汽车设计说明书.doc

(完整word)汽车设计说明书

汽 车 设 计

课
程
设
计
说
明
书

姓 名 朱 林 雨
学 号 201325120118
院 系 机电工程学院
专 业 车辆工程
年 级 2013 级
指导教师 王新亮

2017年1月1日

《汽车设计》课程设计任务书
组号
班级
学号
姓名
题目
18
车辆一班
201325120118
朱林雨
乘用车膜片弹簧离合器设计
一、课程设计目的:
（1)培养学生专业思想，为综合应用“汽车构造"、“汽车理论”、“汽车设计”等课程的专业知识奠定良好基础，为今后的专业设计、生产做准备。
（2）提高结构设计能力，使学生学习和掌握汽车底盘总成及零部件设计的程序和方法，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。
(3）学习查阅和应用国家标准、规范、手册、图册和相关技术资料等，养成按国家标准设计应用系统的习惯.
二、主要内容：
离合器设计
(1)查阅离合器资料，根据使用条件，确定离合器的总体结构方案,进行离合器的总体结构设计。
（2）确定结构参数，对主要零部件进行强度计算。
（3）离合器操纵机构设计计算.
(4）绘制装配图和主要零件图。
（5）编制设计说明书。
三、已知技术参数和条件:
整车
尺寸
长（mm）
5995
轮距
前（mm)
1640
宽（mm）
2100
后(mm）
1630
高（mm）
2300

驱动形式：后轮驱动
轴距（mm):3360
整备质量(kg)：2160
总质量（kg):4345
最高车速(km/h)：90
满载时前轴负荷率：1740/2605％
最大爬坡度：≥%23/22
最小转弯直径(m)：18
最大功率（kw）/转速(rpm）：75/4500
最大转矩（Nm)/转速（rpm):170/4500
轮胎型号：7。50-16LT 6PR,7。50R16LT 6PR
制动距离（初速30km/h)（m)：11
变速器类型：手动5挡
四、参考资料：
（1）《汽车设计课程设计指导书》 主编：王国权，机械工业出版社
(2）《汽车构造》 主编：陈家瑞,机械工业出版社
（3）《汽车理论》 主编：余志生，机械工业出版社
(4）《汽车设计》 主编：王望予，机械工业出版社
（5）《汽车工程手册》 汽车工程手册编写组,人民交通出版社
（6）《汽车设计实用手册》 主编：林秉华，黑龙江人民出版社
（7)《机械设计手册》 主编：闻邦椿，机械工业出版社
五、进度安排:
离合器设计
（1）2016。12。19—2016.12。24确定离合器总体结构设计，确定结构参数、材料及相关计算。
（2）2016.12。25-2016。12。27离合器操纵机构设计。
（3）2016。12.28—2017.01。01绘制零部件与装配图，并撰写设计说明书。

指导老师:王新亮

学 生:朱林雨 发题日期： 年 月 日

目 录
第1章 离合器的结构设计 1
1.1离合器结构选择 1
1.2离合器结构设计的要点 3
1.3离合器主要零件的设计 3
第2章 离合器的设计计算及说明 5
2。1离合器设计所需的数据 5
2。2摩擦片主要参数的选择 5
2。3膜片弹簧主要参数的选择 7
2。4膜片弹簧的载荷与变形关系 8
2。5膜片弹簧的应力计算 10
2.6 扭转减振器设计 12
2。7减振弹簧的设计 12
2。8从动轴的计算 15
2.9从动盘毂 15
2。10分离轴承的寿命计算 16
第3章 离合器操纵机构的设计 17
3。1操纵机构 17
3。2离合器踏板行程计算 17
3.3踏板力的计算 18

