离合器说明书

1、1概述11.1轴数及驱动形式的确定 11.2 布置形式的确定 11.3 汽车整体设计 11.5确定传动系最小传动比 31.6确定传动系最大传动比 42.离合器的结构方案分析 42.1从动盘数的选择 42.2压紧弹簧和布置形式的选择 42.3膜片弹簧的支承形式52.4压盘的驱动形式53离合器主要参数的选择 53.1后备系数B 53.2单位压力63.3摩擦片外径 D内径d和厚度b 63.4摩擦因数f,摩擦面数 Z和离合器间隙 t 74. 离合器的设计与计算 74.1离合器基本参数的优化 74.2 膜片弹簧基本参数的选择 84.3膜片弹簧9膜片弹簧的结构特点介绍 94.4膜片弹簧的优化设计 115.

2、 扭转减振器的设计125.1扭转减振器基本参数选择 125.2减振弹簧的详纟田设计 135.3限位销与从动盘毂缺口侧边间隙 146从动盘总成设计146.1从动盘总成概述与设计要求 146.2从动盘毂146.3摩擦片156.4从动片157.1离合器盖概述与设计要求 1616167离合器盖总成"7 O7.2 离口器7.3压盘168离合器操纵机构设计 16参考文献171.概述离合器是汽车传动系中的重要部件，主要功用是是切断和实现发动机对传动 系的动力传递，保证汽车平稳起步，保证传动系统换挡时工作平顺以及限制传动 系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载。它主要包括主动部分、从动部分、 压紧机

3、构、操纵机构四部分。膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，高速是平衡性好、结构简单且较紧凑、散热 通风性能好、使用寿命长，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。 此设计说明书详细的说明了汽车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。通过整个设计计算过程，力争把离合器设计系统化，让离合器在任何行驶 条件下，既能可靠的传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止过载。结合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。分离时要迅 速、彻底。从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换 档和减小同步器

4、的磨损。应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温 度不致过高，延长寿命。操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。具有足够的强 度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。根据任务书给定的要求如下表来设计货车的总体尺寸额定装载质量（kg）500最大总质量 （kg） 1950最大车速（Km h-1） 951.1轴数及驱动形式的确定总质量小于19吨的公路运输车，采用结构简单、制造成本低的4 X 2驱动形式，故此货车采用4 X2的驱动形式。1.2布置形式的确定按驾驶室与发动机相对位置的不同，货车有长头式、短头式、平头式和偏 置式。本设计选用平头、单排驾驶室的布置设计，发动机前置后驱。1.3汽车

5、整体设计汽车主要尺寸设计汽车轴距和前、后轮距结合本次设计，总质量大约为1.95t，故本设计参数选择轴距为2850mm 前轮距为1410mm后轮距：1350mm汽车的前悬和后悬汽车的前悬是通过两前轮中心的垂面与抵靠在车辆最前端并垂直于汽车纵 向对称平面的垂面之间的距离。其长度应能布置发动机、水箱、转向器等部件； 但不能过长，不然接近角太小，影响汽车的通过能力。汽车的后悬是通过汽车最 后车轮轴线的吹面与抵靠在汽车最后端并垂直于汽车纵向对称平面的垂面之间 的距离。其长度主要取决于货厢的长度、 轴距和轴荷分配的要求。一般载货汽车 的后悬在1.22.2m的之间；但各类载货汽车的后悬不得超过轴距的55%1

6、31.3 汽车的外廓尺寸GB 1589-1989规定了汽车外廓尺寸限界，并参考同类车型选取，我国法规 对载货汽车外廓尺寸的规定是：总高不大于4m总宽(不包括后视镜)不大于2.5m ;外开窗、后视镜等突出部分宽度不大于250mm总长不大于12m ; 一般载 货汽车的外廓尺寸随载荷的增大而增加。结合这次设计，并参考江淮凌玲车型保证汽车主要使用性能的条件下，所设计的车辆长为4700mm宽为1690mm空载时候的高度为1900mm1.3.2 轴荷分配汽车的轴荷分配对汽车的使用性能和轮胎使用寿命有明显的影响。为使轮胎 的寿命一致， 希望满载时每个轮胎负荷大致相同。对于本次设计的汽车，由于 是4X 2且单

