载货汽车离合器设计【报告】.docx

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1、载货汽车离合器设计第1章绪论1.1选题的目的L2离合器装置开展历史1.3 离合器装置概述离合器装置的功用1.3.1 现代货物装载汽车离合器装置应满足的要求离合器装置工作原理1.3.2 拉式膜片弹簧离合器装置的优点1.4 设计的预期成果第2章离合器装置的结构设计与优化2.2离合器装置的选型2.1.1 直驱型离合器执行结构自动曷合器装置2.1.2 单摩擦片离合器装置. 离合器装置结构选择与比照.摩擦片装置的选择.压紧弹簧的选型 压紧片的选型别离杠杆装置、别离轴承装置选型 离合器装置的散热通风选型 从动盘装置总成选型2.32.4离合器装置结构离合器装置主要零件的设计2.5从动盘装置2.4.1 摩擦片

2、装置 243膜片弹簧. 244压紧片. 圈合器盖. 本章 结第3章离合器装置的设计计算及说明3.1 离合器装置设计所需数据.摩擦片装置主要参数的选择.3.2 摩擦片装置基本参数的优化3.3 膜片弹簧主要参数的选择.膜片弹簧的优化设计.1 .1 .1 .1 .2 .2 .3 .4 .4 .5 .5 .5 .6 .7 .9 .9 .9 .9 10 10 10 10 11 11 11 11 11 12 12 13 13 13 15 17 18图2-3膜片弹簧的整体构造图当离合器接合时，膜片弹簧的盘簧对压板施加的压力将驱动板的摩擦片紧紧地压在 发动机飞轮上。当发动机飞轮转动时，从动盘摩擦片在从动盘摩擦

3、片与飞轮之间的摩擦 力矩作用下转动，摩擦片上的从动盘轮毂带动传动轴转动。离合器别离时，别离轴承在 操纵机构控制下，压在膜片弹簧的别离指上，此时，支撑环当支点，膜片弹簧的开口方 向相反，膜片弹簧碟簧局部离开压盘，从动盘摩擦片与发动机飞轮别离，无输出转矩, 车辆减速。本文所选择的这种离合器装置，其膜片弹簧的工作状态是能够分为三种，即：自有 状态。结合状态以及别离状态。在自有状态下，离合器盖是没有和发动机飞轮进行连接，膜片弹簧也是没有负载的, 不会有变形情况出现。在结合状态当中，离合器盖安装在发动机飞轮上，膜片弹簧碟簧局部受到载荷，但 是别离指无负载。离合器盖对膜片弹簧的碟簧局部产生压紧力Fib,使

4、得使压盘紧紧的 压住从动盘摩擦片，摩擦片与飞轮产生摩擦力矩，这时碟簧趋近于压平状态。再就是能 够根据第三运动定律能够知道，膜片弹簧的碟簧局部以及压盘进行相互的挤压的位置是 存在方向支撑反Flbo在别离状态当中，别离轴承压在别离指上，膜片弹簧碟簧局部离开压盘，两者之间 无压力。此时，膜片弹簧别离指就会受到来自接合方面的压力。膜片弹簧局部这个时候 会产生一定的形变，根据膜片弹簧各个点的力，能够计算出总的变形量的数值，得到分离轴承的具体行程。2.2离合器装置结构选择与比照摩擦片装置的选择通过前期的调研，单片离合器装置具有如下特点：结构布局简单，零部件较少不复 杂，开放式结构，安装空间较小，动平衡性能

5、好，维护保养便捷，满足啮合和别离需求， 因此市场上，此类型的离合器，大面积被中小车企使用，因此选用单摩擦片离合器装置 进行优化设计。2.2.1 压紧弹簧的选型离合器装置按照压紧装置的形式进行分类，常见的有：膜片弹簧(类似蝶形)；周置螺旋弹簧(弹簧均不在同周上)、中央弹簧(弹簧在中 心布置)、斜置螺旋弹簧(在周置基础上进行倾斜布置)。膜片弹簧性能优势如下：(1)膜片弹簧的弹力为定值，在工作寿命周期内弹力基本不变；(2)膜片弹簧：结构布局简单，维护保养便捷；(3)在切换时，高低速均适用；(4)弹簧力工作时分布均匀；(5)散热性能良好，开放式；(6)动平衡性能好，工艺简单，容易制造；2.2.2 压紧

