课程设计(单片离合器) 1

1、汽车单片摩擦片离合器设计班级：B110209学号：B11011308姓名：王 慧 峰目录目录1摘要3一、 汽车离合器简介41.1汽车离合器的工作原理41.2汽车离合器的功用41.3汽车离合器设计的基本要求5二、汽车离合器主要参数的选择52.1后备系数62.2摩擦片的外径D、内径d和厚度b的确定。6（1）摩擦片参数选择6（2）摩擦片参数的校核82.3摩擦片摩擦因数f及单位压力p0的确定8（1）摩擦因数的确定 8（2）单位压力p0的确定92.4汽车离合器滑磨功的校验102.5离合器间隙t的确定12三、离合器从动盘总成的设计123.1轴向弹性从动盘的结构形式的选用123.2从动盘毂的设计123.3离

2、合器摩擦片材料及摩擦片与从动片的连接方式的选择14（1）摩擦材料的选择14（2）摩擦片的连接方式143.4从动片153.5波形片和减震弹簧15四、离合器压紧弹簧的设计154.1压紧弹簧的选择154.2拉式膜片弹簧的支承形式的选择164.3 膜片弹簧基本参数的选择174.4膜片弹簧的校核20(2)为了保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F1A应大于或等于新摩擦片时的压紧力F1B。23五、扭转减振器的设计235.1极限转矩245.2扭转角刚度245.3阻尼摩擦转矩245.4预紧转矩245.5弹簧的位置半径R255.6减振弹簧总压力255.7极

3、限转角26六 、离合器盖的设计266.1压盘的设计26对压盘结构设计的要求:266.2压盘的校核276.3压盘驱动方式的选择27七、分离装置的设计287.1分离杠杆装置287.2分离轴承总成28九、设计总结29参考文献30摘要：离合器是汽车传动系中的重要部件，主要功用是是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车平稳起步，保证传动系统换挡时工作平顺以及限制传动系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载。膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。此设计说明书详细的说明了轻型汽车膜片弹簧离

4、合器的结构形式，参数选择以及计算过程。 本文采用系统化设计方法，把离合器分为主动部分、从动部分、操纵机构。通过对各个部分设计方案的原理阐释和优缺点的比较，确定了相关部分的基本结构及其零部件的制造材料。根据车辆使用条件和车辆参数，按照离合器系统的设计步骤和要求，主要进行了以下工作：选择相关设计参数主要为：摩擦片外径D的确定，离合器后备系数的确定，单位压力P0的确定。并进行了总成设计主要为：分离装置的设计，以及从动盘设计（从动盘毂的设计）和膜片弹簧设计等。关键词：离合器，单片摩擦片，机械操纵，膜片弹簧2一、 汽车离合器简介1.1汽车离合器的工作原理摩擦离合器一般由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵

5、机构四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于结合状态并能传递动力的基本机构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。离合器在结合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮1和压盘借摩擦作用传给从动盘2，再通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒和分离轴承，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘2两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就

6、推动压盘向右，仍将从动盘2压紧再飞轮1上，这样发动机的扭矩又传入变速器。1.2汽车离合器的功用离合器的主要功能是切断和实现传动系统的动力传递。其主要作用有：（1）汽车起步时将发动机与传动系统平顺地结合，确保汽车平稳起步；（2）在换挡时将发动机与传动系统分离，减少变速器换挡过程中齿轮之间的冲击，保证传动系统换挡时工作平顺；（3）限制传动系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载；（4）有效地降低传动系统中的振动和噪声。1.3汽车离合器设计的基本要求在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求，制造条件以及“三化”（系列化，通用化，标准化）要求等，合理选择离合器的结构。为了保证离合器具有良好的工作性能，

7、设计离合器应满足如下基本要求：（1）在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。（2）结合时要完全、平顺、柔和，保证汽车汽车起步时没有抖动和冲击。（3）分离时要迅速、彻底。（4）从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。（5）应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。（6）应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。（7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。（8）作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化尽可能小，以保证

