离合器毕业设计详解

毕业设计说明书题目:轿车离合器设计学院(直属系):汽车与交通学院年级、专业:姓名:学号:指导教师:完成时间:2015年4月20日目录4Abstrac5161.16西华大学毕业设计说明书1.2solidworks6272.172.28382.3.182.3.282.3.392.3.49393.1103.2103.3103.3.1β113.3.2D113.3.3u133.3.4p134144.1144.1.1144.1.2144.2165165.1165.2165.3185.4206216.1212西华大学毕业设计说明书6.1.1216.1.2226.1.3236.1.4246.1.5256.2266.2.1266.2.2276.2.328323334摘 要3西华大学毕业设计说明书簧和压盘进行了校核，再利用 solidworks 三维绘图软件绘制了摩擦片、压盘、膜片弹簧、扭转减振器、从动盘、离合器盖等零件的三维图，最后绘制了离合器的三维装配图。关键词：离合器、膜片弹簧、solidworksAbstractThisarticleisbasedonthehouseholdcarclutchdesign,determinethepulltypediaphragmspringclutchasdesignobjectives,basedonthereferenceofautomobileenginemaximumtorque,maximumspeed,maximumpowerandotherdatato4西华大学毕业设计说明书determinethebasicparametersoftheclutch.Structureanalysiswascarriedoutontheclutch,theactivepartandthedrivenpart,diaphragmspringanddampingspringpartssizeanalysis,calculationanddesign,aswellasthesplinedhub,diaphragmspringandchecksthepressureplate,usingthesolidworks3ddrawingsoftwarerenderingthefrictiondisc,pressureplateanddiaphragmspring,reverseshockabsorberandclutchplateandclutchcoverpartsofthreedimensionalfigure,finallydrawthe3dassemblydrawingoftheclutch.Keywords:clutchdiaphragmspring,solidworks绪论1.1离合器的概述离合器是汽车传动系的一个组成部分， 直接与发动机相连。现代汽车一般都以内燃机为动力，其传动系中离合器处于首端，它具有如下基本功用；5西华大学毕业设计说明书（1）在任何行驶条件下都可靠地传递发动机最大扭矩，并有适当的能力储备；（2）接合时要平顺，以保证汽车接合平稳，没有抖动和冲击；（3）分离时要彻底、迅速；（4）离合器从动部分传动惯量要尽量小，以便换挡和减少换挡时齿轮的冲击；（5）应设有扭转减振阻尼装置，使汽车传动系在工作转速范围内避免扭转共振，且具备吸收振动能量、缓和冲击、降低噪声的能力[1]；（6）具有良好的通风散热条件和必要的热容量，以保证离合器工作温度不致过高；（7）操纵轻便；（8）使用寿命要长，力求与传动系其他总成等寿命；（9）离合器在使用过程中，摩擦扭矩变化要小，以保证离合器工作性能稳定[2]。此外，亦要求离合器结构简单、紧凑、质量小、工艺性好、维修方便及适合大批量生产。目前，离合器的发展趋势是：提高可靠性和使用寿命；适应搞转速，增加传递转矩的能力；简化操纵（当采用自动离合器时，可省去离合器踏板，实现汽车的“双踏板操纵”）。1.2SolidWorks 软件的优点SolidWorks软件是世界上第一个基于Windows开发的三维CAD软件，由于技术创新与CAD技术的发展潮流和方向相符合,且SolidWorks软件功能强大，组件繁多。