l膜片弹簧离合器设计说明书.doc

目 录摘要IAbstractII1 绪论11.1 概述11.2 汽车离合器的发展21.3 汽车离合器存在的主要问题及故障分析31.3.1 离合器打滑.31.3.2 离合器异常问题41.3.3 离合器分离不彻底41.4 本论文的主要工作及结构体系安排52 膜片弹簧离合器总体设计72.1 离合器设计分析72.1.1 离合器设计所需车型主要数据72.1.2 离合器结构方案的分析72.2 离合器主要参数的选择92.2.1 后备系数92.2.2 单位压力102.2.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b102.2.4 压盘工作压力、摩擦因数和离合器间隙113 离合器从动盘总成设计133.1 从动片设计133.1.1 从动片选材及厚度设计.13 3.1.2 轴向弹性从动盘的结构选择.143.2 从动盘毂设计.143.2.1 从动盘毂花键的尺寸的选取14 3.2.2 花键强度校核.153.3 摩擦片设计.163.4 扭转减振器的设计.163.4.1 性能参数计算.17 3.4.2 减振弹簧计算.184 膜片弹簧设计214.1 膜片弹簧的概念及弹性特性.214.2 膜片弹簧基本参数选择.22 4.2.1 H/h的选择.224.2.2 R/r选择234.2.3 圆锥底角234.2.4 切槽宽度234.4.5 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定234.2.6 膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径234.2.7 支承环作用半径L和膜片弹簧与压盘接触半径l234.3 膜片弹簧优化设计244.4 膜片弹簧的工作点位置确定及强度校核.254.4.1确定膜片弹簧的工作点位置.254.4.2 膜片弹簧的应力计算与强度校核265 压盘和离合器盖设计295.1 压盘设计. 5.1.1压盘几何尺寸的确定. 5.1.2 压盘温升的校核. 5.2 离合器盖设计.6 操纵机构、轴及轴承等设计326.1 操纵机构326.1.1 离合器踏板行程计算326.1.2踏板力的计算336.2 从动轴的计算346.2.1选材346.2.2确定轴的直径346.3 分离轴承总成347 结论35致 谢36参考文献37摘要本论文主要叙述了离合器的设计计算，根据选定车型后用一系列参数对离合器进行匹配设计工作，包括离合器主动部分、从动部分和操纵机构三大部分。此次设计的特点是利用膜片弹簧的非线性弹性特性，抛弃传统的推式膜片弹簧离合器，设计了新式的拉式膜片弹簧离合器。根据离合器的基本性能参数要求，完成了离合器主动部分的设计与校核工作，包括离合器盖总成的设计与校核，膜片弹簧工作点最佳位置的选取等。从动部分采用了带有扭转减震器的分开式从动盘等。操纵形式则是选用了优点较多的液压操纵机构。通过设计，本拉式膜片弹簧离合器符合整车性能要求，可以为同类车型膜片弹簧离合器的设计提供参考。关键词：离合器 拉式膜片弹簧 非线性弹性特性 液压操纵机构AbstractThis thesis mainly describes the clutch design and calculation, according to the selected models with a range of parameters matching the design of the clutch, including the active part of the clutch, the driven part and manipulate bodies of three parts. The design is characterized by the use of the nonlinear elastic properties of the diaphragm spring, to abandon the traditional push-type diaphragm spring clutch,designed a new pull-type diaphragm spring clutch. According to the requirements of the basic performance parameters of the clutch, the clutch active part of the design and checking work, including the design of the clutch cover assembly and check the selection of the best position of the diaphragm spring operating point. The driven part with reversing the shock absorber separation of the driven plate. Manipulation of the form is optional hydraulic control mechanism of the advantages of more By design, this pull-type diaphragm spring clutch to meet the vehicle performance requirements, provide a reference for the design of the diaphragm spring clutch of similar models. Key words：Clutch Pull the diaphragm spring Nonlinear elastic characteristics Hydraulic control mechanism I1 绪论1.1 概述 离合器是传动系统中直接与发动机相连接的装置。它的作用是平稳接合、切断发动机和传动系之间的动力传递。离合器可以保证汽车平稳起步；避免变速器换挡时，轮齿间发生剧烈的冲击；防止传动系中各零部件由于过载而损坏。目前，汽车在社会的地位越来越重要。它已经成为一个生活必需品，伴随我们的生活，学习，工作以及娱乐。