汽车膜片弹簧离合器课程设计主要计算和注意问题.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流汽车膜片弹簧离合器课程设计主要计算和注意问题.精品文档.注意：按照课程设计的要求完成，一般对以下部分详细计算：1) 离合器基本结构尺寸、参数的选择2) 膜片弹簧的参数计算和选择3) 从动盘（摩擦片的计算选择）4) 操纵机构计算绘图时必须按照设计计算参数绘制，未详细计算部分参考选择，但是必须保证结构正确，无工作干涉，方便加工！膜片弹簧离合器设计计算（某中型轿车举例）2摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择已知条件：某中型轿车发动机数据:缸数：4缸 排量：1.7升点火系统：1-3-4-2最大功率 96/5000 KW/rpm 最大扭矩 220/350

2、0 Nm/rpm2.1离合器基本性能关系式为了能可靠地传递发动机最大转矩，离合器的静摩擦力矩应大于发动机最大转矩，而离合器传递的摩擦力矩又决定于其摩擦面数Z、摩擦系数f、作用在摩擦面上的总压紧力P与摩擦片平均摩擦半径Rm，即 【1】 （2-1）式中：离合器的后备系数。摩擦系数，计算时一般取0.250.30。Z摩擦面数2.2摩擦片外径D与内径d的选择当按发动机最大转矩（Nm）来确定D时，有下列公式可作参考：【1】 （2-2）式中A反映了不同结构和使用条件对D的影响，在确定外径D时，有下列经验公式可供初选时使用：【1】 （2-3） 轿车：KD=14.5轻、中型货车：单片KD=16.018.5 双片

3、KD=13.515.0重型货车：KD=22.524.0本次设计所设计的是中型轿车（Temax/nT为220Nm/3500rpm、Pemax/nP为96kw/5000rpm）的膜片弹簧离合器。所设计的离合器摩擦片为单片，选择KD =14.5。所以D=按初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，表2-1为我国摩擦片尺寸标准。表2-1 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径内径厚度内外径之比单位面积1601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.

4、50.589402003001753.50.58346600查出本车将使用单片式离合器，且离合器摩擦片外径为215mm。再查表2-1即可得到摩擦片的具体参数，如下：摩擦片外径D=225mm摩擦片内径d=150mm摩擦片厚度h=3.5mm摩擦片内外径比d/D=0.667单面面积F=22100mm22.3 离合器后备系数的确定在开始设计离合器时，一般是参照统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式的特点，初步选定后备系数。表2-2 后备系数表车型轿车、轻型货车中、重型货车越野车、牵引车后备系数1.301.751.602.252.03.5本设计是中型轿车离合器的设计，该车型属于轿车类型，故选择本

5、次设计的后备系数在1.301.75之间选择。因为该车型为中轿车，取=1.50。因此有离合器的转矩容量Tc=1.5220=330 N.M每人的设计参数不同，请按照要求适当选取2.4 单位压力P的确定摩擦面上的单位压力P0值和离合器本身的工作条件，摩擦片的直径大小，后备系数，摩擦片的材料及质量等因素有关。离合器使用频繁，发动机后备功率较小时，P0应取小些；当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外缘热载荷，P0应取小些；后备系数较大时，可适当增大。当摩擦片采用不同材料时，P0按下列范围选取：石棉基材料 P0 =0.100.35MP粉末冶金材料 P0 =0.350.60MP金属陶瓷材料 P0 =0.701.

6、50MP 本次设计中我们选取摩擦片的材料为石棉基材料。离合器摩擦力矩根据摩擦定律可表示为：Tc=fFZRc (2-4)式中，Tc-静摩擦力矩； f-摩擦面间的静摩擦因素，计算时一般取0.250.30；选取f=0.25 F-压盘施加在摩擦面上的工作压力； Rc -摩擦片的平均半径； Z-摩擦面数，是从动盘的两倍； 所以，Z=2假设摩擦片上工作压力均匀，则有：F= P0 A= P0(D2-d2)/4【1】（2-5）式中，P0-摩擦片单位压力； A-一个摩擦面面积； D-摩擦片外径； d-摩擦片内径.摩擦片的平均半径Rc根据压力均匀的假设，可表示为：Rc =(D3-d3)/3/(D2-d2) （2-