8、有稳定的工作性能。（9）具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。（10）结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。二、汽车离合器主要参数的选择摩擦离合器是靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为 （2-1） 式中 Tc离合器的静摩擦力矩，Nm；f摩擦面间的静摩擦因数； F压盘施加在摩擦面上的工作压力，N； Rc摩擦片的平均摩擦半径，mm； Z摩擦面数，是从动盘数的两倍，单片离合器Z=2。 假设摩擦片上工作压力均匀，则有 （2-2） 式中 F压盘施加在摩擦面上的工作压力，N； A摩擦面的面积mm2； D摩擦片外径，

9、mm； d摩擦片内经，mm； p0摩擦面的单位压力MPa。 摩擦片的平均摩擦半径Rc，根据压力均匀的假设，可表示为 （2-3）将式（2-2）与式（2-3）代入式（2-1）得 （2-4）式中 c摩擦片内外径之比，c=d/D。为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机的最大转矩，即 （2-5）式中 Temax发动机最大转矩,Nm； 离合器的后备系数。离合器的基本参数主要有性能参数和p0,尺寸参数D和d及摩擦片厚b。2.1后备系数后备系数是离合器设计时用到的一个重要参数，他反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时应考虑以下几点：（1）摩擦片在使用中磨损

10、后，离合器还应能可靠地传递发动机的最大转矩；（2）要防止离合器滑磨时间过长；（3）要能防止传动系过载等。各类汽车离合器的取值范围见表2-1。表2-1 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1.201.75最大总质量为614t的商用车1.502.25挂车1.804.00对于乘用车：=1.21.75。在此我们选取=1.5。2.2摩擦片的外径D、内径d和厚度b的确定。（1）摩擦片参数选择摩擦片的外径D可根据发动机的最大转矩Temax按如下经验公式选用 （2-6）式中 KD直径系数，取值范围见表2-2。表2-2 直径系数KD的取值范围车 型直径系数KD乘用车14.6最

11、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因为我们设计的是乘用车离合器，因此KD=14.6. （2-7）式中 Tb汽车比转矩，Nm/t； ma 汽车总质量，kg。由可求得所以=MPa由其中取作1.2则所以以D=187mm，我们可以根据表2-3来确定摩擦片的相应参数。表2-3 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm内径d/mm厚度b/mm内外径之比d/D单面面积F/mm21601103.20.687106001801253.50.694032002001403.50.700160002251503

12、.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.583466003251903.50.5855460035019540.5576780038020540.5407290040522040.5439080043023040.535103700由此表可知,随着摩擦片外径D的增加，摩擦片内外径之比d/D的值呈现先升高后降低的连续变化趋势，因此我们可以用插值法来确定当摩擦片外径D=187mm时，摩擦片的内外径之比d/D。经计算我们可得到摩擦片的参数如下：摩擦片外径D=187mm；摩擦片内经d=130mm；摩擦片厚度b=3.5mm

13、；摩擦片内外径之比d/D=0.696;摩擦片单面面积F=14191mm2。（2）摩擦片参数的校核1）摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度vD不超过6570m/s。m/s6570m/s符合要求。2)摩擦片的内、外径比应在0.530.70范围内。0.53c=d/D=0.6960.70，符合要求。3）为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减震器弹簧位置直径2R0约50mm，及d2R0+50mm （2-8）式中 R0减震弹簧的位置直径，mm。又有 R0=（0.600.75）d/2, (2-9)取 R0=0.6 d/2 （2-10）将（2-10）式代入（2-8）式同时将d=130mm代入得

14、 130mm128mm符合要求。2.3摩擦片摩擦因数f及单位压力p0的确定（1）摩擦因数的确定 摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用材料的工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因数f受工作温度、单位压力和滑磨速度的影响较大，而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数f较大且稳定。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表2-4。表2-4 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦材料摩擦因数石棉基材料模压0.200.25编制0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.350.50金属陶瓷材料0.4在此我们选取的是铜基粉末冶金材