汽车工业正在不断壮大，不断发展。各种能满足不同需求的汽车以及豪华型汽车越来越多，人们对汽车的要求也越来越高。在大众对汽车的要求中，汽车的舒适性和安全性占重要地位。在汽车的舒适性和安全性中，离合器是其决定性因素之一。研究离合器就相当于研究人们的安全和舒适，我们有责任将汽车做得更完美，更适合人们使用，让人民生命安全更有保障。 每年因离合器发生的安全事故在车祸的总数中占很大比例。2006年2月20日，大众汽车旗下的高档车生产商奥迪公司宣布，已开始召回70000辆奥迪A3轿车。据大众汽车有关人士表示，奥迪的本次召回行动涉及全球市场，原因是离合器存在问题。2008年12月16日18点40分，一辆车牌号为川A85182的45路公交车在成都石油路公交站台前起步时，发生离合器压盘爆裂事故（本报曾报道）。昨日，成都客车厂通报了事故原因，称此次事故是由离合器压盘材料质量引起，而出售此材料的国内某汽车集团公司底盘公司负全部责任。据悉，公交公司还查出另外3辆公交车也存在同样的毛病，这3辆车已经停运。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角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器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，适合发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器发展趋势。本次设计，我力争把离合器设计系统化，为离合器设计者提供一定的参考价值。抛弃传统的推式膜片弹簧离合器，设计新式的拉式膜片弹簧离合器是本次设计的主要特点。1.2 汽车离合器的发展在早期研发的离合器结构中，锥形离合器最为成功。它的原形设计曾装在1889年德国戴姆勒公司生产的钢质车轮的小汽车上。它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。对当时来说锥形离合器的制造比较容易，摩擦面容易修复。它的摩擦材料曾用过驼毛带、皮革带等。那时也曾出现过蹄-鼓式离合器来代替锥形离合器。但无论锥形离合器、还是蹄-鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动件根本无法分离的自锁现象。现在所有的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。多片离合器最主要的优点是，在汽车起步时离合器的结合比较平顺，无冲击。早期的设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一青铜盘片。采用纯粹的金属对金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更加满意的性能。浸在油中的盘式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外，油也容易把金属盘片粘住，不易分离。但毕竟还是优点大于缺点。因为在当时，许多其他离合器还在原创阶段，性能很不稳定。石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更高的温度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是由多片离合器向单片离合器转变的关键。20世纪20年代末，只到进入30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才使用多片离合器。实际上早在1920年就出现了单片式离合器，但由于当时技术设计上的缺陷，造成了单片离合器在结合时不够平顺等问题。但是，单片干式离合器结构紧凑，散热良好，转动惯量小，所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功地开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。多年的实际经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首先单片干式摩擦离合器，因为它具有从动部分转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点，而且由于在结构上采取一定措施，已能做到结合平顺，因此现在广泛用于大、中、小各类车型中。如今单片干式摩擦离合器在结构设计方面相当完善。采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的结合平顺性。离合器从动盘总成中装有扭转减震器，防止了传动系统的扭转共振，减小了传动系统噪声和动载荷。随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器在原有基础上得到不断该进，乘用车上愈来愈多采用双质量飞轮的扭转减振器，能更有效地降低传动系的噪声。对于重型离合器，由于商用车趋于大型化，发动机功率不断加大，但离合器允许加大尺寸的空间有限(现离合器从动盘的直径已达430mm)，离合器的使用条件日酷一日，增加离合器传扭能力，提高其使用寿命，简化操作，已成为重型离合器当前的发展趋势。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上可采用双片干式离合器。从理论上讲，在相同径向尺寸下，双片离合器的传扭能力和使用寿命是单片的一倍，但受到其他客观因素的影响(如散热等)，实际的效果要比理论值低一些。结构上采用拉式膜片弹簧的离合器，其允许的传扭能力要比推式大。从动盘采用金属陶瓷的离合器比一般有机片摩擦材料的离合器传扭能力要提高30%，而使用寿命至少提高70%以上。近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型牵引汽车和自卸汽车上又开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结构，摩擦表面温度较低(不超过93)，因此，起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。