离合器的设计计算及说明

第3章 离合器的设计计算及说明

3.1 离合器设计所需数据

表3.1 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

150~80mm i 0=6.17 i g1=5.913 i g2=2.659 i g3=1.775 i g4=1.000 汽车最大时速

≥110 km/h

3.2 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c T 应大于发动机最大扭矩max e T

摩擦片的静压力：

max e C T T ?=β

（3.1）

（

式中：β离合器后备系数（1>β）

发动机的最大扭矩可由式: p

e e n P T max

max 9549

α= （3.2）求得

式中： 75max =e P Kw,4500=p n r/min 。α在 1.1～1.3之间 ，取α=1.16，则

196max =e T 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3.2查得 β＝1.5。

表3.2 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:max e D T K D = （3.3） 求得

D K 为直径系数，取值见表3.3 取16=D K 得D=221.11mm 。

表3.3 直径系数的取值范围

车型

直径系数D K 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3.4 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 3'1C -

0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 D d C ='

0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 单面面积cm 2

106

132

160

221

302

402

466

546

摩擦片的摩擦因数f 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3.5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3.5 摩擦材料的摩擦因数的取值范围

摩擦材料

摩擦因数f 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：

c c fFZR T =

（3.4）

与式（3.1）联立得：

()

3

'3m a x 112C fzD T e -πβ

（3.5） 代入数据得：单位压力23.00=p MPa 。

表3.6 摩擦片单位压力的取值范围

摩擦片材料

单位压力0p /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 3.3 摩擦片基本参数的优化

（1）摩擦片外径D （mm ）的选取应使最大圆周速度0v 不超过65～70m/s ，即

01

.531022560

1060

33max =??=

?=

--π

π

D n v e D m/s 70~65≤m/s

（3.6）

式中，0v 为摩擦片最大圆周速度（m/s ）；max e n 为发动机最高转速(r/min)。 （2）摩擦片的内、外径比'C 应在0.53～0.70范围内，即

7.067.053.0'≤=≤C

（3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0。

（4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d 必须大于减振器振器弹簧

位置直径02R 约50mm ，即

5020+>R d mm

（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

()

[]02

20212.04c c

c T d

D Z T T ≤=-=

π

（3.7）式中，0c T 为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm 2)，可按表3.6选取 经检查,合格。

表3.7 单位摩擦面积传递转矩的许用值

离合器规格

210≤ 250~210> 325~250>

325>

[]2010/-?c T

0．28

0．30

0．35

0．40

（6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力0p 的最大范围为0.11～1.50MPa ,即

10.0MPa 23.00=≤p MPa 50.1≤MPa

（7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值,即

()

[]ωπω≤-=

2

24d D Z W

（3.8）

式中,ω为单位摩擦面积滑磨(J/mm 2)；[]ω为其许用值(J/mm 2)，对于乘用车：

40.0][=ωJ/mm 2，对于最大总质量小于6.0t 的商用车：33.0][=ωJ/mm 2，对于

最大总质量大于6.0t 商用车：25.0][=ωJ/mm 2：W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J ），可根据下式计算

???

? ??=

2202221800g r a e i i r m n W π

（3.9）

式中，a m 为汽车总质量(Kg)；r r 为轮胎滚动半径（m ）；g i 为汽车起步时所用变

速器挡位的传动比；0i 为主减速器传动比；e n 为发动机转速r/min ，计算时乘用车取2000r/min ，商用车取1500r/min 。其中：17.60=i 913.51=g i 6.0=r r m

4325=a m Kg 代入式（3.9）得527.14431=W J ，代入式（3.8）得

][33.0327.0ωω=≤=，合格。

（8）离合器接合的温升

mc

W

t γ=

式中,t 为压盘温升,不超过10~8°C ；c 为压盘的比热容，4.481=c J/(Kg·°C)；γ为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘；5.0=λ，m 为压盘的质量15.3=m Kg

代入，76.4=t °C ，合格。

3.4 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2h H 时，F 1有一极大值和极小值；当2=h H 时，F 1极小值在横坐标上，见图3.1。

1-2/<

h H 2-2/=h H 3-22/2<

4-22/=h H 5-22/>h H 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2=h H ，

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25.1=r R ，摩擦片的平均半径75.934

=+=d

D R c mm ，c

R r > 取

94

=r mm 则

5

.117=R mm 取整

118

=R mm 则255.1=r R 。

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15~9°范围内，本设计中

())r R H r R H -≈-=arctan α 得

32.14=α°在15~9°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

5.3~2.31=δmm ，10~92=δmm ，取

31=δmm ，102=δmm ，e

r

应满足2δ≥-e r r 的要求。

5. 压盘加载点半径1R 和支承环加载点半径1r 的确定

1r 应略大于且尽量接近r ，1R 应略小于R 且尽量接近R 。本设计取

1161=R mm ，961=r 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/mm 2。 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。