6、片的选型膜片弹簧离合器装置，扭矩从离合器盖传离合器压盘常规的设计方法如下：(0凸台一窗孔类型：这是将离合器盖上的窗孔与压盘背部的凸起相结合的方式。 此方法简单，能用于许多地方。缺点：离合器压盘上的凸台结构传递时，存在磨轮，时 间长，容易产生打滑，容易出现别离不完全。(2)径向传动3仅动类型：该传输方法结构比第一条复杂，但它设计防止了滑动， 消除了磨损，所以不存在打滑别离不完全；这个方法使用一个弹簧制成的径向板来连接 离合器盖和压紧片。再有，压力板件的径向相对位置与离合器盖别离的过程中的相对位 置不变，系统一致处于稳定状态，异响和震动的情况会大大减小。(3)径向传动片驱动类型：此方案的弹簧时使用

7、的高强度钢制成的传动片，它与 压盘和离合器盖进行装配。它们的区别之处在，弹簧在压盘弦方向布置，其它与第2条 是相同的。综合比照，选择第2条类型。2.2.4 别离杠杆装置、别离轴承装置选型别离杆件是由膜片弹簧和结构布置决定，它是推动弹簧的结构，在通过别离轴承的 移动，推动压盘，实现动力的阻断。再设计时要满足结构强度刚要求，使得压盘和从动 片装置和从动片装置和飞轮件彼此别离时，能承受反复作用于它的弯曲变形应力。别离 本设计采用油槽密封轴承，其可以密封在轴承壳上的润滑脂。它不需要使用轴承期间增 加润滑。别离轴承的作用是在离合器工作时，仍保证输入轴正常转动，起到移动支撑作用。2.2.5 离合器装置的散

8、热通风选型离合器的热一般是由摩擦产生，高温会造成摩擦片的损坏，造成离合器装置的失效。 通过查询行业内的资料，了解到膜片弹簧离合器装置，是开放式，摩擦热量产生小，无 特殊散热的要求。2.2.6 从动盘装置总成选型从动盘装置总、成是由以下装置装配而成：1、摩擦片装因传统石棉的致癌性，固选非石棉基的材料为基底。非石棉基摩擦材料的制造方法 一般是热压法，采用非石棉材料与粘合剂和特殊添加剂混合,成品的摩擦性能为。摩擦板的安装：与从动钢板钾钉安装，且从动钢板上还需要安装波纹形的弹簧钢板， 从而能获得更稳定的系数。从动盘装置在离合器中的作用可以增加轴向的性能，增加离合接触别离的时间，降 低离合器的异响和震动

9、等。他的结构比拟容易制造，对材料工艺的要求处于一般，而且 具有良好的弹性。3.减震器组件阻尼元件是通过摩擦板与从动盘和弹簧，共同实现阻尼特性的。减震器组件使整个 装置在运动时平稳，不会产生过大的速度，对整体结构和操作舒适性提供了保证。当发动机的力矩传递到离合器上，离合器内部的阻尼系统聘换向过程的震动波峰过 滤掉，调阻尼器的频率，可以有效避开自振动的固有频率。当在不平的道路上行驶，货物装载汽车的阻力将不断改变时，因路面不平所激发的 频率与所述传输系的某阶固有振动频率一样的时候，会发生自身共振现象。2.3 离合器装置结构离合器设计的基本要求为，平稳的传递发动机的输出扭矩供其他装置，且可以快速 别离

