3067 離合器設計

3067 離合器設計,離合器,設計 1寧XX 大學課 程 設 計 (論 文 )離合器設計論文所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日2目 錄摘 要 ………………………………………………………………………… 41 緒論 …………………………………………………………………………51.1 離合器概論 ……………………………………………………………… 51.2 離合器的功用 ……………………………………………………………51.3 離合器的工作原理 ………………………………………………………61.4 膜片彈簧離合器的概論 …………………………………………………72 離合器結構方案選取 ………………………………………………………92.1 離合器車型的選定 ………………………………………………………92.2 離合器設計的基本要求 …………………………………………………92.3 離合器結構設計 …………………………………………………………92.3.1 摩擦片的選擇 …………………………………………………………92.3.2 壓緊彈簧布置形式的選擇 ……………………………………………92.3.3 壓盤的驅動方式 ………………………………………………………102.3.4 分離軸承的類型 ………………………………………………………102.3.5 離合器的散熱通風措施 ………………………………………………113 離合器基本結構參數(shù)的確定 ………………………………………………113.1 摩擦片主要參數(shù)的選擇 …………………………………………………113.2 離合器后備系數(shù) β 的確定 ………………………………………………123.3 單位壓力 P 的確定 ………………………………………………………133.4 摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化 …………………………………………………134 離合器從動盤設計 …………………………………………………………144.1 從動盤結構介紹 …………………………………………………………144.2 從動盤設計 ………………………………………………………………154.2.1 從動片的選擇和設計 …………………………………………………154.2.2 從動盤轂的設計 ………………………………………………………164.2.3 摩擦片的材料選取及與從動片的固緊方式 …………………………175 離合器壓盤設計 ……………………………………………………………1735.1 壓盤的傳力方式選擇 ……………………………………………………175.2 壓盤的幾何尺寸的確定 …………………………………………………185.3 壓盤傳動片的材料選擇 …………………………………………………185.4 離合器蓋的設計 …………………………………………………………186 離合器分離裝置設計 ………………………………………………………196.1 分離桿的設計 ……………………………………………………………196.2 離合器分離套筒和分離軸承的設計 ……………………………………197 離合器膜片彈簧設計 ………………………………………………………207.1 膜片彈簧的結構特點 ……………………………………………………217.2 膜片彈簧的變形特性和加載方式 ………………………………………217.3 膜片彈簧的彈性變形特性 ………………………………………………217.4 膜片彈簧的參數(shù)尺寸確定 ………………………………………………237.4.1 H/h 比值的選取 ………………………………………………………237.4.2 R 及 R/r 確定 …………………………………………………………247.4.3 膜片彈簧起始圓錐底角 ?………………………………………………247.4.4 膜片彈簧小端半徑 r f及分離軸承的作用半徑 r p …………………247.4.5 分離指數(shù)目 n、切槽寬 1?、窗孔槽寬 2?、及半徑 re ………………247.5 膜片彈簧的優(yōu)化設計 ……………………………………………………247.6 膜片彈簧強度計算 ………………………………………………………257.6.1 F-λ 圖 …………………………………………………………………257.6.2 應力計算…………………………………………………………………27結 論 …………………………………………………………………………30參考文獻 ………………………………………………………………………31致 謝 …………………………………………………………………………32第 1章 緒 論41.1選題的目的本次設計，我力爭把離合器設計系統(tǒng)化，為離合器設計者提供一定的參考價值。1.2離合器發(fā)展歷史近年來各國政府都從資金、技術方面大力發(fā)展汽車工業(yè)，使其發(fā)展速度明顯比其它工業(yè)要快的多，因此汽車工業(yè)迅速成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的標志。對于內燃機汽車來說，離合器在機械傳動系中作為一個獨立的總成而存在，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接聽總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦式離合器主要依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。在早期研發(fā)的離合器中，錐形離合器最為成功?，F(xiàn)今所用的盤片式離合器的先驅是多片盤式離合器，它是直到 1925 年以后才出現(xiàn)的。20 世紀 20 年代末，直到進入30 年代時，只有工程車輛、賽車和大功率的轎車上才采用多片離合器。多年的實踐經(jīng)驗和技術上的改進使人們逐漸趨向于首選單片干式離合器 [1]。近來，人們對離合器的要求越來越高，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。隨著汽車發(fā)動機轉速、功率不斷提高和汽車電子技術的高速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。隨著計算機的發(fā)展，設計工作已從手工轉向電腦，包括計算、性能演示、計算機繪圖、制成后的故障統(tǒng)計等等。1.3離合器概述按動力傳遞順序來說，離合器應是傳動系中的第一個總成。顧名思義，離合器是“離”與“合”矛盾的統(tǒng)一體。離合器的工作，就是受駕駛員操縱，或者分離，或者接合，以完成其本身的任務。離合器是設置在發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞機構，其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞，保證汽車平穩(wěn)地起步；保證傳動系換檔時工作平穩(wěn)；限制傳動系所能承受的最大扭矩，防止傳動系過載。