汽車設計說明書

1、汽 車 設 計課程設計說明書姓 名 朱 林 雨 學 號 201325120118 院 系 機電工程學院 專 業(yè) 車輛工程 年 級 2013 級 指導教師 王新亮 2017年1月1日汽車設計課程設計任務書組號班級學號姓名題目18車輛一班201325120118朱林雨乘用車膜片彈簧離合器設計一、課程設計目的：（1）培養(yǎng)學生專業(yè)思想，為綜合應用“汽車構造”、“汽車理論”、“汽車設計”等課程的專業(yè)知識奠定良好基礎，為今后的專業(yè)設計、生產做準備。（2）提高結構設計能力，使學生學習和掌握汽車底盤總成及零部件設計的程序和方法，培養(yǎng)獨立的、全面的、科學的工程設計能力。（3）學習查閱和應用國家標準、規(guī)范、手冊、

2、圖冊和相關技術資料等，養(yǎng)成按國家標準設計應用系統(tǒng)的習慣。二、主要內容：離合器設計（1）查閱離合器資料，根據使用條件，確定離合器的總體結構方案，進行離合器的總體結構設計。（2）確定結構參數，對主要零部件進行強度計算。（3）離合器操縱機構設計計算。（4）繪制裝配圖和主要零件圖。（5）編制設計說明書。三、已知技術參數和條件：整車尺寸長（mm）5995輪距前（mm）1640寬（mm）2100后（mm）1630高（mm）2300驅動形式：后輪驅動軸距(mm)：3360整備質量(kg)：2160總質量(kg)：4345最高車速(km/h)：90滿載時前軸負荷率：1740/2605%最大爬坡度：%23/22

3、最小轉彎直徑(m)：18最大功率(kw)/轉速(rpm)：75/4500最大轉矩(Nm)/轉速(rpm)：170/4500輪胎型號：7.50-16LT 6PR,7.50R16LT 6PR制動距離（初速30km/h）（m）：11變速器類型：手動5擋四、參考資料：（1）汽車設計課程設計指導書主編：王國權，機械工業(yè)出版社（2）汽車構造 主編：陳家瑞，機械工業(yè)出版社（3）汽車理論 主編：余志生，機械工業(yè)出版社（4）汽車設計 主編：王望予，機械工業(yè)出版社（5）汽車工程手冊 汽車工程手冊編寫組，人民交通出版社（6）汽車設計實用手冊 主編：林秉華，黑龍江人民出版社（7）機械設計手冊 主編：聞邦椿，機械工業(yè)出

4、版社五、進度安排：離合器設計（1）2016.12.19-2016.12.24確定離合器總體結構設計，確定結構參數、材料及相關計算。（2）2016.12.25-2016.12.27離合器操縱機構設計。（3）2016.12.28-2017.01.01繪制零部件與裝配圖，并撰寫設計說明書。指導老師：王新亮學 生：朱林雨 發(fā)題日期： 年 月 日目 錄第1章 離合器的結構設計11.1離合器結構選擇11.2離合器結構設計的要點31.3離合器主要零件的設計3第2章 離合器的設計計算及說明52.1離合器設計所需的數據52.2摩擦片主要參數的選擇52.3膜片彈簧主要參數的選擇72.4膜片彈簧的載荷與變形關系82

5、.5膜片彈簧的應力計算102.6 扭轉減振器設計122.7減振彈簧的設計122.8從動軸的計算152.9從動盤轂152.10分離軸承的壽命計算16第3章 離合器操縱機構的設計173.1操縱機構173.2離合器踏板行程計算173.3踏板力的計算18新鄉(xiāng)學院機電工程學院課程設計第1章 離合器的結構設計1.1離合器結構選擇（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。摩擦片數為2。（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

6、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，零件數目少，質量小；3）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）易于實現良好的通風散熱，使

7、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，選用膜片彈簧式離合器。（3）壓盤的驅動方式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

8、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。經比較，我選擇徑向傳動驅動方式。（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

9、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。（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

10、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通風散熱效果，故不需作另外設置。（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

11、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。1.2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

12、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

13、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。1.3離合器主要零件的設計（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）摩擦片摩擦片在性能上要滿足如下要求：1）摩擦系數穩(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

