货车离合器设计说明书

目录前言、离合器的作用、离合器的组成、货车离合器的选用、从动盘选择单片离合器双片离合器、压紧弹簧和布置形式的设计膜片弹簧的支承形式压盘驱动方式离合器主要参数的选择、摩擦片的计算、离合器基本参数优化、膜片弹簧主要参数的选择、膜片弹簧的载荷与变形关系、膜片弹簧工作点位置的选择、膜片弹簧的应力计算、扭转减振器的设计、减振弹簧的设计、从动盘榖10、从动轴的计算11、分离轴承的寿命计算12、离合器操纵机构的设计总结I货车离合器设计说明书前言1、离合器的作用汽车离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速器的输入轴。摩擦离合器作为一种典型离合器为现代各类型汽车广泛采用，实际上是一种依靠主、从动部件间的摩擦来传递动力且能分离的机构。离合器保证汽车平稳起步、保证变速器换挡时工作平顺、限制超额转矩的传递，防止传动系统过载。离合器是联系发动机和汽车传动系统的是汽车传动系统的重要部件。2、离合器的组成离合器装置有离合器和离合器操纵机构组成。离合器主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、操纵机构四个部分组成，组成可以有图1表示：离合器的主动部分是发动机的飞轮、离合器盖、离合器中的压盘，离合器盖通过螺栓固定在飞轮上，离合器盖的动力通过传动片传给压盘。从动部分是从动盘和与之通过花键连接的从动轴盘位于压盘和飞轮之间。压紧弹簧装在离合器盖内，周向分布，对亚盘产生压紧力。分离杠杆的指点在离合器盖上，一端作用于压盘，另一端被分离轴承作用。当从动盘被压盘和飞轮加紧形成一个整体时。发动机的动力通过飞轮以及离合器盖、压盘传递给从动盘，由从动轴输出，这第1页共33页就是离合器的结；若要切断发动机的动力输出，只需将压盘离开从动盘，使从动盘处于自由状态，这就是离合器的分离。3、货车离合器的选用离合器按照从动盘数目不用，压紧弹簧布置形式不同，压紧弹簧机构形式不同，分离时作用力方向不同可以分为如图2所示：第2页共33页本文参照CA1040系列轻型载货汽车离合器进行离合器的设计，CAl040系列轻型载货汽车的离合器都是相同的，为膜片弹簧式，带扭转减速器，型号为D.S.T240。主要由发动机飞轮、从动盘总成及离合器盖总成组成。其中离合器盖总成由膜片弹簧4、压盘6及盖2构成。从动盘架在飞轮3与压盘之间。膜片弹簧的中心部分开有15个径向切槽，形成弹性杠杆。其余未切槽的截锥部分起弹簧作用。离合器盖由6个螺栓1和3个圆柱销7固定在飞轮上。离合器盖与压盘之间由3个传动片连从动盘通过花键与变速器第一轴连接。发动机的动力从飞轮传给离合器盖，再由固定其中的传动片传给压盘。三者在膜片弹簧的作用下使得两摩擦面产生摩擦力矩，从而将力矩传给从动盘继而传向变速器第一轴。当踩下离合器踏板时，使得装在分离轴承座上的分离轴承被推向前方，消除了1.5-2mm的间隙(相当于踏板20-27mm的自由行程)后，压在膜片弹簧的分离指端，在弹簧杠杆的作用下，膜片弹簧大端向后移动。第3页共33页此时，压盘在传动片的弹力作用下也随之向后移动，使压盘和飞轮与从动盘之间的压力消失，从而实现了离合器的分离。、从动盘选择单片离合器只有一个从动盘，前后两片都装有摩擦片，形成两个摩擦片。单盘离合器可满足轿车和轻型货车传递发动机最大转矩的要求。单片离合器结构简单，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，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结合平顺。双片离合器有两个从动盘，形成4个摩擦面。对中、重型货车而言，要求离合器传递大的转矩，较为有效的举措是增加摩擦面的数目。双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；结合更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小；中间压盘通风散热性差，容易引起摩擦片过热，加快其磨损甚至烧坏；分离行程较大，不易分离彻底。小结：本文是参照CA1040轻型货车设计的离合器，根据轻型货车传递的发动机转矩较小的条件，所以选用单盘离合器。、压紧弹簧和布置形式的设计周置弹簧离合器周置弹簧离合器采用圆柱螺旋弹簧，并均匀分布在一个或同心的两第4页共33页个圆周上，其特点是结构简单、制造容易，过去广泛运用于分类汽车。此结构的弹簧压力直接作用于压盘上，为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数目要随着摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。中央弹簧离合器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。这种结构较复杂，轴向尺寸较大，多运用于发动机最大转矩大于400~500Nm的商用车上，以减轻其操纵力。斜置弹簧离合器斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传动盘上，并通过压杆作用在亚盘上。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，它具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在最大总质量大于14t的商用车上已采用。膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的蝶形弹簧，主要由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，具有一系列优点：①膜第5页共33页片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片的允许范围内基本保持不变，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；相对圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降，离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力。