压紧弹簧 的力量拉动压盘向左，这样，从动盘 3 两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动 机的扭矩就不再传入变速器， 离合器处于分离状态。 当放开踏板， 回位弹簧克服 各拉杆接头和支承中的摩擦力， 使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右， 仍将从动盘 3 压紧在飞轮上 2，这样发动机的扭矩又传入变速器。图1.1 离合器总成1-轴承2-飞轮3-从动盘4-压盘5-离合器盖螺栓

3、6-离合器盖7-膜片弹簧8-分离轴承9-轴1.4 对离合器的要求摩擦式离合器的结构类型非常多，而且有多种组合方式，但不管哪种 结构类型，也不管什么组合方式，对它们的使用要求是一致的。1. 能可靠地传递发动机的最大转矩，并有转矩储备。2. 接合平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。3 分离迅速、彻底。4离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡齿轮间的冲击，便于换挡和 减小同步器的磨损。5.应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高。6 应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能 力。7 操纵轻便、准确。8 作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程

4、中变化要尽可 能小，以保证有稳定的工作性能。9 应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。10.结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。第 2 章 设计方案的分析与确定2.1 离合器分类离合器结构类型较多，且可有多种组合。按传递扭矩的方式， 离合器可分为摩擦式离合器、 液力式离合器和电磁式离 合器；按离合器操纵方式可分为强制操纵式和自动操纵式。摩擦式离合器是利用摩擦力把转矩从主动元件传递给从动元件的离合器。 它 是目前各种汽车传动系中应用最广泛的一种结构。 摩擦式离合器按摩擦表面的形 状可分为锥式、 鼓式和片式三种， 汽车多采用片式。 片式按其从动盘的数目

5、可分 为单片、双片和多片； 按其压紧弹簧布置形式可分圆周布置、 中央布置和斜向布 置；按其压紧弹簧不同可分圆柱螺旋弹簧、 圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧； 按其分离 时作用力的方向可分拉式和推式。液力式离合器的主、 从两元件间利用液体介质进行转矩的传递。 常见的有液 力耦合器和液力变矩器两种，但不能起到离合器的全部作用。电磁式离合器的主、从两元件间利用电磁力的作用而传递转矩的。 强制操纵式离合器是根据驾驶员意志通过一定形式的操作机构强制性地进 行。通常有机械式、液力式和气动式几种。自动操纵式离合器能根据汽车的行驶速度或发动机的转速变化自动地进入 接合或分离，无须驾驶员操作，使得汽车的操纵系更为简单，驾

6、驶更轻便舒适。2.2 离合器形式的选择2.2.1 摩擦片的选择根据从动盘数分离合器可分为单片、双片和多片。 单片离合器具有结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动 部分转动惯量小，分离彻底、接合较平顺等优点。 轿车和微型、轻型货车发动 机的最大转矩一般不大，在布置尺寸允许时离合器通常只设有一片从动盘。双片离合器由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大 ; 在传递相同 转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小，另外接合较为平顺。但中间压盘通 风散热不良，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。这种 结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。多片离合器多为湿式。

7、它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点。 （以往 主要用于行星齿轮变速器换挡机构中） 但它具有接合平顺柔和、 摩擦表面温度较 低、磨损较小、使用寿命长等优点。主要应用于重型牵引车和自卸车上。由于本设计的车是轿车， 转矩相对较小， 在布置上也较为合理， 所以选择单 片离合器即可。2.2.2 压紧弹簧布置形式的选择离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、 膜片弹簧式 等。周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧其特点结构简单、制造容中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹 簧，并且布置在离合器的中心。此结构轴向尺寸较大。由于可选较大的杠杆比， 因此可得到足

8、够的压紧力， 且有利于减小踏板力， 使操纵轻便。 压紧弹簧不与压 盘直接接触，不会使弹簧受热退火， 通过调整垫片或螺纹容易实现对紧力的调整。 这种结构多用于重型汽车上。斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力动盘上， 并通过压杆作用在压盘 上。这种结构的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时， 压盘所受的压紧力几 乎保持不变。与上述两种离合器相比具有工作性能稳定、 踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用膜片弹簧离合器中的膜片弹簧是一种具有特殊结构的碟形弹簧， 膜片弹簧的 主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。 膜片弹簧与其他几类相比 又有以下几个优点 9 ：（1）由于膜片弹簧有