14、著現象。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，其摩擦系數為 。石棉基摩擦材料密度小，工作溫度小于180，價格便宜，使用效果良好，在汽車離合器中廣泛使用。（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，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，噴丸是0.8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

15、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15001700N/mm2。（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。（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)和支撐鉚釘的安裝尺寸精度要高，耐磨性好，膜片彈簧的支撐形式采用鉚釘作支承時

16、，如果分離軸承與曲軸中心線不同心，可引起鉚釘的過度磨損。提高鉚釘硬度的套筒和支承與曲軸中心線不同心，亦可引起鉚釘的過度。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2章 離合器的設計計算及說明2.1離合器設計所需的數據表2.1 離合器原始數據汽車的驅動形式4×2汽車最大加載質量2000 kg汽車的質量4325 kg發(fā)動機位置前置發(fā)動機最大功率75KW發(fā)動機最大轉速4500r/min發(fā)動機最大扭矩170N.m離合器形式機械、干式、單片、膜片彈簧（壓式）操縱形式液壓人力操縱摩擦片最大外徑f=225mm踏板行程mmi0=6.17 ig1=5.91

17、3 ig2=2.659 ig3=1.775 ig4=1.000汽車最大時速110 km/h2.2摩擦片主要參數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)動機最大扭矩摩擦片的靜壓力： （3.1） （ 式中：離合器后備系數（） 發(fā)動機的最大扭矩可由式: （3.2）求得式中： Kw,r/min。在1.11.3之間 ，取=1.16，則N.m（1）后備系數是離合器的重要參數，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇時，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

18、能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車=1.21.75。結合設計實際情況，故選擇=1.5。則有可有表2.2查得 1.5。表2.2 離合器后備系數的取值范圍車型后備系數乘用車及最大總質量小于6t的商用車1.201.75最大總質量為614t的商用車1.502.25掛車1.804.00摩擦片的外徑可有式: （3.3） 求得 為直徑系數，取值見表2.3 取 得D=221.11mm。表2.3 直徑系數的取值范圍車型直徑系數乘用車14.6最大總質量為1.814.0t的商用車16.018.5(單片離合器)13.515.0(雙片離合器)最大總質量大于14.0t的商用車22.524.0摩擦片的尺寸已系列化和標準

19、化,標準如下表(部分):表2.4 離合器摩擦片尺寸系列和參數外徑Dmm160180200225250280300325內徑dmm110125140150155165175190厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.50.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800單面面積cm2106132160221302402466546摩擦片的摩擦因數 取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。可由表2.5查得： 摩擦面數Z為離合器從動盤數的兩倍，決定于離合

20、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t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t一般為34mm。取t=4mm。表2.5摩擦材料的摩擦因數的取值范圍摩擦材料摩擦因數石棉基材料模壓0.200.25編織0.250.35粉末冶金材料銅基0.250.35鐵基0.300.50金屬陶瓷材料0.4離合器的靜摩擦力矩為： （3.4）與式（3.1）聯立得： （3.5） 代入數據得：單位壓力MPa。表2.6摩擦片單位壓力的取值范圍摩擦片材料單位壓力/MPa石棉

21、基材料模壓0.150.25編織0.250.35粉末冶金材料模壓0.350.50編織金屬陶瓷材料0.701.502.3膜片彈簧主要參數的選擇（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之間的函數關系可知，當時，F2為增函數；時，F1有一極值，而該極值點又恰為拐點；時，F1有一極大值和極小值；當時，F1極小值在橫坐標上，見圖3.1。1- 2- 3-4- 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1.52范圍內選取。常用的膜片彈簧板厚為24mm，本設計 ，h=3mm ，則H=6mm 。（2

22、） 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結構布置和壓緊力的要求，R/r常在1.21.3 的范圍內取值。本設計中取，摩擦片的平均半徑mm， 取mm則mm取整mm 則。（3）圓錐底角 汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角一般在°范圍內，本設計中 得°在°之間，合格。分離指數常取為18，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為18。（4）切槽寬度mm，mm，取mm，mm，應滿足的要求。（5） 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定應略大于且盡量接近r，應略小于R且

23、盡量接近R。本設計取mm，mm。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。國內常用的碟簧材料的為60SizMnA，當量應力可取為16001700N/mm2。（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。2.4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

