轿车离合器设计说明书.doc

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1、轿车离合器设计说明书 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 课 程 设 计（说明书） 奇瑞风云基本型离合器设计 教 学 系： 汽车工程系 指导教师： 蒋芬 专业班级： 车辆1072班 学生姓名： 邓洋洋 2010年11月26日 I 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 轿车离合器设计 学生姓名：邓洋洋 指导教师：蒋芬 武汉理工大学华夏学院 摘 要 离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断和实现对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受

2、的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。 本文通过对奇瑞风云基本型整车参数的分析，并在拆装奇瑞风云基本型膜片弹簧离合器及对其进行结构分析的基础上，对轿车离合器进行重新设计，使得轿车离合器设计更合理。首先对轿车离合器的结构型式进行合理选择，主要是对从动盘数及干湿式的选择、压紧弹簧的结构型式及布置和从动盘的结构型式选择，并利用CAD电子图板软件绘制轿车膜片弹簧离合器装配图；再进行离合器的基本结构尺寸和参数的选择及计算；最后进行离合器零件的结构选型及设计计算，主要是对从动盘总成设计，压盘、传力片的设计校核，膜片弹簧主要参数的选择、设计和强度校核，并绘制离合器零件图。

3、 关键词：离合器 , 膜片弹簧 , 从动盘 , 压盘 , 摩擦片 I 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 目 录 中文摘要 . I 目录 . I 第一章 绪论 . 1 1.1 研究动机与目的 . 1 1.2 研究背景 . 1 1.3 研究方法与系统描述 . 2 1.4 论文內容概述 . 2 第二章 轿车离合器的结构型式选择 . 4 2.1 从动盘数及干、湿式的结构型式 . 4 2.1.1 单片干式摩擦离合器 . 4 2.1.2 双片干式摩擦离合器 . 4 2.1.3 多片湿式离合器 . 4 2.2 压紧弹簧的结构型式及布置 . 5 2.2.1 周置弹簧离合器 . 5 2.2.2 中央弹簧离合器

4、 . 5 2.2.3 斜置弹簧离合器 . 5 2.2.4 膜片弹簧离合器 . 6 2.3 从动盘的结构型式 . 7 2.4 所选离合器的结构型式 . 8 第三章 离合器基本参数的确定 . 9 3.1 离合器后备系数 . 9 3.2 单位压力 . 10 3.3 摩擦片外径、内径和厚度 . 10 3.4 所选离合器基本参数的确定 . 11 第四章 离合器零件的结构选型及设计计算 . 13 4.1 从动盘总成设计 . 13 4.2 离合器盖总成设计 . 14 I 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 4.2.1 离合器盖设计 . 14 4.2.2 压盘设计 . 14 4.3 膜片弹簧设计 . 17 4

5、.3.1 膜片弹簧主要参数的选择 . 17 4.3.2 绘制膜片弹簧的特性曲线 . 19 4.3.3 确定膜片弹簧的工作点位置 . 20 4.3.4 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷 . 21 4.3.5 求分离轴承的行程 . 21 4.3.6 膜片弹簧强度校核 . 22 4.3.6 膜片弹簧材料及制造工艺 . 22 第五章 结论 . 23 参考文献 . 24 致谢 . 25 I 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 第一章 绪论 1.1 研究动机与目的 了解轿车离合器的构造，掌握轿车离合器的工作原理。了解从动盘总成的结构，掌握从动盘总成的设计方法，了解压盘和膜片弹簧的结构，掌握压盘和膜片弹

6、簧的设计方法，通过对以上几方面的了解，从而熟悉轿车离合器的工作原理。学会如何查找文献资料、相关书藉，培养学生动手设计项目、自学的能力，掌握单独设计课题和项目的方法，设计出满足整车要求并符合相关标准、具有良好的制造工艺性且结构简单、便于维护的轿车离合器，为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。通过这次的毕业设计，使学生充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤，以及身为一个工程技术人员所需具备的素质和所应当完成的工作，为即将进入社会提供了一个良好的学习机会，对于由学生向工程技术人员转变有着重大的实际意义。 1.2 研究背景 离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要

7、功用是切断和实现对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。 随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，