7、6）当d/D0.6时，Rc可相当准确的有下式计算：Rc =（D+d）/4 (2-7)因为d=150mm、D=225mm，所以d/D=0.6670.6，则Rc用（2-7）式计算将（2-5）、（2-7）式代入（2-4）得：Tc=fZ P0(D2-d2)（D+d）/16 （2-8）为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的，设计时Tc应大于发动机的最大转矩，即Tc =Temax （2-9）式中，Temax=220Nm为发动机最大转矩；=1.5为离合器的后备系数。把（2-8）式代入（2-9）式得：P0=16Temax/fZ (D2-d2)（D+d）代入各参数可得P0=0.318MPa所以所得P0

8、在石棉基材料单位压力范围内，所以我们选取的材料及单位压力P0符合设计要求。2.5 离合器基本参数的约束条件1摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度VD不超过6570m/s，即VD= nemaxD10-3/606570m/s该条件对于发动机转速和转矩参数较大的不容易满足！必要时可以设计为双片式离合器！式中，nemax为发动机的最高转速（r/min）。本次设计中nemax=5000 r/min，所以VD= 500022510-3/60=58.87m/s符合VD6570m/s的约束条件。2. 摩擦片的内外径比c应在0.530.70内 c=d/D=150/225=0.667符合约束条件3.为保证离

9、合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，应使1.24.0，在前面参数选取中，我们选取=1.5，符合此约束条件。4.为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm，即d2Ro+50 。d=150mm，Ro=50mm符合要求。5. 单位摩擦面传递转矩的许用值为反映离合器传递转矩且有过载保护的能力，单位摩擦面传递的转矩应小于其许用值。即： 要求即可。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P0对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，P0为0.101.50MPa。我们选取摩擦片的材料为石棉基材料，并且选取P0=0.318MPa，符合此约束条件。3

10、 离合器从动盘总成设计（课程设计可以简化！）从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。课程设计该部分要求请参看设计任务书要求。但是要注意从动盘毂的花键必须参考标准设计选取，画图时要考虑加工方法，注意加工面和非加工面的画法！从动盘结构多采用带扭转减震器的轴向弹性从动盘！从动盘摩擦片用铆钉错开铆接！扭转减震器结构不能画错，减震弹簧设计参考机械设计，画法必须参看标准！扭转减震器的特制铆钉结构不要画错！扭转减震器的特制铆钉和从动盘毂的U形槽分布均匀，布置合理！。总之，课程设计该部分没有完全设计！故最容易画错！3.1摩擦片设计3.1.1 摩擦片选材3.1.2摩擦片铆钉的强度校核本设计所

11、采用的离合器摩擦片材料为石棉基摩擦材料，摩擦片与从动片的连接方式为铆接，选取16颗铆钉铆接.其铆接位置为R1=102.5mm与R2=85mm，则其铆接的平均半径Ra=（R1+R2）/2=93.75mm 。铆钉材料选为15号钢。铆钉的校核如下：平均每颗铆钉所受的最大剪切力Fmax：【1】根据铆钉所受的Fmax ，分别校核铆钉的抗剪强度和从动片的抗压强度： 【1】 【1】式中：dO为铆钉孔直径，mm； m为每个铆钉的抗剪面数量； 为被铆件中较薄板的厚度，mm；根据相关已知参数，可得，=1mm，m=2；选取的铆钉直径dO=4mm，=115Mpa，=430Mpa。将各项数值代入公式得到：所以，所选铆钉

12、能够满足使用要求。3.2从动盘毂设计从动盘毅的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接，以便从动盘毅能作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按GB1144-2001矩形花键尺寸、公差和检验选取(见表3-1)。从动盘毅花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的(1.01. 4)倍(上限用于工作条件恶劣的离合器)，以保证从动盘毂沿轴向移动时不产生偏斜。表3-1 GB1144-2001从动盘外径D/mm发动机转矩/Nm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/MPa160501023183201018070102621320

13、11.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5花键尺寸选定后应进行挤压应力 ( MPa)及剪切应力j ( MPa)的强度校核： 【1】 （3-1） 【1】 （3-2）式中： ，分别为花键外径及内径，mm；n花键齿数；，b

14、分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm；z从动盘毅的数目；发动机最大转矩，N.mm。从动盘毅通常由40Cr ， 45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，HRC2832。由表3-1选取得：花键齿数n=10； 花键外径D=32mm；花键内径d=26mm；键齿宽b=4mm；有效齿长l=30mm；挤压应力=11.5MPa；校核计算如下： =16.8MPa； =12.6MPa符合强度得要求。3.2.1 传力销的强度校核 传力销同时受弯曲应力和拉伸应力的影响，此外，传力销表面还受挤压应力的作用。其强度校核如下。 （1）拉弯复合应力 【1】式中，为发动机最大转矩，N.m； n为传力销数目； 为力的作用半径，m。