SolidWorks有功能强大、易学易用和技术创新三大特点，这使得越来越多的人使用SolidWorks，它还能够提供不同的设计方案、减少设计过程中的错误以及提高产品质量。本设计使用的SolidWorks2013，它构建于SolidWorks2012的成熟技术之上，新增了许多功能，使其技术水准又上了一个新的台阶，比起过去的solidworks2012，在操作界面和操作过程有了很大的改变，明显更直观、更人6西华大学毕业设计说明书性化、智能化，从而能有效提高设计效率。离合器的结构方案分析2.1离合器的主要结构离合器一般由主动部分、从动部分、分离机构、压紧机构和操纵机构五部分组成。（1）主动部分主动部分包括压盘、离合器盖、飞轮等部分组成，离合器盖用螺钉固定于飞轮上，压盘沿圆周的凸起伸入离合器盖的窗口中，曲轴旋转时，通过飞轮、离合器盖带动压盘一起转动。（2）从动部分从动部分是将发动机传给飞轮、离合器盖和压盘的动力通过摩擦传给变速器的输入轴。从动盘由从动盘本体、摩擦片和从动盘毂三个基本部分组成。从动盘钢片通常使用薄弹簧制成，与从动毂铆在一起。（3）压紧机构压紧机构主要由螺旋弹簧或膜片弹簧组成，与主动部分一起旋转，它以离合器盖为依靠，将压盘压向飞轮，从而将处于飞轮和盘压间的从动盘压紧。螺旋弹簧分沿周向布置和中央布置两种。将一个圆柱形或圆锥形弹簧布置在中央的离合器称为中央弹簧离合器[3]。（4）分离机构主要包括分离杠杆、分离轴承、分离套筒、分离叉；（5）操纵机构主要包括踏板、拉杆、拉杆调节叉。2.2离合器的工作原理离合器是靠摩擦传递动力，其所能传递的最大转矩取决于摩擦面间的最大静摩擦力矩，而后者又由摩擦面间的最大压紧力和摩擦面尺寸及性质决定的 [4]。摩擦离合器的工作过程：7西华大学毕业设计说明书（1）接合状态：弹簧将压盘、飞轮及从动盘相互压紧，发动机的转矩经飞轮及压盘通过摩擦面的摩擦力矩传至从动盘，再经过从动轴向传动系统输出 [5]。（2）分离过程：驾驶员踏离合器踏板，套在从动盘毂环槽中的分离叉推动从动盘向右移动，先消除自由间隙，再进一步克服弹簧压力直至分离间隙出现，中断动力。（3）接合过程：缓慢地抬起离合器踏板，拉动分离叉下端向做前移，带动分离轴承向后移动，压盘便在压紧弹簧作用下逐步压紧从动盘， 并使所传递的转矩不断增大，直至转速相等滑磨现象消失，离合器完全接合为止 [3]。2.3离合器结构方案的选择2.3.1 从动盘数和干湿式的选择单片离合器只有一个从动盘，乘用车上一般都采用单片离合器。近年来，由于摩擦材质的提高，在某些重型汽车上的应用也渐多了起来。单片离合器具有结构简单、散热良好、轴向尺寸小、维修调整也比较方便，从动部分转动惯量小等优点。干式离合器的主要优点是结构简单，价格便宜,总的来说，使用比较可靠，而湿式离合器的工作更加可靠，寿命更长，温度较低，但是压盘结构形状复杂，摩擦副磨损物进入油中没有滤清，主要用于需要传递较大扭矩的离合器。本设计是用于家庭小轿车，所以选择单片干式离合器。2.3.2 压紧弹簧的形式选取离合器的压紧弹簧有圆柱弹簧和膜片弹簧等形式。 膜片弹簧离合器有许多优点：1）膜片弹簧具有理想的非线性特性，弹簧压力在摩擦片磨损范围内几乎可以保持不变，并且在分离离合器时，分离作用力小于结合时的压力，操纵轻便；2）高速旋转时，压紧力降低很少，性能稳定。而周布弹簧离合器，因弹簧在高速时受到离心力的影响，摩擦力矩明显下降；3）因为膜片弹簧起到了压紧弹簧和分离杠杆的两个功用，使结构大为简化，零件数减少，质量减少，离合器的轴向尺寸缩短；4）容易实现良好的通风散热；5）压力分布均匀，平衡性好。8西华大学毕业设计说明书拉式膜片弹簧离合器是离合器的一种新结构， 其膜片反装，使支承结构大为简化，膜片弹簧的安装和更换更为方便，质量小，通风散热好，不像推式那样，在支承环磨损后因与膜片弹簧之间存在间隙而增加踏板的空行程 [6]。所以本设计选取拉式膜片弹簧。2.2.3 压盘的驱动方式选择压盘的驱动方式主要有凸块—窗孔式、销钉式、键块式和传力片多种。