為使離合器起到以上幾個作用，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器，摩擦離合器所能傳遞的最大扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面狀況等。即主要5取決于離合器基本參數(shù)和主要尺寸。膜片彈簧離合器在技術上比較先進，經(jīng)濟性合理，同時其性能良好，使用可靠性高壽命長，結構簡單、緊湊，操作輕便，在保證可靠地傳遞發(fā)動機最大扭矩的前提下，有以下優(yōu)點 [2]： （1）結合時平順、柔和，使汽車起步時不震動、沖擊；（2）離合器分離徹底；（3）從動部分慣量小，以減輕換檔時齒輪副的沖擊；（4）散熱性能好；（5）高速回轉時只有可靠強度；（6）避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、沖擊和減小噪聲能力；（7）操縱輕便；（8）工作性能（最大摩擦力矩 和后備系數(shù) 保持穩(wěn)定） ；maxeT?（9）使用壽命長。1.3.1 離合器的功用離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩(wěn)起步。如前所述，現(xiàn)代車用活塞式發(fā)動機不能帶負荷啟動，它必須先在空負荷下啟動，然后再逐漸加載。發(fā)動機啟動后，得以穩(wěn)定運轉的最低轉速約為 300～500r/min，而汽車則只能由靜止開始起步，一個運轉著的發(fā)動機，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性接合的。因為如果是突然的剛性連接，就必然造成不是汽車猛烈攢動，就是發(fā)動機熄火。所以離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發(fā)動機加給傳動系的扭矩逐漸變大，至足以克服行駛阻力時，汽車便由靜止開始緩慢地平穩(wěn)起步了。雖然利用變速器的空檔，也可以實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系的分離。但變速器在空檔位置時，變速器內的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的，要轉動發(fā)動機，就必須和變速器內的主動齒輪一起拖轉，而變速器內的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中，拖轉它的阻力是很大的。尤其在寒冷季節(jié)，如沒有離合器來分離發(fā)動機和傳動系，發(fā)動機起動是很困難的。所以離合器的第二個功用，就是暫時分開發(fā)動機和傳動系的聯(lián)系，以便于發(fā)動機起動。汽車行駛中變速器要經(jīng)常變換檔位，即變速器內的齒輪副要經(jīng)常脫開嚙合和進入嚙合。如在脫檔時，由于原來嚙合的齒面壓力的存在，可能使脫檔困難，但如用離合器暫時分離傳動系，即能便利脫檔。同時在掛檔時，依靠駕駛員掌握，使待嚙合的齒輪副圓周速度達到同步是較為困難的，待嚙合齒輪副圓周速度的差異將會造成掛檔沖擊甚至掛不上檔，此時又需要離合器暫時分開傳動系，以便使與離合器主動齒輪聯(lián)結的質量減小，這樣即可以減少掛擋沖擊以便利換檔。6離合器所能傳遞的最大扭矩是有一定限制的，在汽車緊急制動時，傳動系受到很大的慣性負荷，此時由于離合器自動打滑，可避免傳動系零件超載損壞，起保護作用。1.3.2 現(xiàn)代汽車離合器應滿足的要求根據(jù)離合器的功用，它應滿足下列主要要求：（1）能在任何行駛情況下，可靠地傳遞發(fā)動機的最大扭矩。為此，離合器的摩擦力矩（ ）應大于發(fā)動機最大扭矩（ ） ；cTmaxeT（2）接合平順、柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加，以免汽車起步?jīng)_撞或抖動；（3）分離迅速、徹底。換檔時若離合器分離不徹底，則飛輪上的力矩繼續(xù)有一部份傳入變速器，會使換檔困難，引起齒輪的沖擊響聲；（4）從動盤的轉動慣量小。離合器分離時，和變速器主動齒輪相連接的質量就只有離合器的從動盤。減小從動盤的轉動慣量，換檔時的沖擊即降低；（5）具有吸收振動、噪聲和沖擊的能力；（6）散熱良好，以免摩擦零件因溫度過高而燒裂或因摩擦系數(shù)下降而打滑；（7）操縱輕便，以減少駕駛員的疲勞。尤其是對城市行駛的轎車和公共汽車，非常重要；（8）摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損，襯面磨損在一定范圍內，要能通過調整，使離合器正常工作。1.3.3 離合器工作原理如圖 1.1 所示，摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構和操縱機構四部分組成。離合器在接合狀態(tài)時，發(fā)動機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪 2 和壓盤借摩擦作用傳給從動盤 3，在通過從動軸傳給變速器。當駕駛員踩下踏板時，通過拉桿，分離叉、分離套筒和分離軸承 8，將分離杠桿的內端推向右方，由于分離杠桿的中間是以離合器蓋 5 上的支柱為支點，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧的力量拉動壓盤向左，這樣，從動盤 3 兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發(fā)動機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態(tài)。當放開踏板，回位彈簧克服各拉桿接頭和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右，仍將從動盤 3 壓緊在飛輪上2，這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器。71-軸承 2-飛輪 3-從動盤 4-壓盤 5-離合器蓋螺栓 6-離合器蓋 7-膜片彈簧 8-分離軸承 9-軸圖 1.1 離合器總成1.3.4 膜片彈簧離合器的優(yōu)點與推式相比，膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點：取消了中間支承各零件，并不用支承環(huán)或只用一個支承環(huán)，使其結構更簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質量更少；拉式膜片彈簧是中部與壓盤相壓在同樣壓盤尺寸的條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，提高了壓緊力與傳遞轉矩的能力，且并不增大踏板力，在傳遞相同的轉矩時，可采用尺寸較小的結構；在接合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，分離效率更高；拉式的杠桿比大于推式的杠桿比，且中間支承減少了摩擦損失，傳動效率較高，踏板操縱更輕便，拉式的踏板力比推式的一般可減少約 ；無論在接合狀態(tài)或分%30~25離狀態(tài)，拉式結構的膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環(huán)磨損后不會形成間隙而增大踏板自由行程，不會產生沖擊和哭聲；使用壽命更長。