9、理想的非线性特征 , 弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保 证大致不变， 从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。 当离合器分 离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力；（2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺 寸小，零件数目少，质量小；（3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显 下降；（4）由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨 损均匀，可提高使用寿命；（5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；（6）平衡性好；（7）有利于大批量生产，降低制造成本。但膜片弹簧的制造工艺较复杂， 对材料质量和尺寸精度要

10、求高， 其非线性特 性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料 性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，我选用膜片弹簧式离合器。2.2.3 分离时离合器受力形式选择 从提高离合器工作性能的另一个角度出发， 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使用寿命，适应高转速，增加传递转矩 的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。推式膜片弹簧离合器杠杆小于拉式膜片弹簧离合器杠杆比，结构简单，安 装方便，使用寿命长，装配时推式膜片弹簧离合器锥顶朝后，大端靠在压盘上， 对压盘施加外力。故选择推式膜片弹簧 。2.2.4

11、压盘的驱动方式 在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种 9 ：（1）凸台窗孔式： 它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔 内，通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简单，应用较 多；缺点：压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦， 因而接触部分容易产生分离 不彻底。（2）径向传动驱动式： 这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘 连接在一起， 此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些， 但它没有相对滑动 部分，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；另外，工作时 压盘和离合器盖径向相对位置不发生变化， 因此离合器盖等旋转物件不会失去平 衡而产

12、生异常振动和噪声。（ 3） 径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连 接在一起， 除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外， 其他的结构特征都与径 向传动驱动方式相同。传动片式此结构中压盘与飞轮对中性好， 使用平衡性好， 简单可靠，寿命长。经比较，我选择径向传动驱动方式。2.2.5 分离杠杆、分离轴承 分离杠杆的作用由膜片弹簧承担，其作用是通过分离轴承克服离合器弹簧的 推力并推动压盘移动， 从而使压盘与从动盘和从动盘与飞轮相互分离， 截断动力 的传递，分离杠杆要具有足够的强度和刚度， 以承受反复作用在其上面的弯曲应 力，分离轴承的作用是通过分离叉的作用使分离轴承沿变速器前端盖导

13、向套作轴 向移动，推动旋转中的膜片弹簧中部分离前端，使离合器起到分离作用。分离本 次设计选用的是油封轴承， 它可以将润滑脂密封在轴承壳内， 使用中不需要增加 润滑，相比供油式轴承则需增加。2.2.6 扭转减振器 它能降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率，增加传动系扭振阻尼， 抑制扭转共振响应振幅， 并衰减因冲击而产生的瞬态 扭振，控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声， 缓和非稳定工 况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。故要有扭转减振器。2.2.7 离合器的散热通风试验表明， 摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的， 当压盘工作表面超 过1

14、80 200C 时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的 瞬时温度一般在 180C 以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能 达到1000 C 。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温 度不致过高， 除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外， 还要求散热通 风好。改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离 合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风； 在离合器外壳内装导流罩。膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效 果，故不需作另外设置。第3章主要零部件设计计算和验算的简要过程3.1摩擦片的设计

15、3.1离合器设计所需数据表3.1离合器原始数据长城酷熊09款1.5豪华型的主要参数汽车型号长城酷熊09款1.5豪华型发动机最大功率(KW)/(r/mi n)77/6000整备质量m(kg)1185发动机最大扭矩(N m)138轮胎规格185/65R15最咼车速(km/h)160车轮半径r(mm)310.75最咼转速(r / min)6500后桥主减速器比i04.313载重量(kg)375变速器挡的传动比ig3.5453.2摩擦片主要参数的选择采用单片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机扭矩的，为保证可靠度，离合器静 摩擦力矩应大于发动机最大扭矩、-工-摩擦片的静压力:(式中：用离合器后备系数(Q

16、)(3.1 )(1) 后备系数B是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠 程度，选择B时，应从以下几个方面考虑：a.摩擦片在使用中有一定磨损后， 离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b.防止离合器本身滑磨程度过大；c.要 求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车3=1.21.75。结合设计实际情况， 故选择3=1.5。则有3可有表3.2查得 3二1.3。表3.2离合器后备系数的取值范围车型II后备系数3乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.20 1.75取大总质里为614t的商用车1.50 2.25挂车1.80 4.00摩擦片的外径可有式：D =心（3.3）求得心为直径系数，取值见