凸块—窗孔式结构简单，但是在使用过程中因接触表面磨损间隙不断增大，从而定心精度不断降低，平衡性不好，抖动和噪声也大；销钉式一般用于双盘式离合器，键块式一般用于中间压盘；传力片式大多为周向布置，传力片式驱动机构无摩擦和磨损，无传动间隙，效率高，无噪声，定心精度高，使用平衡性好。所以本设计选取传力片式。2.2.4离合器的通风散热研究表明，离合器摩擦片的磨损是随着压盘温度的上升而上升的，改善离合器通风散热的结构措施有：1）在压盘上设散热筋；2）在离合器盖上开较大的通风口；离合器基本参数的选择3.1离合器转矩容量离合器的转矩容量由摩擦片的尺寸及摩擦系数、 压力弹簧的工作压力、摩擦副数来确定，其数学表达式为：Te=μFZRe式中：μ——摩擦系数；F——压力弹簧通过压盘加于摩擦片的压力；Z——摩擦副数，单片离合器为 2，双片为4；Re——摩擦片平均摩擦半径。设摩擦片的压力均匀分布，则：Re=2D3d3；3D2d29西华大学毕业设计说明书式中：D——摩擦片外径；d——摩擦片内径。3.2离合器的转矩容量与发动机最大转矩的基本性能关系为了保证离合器能可靠地传递发动机的转矩，将离合器转矩容量 Te和发动机的最大转矩Temax写出如下关系式：Te=βTemax或写成βTemax=μFZRe式中：β为离合器的后备系数，β＞1；Re为摩擦盘上摩擦力的等效作用半径，不同的模型有不同的取值。当引入单位压力 p（p=F／A）这一参数时，就可把面积因素引入 .可把上式改写为Temax=ZRepA3.3 离合器基本结构尺寸和参数的选择在初步确定离合器的结构型式，就要确定其基本结构尺寸、参数，它们是：1）后备系数β；2）摩擦片外径D；3）单位压力p。本设计选取的原始数据为：发动机最大发动机最大总质最高车主减速器一档传动轮胎规格扭矩/转速功率/转速量速速比比132N.m/350066kW/4500r1580K181Km/4.5333.455175/70R14r/min/mingh3.3.1 离合器后备系数β的确定后备系数β是离合器很重要的参数，它在保证离合器能可靠传递发动机转矩的同时，还有助于减少汽车起步时的磨滑，提高离合器的使用寿命。表3-1各种汽车的后备系数表10西华大学毕业设计说明书车型 小轿车 载货车 带拖挂的重型车或牵引车后备系数1.2~1.31.7~2.252.0~3.0本设计是家用小轿车离合器的设计，所以后备系数在小轿车1.2-1.3中选择，并且选择后备系数β的值为1.2，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较大，使用条件较好，故宜选最小值。3.3.2 摩擦片外径D的确定摩擦片外径是离合器的重要尺寸之一，它直接影响离合器所能传递的转矩大小，也关系到离合器的结构重量和使用寿命。按发动机的最大转矩 Temax(N·m)来初选D，根据D=100

TemaxK式中：系数K反映了不同结构和使用条件对 D的影响，可参照下表 3-2选取：表3-2 系数A的取值范围使用条件 小轿车 载货车 自卸车或使用条件恶劣的载货汽车K4736（单片）1950（双片）将发动机的最大转矩 Temax=132（N·m）、K=47带入（2-2-1）得摩擦片的外径为：D=100 Temax =100 132=167mmK 47初选D以后，还应该将摩擦片的尺寸系列化和标准化， 表3-3-2为我国摩擦片尺寸的标准。表3-3 离合器摩擦片尺寸系列和参数外 径160 180 200 225 250 280 300 325 350D/mm内 径110 125 140 150 155 165 175 190 195d/m11西华大学毕业设计说明书厚度3.53.53.53.53.53.53.53.54h/mmC′0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.557=d/D1-C′30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827单位面积（mm1061321602213024024665466782）按照我国摩擦片尺寸系列标准（见表 3-3），最后选定摩擦片的尺寸为：D=180mm；d=125mm；h=3.5mm；单位面积=132mm2。