据报道，这种离合器有着良好的起步能力，其使用寿命可达干式离合器的5-6倍。1.3 汽车离合器存在的主要问题及故障分析1.3.1 离合器打滑 当发生离合器打滑时，应进行正确的故障原因分析。(1)造成离合器打滑的原因 从动盘磨擦片磨损过度或铆钉外露; 离合器压盘弹簧过软或折断; 离合器踏板自由行程过小; 从动盘摩擦片上有油污或老化变硬; 离合器与飞轮接合螺栓松动; 离合器总泵回油孔堵塞。(2)故障排除顺序和方位 检查踏板自由行程，如不符合标准值，应予以调整; 若自由行程正常，应拆下离合器底盖，检查离合器盖与飞轮接合螺栓是否松动，如有松动，应予扭紧; 察看离合器磨擦片的边缘是否有油污甩出，如有油污应拆下用汽油或碱水清洗并烘干，然后找出油污来源并排除之; 如发现磨擦片严重磨损、铆钉外露、老化变硬、烧损以及被油污浸透到等，应更换新片，更换的新磨擦片不得有裂纹或破损，铆钉的深度应符合规定; 检查离合器总泵回油孔，如回油孔堵塞应予以疏通; 如经过上述检查、调整修理，仍未能排除故障，则分解离合器，检查压盘弹簧的弹力。压盘弹簧良好时，应长短一致，如参差不齐，应更换新品，如弹力稍有减少，长度差别不大，可在弹簧下面加减垫片调整。1.3.2 离合器异常问题 1、注意离合器是否打滑，造成此类现象的原因有几种，其主要原因是离合器踏板自由行程太小、分离轴承经常压在膜片弹簧上，使压盘总是处于半分离状态。或者是离合器压盘弹簧过软或有折断，离合器与飞轮连接的螺丝松动等。 2、在发动机怠速状态下，踩下离合器踏板几乎触底时，才能切断离合器。踩下离合器踏板，感到挂挡困难或变速器齿轮出现刺耳的撞击声，或挂挡后不抬离合器踏板，车辆开始行驶，这都表明该车的离合器分离不彻底。 3、踩下离合器踏板到3/4时，离合器就应该稳固接合，否则检查其行程是否合适，可用直尺在踏板处测量，先测出踏板最高位置高度，再测出踩下踏板到感到有阻力时的高度，两个数值的差就是该车离合器行程数值。 4、如果在使用离合器过程中出现异响也是不正常的。其故障原因是分离轴承磨损严重、轴承回位弹簧过软或折断、膜片弹簧支架有故障等。1.3.3 离合器分离不彻底 1、离合器分离不彻底有以下两种现象：(1)汽车起步时，将离合器踏板踩下去，超过自由行程，却仍感到挂档困难;如果是强行挂入档，但是还没有完全抬起离合器踏板，车就前进或后移，并导致发动机熄火。(2)行驶中换档困难，或挂不上档，变速器内发生齿轮的撞击声。 2、发生离合器分离不彻底的主要原因有： 离合器踏板自由行程太大;分离杠杆内端不在同一平面上，个别分离杠杆变形、折断、磨损严重;离合器从动盘翘曲，铆钉松脱，或者更换的新离合器摩擦片过厚;离合器从动盘正、反面装反;从动盘毂键槽和变速器第一轴花键齿间隙过小或卡住，造成移动困难。 3、发生此类故障的诊断办法是： 将车开至平坦的路面上，变速杆放在空档位置，踩下离合器踏板，如果只有驾驶员一人，可以用一根木棍将离合器踏板压下去，并顶住(拉起制动手柄，使手制动发生作用)。在飞轮壳下面孔内，用螺丝刀推动离合器片，如果能轻轻地推动，说明离合器还能切断，如果推不动，说明离合器分离不开。 其实，离合器分离不好的主要原因是离合器踏板的自由行程太大。再就是更换离合器从动盘后，由于忽视了对变速器第一轴的清洗，有杂质，造成从动盘毂和第一轴的间隙过小，移动阻力大，离合器分离不好。用户在购买离合器从动盘总成时，应检查有无翘曲，其厚度应符合标准，如果翘曲或太厚，应予以更换。 综上所述，离合器的设计一定要克服离合器打滑、分离不彻底、异常响动等主要问题。所以在设计离合器是一定要重视细节问题，每一个细节都可能影响汽车在正常行驶时是否发生安全事故。1.4 本论文的主要工作及结构体系安排自选设计离合器时所需要的汽车总体设计中系列参数，根据汽车总体设计系列参数对离合器进行匹配设计。本膜片弹簧离合器从以下几个步骤进行设计工作： 1 离合器结构设计 首先对车型及主要参数进行分析，选取离合器设计所需主要参数；然后设计离合器结构方案并与其他已有方案进行比较并说明本方案的优势之处；最后进行离合器设计。 2 离合器从动盘总成设计 从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成，依次对其进行设计。从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：1)从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。2)从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦片压力均匀，以减少磨损。3)应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。 3 膜片弹簧的设计 膜片弹簧弹性特性对膜片弹簧的设计起着至关重要的作用，设计时应仔细计算其弹性特性，然后在选取相关参数进行设计，并进行强度校核等。 4 压盘和离合器盖等设计 要使离合器能起作用，压盘是不可缺少的东西，它紧压着从总盘总成与飞轮接触，这样离合器才能将发动机的动力传递到变数器，从而使汽车运动。所以应注重压盘设计。 5 离合器操纵机构等零部件设计 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行程的校正机构。2 膜片弹簧离合器总体设计2.1 离合器设计分析2.1.1 离合器设计所需车型主要数据 本设计将轻型汽车设计为装载质量比较轻的火车，设计离合器所需该货车相关数据如表2-1。表2-1 原始数据汽车最大加载质量2000 kg汽车总质量4325 kg轴数2汽车的驱动形式42发动机位置前置发动机形式直列四缸柴油机发动机最大功率75KW发动机最大转速4500r/min发动机最大转矩196N.m汽车最高车速110 km/hi0=6.17 ig1=5.913 ig2=2.659 ig3=1.775 ig4=1.0002.1.2 离合器结构方案的分析 1.从动盘数的选择 单片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，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，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。