15、料（后面有选取原因），取摩擦因数f=0.3（2）单位压力p0的确定单位压力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，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后背系数等因素。对不同的摩擦片材料单位压力p0有不同的要求，如表2-5所示。表2-5 摩擦片单位压力p0的取值范围摩擦片材料单位压力p0/MPa石棉基材料模压0.150.25编制0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.5铁基金属陶瓷材料0.701.50因为我们选取铜基粉末冶金材料作为摩擦材料，所以摩擦片单位压力的要求为p0=0.350.50。由式（2-4）、（2-5）及c=d/D可得 （2-11） =MP

16、a0.35MPap0=0.36MPa0.50MPa，符合要求。2.4汽车离合器滑磨功的校验 汽车起步时用的是最低的档位，因此下面计算一下最低档的传动比： 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。对于一般的乘用车最低档传动比可以根据汽车的最大爬坡度和驱动车轮与路面的附着条件来确定。 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可以忽略，则最大驱动力用于克服轮胎路面间的滚动阻力及爬坡阻力。固有 （2-12）则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为: （2-13）式中 rr轮胎滚动半径，m； i0主减速器传动比，乘用车i

17、0=34.5，取4；g重力加速度； f滚动阻力系数，一般的路上f=0.0180.020，取f=0.020； max最大爬坡度，max=arctan0.35=19.3； igI最低档传动比； T汽车传动系的传动效率，取90。上式代入数据得3.32根据驱动车轮与路面的附着条件 （2-14） 求得的变速器I档传动比为： （2-15）式中 G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，取G2=0.68mag； 道路的附着系数。则 5.18即有3.32igI5.18我们取igI=5.18，即ig= igI=5.18。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

18、的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即 （2-16）式中 w单位摩擦面积滑磨功，J/mm2； W汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功，J； w单位摩擦面积滑磨功的许用值，J/mm2 ,对于乘用车w=0.40 J/mm2 。又有 （2-17）式中 ig汽车起步时所用变速器档位的传动比，ig=igI； ne发动机转速，r/min，乘用车取2000 r/min。 则10928.28 J0.39J/mm2w符合要求。2.5离合器间隙t的确定离合器间隙t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

19、。该间隙t一般为34mm。在此我们把离合器间隙t定为4mm。三、离合器从动盘总成的设计从动盘总成主要有从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减震器等组成。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齿轮间的冲击。（2）从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。（3） 应安装扭转减震器，以避免传动系共振，并缓和冲击。3.1轴向弹性从动盘的结构形式的选用轴向弹性从动盘的形式也有好几种，将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接，由于波形片（厚度小于1.0mm）比从动片（厚1.52.5mm）薄，

20、这种结构的轴向弹性较好，转动惯量较小，适宜于高速旋转，主要应用于乘用车和最大质量小于6t的商用车上。因此我们选用这种形式。3.2从动盘毂的设计发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式一般都采用齿侧定心的矩形花键，机构形状如图所示。花键之间一般为动配合，这样在离合器分离和结合过程中，从动盘毂就能在花键轴上自由滑动。从动盘毂分的结构有两部分组成：盘毂和法兰。如图3-1所示图3-1 盘毂和法兰设计花键的结构尺寸时参照国标GB1144-1974的花键标准表3-1从动盘毂花键的尺寸摩擦片外径D/mm发动机最大转矩Temax/(N.m)齿

21、数n外径D/mm内径d/mm齿厚t/mm有效齿长l/mm挤压应力c/M160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0因为从动盘毂主要起传递转矩的作用，因此我们在此以发动机转矩为依据选取从动盘毂花键数据。由Temax=164.8Nm， 我们选取从动盘毂花键尺寸如下：花键齿数：n =10；花键外径：D=35mm；