对于圆柱螺旋弹簧，其压力则大大增加。②膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小。③高速选转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降。④膜片弹簧以整个圆周与圆盘接触，使压力均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。⑤易于是吸纳良好的通风散热，使用寿命长。⑥膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。但膜片弹簧的制造工艺较复杂，制造成本较高，对材质和尺寸精度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，膜片弹簧离合器不仅在乘用车上被大量采用，而且在各种形式的商用车上也被广泛采用。小结：综合压紧弹簧及布置形式的特点，参照CA1040合器采用膜片弹簧离合器，可以满足货车的换挡、平稳起步、以及停车等动力的分离和结合。膜片弹簧的支承形式推式膜片弹簧支承结构按支承数目的不同分为三种。双支承环形式，用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单：在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，提高了耐磨性，延长了使用寿命，但结构较复杂；取消铆钉，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，第6页共33页将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起，是结构紧凑、简化，耐久性良好，运用日益广泛。压盘驱动方式压盘的驱动方式主要有凸块——窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种。前三种的共同缺点是在连接件之间都有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是今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和压盘以铆钉或螺栓联结，传动片弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时，传动片传动片受压。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。但反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。前言小结：解放牌CA1040属于轻型载货汽车，结合离合器中从动盘的选择、压紧弹簧和布置形式的选择、膜片弹簧的支承形式的选择、压盘的驱动形式的选择以及实际运用中驾驶员操纵方便，便于维修，离合器工作可靠等方面，本文货车离合器选用膜片弹簧式带扭转弹簧减震器的离合器。离合器主要参数的选择表一：解放CA1040离合器参数第7页共33页名称参数名称参数发动机驱动形式×2发动机最大功率75kw汽车最大载质量2000kg发动机最大转速4500r/min汽车质量4325kg发动机最大扭矩196N.m机械式干式单片发动机位置前置离合器形式膜片（压式）液压人力操操纵形式

纵摩擦片最大外径D=225mm踏板行程80~150mm06.17,igi1汽车最大车速hig2.659,i1.775,i2g3g41、摩擦片的计算为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时C应大于发动机转矩，即cβTemax....................（）式中，Temax为发动机最大转矩；β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，必须大于。β发动机的最大扭矩可由式：apenmax9549.........................(2)emaxTp第8页共33页式中：max75Kw,n4500r/min。pea在1.1~1.3之间，去a1.16，则pemax196N.m后备系数β是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、阻止离合器滑磨时间过长、防止传东西过载以及操纵轻便等因素。通常轿车和轻型货车~1.75。结合设计实际情况1.5。则有可有表二查的。表二：离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大质量小于6t的商用车1.20~1.75最大总质量为6~14t的商用车1.50~2.25挂车1.80~4.00摩擦片的外径可有式：D.................(3）KDTemaxK为直径系数，取值见表三，去KD16得D。D表三：直径系数取值范围车型直径系数KD乘用车14.6第9页共33页5单片离合器）最大总质量为1.8~14.0t的商用车0双片离合器）最大质量大于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）：表四：离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D\mm160180200225250280300325内径径D\mm110125140150155165175190厚度\mm3.23.53.53.53.53.53.53.51c0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5853'0.6760.6670.6570.7030.7620.5830.8020.800cd/D单面面积2cm1061321602213020.802466546摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所传递转矩的大小及其结构尺寸。