8第 2 章 離合器的結構設計為了達到計劃書所給的數(shù)據(jù)要求，設計時應根據(jù)車型的類別、使用要求、制造條件，以及“系列化、通用化、標準化”的要求等，合理選擇離合器結構。2.1 離合器結構選擇與論證2.1.1 摩擦片的選擇單片離合器因為結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底接合平順，所以被廣泛使用于轎車和中、小型貨車，因此該設計選擇單片離合器。摩擦片數(shù)為 2。2.1.2 壓緊彈簧布置形式的選擇離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點 [9]：（1）由于膜片彈簧有理想的非線性特征,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內能保證大致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。當離合器分離時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力；（2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量?。唬?）高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降；（4）由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命；（5）易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長；（6）平衡性好；（7）有利于大批量生產，降低制造成本。但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，我選用膜片彈簧式離合器。2.1.3 壓盤的驅動方式9在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤的方法有三種 [9]： （1）凸臺—窗孔式：它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內，通過二者的配合，將扭矩從離合器蓋傳到壓盤上，此方式結構簡單，應用較多；缺點：壓盤上凸臺在傳動過程中存在滑動摩擦，因而接觸部分容易產生分離不徹底。（2）徑向傳動驅動式：這種方式使用彈簧剛制的徑向片將離合器蓋和壓盤連接在一起，此傳動的方式較上一種在結構上稍顯復雜一些，但它沒有相對滑動部分，因而不存在磨損，同時踏板力也需要的小一些，操縱方便；另外，工作時壓盤和離合器蓋徑向相對位置不發(fā)生變化，因此離合器蓋等旋轉物件不會失去平衡而產生異常振動和噪聲。（3） 徑向傳動片驅動方式：它用彈簧鋼制的傳動片將壓盤與離合器蓋連接在一起，除傳動片的布置方向是沿壓盤的弦向布置外，其他的結構特征都與徑向傳動驅動方式相同。經(jīng)比較，我選擇徑向傳動驅動方式。2.1.4 分離杠桿、分離軸承分離杠桿的作用由膜片彈簧承擔，其作用是通過分離軸承克服離合器彈簧的推力并推動壓盤移動，從而使壓盤與從動盤和從動盤與飛輪相互分離，截斷動力的傳遞，分離杠桿要具有足夠的強度和剛度，以承受反復作用在其上面的彎曲應力，分離軸承的作用是通過分離叉的作用使分離軸承沿變速器前端蓋導向套作軸向移動，推動旋轉中的膜片彈簧中部分離前端，使離合器起到分離作用。分離本次設計選用的是油封軸承，它可以將潤滑脂密封在軸承殼內，使用中不需要增加潤滑，相比供油式軸承則需增加。2.1.5 離合器的散熱通風試驗表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面超過°C 時摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的瞬時溫20~18度一般在 °C 以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能達到。過高的溫度能使壓盤受壓變形產生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫度不致過C?高，除要求壓盤有足夠大的質量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通風好。改善離合器散熱通風結構的措施有：在壓盤上設散熱筋，或鼓風筋；在離合器中間壓盤內鑄通風槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風；在離合器外殼內裝導流罩。膜片彈簧式離合器本身構造能良好實現(xiàn)通風散熱效果，故不需作另外設置。 2.1.6 從動盤總成從動盤總成由摩擦片，從動片，減震器和從動盤穀等組成。它雖然對離合器工作性能影響很大的構件，但是其工作壽命薄弱，因此在結構和材料上的選擇是設計的重10點。從動盤總成應滿足如下設計要求：（1）轉動慣量要小，以減小變速器換檔時輪齒簡單沖擊；（2）應具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，減小磨損。（3）應裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。1、摩擦片要求摩擦系數(shù)穩(wěn)定、工作溫度、單位壓力的變化對其影響要小，有足夠的機械強度和耐磨性；熱穩(wěn)定性好，磨合性好，密度小；有利于結合平順，長期停放離合器摩擦片不會粘著現(xiàn)象的。綜上所述，選擇石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉織物、粘結劑（樹脂或硅膠）和特種添加劑熱壓制成，其摩擦系數(shù)為 0.25～0.3，密度小，價格便宜，多年來在汽車離合器上使用效果良好。同時，摩擦片從動鋼片用鉚釘連接，連接可靠，更換摩擦片方便，而且適宜在從動鋼片上裝波形彈簧片以獲得軸向彈性。2、從動盤的軸向彈性從動盤的軸向彈性可改善離合器性能，使離合器接合柔和，摩擦面接觸均勻，磨損較小。為使從動盤有軸向彈性，單獨制造扇形波狀彈簧與從動鋼片鉚接。波狀彈簧可用比鋼片輕薄的材料制造，軸向彈性較好，轉動慣量小，適宜高速旋轉，且彈簧對置分布，彈性好。因此設計中選用此類彈簧。3、扭轉減震器扭轉減震器幾乎是現(xiàn)代汽車離合器從動盤上必備的部件，主要由彈性元件和阻尼元件組成。