7、胎的平头汽车，为了保证汽车后轮上有足够的附着力，后轮装有单胎的汽车，空车时后轴负荷应大于 41%满载时后轴负荷控制在60%左右。而前 轴负荷在40流右。本次设计满载时取前轴40%，后轴满载60%，可以计算出G仁7644N，G2=11466N1.3.3 百公里燃油消耗量根据已知车型，可得汽油机百公里燃油消耗量为7.0 ( L/(100t*km)1.3.4 最小转弯半径由汽车设计可得最小转弯半径为 8m1.3.5 通过性几何参数车型最小离地间隙接近角离去角纵向通过半径4X 2货车300mm40o30o4m制动性参数总质量不大于3500kg的低速货车行车制动制动处车速 km/h制动距离mFMMDD/

8、-2 cm.s踏板力/N试车道宽度/m满载30小于等于10大于等于5.0小于等于7003.0空载小于等于9大于等于5.4小于等于450应急制动试车初速度m/s制动距离/mFMMDD操纵力N (小于等于)满载30小于等于18大于等于2.6手：600脚：700、r -M、 空载1.4发动机功率、转速、扭矩及发动机型号的确定发动机功率的确定发动机最大功率 Rmax - magfUamax 3600 CdAux 7614034.08kw考虑该载货汽车要求具有相对较高的车速，因此初步选择汽车发动机的最大 功率为42.5kw。发动机扭矩及其转速的确定可根据所选发动机性能参数得：Temax =82.5N m

9、取，-1.1 , n p =9549 :- F>max Temax =9549 1.1 42.5 82.5 = 5411r min发动机的选择表1-3发动机发动机型号参数发动机型号LJ465Q-2AE汽油机形式直列、水冷、四冲程汽车轮胎的选择根据汽车的用途及轴荷、最高车速并参考同类汽车选取，国产轮胎的知名品 牌有：三角、双钱/回力、成山、东风、风神等。轮胎采用子午线轮胎数量为4前排2个，后排2个，根据参考的车型选用轮胎规格为：5.50-14LT。1.5确定传动系最小传动比在选定最小的传动比时，要考虑到最高挡行驶时有足够的动力性能。根据汽车理论，发动机最大功率时的车速应等于最高车速或略小于

10、最高车速。即主减速器传动比i0 :i° =(0.377 0.472) rrnp fUamax igh = 7.0 8.76rr-为滚动半径rr =Fd-0.326m自由直径-d=671mm子午线轮胎：F=3.05;npmax -发动机额定功率时的转速npmax = 5411r；min ;u a max - 最高车速ig -变速器的最高挡传动比，最高挡为直接挡，则 i g =1本次设计取i。=71.6确定传动系最大传动比确定传动系最大传动比时，要考虑三方面：最大爬坡度；附着力；汽 车的最低稳定车速。就普通货车而言，当iO已知时，确定传动系最大传动比也 就是确定变速器I挡传动比。i g1

11、 ma g ' maxr r i Te max io'max-道路最大阻力系数max 二 f COSmax Si max = O.3O17«max-道路最大坡度角，设计时要求最大爬坡度为30% « max =16.7其他参数同上。经计算，最大传动比i叫1 % =28.72.离合器的结构方案分析2.1从动盘数的选择根据从动盘数目离合器可以分为单片离合器、双片离合器和多片 离合器。对于乘用车和最大总质量小于 6t的商用车而言，发动机的最大转矩一 般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。 根据本设计任 务书的要求，选择单片离合器。单片离合器结构简

12、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，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹 性的从动盘可保证接合平顺。2.2压紧弹簧和布置形式的选择根据弹簧形式离合器可以分为圆柱螺旋弹簧离合器、圆锥螺旋弹簧离合器 和膜片弹簧离合器，弹簧的布置形式也有圆周布置、中央布置和斜向布置。综合 以上，选择设计为膜片弹簧离合器。膜片弹簧式一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要有碟簧部 分和分离指部分组成。膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比具有以下几个优点：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

13、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；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；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；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；易 于实现良好的通风散热，使用寿命长；平衡性好；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。膜

14、片弹簧离合器有分为推式膜片弹簧离合器和拉式膜片弹簧离合器，拉式 膜片弹簧离合器中的膜片弹簧安装方向， 与传统的推式结构相反，并将支承点移 到了膜片弹簧的大端附近。接合时，膜片弹簧的大端支承点在离合器盖上，以中部压紧在压盘上，将分离轴承向外拉离飞轮实现离合器的分离。与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支承各零件， 并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量 更少；拉式膜片弹簧是中部与压盘相压在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大 的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同 的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在接合或分离状态下，

15、离合器盖的变形量小， 刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比， 且中间支承减少了摩 擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约 25% 30% ；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖 支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和哭声；使用寿命更长。因此，本设计选用拉式膜片弹簧离合器。2.3膜片弹簧的支承形式本设计选用无支承环形式，将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环 形凸台上。2.4压盘的驱动形式压盘的驱动方式主要有凸块一窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式。 前三种的共同缺点是在连接件之间