摩擦片的校核：由于所选的摩擦片的外径 D应使最大圆周速度 V不超过 65～75m/s。Ｖ＝ Dn60式中：D-摩擦片外径，m；n-发动机最大功率时转速 r/min；V-摩擦片最大圆周速度ｍ／ｓ；Ｖ＝ Dn=3.140.184500=42.39m/s＜65m/s。60 60所选的摩擦片符合条件。3.3.3摩擦系数μ的确定摩擦系数μ与摩擦材料有直接的关系，常用的摩擦材料的摩擦系数见下表[5]。表3-4摩擦系数μ的取值范围摩擦材料摩擦系数μ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0.35-0.50金属陶瓷材料0.412西华大学毕业设计说明书初选摩擦材料为粉末冶金材料，由表 3-4可知，μ的取值范围是 0.25~0.40，取μ=0.25。3.3.4 单位压力p的确定确定单位压力p时，还应考虑摩擦材料的耐压强度、 摩擦材料的耐磨性、离合器的工作条件等因素的影响。离合器使用频繁、发动机后备功率小时， p选小些，以增加摩擦片的使用寿命。因此，在确定摩擦片的单位压力 p值时，在保证离合器的可靠使用性能的前提下， 应尽可能选择小的 p值，以利于提高离合器的寿命。当采用不同的摩擦材料时， p的取值范围间下表 3-5。表3-5摩擦片单位压力p的取值范围摩擦材料单位压力/MPa石棉基材料模压0.15-0.25编织0.25-0.35粉末冶金材料铜基0.35-0.50铁基金属陶瓷材料0.70-1.50由以上内容可知，β=1.2，将其代入下式可得：ZupD3D3βTemax=121d3即1.2×132=×0.25×2×p×0.18^3×0.66712得p≈0.26MPa当摩擦片材料选择粉末冶金材料钢基 ，1.0Mpa<p<3.0Mpa，单位压力p在容许范围之内，所以所选离合器的尺寸、参数合适。主动部分的设计主动部分包括压盘、离合器盖、飞轮等部分组成，离合器盖用螺钉固定于飞轮上，压盘沿圆周的凸起伸入离合器盖的窗口中，曲轴旋转时，通过飞轮、离合器盖带动压盘一起转动。13西华大学毕业设计说明书4.1压盘设计压盘设计主要包括几何尺寸的选择和传动方式的确定两个方面。4.1.1压盘几何尺寸的确定；当摩擦片的尺寸确定后，与它配合工作的压盘内、外径的尺寸也就确定下来了，压盘的外形应略大于摩擦片的外径，内经略小于摩擦片的内径。接下来是确定压盘厚度。本设计压盘的外径为 181mm，内径为124mm。4.1.2压盘厚度的确定压盘应具有以下几个要求：具有较大的质量和刚度，防止产生裂纹；传热性好；压盘单件的平衡精度不低于 15g·cm。压盘设计时，在确定压盘厚度后，还应要校核离合器接合一次时的温升， 它应不超过8~10℃。校核公式如下：L（4-1-1）cm式中， —温升，℃；L—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， =0.5；C—压盘的比热容，对铸铁压盘， c=481.4/（㎏·K）；m—压盘质量，㎏。本设计选择=8℃，即L℃（4-1-2）≤=8cm汽车起步时离合器接合瞬间产生的滑磨功可以根据以下公式计算：2ne2marr2（4-1-3）L=io2ig21800式中，ma—汽车总质量，Kg；ne—发动机转速，r/min，轿车取2000r/min，货车取1500r/min；rr—轮胎滚动半径，m；14西华大学毕业设计说明书ig—变速器一档传动比；io—主减速器传动比；由轮胎规格175/70R14，可知轮毂直径d=14×25.4=355.6mm，宽B=175mm，高宽比H/B=70％，即H=175×70％=122.5mm，所以rr≈d355.6r=H+=122.5+=300mm。22将以上数据代入式4-1-3得：3.1422000215800.322=12702JL=3.45524.5331800再将L=14358J代入式4-1-2，得m≥1.65Kg由公式m=ρv（铸铁密度为7.0×103Kg/m3），v=Dy2-dy2hy得：hy≥3.56mm选择压盘厚度为15mm，代入公式进行计算，得 =2.29≤8℃，符合要求。