15、传力销的拉伸应力为 式中，P为作用在传力销上的力，N； d为传力销根部直径，cm； n为传力销数目。（2）传力销的挤压应力为 式中，S为作用宽度； 为传力销的直径。 经过校核，所选的传力销符合设计使用要求。3.3从动片设计3.3.1从动片的厚度及选材从动片通常用1.02.0mm厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至0.651.0mm，以减小其转动惯量。从动片的材料与其结构型式有关，整体式即不带波形弹簧片的从动片，一般用高碳钢(50或85号钢)或65Mn钢板，热处理硬度HRC3848；采用波形弹簧片的分开式(或组合式)从动片，从动片采用08钢板，氰化表面硬度HRC45，层深0.20.3m

16、m；波形弹簧片采用65Mn钢板，热处理硬度 HRC4351。本次设计采用整体式从动片，厚度为1mm。3.4扭转减振器设计（课程设计可以经验参考设计，但是要保证结构正确！）3.4.1扭转减振器的功能3.4.2扭转减振器的参数确定（1）扭转减振器的角刚度减振器扭转角刚度Ka决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公式初选角刚度 Ka13【2】 式中：为极限转矩，按下式计算 =（1.52.0）【2】 式中：2.0适用乘用车，1.5适用商用车，为发动机最大扭矩（2）扭转减振器最大摩擦力矩合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般可按下式初选为 =（0.060.17）【2】 取=0.15（3）扭转减

17、振器的预紧力矩一般选取=（0.050.15）取=0.12=26.4 N.m（4）扭转减振器的弹簧分布半径减振弹簧的分布尺寸R0的尺寸应尽可能大一些，一般取R0 =（0.600.75）d/2 =（0.600.75）150/2 =（4556.25）mm同时满足 R0 （d-50）/2 其中d为摩擦片内径，代入数值，得R0 =50mm。（5）扭转减振器弹簧数目可参考表3-2选取，本设计D=225mm，故选取Z=6。表3-2 减振弹簧的选取摩擦片外径（6）扭转减振器减振弹簧的总压力当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大Tj =【2】 式中：的计算应按Tj的大者来进行=8800N。

18、每个弹簧工作压力 =8800/6=1466N【2】 3.4.3减振弹簧的尺寸确定在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。弹簧的平均直径：一般由结构布置决定，通常选取Dc=1115左右。弹簧钢丝直径dd=注意有些书该公式有错！写成开2次方！【2】式中：扭转许用应力=550600MPa，d算出后应该圆整为标准值，一般为34mm左右。代入数值，得d=3.33mm，符合上述要求。减振弹簧刚度： k=【2】=380N/mm 减振弹簧的有效圈数： = 【2】 式中：G为材料的扭转弹性模数，对钢=83000N/mm2，代入数值，得=4.04。减振弹簧的总圈数=6。减

19、振弹簧在最大工作压力P时最小长度：=26.4mm 减振弹簧的总变形量： mm 减振弹簧的自由高度： =28.3mm 减振弹簧的预变形量： mm 减振弹簧安装后的工作高度： =28.07mm 4 膜片弹簧设计4.1 膜片弹簧的概念4.2 膜片弹簧的弹性特性4.3 膜片弹簧主要参数的选择4.3.1 H/h选择比值H/h和h 的选择：在设计过程中, 比值H/h和h 的选择要根据膜片弹簧非线形特性的弹性变化规律来选择,为了能够正确选择其膜片弹簧的特性曲线,来得到最佳的使用性能,一般H/h的比值范围.常用的膜片弹簧板厚为。4.3.2 选择根据结构布置和压紧力的要求，R/r一般为1.21.35。为使摩擦片

20、上的压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc。摩擦片的平均半径： =(D+d)/4=(225+150) /4=93.75mm 因，取R=100mm，则r=80mm则R/r=100/80=1.25。4.3.3 圆锥底角汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角一般在范围内，本设计中式=arctanH/(R-r)=arctan4.6/(100-80) 得=13.1在之间，合格。4.3.4膜片弹簧工作位置的选择：膜片弹簧的弹性特性曲线，如图4-2所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且。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