对乘用车和最大总质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设一片从动盘。 双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；接合更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小；中间压盘通风散热性差，容易引起摩擦片过热，加快其磨损甚至烧坏；分离行程大，不易分离彻底，轴向尺寸较大，结构复杂；从动部分的转动惯量较大。这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。 多片离合器多为湿式，具有接合更加平顺、柔和、摩擦表面温度较低，磨损较小，使用寿命长等优点。但分离形成大，分离不彻底，轴向尺寸和从动部分转动惯量大，主要应用与最大总质量大于14t的商用车的行星齿轮变速器换挡机构中。 因此，该轻型货车选用单片式离合器。2.膜片弹簧离合器优点 该轻型货车采用拉式膜片弹簧离合器。膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，具有一系列的优点：1)膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性(图2-1),弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变(从安装时的工作点b变化到a点),因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；相对圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降(从b点变化到),离合器分离时，弹簧压力有所下降(从b点变化到c点),从而降低了踏板力。对于圆柱螺旋弹簧，其压力则大大增加(从b点变化点)。2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，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，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降。4)膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长。6)膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡型好。图2-1 膜片弹簧与螺旋弹簧弹性特性 3.膜片弹簧形式 本轻型货车采用拉式膜片弹簧，支撑形式选择单支撑环DTP型。与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更少；拉式膜片弹簧是中部与压盘相压在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和哭声；使用寿命更长。 4.压盘驱动方式 压盘的驱动方式主要有凸块窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片时等多种。前三种的共同缺点是在连接件之间都有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是近年来广泛采用的驱动方式，沿圆周切向布置恶三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别与离合器和压盘以铆钉或螺栓联结，传动片的弹性允许其做轴向移动。当发动机驱动时，传动片受拉，当拖动发动机时，传动片受压。弹性从动片驱动方式的结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。因此，此货车选择传动片进行传力。2.2 离合器主要参数的选择 离合器的基本参数主要有性能参数和，尺寸参数D、d和摩擦片厚度b以及结构参数Z和离合器间隙，最后还有摩擦因数。2.2.1 后备系数 后备系数是离合器设计中一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。为了可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨时间过长，不宜选得太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选得太大；各类汽车离合器的取值范围见表2-2。由表中数据取=1.5 表2-2 离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车最大总质量为t的商用车挂车2.2.2 单位压力 单位压力决定了摩擦表面的耐磨性（见表2-3），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、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。当摩擦片的外径比较大时，要适当降低摩擦面的单位压力。因为，在其他条件不变时，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外援的线速度大，滑磨时发热严重，再加上尺寸交大，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 随摩擦片的外景增加而降低。对于载货车，D=230时，p约为0.2MPa，即可取单位压力=0.2MPa。表2-3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0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料模压0.350.50编织金属陶瓷材料0.701.502.2.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b 摩擦片外径D是离合器基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要有大的尺寸。