16、都有间隙， 在传动中将产生冲击和噪声，而且 在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是近 年来广泛采用的驱动方式，沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧钢带传动片两端 分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接， 传动片的弹性允许其作轴向移动。当 发动机驱动时，传动片受拉，当拖动发动机时，传动片受压。弹性传动片驱动方 式的结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。因 此，本设计选用弹性传动片式，薄弹簧钢带的组数为三组。3离合器主要参数的选择3.1后备系数B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：

17、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B =1.21.75。故选择B =1.5。则有B可有表3.1查得 B = 1.5。表3.1后备系数的取值范围车型后备系数B乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.20 1.75最大总质量为614t的商用车1.50 2.25挂车1.80 4.003.2单位压力当D 230mm寸,则Po= 1.18/- D错误！未找到引用源。Mpa=0.25Mpa；=0.25Mpa；错误！未找到引用源。的取值当D< 230mm寸，则Po错误！未找到引用源 所以由于

18、D= 200mm取错误！未找到引用源 也可以根据石棉基材料编织摩擦片单位压力范围 0.25-0.35MPa，也可确定 P0为 0.25MP&3.3摩擦片外径D内径d和厚度b摩擦片外径D（mm可以根据发动机最大转矩 错误！未找到引用源。（N.m） 按如下经验公式选用：D = Kd式中，Kd为直径系数，取值范围见表3.2 根据错误！未找到引用源。=160N m Kd =14.6，则将各参数值代入经验公式后计算得 D=184.68mm表3.2直径系数Kd的取值范围车 型直径系数Kd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

19、大总质量大于14.0t的商用车22.5 24.0表3.3离合器摩擦片尺寸系列和参数（即 GB14574）外径D/mm601801002252502802003253503内径d/mm101251401501551651751901951厚度h/.23.53.53.53.53.53.53.534C =d/D.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.54001 C3000000000.676.667.657.703.762.796.802.800.827单位面积1112344563F/ cm063260210202664678根据摩擦片的标准化、系列化原则，

20、根据上表选择如下:外径 D=200mm 内径 d=140mm 厚度 b=3.5mm/3内径与外径比值C =0.700 1 C =0.653.4摩擦因数f,摩擦面数Z和离合器间隙 t石棉基材料（编织）的f取值范围为0.25 0.35，因而取f=0.30。 摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，因此 Z=2。 t=3mm4.离合器的设计与计算4.1离合器基本参数的优化设计变量后备系数B取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位 压力P也取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数 D和d。因此，离合 器基本参数的优化设计变量选为：X =x1x2x3T =FDd T目标函数离合器基本参数优

21、化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下 使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为j !22f（x） =min （D2 -d2）4约束条件1）最大圆周速度VDnemaxD 10 6570m/s60式中，Vd为摩擦片最大圆周速度（m/s）; He ax错误！未找到引用源。为 发 动 机 最 高 转 速 r/min, 所 以JIQJQvDnemaxD 10°4000 200 1041.89m/s 乞 65 70m/s60 60故符合条件。2）摩擦片内、外径之比cdc=错误！未找到引用源。D =0.7，满足0.53岂C乞0.70的条件范围。3）后备系数B后备系数B = 1.25 o4)

22、减振器位置弹簧直径 R。暂取R。=0.6d/2=0.6 X 140/2=42mm d-2R。=140-2 X 42=56> 50mm5) 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p。根据所选用的摩擦材料在一定范围内选取，p。的最大范围为0.10 1.50MPa, p。=0.25MPa 符合 0.10MPa< P°w 1.5MP&6) 计算总滑磨功 W错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。8568Jw=错误！未找到引用源。=0.27 J/错误！未找到引用源。Ww=0.33J/错 误！未找到引用源。4.2膜片弹簧基本参数的选择H比值h和h

23、的选择为了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错H误！未找到引用源。h 一般为1.52.0，板厚h为24mmH故初选 h=3mm, h =1.8 贝U H=1.8h=5.4mm比值和R、r的选择根据结构布置和压紧力的要求，R/r 一般为1.20 1.35，取R/r=1.33。摩擦片的平均半径 错误！未找到引用源。Rc=错误！未找到引用源。=85.882mm为使摩擦片上的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于Rc，因此初选 r=96mm 因此 R=1.33X 96=127.68mm 取 R=128mm的选择a = arctanH R r =arctan(5.4/