第1章 离合器的结构设计
1。1离合器结构选择
(1）摩擦片的选择
单片离合器因为结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便,从动部分转动惯量小,在使用时能保证分离彻底接合平顺,所以被广泛使用于轿车和中、小型货车,因此该设计选择单片离合器。摩擦片数为2。
（2）压紧弹簧布置形式的选择
离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆.膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点[9］：
1）由于膜片弹簧有理想的非线性特征,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变.当离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力;
2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用,使结构简单紧凑，轴向尺寸小,零件数目少，质量小；
3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降；
4）由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀,摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命；
5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长；
6)平衡性好;
7）有利于大批量生产，降低制造成本.
但膜片弹簧的制造工艺较复杂,对材料质量和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来,由于材料性能的提高,制造工艺和设计方法的逐步完善,膜片弹簧的制造已日趋成熟.因此，选用膜片弹簧式离合器.
(3)压盘的驱动方式
在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种［9]:
1）凸台-窗孔式：它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内，通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简单，应用较多；缺点：压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离不彻底。
2）径向传动驱动式：这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起,此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部分，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；另外，工作时压盘和离合器盖径向相对位置不发生变化，因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动和噪声.
3） 径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起，除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外,其他的结构特征都与径向传动驱动方式相同。经比较，我选择径向传动驱动方式。
（4）分离杠杆、分离轴承
分离杠杆的作用由膜片弹簧承担，其作用是通过分离轴承克服离合器弹簧的推力并推动压盘移动，从而使压盘与从动盘和从动盘与飞轮相互分离,截断动力的传递，分离杠杆要具有足够的强度和刚度,以承受反复作用在其上面的弯曲应力,分离轴承的作用是通过分离叉的作用使分离轴承沿变速器前端盖导向套作轴向移动，推动旋转中的膜片弹簧中部分离前端，使离合器起到分离作用。分离本次设计选用的是油封轴承，它可以将润滑脂密封在轴承壳内，使用中不需要增加润滑，相比供油式轴承则需增加.
(5）离合器的散热通风
试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过 °C时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度一般在 °C以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到 。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果，故不需作另外设置。
（6)从动盘总成
从动盘总成由摩擦片，从动片，减震器和从动盘穀等组成。它虽然对离合器工作性能影响很大的构件，但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。从动盘总成应满足如下设计要求：
1）转动惯量要小，以减小变速器换档时轮齿简单冲击；
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。
1.2离合器结构设计的要点
在进行离合器的具体设计时，首先应保证传递发动机最大扭矩为前提，然后满足下列条件［15]：
（1)如前所述，扇形波状弹簧对置分布铆接在从动钢片上，并在从动盘上设置扭转减震器保证离合器接合柔和，摩擦片制成一定锥度（从动盘锥形量约为0.5mm）使其大端面向飞轮，这样从动盘毂在从动轴（即变速器第一轴)花键上易于滑动，有利于离合器彻底分离。
（2）离合器主动部分与从动部分的连接和支撑形式,离合器的主动部分包括飞轮,离合器盖与他们一起转动并能轴向移动的压盘，压盘通过钢片与离合器盖相连，离合器从动部分有从动盘，从动轴，从动轴装在飞轮与压盘之间，可在从动轴花键上滑动,设计时把离合器从动轴的前轴承安装在发动机曲轴的中心孔内.
（3）离合器从动轴的轴向定位及轴承润滑，离合器从动轴在安装后应保持轴向定位，在拆卸时便于离合器中抽出来。因此，设计时使从动轴前轴承外圆与飞轮为过渡配合,而前轴承内圈与从动轴为间隙配合,离合器的从动轴轴向定位是靠从动轴后轴承来保证的。离合器分离轴承靠注入黄油润滑的，而从动轴前轴承靠油杯定期注入润滑. 为防止润滑油流到摩擦衬面，造成离合器打滑，除在轴承处安有自紧油封外，还在飞轮上开泄油孔。
（4)离合器运动零件的限位,离合器处于接合时为使压盘与摩擦片很好接合，应使分离弹簧与分离轴承之间保持一定间隙，这是分离轴承回位弹簧加以保证。分离时，应对踏板的最大行程加以限制。
1.3离合器主要零件的设计
(1）从动盘
扇形波状弹簧两两对置铆接与从动钢片上，两侧在铆接摩擦片，铆钉都采用铝制埋头铆钉,摩擦衬面在铆接后腰磨削加工,使其工作表面的不平度误差小于0。2mm,从动盘本体采用45号钢冲压加工得到，为防止其弯曲变形而引起分离不彻底，一般在从动盘本体上设径向切口.
（2）摩擦片
摩擦片在性能上要满足如下要求：
1）摩擦系数稳定，工作温度，滑磨速度，单位压力的变化对其影响；
2）具有足够的机械强度和耐磨性，热稳定性好；
3）有利于接合平顺；4.长期停放离合器摩擦面会发生粘着现象.
4)摩擦片选用材料为石棉基摩擦材料，它是由石棉或石棉织物、粘结剂和特种添加剂热压而成,其摩擦系数为 。石棉基摩擦材料密度小，工作温度小于180℃，价格便宜,使用效果良好，在汽车离合器中广泛使用.
（3）膜片弹簧
膜片弹簧使用优质高精质钢。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料为60SiMnA。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行调质处理，得具有高抗疲劳能力的回火索氏体。要防止膜片内缘离开,同时对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持 小时），使其高压力区产生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，喷丸是φ0.8的白口铁小丸， 可提高弹簧的疲劳寿命。同时，为提高分离指的耐磨性,对其进行局部高频淬火式镀铬.采用乳白镀铬，若膜片弹簧许用应力可取为1500～1700N/mm2.
(4）压盘
压盘的材料选用HT20—40铸造制成。它要有一定的质量和刚度，以保证足够的热容量和防止温度升高而产生的弯曲变形。压盘应与飞轮保持良好的对中，并进行静平衡.压盘的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于0。8。压盘壳用M8×12mm螺栓将其一端固定在飞轮端面上，另一端固定在压盘端面上。
（5)离合器盖
离合器盖的膜片弹簧支撑处须具有较大的刚度和较高的尺寸精度，压盘高度（丛承压点到摩擦面的距离）公差要小，支撑环和支撑铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性好，膜片弹簧的支撑形式采用铆钉作支承时，如果分离轴承与曲轴中心线不同心，可引起铆钉的过度磨损.提高铆钉硬度的套筒和支承与曲轴中心线不同心，亦可引起铆钉的过度。提高铆钉硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的结构措施,采用10钢材材料、HRc40-50。

