奥迪A7离合器设计-汽车轿车离合器【三维SW模型】【含CAD图纸+文档全套资料】
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离合器设计 2016-1-1 目录 第 1 章 离合器介绍 . 2 1.1 离合器的起源与发展 . 2 1.2 离合器的分类 . 3 1.3 离合器的构造和功用 . 4 第 2 章 离合器设计 . 5 2.1 离合器的设计要求 . 5 2.2 离合器设计流程 . 5 2.3 离合器原始数据 . 6 2.4 从动盘整体设计 . 6 2.4.1 摩擦片设计 . 6 2.4.2 扭转减振器 . 10 2.4.3 从动盘毂 . 12 2.4.4 从动片的结构形式 . 13 2.5 膜片弹簧选择 . 13 2.5.1 压紧弹簧布置形式的选择 . 13 2.5.2 膜片弹簧参数的选择 . 14 2.5.3 膜片弹簧的优化设计 . 16 2.5.4 膜片弹簧的载荷与变形关系 . 17 2.5.5 膜片弹簧的应力计算 . 19 2.5.6 膜片弹簧材料及制造工艺 . 21 2.6 压盘的设计 . 22 2.7 操纵机构 . 22 2.8 从动轴的计算 . 25 2.9 分离轴承的寿命计算 . 25 2.10 离合器盖 . 26 2.11 离合器的散热通风 . 26 3 离合器的建模 . 26 3.1 摩擦片的绘制 . 27 3.2 膜片弹簧的绘制 . 30 3.3 其他主要零部件的绘制及装配 . 32 3.4 工程制图的导出 . 33 第第 1 章章 离合器介绍离合器介绍 1.1 离合器离合器的的起源起源与发展与发展 离合器的发展： 出现摩擦片 逐渐趋于 摩擦片的材料： 1889 年戴姆勒发明了钢轮汽车离合器。 锥形盘离合器 多片盘式离合器 单片干式离合器 最初使用驼毛做为锥形盘摩擦面的材料。 皮革 石棉材料 铸铁等非石棉材料 选 用 非 石棉 材 料 是注重环保。 在早期研发的离合器中， 锥形离合器最为成功。 现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器， 它是直到 1925 年以后才出现的。20世纪 20 年代末， 直到进入 30 年代时， 只有工程车辆、 赛车和大功率的轿车上才采用多片离合器。 多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式离合器。 近来，人们对离合器的要求越来越高， 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。 1.21.2 离合器的分类离合器的分类 膜片弹簧离合器优点： 膜片弹簧有理想的非线性特征，离合器结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；性能较稳定；通风散热好，使用寿命长；平衡性好；制造成本低。 膜片弹簧离合器 螺旋弹簧离合器 但膜片弹簧的制造工艺较复杂， 对材料质量和尺寸精度要求高， 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。 1.31.3 离合器的构造离合器的构造和功用和功用 离合器工作原理示意图 离合器就相当于汽车的动力开关。当不踩离合器踏板时，摩擦片与飞轮结合传递力矩； 当踩下离合器踏板时，摩擦片与飞轮分离，不传递力矩。 当踩下离合器踏板时， 摩擦片与飞轮分离，不传递转矩。 当不踩离合器踏板时， 摩擦片与飞轮结合并传递转矩。 第第 2 章章 离合器设计离合器设计 2.1 离合器的设计要求离合器的设计要求 根据离合器的功用，它应满足下列主要要求： （1） 能在任何行驶情况下，可靠地传递发动机的最大扭矩。为此，离合器的摩擦力矩（cT）应大于发动机最大扭矩（maxeT）； （2） 接合平顺、柔和。即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，以免汽车起步冲撞或抖动； （3） 分离迅速、彻底。换档时若离合器分离不彻底，则飞轮上的力矩继续有一部份传入变速器，会使换档困难，引起齿轮的冲击响声； （4） 从动盘的转动惯量小。离合器分离时，和变速器主动齿轮相连接的质量就只有离合器的从动盘。 减小从动盘的转动惯量， 换档时的冲击即降低； （5） 具有吸收振动、噪声和冲击的能力 （6） 散热良好，以免摩擦零件因温度过高而烧裂或因摩擦系数下降而打滑； （7） 操纵轻便， 以减少驾驶员的疲劳。 尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车，非常重要； （8） 摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，衬面磨损在一定范围内，要能通过调整，使离合器正常工作。 2.2 离合器设计流程离合器设计流程 获取或确定与计算相关的参数 获取及确定前后连接件的接口参数 结构方案确定 设计计算 其他机构设计 2.3 离合器原始数据离合器原始数据 下面举例对离合器进行设计： 汽车的驱动形式 汽车整车整备质量 发动机最大转速 发动机最大扭矩 汽车的总质量 离合器形式 传动比 汽车最大时速 操纵形式 4 2 1110 kg 3400 r/min 135N.m 1485 kg 机械、 干式、单片、 膜片弹簧 i0=5.28 ig1=2.93 ig2=1.6 ig3=1 ig4=0.71 165 km/h 液压式操纵机构 2.4 从动盘整体设计从动盘整体设计 2.4.1 摩擦片设计摩擦片设计 摩擦片在性能上要满足如下要求： （1） 摩擦系数稳定，工作温度，滑磨速度，单位压力的变化对其影响小 （2） 具有足够的机械强度和耐磨性，热稳定性好，磨合性好，密度小 （3） 有利于接合平顺，长期停放离合器摩擦片不会出现粘着现象 （4） 摩擦片选用材料为铸铁非石棉材料，注重环保 单片离合器因为结构简单，尺寸紧凑，散热良好， 维修调整方便， 从动部分转动惯量小， 在使用时能保证分离彻底接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此该设计选择单片离合器。