离合器间隙t是指离合器处于正常结合状态、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结合，在分离轴承和分离杠杆内段之间留有的间隙。该间隙t一般为3~4mm。取t4mm。表五：摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦材料摩擦因数f第10页共33页模压0.20~0.25石棉基材料编织0.25~0.35铜基0.25~0.35粉末冶金材料铁基0.35~0.50金属陶瓷材料0.4离合器依靠住从动部分的摩擦将发动机的转矩传递给变速器。离合器的静摩擦力矩T为cTfFZR................（4）cc式中，f为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.25~0.30；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；R为摩擦片的平均摩擦半径；cZ为摩擦面数，单片离合器的Z2，双片离合器的Z4。设0为摩擦面承受的单位压力，且压力分布均匀，则单位摩擦面积ds（图3）上产生的单元摩擦力矩为第11页共33页dsRφrdρρ图3摩擦片单元摩擦面积2dTfP0dd.................（5）整个摩擦面上产生的摩擦力矩为R233Rr2TfPdd2fp003r0.....................（6）式中，R为摩擦片外半径；r为摩擦片内半径。摩擦面承受的单位压力p0为4FFp02222()()DdRr....................（）式中，D为摩擦片外径，D2R；d为摩擦片内径，d。求的：p0.23mpa0。第12页共33页表六：摩擦片单位压力p0的取值范围摩擦材料单位压力p/MPa0模压0.15~0.25石棉基材料编织0.25~0.35铜基粉末冶金材料

铁基~0.50金属陶瓷材料0.7~1.502、离合器基本参数优化、摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度v不超过D，即3vDemaxD1065~70m/s...................（8）n60式中，v为摩擦片最大圆周速度（m/sDn为发动机最高转速（r/minemax摩擦片的内、外径比c应在0.53~0.70范围内，即c70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1.2~4.0，即4.0摩擦片内径d必须大于减震器弹第13页共33页簧位置直径2R0约50mm，即d2R050mm单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即cc[T].....................(9)0c022Z(Dd)式中，T为单位摩擦面积传递的转矩（c0N.m/mm2.m/mm2[T]为其允许值（c0N.m/mm2.m/mm2表七：单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格D/mm210210~250250~3253252[T0]/100.280.300.350.40c防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p的最大范围为0，即~1.50MPaPap01.50MPa防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次结合的单元摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即第14页共33页w2w.....................（10）[]2Z(Dd)式中，w为单位摩擦面积滑2J/mm[w为其许用（]2J/mm2[w]0.40J/mm，对于最大总质量2小于6.0t的商用车：[wJmm大于6.0t的商用车：]0.33/2[wJmm；]0.25/W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑J式计算22

2nmrearW().....................（）221800ii0g式中，m为汽车总质（kgar为轮胎滚动mri为汽车起步时所用变速器位传动；gi为主减速器传动；0n为发动r/min2000r/min，商用车取e1500r/min。其中i6ig15.913r0.6ma4325kg带入式（）0得W带入式（⋯⋯）得w32733[w]，合格。、离合器结合的温升Wt..................（）mc式中：t为压盘温升，超8~10℃；第15共33页c为压盘的比热容，c481.4J(kg.℃)；为传动压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘；0，m为压盘的质量m3.15kg.5带入，t℃，合格。3、膜片弹簧主要参数的选择膜片弹簧的弹性特性通过支承环和压盘加在膜片上的载荷1（N）集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为1（mmEhln(R/r)RrRr112F（）1f(1)[][(H)(H)h]11