21、，一般(0.81.0)，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从到变化不大。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。 图 4-2 膜片弹簧的弹性特性曲线4.3.4 分离指数目的选取分离指的数目N、切槽宽以及窗空宽和半径r的选择都要符合标准来选取。汽车离合器的膜片弹簧的分离指的数目要大于12个，一般在18左右取整偶数，以方便于生产制造时好利用模具分度；切槽宽一般在范围之间；窗空宽，其半径。本设计中取分离指数为18。4.3.5 切槽宽度切槽宽1=3.23.5mm，窗孔槽宽2=910mm，re的取值应满足r-re2的要求。所以选取1=3.5mm，2=9mm，r

22、e=68mm。4.3.6膜片弹簧小端内半径确定由表3-1可得知花键尺寸D=32mm。取轴花键半径，则取=24mm。4.3.7压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定应略大于且尽量接近，应略小于且尽量接近。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为，当量应力可取为。根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）知，和需满足下列条件： 且 由前面选择可知，R=100mm，r =80mm代入上式得： 1 100R17且 080 6 故选择 R1=96mm，=82mm。碟形弹簧当其大、小端部承受压力时，载荷P与变形之间有如下关系： 【2】 式中：E弹性模量，对于钢：

23、E=21 X 104MPa泊松比，钢材料取=0. 3；h弹簧钢板厚度，mm；H碟簧的内截锥高，mm；R碟簧大端半径，mm；A系数，m碟簧大、小端半径之比，m=R/r。汽车离合器膜片弹簧在实际安装中的支承点如图4-2所示。（a）自由状态；（b）结合状态；（c）分离状态图4-2 膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形用VB语言编写程序，把初选的各参数值代入该程序绘制膜片弹簧弹性特性曲线图。根据各个设计约束条件及设计要求对各个参数进行调整。最终获得膜片弹簧各参数为：H/h=1.84，h=2.5mm，H=4.6mm；R/r=1.25，R=100mm，r=80mm；N=18；r0=24mm，rf

24、=30mm；1=3.5mm，2=9mm，re=68mm；R1=96mm，r1=82mm。由上各调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图和六个特性点A、M、B、H、N、C及各点坐标如图4-3所示：图4-3 调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图4.3.8 检验所得尺寸是否符合设计的约束条件（1）应保证所设计的弹簧工作压紧力F1B与摩擦片工作压力FY相等由上图数据显示可知，F1B=7042.5N，FC=7042.9N，F1BFY符合设计要求。（2）为保证各工作点A、B、C有较合适的位置，应使1B/1H=0.81.0即0.8（R-r）1B/（R1-r）H1.01B=3.13则（R-r）1B/（R1

25、-r）H=(100-80)3.13/（96-82）4.6=0.97符合设计要求。（3）为保证膜片弹簧磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因素的下降，摩擦后弹簧工作压紧力F1A应满足F1AF1B。由上特性曲线可知F1A=7881.2N，F1B =7042.5N，满足F1AF1B的设计要求。（4）为满足离合器的使用性能的要求，应该满足：1.6H/h2.29OH/（R-r）15OH/h=4.6/2.5=1.84和H/（R-r）=4.6/（100-80）rad=13.18O都符合离合器的使用性能的要求。（5） 弹簧各部分有关尺寸比值符合一定的范围，即1.2R/r1.35702R/h1003.5

26、R/rO5.0根据所确定的参数可得R/r=100/80=1.25、2R/h=2100/2.5=80、R/rO =100/24=4.17都符合上述要求。（6）为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，应满足：（D+d）/4R1D/2根据所确定的参数可得（D+d）/4=93.75，D/2=112.5，R1=94。符合上述要求。（7）根据弹簧结构布置的要求，应满足：1R-R17； 0r1-r6； 0rf- r06根据所确定的参数可得R-R1=6，r1-r =2，rf- r0=6都符合弹簧结构布置的要求。（8） 膜片弹簧的分离指起分离杠杆作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即：2.3（r1-rf）/（R1-

27、 r1）4.5根据所确定的参数可得（r1-rf）/（R1- r1）=（80-30）/（96-80）=3.12符合设计要求。4.3.9膜片弹簧强度计算与校核分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度。由参考文献1P65可知B点的应力tB为tB=E/（12）/r(e-r) 2/2（e-r）+h/2【1】令tB对的导数等于零,可求出tB达到极大值时的转角PP=+h/(e-r)/2自由状态时碟簧部分的圆锥底角=0.23rad;中性点半径e=(R-r)/ln(R/r)=89.646mm。此时P=0.23+2.5/(89.646-80)/2=0.359rad离合器彻底分离时,