24、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1，則壓緊力F1與變形1之間的關系式為: （3.10）式中： E彈性模量，對于鋼， 泊松比，對于鋼，=0.3 H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)加載點半徑圖3.2膜片彈簧的尺寸簡圖表2.7膜片彈簧彈性特性所用到的系數RrR1r1Hh118941169663代入（3.10）得 （3.11）對（3.11）式求一次

25、導數，可解出1=F1的凹凸點，求二次導數可得拐點。凸點：mm時，N凹點：mm時，N拐點：mm時，N 2、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2。由 （3.12） （3.13）列出表2.8:表2.8膜片彈簧工作點的數據2.967.0459.182.18215.511796.936748.9892733775.022159.672967.36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,

26、以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內壓緊力從F1B到F1A變化不大。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3.3。2.5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。現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：

27、 （3.14）圖3.3 膜片彈簧工作點位置式中 碟簧部分子午斷面的轉角（從自由狀態(tài)算起）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）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一定時，一定的切向應力t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，由上式可寫成。此式表明，對于一定的零應力分布在中性點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值，都有。顯然，零應力直線為K點與O點的連線，在零應力

28、直線內側為壓應力區(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）令可以求出切向壓應力達極大值的轉角由于： mm所以： ，N/mm2B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）式中 n分離指數目 n=18 br單個分離指的根部寬mm因此： N/mm2由于rB是與切向壓應力tB垂直的拉應力，所以根據最大剪應力強度理論，B點的當量應力為：N/m

29、m2N/mm2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，對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持1214h），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，所以用設數據合適。2.6 扭轉減振器設計減震器極轉矩 N·m 摩擦轉矩 N·m預緊轉矩 N·m極限轉角 ° 扭轉角剛度 N·m/rad 詳細見圖3.5。2.

30、7減振彈簧的設計（1）減振彈簧的安裝位置，結合mm，得取49mm，則。 （2）全部減振彈簧總的工作負荷N（3）單個減振彈簧的工作負荷N式中Z為減振彈簧的個數，按表2.9選擇：取Z=6表2.9減振彈簧個數的選取摩擦片的外徑D/mm225250250325325350350Z466881010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。2）選擇旋繞比，計算曲度系數根據下表選擇旋繞比表2.10旋繞比的薦用范圍d/mmC確定旋繞比，曲度系數3）強度計算mm，與原來的d接近，合格。中徑 mm

31、；外徑 mm4）極限轉角°取 °，則mm5）剛度計算彈簧剛度 mm其中，為最小工作力，彈簧的切變模量MPa，則彈簧的工作圈數取，總圈數為6）彈簧的最小高度mm7）減振彈簧的總變形量mm8）減振彈簧的自由高度mm9）減振彈簧預緊變形量mm10）減振彈簧的安裝高度mm11）定位鉚釘的安裝位置取mm，則°，mm，mm，合格。2.8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）確定軸的直徑式中，A為由材料與受載情況決定的系數，見表2.11:表2.11軸常用幾種材料的及A值軸的材料Q235-A，20Q275，35（1Cr

32、18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn38SiMnMo,3Cr131525203525453556A14912613511212610311297取，n 為軸的轉速，r/min，則mm，取mm。2.9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，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩由表3.12選?。阂话闳?.01.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經調質處理，表面和心部硬度一般2632HRC。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

33、。取，mm，mm，mm，mm，MPa。驗證：擠壓應力的計算公式為： 式中，P為花鍵的齒側面壓力，它由下式確定：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， ，分別為花鍵的內外徑；Z為從動盤轂的數目；取Z=1h為花鍵齒工作高度；得N，MPaMPa，合格。表2.12花健的的選取摩擦片的外徑/mm/N.m花健尺寸擠壓應力/MPa齒數n外徑/mm內徑/mm齒厚/mm有效齒長/mm1604910231832098180691026213201162001081029234251112251471032264301132501961035284351022802751035324

34、401253003041040325401053253731040325451143504711040325501302.10分離軸承的壽命計算分離軸承的參數表2.13分離軸承參數表型號Crn7014C48.2KN1.234500r/min則由下式：得：h第3章 離合器操縱機構的設計3.1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