10、，还应注意以下要求：(1)扇形波式弹簧在从动钢板相对钾接，并且提供在驱动片上的扭转减震器组件，10 以确保离合器装置是无噪声接合，并且摩擦板到一个由一定锥度(约0.5mm),从而从 动毂可以很容易地在从动旋转轴上的花键移动。(2)离合器装置的主动零部件与从动零部件的机架设计与安装形式。压力板件被 通过钢板连接到离合器盖。从动部具有3仅动片，从动轴，从动轴安装在飞轮件和压板之 间，目在从动轴的花键槽内移动。飞轮件的安装时通过轴孔与曲轴连接的，要保证设计的精准度的配合，考虑安装的 合理生(3)润滑与定位的考虑。在设计时，从动轴承作为可移动部件，润滑是必不可少 的，也是提高寿命的方法，同时防尘防水也

11、是设计中的细节，配合公差。(4)离合器装置的运动部件的限制。为了使压板与摩擦板接合以及当离合器装置 接合时，别离弹簧设计的运动行程要大于，别离轴承的行程，目最大运动位移要进行限 制。2.4 离合器装置主要零件的设计从动盘装置扇形波式弹簧固定主动钢板，同时采用钾按。挪钉不能高于摩擦片，从动片装置采 用45#钢通过冲压制成使该工作外表的凹凸小于0.2mm。为了防止在安装等过程中产生 的弯曲，通常从动盘在生产时切割工艺槽，留有变形空间。2.4.1 摩擦片装置摩擦片装置应满足如下设计要求：(1)摩擦片材料的摩擦系数，耐磨性和非制毒性；(2)摩擦片外表的粗糙度要求，不能出现互相咬合现象；(3)热稳定性要

12、高，抗磨抗冲击；膜片弹簧膜片弹簧采用高品质高精度的钢。材料是60SiMnAo经过回火以获得回火索氏体。2.4.2 压紧片压紧片的材料是由HT400铸造的。压紧片应与飞轮件对准良好和平衡静态。具有一 定的质量和刚度，防止弯曲变形引起的温度上升的变形。压力板件的摩擦工作外表要求 平坦和光滑，它的端部外表的粗糙度不小于0.8。11晶合器盖离合器盖的内的支撑结构，必须具有足够用的强度刚度，孔位置要精准，且盖所用 材料要具有良好的耐冲击性，材料使用10#号钢，热处理后的HRC35-45O本章小结本章对膜片弹簧离合2装置进行了比拟系统的介绍与分析，和其他离合器的优缺点 比照，并从结构原理上剖析了改进的方向

13、，为下章离合器装置的设计优化计算校核提供 了原理依据。12第3章 离合器装置的设计计算及说明3.1 离合器装置设计所需数据表3-1 BJ1042V9JB5-A1载货汽车离合器设计参数货物装载汽车的驱动形式4x2空载质量1995 kg满载贡量3865 kg车用内燃机位置、，f IT 刖置发动机最大功率50KW发动机最大转速3200r/min发动机最大扭矩170N.m离合器装置形式膜片弹簧离合器装置操纵形式液压人力操纵摩擦片最大直径f=225mm离合踏板行程80 150mmi0=6.017 igl=5.0913 ig2=2.0659 ig3= 1.0775 ig4= 1.0000最大车速90km/

14、h3.2 摩擦片装置主要参数的选择离合器装置静摩擦力矩Tc要大于发动机最大扭矩Temax摩擦片装置的最大静压力：L B 1(3-D上述式中：表示离合器装置的安全系数(，1)车用内燃机的最大扭力扭矩可由式得:(max =9549空3%)(3-2)求得上述式中：Rmax = 50Kw, np = 3200 r/mino a在之间，取那么求得&ax = 173.1 N.m(1) S：安全系数。6的选择，要注意以下几点：磨损后还能满足整车的最大扭 矩要求；在一定程度打滑时可以保证运行。最终比拟选择6=1.5。根据0的值，进行查表3-2。13表3-2离合器装置安全系数的值车辆类型安全系数B小于6吨汽车6