22)(Rr)Rr2Rr111111式中，5E——弹性模量，对于钢，E10MPa——泊松比，对于钢，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R——压盘加载点的半径1r——支承环加载点半径1比较H/h的选择此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式（）载荷与变形之间的函数关系可知，当H/h2时，()1f为增函数；H/h2时，1第16页共33页F(1)有一极值，该极值点恰为拐点；当H/h2时F()有一极大1f1f1值和一极小值；当H/h22时F()的极小值落在坐标上。为保证离1f1合器压紧力变化不大和操纵轻便，离合器用膜片弹簧的H/h一般为~2.0，板度h为2~4mm。本设计，H/h2，h3。、R/r选择通过分析表明，R/r越小，应力越高，弹性曲线受直径误差影响越R/r常在1.2~1.3Dd的范围内取值。本设计中取R/r1.25c，4r取r94mm则R5mm取整R则R/r1.255。Rc、的选择（圆锥底角）汽车膜片弹簧自由状态时，圆锥底角一般在9~15°范围内，本设计arctanH/(Rr)得在°之间，合格。分离指数常取为，大尺寸膜片弹簧有取24的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取12的，本设计所取分离指数为。、切槽宽度12~mm~mm取3,10,32,.,9101mmmmre应满足2rr的要求。e2、压盘加载点半径R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11116mm,196mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的r尺寸精度更高。国内常用的碟簧材料为，当量应力可取为2N。/mm1600~1700第17页共33页、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举例）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。4、膜片弹簧的载荷与变形关系蝶形弹簧的形状如以锥形垫片，它具有独特的弹性特征，广泛运用于机械制造中。膜片弹簧式具有特殊结构的蝶形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分—分离指。膜片弹簧的弹性特征与尺寸如其碟簧部分的蝶形弹簧完全相同（当加载点相同时）蝶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1表示，加载点间的相对变形（轴向）为1。带入得32F.....................(14)1f()148.3722259273.151111对式（14）求一次导数，可解出1F的凹凸点，求二次导数可得拐点。1凸点：2.96mmF11796.93N1时，1凹点：mmF6748.98N1时，1拐点：5mmF9273N1时，1表八：膜片弹簧特性所用到的系数RrR1Hh1第18页共33页118941169663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Rr11F2F32F11rr1frrf12Rr111表九：弹簧工作点的数据12.967.04529.182.18215.5F11796.936748.9892731F3775.022159.672967.3625、膜片弹簧工作点位置的选择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(MN)/2。新离合器的结合状态时，膜片瘫痪个11工作点B一般取凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般1(~，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧从FIB编B1H导FIA变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到，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人能可靠的传递转矩，并考虑摩擦因数下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F应IA大于或等于新摩擦片的压紧力FIB。第19页共33页6、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0转动。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点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午线断面，使坐标原点位于中性点。令X周平行于子午断面的上下边，则断面上任意点的切向应力为：t1EX(/y2............（15）ex式中——碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）——碟簧部分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(Rr)/ln(R/r)为了分析断面中断向应力的分布规律，将(15)式写成Y与X轴的关系式：Y[(t)22)t]XE2)Eet..........（16）有上式可知，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t0时Y()X，因为()的值很小，我们可以将()看222成tg)，由上式可写成Ytg()X。此式表明，对于一定的零应力(22分布在中心点0而与X轴成()角的直线上。分析表明，B点的切向2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点的第20页共33页坐标X(er)和Yh/2代入下式eer(er)dh2tB.............（）{[]}2(1)r222dt可以求出切向应力达极大值的转角B令0dph2(er)Rr11894由于：mme105.55ln(R/r)ln(118/94)所以：p2tBN/mmB点作为分离指根部的一点，在分离轴承推理2作用下还受有弯曲应力：6(rr)Ff2rB（）2nbhr式中，n——分离指数目，n18b——单个分离指的根部宽r2r0232rmm1818因此：rB2N/mm由于rB是与切向应力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：BjrBtB259N/mmBj2[Bj]1700N/mm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，一般要经过一下工艺：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（将弹簧压平并保第21页共33页持12~14h弹簧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和镀铝，以提高其耐磨性。