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常用灰铸铁，本设计采用HT200，硬度为170～227HBS[7]。压盘的SolidWorks绘制结果如下图 4-1：图4-115西华大学毕业设计说明书4.2离合器盖的设计离合器盖是离合器的主动件之一，它必须与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘，同时它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。在设计时要注意刚度、通风散热和对中等问题。为了增加刚度，小轿车的离合器盖一般常用厚度为3~5mm的低碳钢板；为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开设多个通风窗口；并且盖与飞轮保证良好的对中，以免影响总成的平衡和正常工作，对中方式常采用定位销或定位螺栓，也有采用止口对中。本设计的离合器盖采用厚 3mm的08钢板冲压而成。从动部分的设计5.1从动盘的结构组成从动盘是由从动片、从动盘毂和摩擦片等三个基本组成部分。 不带扭转减振器的从动盘结构简单，重量较轻。带扭转减震器的从动盘，可以避免汽车传动系统的共振，缓和冲击，减少噪声，提高传动系零件的寿命，改善汽车行驶的舒适性，并使汽车起步平稳，所以现在汽车几乎均使用带扭转减振器的从动盘 [8]。5.2从动盘钢片的选择设计从动盘钢片时，要尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量，因此从动盘钢片一般比较薄，通常用1.3~2.0mm厚的钢板冲压而成。为了保证从动盘钢片的弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可取为0.8~1.1mm，至少不应小于0.6mm。从动盘钢片采用低碳钢板，波形弹簧片采用弹簧钢板。本设计是基于家用轿车的离合器设计，故可采用分开式弹性从动片，其波形弹簧片和从动片分开做成两片，再用铆钉铆在一起。由于波形弹簧比从动片薄，容易得到较小的转动惯量，另外波形弹簧片由同一模具冲制而成，其刚度也比较一致。从动片的SolidWorks绘图结果如下图 5-1和图5-2所示：16西华大学毕业设计说明书图5-1图5-25.3从动盘毂选取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17西华大学毕业设计说明书孔内。目前大都采用齿侧定心的矩形花键， 花键副之间为间隙配合，以便离合器离合过程中组成滑动摩擦副，使从动盘毂能在花键轴上自由滑动。花键尺寸选定后应进行强度校核。花键的主要受损形式是由于表面磨损过大而损坏，所以花键要进行挤压应力计算，挤压应力不超过 20MPa。按国标GB1144—1974选定的花键标准，花键尺寸结构的选择依据是从动盘外径和发动机转矩[9]，如表5-1所示。表5-1 从动盘毂花键尺寸系列从动盘发动机花键齿花键外花键内齿厚有效齿挤压应外径转矩数径径长力D/mmTe/N?mnD′/mmd′/mmb/mml/mmρ/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.1由表5-1.初步选取花键尺寸为：花键齿数n=10；花键外径D′=26mm；花键内径d′=21mm；齿厚b=3mm；有效齿长=20mm；挤压应力ρ=11.8MPa。校核挤压应力：18西华大学毕业设计说明书ρ挤压=P （MPa）nhl式中，P—花键的齿侧面压力，N。它由下式确定：P=