发动机转矩是重要参数，当按发动机最大转矩（n.m)来选定D时，有下列公式： （2-1）为直径系数，取值见表2-4 取 得D=221.11mm。表2-4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1.814.0t的商用车16.018.5(单片离合器)13.515.0(双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0按初选D以后，还需要注意摩擦片尺寸的系列化和标准化。表2-5为我国摩擦片尺寸的标准。所以D=225mm,d=150mm,b=3.5mm,单面面积221。表2-5 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径Dmm160180200225250280300325内径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单面面积cm21061321602213024024665462.2.4 压盘工作压力、摩擦因数和离合器间隙 1)压盘工作压力确定 (2-2) 2) 摩擦系数确定与校核表2-6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0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.300.50金属陶瓷材料0.4根据表2-6，可初步选取在0.250.35间。可根据摩擦定律进行校核，离合器的静摩擦力矩为 = (2-3)式中 Z摩擦面数，单片离合器的Z=2 摩擦片的平均摩擦半径代入数据，求得，在之间，所以设计符号要求。3）离合器间隙离合器间隙是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常模式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间隙。取=3mm。3 离合器从动盘总成设计 从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求： 1)从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 2）从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦片压力均匀，以减少磨损。 3)应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。 4)要有足够的抗爆裂强度。3.1 从动片设计3.1.1 从动片选材及厚度设计 设计从动片时，要尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。这是因为在汽车行驶中进行换挡时，首先要切断动力分离离合器，而在变速器挂挡过程中，与变速器第一轴相连的离合器从动盘的转速一定要发生变化，或是增速，或是减速。离合器从动盘转速的变化将引起惯性力，惯性使变速器换挡齿轮的轮齿间产生冲击或使变速器中的同步器装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减少转动惯量以减轻变速器换挡时的冲击，从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度高。选用mm50号中炭钢板冲制而成。为了进一步减小从动片的转动惯量，有时将从动片外援的盘形部分磨薄至mm，使其质量分布更加靠近旋转中心。 所以，取离合器厚度mm，外缘厚度mm。3.1.2 轴向弹性从动盘的结构选择 为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有：1、在从动片外缘开个“T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种结构主要应用在商用车上。2、将扇形波片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接，由于波形片比从动片薄，这种结构的轴向弹性较好，转动惯量较小，适宜于高速旋转，主用应用于乘用车和总质量小于6t的商用车上。3、利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。这种结构的弹性行程大，弹性特性较理想，可使汽车起步极为平顺。这种结构主要应用在发动机排量大于2.5L的乘用车上。4、将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。这种结构转动惯量大，但强度较高，传递转矩的能力大,主要应用于商用车。 货车总质量=4325kg，所以选择分开式弹性从动盘。其优点：波形弹簧片是由同一模具冲制而成的，故其刚度比较一致；由于从动盘外缘厚度比较薄，可以得到更小的转动惯量。3.2 从动盘毂设计 3.2.1 从动盘毂花键的尺寸的选取 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与发动机的最大转矩由表3-1选取。 选取，齿数n=10,外径mm，内径mm，齿厚mm，有效长度mm 表3-1 从动盘毂花键的尺寸从动盘外径D/mm发动机转矩/Nm花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm键齿宽b/mm有效齿长l/mm挤压应力/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2 从动盘毂的轴向尺寸不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底。从动盘毂一般采用锻钢(如35，45，40等) ，并经调质处理，表面和心度一般在.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。3.2.2 花键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环，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。