22、花键内径：d=28mm齿 厚：t =4mm；有效齿长：l=35mm；挤压应力：c =10.2MPa。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而全破坏，所以花键要进行挤压应力计算。有公式： （3-1）式中 P花键的齿侧面压力，由下式确定：P= （3-2）式中 d，D花键的内外径，；Z从动盘毂的数目；发动机的最大转矩，N.m；花键齿数；花键工作高度，（D）2；花键有效长度，。由已知条件得P10463.49Nc4.27Mc4.27MPa10.2MPa故符合要求。3.3离合器摩擦片材料及摩擦片与从动片的连接方式的选择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

23、、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，摩擦面间不发生“粘着”现象。（1）摩擦材料的选择目前市场上常用的摩擦材料有石棉基摩擦材料、有机摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉具有良好的耐热性能，因为参杂了铜丝和锌丝其性能有得到了加强，可以说是性价比良好的材料。但是它的粉尘对环境有污染。粉末冶金材料在正常工作压力和温度范围内有较高的耐磨性能。重量上比石棉材料轻，

24、可以减小转动惯量，使变速换挡更容易。有良好的接合性能。具有较高的抗拉强度，是钢的5倍。有较强的抗离心强度，可以有效的抵抗摩擦面片的飞裂。在高的工作温度下有稳定的摩擦性能。金属陶瓷摩擦材料作为汽车离合器金属陶瓷材料，除了应有对一般有机摩擦材料的综合性能外，鉴于此材料的特殊性，还应着重考虑对偶件的耐磨性，以及离合器接合时工作的粗暴性。采用金属陶瓷材料作为摩擦面片的离合器，它的从动盘总成不能和有机材料面的从动盘总成互换，以免影响使用性能。综上所述：石棉摩擦材料对环境有污染，而金属陶瓷摩擦材料对离合器的要求较高，而且价格叫昂贵，所以在此我们选择材料为铜基的粉末冶金材料作为摩擦材料。（2）摩擦片的连接方

25、式摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接种。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜在从动片上安装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力；但更换摩擦片空难，且使从动盘难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。因为铆接连接方式可靠且适宜在从动片上安装波形弹簧使从动片具有轴向弹性，因此我们选用铆接方式连接摩擦片与从动片。3.4从动片从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料常用中碳钢板（如50号或低碳钢板（如10号）。一般厚度为1.32.5mm，表面硬度为3540HRC。在此我们选用厚度为2.0mm的50号中

26、碳钢板。3.5波形片和减震弹簧 波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。减震弹簧常采用60SiMnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。在此我们选用厚度为0.8mm的波形片，钢丝为65Mn的减震弹簧。四、离合器压紧弹簧的设计4.1压紧弹簧的选择（1） 与螺旋弹簧相比膜弹簧有如下优点：1）由图可得，当摩擦片磨损量达到容许的极限值时，螺旋弹簧的压紧力减小的幅度很大；而膜片弹簧弹簧的压紧力与原来相差无几，从而可确保离合器仍能正常工作。因此，膜片弹簧传递转矩的能力比螺旋弹簧大。2） 当离合器分离时，如两种弹簧的进一步压缩量均为，由图可知，膜片弹簧所需的作用力比

27、螺旋弹簧所需的作用力小的多。图4-1 离合器压紧弹簧的弹性特性3） 膜片弹簧离合器一般采用传动片装置，它具有轴向弹性，在分离时其弹性恢复力和分离力方向一致，而且膜片弹簧离合器取消了分离杠杆装置，减少了这部分摩擦损失，因此分离离合器时的踏板操纵力大大减小。4） 由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，使压力分布均匀，与摩擦片的接触良好，磨损均匀，摩擦片的使用寿命长。5） 膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，气压力不受离心力的影响，具有高速性能好、平衡性好、操作运转时冲击和噪声小（2）膜片弹簧又分为推式膜片弹簧和拉式膜片弹簧，与推式膜片弹簧离合器相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：1）由于拉