17、表 3.3 心 取14.6 得D=171.51mm表3.3直径系数的取值范围车型直径系数陷乘用车14.6最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.5（单片离合器）13.515.0（双片离合器）最大总质量大于14.0t的商用车:22.5 24.0摩擦片的尺寸已系列化和标准化，标准如下表（部分）: 表3.4初选离合器摩擦片尺寸和参数外径Dmm225内径dmm130厚度/mm3.50.831c0.553单面面积cm2摩擦片的摩擦因数了取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。可由表3.5查得：摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结 构尺寸。

18、本题目设计单片离合器，因此 Z=2。离合器间隙At是指离合器处于正 常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过 程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙At 一般为 34mm 取 At=4mm表3.5 摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料摩擦因数了石棉基材料模压0.20 0.25编织0.25 0.35粉末冶金材料铜基0.25 0.35铁基0.30 0.50金属陶瓷材料0.4与式(3.1 )联立得:(3.5 )离合器的静摩擦力矩为:二 二亠 =1.3*138=179.4 N.m (3.4)代入数据得：单位压力Po 0.151 MPa。表3

19、.6 摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力Po /MPa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料模压0.350.50编织金属陶瓷材料0.701.503.3摩擦片基本参数的优化(1) 摩擦片的内、外径比 L应在0.530.70范围内，即0.53 C0.5530.7(2) 为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型 的B值应在一定范围内，最大范围为1.24.0。(3) 为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器振器弹簧位置直径2血约50mm即d 2R. h-500 mm(4) 为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩

20、应 小于其许用值，即Tc0=乎 2Tc。( 3.7 )式中，G为单位摩擦面积传递的转Z(D d )矩(N.m/mm2),可按表3.6选取T4 179.4I c0 222 (225130 )=0.00298(N.m/ mm2)Tc0,合格。表3.7单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格 210-250 250 -325325恥1戸0. 280. 300. 350. 40（5）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力珂的最大范围为0.111.50MPa,即0.11MPa 0.151MPa 1.5MPa（6）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生

21、烧伤,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即(3.8 )式中，总为单位摩擦面积滑磨（J/mm2）；为其许用值（J/mm2），对于乘用车: -门 1 J/mm2对于最大总质量小于 6.0t的商用车：-二 J/mm2对于最 大总质量大于6.0t商用车：人 -：J/mm2W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可根据下式计算=1800(3.9)式中，灯二为汽车总质量（Kg）;为轮胎滚动半径（m ；匸为汽车起步时所用变 速器挡位的传动比；i为主减速器传动比；为发动机转速r/min，计算时乘用 车取二I r/min，商用车取吐-r/min。代入数据到式（3.9 ）得 W=14

22、118.9J代入式（3.8 ）得 = 0 327-0 33 =叫 w 0.230.33 w，合格。3.2扭转减振器的设计 3.1.1扭转减振器主要参数（1）极限转矩T极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的 最大转矩，即限位销起作用时的转矩。极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因 素，与发动机最大转矩有关，一般可取，Tj=(1.5 2.0) Temax2对于乘用车，系数取 2.0 。则 Tj=2.0 X Temax = 2.0 X 200= 400 (N.m)( 2)扭转刚度 k为了避免引起系统的共振， 要合理选择减振器的扭转刚度， 使共振现象不发 生在发动机常用工作转速

23、范围内。由经验公式 k 13 Tj2 初选即 k = 13Tj = 13X 400= 5200 (N.m/rad )(3) 阻尼摩擦转矩T,由于减振器扭转刚度 k 受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故 为了在发动机工作转速范围内最有效的消振， 必须合理选择减振器阻尼装置的阻 尼摩擦转矩。根据公式初选 T,=( 0.06 0.17 ) TemaxW取 T =0.1 Temax =0.1 X 200=20 (N.m)( 4)预紧转矩 Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。 Tn 增加，共振频率将向减小的频率的方 向移动，这是有利的。但是 Tn 不应大于 T,由于 Tn 满足以下关系：Tn=(

