桑塔纳轿车离合器设计说明书.docx

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1、摘要IAbstractII第1章绪论41.1 研究目的41.2 研究背景41.3 研究现状41.4 研究内容5第2章离合器结构方案选取72.1 设计参数72.2 离合器形式的选择72.3 压紧弹簧和布置形式的选择82.4 压盘的驱动方式92.5 离合器的通风散热措施102.6 分离轴承类型102.7 本章小结11第3章离合器主要参数的确定123.1 摩擦片尺寸的确定123.2 离合器后备系数的人确定123.3 单位压力P的确定13弹性传动片是由薄弹簧钢冲压而成（见图2.4e）,其一端斜在离合器盖上，另一端 用螺钉固定在压盘上，且一般用34组（每组23片）沿圆周切向布置以改善传动片 的受力状况，

2、这时，当发动机传动片时受拉，当由车轮滑行时反转受压。这种利用传 动片驱动压盘的方式不紧消除了上述缺点，而且简化了结构，降低了对装配精度的要 求且有利于压盘的定中。所以该离合器采用弹性传动片。a凸块窗孔式；b一传力销式；c键槽一指销式；d键齿式；e弹性传动片式图2.4压盘的驱动方式离合器的通风散热措施提高离合器工作性能的有效措施是借助于其通风散热系统降低其摩擦表面的温度。 在正常使用条件下，离合器的压盘工作表面的温度一般均在180c以下，随着其温度 的升高，摩擦片的磨损将加快。当压盘工作表面的温度超过180200时，摩擦片 的磨损速度将急剧升高。在特别严酷的使用条件下，该温度有可能达到1000。

3、在高 温下压盘会翘曲变形甚至产生裂纹和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也会烧裂和 破坏。为防止摩擦表面的温度过高，除压盘应具有足够的质量以保证有足够的热容量 外，还应使其散热通风良好。为此，可在压盘上设置散热筋或鼓风筋；在双片离合器 中间压盘体内铸出足够多的导风槽，这种结构措施在单片离合器压盘上也开始应用； 将离合器盖和压盘设计成带有鼓风叶片的结构；在保证有足够刚度的前提下在离合器 盖上开出较多或较大的通风口，以加强离合器表面的通风散热和清除摩擦产生的材料 粉末，在离合器壳上设置离合器冷却气流的入口和出口等所谓通风窗，在离合器壳内 装设冷却气流的导罩，以实现对摩擦表面有较强定向气流通过的通风散

4、热等。为防止 压盘 的受热翘曲变形，压盘应有足够大的刚度。鉴于以上对质量和刚度的要求，一般 压盘都设计得比较厚，一般不小丁 10耐。2.5 分离轴承的类型分离轴承在工作中主要承受轴向力，在分离离合器时由于分离轴承旋转产生离心 力，形成其径向力。故离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。前者 适合于高速低轴向负荷，后者适合于相反情况.常用含润滑油脂的密封止推球轴承;小型 车有时采用含油石墨止推滑动轴承。分离轴承与膜片弹簧之间有沿圆周方向的滑磨， 当两者旋转中不同心时也伴有径向滑磨。为了消除因不同心导致的磨损并使分离轴承 与膜片弹簧内端接触均匀，膜片弹簧离合器广泛采用自动调心式分离装置结

5、构原理如 图2.5。分离器结合后，分离轴承与分离杠杆之间一般有34mm间隙，以免在摩擦 片磨损后引起压盘压力不足而导致离合器打滑使摩擦片以及分离轴承烧坏。此间隙使 踏板有段自由行程。有的轿车采用无此间隙的内圈恒转式结构，用轻微的油压或弹簧 力使分离轴承与杠杆端（多为膜片弹簧）经常贴合，以减轻磨损和减少踏板行程。本 设计采用拉式自动调心分离轴承，其结构如图2.5所述。1轴承内圈；2州城外圈；3外罩壳；4一波形弹簧；5一分离套筒；6一蝶形弹簧；7一挡环；8弹性锁环图2.5拉式自动调心式分离轴承装置本章小结本章根据选定车型的参数，为满足汽车要求，对离合器的结构方案进行选择，包 括从动盘干湿的选择，压