挤压应力的计算公式如下： (3-1)式中 P花键的齿侧面压力，N。它由下式确定： 分别为花键的内外径 Z从动盘毂的数目 发动机最大转矩 n花键齿数 h花键齿工作高度， l花键有效长度由公式（3-1） =所以满足设计要求。3.3 摩擦片设计 离合器摩擦片在性能上应满足如下要求： 1) 摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。 2) 具有足够的机械强度与耐磨性。 3）密度要小，以减小从动盘的转动惯量。 4）热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。 5）磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。 6）结合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象。 7）长期停放后，摩擦面贱不发生“粘着”现象。 离合器摩擦片所用材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。根据表第2章中摩擦因数的选择与校核，此货车选用摩擦片选用编织石棉基材料，它具有密度较小、制造容易、价格低廉等优点。3.4 扭转减振器的设计 扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和(阻尼原件)等组成。弹性原件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传递系扭转系统的某阶固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。 扭转减振器计算着重于两个部分：性能参数和减振弹簧。3.4.1 性能参数计算 减振器的扭转刚度和阻尼元件间阻尼摩擦转矩是两个主要参数，决定了减振器的减振效果。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。 1.极限转矩 极限转矩是指减振器消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取，商用车系数取1.5，所以 2.扭转角刚度 为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。设计时，可按经验初选=，满足。 3.阻尼摩擦转矩 由于减振器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转数范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般按下式初选为:，取 4.预紧转矩 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减少频率的方向移动，这是有利的。但是不应大于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取，取 5.减振弹簧的位置半径 的尺寸应尽可能大些，一般取 同时满足mm 所以取=50mm 6.减振弹簧个数 参照表3-2选取 表3-2 减振弹簧个数的选取摩擦片外径D/mm 取=6 7.减振弹簧总压力与单个减振弹簧压力F 当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值时，减振弹簧受到的总压力为=N,单个减振弹簧的作用负荷=3.4.2 减振弹簧计算 1.减振弹簧尺寸 弹簧中径一般有结构布置来确定，通常在mm范围内。取=12mm。，式中扭转许用应力可取550600MPa。弹簧钢丝直径d通常在mm。取d=4mm。 2.减振弹簧刚度k 应根据已选定的减振器扭转刚度值及其布置尺寸，由式， （3-2）求得k=200N/mm 3.减振弹簧有效圈数i (3-3)式中 G材料的剪切弹性模量，对碳钢可取MPa由公式（3-2）求得i=3.9减振弹簧总圈数n=i+=取n=6 4.减振弹簧各状态下尺寸高度 减振弹簧最小高度：指减振弹簧在最大工作负荷下的工作高度，考虑到此时弹簧的压缩各圈之间仍需留一定的间隙，可用下式确定 (3-4) =mm减振弹簧总变形量：指减振弹簧在最大负荷下所产生的最大压缩变形， (3-5) =980/200=4.9mm减振弹簧自由高度：指减振弹簧无负荷时的高度， (3-6) =26.4+4.9=31.3mm减振弹簧预变形量：指减振弹簧安装时的预压缩变形，它和选取的预紧力矩有关， (3-7) =mm减振弹簧安装工作高度l:它关系到从动盘毂等零件窗口尺寸的设计， (3-8) =31.3-0.49=30.81mm 5.从动片相对从动盘毂的最大转角 最大转角和减振弹簧的工作变形量有关，其值为 (3-9) = 6.限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙和 (3-10) 式中 限位销安装尺寸 此外，从动盘毂缺口与限位销之间的间隙做得不一样，使,这样当地面传来冲击时，由于允许弹簧有较大的变形，从而可以缓和更大的冲击。 取=5.0mm 7.限位销直径 按结构布置选定，一般=mm,取=10mm 8.从动片窗口尺寸 B=+=4.9+10+5=19.9mm4 膜片弹簧设计4.1 膜片弹簧的概念及弹性特性 膜片弹簧的大端处为一完整的截锥，类似无底的碟子，和一般机械上用的碟形弹簧一样，故称作跌黄部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其跌黄部分。与碟形弹簧不同的是在膜片弹簧上还有径向开槽部分，形成许多称为分离指、起分离杠杆作用的弹性杠杆。分离指与碟簧部分小端交接处的径向槽较宽且呈长方孔，分离指根部的过度圆角半径大于4.5mm,以减小分离指根部的应力集中，长方孔又可用来安置销钉固定膜片弹簧。 通过支撑环和压盘加在膜片弹簧上的载荷集中在支撑点处，加载点间的相对轴向变形(图4-1)，则膜片弹簧的弹性特性如下式表示： (4-1)式中 E材料的弹性模量(Mpa),对于钢：Mpa 材料的泊松比，对于钢： H膜片弹簧自由状态下跌黄部分的内截锥