彈性元件可降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避免由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振。但是,這種共振往往難以避免。汽車行駛在不平的道路上行駛阻力也會時刻變化。當由于路面不平引起的激力頻率與傳動系的某階自振頻率重合時，也會發(fā)生共振現(xiàn)象。阻尼元件則可有效的耗散此時的振動能量，因而扭轉減震器可有效地降低傳動系共振載荷與噪聲。扭轉減震器的彈性特性，又線性和非線性兩種。彈性元件采用圓柱螺旋彈簧的減震器，其彈性特點為線性。阻尼元件采用摩擦片通過碟形彈簧建立阻尼默片的正應力，其阻尼力矩比較穩(wěn)定。因此發(fā)動機的扭矩實際上是通過一些彈性元件傳遞到傳動系的。摩擦式扭轉減震器工作原理：離合器工作時，扭矩從摩擦片傳給從動鋼片再傳給從動盤轂，此時彈簧被壓縮，從動鋼片相對從動盤轂前移（從動轂邊緣上的缺口控制著鋼片與轂的最大位移） 。112.2 離合器結構設計的要點在進行離合器的具體設計時，首先應保證傳遞發(fā)動機最大扭矩為前提，然后滿足下列條件 [15]:（1）如前所述，扇形波狀彈簧對置分布鉚接在從動鋼片上，并在從動盤上設置扭轉減震器保證離合器接合柔和，摩擦片制成一定錐度（從動盤錐形量約為 0.5mm）使其大端面向飛輪，這樣從動盤轂在從動軸（即變速器第一軸）花鍵上易于滑動，有利于離合器徹底分離。（2）離合器主動部分與從動部分的連接和支撐形式，離合器的主動部分包括飛輪，離合器蓋與他們一起轉動并能軸向移動的壓盤，壓盤通過鋼片與離合器蓋相連，離合器從動部分有從動盤，從動軸，從動軸裝在飛輪與壓盤之間，可在從動軸花鍵上滑動，設計時把離合器從動軸的前軸承安裝在發(fā)動機曲軸的中心孔內。（3）離合器從動軸的軸向定位及軸承潤滑，離合器從動軸在安裝后應保持軸向定位，在拆卸時便于離合器中抽出來。因此，設計時使從動軸前軸承外圓與飛輪為過渡配合，而前軸承內圈與從動軸為間隙配合，離合器的從動軸軸向定位是靠從動軸后軸承來保證的。離合器分離軸承靠注入黃油潤滑的，而從動軸前軸承靠油杯定期注入潤滑。 為防止?jié)櫥土鞯侥Σ烈r面，造成離合器打滑，除在軸承處安有自緊油封外，還在飛輪上開泄油孔。（4）離合器運動零件的限位，離合器處于接合時為使壓盤與摩擦片很好接合，應使分離彈簧與分離軸承之間保持一定間隙，這是分離軸承回位彈簧加以保證。分離時，應對踏板的最大行程加以限制。2.3 離合器主要零件的設計2.3.1 從動盤扇形波狀彈簧兩兩對置鉚接與從動鋼片上，兩側在鉚接摩擦片，鉚釘都采用鋁制埋頭鉚釘，摩擦襯面在鉚接后腰磨削加工，使其工作表面的不平度誤差小于 0.2mm，從動盤本體采用 45 號鋼沖壓加工得到，為防止其彎曲變形而引起分離不徹底，一般在從動盤本體上設徑向切口。2.3.2 摩擦片摩擦片在性能上要滿足如下要求：（1）摩擦系數(shù)穩(wěn)定，工作溫度，滑磨速度，單位壓力的變化對其影響；（2）具有足夠的機械強度和耐磨性，熱穩(wěn)定性好；（3）有利于接合平順；4.長期停放離合器摩擦面會發(fā)生粘著現(xiàn)象。12（4）摩擦片選用材料為石棉基摩擦材料，它是由石棉或石棉織物、粘結劑和特種添加劑熱壓而成，其摩擦系數(shù)為 。石棉基摩擦材料密度小，工作溫度小35.0~2于 180℃，價格便宜，使用效果良好，在汽車離合器中廣泛使用。2.3.3 膜片彈簧膜片彈簧使用優(yōu)質高精質鋼。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料為60SiMnA。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行調質處理，得具有高抗疲勞能力的回火索氏體。要防止膜片內緣離開，同時對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持 小時） ，使其高壓力區(qū)產生塑性變形以產生殘余反向應力，對膜14~2片彈簧的凹表面進行噴丸處理，噴丸是 φ0.8的白口鐵小丸， 可提高彈簧的疲勞壽命。同時，為提高分離指的耐磨性，對其進行局部高頻淬火式鍍鉻。采用乳白鍍鉻，若膜片彈簧許用應力可取為 1500～1700N/mm 2。2.3.4 壓盤壓盤的材料選用 HT20-40 鑄造制成。它要有一定的質量和剛度，以保證足夠的熱容量和防止溫度升高而產生的彎曲變形。壓盤應與飛輪保持良好的對中，并進行靜平衡。壓盤的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于 0.8。壓盤殼用 M8×12mm螺栓將其一端固定在飛輪端面上，另一端固定在壓盤端面上。2.3.5 離合器蓋離合器蓋的膜片彈簧支撐處須具有較大的剛度和較高的尺寸精度，壓盤高度（叢承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支撐環(huán)和支撐鉚釘?shù)陌惭b尺寸精度要高，耐磨性好，膜片彈簧的支撐形式采用鉚釘作支承時，如果分離軸承與曲軸中心線不同心，可引起鉚釘?shù)倪^度磨損。提高鉚釘硬度的套筒和支承與曲軸中心線不同心，亦可引起鉚釘?shù)倪^度。提高鉚釘硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的結構措施，采用 10 鋼材材料、HRC40-50。 第 3章 離合器的設計計算及說明133.1 離合器設計所需數(shù)據(jù)1、單片干式膜片彈簧離合器2、發(fā)動機最大轉矩：205/4500(Nm/r/min)3、發(fā)動機額定轉速：5500(r/min)參考車型： 東風小霸王 1060 貨車3.2 摩擦片主要參數(shù)的選擇采用單片摩擦離合器是利用摩擦來傳遞發(fā)動機扭矩的，為保證可靠度，離合器靜摩擦力矩 應大于發(fā)動機最大扭矩cTmaxeTN.m205ax?e（1）后備系數(shù) β是離合器的重要參數(shù)，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇 β時，應從以下幾個方面考慮：a. 摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩；b. 防止離合器本身滑磨程度過大；c. 要求能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車 β=1.2～1.75。結合設計實際情況，故選擇 β=1.5。則有 β可有表 3.2 查得 β＝1.5。表 3.2　離合器后備系數(shù)的取值范圍車型 后備系數(shù) β乘用車及最大總質量小于 6t 的商用車 1.20～1.75最大總質量為 6～14t 的商用車 1.50～2.25掛車 1.80～4.00摩擦片的外徑可有式: （3.3） 求得 maxeDTK?為直徑系數(shù)，取值見表 3.3 取 得 D=229.085mm。