8、已成为离合器的发展趋势。 汽车传动系的设计对汽车的动力学和燃油经济性有着重大影响，而离合器又是汽车传动系中的重要部件。在离合器设计中，合理地选择离合器的结构型式和设计参数不仅保证了其在任何情况下都能可靠地传递发动机转矩，还使其有足够的使用寿命。 - 1 - 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 1.3 研究方法与系统描述 通过毕业设计，对轿车离合器的结构、从动盘总成、压盘和离合器盖总成及膜片弹簧的设计有比较深入的熟悉并掌握。首先通过查阅文献、上网查阅资料，了解汽车离合器的基本工作原理，结构组成及功能；通过自己动手拆装桑塔纳2000轿车膜片弹簧离合器，对其有进一步的了解，并在指导老师的帮助下完成膜

9、片弹簧离合器设计。 为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求： 1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。 2)接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。 3)分离时要迅速、彻底。 4)离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。 5)应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。 6)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。 7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。 8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化

10、要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。 9)应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。 10)结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。 1.4 论文內容概述 现在轿车上应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦式离合器。摩擦式离合器主要由主动部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)四部分组成。 本次毕业设计的基本内容有： 1.摩擦式离合器的基本结构尺寸和参数的选择(摩擦片外径D、离合器后备系数和单位压力p)及计算。 2.离合器零件的结构选型及设计计算 - 2 - 武汉理工大学华

11、夏学院课程设计说明书 1) 绘制离合器装配图； 2) 从动盘总成设计； 3) 离合器盖总成设计； 4) 膜片弹簧主要参数的选择、设计和强度校核； 表1-1奇瑞风云基本型整车参数 - 3 - 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 第二章 轿车离合器的结构型式选择 现代汽车离合器在设计中应根据车型的类别，使用要求，与发动机的匹配要求，制造条件以及标准化、通用化、系列化要求等，合理地选择离合器总成的结构和有关组件的结构。 2.1 从动盘数及干、湿式的结构型式 2.1.1 单片干式摩擦离合器 单片干式摩擦离合器结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘

12、时也能接合平顺。因此，广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车上，在发动机转矩不大于1000N2m的大型客车和重型货车上也有所推广。当转矩更大时可采用双片离合器。 2.1.2 双片干式摩擦离合器 双片干式摩擦离合器与单片离合器相比，由于摩擦面增多使传递转矩的能力增大，接合也更平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，其径向尺寸较小，踏板力较小。但轴向尺寸加大且结构复杂；中间压盘的通风散热性差易引起过热而加快摩擦片的磨损甚至烧伤碎裂；分离行程大，调整不当分离也不易彻底；从动件转动惯量大易使换档困难等。仅用于传递的转矩大且径向尺寸受到限制时。 2.1.3 多片湿式离合器 摩擦面更多，接合更加平顺柔和，摩

13、擦片浸在油中工作，表面磨损小。但分离行程大、分离也不易彻底，特别是在冬季油液粘度增大时，轴向尺寸大，从动部分的转动惯量大，故过去未得到推广。近年来，由于多片湿式离合器在技术方面的不断完善，重型车上又有采用，并有不断增加的趋势。因为它采用油泵对摩擦表面强制冷却，使起步时即使长时间打滑也不会过热，起步性能好，据称其使用寿命可较干式高出56倍。 - 4 - 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 2.2 压紧弹簧的结构型式及布置 离合器压紧弹簧的结构型式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。可采用沿圆周布置、中央布置和斜置等布置型式。根据压紧弹簧的型式及布置，离合器分为： 2.2.1 周

14、置弹簧离合器 周置弹簧离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。有的重型汽车将压紧弹簧布置在同心的两个圆周上。周置弹簧离合器的结构简单、制造方便，过去广泛用于各种类型的汽车上。现代由于轿车发动机转速的提高(最高转速高达50007000rmin或更高)，在高转速离心力的作用下，周置弹簧易歪斜甚至严重弯曲鼓出而显著降低压紧力；另外，也使弹簧靠到定位座柱上而使接触部位严重磨损甚至出现断裂现象。因此，现代轿车及微、轻、中型客车多改用膜片弹簧离合器。但在中、重型货车上，周置弹簧离合器仍得到广泛采用。 2.2.2 中央弹簧离合器 采用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧或用12个圆柱螺旋弹簧做压簧并

15、布置在离合接触，因此压盘由于摩擦而产生的热量不会直接传给弹簧而使其回火失效。压簧的压紧力是经杠杆系统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可用力量较小的弹簧得到足够的压盘压紧力，使操纵较轻便。采用中央圆柱螺旋弹簧时离合器的轴向尺寸较大，而矩形断面的锥形弹簧则可明显缩小轴向尺寸，但其制造却比较困难，故中央弹簧离合器多用在重型汽车上以减轻其操纵力。根据国外的统计资料：当载货汽车的发动机转矩大于400450N2m时，常常采用中央弹簧离合器。 2.2.3 斜置弹簧离合器 斜置弹簧离合器是重型汽车采用的一种新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧，分别以倾角（弹簧中心线与离合器中心线间的夹角）斜向作用