4TemaxD d Zd′，D′—分别为花键的内外径， m；Z—从动盘毂的数目；Temax—发动机最大转矩，N·m；n—花键齿数；h—花键齿工作高度，m；h=（D′－d′）/2=(26－21)/2=2.5mm；l—花键有效长度，m。代入数据得：4Temax4132×10^-6ρ挤压=0.0260.02110.0025100.02DdZnhl=17.9MPa小于推荐许用值20MPa，所以，该尺寸的花键毂符合强度要求。从动盘毅通常由 40Cr，45号钢、35号钢锻造，并经调质处理， HRC28～32。花键毂的SolidWorks绘图结果如下图 5-3所示：图5-319西华大学毕业设计说明书5.4从动盘摩擦片摩擦材料的选取在离合器接合、分离过程中将遭到严重的滑磨，并且在很短的时间内产生大量的热。因此，要求摩擦面片应有以下综合性能[9]：（1）在工作时有相对较高且稳定的摩擦系数；（2）具有小的转动惯量，材料加工性能良好；（3）在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的热稳定性；（4）能承受较高的压盘作用载荷；（5）承受相对较大的离心力载荷而不被破坏；（6）有足够的剪切强度；（7）摩擦副有高度的容污性能，不易影响它们的摩擦特性；对于摩擦面片来说，有两个方面要选择确定：（1）结构尺寸，内、外直径已在前面选定，厚度可以根据使用寿命确定。（2）材料本设计使用到的是替代石棉的有机摩擦材料。 它在正常工作压力和温度范围内哟较高的耐磨性能，在高的工作温度下有稳定的摩擦特性，温度达到425℃以后才开始烧裂（而不是变软、熔化），这种状况持续到500℃；并且它的质量比石棉材料轻，因而从动盘的转动惯量小，其抗拉强度是钢的5倍；它还有较高的抗离心力强度，有效抵抗摩擦面片的飞裂。这种材料能够完全符合以上对离合器的综合性能要求，且本设计离合器的车型为私家车，因此选用有机摩擦材料。从动盘摩擦片的SolidWorks绘图结果如下图 5-3所示：20西华大学毕业设计说明书图5-3离合器主要零部件的设计计算6.1膜片弹簧设计6.1.1膜片弹簧的变形特性膜片弹簧起弹性作用的是碟簧部分，它是一种非特性弹簧，其特性与碟簧的原始内截锥高度H和弹簧片的厚度h的比值有关，如下图6-1所示。图6-1由上图6-1可知，当H/h的比值在1.414~2.828之间时，有一段区域在变形增加时，载荷反而减小，具有这种刚度特性的膜片弹簧很适合做离合器的压紧弹簧，可达到分离离合器时载荷下降、操纵省力的目的[10]。6.1.2膜片弹簧基本参数的选择⑴膜片弹簧原始内截锥高 H与弹簧片厚度h之比H/h和h的选择此值对膜片弹簧的弹性特性影响很大，一般汽车膜片弹簧的 H/h的值在21西华大学毕业设计说明书1.5~2.0范围内，常用膜片弹簧的厚度 h为2~4mm。本设计选取H/h为1.6，h为2.5mm，则H为4mm。⑵R/r比值及R、r的选取研究表明，R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越大。根据结构布置和压紧力的要求，R/r的比值一般为1.2~1.3。R应大于摩擦片内径，近似等于摩擦片外径 [11]。本设计选取R/r之比为1.25，R为82mm，则r为65mm。⑶膜片弹簧起始圆锥底角 α膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与α内截锥高度 H的关系为：arctanH/(R r)，且一般在9°~15°范围内。arctan414，满足要求。6582选择α的角度为12°。⑷膜片弹簧小端半径rf及分离轴承作用半径rp。rf由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径，以便于安装。分离轴承作用半径rp是标准件，应大于rf。因为花键外径D′为26mm，所以选择rf为15mm，rp为17mm。⑸分离指数目 n、切槽宽 1，窗孔槽宽 2及窗孔内半径re。分离指数目常取为18，1=3.2~3.5mm，2≈（2.5~4.5）1，窗孔内半径re一般情况根据（r-re）≈（0.8~1.4）2选择。本设计选取 1=3mm，2=8mm，re=56mm。⑹压盘加载半径RL和支承环作用半径 r1。RL和r1的取值会影响膜片弹簧的刚度，一般来说，r1的值应尽量靠近 r但又略大于r，RL应接近R而略小于R。本设计选取r1=66mm，RL=81mm。6.1.3绘制膜片弹簧特性曲线上面各个参数都确定下来后，可根据下式检验是否符合各工作点的要求， 如22西华大学毕业设计说明书果不符合，可适当调整一些参数，使其符合要求。P=