DK16表 3.3　直徑系數(shù)的取值范圍車型 直徑系數(shù) DK乘用車 14.616.0～18.5(單片離合器)最大總質量為 1.8～14.0t 的商用車13.5～15.0(雙片離合器)最大總質量大于 14.0t 的商用車 22.5～24.0摩擦片的尺寸已系列化和標準化,標準如下表(部分):表 3.4　離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)外徑 D\mm 160 180 200 225 250 280 300 325內徑 d\mm 110 125 140 150 155 165 175 19014厚度 /mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.53'1C?0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585Dd?'0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800單面面積 cm2 106 132 160 221 302 402 466 546摩擦片的摩擦因數(shù) 取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑磨速f度等因素?？捎杀?3.5 查得：摩擦面數(shù) Z 為離合器從動盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。本題目設計單片離合器，因此 Z=2。離合器間隙 Δt是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。該間隙 Δt一般為3～4mm。取 Δt=4mm。表 3.5　摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍摩擦材料 摩擦因數(shù) f模壓 0.20～0.25石棉基材料編織 0.25～0.35銅基 0.25～0.35粉末冶金材料鐵基 0.30～0.50金屬陶瓷材料 0.4離合器的靜摩擦力矩為： （3.4）ccfFZRT?與式（3.1）聯(lián)立得： （3.5） ??3'max12CfzDe???代入數(shù)據(jù)得：單位壓力 MPa。.0?p表 3.6　摩擦片單位壓力的取值范圍摩擦片材料 單位壓力 /MPa0p模壓 0.15~0.25石棉基材料編織 0.25~0.35模壓粉末冶金材料編織0.35~0.5015金屬陶瓷材料 0.70~1.503.3 摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化（1）摩擦片外徑 D（mm）的選取應使最大圓周速度 不超過 65～70m/s，即0vm/s m/s （3.6）1.530261063max ?????????nveD 7~6?式中， 為摩擦片最大圓周速度（m/s） ； 為發(fā)動機最高轉速(r/min)。0 maxen（2）摩擦片的內、外徑比 應在 0.53～0.70 范圍內，即'C7.06.53.0'??（3）為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的 β 值應在一定范圍內，最大范圍為 1.2～4.0。（4）為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑 d 必須大于減振器振器彈簧位置直徑 約 50mm，即02Rmm 502??Rd（5）為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即（3.7）????0201.4ccc TdDZT?????式中， 為單位摩擦面積傳遞的轉矩(N.m/mm 2)，可按表 3.6 選取0cT經(jīng)檢查,合格。表 3.7　單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值離合器規(guī)格 210?250~?325~????201/??cT0．28 0．30 0．35 0．40（6）為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力 的最大范圍為 0.11～1.50MPa,即0pMPa MPa MPa10.23.0??p50.1?（7）為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷,離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值,即16（3.8）??????????24dDZW式中, 為單位摩擦面積滑磨(J/mm 2)； 為其許用值(J/mm 2)，對于乘用車：?J/mm2，對于最大總質量小于 6.0t 的商用車： J/mm2，對于最大40.][? 3.0][?總質量大于 6.0t 商用車： J/mm2：W 為汽車起步時離合器接合一次所產生5.0][??的總滑磨功（ J） ，可根據(jù)下式計算（3.9）??????20218graeimn?式中， 為汽車總質量(Kg)； 為輪胎滾動半徑（ m） ； 為汽車起步時所用變速器amr gi擋位的傳動比； 為主減速器傳動比； 為發(fā)動機轉速 r/min，計算時乘用車取0i enr/min，商用車取 r/min。其中： m 201517.60?i 913.5?gi 6.0?rKg 代入式（3.9）得 J，代入式（3.8）得435?am5243W，合格。][.7.???（8）離合器接合的溫升 mct??式中,t 為壓盤溫升,不超過 °C；c 為壓盤的比熱容， J/(Kg·°C)；γ 為10~8 4.81?c傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤； ， 為壓盤的質量5.0?Kg15.3?m代入， °C，合格。764t3.4 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇1. 比較 H/h的選擇此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，分析式（3.10）中載荷與變形 1 之間的函數(shù)關系可知，當 時，F(xiàn) 2為增函數(shù)； 時，F(xiàn) 1有一極值，而該極值點?hH2?hH又恰為拐點； 時，F(xiàn) 1有一極大值和極小值；當 時，F(xiàn) 1極小值在橫?坐標上，見圖 3.1。171- 2- 3-2/?hH2/?h2/?hH4- 5- /?圖 3.1 膜片彈簧的彈性特性曲線為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的 H/h 通常在1.5～2 范圍內選取。常用的膜片彈簧板厚為 2～4mm，本設計 ，h=3mm ，2?hH則 H=6mm 。2. R/r選擇通過分析表明，R/r 越小，應力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。