15、14t的汽车1. 500-2. 250挂车1.800-4. 000摩擦片装置外直径，可由公式:D =心比（3-3）为直径的系数，通过表3-3取K0=16 最终得D=211.2mm。表3-3直径系数的值车型直径系数K。乘用车14. 601.8-14. 0t的汽车16. 00-18. 5013.5-15. 00大于14. 0t的汽车22. 5024. 00摩擦片主要轮廓尺寸按照标准要求在表3-4选取（局部）:表3-4离合器装置摩擦片装置尺寸系列和参数外径mm160.0180.0200.0225.0250.0280.0300.0325.0内直径mm110.0125.0140.0150.0155.01

16、65.0175.0190.0厚度mm3. 203. 503. 503. 503.503. 503. 503. 501-C30. 68700. 69400. 7000.66700. 6200. 58900. 5830. 5850C = d/D0. 67600. 66700. 65700.70300. 76200. 79600. 8020. 800单面积cm2106.0132.0160.0221.0302.0402.0466.0546.0根据摩擦板使用的材料，系数f通过表3-5进行选取：摩擦的面数Z的值是根据实际结构计算而来，本课题的Z取值为2。离合器装置间 隙摩擦片与片之间空隙A t 一般为3-

17、4mm。本课题取A t=4mmo14表3-5摩擦材料的摩擦因数的值离合器装置的最大静摩擦力矩公式为：Tc = fFZRc(3-4)摩擦材料摩擦因数于非石棉基混合材料模压型0.200.25编织型0.25-0.35粉末冶金混合材料铜基型0.25-0.35铁基型0.30-0.50金属陶瓷材料0.4经与公式(3-1)进行联合得:(3-5) 代入上述数据得：单位上的压力值o=O.23MPa。由表3-6进行比照可知，单位压力在取 值范围内。表3-6摩擦片装置单位压力的值摩擦片装置材料单位压力P/MPa非石棉基混合材料模压型编织型粉末冶金混合材料模压型编织型金属与陶瓷材料3.3 摩擦片装置基本参数的优化(1

18、)摩擦片装置外径D (最大)的选择值应该考虑以下因素：最大的0周切向速度 也不能超过66170m/s,即%=niaxOxW3 =2x225x10-3 =53.01m/s66-70m/s(3-6)6060上述式中，/为摩擦片装置的最大圆周切向速度(单位m/S)；%max为车用内燃机的最高转速(单位r/min)o(2)摩擦片装置内直径与外直径的比值C的取值范围，通常取值0.5400.70,所以:150.53 C = 0.67 2R()+ 50 mm(5)根据整个离合器的最大设计能力，许用的扭矩要大于整个车的最大扭矩值， 目最大设计值大于许用的值，即37)上述式中，是在单位面积上通过摩擦力I传递的扭

19、矩(N.m/mm2)值大小，按照以下3-7表选 取通过核算，计算值符合范围。表3-7单位面积上通过摩擦力传递的扭矩许用数值离合器装置直径规格210 250 250 325325ko/xlO-20. 280. 300. 350. 40(6)通过降低摩擦时滑动的受力，杜绝过度摩擦产生热量，所以单位压力P。的大小取值在0.120L50MPa,即0.12 MPa p()=0.23 MPa V2 时，Fi有一极大数值和极小数值；当”/ =嬷时，Fi极小数值在横坐标上，见图3-1。l-/z V2 2-H/i = V2 3-V2 /z242图3-1膜片弹簧的弹性特性曲线为了保证离合器装置、操作方便和压紧力的

20、规律性，载货汽车离合器装置膜片弹簧 的H/H值一般选择在1.5-2范围内。常用的膜片弹簧板厚度为2-4mm。在这种设计中,H=3mmo2. R/r选择根据现有数据，R/r越小，受力越大，弹簧越硬。根据设计要求，货物装载汽车离合器装置膜片弹簧的R/R通常在L2-L 3之间。选择R = L25,摩擦片装置的平均半径173.6 膜片弹簧的载荷与变形关系193.7 膜片弹簧设计计算213.8 扭转减振器的计算233.9 减振弹簧的计算243.10 从动轴的计算263.11 从动盘毂263.12 别离旋转轴承的计算273.13 操纵机构28踏板行程的设计283.13.1 踏板力的设计293.14 本章小