6、紧弹簧的类型选择，压盘的驱动方式分离轴承的类型，离合 器通风散热措施等。第3章 离合器主要参数的确定在初步确定了离合器的结构形式之后，就要根据其结构形式确定其需要确定的结 构参数，如摩擦片内外径、后备系数单位工作压力等。3.1 摩擦片尺寸的确定摩擦片的外径D是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命， 所以应先确定摩擦片的外径D在确定外径时，可以根据以下经验公式（3.1）计算出：D= 100 J勺式中:D摩擦片外径，mm；(3.1)T,max发动机最大扭矩，N.m；A和车型及使用条件有关的常数。将数据：T,m=155N.m,轿车单片摩擦离合器A=47,代入式（3.1）,则得:D=1

7、8L6mm。根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，由3.1“离合器摩片尺寸系列和参数”（即GB1457-74）可取摩擦片有关标准尺寸：外径D=200 mm,径d= 140mm厚度h=3.5mm内径与外径比值C-0.7o表3离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm160180200225250280300325350380405430内径d/mm110125140150155165175190195205220230厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444C=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.5400.5430.53

8、50.532l-C30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位面积/cm310613216022130240246654667872990810373.2 离合器后备系数的仅确定后备系数夕保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩，同时它有助于减少汽车起步 时的滑磨，提高了离合器的使用寿命。但为了离合器的尺寸不致过大，减少传递系的 过载，使操纵轻便等，后备系数又不宜过大。在开始设计离合器时一般是参照统计质 料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式等特点，初步选定后备系数4。表3.2离合器后备系数。的取值范围下 型后备系数

9、乘用车及最大总质量小于6t的商用车取大总侦里为614t的商用车挂车本设计的是轿车用离合器，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，再加上小轿车的后备功率比较大，使 用条件好故宜取小值，选定其后备系数4=1.2。3.3 单位压力P的确定摩擦面上的单位压力P的值和离合器本身的工作条件，摩擦片的直径大小，后备系 数,摩擦片材料及质量等有关.离合器使用频繁，工作条件比较恶劣(如城市用的公共汽车和矿用载重车),单位压 力P较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力Po 因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的

10、线速度大，滑 磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为 了避免这些不利因素，单位压力P应随摩擦片外径的增加而降低。前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸：外径D=200mm内径d=140mm,厚度h=3.5mm,内径与外径比值C，=0.70 又初选夕=1.20运用公式(3.2)可以校核单位压力P：0Temax= fZp()D3(l -C3)(3.2)兀21.2x 155= xO.3x2xPoxO.2O3xO.667则 Po=O.23MPa式中：Zc对单片离合器取2f为摩擦系数，可取f=0.3又由表3.2中的查得：石棉基材料(在后面设计中，摩擦片材料选择石棉基材料)

11、单位压力p=0.150.35Mpa,也即是摩擦面上的单位压力PVP,没有超出允许范围.因 此上述各基本结构参数合适。表3.3摩擦片单位压力P。的取值范围摩擦片材料单位压力Po /Mpa石棉基材料模压编织粉末冶金材料铜基铁基金属陶瓷3.4 离合器基本参数的优化(1)摩擦片外(mm)的选择应使最大圆周速度vd不超过6570m/s：TZ 71Vn = nD 60 ,emaxxDxlO-3(3.3)x5200x200xl0-360=54.43m/ 5 65 - 70m/s式中：力一摩擦片最大圆周速度加max一发动机的最高转速(r/min)；故所选摩擦片符合要求(2)摩擦片的内外径比。应在0.530.7

12、0范围内:0.53 c140故所选摩擦片符合要求(5)为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应 小于其许用值，即Tc0 = 7rZC-d2)-Tc0T =吃2* =- = 0.0058 7；0 = 0.28c0 3.14x2(2002-1402)c0故所选摩擦片符合要求3.5 本章小结本章首先根据经验公式计算出摩擦片的内外径尺寸，再由标准尺寸表中选出合适 的尺寸。后备系数的选择是根据车型的不同选择出一个范围，在选定范围内，根据车 的使用情况，车的配置等选择出合适的后备系数。单位压力是根据摩擦片的尺寸、后 备系数计算出来的，最后看单位压力是否在允许范围内，本设计的数据经过