28、式膜片弹簧是以其中部压紧压盘，在压盘大小相同的条件下可使用直径相对较大的膜片弹簧，从而实现在不增加分离时的操纵力的前提下，提高压盘的压紧力和传递转矩的能力；或在传递转矩相同的条件下，减小压盘的尺寸。2）由于减少或取消了中间支承，零件数目少，使其结构更加简单、紧凑，质量更轻。3）拉式膜片弹簧的杠杆比大于推式膜片弹簧的杠杆比，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率高，使分离时的踏板力更小。4）无论在结合状态或分离状态，拉式膜片弹簧的大端始终与离合器盖支承保持接触，因而在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。5）在结合状态或分离状态下，离合器盖的变形量小、刚度大，使分离效率高。6）使用寿命更长。因此我们选

29、用拉式膜片弹簧作为压紧弹簧。4.2拉式膜片弹簧的支承形式的选择根据支撑环数目的不同，拉式膜片弹簧离合器可分为无支承环和单支承环两种形式。（1） 无支承环式 MFZ型（图14-15a），直接在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台以支承膜片弹簧，不用支撑环。它主要用于轿车和轻型货车上。（2） 单只承环式1） DT/DTP 型（图14-15b），将膜片弹簧的大端支承在冲压离合器盖中的支承环上，主要用于轿车和货车上。2） GMFZ型（图14-15c）将膜片弹簧的大端支承在铸造离合器盖凹槽中的支承环上，主要用于中、重型汽车上。图4-2 拉式膜片弹簧的支承形式a）无支承环式 b）、c)但支撑环式因无支承环式结构

30、简单，因此我们在此选用无支承环的支承形式。4.3 膜片弹簧基本参数的选择（1）膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高H（mm）与弹簧钢板厚度h（mm）的比值及各自尺寸的确定 为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h一般为1.52.0，板厚h为24mm。为使操作轻便，取h = 3 mm ，H/h =1.7 ，即H = 1.7h =5.1 mm 。（2）膜片弹簧自由状态下碟簧部分大端半径R（mm）及小端半径r(mm)的比值及各自尺寸的确定研究表明。R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲受直径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求。R/r一般为1

31、.201.35 。为使摩擦片上的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的r值宜为大于或略小于Rc。=80 mm令r=90mm；取R/r = 1.3 则R=r*1.3 = 90*1.3=117 mm（3）膜片弹簧圆锥底脚的确定膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H关系密切，一般在915范围内。 = arctan (H/(R-r)= arctan(5.1/(117-90)=10.70符合要求。（5)分离指数目n的选取 分离指数目n常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12 。取分离之数目n =18。(6)膜片弹簧小段内半径r0(mm)及分离轴承作用半径rf(mm)的确定r0由离合器的结构决定

32、，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。由从动盘毂花键外径D=35mm，可得变速器第一轴花键的外径略小于35mm，从而我们可令r0=42mm。分离轴承作用半径rf为标准件，rf应大于r0，选用rf=43mm（7）切槽宽度1、2及半径r (mm)的确定1=3.23.5mm，2=910mm，re的取值应满足r -re2。本次设计取1=3.5 mm，2=10mm，rer-2= 90-10=80mm。（8）压盘加载点半径R(mm)和支承环加载点半径r(mm)的确定r1应略大于r且尽量接近r，R1应略小于R且尽量接近R。在此取r1=93mm，R1=112mm。（9）膜片弹簧工作点的位置及各点力的计算图4

33、-3 膜片弹簧工作点位置膜片弹簧工作点位置如图所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且 （4-1）新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般区在凸点M和拐点H之间，而且靠近或在H点处，一般1B=（0.81.0）1H，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变道C。为最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。膜片弹簧由于它的变形和载荷关系并不成线性关系，在压紧状态时，通过支承环和压盘在膜片弹簧上的载荷F1(N)集中在支承处，加载点相对轴向变形l1(mm)的弹簧的弹性特征如下式： （4-2） 式中 E材料的弹性模量，MPa，对于刚材料

