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离合器参数设计3.1 后备系数的选择离合器的后备系数反映了离合器传递发动机最大扭矩的可靠度，它是离合器设计的一个重要参数 .在选择时， 应考虑摩擦片磨损后仍能可靠地传递发动机最大扭矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系数过载以及操纵轻便等因素. 表 3.1 后备系数表车型乘用车及总质量小于 6t 的商用车最 大 总 质 量 为614t的商用车挂车后备系数1.201。75 1。502。25 1。804.00 本设计是基于一款轻型货车，故选择后备系数1.21.75，取后备系数 =1.5。3.2 摩擦片外径及其他尺寸的确定摩擦片外径是离合器的基本尺寸参数，它对离合器的结构尺寸、质量的大小和使用寿命的长短都有很大的影响。摩擦片外径 D （mm ） 也可根据发动机最大扭矩Temax(N。 m)按如下经验公式进行初选：(31）式中：KD为直径系数， 轻卡取 17；最大总质量为 1.814。0t 的商用车 ,单片离合器取 16。018.5;Temax是发动机最大扭矩，原始设计数据为110N.m ：由公式 (3-1)代入相关数据 , 取得： D=178mm 根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3.2“离合器摩擦片尺寸系列和参数” （即 GB1457-74) 表 3.2 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径/Dmm内径/d mm厚度/h mm内 外 径 之 比/dD单位面积2/Fmm160 110 3.2 0。687 10600 180 125 3。5 0.694 13200 200 140 3.5 0.700 16000 225 150 3。5 0。667 22100 250 155 3.5 0。620 30200 280 165 3。5 0.589 40200 300 175 3.5 0。583 46600 325 190 3.5 0.585 54600 350 195 4 0。557 67800 380 205 4 0.540 72900 取摩擦片外径 D=250mm，选定摩擦片的内径d=155mm，厚度 b=3.5mm。单位压力的确定离合器摩擦力矩Tc的计算(3-2）离合器压盘施加在摩擦面上的工作压力的计算（3-3）施加在摩擦面的工作压力为（34）式中:z 为摩擦面数，单片离合器的z=2，f 为摩擦面间的静摩擦系数，这里取0。25。单位压力 :(3-5）粉末冶金铁基材料单位压力要求小于0.35MPa，本离合器的单位压力比规定值小,故满足要求。5。3 膜片弹簧基本参数的选择1、比值 H/h 和 h 的选择：此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大,因此，要利用H/ h对弹簧特性的影响正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽车的膜片弹簧H/h 值在如下范围之内 :H/h=1.520。2、R 及 R/r 确定： 比值 R/r 对弹簧的载荷及应力特性都有影响,从材料利用率的角度，比值在 1。82.0 时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大,就是说弹簧的质量利用率和好。因此设计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。对于汽车离合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能,而是根据结构布置与分离的需要来决定，一般 R/r 取值为 1。21.35.对于 R,膜片弹簧大端外径R 应满足结构上的要求和摩擦片的外径相适应 ,大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当H，h 及 R/r 等不变时，增加 R 有利于膜片弹簧应力的下降。 初步确定 R/r= 3、 膜片弹簧起始圆锥底角：汽车膜片弹簧一般起始圆锥底角在 915之间，=134、膜片弹簧小端半径rf 及分离轴承的作用半径rp：rf的值主要由结构决定，最小值应大于变速器第一轴花键外径，分离轴承作用半径r p大于 rf . 5、分离指数目 n、切槽宽、窗孔槽宽、及半径 rc： 分离指数目 n 常取 18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12，本设计取 n=18。切槽宽约为 4mm;窗孔槽宽;窗孔半径 rc一般情况下由计算。6、 承环的作用半径l 和膜片与压盘接触半径L：由于采用推式膜片弹簧，l，L 的大小将影响膜片弹簧的刚度 ,一般来说 ,l 值应尽量靠近 r 而略大与 r。L 应接近 R 略小于 R。7、膜片弹簧材料：制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强度,同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求,国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA。5。4 膜片弹簧的计算参考同种类产品，并结合本车具体情况，初步选定弹簧的一些参数和尺寸如下：，,，R=112。5mm 确定膜片弹簧的所有尺寸H=7。4mm， h=3。7mm,R=112.5mm，r=90mm，l=92mm L=110mm,rf=27mm,rp=29mm,n=18，,1、根据下式 (5。1）画出 P11曲线 (51）式中， E-弹性模数，钢材料取E=2.0 105Mp ；泊松比，钢材料取0.3; h弹簧片厚，； H-碟簧部分内截锥高，；1大端变形， ; R碟簧部分外半径（大端半径） ，; r-碟簧部分内半径， ; L膜片弹簧与压盘接触半径，； l支承环平均半径， ; （2）推式轴向变形的关系式（52）(3 ）膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力P2 时膜片弹簧压盘接触处的变形和 P2的关系式(53）(4 ）在 P2力作用下膜片弹簧小端部分轴承处的变形（54） (5 5) 式中，为宽度系数：(56）（5-7）设因此式（ 5.1) 就成为：把有关数值代入上述各式得 P1=1429。3=3。71=0。85210.6412+0.14613图 5.1 膜片弹簧特性曲线2、确定膜片弹簧的工作点位置取离合器结合时膜片弹簧的大端变形量为,由特性曲线图可查得磨片弹簧的压紧力：校核后备系数 : 离合器彻底分离时 ,膜片弹簧大端的变形量为压盘的行程为,故离合器刚开始分离时，压盘的行程，此时膜片弹簧最大端的变形量为摩擦片磨损后 ,其最大磨损量，故3、求离合器彻底分离时分离轴承时轴承作用的载荷P2由公式（ 53),取则得代入有关数值，得4、求分离轴承的行程由公式（ 5-2）,取，则由公式（ 5-6） （5-7）得由公式（ 5-5）得代入有关数值，得=1。72mm 5、强度校核膜片弹簧大端的最大变形（离合器彻底分离时）。将有关数值代入 ,得7.1 从动盘毂花键的设计计算花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GB1144-74 选取。从 动 盘外径D/mm 发 动 机 转 矩maxe/N?m 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/MPa 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11。8 200 110 10 29 23 4 25 11。3 225 150 10 32 26 4 30 11。5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12。7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11。6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 380 600 10 40 32 5 55 15。2 410 720 10 45 36 5 60 13.1 430 800 10 45 36 5 65 13。5 450 950 10 52 41 6 65 12。5 这里，所选择的相关尺寸参数为：花键齿数z1=10；花键齿长 L=35mm；花键齿宽b=4mm；花键外径 D外=35；花键内径 D内=28mm;从动盘数 n=1。作用在一个从动盘花键上的圆周力为（7-1) 挤压应力为(7-2）以上所得的挤压应力值小于推荐许用值(30MPa),故满足设计要求。花键的剪切应力计算(7-3）计算结果表明，剪切压力较低,故满足要求。