3.5 膜片弹簧的优化设计

（1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的h H 与初始锥角()r R H -=α应在一定范围内，即

2.226.1≤=≤h H ()1532.149≤=-≈≤r R H α

（2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即

35.1255.120.1≤=≤r R 10067.78270≤=≤h R

（3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径1R （或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径1r ）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即

推式： 24/)(1D R d D ≤≤+

拉式： 5.1122/9475.934/)(1=≤=≤=+D r d D （4）根据弹簧结构布置要求，1R 与R ，f r 与0r 之差应在一定范围内选取，即

6211≤=-≤R R 6201≤=-≤r r

400≤-≤r r f

（5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，，因此杠杆比应在一定范围内选取，即

推式： 5.43.21

11≤--≤

r R r r f

拉式： 0.95.31

11≤--≤r R r R f

由（4）和（5）得34=f r mm ，320

=r mm 。

3.6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F 1表示，加载点间的相对变形（轴向）为λ1，则压紧力F 1与变形λ1之间的关系式为:

()

()()??

????+???? ??--?λ-????? ??--λ--?

μ-λπ=

21111112

11211h r R r R 2H r R r R H r R r /R In 16Eh F （3.10）

式中： E ——弹性模量，对于钢，a MP E 5101.2?=

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 R 1——压盘加载点半径 r 1——支承环加载点半径

图3.2 膜片弹簧的尺寸简图

表3.8 膜片弹簧弹性特性所用到的系数

R r R 1 r 1 H h 118

94

116

96

6

3

代入（3.10）得

()12

1311115.927356.222537.148λλλλ+-==f F

（3.11）

对（3.11）式求一次导数，可解出λ1=F 1的凹凸点，求二次导数可得拐点。

凸点：96.21=λmm 时，93.117961=F N 凹点：04.71=λmm 时，98.67481=F N 拐点：51=λmm 时，92731=F 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F 2，对应此载荷作用点的变形为λ2。由

1111

1232.0F F r r r R F f

=?--=

（3.12）

11

1121.3λλ=--=

r R r r f

（3.13）

列出表3.8:

表3.9 膜片弹簧工作点的数据

1λ 2.96 7.04 5 2λ

9.18 2.182 15.5 1F 11796.93 6748.98 9273 2F

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()2111N M H λλλ+=。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

()H 1B 10.1~8.0λ=λ,以保证摩擦片在最大磨损限度Δλ范围内压紧力从F 1B 到F 1A 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A F 1应大于或等于新摩擦片时的压紧力B F 1，见图3.3。3.7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：

()x e y 2/x 1E 2

t +φ

-φ-αφ?

μ-=

σ

（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：

()()

φφα??μ--

???

?

????αμ--??? ??φ-α=E e 1X E 12Y t 2t 2t （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0t =α时X )2(Y ?-α=，因为)2(?-α的值很小，我们可以将)2

(?

α-看成

)2(tg ?-α，由上式可写成X )2

(tg Y ?

-α=。此式表明，对于一定的零应力分布在

中性点O 而与X 轴承)2(?

-α角的直线上。从式（3.16）可以看出当e X -=时无

论取任何值，都有e )2

(Y ?

-α-=。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：

()()}22

2{

122

??μσ????

???+---??-=

h d r e r e r

e

tB （3.17）

令

0d B d t =?

σ可以求出切向压应力达极大值的转角()r e 2h

P -+

α=? 由于： 55.105)

94/118ln(94

118)ln(=-=-=

r R r R e mm

所以： 38.0=P ?，-2047.39=tB σN/mm 2

B 点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力F 2作用下还受有弯曲应力：

()2

r 2

f rB h b n F r r 6??-=

σ （3.18）

式中 n ——分离指数目 n=18 b r ——单个分离指的根部宽

17.1118

32

21820=??==

ππr b r mm 因此： 80.689=rB σN/mm 2

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：

59.135739.204780.689-=-=-=tB rB Bj σσσN/mm 2

1700][=

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。

3.8 扭转减振器设计

减震器极转矩 2945.1max ==e j T T N·m 摩擦转矩 98.4917.0max ==e u T T N·m 预紧转矩 1.4415.0max ==e n T T N·m

极限转角 12~3=j ?° 扭转角刚度 382213=≤j T k ?N ·m/rad 详细见图3.5。

3.9 减振弹簧的设计

1．减振弹簧的安装位置

2)75.0~60.0(0d R =，

结合5020+>R d mm ，得0R 取49mm ，则6533.02

=d R 。 2．全部减振弹簧总的工作负荷Z P

60001==R T P j Z N

3．单个减振弹簧的工作负荷P

1000==Z P P Z N

式中Z 为减振弹簧的个数，按表3.9选择： 取Z=6

表3.10 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4=d mm,1620=b σMPa,[]8105.0==b στMPa 。