16、于传力套上，后者再推动压杆并按杠杆比放大后作用到压盘上。这时，作用在压杆内端的轴向推力等于弹簧压力的轴向分力。当摩擦片磨损后压杆内端随传力套前移，使弹簧伸长，压力减小，倾 - 5 - 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 角亦减小，而余弦值则增大。这样即可使在摩擦片磨损范围内压紧弹簧的轴向推力几乎保持不变，从而使压盘的压紧力也几乎保持不变。同样，当离合器分离时后移传力套，压盘的压紧力也大致不变。因此，斜置弹簧离合器与前两种离合器相比，其突出优点是工作性能十分稳定。与周置弹簧离合器比较，其踏板力约可降低35。 2.2.4 膜片弹簧离合器 图1.1 膜片弹簧离合器结构图 图1.1为膜片弹簧离合器的结

17、构图。膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。 膜片弹簧离合器在轿车及微型、轻型客车上已得到广泛的采用，而且逐渐扩展到载货汽车上。国外已设计生产了传

18、递转矩为802000N2m，最大摩擦片外径达420mm的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿车、客车、轻型和中型货车上。甚至某些总质量达2832t的 重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的。但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要高。膜片 - 6 - 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 弹簧离合器的操纵曾经都是采用推式结构。当前，膜片弹簧离合器的推式操纵已为拉式操纵结构所取代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简化、零件减少、拆装方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。拉式杠杆比大于推式杠杆比，传动效率更高，使

19、用寿命长，它的分离与分离轴承套筒总成装在一起，需专门分离轴承，结构复杂。而在推式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程。推式摸片弹簧结构简单，安装拆卸较简单，分离行程比拉式小。 2.3 从动盘的结构型式 简单的从动盘由从动片、摩擦片及从动盘毂铆接而成，其结构简单、质量小，有时用于重型汽车尤其是双片离合器中。 轿车一般采用带扭转减振器的从动盘。从动片与花键毂间通过减振弹簧相联，具有切向弹性以消除高频共振并起缓冲作用，在从动片、花键毂与减振盘间有减振摩擦片，装碟形垫片作弹性夹紧后起摩擦阻尼作用，并使阻尼力矩保持稳定，以吸收部分能量、衰减低频振动。扭转减振器按发动机及传动系专门设计并经试验

20、修正，则可得到最佳减振、降噪效果。线性弹性特性的扭转减振器，减振弹簧由一组圆柱螺旋弹簧组成，常用于汽油机汽车。柴油机怠速旋转不均匀度较大，会引起变速器常啮合齿轮间的敲击。采用二级或三级非线性扭转减振器并使第一级减振弹簧组的刚度小，可缓和柴油机怠速不平稳及消除变速器怠速噪声。 为了使离合器接合平顺，从动片尤其是单片离合器的从动片，一般都使其具有轴向弹性。最简单的方法是在从动片上开T形槽，外缘形成许多扇形，并将它们冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两边的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形片上。在离合器接合时，从动片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分被逐渐压平，使从动盘上的压力和传递的转矩逐渐增大，故接合平

21、顺柔和。这种切槽有利于减少从动片的翘曲，其缺点是很难保证每片扇形部分的刚度完全一致。这就是整体式弹性从动片。 分开式结构中，波形弹簧片与从动片分别冲压成型后铆在一起。由于波形弹簧片是由同一模具冲制，故其刚度比较一致；由于波形弹簧是采用比从动片更薄的钢板(厚度仅为0.7mm)，故这种结构容易得到更小的转动惯量，这些方面都优于整体式结构。 在载货汽车上常采用一种所谓组合式从动片。这种结构在靠近压盘一侧的从动片上铆 - 7 - 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 着波形弹簧片，摩擦片则铆在波形弹簧片上，而靠近飞轮一侧的摩擦片则直接铆在从动片上。其转动惯量较大，但对于要求刚度较高、外形稳定性较好的大型