24、(128-96) )9.58。，满足 9° 15° 的范围。分离指数目n的选取常取取为n=18。膜片弹簧小端内半径错误！未找到引用源。及分离轴承作用半径错误！未 找到引用源。的确定错误！未找到引用源。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，r。暂取36mm错误！未找到引用源。暂取38mm切槽宽度S 1、3 2及半径错误！未找到引用源。的确定S 1=3.3mm S 2=9.5mm 错误！未找到引用源。 < r- S 2=96-9.5=86.5mm,取错误！未找到引用源。=8mm压盘加载点半径错误！未找到引用源。和支承环加载点半径错误！未找到 引用源。的

25、确定错误！未找到引用源。=100mm错误！未找到引用源。=124mm4.3膜片弹簧膜片弹簧的结构特点介绍本设计选用拉式膜片弹簧离合器，现将膜片弹簧的基本结构介绍如下：膜片弹簧在结构形状上分为两部分。在膜片弹簧的大端处为一完整的截锥体， 它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。碟形弹簧的弹性作用是这样：沿其 轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形所。可以说膜片弹簧是碟形弹 簧的一种特殊结构形式。所不同的是，在膜片弹簧上还包括有径向开槽部分。 膜 片弹簧上的径向开槽部分像一圈瓣片，它的作用是，当离合器分离时作为分离杠 杆。

26、故它又称分离爪。分离爪与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方圆形孔。这样做，一方面可以减少分离爪根部应力集中，一方面又可用来安置销钉固定膜片 弹簧，分离爪根部的过渡圆角 R>4.5。膜片弹簧的弹性变形特性膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分， 碟簧部分的弹性变形特性和螺旋弹簧 是不一样的，它是一中非线性的弹簧，其特性和碟簧部分的原始内截锥高 H及弹 簧片厚h的比值H/h有关。不同的H/h值可以得到不同的特性变形特性。 一般可 以分成下列四中情况：1 ）错误！未找到引用源。V 2错误！未找到引用源。如下图4.1中H/h=0.5的曲线，其曲线形状表现为：载荷P的增加，变形总是不 断增加.这种弹簧

27、的刚度很大，可以承受很大的载荷，适合与作为缓冲装置中的行 程限制器。旦2）h =、2如图4.1中H/h=1.5 错误！未找到引用源。的曲线,弹性特性曲线在中间有一 段很平直,变形的增加，载荷P几乎不变.这种弹簧叫做零刚度弹簧.3） 错误！未找到引用源。V h错误！未找到引用源。V 2 2错误！未找到引用 源。如图4.1中错误！未找到引用源。=2.75者,弹簧的特性曲线中有一段负刚度区 域,即当变形增加时，载荷反而减少具有这种特性的膜片弹簧很适合用于作为离 合器的压紧弹簧，因为可利用其负刚度区，达到分离离合器时载荷下降，操纵省力 的目的，当然负刚度过大也不适宜，以免弹簧工作位置略微变动造成弹簧压

28、紧力 过大.4）错误！未找到引用源。、2错误！未找到引用源。如下图4.2，这种弹簧的的特性曲线中具有更大的负刚度不稳定工作区，而且有载荷为负值的区域.这种弹簧适合于汽车液力传动中的锁止机构。图4.1三种不同H/h值时的无因次特曲线图4.2各种不同H/h值时的无因次弹性变形特性4.4膜片弹簧的优化设计弹簧尺寸为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h与初始底锥角a =H/(R-r)应在一定 的范围内，即1.6 < H/h < 2.2 , H/h=1.8 满足要求；9°< a < 15°, a =9.58。满足要求。弹簧设计尺寸各部分有关尺寸的比值应符合

29、一定的范围，即1.20 < R/r < 1.35 , R/r=1.33 ;70w 2R/h < 100, 2R/h=85.33;3.5 < R/错误！未找到引用源。< 5.0 , R/ r0错误！未找到引用源。=3.56以上比值均符合要求。压盘加载点半径为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径错误！未找到引用源。应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即(D+d)/4 w错误！未找到引用源。< D/2, 85< 100< 100符合要求。弹簧结构布置根据弹簧结构布置要求，错误！未找到引用源。与R,错误！未找到引用源。与r，错误

30、！未找到引用源。与r0之差应在一定范围内，即1W R-R1错误！未找到引用源。w 7, R-错误！未找到引用源。=128-124=4;0W错误！未找到引用源。-r w6,错误！未找到引用源。-r=100-96=4 ;0W错误！未找到引用源。-°错误！未找到引用源。w4,错误！未找到引用源。-0错误！未找到引用源。=2。弹簧杠杆比膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即拉式：3.5 w错误！未找到引用源。w 9.0 , R1f错误！未找到引用源。=错误!R-1未找到引用源。3.58符合要求。5扭转减振器的设计5.1扭转减振器基本参数选择极限转矩错误！未找到引