摩擦片数为 2。 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cT应大于发动机最大扭矩maxeT。 摩擦片的静压力： maxeCTT (mN) 式中：离合器后备系数（1） 由原始数据有，max135eTN.m 后备系数 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 时，应从以下几个方面考虑： （1） 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 （2） 防止离合器本身滑磨程度过大 （3） 要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车 =1.21.75，故选择=1.5 离合器后备系数的取值范围 车型 后备系数 轿车和轻型货车 1.201.75 中型和重型货车 1.502.25 带挂车的重型汽车和牵引汽车 2.002.75 越野汽车和工作恶劣的工程车辆 2.503.50 所以max1.5 135277.5CeTTN m 摩擦片的外径可有式：maxeDTKD 求得。 DK为直径系数，取值见表如下，取14.6DK，得 D=170mm。 直径系数的取值范围 车型 直径系数DK 轿车 14.6 货车 15.818.3(单片离合器) 13.514.9(双片离合器) 重型货车 22.423.6 摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表(部分)： 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 Dmm 160 180 200 225 250 280 300 325 内径 dmm 110 125 140 150 155 165 175 190 厚度/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3 1C 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 DdC 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 单面面积 cm2 106 132 160 221 302 402 466 546 在单位压力不超过许用范围条件下，d 可取大一些，能加大平均摩擦半径，增大传递转矩能力，也便于布置扭转减振器。故取 D=180mm，d=125mm。 摩擦片的摩擦因数f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。可由表查得： 取f=0.3 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。本题目设计单片离合器，因此 Z=2。离合器间隙 t 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 t 一般为 34mm。取 t=4mm。 滑动摩擦系数，表面许可温度，许用单位压力参考范围 摩擦副材料 uf 表面许可工作温度（C） 0P 铸铁对非石棉类摩擦材料 0.250.3 250 0.250.35 离合器的静摩擦力矩为： ccfFZRT 联立得： m a x03 3121eTPfzDC 代入数据得：单位压力00.319p MPa0P 摩擦片基本参数的优化和校核： （1）摩擦片外径 D（mm）的选取应使最大圆周速度0v不超过 6570m/s，即 330max103400 180 1032.16060evnDm/s7065m/s 式中，0v为摩擦片最大圆周速度（m/s）；maxen为发动机最高转速(r/min)。 （2）摩擦片的内、外径比C应在 0.530.70 范围内，即 0.530.6940.7C （3）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，不同车型的值应在一定范围内，最大范围为 1.24.0。 （4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d 必须大于减振器振器弹簧位置直径02R约 50mm，即 5020 Rdmm （5）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应小于其许用值，即 002240.0105cccTTTZ Dd 式中，0cT为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm2)，可按下表选取 经检查,合格。 单位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器规格 210 250210 325250 325 2010/cT 028 030 035 040 （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0p的最大范围为 0.111.50MPa,即 10. 0MPa00.319pMPa50. 1MPa （7）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 224dDZW 式中,为单位摩擦面积滑磨(J/mm2)； 为其许用值(J/mm2)，对于乘用车：40. 0J/mm2，W 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 2202221800graeiirmnW 式中，am为汽车总质量(Kg)；rr为轮胎滚动半径（m）；gi为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；0i为主减速器传动比；en为发动机转速 r/min，计算时乘用车取2000r/min，商用车取1500r/min。