22、从动片来说，这种结构也是可以采用的。当载货汽车离合器的直径小于380mm时，则从动片仍可采用前两种结构。 2.4 所选离合器的结构型式 本次毕业设计所选离合器的结构型式是单片干式摩擦离合器，采用膜片弹簧作为压紧弹簧，采用带扭转减振器的从动盘（整体式弹性从动片）。 - 8 - 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 第三章 离合器基本参数的确定 在初步确定离合器的结构形式（如单片干式、采用有机面片、膜片弹簧等）之后，就要确定基本结构尺寸及参数：摩擦片外径D、单位压力p0和后备系数。 在选定这些尺寸参数时，下列一些车辆参数对其有重大影响： （1） 发动机最大转矩 Temax ； （2） 整车总质量 m

23、a ； （3） 传动系总的速比（变速器传动比3主减速器速比）i ； （4） 车轮滚动半径 rk 。 离合器的基本参数主要有性能参数和p0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。 3.1 离合器后备系数 后备系数是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。后备系数保证了离合器能可靠传递发动机转矩的同时，还有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。 在选择时，应考虑以下几点： 1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。 2)要防止离合器滑磨过大。 3)要能防止传动系过载。 显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小；为使

24、离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减少离合器滑磨，应选取大些；货车总质量越大，也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的值应大于单片离合器。 汽车离合器的后备系数推荐如下（供参考）： 小轿车：=1.201.3 ； - 9 - 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 载货车：=1.72.25 ； 带拖

25、挂的重型汽车或牵引车：=2.03.0。 国外对小轿车的离合器推荐其后备系数值为1.2，因为小轿车的离合器都采用膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加），再加上小轿车的后备功率较大，使用条件较好，故宜取小值。 3.2 单位压力p0 单位压力p0对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条 件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，加应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，p0应取小些；后备系数较大时，可适当增大p0。 当摩擦片采用不同材料时，p0按下列范

26、围选取： 石棉基材料 p0=0.100.35MPa 粉末冶金材料 p0=0.350.60MPa 金属陶瓷材料 p0=0.701.50MPa 3.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b 摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。 当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩Temax已知，适当选取后备系 数和单位压力P0，可估算出摩擦片外径。 摩擦片外径D（mm）也可以根据发动机最大转矩Temax（N.m）按如下经验公式选用 D KDemax （3.1） 式中，KD为直径系数，取值范围见表3-1。 由选车型得Temax= 132N2m，KD=14.6， 则

27、将各参数值代入式后计算得 D=168mm - 10 - 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 表3-1 直径系数KD的取值范围 根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3-2 表3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB145774） 外径D=180mm 内径d=125mm 厚度h=3.5mm 内径与外径比值C=0.69 1C3=0.667 3.4 所选离合器基本参数的确定 本次毕业设计所选离合器的基本参数确定： 奇瑞风云基本型的发动机最大转矩 Temax=132 N2m ，根据经验公式D=KDemax 由选车型得Temax= 132N2m，KD=14.6，式中，KD为直径系数，取值范围见

28、表3-2。 - 11 - 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 则将各参数值代入式后计算得 D=168mm 按照我国离合器摩擦片尺寸系列标准（见表3-2），最后选定摩擦片的尺寸为D=180mm，d=125mm，h=3.5mm，c=0.694。 采用膜片弹簧离合器，使用条件较好，故取后备系数=1.2。摩擦面片采用有机材料，单位压力p0为0.350.5MPa。 用公式Temax= 12fZp0D3(1c3)验算单位压力p0 ： 式中，f为摩擦面间的静摩擦因数，取f=0.3；Z为摩擦面数，单片离合器的Z=2。 Temax= 1.23132= 1212fZp0D3(1c3) （3.2） 30.3323p

29、030.18330.667 则p0=0.26MPa 单位压力p0在容许范围之内，认为所选离合器的尺寸、基本参数合适。 - 12 - 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 第四章 离合器零件的结构选型及设计计算 4.1 从动盘总成设计 从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和从动盘毂等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，应满足如下设计要求： 1)转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 2)应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减小磨损。 3)应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。 摩擦面片采用有机材料。 采用带扭转减振器的从动盘（整体式弹性从动片）

30、，从动片通常用1.32.0mm厚的钢板冲压而成。将其外缘的盘形部分磨薄至0.651.0mm，以减小其转动惯量。整体式弹性从动片一般用高碳钢（如50）或65Mn钢板，热处理硬度3848HRC。 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它装在变速器输入轴前端的花键上，一般采用齿侧定心的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。 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，一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢(如45，40Cr等)，表面和心部硬度一般在2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理。 减振弹