第2章 离合器的设计计算及说明
2.1离合器设计所需的数据
表2.1 离合器原始数据
汽车的驱动形式
4×2
汽车最大加载质量
2000 kg
汽车的质量
4325 kg
发动机位置
前置
发动机最大功率
75KW
发动机最大转速
4500r/min
发动机最大扭矩
≥170N。m
离合器形式
机械、干式、单片、膜片弹簧（压式）
操纵形式
液压人力操纵
摩擦片最大外径
f=225mm
踏板行程
mm
i0=6。17 ig1=5。913 ig2=2.659 ig3=1.775 ig4=1.000
汽车最大时速
≥110 km/h
2.2摩擦片主要参数的选择
采用单片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机扭矩的,为保证可靠度，离合器静摩擦力矩应大于发动机最大扭矩
摩擦片的静压力：
（3.1）
（
式中：离合器后备系数（）
发动机的最大扭矩可由式: （3.2）求得
式中： Kw,r/min。α在1.1～1。3之间 ，取α=1.16，则N.m
（1）后备系数β是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择β时，应从以下几个方面考虑:a。 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c。 要求能够防止传动系过载.通常轿车和轻型货车β=1。2～1。75。结合设计实际情况，故选择β=1。5。
则有β可有表2。2查得 β＝1.5.
表2.2 离合器后备系数的取值范围
车型
后备系数β
乘用车及最大总质量小于6t的商用车
1。20～1.75
最大总质量为6～14t的商用车
1.50~2.25
挂车
1。80～4。00
摩擦片的外径可有式： （3。3） 求得
为直径系数，取值见表2。3 取 得D=221.11mm。
表2。3 直径系数的取值范围
车型
直径系数
乘用车
14.6
最大总质量为1.8～14。0t的商用车
16.0～18.5(单片离合器)
13。5～15。0（双片离合器）
最大总质量大于14。0t的商用车
22.5~24.0
摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表(部分):
表2。4 离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径D\mm
160
180
200
225
250
280
300
325
内径d\mm
110
125
140
150
155
165
175
190
厚度/mm
3.2
3。5
3。5
3。5
3。5
3.5
3.5
3。5