24、0.050.15) Te max 2且 Tn T,= 20N.m而(0.050.15) Temax=6.920.7 N.m则初选 Tn=12N.m( 5)减振弹簧的位置半径 R0R)的尺寸应尽可能大些，一般取R0=(0.60 0.75)d/2 2则取 Ro=0.60d/2=0.6 X 130/2=39 (mm),可取为 39mm(6)减振弹簧个数Z根据表4.1 2知，表4.2减振弹簧个数的选取22$ 1K250 r 325MS -130330竝4 *68 -(0当摩擦片外径 D 250mm寸，=46 ,故取Z=6(7)减振弹簧总压力F当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减振弹簧传递的转矩达到最

25、大值 Tj时，减振弹簧受到的压力F为F = Tj/R0 (4-1 )=400/(39 X io 3)=10.3 (kN)3.2减振弹簧的计算在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器 设计相关的尺寸。(1) 减振弹簧的分布半径R由于R的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.60 0.75)d/2(3-1 )式中，d为离合器摩擦片内径故Ri=0.60d/2=0.60 X 130/2=39(mm),即为减振器基本参数中的 F0(2) 单个减振器的工作压力P=F /Z=10300/6=1716(N)(3-2 )(3) 减振弹簧尺寸1) 弹簧中径De弹簧中径一般由布置结构来决定

26、，通常De=1115mm故取 De=12mm2）弹簧钢丝直径d8PDc(3-3)式中，扭转许用应力可取550600Mpa故取为550Mpa所以 d=y8 1716 12 160=4.57mm550 1063）减振弹簧刚度k根据式ko=1000knR2知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸Ri确定，即kk=( N / mm)(3-4)1000R! n则 K=5200 3 20.570(N/mm)1000 (39 10 3)264）减振弹簧有效圈数i414634Gd8.3 1010(4.57 10 )8Dc3k8 (12 10 3)3 0.570 1066.9(3-5)5）减振弹簧总圈数

27、n其一般在6圈左右，与有效圈数i之间的关系为n=i +（1.5 2）=8.5减振弹簧最小咼度lmin n(d )1.1d n= 42.7mm(3-6)6）从动片相对从动盘毂的最大转角取12弹簧总变形量2 arcsin(丨 / 2R0)1=8.15(3-7)减振弹簧总变形量l0I =42.7+8.15=50.85mm(3-8)减振弹簧预变形量(3-9)(3-10)12KZR,30.09mm570 6 39 10减振弹簧安装工作咼度II I0 l=50.85-0.09=50.76m3.3膜片弹簧的设计(一)膜片弹簧的基本参数的选择(1) 比值H和h的选择h为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽

28、车离合器用膜片弹簧的-h一般为1.52.0，板厚h为24mm故初选 h=2.6mm, H=1.5 贝U H=3.9, h=2.6mmh(2) -比值和R、r的选择r由于摩擦片平均半径 Rc=D d 235 13091.25(mm) ,(3-6)44对于推式膜片弹簧的r值，应满足关系R Rc=91.25mm故取R=100mm再结合实际情况取 R/r=1.25，贝U r=80mm R仁98mm=82mm(3) a的选择a= arcta nH/(R-r)=arcta n39(100-80)11(3-7)故满足915的范围。(4) 分离指数目n的选取取为n=18。(5) 压盘加载点半径R1和支承环加载

29、点半径r1的确定由于Ri和r1需满足下列条件2:1 R R1 70 r1 r 6故选择 R = 98mn, r 1= 82mm（6）膜片弹簧小端内半径ro及分离轴承作用半径rf的确定0“ 一步43.5 R/r05.0 ( 3-8)r0 = 20mm再取分离轴承= 24mm推式2.3rirfRri4.5 (3-9)切槽宽度S 1、S 2及半径re取 S 1 = 3.2mm, S 2=10mm, re满足 r- re =S 2,则 re=r- S 2=80-10=70mm故取 re = 70mm 3.3.2膜片弹簧的载荷与变形关系碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图 3.2，它具有独特的弹性特征，广泛