13、优化设计, 选择的都比较合适，单位压力合适。1, 10摩擦片；2波形弹簧片；3从动盘钢片；4摩擦阻尼片;5钾钉；6从动盘毂；7一调整垫片；8一减震弹簧；9一减震盘；第4章 离合器从动盘总成设计离合器从动盘是离合器的从动部分，与变速器输入轴相连，动力最终经过从动盘 传到变速器输入轴上。从动盘对离合器的工作性能有着很重要的作用，是离合器不能 缺少的一部分。4.1 从动盘结构介绍在现代汽车上一般都采用带有扭转减振的从动盘，用以避免汽车传动系统的共振, 缓和冲击，减少噪声，提高传动系统零件的寿命，改善汽车行使的舒适性，并使汽车平稳起 步。图4.15说明了离合器从动盘的结构，从动盘主要由从动片，从动盘毂

14、,，摩擦片 等组成，由下图4.1可以看出，摩擦片1, 10分别用钾钉钾在波形弹簧片上，而后者 又和从动片钾在一起。从动片3用限位销5和减振盘9钾在一起。这样，摩擦片，从 动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片3和减振盘9上圆周切线方向开有6个 均布的长方形窗孔，在在从动片和减振盘之间的从动盘毂6法兰上也开有同样数目的 从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧8,以便三者弹性的连接起来。在从动片和 减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。在从动片和从动盘毂之间 还装有减振摩擦片4o当系统发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来 回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸

15、收。图4.1带扭转减振器的从动盘设计从动盘时一般应满足以下几个方面的要求：1、为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小;2、为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性;3、为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器；4、要有足够的抗爆裂强度4.2 摩擦片的材料选取及固紧方式离合器表面片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生 大量的热，因此，要求面片应有下列一些综合性能：（1）在工作时有相对较高的摩擦系数；（2）在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，不希望出现，摩擦系数衰退现象；（3）在短时间内能吸收相对高的

16、能量，且有好的耐磨性能；（4）能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好的性能；（5）能抵抗高转速下大的离心力载荷而不破坏；（6）在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度；（7）具有小的转动惯量，材料加工性能良好；（8）在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮等有良好的兼容摩擦性 能；（9）摩擦副对偶面有高度的溶污性能，不易影响它们的摩擦作用；（10）具有良好的性能/价格比，不会污染环境。鉴于以上各点，近年来，摩擦材料的种类增长极快。挑选摩擦材料的基本原则是:（1）满足较高性能标准；（2）成本最小;（3）考虑用石棉。由以上的要求，目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和

17、化学稳定 性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3左 右。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定，温度，滑磨速度及单位压力的增加都将 摩擦系数的下降和磨损的加剧。所以目前正在研制具有传热性好、强度高、耐高温、 耐磨和较高摩擦系数（可达0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在该设 计中汽车使用条件良好，所以仍选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜佛钉直接佛接，采用这种方法后，当在高温条 件下工作时，黄铜钏接有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜 钾钉不致像铝佛钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工

18、作 表面上对摩擦系数的影响也较小。这种钾接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便 等优点。4.3从动盘毂的设计从动盘毂的结构由两部分组成：盘毂和法兰，如图4.2所描述。详细尺寸见设计图纸。图4.2从动盘毂从动盘毂在变速器第一轴前端的花键上，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键， 花键之间为动配合，以便在离合器分离和结合时从动盘毂能够在轴上自由移动。本离合器设计中的从动盘毂花键也用齿侧定心的矩形花键。在设计从动盘毂花键 时，可以根据从动盘外径和发动机的扭矩来选取。图4.3花键结构示意图根据从动盘外径和发动机扭矩来选取从动盘花键毂花键的有关尺寸，表4川阐述 了摩擦片外径、发动机转矩与从动盘毂尺寸之间的关