0.687
0.694
0。700
0。667
0。620
0。589
0.583
0.585

0。676
0。667
0。657
0。703
0。762
0.796
0.802
0。800
单面面积cm2
106
132
160
221
302
402
466
546
摩擦片的摩擦因数 取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。可由表2.5查得：
摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。本题目设计单片离合器，因此Z=2.离合器间隙Δt是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合
器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙.该间隙Δt一般为3～4mm。取Δt=4mm。
表2。5　摩擦材料的摩擦因数的取值范围
摩擦材料
摩擦因数
石棉基材料
模压
0.20~0。25
编织
0。25~0.35
粉末冶金材料
铜基
0。25～0.35
铁基
0.30~0.50
金属陶瓷材料
0。4
离合器的静摩擦力矩为: （3.4）
与式（3。1）联立得：
(3。5） 代入数据得：单位压力MPa.
表2.6　摩擦片单位压力的取值范围
摩擦片材料
单位压力/MPa
石棉基材料
模压
0.15～0.25
编织
0。25~0。35
粉末冶金材料
模压
0.35～0.50
编织
金属陶瓷材料
0。70～1。50
2.3膜片弹簧主要参数的选择
（1） 比较H/h的选择
此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式（3.10）中载荷与变形1之间的函数关系可知，当时，F2为增函数；时，F1有一极值，而该极值点又恰为拐点；时，F1有一极大值和极小值；当时，F1极小值在横坐标上，见图3。1。

1— 2- 3-
4— 5—
图3。1 膜片弹簧的弹性特性曲线
为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h通常在1。5~2范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为2～4mm，本设计 ,h=3mm ，则H=6mm 。
(2） R/r选择
通过分析表明，R/r越小,应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求,R/r常在1。2～1.3 的范围内取值。本设计中取,摩擦片的平均半径mm, 取mm则mm取整mm 则。
（3）圆锥底角
汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α一般在°范围内，本设计中 得°在°之间，合格。分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧有取24的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取12的，本设计所取分离指数为18。
(4）切槽宽度
mm，mm，取mm，mm,应满足的要求。
（5） 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r，应略小于R且尽量接近R。本设计取mm，mm。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60SizMnA,当量应力可取为1600～1700N/mm2。
（6） 公差与精度
离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度,压力盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。
2.4膜片弹簧的载荷与变形关系
碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图3.2，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧,在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分—-分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时)。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F1表示，加载点间的相对变形(轴向)为λ1，则压紧力F1与变形λ1之间的关系式为:
（3。10）
式中： E——弹性模量，对于钢，
μ--泊松比，对于钢，μ=0。3
H——膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度
h——弹簧钢板厚度
R-—弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径
r-—弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径
R1——压盘加载点半径
r1—-支承环加载点半径

图3。2　膜片弹簧的尺寸简图
表2。7　膜片弹簧弹性特性所用到的系数
R
r
R1
r1
H
h
118
94
116
96
6
3
代入（3。10）得
（3。11）
对(3.11)式求一次导数，可解出λ1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点。
凸点:mm时,N
凹点:mm时,N
拐点：mm时，N
2、当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为F2，对应此载荷作用点的变形为λ2。由
(3.12）
(3。13）
列出表2.8:
表2.8　膜片弹簧工作点的数据