其中：05.28i 12 . 4 3gi 0.3rr m 1485am Kg 代入式得8800.14W J，代入得0.40.40 ，合格。 （8）离合器接合的温升 mcWt 式中,t 为压盘温升,不超过108 C；c 为压盘的比热容，4 .481cJ/(Kg C)；为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘0.5，m为压盘的质量15. 3mKg。代入，2.9t C，合格。 2.4.2 扭转减振器扭转减振器 减震器极转矩 max1.5202.5jeTTN m 摩擦转矩 m a x0 . 1 72 2 .9 5ueTTN m 预紧转矩 m a x0 . 1 52 0 . 2 5neTTN m 极限转角 123j 扭转角刚度 1 32 6 3 2 .5jkTNm/rad 减振弹簧的安装位置 2)75. 060. 0(0dR ， 结合5020Rdmm，得0R取 40mm，则00.642Rd。 减振弹簧个数的选取 摩擦片的外径 D/mm 225250 250325 325350 350 Z 46 68 810 10 图 2.1 扭转减振器 减振弹簧尺寸 （1）选择材料，计算许用应力 根据机械原理与设计(机械工业出版社)采用 65Mn 弹簧钢丝， 设弹簧丝直径4dmm,1620bMPa, 8105 . 0bMPa。 （2）选择旋绕比，计算曲度系数 根据下表选择旋绕比 旋绕比的荐用范围 d/mm 4 . 02 . 0 145. 0 2 . 21 . 1 65 . 2 167 4218 C 147 125 105 94 84 64 确定旋绕比4C，曲度系数40. 1615. 0)44() 14(CCCK （3）极限转角1232arcsin20Rlj 取 3.5j ，则3.3l mm 取总圈数为8n 2.4.3 从动盘毂从动盘毂 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件， 它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径 D 与发动机的最大转矩maxeT选取： 一般取 1.01.4 倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用碳钢，并经调质处理，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，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。取10n，26D mm，21d mm，3t mm，20l mm，11.6cMPa。 验证：挤压应力的计算公式为：nltRc 式中，P 为花键的齿侧面压力，它由下式确定： ZdDTPe)(4max 从动盘毂轴向长度不宜过小， 以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底， D，d分别为花键的内外径； Z 为从动盘毂的数目；取 Z=1 h 为花键齿工作高度；2/ )(dDh 得11.49PN，11.49cMPa11.6MPa，合格。 花健的的选取 摩擦片的外径 D/mm maxeT/N.m 花健尺寸 挤压应力 c/MPa 齿数 n 外径 D/mm 内径 d/mm 齿厚 t/mm 有效齿长 l/mm 160 49 10 23 18 3 20 98 180 69 10 26 21 3 20 116 200 108 10 29 23 4 25 111 225 147 10 32 26 4 30 113 250 196 10 35 28 4 35 102 280 275 10 35 32 4 40 125 300 304 10 40 32 5 40 105 325 373 10 40 32 5 45 114 350 471 10 40 32 5 50 130 2.4.4 从动片从动片的结构形式的结构形式 在设计从动片时要尽量减轻其质量， 并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心， 以获得最小的转动惯量。 为了使得离合器结合平顺， 保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。 具有轴向弹性的从动片有以下 3 种结构型式：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片以及组合式弹性从动片。 前面两种结构在小轿车上采用较多，在载货汽车上则常用第三种即组合式从动片。故选整体式波形从动钢片。 2.5 膜片弹簧选择膜片弹簧选择 2.5.1 压紧弹簧布置形式的选择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。其中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： （1） 由于膜片弹簧有理想的非线性特征,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。 膜片弹簧使用优质高精质钢。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料为60SiMnA。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行调质处理，得具有高抗疲劳能力的回火索氏体。要防止膜片内缘离开，同时对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持1412小时），使其高压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，喷丸是 0.8 的白口铁小丸， 可提高弹簧的疲劳寿命。