31、簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。 花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GB11441974选取。 表4-1 所选从动盘毂花键参数 花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。 挤压应力计算公式： 挤压=P nhl（MPa） （4.1） 式中，P为花键的齿侧面压力，N。它由下式确定： - 13 - 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 花键的齿侧面压力P=4Temax (D+d)Z 式中，d，D分别为花键的内外径，m； Z为从动盘毂的数目； Temax为发

32、动机最大转矩，N2m； n为花键齿数； h为花键齿工作高度，m；h= l为花键有效长度，m。 则P=4Temax (D+d)Z=4?132 (0.026+0.021)?1 11234 10?(0.026-0.021)/2?0.020=11234N 12(D-d) 故挤压=P nhl=22.468MPa<挤压=30MPa 4.2 离合器盖总成设计 离合器盖总成除了压紧弹簧外还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。 4.2.1 离合器盖设计 为了减轻重量和增加刚度，轿车的离合器盖常用厚度约为35mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成

33、的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。离合器盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。为了加强离合器的冷却，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开通风窗口。 4.2.2 压盘设计 1.压盘传力方式选择 采用传力片的传力方式，由弹簧钢带制成的传力片的一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上。传动片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋 - 14 - 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 转，分离时，又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。由于各传动片沿圆周切向均匀分布，简化了压盘结构，降低了对装配精度的要求，还有利于压盘的对中性和离合器的平衡

34、。 2.压盘几何尺寸的确定 初步确定压盘外径为200mm,内径为120mm，厚度为15mm，材料为灰铸铁HT200铸成，硬度为HB170227。 压盘设计时，在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超过810。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。 校核计算公式： =W cm压盘 （4.2） 式中，温升，； W滑磨功，N2m； 分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘=0.50。 c压盘的比热容，铸铁压盘 c=544.28J/(kg2K)； m压盘压盘质量，kg。 压盘质量 m压盘=( 取 m压盘=2.5kg 整备质量 ma=1050Kg，滚动半径 R=0.28 m，汽

35、车起步时发动机转速ne=2000 r/min，主减速器传动比 i0=4.444，变速器最大传动比 ig=3.455。 滑磨功W=nemaR 1800i0ig =22222002)2(1202)2315310-937.833103=2.36kg 2=3.14?2000?1050?0.281800?4.444?3.45522222=7647J 温升 =W cm压盘0.5?7647544.28?2.5=2.81?=8 所以压盘设计合理。 3.传力片的设计及强度校核 初定离合器压盘传力片的设计参数： 设3组传力片（i=4），每组4片（n=4），传力片的几何尺寸为：宽度b=15mm；厚度h=0.5mm；

36、传力片上两孔之间距离l=40mm；孔的直径d=5mm；传动片切向布置，圆周半径R=80mm；传 - 15 - 武汉理工大学华夏学院课程设计说明书 力片材料的弹性模量E=2?105MPa。 (1)计算传力片的有效长度l1: l1=l-1.5d=40-1.5?5=32.5mm (2)计算传力片的弯曲总刚度: 12EJxni l1 3 12?2?10?= 5 1 K= 3 32.5?1000 ?15?0.5?4?4 =0.17MN/m 3 (3) 根据上述分析，计算以下3种工况的最大驱动应力及传力片的最小分离力： 彻底分离时， max= 3fmaxEhl1 3 - 6TemaxfmaxinRbh 2

37、 + TemaxinRbh （4.3） 按照设计要求，f=0,Te=0,由上述公式可知=0。 压盘和离合器盖组装成总成时,Te=0,通过分析计算可知fmax=3.8mm 计算最大应力max= 3fmaxEhl1 2 = 3?3.8?2?10?0.5 32.5 2 5 =1079MPa 离合器传扭时，分正向驱动（发动机向车轮）和反向驱动（车轮向发动机），fmax 出现在离合器摩擦片磨损到极限状况时，通过尺寸链计算可知fmax=2.4mm （）正向驱动： max= 3fmaxEhl1 3 - 5 6TemaxfmaxinRbh - 2 + TemaxinRbh 2 3?2.4?2?10?0.5 32.5 2 6?150?2.4?10004?4?80?15?0.5 + 150?10004?4?80?15?0.5 =247.2MPa （）反向驱动： max= 3fmaxEhl1 3 + 5 6TemaxfmaxinRbh + 2 - TemaxinRbh 2 3?2.4?2?10?0.5 32.5 2 6?150?2.4?10004?4?80?15?0.5 - 150?10004?4?80?15?0.5 =1116MPa 可见反向驱动最危险，由于在取