汽車離合器膜片彈簧根據(jù)結構布置和壓緊力的要求，R/r 常在 1.2～1.3 的范圍內取值。本設計中取 ，摩擦片的平均半徑 mm， 取25.1?rR 75.934??dDRc cRr?mm 則 mm 取整 mm 則 。94?r.718R2.1r3.圓錐底角汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角 α 一般在 °范圍內，本設計中5~9得 °在 °之間，合格。分離指數(shù)常取為????rHrR???arctn?32.14??118，大尺寸膜片彈簧有取 24 的，對于小尺寸膜片彈簧，也有取 12 的，本設計所取分離指數(shù)為 18。4.切槽寬度mm， mm，取 mm， mm， 應滿足5.3~21??10~92??31??102er的要求。??er5. 壓盤加載點半徑 和支承環(huán)加載點半徑 的確定1R1r應略大于且盡量接近 r， 應略小于 R 且盡量接近 R。本設計取 mm，1r1 16?18mm。膜片彈簧應用優(yōu)質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內961?r常用的碟簧材料的為 60SizMnA，當量應力可取為 1600～1700N/mm 2。6. 公差與精度離合器蓋的膜片彈簧支承處，要具有大的剛度和高的尺寸精度，壓力盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支承環(huán)和支承鉚釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。3.5 膜片彈簧的優(yōu)化設計（1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的 與初始錐角 應在hH??rRH???一定范圍內，即 2.6.1????15349???rR?（2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即 .2.0.1??r106787?hR（3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑 ）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，1R1r即推式： 24/)(1DRd??拉式： 5.12/9475.3??r（4）根據(jù)彈簧結構布置要求， 與 ， 與 之差應在一定范圍內選取，即1f0621??R0?r40f（5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用， ，因此杠桿比應在一定范圍內選取，即19推式： 5.43.21??rRf拉式： 0.95.1f由（4）和（5）得 mm， mm。34?fr320r3.6膜片彈簧的載荷與變形關系碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，見圖 3.2，它具有獨特的彈性特征，廣泛應用于機械制造業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結構的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔開的掛狀部分——分離指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的碟形彈簧完全相同（當加載點相同時） 。因此，碟形彈簧有關設計公式對膜片彈簧也適用。通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點處，用 F1表示，加載點間的相對變形（軸向）為 λ 1，則壓緊力 F1與變形 λ 1之間的關系式為:（3.10）?? ?????? ????????????????????????? 21121211 hrR2HrRr/In6EhF式中： E——彈性模量，對于鋼， aMPE50.??μ——泊松比，對于鋼，μ=0.3H——膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內錐高度h——彈簧鋼板厚度R——彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑r——彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑R1——壓盤加載點半徑r1——支承環(huán)加載點半徑20圖 3.2　膜片彈簧的尺寸簡圖表 3.8　膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù)R r R1 r1 H h118 94 116 96 6 3代入（3.10）得（3.11）?? 121311 5.97356.7.48?????fF對（3.11）式求一次導數(shù)，可解出 λ 1=F1的凹凸點，求二次導數(shù)可得拐點。凸點： mm 時， N96.21?.F凹點： mm 時， N047?986741?拐點： mm 時， N51232、當離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設分離軸承對膜片彈簧指所加的載荷為 F2，對應此載荷作用點的變形為 λ 2。由 （3.12）11123.0FrRFf???（3.13）112.??f列出表 3.8:表 3.9　膜片彈簧工作點的數(shù)據(jù)1?2.96 7.04 529.18 2.182 15.5211F11796.93 6748.98 927323775.02 2159.67 2967.36膜片彈簧工作點位置的選擇。從膜片彈簧的彈性特性曲線圖分析出，該曲線的拐點 H對應著膜片彈簧壓平位置，而 。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈??211NMH???簧工作點 B 一般取在凸點 M 和拐點 H 之間，且靠近或在 H 點處，一般,以保證摩擦片在最大磨損限度 Δλ 范圍內壓緊力從 F1B到 F1A變??H110.~8???化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從 B 變到 C ，為最大限度地減小踏板力，C 點應盡量靠近 N 點。為了保證摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞傳矩，并考慮摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力 應大于或等于新摩擦片時的壓緊力 ，見圖 3.3AF1 B1。3.7 膜片彈簧的應力計算假定膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點 O 轉動（圖3.4） 。