30、应用于 机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧， 在碟簧的小端伸出许多由 径向槽隔开的挂状部分一一分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的 碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹 簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F1表示，加载点间的相对变形（轴向）为 X1，则压紧力F1 与变形X1之间的关系式为：式中：E弹性模量，对于钢,卩白松比，对于钢，（j=0.3H膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度 h弹簧钢板厚度R弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径 r弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径R1压盘加载点半径r

31、1支承环加载点半径RR1r1Hh1008098823.92.6代入（3-10 ）得图3.2膜片弹簧的尺寸简图表3.8膜片弹簧弹性特性所用到的系数F, f （ J 199.981871.85 25623.88 , （3-11 ）对（3.11 ）式求一次导数，可解出X1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点凸点：12.52 mm时，F仁5485.46 N凹点：13.72 mm寸，F1=5312.16N拐点：13.12 mm时，F仁5398.83 N2、当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加 的载荷为F2，对应此载荷作用点的变形为左。由F2=RF10.28F1(3-12)rf

32、A rfR1A3.6 1(3-13)列出表3.8:表3.9膜片弹簧工作点的数据2.523.723.129.0713.3911.235485.465312.165398.831535.921487.401511.67（二八膜片弹簧强度计算假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点0转动（图3.4 ）。断面在0点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，0点E以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于 中性点Q令X轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意 点的切向应力为：(3.14 )膜片弹簧工作点位置式中 簧部分子午断面的转角（

33、从自由状态算起）a 簧部分子有状态时的圆锥底角 e 碟簧部分子午断面内中性点的半径e= （R-r） /In（R/r）（3.15）为了分析断面中断向应力的分布规律，将（3.14 ）式写成丫与X轴的关系式:Y 二（竹1屮K卜了）匕41丿兔图3.4切向应力在子午断面的分布由上式可知，当膜片弹簧变形位置 定时，一定的切向应力 a在X-Y坐标系 里呈线性分布。因为的值很小，我们可以将tg（a-）Y 二够（比_?）疋匕，由上式可写成& 。此式表明，对于一定的零应力分布在（住 _ ）I中性点0而与X轴承 2角的直线上。从式（3.16 ）可以看出当x = e时无Y = -（Ot-）e论取任何值，都有工。显然，

34、零应力直线为K点与0点的连线，在 零应力直线内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其 应力越高。|由此可知，碟簧部分内缘点B处切向压应力最大，A处切向拉应力最大，分析表 明, B点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核 B处应力就可以了，将B点的坐标X= （e-r ）和Y=h/2代入（3.17 ）式有：tBE(e r 2(12)r( 2(e r)h)(3.17)坯=0令可以求出切向压应力达极大值的转角 由于:R r100 8089.63mmein (R/r)0.22所以:0.192rad2.60.332(89.63 80)tB(89.63 80)*0.192 1.3 *

35、 0.33)=-1485N/mm221*1。5(8963 8%332(1 0.32)*802B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力F2作用下还受有弯曲应力:述r 7y% b（ 3.18）式中n分离指数目n=18br 单个分离指的根部宽br2 r。182* 3.14* 2018因此：rB 6(80 24) 2 * 1511.67=598.89 N/mm218* 6.97* 2.6由于orB是与切向压应力dtB垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论，B点的当量应力为：BjrB tB 598.89 1485J= N/mm2膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能力，一 般

36、要经过以下工艺：先对其进行调质处理，得到具有较高抗疲劳能力的回火索氏 体，对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持 1214h）,使其高应力区产 生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，提高弹簧 疲劳寿命，对分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以用设数据合适。4章主要部件结构设计说明4.1从动盘总成的设计4.1.1从动盘毂从动盘毂轴向长度不宜过小2，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为1.4d=1.4x 26=36mm从动盘毂的材料选取 45钢，并经调质处

37、理，表面和心部硬度一般 2632HRC为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，采用镀铬工艺，对减振弹簧窗 口及与从动片配合处进行高频处理。根据摩擦片的外径D的尺寸及表4.1查出从 动盘毂花键的尺寸。表 4.1 离 合 器 从 动 盘 毂 花 键 尺 寸 系 列 2摩擦片发动机的花键尺寸外径最大转矩齿数外径内径齿厚有效齿长挤压应力D/mmTemax/N mND /mmd /mmb/mml/mmd j/Mpa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.4280280103