19、系，可以根据表4.1确定花键毂 的尺寸：表4.1所选从动盘毂花键参数从动盘外径D/mm花键齿数n花键外径D7mm花键内径d7mm齿厚b/mm有效齿长1/mm挤压应力a20010292342511.3从动盘毂一般用中碳钢锻造而成，并经调质处理，挤压应力不应超过9=20MP, 本从动盘毂材料选用40Cro为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动时不产生偏斜，而影响离合器的彻底分 离，从动盘毂的轴向尺寸不应过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在严重情 况下工作的离合器，其长度更大，可达到花键外径的1.4倍。花键的尺寸选定后应进行强度校核。由于花键的损坏形式主要是表面受力过大而 破坏，所以花键要进行挤

20、压应力校核，如果应力偏大可以适当增加花键毂的轴向长度。花键挤压应力校核公式如下：P挤压应力计算公式：o挤压=(MPa)(4.1)nhl式中，P为花键的齿侧面压力，No它由下式确定：花键的齿侧面压力P = Mm”(DW)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为发动机最大转矩，N.IH;n为花键齿数；h为花键齿工作高度，m； h = D-d)1为花键有效长度，mo则 p = 4&小=M55= 11923N1192311923= 18.34 MPao-挤压=20MPa(Z)+d)Z (0.029 + 0.023)x1nhl 10 x (0.029 - 0.023) /

21、2 x 0.025该花键毂花键的b=18.34MP35010以上查上表4.3可得：Z=6全部减振弹簧总的工作负荷P工：指限位销在从动盘毂法兰上缺口中的间隙4消除时 减震弹簧压缩到极限时的工作负荷Pf/Ri(4.2)式中：Tj为极限转矩，乘用车取T, =2.0 T,max代入上式得：PT. /R, =2.0T_ax/R=6889N /LJIV 1 11 ClI单个减振弹簧的工作负荷pP = Pz/Z(4.3)代入数据得:P= P 二 / Z=6889N / 6=1148N减振弹簧尺寸减震弹簧的各尺寸在图4.75中已经标出。图4.7减振弹簧计算简图弹簧中径D0:一般由结构布置来决定，通常Dc =

22、ll15 mm左右，取D, = ll mm0 弹簧钢丝直径d:通常d取34 mm,所以取d=3mm。扭转刚度：K=KZ/R：乂1。3(4.4)式中K一每个减震弹簧的线性刚度(N/mm)Zj一减震弹簧个数与一减震弹簧分布半径设计时可按经验初选K,勺 13。=4030 N-M取 勺=4000 N-M每个弹簧线性刚度为K=K/OOOZj R2 = 一一y = 3.29xl(T4 A/ J 1000 x 6 x 452减振弹簧的有效圈数i:(4.5)Gd4- 8D 3k V式中，G为材料的剪切模量，对碳钢可取G=8.3xl()4Mpa。代入相关数据得：i=4减振弹簧的总圈数n,一般在6圈左右n=i+

23、(1.52) =4+2=6减振弹簧的最小高度 1nlin： lmin=n(d+5)Hl.ldn=Llx3x6=19.8 mm减振弹簧总变形量：/=P/R=l 148 /220=3.5 mm。减振弹簧自由高度l0 = lmin + A/ = 19.8+3.5=23.3nini。减振弹簧预变形量A/：/= T(4.6)kZR、式中：7是预紧力矩，7；=0.17；3=15.5mm。数据代入公式(4.6)得：r=0.2mm。减振弹簧安装工作高度1： 1=1,-&=23.1 mmo从动片相对从动盘毂的最大转角：a =2 arcsin( AZ /2RJ(4.7)式中/= A/ - / =3.3 mm,代入