31、用源。极限转矩是指减振器在徐奥出了限位销与从动盘毂缺口中间的间隙 错误！未找到 引用源。时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧 的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般取错误！未找到引用源。Tj=(1.5 2.0)错误！未找到引用源。Temax式中，乘用车，系数取2.0。因此错误！未找到引用源。Tj=2.0错误！未找到引用源。160=320N.m扭转角刚度错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。k V 13Tj=4160 N错误！未找到引用源。/rad阻尼摩擦转矩错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。T=(0.06 0.17)错误！未找到引用源。T emax =0

32、.11 X160=17.6 N.m预紧转矩错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。T n =(0.05 0.15)错误！未找到引用源。Temax =0.10 X 160=16 N.m极限转角错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。S取8 ° ，进而有错误！未找到引用源= 1=2 R0sin2 =5.86mm5.2减振弹簧的详细设计减振器弹簧位置半径 错误！未找到引用源 之前已经求出，R°=42mm减振弹簧个数错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。Zj=6减震弹簧总压力错误！未找到引用源。FR0=错误！未找到引用源。7619N,平均每个弹簧的受力F=1270N弹簧材料选择弹

33、簧材料根据要求选择 50Cr错误！未找到引用源。VA其许用切应力【】 =750MPa525选取旋转比4C-10.615+C=5-8,取 0=5,贝U K=4C -4C =1.3试算弹簧直径d1.6d错误！未找到引用源F maxkc :=5.33mm经查 GB/T1358-1193,取 d=5.5mm弹簧的其他主要参数计算1）弹簧中径D=Cd=5< 5.5=27.5，查标准有 D=28mmGd3 扎 max2）弹簧工作圈数n=错误！未找到引用源。8FmaxC=2.033）内径错误！未找到引用源。D1=D-d=28-5.5=22.5mm,外径错误！未找到引用源。D 2=D+d=28+5.5=

34、33.5mm4） 旋转比C=D/d=5长细比b=错误！未找到引用源。H0/D=1.145） 总圈数错误！未找到引用源。n1= n+2=4圈6）节距 p=0.4D=0.4 X 28=11.2mm7） 自由高度或长度 错误！未找到引用源。=pn+（1.5-2.0）d=11.2 X 2 + 1.7 X 5.5=31.75mm经查国标，取 错误！未找到引用源。H0=32mm8） 轴向间距错误！未找到引用源。二卩"=11.2-5.5=5.7mmD m9） 展开长度L=错误！未找到引用源。cos： =355mmtan 二10） 螺旋错误！未找到引用源。D =7.26。取错误！未找到引用 源。7&

35、#176;2d_ms _11）质量4Lr=0.06kg验算最大循环切应力8KD-max3-D =713MP圧 750MPa5.3限位销与从动盘毂缺口侧边间隙错误！未找到引用源。入仔R2sinJ3.5mm错误！未找到引用源。=25mm限位销直径错误！未找到引用源。=10mm6从动盘总成设计6.1从动盘总成概述与设计要求从动盘总成由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。它虽然对离合器 工作性能影响很大的构件，但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是 设计的重点。从动盘总成应满足如下设计要求：为了减少变速器换档时齿轮间的 冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上

36、的压 力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性；为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击 载荷，从动盘中应装有扭转减振器；要有足够的抗爆裂强度。6.2从动盘毂从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对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 错误！未找到引用源。Temax按国标GB114令74 选取。从动盘的轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底， 从动盘毂的轴向长度取32mm从动盘毂一般采用锻钢（如 35、45、40Cr等）， 并经调质处理。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

37、 簧窗口及从动片配合，应进行高频处理。表6.1离合器从动盘毂花键尺寸系列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 -m ND' /mmd' /mmb/mml/mmd j/Mpa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2根据摩擦片外径D=200m

38、r和发动机最大转矩 错误！未找到引用源。T emax=160N-m, 可选择从动盘毂花键的尺寸如下：齿数n=10，外径D' =35mm内径d' =28mm齿厚t=4mm 有效尺长l=35mm 6.3摩擦片摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用 条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：应具有较稳定的摩擦系数，温 度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。 要有足够的耐磨性，尤其 在高温时应耐磨。要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好。 热稳 定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦。磨合性能要好， 不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面。 油水对摩擦性能的影响应最小。结合时应平 顺而无“咬住”和“抖动”现象。由以上的要求，目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳 定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3左右。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定，温度，滑磨速度及单位压力 的增加都将摩擦系数的下降和磨损的加剧。所以目前