21、结30结论30II_ D + d _ 93 75 mm, r Rc 4,取r=94 mm 那么 R = 117.5 mm 取整 R = 18mm 那么 R/r = 1.255 o3 .圆锥底角当膜片弹簧处于自由状态时，锥底角a 一般为915 范围内，本设计中 二=笈皿11/（尺一厂”/（火厂）得“ = 14.32。在915。之间，合格。大型膜片弹簧的 别离指数通常为18、24,小型膜片弹簧的别离指数通常为12。本设计的别离指数为18。4 .切槽宽度必=3.2 3.5 mm, =9-10 mm,取必=3 mm, S2 = 10 mm, q 应满足一之当 的要求。5 .压紧片加载点半径与和支承环加

22、载点半径八确实定外应略大于且尽量接近r, K应略小于R且尽量接近Ro本设计取R = 116 mm,八=96 mm。膜片弹簧采用优质高精度钢板制造，碟形弹簧零件尺寸精度高。国内常用 的碟形弹簧材料为60sizmna,等效应力为1600-1700n/mm-26 .公差与精度离合器装置盖的膜片弹簧支座刚度大，尺寸精度高，压板高度（承压点到摩擦接触 面的距离）公差小，支承环和支承钏钉的安装尺寸精度高，耐磨性好。3.5膜片弹簧的优化设计（1）为了满足设计要求，弹簧的与初始锥角。=/伊-）应该满足如下条件, 即1.6H/h = 22.29 H/（R -r）=14.32 15（2） R/r和2R/h的比数值

23、应符合要求，即：1.20 7?/r = 1.255 1.3570 27?/z = 78.67 100（3）膜片弹簧压紧点半径R1应处于摩擦片装置的平均内外半径之间：18(D + d)/4R, D/2(。+ 4)/4=93.75 3 = 94 。/2= 112.5(4)根据弹簧的空间布局要求，R与R,。与“之的差值应该满足:T3R R =2460 r1 - r = 260 rf - r0 4(5)根据设计要求，膜片弹簧的杠杆比应该满足如下条件，即：rx-rf2.3 -匚 4.5Rr由(4)和(5)得。=34 mm, “=32mm。3.6膜片弹簧的载荷与变形关系碟形弹簧为锥形垫圈，如图3-2所示。

24、它具有独特的弹性特性，广泛应用于机械制 造业。膜片弹簧是碟形弹簧。在碟形弹簧的小头端，有许多由径向槽别离指别离的悬挂 部件。因为膜片弹簧的弹性特性与碟形弹簧相同。因此，碟形弹簧的设计公式同样适用 于膜片弹簧。通过支承环和压盘沿膜片弹簧圆周分布的载荷，将应力集中在支承点处, 用F1表示。荷载点之间的相对变形(轴向)为，1,因此压缩力F1与变形;11之间的关 系为：公铲餐叫 为卫“4七1+ /(3-10)上述明就)陛鼻卜模量,坟殍4E = 2依心兀尸广泊松比，对于钢， =0.3H 膜片弹簧在自由状态时，其碟簧局部的内锥高度h 弹簧钢板厚度R 一一弹簧自由状态时碟簧局部的大端半径r 弹簧自由状态时碟

25、簧局部的小端半径与一一压紧片加载点半径194 支承环加载点半径A-A图3-2膜片弹簧的尺简图表3-8膜片弹簧弹性特性所用到的系数RrRIrlHh118941169663代入计算得K =/(4)= 1483712225.56升+9273.154(3-11)对(3-11)式求一次导数，可解出的凹凸点，求二次导数可得拐点。凸点：4=2.96mm 时，E = 11796.93N凹点：4 =7.04mm 时，Fl = 6748.98 N2、当离合器装置别离时，膜片弹簧加载点发生变化。设别离旋转轴承对膜片弹簧指所加的载荷为尸2 ,对应此载荷作用点的变形为乙。由R rF2LK =0.32 片(3-12)几2