斷面在 O 點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，故該點的切向應力為零，O 點以外的點均存在切向應變和切向應力?，F(xiàn)選定坐標于子午斷面，使坐標原點位于中性點 O。令 X 軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點的切向應力為：（3.14）??xey2/1E2t ??????????22圖 3.3 膜片彈簧工作點位置式中 φ——碟簧部分子午斷面的轉角（從自由狀態(tài)算起）α——碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角e ——碟簧部分子午斷面內中性點的半徑e=（R-r）/In(R/r) （3.15）為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將（3.14）式寫成 Y 與 X 軸的關系式：（3.16）???????????????????????????Ee1XE12Yt2t2t圖 3.4 切向應力在子午斷面的分布由上式可知，當膜片彈簧變形位置 φ一定時，一定的切向應力 αt 在 X-Y 坐標系里呈線性分布。當 時 ，因為 的值很小，我們可以將 看成0t??X)2(Y??)2(???)2(???23，由上式可寫成 。此式表明，對于一定的零應力分布在中性)2(tg???X)2(tgY????點 O 而與 X 軸承 角的直線上。從式（3.16）可以看出當 時無論取任何)2(? eX??值，都有 。顯然，零應力直線為 K 點與 O 點的連線，在零應力直線內e?側為壓應力區(qū)，外側位拉應力區(qū)，等應力直線離應力直線越遠，其應力越高。由此可知，碟簧部分內緣點 B 處切向壓應力最大，A 處切向拉應力最大，分析表明， B 點的切向應力最大，計算膜片彈簧的應力只需校核 B 處應力就可以了，將 B 點的坐標X=（e-r）和 Y=h/2 代入（ 3.17）式有： （3.17）????}22{12 ????????????????hdreretB令 可以求出切向壓應力達極大值的轉角0dt? ??reP???由于： mm5.10)94/8ln()l(??rRe所以： ， N/mm238.0?P?-2047.39tB?B 點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力 F2 作用下還受有彎曲應力：（3.18）??rfrBhbn6???式中 n——分離指數(shù)目 n=18br——單個分離指的根部寬mm17.832120????r因此： N/mm280.69rB?由于 σrB 是與切向壓應力 σtB 垂直的拉應力，所以根據(jù)最大剪應力強度理論，B點的當量應力為：N/mm259.137.2048.69????tBrBjN/mm27][?jj?膜片彈簧的設計應力一般都稍高于材料的局限，為提高膜片彈簧的承載能力，一般要經(jīng)過以下工藝：先對其進行調質處理，得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏體，24對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持 12～14h） ，使其高應力區(qū)產生塑性變形以產生殘余反向應力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，提高彈簧疲勞壽命，對分離指進行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。故膜片彈簧和當量應力不超出允許應力范圍，所以用設數(shù)據(jù)合適。3.8 扭轉減振器設計減震器極轉矩 N·m 2945.1max?ejT摩擦轉矩 N·m8.70u預緊轉矩 N·m1.maxen極限轉角 ° 2~3?j?扭轉角剛度 N·m/rad 81?jTk詳細見圖 3.5。3.9 減振彈簧的設計1．減振彈簧的安裝位置，2)75.0~6.(0dR?結合 mm，得 取 49mm，則 。 502??Rd0 3.2．全部減振彈簧總的工作負荷 ZPN601?RTj3．單個減振彈簧的工作負荷NZP式中 Z 為減振彈簧的個數(shù)，按表 3.9 選擇：取 Z=6表 3.10　減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片的外徑 D/mm 225～250 250～325 325～350 〉350Z 4～6 6～8 8～10 〉1025圖 3.5 扭轉減振器4．減振彈簧尺寸（1）選擇材料，計算許用應力根據(jù)《機械原理與設計》(機械工業(yè)出版社)采用 65Mn 彈簧鋼絲， 設彈簧絲直徑mm, MPa, MPa。4?d620b???8105.?b??（2）選擇旋繞比，計算曲度系數(shù)根據(jù)下表選擇旋繞比表 3.11　旋繞比的薦用范圍d/mm 4.0~1~5.2.6~5.1742~8C 17209446確定旋繞比 ，曲度系數(shù)? 0..)()4( ????CCK（3）強度計算mm，與原來的 d 接近，合格。??482??KFdj中徑 mm；外徑 mm162?CD20??D（4）極限轉角 °取 °，則 mm1~32arcsin0?Rlj?83.j?269.??l26（5）剛度計算彈簧剛度 mm95.12)(21????lFk其中， 為最小工作力，2F.0彈簧的切變模量 MPa，則彈簧的工作圈數(shù)8G086.431???kCGdFnl取 ，總圈數(shù)為4?n61n（6）彈簧的最小高度mm16min?dl（7）減振彈簧的總變形量mm538.'?kPl（8）減振彈簧的自由高度mm.2'min0??ll（9）減振彈簧預緊變形量mm538.01kZRTl?（10）減振彈簧的安裝高度mm210??ll（11）定位鉚釘?shù)陌惭b位置取 mm，則 °，52?R8593647.?j?mm， mm， ，合格。30.?l .1k12.n3.10 操縱機構汽車離合器操縱機構是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和接合的一套機構。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內的分離軸承。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機構首先要求操作輕便。輕便性包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應過大，另一方面是應有踏板形成的校正機構。離合器操縱機構按分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機械式、氣壓助力液壓式等等。