（2）选择旋绕比，计算曲度系数 根据下表选择旋绕比

表3.11 旋绕比的荐用范围

d/mm 4.0~2.0 1~45.0 2.2~1.1 6~5.2 16~7 42~18 C

14~7

12~5

10~5

9~4

8~4

6~4

确定旋绕比4=C ，曲度系数40.1615.0)44()14(=+--=C C C K （3）强度计算

[]

482==

τπC

KF d j mm ，与原来的d 接近，合格。

中径 162==Cd D mm ；外径 202=+=d D D mm

（4）极限转角12~32arcsin 20

=?=R l

j ?°取 823.3=j ?°，则269.3=?l mm

（5）刚度计算

弹簧刚度 95.152)(21=?-=l F F k mm 其中，2F 为最小工作力，125.0F F =

弹簧的切变模量80000=G MPa ，则弹簧的工作圈数

086.4883

31==?=

k

C Gd

C F d G n l 取4=n ，总圈数为61=n

（6）弹簧的最小高度

16min ==dn l mm

（7）减振弹簧的总变形量

538.6'==?k P l mm

（8）减振弹簧的自由高度

538.22'min 0=?+=l l l mm

（9）减振弹簧预紧变形量

538.00

1==

kZR T l μmm

（10）减振弹簧的安装高度

2210=-=l l l mm

（11）定位铆钉的安装位置

取522=R mm ，则859364477.3=j ?°，30.3=?l mm ，52.151=k mm ，

12.4=n ，合格。

3.10 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150~80mm 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。

1202=a mm ，501=a mm ，1352=d mm ，671=d mm 502=c mm ，4.211=c mm ，501=b mm ，952=b mm

3.10.1 离合器踏板行程计算

踏板行程S 由自由行程1S 和工作行程2S 组成：

21112

22212021d b a d b a c c S Z S S S S f ???? ?

??+=+=

（3.19）

式中，f S 0为分离轴承的自由行程，一般为0.3~5.1mm ，取5.10=f S mm ；反映到踏板上的自由行程1S 一般为30~20mm ；1d 、2d 分别为主缸和工作缸的直径；Z 为摩擦片面数；S ?为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：

30.1~85.0=?S mm ，取2.1=?S mm ；1a 、2a 、1b 、2b 、1c 、2c 为杠杆尺寸。

得：131=S mm ，77.271=S mm ，合格。

图3.6 液压操纵机构示意图

3.10.2踏板力的计算

踏板力为

s f F i F F +=∑η

'

（3.20）

式中，'F 为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；∑i 为操纵机构总传

动比，2

1

1112

2

222d c b a d c b a i =∑；η为机械效率，液压式：90~80=η%，机械式：80~70=η%；s F 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。30.3467

'=F N ，26.43=∑i ，80=η%；则 19.100=f F N

合格。

分离离合器所作的功为

S Z F F W L ?+=

)(5

.0'1η

式中，1F 为离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力，32.108351=F N ，则

45.21=L W J

合格。

3.11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

3n P A d ≥

式中，A 为由材料与受载情况决定的系数，见表3.11:

表3.12 轴常用几种材料的[]τ及A 值

轴的材料

Q235-A ，20

Q275，35 （1Cr18Ni9Ti ）

45

40Cr,35SiMn 38SiMnMo,3Cr13

[]a MP /τ

15～25 20～35 25～45 35～56 A

149～126

135～112

126～103

112～97

取100=A ，n 为轴的转速，4500=n r/min ，则

54.25=d mm ，取36=d mm 。

3.12 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max e T 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10=n ，

35'=D mm ，28'=d mm ，4=t mm ，35=l mm ，2.10=c σMPa 。

验证：挤压应力的计算公式为：nlt

R

c =

σ 式中，P 为花键的齿侧面压力，它由下式确定：

Z

d D T P

e )(4'

'max

+=

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，

'D ，'d 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；2/)(''d D h -=

得44.12=P N ，16.10=c σMPa 2.10≤MPa ，合格。

表3.13 花健的的选取

摩擦片的外径

D /mm

max e T /N.m

花健尺寸

挤压应力

c σ/MPa

齿数 n 外径

'

D /mm

内径

'

d /mm

齿厚

t /mm

有效齿

长

l /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

3.13 分离轴承的寿命计算

分离轴承的参数

表3.14 分离轴承参数表

型号 Cr p f

ε n 7014C

48.2KN

1.2

3

4500r/min

则由下式：

)(60106P

C n L h =

r p F f P =

得：

49113=h L h