16LMT宝来轿车离合器设计轿车离合器设计计算说明书

1、江 苏 大 学汽车设计课程设计说明书题目： 1.6LMT宝来轿车离合器设计 院（系）： 专业班级： 学 号： 学生姓名： 指导教师： 起止时间：2013.2.252013.3.8 目 录第1章 离合器设计的目的和要求11.1离合器设计的目的11.2离合器设计的要求1第2章 离合器设计的内容和方案的分析与确定22.1离合器设计的内容22.2离合器方案的分析与确定2第3章 主要零部件设计计算和验算的简要过程53.1 摩擦片的设计53.2 离合器基本参数的优化73.3 膜片弹簧的设计10第4章 主要部件结构设计说明154.1从动盘总成的设计154.2离合器盖和压盘的方式选择164.3分离轴承的选择1

2、74.4离合器的通风散热174.5扭转减振器的设计174.6离合器的操纵机构选择21第5章 经济、技术分析及对设计所作的简要评语225.1经济、技术分析225.2简评22参考文献23致 谢24附 录25第1章 离合器设计的目的和要求1.1离合器设计的目的离合器是汽车传动系统中直接与发动机相联系的部件，按其功能要求，在结构上主要由主动部分 (发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分 (从动盘)压紧机构 (压紧弹簧)和操纵机构 (分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)等组成。主要作用是保证汽车起步平稳，保证传动系统换挡时工作平顺，防止传动系统过载等，本次马自达3轿车离合器设计的目的是通过本课程

3、设计，掌握膜片弹簧压紧型式的离合器的设计方法、步骤，进一步了解离合器的工作状况和性能，提高机械产品的设计能力。1.2离合器设计的要求摩擦式离合器的结构类型非常多，而且有多种组合方式，但不管哪种结构类型，也不管什么组合方式，对它们的使用要求是一致的。1. 能可靠地传递发动机的最大转矩，并有转矩储备。2. 接合平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。3分离迅速、彻底。4离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡齿轮间的冲击，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。6应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。7操纵轻便、准确。

4、 8作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。9应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、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。第2章 离合器设计的内容和方案的分析与确定2.1离合器设计的内容离合器设计包括以下几个方面：a：摩擦片的设计b：膜片弹簧的设计c：扭转减震器的设计d：弹簧、从动盘毂、压盘、离合器盖等的设计但本次设计中需要提前确定一些所涉及离合器的条件，其中包括从动盘数的选择、压盘的驱动方式等等。2.2离合器方案的分析与确定本设计针对的车型是宝来1.6L手自一体。其基本参数如下：车 型：宝来1

5、.6L 手动 舒适型 2013款 整车质量：1265（kg）最高车速：180（km/h）主要尺寸: 452317751467 长/宽/高（mm） 最大功率：77/5600 （kw）最大扭矩：155/3800 （N.m）2.2 .1从动盘数的选择根据从动盘数分离合器可分为单片、双片和多片。单片离合器具有结构简单，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，分离彻底、接合较平顺等优点。 轿车和微型、轻型货车发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸允许时离合器通常只设有一片从动盘。双片离合器由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小，另外

6、接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。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。它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点。（以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中）但它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使用寿命长等优点。主要应用于重型牵引车和自卸车上。由于本设计的车是轿车，最大转矩为155Mpa。转矩相对较小，在布置上也较为合理，所以选择单片离合器即可。2.2.2压紧弹簧和布置形式的选择膜片弹簧离合器中的膜片弹簧是一种具有特殊结构的碟形弹簧。膜片弹簧具有较理想的非线性特性。新离合器在结合状态时，膜片

7、弹簧工作点一般取在凸点和拐点之间，接近或在拐点处，以保证摩擦片在最大摩擦限度范围内压紧力变化不大。分离时膜片弹簧从工作点到分离点。为最大限度减少踏板力，分离点尽量靠近拐点。膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用， 使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少。其质量小。高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定，而圆柱螺旋弹压紧力则明显下降。 由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命。易于实现良好的通风散热，使用寿命长。平衡性好。有利于大批量生产，降低制造成本。斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力动盘上，并通过压杆作用在压盘上。这种结构的显著优点是在摩擦片磨

8、损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎保持不变。与上述两种离合器相比具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。 周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧其特点结构简单、制造容易。中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心。此结构轴向尺寸较大。由于可选较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便。压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受热退火，通过调整垫片或螺纹容易实现对紧力的调整。这种结构多用于重型汽车上。膜片弹簧优点突出，而近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造