26、 =U = 314(3-13)列出囊罚:表3-9膜片弹簧工作点的数据膜片弹簧工作点位置的选择。为了分析膜片弹簧的弹性曲线，拐点h在特殊膜片弹 簧的压扁位置。在别离过程中，膜片弹簧的工作点从B变为C。为了使离合器踏板力最 小，C点应尽可能接近n点。离合器装置接合时，膜片弹簧的工作点B通常在凸点m和 拐点h之间。一般来说，为了确保摩擦片装置的压力在最大磨损极限A A内从FIB到42.967.045人9.182.18215.5K11796.936748.989273f23775.022159.672967.3620F1A变化不大。为了使摩擦如图3.3。（3-14）（3-16）3.7膜片弹簧设计计算假

27、设负载（图3-4）在围绕在该横截面的中性点0膜片弹簧刚性地转动的子午线横截 面。在点O沿扇周方向上的横截面的切向应变是零，所以在这一点的切向受力为零，并 且指向比点0切线方向的应变和切向受力等。并且如下图在上述图中的方向，然后在 该局部中的任何点处的切向受力是：_ E x（|）（a-（|）/2）-y（|）-|li2 e + x其中：。碟簧子午断面的转角（从自由状态算起）。碟簧子有状态时的圆锥底角e碟簧子午断面内中性点的半径e = QR In（R/r）（3-15）Y-ffa 打（1-沙I -1 F乙）口（|）21图3-4切向受力在子午断面的分布经过计算，当。为定值时，见呈线性分布。当a( = 0

28、时Y = (a U)X ,因为(a -斗的数值很小,我们可以将(a -号看成tg(a-斗, 2222由上式可写成Y = tg(a-)X。此式说明，对于一定的零受力分布在中性点。而与X轴 承9-0角的直线上。从式(3-16)可以看出当X = -e时无论取任何数值，都有丫 = -9-T)e。零受力直线连接点K和点0里面的零受力直线是压缩受力 区中的线，和外侧是拉受力区。等应力直线是离受力直线越远，就越高的受力。可以看 出，在碟形弹簧的内缘点B的切向压缩受力是最大的，并切向拉伸受力是最大的在A 的分析说明，在B点的切向受力是最大的。采取点B的坐标X =(石R)和y = H /2去e te-r 2 h

29、 、e te-r 2 h 、(3-17)令鬻=。可以求出切向压应力达极大数值时转角5=。+可看.-T-R v 118 - 94田十：e = = 105.55mmln(7?/r) ln(l 18/94)所以：(pp= 0.38 , 染=-2047.39N / mm2作为别离指根部的一个点，在别离旋转轴承的推力F2的作用下，点B也受到弯曲变形22受力的影响:_ 6(r-rf)F2 orb -7i.n-b -h上述式中 n分曷指数目n二18(3-18)br 单个别离指的根部宽,2万“ 2 x x 32 一(-b = 11.17mm1818因此:(jrB = 689.80N / mm2由于。出是与切向

30、压受力6b垂直的拉受力，所以根据最大剪受力强度理论，B点的当 量受力为：aBj = 0rB -%=689.80 - 2047 .39 = -1357 .59 N/mm2cBj b场=1700N/zwn2本膜片弹簧采用高频淬火或镀铝的方法)捋局部手指分开，以提高其耐磨性。 因此，膜片弹簧的设计数据是合适的，因为它们不超过允许的应力范围。3.8扭转减振器的计算减震器组件极限扭力扭矩L5(max = 294Mm摩擦扭力扭矩Tu= 0.177；max = 49.98Nm预紧扭力扭矩Tn= 0.15&ax = 44.12V-m极限转角%=312。扭转角刚度& 2凡+50加2,得凡取49mm,贝旦= 0.