故膜片弹簧和当量应力不超过允许应力范围，所以用设数据合适。7、扭转减振器的设计扭转减振器主要由弹性元件和阻尼元件组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶段固有频率，改变系统的固有振频，使之尽可能避开发动机转矩主谐量激励起的共振；减振器极限转矩Tj1max294Nme摩擦转矩uNm预紧转矩TTNmnmax44.1e极限转角3~12j扭转角刚度kj3822Nm/rad8、减振弹簧的设计、减振弹簧的安装位置R.......（）0(0~0.75)d/R。结合d2R050mm得0取49mm，则0d

2全部减振弹簧总的工作负荷zZTj/16000N单个减振弹簧的工作负荷pPZ/Z1000N第22页共33页式中，Z为减震弹簧个数，按表选择：取Z6表十：减振弹簧个数的选取摩擦片的外径D/mm225~250250~325325~350>350Z4~66~88~10>10、减振弹簧尺寸选择材料，计算许用应力根据《机械原理和设计》（机械工业出版社）采用65Mn弹簧钢丝，设弹簧丝直径d4mmMPaMPa。,b1620,[]0.5810b选择旋绕比，计算曲度系数根据下表选择旋绕比表十一：旋绕比的荐用范围d/mm~0.40.45~11.1~2.22.5~67~1618~42C7~145~125~104~94~84~6确定旋绕比C4，曲度系数K(4C/(4)0.615/C1.40强度计算82，与原来的d接近，合格。KFCdj4mm[]第23页共33页中径DCd16mm2；外径DD2d20mm极限转角j3~12取j，则l3.269mml2arcsin2R0、刚度计算弹簧刚度kFFmm(12)/l152.95其中，F为最小工作力，F2F12弹簧的切变模量G，则弹簧的工作圈数nGdGdl338FC8Ck取n4，总圈数为16弹簧的最小高度lmindn16mm减振弹簧的总变形量lP/k538mm减振弹簧的自由高度l0lminl减振弹簧预紧变形量Tl538mm1kZR0减振弹簧的安装高度ll0l122mm定位铆钉德安装位置第24页共33页取252mm，则j3.859364477，lk151.52mm，n，合格。9、从动盘榖从动盘毂的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T由表十二选取：一般取1.0~1.4倍的花键轴直径。从动盘榖一般采用碳钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般26~32HRC。为提高花键内空表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及从动片配合处，应进行高频'mmtmmlmm处理。取n10,Dd28,4,35,c10.2MPa。验证：挤压应力的计算公式为：cRnlt式中，p为花键的齿侧面压力，它由下式确定：pemax........（）''(Dd)Z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分别为花键的内外径；',d'',d'Z为从动盘榖的数目；取Z1'd'h为花键齿工作高度；h(D)/2得pNMPaMPa44,c10.1610.2，合格。第25页共33页表十二：花键的选取花键尺寸挤压应摩擦片的外径D/mmemax/Nm齿数n外径'D/mm内径'd/mm齿厚t/mm有效齿长l/mm力c/MPa160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.010、从动轴的计算选材调质钢可用于载荷较大而很大冲击的重要轴，初选调质。确定轴的直径d......（21）3p/n式中，第26页共33页A为由材料与受载情况决定的系数，见表表十三：轴常用几种材料的[]及A值40Cr轴的材料Q235-A，20Q275，3518Ni9Ti4538SiMnMo13[15~2520~3525~4535~56]/MPaA149~126135~112126~103112~97取A100，n为轴的转速，n4500r/min，则d，取d36mm。11、分离轴承的寿命计算分离轴承的参数表十四：分离轴承的参数表型号Crfpn701448.2KN1.234500r/minC则由下式：610CL()h60np........（22）pfFprLh得：12、离合器操纵机构的设计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第27页共33页的一套机构。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：（）踏板力要小，轿车一般在80~150N范围内，货车不大于150~200N;（）踏板行程对轿车一般在80~150mm范围内，对货车最大不超过180mm;（）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；（）应有对踏板行程限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏；（）应具有足够的刚度；（）传动效率要高；（）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杆系传动和绳索两种形式，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，而绳索传动可消除以上的缺点，但寿命但，机构效率不高。本次设计的普通轮型离合器操纵机构，采用液压