34、：E=2.1105MPa；m材料的泊松比，对于钢：m=0.3； H膜片弹簧原始内截面锥高，mm；h膜片弹簧厚，mm；R膜片弹簧大端半径，mm；r分离指半径，mm；R1膜片弹簧与压盘的接触半径，mm；r1支承环半径，mm。 当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化，从支承环和压盘的加载点转移到支承环和分离轴承的加载点，设分离轴承的加载的力为F2(N)，则有如下的关系： (4-3)把上式代入式(4-2)则F2与膜片弹簧末端变形l1关系为 (4-4) (4-5) (4-6) a当=0时，得 (4-7) =3.6mm 即l1H=1=3.6mmB点为膜片弹簧压紧状态点：0.8l1Hl1Bl1H 选取l

35、1B=3.4mm当=0时，得 (4-8)把R=117mm，r=90mm，R1=112mm，r1=93mm代入得 l1=4.7mm和2.4mm，即l1M=2.4mm，l1N=4.7mm。A点为摩擦片在最大磨损情况下膜片弹簧的弹性变形点Dl=l1B-l1A=ZDS0 (4-9)式中 DS0摩擦工作表面的最大允许磨损量，mm，一般DS0=0.51mm。取DS0=0.7mm，得l1A=l1B- ZDS0=3.4-2*0.7=2.0mm。C点为离合器彻底分离的点，l1C略大于l1N，取l1C =5.0mm。 把l1B=3.4mm，l1A=2.4mm，l1C=5.0mm分别代入(4-2)式得 F1B =3

36、149.93N，F1A=3521.79N，F1C=3239.85N。4.4膜片弹簧的校核（1） 膜片弹簧的强度校核= (4-10)式中 自由状态时圆锥底角；从自由断面起子午断面的转角；e中性点半径，mm。 将(4-10)式写成Y与X的关系式： (4-11) 图4-4 膜片弹簧子午断面图由(4-11)式可知，当时，。因为非常小，可以将转化为，所以(5-11)式可写成。可知一定的零应力分布在中性点o和与X轴成角的直线上。由(4-11)式可知，当时，无论取何值都有。可知零应力直线为K点与O点的连线，在零应力直线的内侧为压应力区，而外侧为拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。可知碟簧部分内缘

37、点B处切向压应力最大，A处切向拉应力最大12。由上述可知，B点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核B点处的应力。B点的坐标X=-(e-r)和Y=h/2 ，将其代入(4-10)式： (4-12)令得切向压应力达极大值的转角 (4-13)由于 （4-14）102.91mm将e=102.91mm代入式(5-13)得10.8，令=10.8，并带入相应的数据得=1218.97 M 在分离轴承的作用下，B点还受弯曲应力，其值为= (4-15)式中 n分离指数目；单个分离指根部的宽度，mm。 (4-16) 令F2= F1C=3239.85N并将相应数据带入(4-15)得=353.18 M 由于弯曲应力

38、与切向压应力相互垂直，根据最大切应力强度理论，B点的当量应力 (4-17)=865.79 M 在实际设计中，当膜片弹簧采用时，不应大于1700MPa。下图4-5为膜片弹簧的零件图图 4-5 膜片弹簧(2)为了保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F1A应大于或等于新摩擦片时的压紧力F1B。F1A=3521.79NF1B =3149.93N符合要求。（3）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围内702R/h=781001.50 R / r0=2.795.0符合要求。（4）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1应

39、位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即(D+d)/4=79.25 r1 =93 D/2=93.5（5）根据弹簧结构布置要求，R1与R，r1与r，rf与r0之差应在一定范围内，即1R-R1 = 570r1-r=360rf-r0 = 14（6）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即3.5 = 3.639.0五、扭转减振器的设计扭转减震器主要由弹性元件（减震弹簧或橡胶）和阻尼元件等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶（通常为三阶）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