9、已日趋成熟。因此，本次设计的离合器选用膜片弹簧离合器。拉式膜片弹簧离合器，其膜片弹簧的安装方向与推式相反。在接合时，膜片弹簧的大端支承在离合器盖上，而以中部压紧在压盘上，将分离轴承向外拉离飞轮。近几年中由于拉式被广泛应用。但拉式膜片弹簧的分离是与分离轴承套筒装在一起，需要采用撞门的分离轴承，结构胶复杂，安装和拆卸比较困难，所以本次设计采用推式膜片弹簧。2.2.3压盘的驱动方式的选择 压盘的驱动方式主要有凸块一窗孔式、销钉式、键块式和传动片式等几种。前三种的共同缺点是在联接件之间都有间隙，在驱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，降低了离合器传动效率。传动片式是近年来广泛采用的

10、结构，沿周向布置的三组或四组钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，传动片的弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时，钢带受拉；当拖动发动机时；钢带受压。此结构中压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，使用可靠，寿命长，但反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，所以本次设计选择传动式。2.2.4膜片弹簧支承形式推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。1.单支承环形式，在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台来代替后支承环使结构简化。在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，以消除膜片弹簧与文承环之间的轴向间隙。单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。2.无支承环形式，利用斜头铆钉的头

11、部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将膜片弹簧铆合在一起而取消前、后支承环；在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，离合器盖上环形凸台代替后支承环，使结构更简化；取消铆钉，离合器盖内边缘处伸出的许多舌片将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形凸台弯合在一起，结构最为简单。无支承环形式，将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上。3.双支承环形式，用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单，是早已采用的传统形式；在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，可提高耐磨性和使用寿命，但结构较复杂；若取消了铆钉，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起，使结构

12、紧凑、简化、耐久性良好，因此其应用日益广泛。本次试验设计，为了画图的方便，使用无支承形式。总结：马自达3轿车发动机扭矩为146N.m/4000r/min，转矩不是很大。根据要求将其类型及形式选择如下：与单片离合器与双片离合器相比，由于摩擦面数减少，因而大大的降低成本和使结构简单，所以选单片干式摩擦式离合器。在散热方面可以用通风窗，它制造容易，结构简单。作为轿车可以选择推式的离合器。而对于摩擦片由于胶粘的不容易更换并且更换时容易被损坏，所以选择用铆钉铆，这样克服了上述的毛病。采用膜片弹簧作为压紧弹簧的离合器为膜片弹簧离合器并选用选择双支承环形式。压盘的驱动方式选用传动片式。第3章 主要零部件设计

13、计算和验算的简要过程3.1 摩擦片的设计3.1.1 摩擦片外径摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩已知，适当选取后备系数和单位压力P0，可估算出摩擦片外径。摩擦片外径D（mm）也可以根据发动机最大转矩（N.m）按如下经验公式选用 （3.1）式中，为直径系数，取值范围见表3-1得=14.6。 由选车型得= 155Nm， 则将各参数值代入式后计算得 D=181.77mm表3-1 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.

14、0(双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0表3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数1根据表3.2可知，取D=200mm,d=140mm, b=3.5mm。3.1.2 后备系数后备系数是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。后备系数保证了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滑磨，提高离合器的使用寿命。在选择时，应考虑以下几点： 1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。 2)要防止离合器滑磨过大。3)要能防止传动系过载。 由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不

15、会变小（开始时还有些增加），再加上载自卸车的后备功率比较小，由于该车是在城乡使用，使用条件较差，故取1.3。3.1.3 摩擦因数f、离合器间隙t摩擦片的摩擦因数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2.4查得：取f=0.3。另外设每个摩擦片的摩擦极限是0.6mm。 离合器间隙t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t一般为34mm。取t=4mm。3.1.4 单位压力PO摩擦面上的单位压力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

16、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。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，单位压力应随摩擦片外径的增加而降低。表3.3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 （3.2）由式（3.2）得： （3.3） 代入数据得：单位压

17、力： 表3.4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0.701.50故根据表3.2可知，当0.15Mpa50mm故符合d2R0+50mm的优化条件（5）单位摩擦面积传递的转矩= （3-7）根据下式知，Tc=2=1.5155=310Nm)故 =0.0063(N./) 表3.3 单位摩擦面积传递转矩的许用 根据表3.3知，当摩擦片外径D0.0063N./，故符合要求。(6）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