31、6533 d/2.减振弹簧的功率当确实定P7=TjR = 6000 N.单个减振弹簧的功率P确实定P = Pz/Z = lQQQN根据表3-10: Z=6个表3.10减振弹簧数量选取表摩擦片装置的外径D/mm225250250325325350350Z4668810102 ,减振弹簧尺寸24(1)材料的选择弹簧钢丝D的材料选用65Mn,团= 0.54=810MPa弹簧钢丝直径：d = 4mm, ah = 162QMPa ,(2)旋绕比、曲度系数确实定 根据表3-11择旋绕比(3)强度校核(3)强度校核表3-11旋绕比的荐用范围d/mm0.2 0.40.45 11.1 2.22.5-671618

32、 42C714512510494846确定旋绕比C = 4,曲度系数K = (4C-1)/(4。-4) + 0.615/C = 1.40中径 A = Cd = 16mm ;外径 D = D? + d = 2Qmm(4)转角裔.=2arcsinA_ = 312。取(/). = 3.823,那么4=3.269根机 2R)(5)刚度校核k = (F -7)/Az = 152.95mm其中，尸2为最小工作力，F2 = 0.5F弹簧的切变模量G = 80000MPaMPa,那么弹簧的工作圈数Gfd n =薪=4086取 =4,总圈数为 = 6(6)最小尺寸高度/rnin - dn- 6mm(7)总形变量

33、/ = P/k = 6.538mm(8)自由高度25/()= Zmin + / = 22538 mm(9)预紧形变量 = 0.538/72/71 kZR。(10)安装高度I = I。一 I122mm(11)定位钾钉的安装(12)取 =52利加，那么% =3.859364477。，3.30mm, k = 151.52mm,九= 4.12,合格。3.10 从动轴的计算.选材初选40Cr调质(40Cr调质可用于载荷较大而冲击力不大的重要轴).轴径的选用dPjn式中，A由表3-12确定:表3-12轴常用几种材料的图及A数值XA = 100, n 为轴的转速,n = 4500r/min,那么 d = 2

34、5.54 mm,取 d = 36mm。轴的材料Q235-A, 20Q275, 35 (lCrl8Ni9Ti)4540Cr, 35SiMn 38SiMnMo, 3Crl3r/MPa15-25203525-4535-56A149126135112126103112-973.11 从动盘毂根据设计的结构知道从动盘毂是负载最大的结构。承载最大的扭矩。它和花键轴连 接。根据最大扭矩和摩擦片外径确定花键的尺寸。花键外径取花键轴径的L2倍。从动 盘毂由45#钢制成。花键进行镀错处理工艺，提高外表强度；减振弹簧需要进行淬火处 理。取26 = 0, D =35 mm, d 42ymt = 4mm I = 35m

35、rn ac - MPao 校核：从动盘毂受力为：“一标其中H?曲1齿侧压力(。+d)ZD；分别为花键的内外径；Z为从动片装置毂的数目；取Z，h为花键齿工作高度；h = (D -d)/2计算得到：P = 12.44n, % =10,16 MPa C、2为杠杆尺寸。28得：S = 131nvn9 S, = 27.77mm ,合格。图3-6踏板操纵机构详图踏板力的设计踏板力：踏板力的设计踏板力：(3-20)合格。别离离合器装置所作的功力：W/ =”（耳 +/7jZAS上述式中，：踩踏接合状态下压紧弹簧的总压紧力，6=10835.32 N,那么WL =21.45 J其中，户为当离合器装置别离时，压紧片承受的总压力；以为操纵机构总传输比,7 = 70-80%;7 = 70-80%;&为&=丝坐；为机械效率，液压式： =8090%,机械式: axbxcxax离合踏板力。F =3467.30N, & =43.26, = 8。;贝:Ff = 100.19 N合格。293.14 本章小结本章计算了离合器主要结构参数，同时对一些参数进行了优化，以及离合器装置压 缩力的计算和受力和扭转通过减震器组件和减振弹簧，操作机构和输出轴，从动盘毂的 选择，并最终别离轴承的时限的计算，膜片弹簧载荷和变形之间的关系的计算。结论从以上对膜片弹簧离合器装置，液压控制机构及各部件计算所描述的工作原理