24、上式得 a =4.2。4.7本章小结本章先对从动盘进行了介绍，对其结构、作用、连接做了详细的解释。然后进行 零件的设计，包括从动片的尺寸设计、从动盘毂的尺寸选择，从动盘毂的强度校核， 最后对各部分的紧固方式、材料做出的选择。扭转减震器的弹簧计算出扭转刚度。第5章离合器盖总成的设计压盘和离合器盖式离合器的主动部分，要有足够的强度来传递动力。此外，压盘 要有足够的质量来吸收摩擦产生的热量，离合器盖要保证通风散热等，防止离合器过 热，影响工作性能。5.1 压盘传力方式的选择压盘（其结构见零件图）是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一 起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连

25、接应允许压盘在离合器 的分离过程中能自由的沿轴向移动。如前面所述采用采用传动片式的传力方式。由弹 簧钢带制成的传动片一端钾在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传 动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。5.2 压盘的几何尺寸的确定由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。压盘的 外径D=215mm,压盘内径d=135 mm。那么压盘的的尺寸归结为确定其厚度。压盘的厚度确定主要依据以下两点：（1）压盘应有足够的质量在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而 每次结合的时间又短（大约在3秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去， 这

26、样必然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为 严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和 压盘的损坏。由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和 压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量以 吸收热量。（2）压盘应具有较大的刚度压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离 合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚（载重汽车上一般不小于15 mm）,但一 般不小于10 mm。在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为15 m

27、ll1。在初步确定该离合器压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，其接合一 次的温升不得超过8。一10。若温升过高可以适当增加压盘的厚度。(5.1)根据下面公式(51引)来进行校核：T -cm式中：r-温升，；滑磨功，N.m；-分配到压盘上的滑磨功所占的百分比：单片离合器压盘7=0.50；压盘的比热容，对铸铁压盘，C=544.28J/(kg.K)；一压盘质量，kgo215135m 压二夕口 =4()2-()2 x 15 x 10-9 义 7.83 x 1= 2.58依取m压=2.6kg整备质量外=1220kg；滚动半径R=0.28m；汽车起步时发动机转速乙 =2000r/min； 主减速器

28、传动比为=4.193；变速器最大传动比z =3.024滑磨功W二滑磨功W二/4J砥尺21800-C；23.142x20002x1220x0.2821800x4.1932x3.0242=130351旧下 儿 0.5x13035人/温升 = 4.61 Cc 机压r =4.61r =8故该厚度符合要求，压盘设计合理。5.3 压盘的材料选择压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数，故 通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170-227,其摩擦表 面的光洁度不低与1.6o为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素。在本设 计中用材料为3号灰铸铁JS1,工作

29、表面光洁度取为1.6o传动片的几何尺寸的确定及材料选择传动片材料选用60Si2CrVA钢，根据前面所设计的压盘，摩擦片及从动片的厚度，以 及以往的设计经验，传动片的结构示意图可确定为图5.1川所示。图5传力片示意图初步定传动片的设计参数如下：共设3组传动片（i=3），每组4片（n=4），传动片 的几何尺寸为：宽b=15 mm,厚h=0.5 mm,传力片上孔间的距离1=40 mm,孔的直径d=6 mm, 传力片切向布置，圆周半径（也即是孔中心所在圆周半径）R=125mm,传动片的材料 弹性模量E=2xl（）5MP,根据上面所选定的尺寸进行传动片的强度校核， 根据下面几个相关公式山：l = l -

30、1.5d （有效长度 L）（5.2）式中：d为空的直径，代入d的值求得4=31mm。&=工降=12臼皿1：（总刚度Kg ）（5.3）式中：E为传动片材料弹性模量；人为每一片传动片截面惯性矩。匕儆=12（办ax（最大弹性恢复力） （5.4）式中：/max为传力片最大轴向变形。Pl F f F累士半-管（总装时的最大应力）（5.5） 2niW mW + mA式中：A为一个传力片的截面积；F为传递转矩近期的拉力。根据以上公式计算离合器三种状态时的最大应力山：（1）彻底分离时，/ =0,7； = 0,由式（5.4） （5.5）可知bmax =0；（2）压盘和离合器盖总成时，（max=，通过计算分析可知