40、效地耗散振动能量。因此，扭转减振器具有如下功能：1) 降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。2) 增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。3) 控制动力传动系统总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振及噪声。4) 缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。减振器的扭转刚度K和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩T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Tj、预紧转矩Tn和极限转角j等。5.1极限转矩极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传

41、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 = (1.52.0) (5-1)式中 Tj极限转矩，Nm。一般乘用车：系数取2.0 即=2=2*164.8=329.6Nm 5.2扭转角刚度=13 （5-2）式中 扭转角刚度。将Tj=329.6Nm带入得=4284.85.3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速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。一般可按下式初选：=(0.060.17) (5-3)取= 0.1=0.1*164.8=16.48 Nm5.4预紧转矩

42、减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方向移动，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 = (0.050.15) (5-4)取T = 0.1T =0.1*164.8=16.48 Nm减振图5-1 扭转减振器工作示意图1、2减振弹簧； 3从动盘本体； 4阻尼片5.5弹簧的位置半径R R0 的尺寸应尽可能大些，一般取 R =(0.600.75)d/2 (5-5)R0 = 0.6d/2 =39 mm 5.6减振弹簧个数Z Z参照表5-1选取。表5-1 减振弹簧个数的选取摩擦片外径D/mm225250250325325350350Z

43、466881010摩擦片外径D =187mm ，因此我们取4个。5.6减振弹簧总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减震弹簧传递的转矩达到最大值时，减震弹簧受到的压力为=/= 329.6/39 =8451.28 N (5-6)5.7极限转角通常取312，对汽车平顺性要求高或发动机工作不均匀时，取上限。在此我们取=105-2 扭转减震器六 、离合器盖的设计对离合器盖结构的设计要求：（1） 应具有足够的刚度，否则将影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为2.54.0mm；再盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻

44、边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。（2） 应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。（3） 盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。（4） 为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇等。乘用车和载质量较小的商用车的离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板，载质量较大的商用车则常用铸铁件或铝合金压铸件。在此我们选用厚度为3.0mm的10钢，在盖上冲制加强肋，以保证强度；采用定位销来使之保持对中；采用在离合器盖上开较大的通窗孔的方式来通风散热。6.1压盘的设计对压盘结构设计的要求:（1)压盘应

45、具有较大的质量，来增大热容量，减小温度变化，防止其产生裂纹和破碎，可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘；（2)压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后产生的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为1525 mm；（3)与飞轮应保持良好的对中性，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520 gcm；（4)压盘高度公差要小。（1）压盘的几何尺寸以及材料的确定压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，采用HT200，硬度为170227HBS密度为7.2g/

46、cm3。压盘的外径尺寸参考摩擦片的外径，令D1=D=187mm，d1=120mm除此之外，压盘应具有足够的质量和较大的刚度。选取压盘的厚度为15mm。并且在内缘做成一定锥度用以弥补压盘因受热后内缘的凸起。如图4-3所示图 5-3 压盘6.2压盘的校核 （6-1）式中 离合器接合一次是的升温，一般不超过810。；分配到压盘上的滑磨工所占的百分比，单片离合器，=0.5；C压盘的比热容，J/(kg);c=481.4 J/(kg)；m压压盘的质量，kg。=6.5810经过校核此压盘合格。6.3压盘驱动方式的选择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式等多种。前三种的共同缺点是在连

47、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损失，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，沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别与离合器盖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。弹性传动片驱动方式的结构简单，压盘与飞轮的对中性能好，使用平衡好，工作可靠，寿命长。应此我们采用传动片来驱动压盘。传动片常用34组，每组23片，每片厚度为0.51.0mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。在此我们使用4组传动片，每组2片，每片厚度0.8mm。七、分离装置的设计7.1分离杠杆装置对于分离杠杆装置的结构设计要求入下：（1）分离杠杆应具有较大的弯曲刚度，