同时，为提高分离指的耐磨性，对其进行局部高频淬火式镀铬。采用乳白镀铬，若膜片弹簧许用应力可取为 15001700N/mm2。 2.5.2 膜片弹簧参数的选择膜片弹簧参数的选择 1. 比较 H/h 的选择 此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析载荷与变形 1 之间的函数关系可知，当2hH时，F2为增函数；2hH时，F1有一极值，而该极值点又恰为拐点；2hH时，F1有一极大值和极小值；当2hH时，F1极小值在横坐标上，见图。 1-2/hH 2-2/hH 3-22/2hH 4-22/hH 5-22/hH 膜片弹簧的弹性特性曲线 为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便， 汽车离合器用膜片弹簧的 H/h 通常在 1.52 范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为 24mm，本设计2hH ，h=2.5mm ，则 H=5mm 。 2. R/r 选择 通过分析表明，R/r 越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。 汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求， R/r 常在 1.21.3 的范围内取值。本设计中取25. 1rR，摩擦片的平均半径76.254cDdRmm，cRr 取78r mm 则97.5Rmm 取整100Rmm 则1.282R r 。 3.圆锥底角 汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角一般在159 范围内，本设计中arctanHRr 得12.8 在159 之间，合格。分离指数常取为 18，本设计所取分离指数为 18。 4.切槽宽度 5 . 32 . 31mm，1092mm，取31mm，102mm，er应满足2err的要求。 膜片弹簧的尺寸简图 5.压盘加载点半径1R和支承环加载点半径1r的确定 1r应略大于且尽量接近r，1R应略小于R且尽量接近R。 本设计取1106R mm，190r mm。膜片弹簧应用优质合金弹簧钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为 50CrVA。 6. 公差与精度 离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度，压力盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。 2.5.3 膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计 （1） 为了满足离合器使用性能的要求， 弹簧的hH与初始锥角rRH应在一定范围内，即 2 . 226 . 1hH 912.8 15HRr （2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 1.201.282 1.35R r 70280100R h （3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径1R（或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径1r）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 拉式： 1()/476.2582/290DdrD （4）根据弹簧结构布置要求，1R与R，fr与0r之差应在一定范围内选取，即 1146RR 1046rr 400rrf （5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此杠杆比应在一定范围内选取，即拉式： 0 . 95 . 3111rRrRf 由（4）和（5）得30fr mm，028r mm。 2.5.4 膜片弹簧的载荷与变形关系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，它具有独特的弹性特征，广泛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1，则压紧力 F1与变形1之间的关系式为: 2111111211211hrRrR2HrRrRHrRr /RIn16EhF 式中： E弹性模量，对于钢，aMPE5101 . 2 泊松比，对于钢，=0.3 H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 r1支承环加载点半径 膜片弹簧的尺寸简图 膜片弹簧弹性特性所用到的系数 R r R1 r1 H h 100 78 96 82 5 2.5 代入得 32111114714514.7411966.5Ff 对式求一次导数，可解出1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点。 凸点：11.87mm 时，19316.7F N 凹点：14.51mm 时，15726.3F N 拐点：13.2mm 时， 16679.3F N 2、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2。由 1121110.27fRrFFFrr 121113frrRr 列出表: 膜片弹簧工作点的数据 1 2.96 7.04 5 2 9.18 2.182 15.5 1F 11796.93 6748.98 9273 2F 3775.02 2159.67 2967.36 膜片弹簧工作点位置的选择。