31、力max =4.2, F=0,公3f Eh式（5.5）可以化简为5nax=，代入相关数据求得bmax =13HMpa；（3）离合器传递转矩时，分为正向转动（发动机到车轮）和反向转动（车轮到发动机）, /max出现在离合器摩擦片磨损到极限状况，分析计算可知Znax =3.6mm。正向驱动公式（5.5）变为：Pl F f F_1max J max maxb -1ex 2niWinW inA代入相关数值求得= 800Mpacrmax=l 863Mpa反向驱动公式（5.5）变为：Pl F f F_ _1 |_ max J maxmaxmax _ 2niW inWinA代入相关数据求得 bmax =18

32、21Mpa crmax=1863Mpa可知反向传动式应力最大，crmax =1821Mpa, 60Si2CrVA钢可以满足要求。5.5 离合器盖的设计离合器的刚度膜片弹簧支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时一，可能会使 盖产生较大的变形，严重时可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还 会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为 5 mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。离合器的对中问题离合器盖与飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器 的工作。离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是

33、用定位销或定位螺栓 对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内 圆止口对中。5.6 支撑环的设计支撑环的安装尺寸精度要高，耐磨性要好，支撑环一般采用3.04.0mm的碳素弹6.2 膜片弹簧的变形特性326.3 膜片弹簧的弹性变形特性336.4 膜片弹簧的参数尺寸确定34H/h比值的选取356.4.1 R 及 R/r 确定35膜片弹簧起始圆锥底角a366.4.2 膜片弹簧小端半径、及分离轴承的作用半径rP36分离指数目n、切槽宽司、窗孔槽宽&、及半径乙 366.4.3 支承环的作用半径1和膜片与压盘接触半径L36膜片弹簧材料选择366.5 膜片弹簧的计算与强度校核

34、366.6 本章小结40第7章 离合器操纵机构的设计417.1 操纵机构踏板力和行程417.2 操纵机构的结构形式417.3 操纵机构的设计计算427.4 本章小结43结论44参考文献45致谢47附录A48附录B51簧钢丝。本设计取支撑环直径4.0mm5.7 离合器分离套筒和分离轴承的设计分离轴承在工作中主要承受轴向力，在离合器分离时，由于分离轴承的旋转，在受 离心力的作用下，还承受径向力。在传统离合器中采用的分离轴承主要有径向止推轴 承和止推轴承。而在现代汽车离合器中主要采用了角接触式的径向推力球轴承，并由 轴承内圈转动。本设计的是膜片弹簧离合器，为了保证在分离离合器时分离轴承能均匀地压紧膜

35、 片弹簧内端，采用可以自位（自动调准中心）的分离装置，其结构示意图见图7.1， 可以弥补因几何上偏移造成的强烈振动。自位分离轴承和分离套筒通过波形弹簧装配在一起成为一体，波形弹簧小端卡紧 在轴承套筒座的外凸台部位，其大端压紧轴承外圈的内端面，依靠摩擦把分离轴承与 轴承套筒连在一起。这种轴承的内外圈可由80Cr2轴承钢冲制加工而成。轴承中分布 7 15个钢球。分离套筒装在变速器第一轴承盖的轴颈上，两者之间为间隙配合，可以在自由移 动，而分离轴承内圈与分离套筒座相配合处径向有2.5 mm的间隙.在离合器处于结合状 态时，分离轴承的端面与分离杠杆之间应留有3T mm间隙，以备在摩擦片磨损的情况 下，不致防碍压盘继续压紧从动盘总成，以保证可靠地传递发动机转矩。这个间隙反 映为踏板上的一段自由行程。1轴承内圈；2州城外圈；3外罩壳；4波形弹簧;5一分离套筒；6一蝶形弹簧；7一挡环；8弹性锁环图5.1拉式自动调心式分离轴承装置在本设计中，由前面选择的花键毂花键的尺寸（外径29,内径23）,因而根据花 键尺寸初选轴套、分离轴承和分离套筒及轴颈之间的尺寸，如表7.1。表7.1分离轴承分离套筒及轴颈间的配合尺寸分离轴承内径分离套筒外径分离套筒内径第一轴轴承盖轴颈外径入 ug +0.08 。53 +o