18、值,即 （3.8）式中,为单位摩擦面积滑磨(J/mm2)；为其许用值(J/mm2)，对于乘用车：=0.40 J/mm2，对于最大总质量小于6.0t的商用车：=0.30 J/mm2，对于最大总质量大于6.0t商用车：=0.25 J/mm2：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 （3.9）式中，为汽车总质量(Kg)；为轮胎滚动半径（m）；为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；为主减速器传动比；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： m Kg代入式（3.9）得J，代入式（3.8）得，合格。（7）单位压力为降低离合器滑磨

19、时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力的最大范围为0.150.35Mpa，由于已确定单位压力0.244Mpa，在规定范围内，故满足要求。3.3 膜片弹簧的设计3.3.1 膜片弹簧的基本参数的选择（1）比值和h的选择为了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一般为1.52.0，板厚h为24mm故初选h=2.2mm, =1.69则H=3.72,h=2.2mm。（2）比值和R、r的选择由于摩擦片平均半径Rc=， （3-10）对于推式膜片弹簧的R值，应满足关系RRc=90mm。故取R=90mm，再结合实际情况取R/r=1.25，则R=72mm，取整则R=90mm，则R/r=1.2

20、5。（3）的选择arctanH/(R-r)=arctan3.72/(90-72)11.68 （3-11）在915的范围内，故符合要求。（4）分离指数目n的选取对于大尺寸膜片有取24，小尺寸膜片弹簧有取12的，本设计取为n=18。（5）切槽宽度1、2及半径，取3.4mm, =10mm, 满足r-=,则=r-=72-10=62mm故取60mm。(7) 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定应略大于且尽量接近r，应略小于R且尽量接近R。本设计取=89mm，=74 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160017

21、00N/mm2。3.3.2 膜片弹簧的优化设计（1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的与初始锥角应在一定范围内，即 1.6 H/h = 1.69 2.2 （2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即（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（或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 85mm=（4）根据弹簧结构布置要求，与，与（膜片弹簧小端半径）之差应在一定范围内选取，即（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 由（4）和（5）得mm，mm。3.3.3 膜片弹簧的弹性特性曲线假设膜片弹簧在承载过程

22、中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示： （3-12）式中，E弹性模量，钢材料取E=2.0Mpa； b泊松比，钢材料取b=0.3； R自由状态下碟簧部分大端半径，90mm； r自由状态下碟簧部分小端半径，72mm； R1压盘加载点半径，89mm； r1支承环加载点半径，74mm； H自由状态下碟簧部分内截锥高度，3.52mm；h膜片弹簧钢板厚度，2.2mm。图形如下：由MATLAB所绘制的曲线取点，得到下面坐标：可知平位置为2.9274mm。磨擦片的磨损量为/2=

23、0.6mm，所以=1.2mm。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，则取，满足要求。从而得出为B点的位置减去两个摩擦片的磨损量，而单片弹簧的磨损量=0.6mm得。离合器彻底分离时，膜片弹簧的工作点在C点，在设计中一般使C点的位置尽量靠近N点，此时膜片弹簧大端的变形量为（即为压盘的行程故。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P2，对应此载荷作用点的变形为2。由 （3.13） （3.14）列出表3.4:表3.4膜片弹簧工作点的数据1.71774.13712.92745.324912.82509.0749445

24、6.12561.43464.81148.2832.51126.13.3.3 强度校核上述膜片弹簧的载荷与变形之间的关系式，是在家丁膜片弹簧在承载过程中，其子午截面无变形而只是刚性的绕该截面上的莫以中性点转动的条件下推导出的，根据这一假定克制，界面在该店出沿圆周方向的切向应变为零，即切向应力应为零，而该中性点以外的截面上的点，一般应产生切向应变，有切向力。 经分析膜片弹簧跌黄部分图面的内缘点B处的切向压应力最大；而凹面的外缘点A或内缘点处的切向拉应力最大，但B点的应力值最高，而且B点的最大应力值是发生在离合器分离的磨一位置，并且此时B点处于两向应力状态。故通常取B点应力来校核膜片弹簧的刚度，应使

25、其当量应力小雨许用应力，当一只膜片弹簧嘴打断的变形时，B点的当量应力可以按下式计算，即其中：为分离轴承推力为；宽度系数：。因此，当离合器彻底分离，大端变形量小于时，取，大于时，取，当而大端变形的最大量为彻底分离时大端的变形量为4.33466mm，所以得，N/mm2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1214h），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