28、膜片弹簧子午断面的实际转角为ff=2arctan1f /(R1-r1)/2=2arctan1.6/（96-82）/2=0.114rad此时f P，则计算tB时取f，所以tB =2.1100000/（1-0.32）/80（89.64-80）0.1142/2-（89.646-80）0.23+2.5/2 0.114 =-968.74（MPa）设分离轴承对分离指端所加载荷为F2（N），由汽车设计P64式（2-16）可知：F2=(R1-r1) F1/（r1- rf）式中rf=30mm为分离轴承与分离指的接触半径；F1等于压盘工作压力F1B=5805.9（N）。所以F2=(96-82) 5805.9/（8

29、2- 30）=1563.1（N）在分离轴承推力F2的作用下，B点还受弯曲应力tB，其值为rB=6（r- rf）F2/（nbrh2）式中，n为分离指数目（n=18）；br为一个分离指根部的宽度。所以rB=6（80- 30）1563.1/（18212.52）=198.4（MPa）考虑到弯曲应力rB是与切向压应力tB相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度理论，B点的当量应力为jB=rBtB=198.4（968.74）=1167.2（MPa）在这次设计中，膜片弹簧材料采用60Si2MnA，所以jB=1167.2MPa符合jB15001700MPa的强度设计要求。4.3.10 膜片弹簧的制造工艺及热处理本

30、次设计中膜片弹簧采用60Si2MnA高精度钢板材料。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。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理以起到冷作硬化的作用，同样也可以提高承载能力的疲劳强度。为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火、喷镀铬合金和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，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、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般为4550HRC，分离指端硬度为5562HRC，在同一片分离指上同一范围内的硬度差不大于3个单位。膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11，厚度公差为0

31、.025mm，初始底锥角公差为10分。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6m，底面的平面一般要求小于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。通过本节膜片弹簧的弹性特性设计，得出如下数据：H=4.6mm，h=2.5mm，R=100mm，r=80mm，圆锥底角=13.1，分离指数，切槽宽1=3.5mm，窗孔槽宽2=9mm，re=68mm，r0=24mm,=30mm，R1=96mm，=82mm 。5 压盘和离合器盖的设计（课程设计可以参考选取）5.1 压盘设计5.1.1 传力定中方式的选择压盘的传力方式为传力片传动方式。传力片式传动1.通过摩擦片的内、

32、外径尺寸来确定压盘的内外径：压盘外径=D+（25）mm，压盘内径=d-（14）mm2.压盘的厚度i的确定主要依据以下两点：1）压盘应具有足够的质量2）压盘应具有较大的刚度鉴于以上两个原因，压盘一般都做得比较厚（15-25mm），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。3.压盘凸台高度的确定（绘图时要注意！必须保证离合器分离时膜片弹簧与离合器盖不能干涉！）在前面绘制的膜片弹簧弹性特性曲线中，可知为2mm，为2.4mm。由几何知识可知由此可得，S2=5.6mm，因此凸台的高度X1应该大于S1。在

33、本次设计中，取压盘凸台的高度为9mm。在后面离合器盖的设计中，也应该遵循X2的原则。5.1.3压盘温升的校核通常由灰铸铁HT200（密度7.210kg/m）铸成。压盘的厚度初步确定后，应校核离合器一次接合的温升不应超过810温升的校核按式为： =L/mc【1】 式中：传到压盘的热量所占的比率。对单片离合器，=0.5；m压盘的质量；c压盘的比热容，铸铁的比热容为)；L滑磨功。在校核离合器一次结合温升之前，先计算一次结合过程的总滑磨功L，可根据下式计算【1】 式中，为汽车总质量(Kg)；为轮胎滚动半径（m）；为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速r/min，计算时乘用车

34、取r/min，商用车取r/min。其中： ， ， m ，Kg。压盘质量m由计算得到为2.24kg。由此可计算得 单位摩擦面积的滑磨功：所以滑磨功符合设计要求。现在进行接合一次温升校核：由公式=L/mc=（0.58602）/（544.282.24）=3.52不超过允许的810范围，所以厚度设计符合要求。5.2离合器盖设计离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，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的支撑壳体。在设计中应特别注意以下几个问题：1）刚度问题一般轿车的离合器盖通常用厚度约为35mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。2） 通风散热问题为了加强离合器的冷却，离合