27離合器操縱機構應滿足的要求是 [3]：（1）踏板力要小，轎車一般在 80～ 150N 范圍內，貨車不大于 150～ 200N；（2）踏板行程對轎車一般在 mm 范圍內，對貨車最大不超過 180mm；150~8（3）踏板行程應能調整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復原；（4）應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構因受力過大而損壞；（5）應具有足夠的剛度；（6）傳動效率要高；（7）發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。機械式操縱機構有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結構簡單，工作可靠，但是機械效率低，質量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠距離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命短，機構效率不高。本次設計的普通輪型離合器操縱機構，采用液壓式操縱機構。液壓操縱機構有如下優(yōu)點：（1）液壓式操縱，機構傳動效率高，質量小，布置方便；便于采用吊掛踏板，從而容易密封，不會因駕駛室和車架的變形及發(fā)動機的振動而產生運動干涉；（2）可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動系產生的動載荷，正由于液壓式操縱有以上的優(yōu)點，故應用日益廣泛，離合器液壓操縱機構由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。mm， mm， mm， mm120?a501?a1352?d671?dmm， mm， mm， mm5c4.c0b952b3.10.1 離合器踏板行程計算踏板行程 由自由行程 和工作行程 組成：S1S2S2112021 dbacSZSf?????????（3.19）式中， 為分離軸承的自由行程，一般為 mm，取 mm；反映fS0 .3~55.0f到踏板上的自由行程 一般為 mm； 、 分別為主缸和工作缸的直徑；Z130~21d2為摩擦片面數(shù)； 為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：?mm，取 mm； 、 、 、 、 、 為杠桿尺寸。30.~85.??S.?S1a21b21c228得： mm， mm，合格。13?S7.21?Sc12S0fb1d21a2S圖 3.6 液壓操縱機構示意圖3.10.2踏板力的計算踏板力為（3.20）sfFi????'式中， 為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力； 為操縱機構總傳動比，'F ?i； 為機械效率，液壓式： %，機械式： %；21dcbai???90~8?80~7??為克服回位彈簧 1、2 的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。sN， ， %；則30.467'?F6.43??i80N19.?fF合格。分離離合器所作的功為 SZFWL???)(5.0'1?式中， 為離合器拉接合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力， N，則1F 32.1085?J45.21?L29合格。3.11從動軸的計算1．選材40Cr 調質鋼可用于載荷較大而無很大沖擊的重要軸，初選 40Cr 調質 。 2．確定軸的直徑 3nPAd?式中，A 為由材料與受載情況決定的系數(shù)，見表 3.11:表 3.12　軸常用幾種材料的 及 A值???軸的材料 Q235-A，20 Q275，35（1Cr18Ni9Ti）45 40Cr,35SiMn38SiMnMo,3Cr13??aMP/?15～25 20～35 25～45 35～56A 149～126 135～112 126～103 112～97取 ，n 為軸的轉速， r/min，則10?450?nmm，取 mm。54.2d36d3.12 從動盤轂從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑 D 與發(fā)動機的最大轉矩 由表 3.12 選?。簃axeT一般取 1.0～1.4 倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經(jīng)調質處理，表面和心部硬度一般 26～ 32HRC。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應進行高頻處理。取 ， mm，10?n35'Dmm， mm， mm， MPa。28'?d4t35?l2.10?c?驗證：擠壓應力的計算公式為： nltR式中，P 為花鍵的齒側面壓力，它由下式確定： ZdDTPe)(4''max??從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底， 30， 分別為花鍵的內外徑；'D'dZ 為從動盤轂的數(shù)目；取 Z=1h 為花鍵齒工作高度； 2/)(''dDh??得 N， MPa MPa，合格。4.12?P16.0c?.?表 3.13　花健的的選取花健尺寸摩擦片的外徑/mmD/N.mmaxeT齒數(shù) n 外徑 /mm'D內徑 /mm'd齒厚 /mmt有效齒長 l/mm擠壓應力/MPac?160 49 10 23 18 3 20 9．8180 69 10 26 21 3 20 11．6200 108 10 29 23 4 25 11．1225 147 10 32 26 4 30 11．3250 196 10 35 28 4 35 10．2280 275 10 35 32 4 40 12．5300 304 10 40 32 5 40 10．5325 373 10 40 32 5 45 11．4350 471 10 40 32 5 50 13．03.13 分離軸承的壽命計算分離軸承的參數(shù)表 3.14　分離軸承參數(shù)表型號 Cr pfε n7014C 48.2KN 1.2 3 4500r/min則由下式： )(601PCnLh?rpFf得：31h4913?hL結　　論通過以上對離合器及液壓操縱機構的工作原理的闡述及各構件的計算說明，可以看出離合器操縱機構的設計要從選材，尺寸約束，傳遞發(fā)動機扭矩，駕駛員操作等各方面的綜合考慮。綜上所述，本次設計遵從了：（1）分離徹底；（2）接合柔和；（3）操縱輕便，工作特征穩(wěn)定；（4）從動部分轉動慣量小的設計要點，數(shù)據(jù)全部通過約束條件檢驗，原件所使用的材料基本上符合耐磨，耐壓和耐高溫的要求，而且離合器尺寸合適，適宜安裝，能最高效率傳遞發(fā)動機扭矩，完全符合計劃書及國家標準。但是，我的設計中仍存在大量的錯誤和缺點，如加工精度問題等等。對于我在設計中出現(xiàn)的錯誤，希望廣大讀者和專家批評指正。32參考文獻[