2.96
7。04
5

9.18
2.182
15。5

11796.93
6748.98
9273

3775.02
2159。67
2967.36
膜片弹簧工作点位置的选择。从膜片弹簧的弹性特性曲线图分析出,该曲线的拐点H对应着膜片弹簧压平位置，而。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,一般,以保证摩擦片在最大磨损限度Δλ范围内压紧力从F1B到F1A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.为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦因数的下降,摩擦片磨损后弹簧工作压紧力应大于或等于新摩擦片时的压紧力，见图3。3。
2.5膜片弹簧的应力计算
假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O转动（图3.4）。断面在O点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于中性点O.令X轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示,则断面上任意点的切向应力为：
（3.14）

图3。3 膜片弹簧工作点位置
式中 φ——碟簧部分子午断面的转角(从自由状态算起）
α——碟簧部分子有状态时的圆锥底角
e ——碟簧部分子午断面内中性点的半径
e=（R—r）/In(R/r) （3。15）为了分析断面中断向应力的分布规律，将（3。14）式写成Y与X轴的关系式:
(3。16)

图3。4 切向应力在子午断面的分布
由上式可知，当膜片弹簧变形位置φ一定时，一定的切向应力αt在X—Y坐标系里呈线性分布。
当时,因为的值很小，我们可以将看成，由上式可写成。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点O而与X轴承角的直线上。从式(3.16）可以看出当时无论取任何值，都有.显然,零应力直线为K点与O点的连线，在零应力直线内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。由此可知，碟簧部分内缘点B处切向压应力最大，A处切向拉应力最大，分析表明，B点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核B处应力就可以了，将B点的坐标X=（e-r）和Y=h/2 代入(3.17）式有：
（3。17)
令可以求出切向压应力达极大值的转角
由于: mm
所以： ，N/mm2
B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力F2作用下还受有弯曲应力：
（3。18）
式中 n——分离指数目 n=18
br——单个分离指的根部宽
mm
因此： N/mm2
由于σrB是与切向压应力σtB垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论，B点的当量应力为:
N/mm2
N/mm2
膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能力，一般要经过以下工艺：先对其进行调质处理，得到具有较高抗疲劳能力的回火索氏体，对膜片弹簧进行强压处理(将弹簧压平并保持12～14h)，使其高应力区产生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，提高弹簧疲劳寿命，对分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。
故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以用设数据合适。
2。6 扭转减振器设计
减震器极转矩 N·m
摩擦转矩 N·m
预紧转矩 N·m
极限转角 °
扭转角刚度 N·m/rad
详细见图3。5。
2.7减振弹簧的设计
（1）减振弹簧的安装位置
，
结合mm，得取49mm，则。
（2）全部减振弹簧总的工作负荷
N
(3）单个减振弹簧的工作负荷
N
式中Z为减振弹簧的个数，按表2。9选择：
取Z=6
表2。9　减振弹簧个数的选取
摩擦片的外径D/mm
225~250
250~325
325～350
〉350
Z
4～6
6～8
8～10
>10

图3。5 扭转减振器
（4)减振弹簧尺寸
1)选择材料，计算许用应力
根据《机械原理与设计》(机械工业出版社)采用65Mn弹簧钢丝, 设弹簧丝直径mm，MPa,MPa。
2)选择旋绕比，计算曲度系数
根据下表选择旋绕比
表2。10旋绕比的荐用范围
d/mm

C

确定旋绕比，曲度系数
3)强度计算
mm,与原来的d接近，合格。
中径 mm；外径 mm
4）极限转角°取 °，则mm
5)刚度计算
弹簧刚度 mm
其中，为最小工作力，
弹簧的切变模量MPa，则弹簧的工作圈数

取，总圈数为
6）弹簧的最小高度
mm
7）减振弹簧的总变形量
mm
8)减振弹簧的自由高度
mm
9)减振弹簧预紧变形量
mm
10）减振弹簧的安装高度
mm
11）定位铆钉的安装位置
取mm，则°,mm，mm，，合格。
2.8从动轴的计算
(1）选材
40Cr调质钢可用于载荷较大而无很大冲击的重要轴，初选40Cr调质 。
（2)确定轴的直径