35、器盖上必须开许多通风窗口。3） 对中问题离合器盖内装有压盘、分离杆等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。在本次离合器的设计中我们采用销定位。大多数可以用传力片式。注意绘图时传力片方向应该与曲轴旋转方向一致（即离合器盖通过传力片拉动压盘旋转！）。6 离合器操纵机构设计 6.1 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150-200N。 2）踏板行程一般在80-150mm范围内，最大不应超过180mm。 3）应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复

36、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）应具有足够的刚度 6）传动效率高 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。6.2 操纵机构结构形式选择6.3 离合器操纵机构的设计计算离合器液压式操纵机构示意图图6-1 液压式操纵机构示意图踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2两部分组成： 【2】 （6-1）根据要求我们确定操纵机构尺寸参数为：Sof为分离轴承自由行程，一般为1.53.0mm ，反映到踏板上的自由行程S1一般为2030mm，我们选取Sof=3mm；Z为摩擦面面数，根据离合器摩擦片结构可知Z=2；S为离

37、合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：S=0.851.30mm，双片：S=0.750.90mm，本次设计的离合器摩擦片数为单片，所以取S=0.85mm；a1、a2、b1、b2、c1、c2为杠杆尺寸（图7-1），根据前面膜片弹簧结构参数可知c1=19mm，c2=67.5mm；选取a2=240mm，a1=33mm，b2=75mm，b1=50mm；d1=15mm，d2=16.26mm。6.4 校核踏板行程（自由行程，工作行程，总行程）（1）自由行程校核由6-1公式可知，自由行程S1为S1 =Sofa2b2（d2）2/ a1b1（d1）2 =32407516.262/3350152 =38.45mm为了

38、使离合器在所有情况下都能彻底分离以免造成变速器换挡时的齿轮撞击、换挡力增加等，至少应留25mm的踏板行程，即自由行程。为了使驾驶员易从脚感上确定踏板位置，S150mm为好。综上所述并根据校核S1=38.45mm符合25mmS150mm的要求。（2）工作行程校核由6-1公式可知，工作行程S2为S2 =ZS c2a2b2（d2）2/ c1a1b1（d1）2 =20.8567.52407516.262/193350152 =77.42mm（3）总行程校核由6-1公式可知，总行程S为S = S1+ S2 =38.45+77.42=116mm最佳总行程受许多因素影响，其中要考虑的人群从5%分位的女性到9

39、5%分位的男性。从有关方面获得的人体工程学资料可知，踏板总行程应在80150mm范围内。由6-1所确定的操纵机构尺寸参数获得的踏板总行程S=116mm符合上述要求。（4）校核踏板力踏板力Ff可按下式计算：式中，F为离合器分离时，压盘上的总工作压力根据膜片弹簧各参数可得F=F1C=5805.9N；i为操纵机构总传动比， ； .为机械效率，=80%90%，我们取=90%；Fs克服膜片弹簧的拉力所需的踏板力，在初步设计时可忽略之。代入各数据得踏板力Ff=5805.9/90%/45.574=141N一般来说，对于乘用车，踏板力Ff在80150N范围内。所设计踏板力Ff=141N符合要求。分离离合器所做

40、的功WL为WL=0.5（F1+ F）ZS/式中，F1为离合器结合状态下的压盘上的总工作压力，由5.8可知F1= F1B=7042N。计算得分离离合器所做的功WL为WL=0.5（7042+5805）20.8510-3/90%=12.13J在规定的踏板力和行程的允许范围内，驾驶员分离离合器所作的功不应大于30J。所以所设计的分离离合器所做的功WL=12.13J符合设计要求。图6-29飞轮装配图 图6-30 从动盘装配图图 图6-31离合器盖装配图 6-32 离合器总装图图6-33 飞轮爆炸图图6-34 压盘壳体爆炸图图6-35 从动盘爆炸图图6-36 离合器总装爆炸图【参考文献】1 徐安石、江发潮. 汽车离合器. 清华大学出版社，20052 王望予. 吉林大学. 汽车设计 第4版. 机械工业出版社，20043 刘朝儒、彭福荫、高政一. 机械制图 第4版. 高等教育出版社，20014 濮良贵、纪名刚.机械设计 第八版. 高等教育出版社，20065 余志生. 清华大学. 汽车理论 第4版. 机械工业出版社，20066