从膜片弹簧的弹性特性曲线图分析出，该曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧压平位置，而2111NMH。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H1B10 . 18 . 0,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。为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力AF1应大于或等于新摩擦片时的压紧力BF1。 2.5.5 膜片弹簧的应力计算膜片弹簧的应力计算 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 O 转动。断面在 O 点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O 点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 O。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： xey2/x1E2t 膜片弹簧工作点位置 式中 碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起） 碟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) 为了分析断面中断向应力的分布规律，将（3.14）式写成 Y 与 X 轴的关系式： Ee1XE12Yt2t2t 由上式可知，当膜片弹簧变形位置 一定时，一定的切向应力 t在 X-Y 坐标系里呈线性分布。 当0t时X)2(Y，因为)2(的值很小，我们可以将)2(看成)2(tg，由上式可写成X)2(tgY。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点 O 而与 X 轴承)2(角的直线上。从式（3.16）可以看出当eX时无论取任何值，都有e )2(Y。显然，零应力直线为 K 点与 O 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 代入式有： 222122hdrereretB 令0dBdt可以求出切向压应力达极大值的转角re2hP 由于： 9 67 88 6 . 6 8l n ()l n ( 9 6 / 7 8 )RreR rmm 所以： 0.346P，-229.12tBN/mm2 B 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：2r2frBhbnFrr6 式中 n分离指数目 n=18 br单个分离指的根部宽 022289.771818rrbmm 因此： 6 3 3 .5rBN/mm2 由于 rB是与切向压应力633.5229.12862.6BjrBtB tB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： N/mm2 1700BjBjN/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。 2.5.6 膜片弹簧材料及制造工艺膜片弹簧材料及制造工艺 国内膜片弹簧一般采用 60Si2MnA 或 50CrVA 等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。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，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离 38次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。 为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹， 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， 在同一片上同一范围内的硬度差不大于 3个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度 3。膜片弹簧的内外半径公差一般为 H1l 和 h11，厚度公差为0025mm，初始底锥角公差为10。上、下表面的表面粗糙度为 1.6m，底面的平面度一般要求小于 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。 2.6 压盘的设计压盘的设计 压盘的材料选用 HT20-40 铸造制成。采用传力片与离合器盖相连。它要有一定的质量和刚度，以保证足够的热容量和防止温度升高而产生的弯曲变形。压盘应与飞轮保持良好的对中，并进行静平衡。压盘的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于 0.8。压盘壳用 M83mm 螺栓将其一端固定在飞轮端面上，另一端固定在压盘端面上。 压盘厚度的确定主要依据以下两点：压盘应具有足够的质量；压盘应具有较大的刚度。因此，压盘一般都做得比较厚（一般不小于 10mm），而且在内缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的凸起。此外，压盘的结构设计还应注意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔。 根据经验、 参照同类产品， 本次设计选取的压盘外径为 180mm， 内径为 125mm，厚度为 10mm，材料为 3 号灰铸铁。 2.7 操纵机构操纵机构 汽车离合器操纵机构是驾驶员用来控制离合器分离又使之柔和接合的一套机构。 