式中,A为由材料与受载情况决定的系数,见表2.11：
表2。11　轴常用几种材料的及A值
轴的材料
Q235—A，20
Q275，35
(1Cr18Ni9Ti)
45
40Cr,35SiMn
38SiMnMo,3Cr13

15～25
20~35
25～45
35～56
A
149～126
135～112
126～103
112～97
取，n 为轴的转速，r/min,则
mm，取mm。
2。9从动盘毂
从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩由表3。12选取:
一般取1.0～1.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用碳钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般26～32HRC。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。取，mm，mm，mm，mm,MPa。
验证：挤压应力的计算公式为：
式中，P为花键的齿侧面压力，它由下式确定：

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,
,分别为花键的内外径；
Z为从动盘毂的数目；取Z=1
h为花键齿工作高度；
得N,MPaMPa，合格。
表2。12　花健的的选取
摩擦片的外径
/mm

/N。m
花健尺寸
挤压应力
/MPa
齿数
n
外径
/mm
内径
/mm
齿厚
/mm
有效齿长
/mm
160
49
10
23
18
3
20
9．8
180
69
10
26
21
3
20
11．6
200
108
10
29
23
4
25
11．1
225
147
10
32
26
4
30
11．3
250
196
10
35
28
4
35
10．2
280
275
10
35
32
4
40
12．5
300
304
10
40
32
5
40
10．5
325
373
10
40
32
5
45
11．4
350
471
10
40
32
5
50
13．0
2。10分离轴承的寿命计算
分离轴承的参数
表2.13　分离轴承参数表
型号
Cr

ε
n
7014C
48。2KN
1.2
3
4500r/min
则由下式：

得:
h

第3章 离合器操纵机构的设计
3。1操纵机构
汽车离合器操纵机构是驾驶员用来控制离合器分离又使之柔和接合的一套机构.它始于离合器踏板,终止于离合器壳内的分离轴承。由于离合器使用频繁，因此离合器操纵机构首先要求操作轻便.轻便性包括两个方面，一是加在离合器踏板上的力不应过大,另一方面是应有踏板形成的校正机构。离合器操纵机构按分离时所需的能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等.
离合器操纵机构应满足的要求是［3］：
1）踏板力要小,轿车一般在80～150N范围内,货车不大于150～200N;
2）踏板行程对轿车一般在mm范围内，对货车最大不超过180mm；
3）踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可复原；
4）应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏；
5）应具有足够的刚度；
6）传动效率要高；
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。
机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式，杠传动结构简单，工作可靠，但是机械效率低，质量大,车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系,布置困难，而绳索传动可消除上述缺点,但寿命短，机构效率不高。
本次设计的普通轮型离合器操纵机构，采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点：
1)液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便;便于采用吊挂踏板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉；
2)可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷,正由于液压式操纵有以上的优点，故应用日益广泛，离合器液压操纵机构由主缸、工作缸、管路系统等部分组成。
mm，mm,mm,mm
mm，mm,mm，mm
3.2离合器踏板行程计算
踏板行程由自由行程和工作行程组成：
（3.19）
式中,为分离轴承的自由行程，一般为mm，取mm;反映到踏板上的自由行程一般为mm；、分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦片面数；为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片:mm，取mm；、、、、、为杠杆尺寸.
得:mm，mm，合格。

图3.6 液压操纵机构示意图
3。3踏板力的计算
踏板力为
　　　　　　　　　　　　　（3。20）
式中,为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；为操纵机构总传动比，；为机械效率,液压式：%，机械式：％；为克服回位弹簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步设计时,可忽略之。N,，%；则
N
合格。
分离离合器所作的功为

式中,为离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力，N，则
J
合格.

参考文献
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［2］ 陈家瑞。汽车构造 ［M]。 机械工业出版社.2005。
[3］ 王望予。汽车设计[M］。 机械工业出版社。2006。
[4］ 中国机械工程学会，中国机械设计大典编委会.中国机械设计大典[M］。江西科学技
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［5] 余仁义，梁涛。汽车离合器操纵机构的设计[J]。专用汽车。2003.
术出版社.2002.
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