Eh

1lnR/r2H1Rr1`Rrh22H61-

RLr1RLr12RLr1式中：E—弹性模量，对于钢：E=20×104MPaμ—泊松，钢材料取μ=0.3；h—弹簧片厚度，mm；H—碟簧部分的内截锥高， mm；1—轴向变形量，mm；R—碟簧大端半径，mm；r—碟簧部分内半径，mm；RL—膜片弹簧与压盘接触半径， mm；r1—支承环作用半径，mm。把以上膜片弹簧几何外形参数代入上式，整理得：P1=293×（0.6513-6.841222.251）由不同的1计算出不同的P1，如下表6-1所示：表6-1λ1-P1计算值λ0.260.520.781.041.31.561.822.082.342.62.863.121/mmP1/N156428783962483655206033639666286748677767356640λ3.383.643.94.164.424.684.945.25.465.725.986.241/mmP1/N651463756244614060836093619063926721719678378663根据上表内容，利用excel画出P1—1特性曲线，如下图6-2所示：23西华大学毕业设计说明书图6-2在离合器接合时膜片弹簧的大端变形量 1b=（0.7~0.85）H=（0.7~0.85）×4=2.8~3.4mm取1b=3.12mm，P1=6440N,与P1的最大值相差2.02％，可以使用。最大摩擦力矩是摩擦片刚开始工作并无磨损的条件下，离合器的摩擦力矩。此时离合器的膜片弹簧工作压力为 6440N，那么离合器所能传递的最大静摩擦力矩为：T fPzR=0.25×6440×2×0.087=310N·mcmax 1 0则后备系数为β=Tcmax=310=2.3Temax 132在离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为 1c 1b 1f，单片式可取s=0.75~1.0mm，这里取0.8mm，则1fZc△s=2×0.8=1.6mm此时，膜片弹簧的总变形量为 λ1=3.12+1.6=4.72mm，此时对应的压紧力为6093N，从图中可看出该点合适。6.1.4分离轴承载荷计算24西华大学毕业设计说明书Eh1lnRRr1RrP2=rHHh261-u1r12RLr12RLr1RL-rpRL=3.1421054.72ln1.264-4.72174-4.72172.5261-0.32146314214=465N6.1.5膜片弹簧强度校核2宽度系数，21-2n1-818re=0.62r3.1465563r-rpP2ER-rH111h1=Bc2h21u2-1-r1RLr12rRLrRR-r2RLr1rln14-14.724.7222.54.723.14650.622.5210.3265ln1.2617215156515=1613.17MPa膜片弹簧选用的材料为 60Si2MnA，这种材料的许用应力[ ]为1700~1900MPa，所以所选参数的膜片弹簧的强度符合要求。膜片弹簧的SolidWorks绘图结果如下图6-3和图6-4所示：25西华大学毕业设计说明书图6-3图6-46.2扭转减振器设计与计算6.2.1扭转减振器的选用26西华大学毕业设计说明书扭转减振器主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）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，因而扭转减震器可有效地降低传动系共振载荷与噪声[12]。本次选用的扭转减振器为弹簧摩擦式减振器。在这种结构中，从动盘和从动盘毂通过沿圆周方向放置的减振弹簧弹性地连减振摩擦片，接在一起。