它始于离合器踏板， 终止于离合器壳内的分离轴承。 由于离合器使用频繁，因此离合器操纵机构首先要求操作轻便。轻便性包括两个方面，一是加在离合器踏板上的力不应过大，另一方面是应有踏板形成的校正机构。离合器操纵机构按分离时所需的能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等。 离合器操纵机构应满足的要求是： （1） 踏板力要小，轿车一般在 80150N 范围内； （2） 踏板行程对轿车一般在15080mm 范围内； （3） 踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可复原； （4） 应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏； （5） 应具有足够的刚度； （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。 机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式，杠传动结构简单，工作可靠，但是机械效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系， 布置困难， 而绳索传动可消除上述缺点， 但寿命短， 机构效率不高。 离合器液压式操纵机构示意图 1.踏板，2.主缸，3.储液室，4.分离杠杆，5.分离轴承，6.分离叉，7.推杆，8.工作缸， 9.油管 本次设计的普通轮型离合器操纵机构，采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点： （1）液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂踏板， 从而容易密封， 不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉； （2）可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷，正由于液压式操纵有以上的优点， 故应用日益广泛， 离合器液压操纵机构由主缸、工作缸、管路系统等部分组成。 1202amm，501amm，1352dmm，671dmm 502cmm，4 .211cmm，501bmm，952bmm 离合器踏板行程计算 踏板行程S由自由行程1S和工作行程2S组成： 2111222212021dbadbaccSZSSSSf 式中，fS0为分离轴承的自由行程，一般为0 . 35 . 1mm，取5 . 10fSmm；反映到踏板上的自由行程1S一般为3020mm；1d、2d分别为主缸和工作缸的直径；Z 为摩擦片面数；S为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：30. 185. 0Smm，取2 . 1Smm；1a、2a、1b、2b、1c、2c为杠杆尺寸。 得：131Smm，77.271Smm，合格。 c1c2S0fb1b2d2d1a1a2S 图 3.6 液压操纵机构示意图 踏板力的计算 踏板力为 sfFiFF 式中，F为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；i为操纵机构总传动比，2111122222dcbadcbai ；为机械效率，液压式：9080%，机械式：8070%；sF为克服回位弹簧 1、2 的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。23074.5FFN，26.43i，80%；则 88.8fF N 合格。 2.8 从动轴的计算从动轴的计算 1选材 40Cr 调质钢可用于载荷较大而无很大冲击的重要轴，初选 40Cr 调质。 2确定轴的直径 3nPAd 式中，A 为由材料与受载情况决定的系数，见表 3.11: 轴常用几种材料的 及 A 值 轴的材料 Q235-A，20 Q275，35 （1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn 38SiMnMo,3Cr13 aMP/ 1525 2035 2545 3556 A 149126 135112 126103 11297 取100A，n 为轴的转速，3400nr/min，取24d mm。 2.9 分离轴承的寿命计算分离轴承的寿命计算 分离轴承的参数 分离轴承参数表 型号 Cr pf n 7014C 48.2KN 1.2 3 3400r/min 则由下式： 610()60hCLn P rpFfP 得： 62530hL h 2.10 离离合器盖合器盖 离合器盖的膜片弹簧支撑处须具有较大的刚度和较高的尺寸精度， 压盘高度（丛承压点到摩擦面的距离） 公差要小， 支撑环和支撑铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性好，膜片弹簧的支撑形式采用铆钉作支承时，如果分离轴承与曲轴中心线不同心，可引起铆钉的过度磨损。提高铆钉硬度的套筒和支承与曲轴中心线不同心，亦可引起铆钉的过度。提高铆钉硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的结构措施，采用 101 2.11 离合器的散热通风离合器的散热通风 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200180 C 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180 C 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C1
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