38、53244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2由于D=225mm则查表可得，花键尺寸：齿数 n=10,外径D=32mm, 内径d = 26mm齿厚t=4mm,有效齿长 l=30mm, 积压应力 c=11.5Mpa4.1.2 从动片从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料选用中碳钢板50钢，厚度为取为2mm表面硬度为3540HRC4.1.3 波形片和减振弹簧波形片采用65Mn厚度取为0.8mm硬度为4046HRC并经过表面发蓝处 理。减振弹簧用60Si2MnA弹簧钢丝。4.2 离合器盖和压盘的

39、方式选择4.2.1 离合器盖离合器盖是离合器的主动件之一， 它与飞轮固定在一起， 通过它传递发动机 的一部分转矩给压盘。 此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。 因此它 需要具有足够的刚度，板厚取 4mm乘用车离合器盖用10钢等低碳钢板。4.2.2 压盘（ 1 ）压盘传动方式的选择 由于传统的凸台式连接方式、 键式连接方式、 销式连接方式存在传力处之间 有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。另选用膜片弹簧作为压力弹簧时， 则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹 簧或弹性压杆之间。（2）压盘几何尺寸的确定 前面已经分析了如何确定摩擦片的内、外径尺寸。当摩擦片的尺寸确定后，与它配合

40、工作的压盘内、 外径尺寸也就基本确定下来了。 这样， 压盘几何尺寸最 后归结为如何确定它的厚度。压盘厚度的确定主要依据以下两点： 一是压盘应有足够的质量； 二是压盘应 具有较大的刚度。为满足上述要求压盘应做得厚些，本次设计采用20mm。（3）传动片传动片的作用是在离合器接合时， 离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转， 分 离时，又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。传动片采用3组，每组3片的形式，具体尺寸为，宽a=25mm厚b=1mm两孔间距为l=20mm孔直径为d=10mm传动片弹性模量E=2 105MPa 由于各传动片沿圆周均匀分布， 它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合 器的平

41、衡性。4.3 分离轴承的选择由于 nemax =5700r/min, 离心力造成的径向力很大，因此采用调心式角接触球 轴承。4.4 离合器的通风散热由于离合器尺寸小，在离合器盖上开通风窗口即能满足离合器通风散热的要 求。4.5 离合器种类的选择根据设计方案的分析，确定采用单片膜片弹簧离合器。4.6 分离时离合器受力形式的选择由于小轿车质量轻，推式优点多，所以采用推式。4.8 离合器的操纵机构选择4.8.1 对离合器操纵机构的要求1）踏板力要尽可能小，乘用车一般在 80-150N 范围内，商用车不大于 150-200N2）踏板行程一般在80-150mm范围内，最大不应超过180mm3）应有踏板行

42、程调节装置，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。4）应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。5）应有足够的刚度。6）传动效率要高。7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。8）工作可靠，寿命长，维修保养方便。4.8.2 离合器操纵机构的型式及确定 按照操纵离合器的能源划分， 离合器操纵机构分为人力式、 助力式和动力式 三种。按传动方式划分，离合器操纵机构有机械、液压和气压三种。机械式离合器操纵机构有杆系传动装置和钢丝绳索传动装置两种。 杆系传动 装置中关节点多， 所以摩擦损失大。 车身和车架的变形会影响其工作。 当离合器 需要远距离操纵时， 较难合理安

43、排杆系。 钢丝绳索传动结构简单， 装置布置灵活， 不受车身和车架 变形的影响，但传递的力比较小。液压式离合器操纵机构具有摩擦阻力小， 传递效率高， 接合平顺等优点。 它 结构比较简单， 便于布置， 不受车身和车架的变形的影响， 是比较普遍采用的一 种操纵型式。由于机械操纵式操纵机构结构简单， 工作可靠广泛应用于各种汽车， 所以我 设计的小轿车采用机械操纵式杆系操纵机构。第 5 章 经济、技术分析及对设计所作的简要评语5.1 经济、技术分析本离合器设计，在实际操作使用中，接合可靠分离彻底、动作迅速、操纵灵 活、适应性强、分离与接合平稳无冲击；在结构设计造价和生产方面，离合器设 计结构简单,实际加工制造容易 ,材料和加工成本低；在使