为了有效抑制传动系可能出现的共振，在从动盘、从动盘毂和减振盘之间还装有以增加系统阻尼，提高减振效果，螺钉和碟形弹簧垫圈可以用来调整摩擦片的摩擦力矩；限位销除了将从动盘钢片和减振盘铆在一起外，还可以限制从动盘毂相对从动盘钢片转动的角度，目的是限制减振减振弹簧的变形。6.2.2扭转减振器主要参数的选择⑴极限转矩Tj极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间间隙所能传递的最大转矩，它与发动机最大转矩有关，一般取Tj=（1.5~2.0）Temax对于商用车，系数取 1.5；对于乘用车，系数取 2.0。所以 Tj=2.0×132=264N·m⑵扭转刚度为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度 ，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。 决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸。设计时按经验初选 ， ≤13Tj=13×264=3432N·m/rad本设计传选 =2000N·m/rad⑶阻尼摩擦力矩Tu变速器的粘滞作用和其他旋转零件的摩擦作用都形成阻力力矩。27西华大学毕业设计说明书=（0.06～0.17）Temax选择系数为0.15，则，T =0.15Temax=0.15×132=19.8N·m。⑷预紧转矩Tn对线性特性的减振器，弹簧在安装时应当预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将向减小频率的方向移动，对于降低传动系的动载荷比较有利。Tn=（0.05～0.15）Temax选择系数为0.12，则Tn=0.1×132=13.2N·m。⑸减振弹簧的位置半径 R0R0的尺寸一般取R0=（0.60~0.75）式中：d为摩擦片的内径。本设计选择R0为37mm。⑹减振弹簧个数 ZjR0的选取参照下表

d2表6-2 减振弹簧个数的选取由表可知，就按照弹簧的个数与摩擦片的外径有很大关系， 外径越大，减振弹簧个数也就越多。本设计摩擦片外径 D=180mm，所以选取 Zj=4.⑺减振弹簧总压力 F当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大值 Tj时，减振弹簧受到的压力 F为F=Tj/R0=264/0.037=7135N28西华大学毕业设计说明书6.2.3减振弹簧的设计计算在初步选定减振弹簧的主要参数以后， 根据离合器的总体布置，确定和计算减振器弹簧的相关尺寸。⑴单个减振弹簧的工作负荷 FF=F/Zj=7135/4=1783N⑵减振弹簧尺寸①弹簧中径Dc。一般由结构布置来决定，通常 Dc=11~15mm。本设计选取Dc=12mm②弹簧钢丝直径 d。d=38FDc=38178312=4.48mm3.14600式中，扭转许用应力可取 550~600MPa。通常d=3~4mm。本设计选取d=4mm。③减振弹簧刚度 k应根据选好的减振器扭转刚度值 k ，及其布置尺寸 R0，根据下式算出K=k=2000=365N/mm1000R02Zj10000.03724④减振弹簧有效圈数iEd48300041034i=8Dc3K8121033365103=4.2⑤减振弹簧总圈数 n一般在6圈左右，总圈数 n和有效圈数i之间的关系为=i+（1.5~2）取n=6⑥减振弹簧最小高度 lmin减振弹簧在最大工作负荷下的工作高度， 考虑到此时弹簧的被压缩各圈之间仍需留有一定的间隙，所以，29西华大学毕业设计说明书lminn(d)1.1dn=26.4mm⑦减振弹簧总变形量△l它是减振弹簧在最大工作负荷下所产生的最大压缩变形，为l=F/K=1783/365=4.8mm⑧减振弹簧自由高度 l0它是减振弹簧无负荷时的高度，为l0=lmin+△l=26.4+4.8=31.2mm⑨减振弹簧预变形量△l′它是减振弹簧安装时的预压缩变形，它和选取的预紧力矩 Tn有关，为△l′=Tn