26、性。膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般为4550HRC，分离指端硬度为5562HRC，在同一片分离指上同一范围内的硬度差不大于3个单位。膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11，厚度公差为0.025mm，初始底锥角公差为10分。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6m，底面的平面一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0.81.0mm。第4章 主要部件结构设计说明4.1从动盘总成的设计4.1.1从动盘毂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，一般取1.01.4倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴

27、向长度取为1.2d=1.240=48mm。从动盘毂的材料选取45钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处进行高频处理。根据摩擦片的外径D的尺寸及表4.1查出从动盘毂花键的尺寸。表4.1 离合器从动盘毂花键尺寸系列2摩擦片外径D/mm发动机的最大转矩Temax/Nm花键尺寸挤压应力j/Mpa齿数N外径D/mm内径d/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.52502001035

28、2843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2由于D=200mm,则查表可得，花键尺寸：齿数n=10， 外径=29mm, 内径23mm 齿厚t=4mm,有效齿长l=25mm, 积压应力=11.3Mp挤压应力计算公式： 挤压=（MPa） （4.1）式中，P为花键的齿侧面压力，N。它由下式确定：花键的齿侧面压力式中，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，Nm；n为花键齿数；h为花键齿工作高度，m；l为花键有效长度，m。则P=5961.5

29、N挤压=7.949MPa从动盘毂一般由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa。故满足条件。4.1.2 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。材料选用中碳钢板50钢，厚度为取为1.5mm，表面硬度为3540HRC。4.1.3 波形片和减振弹簧波形片采用65Mn，厚度取为1mm，硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA弹簧钢丝。4.2离合器盖和压盘的方式选择4.2.1 离合器盖离合器盖是离合器的主动件之一，它与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。因此它需要具有足够的刚度，

30、板厚取4mm，乘用车离合器盖用10钢等低碳钢板。4.2.2 压盘（1）压盘传动方式的选择由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。（2）压盘几何尺寸的确定 前面已经分析了如何确定摩擦片的内、外径尺寸。当摩擦片的尺寸确定后，与它配合工作的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。压盘外径=D+（25）mm，压盘内径=d-（14）mm在设计中选取压盘外径=200mm，压盘内径=140mm 这样，压盘几何尺寸最后归结为如何确定它的厚度。压盘厚度的确定

31、主要依据以下两点：一是压盘应有足够的质量；二是压盘应具有较大的刚度。为满足上述要求压盘应做得厚些，本次设计采用15mm。压盘的质量初选：对于乘用车，按设计要求需要满足P/m133,P=77KW,所以m2.33kg。初取m=2.33kg。质量校核：压盘的厚度初步确定后，需要校核离合器一次接合的温升，压盘的比热容为c=481.4J/(kg。C)，单片离合器压盘传到压盘的热量所占的比例=0.5离合器接合一次所产生的总滑磨功：WD=12610.4N.m根据参考资料可知：810。C压盘温升=5.6。C,符合要求。（3）传动片 传动片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可利

32、用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。传动片采用3组，每组3片的形式，具体尺寸为，宽a=14mm，厚b=0.5mm，两孔间距为l=50mm，孔直径为d=5mm，传动片弹性模量E=2.0MPa。由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。4.3分离轴承的选择由于=4000r/min,离心力造成的径向力很大，因此采用调心式角接触球轴承。4.4离合器的通风散热由于离合器尺寸小，在离合器盖上开通风口，在外壳上设通风窗，即能满足离合器通风散热的要求.另外在压盘上设散热筋也可以在一定程度上散热。4.5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

33、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段扭转刚度，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效地耗散振动能量。波形片采用65Mn，厚度小于1mm，硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧采用60Si2MnA。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

34、器的扭振及噪声。4.5.1扭转减振器主要参数（1）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的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。极限转矩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，Tj=(1.52.0) 2对于乘用车，系数取2。则Tj=22155310（N.m）（2）扭转刚度k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工作转速范围内。由经验公式k Tj2 初选即kTj133104030（N.m/rad）（3）阻尼摩擦转矩T 由于减振器扭转刚度k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

35、速范围内最有效的消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。根据公式初选TT（0.060.17）2取T=0.15 =0.1155=15.5(N.m)（4）预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。Tn增加，共振频率将向减小的频率的方向移动，这是有利的。但是Tn不应大于T由于Tn满足以下关系：Tn（0.050.15）2，且TnT23.25N.m则初选Tn15N.m（5）减振弹簧的位置半径R0R0的尺寸应尽可能大些，一般取R0=(0.600.75)d/22 则取=44mm。（6）减振弹簧个数Zj根据表4.22知，表4.2 减振弹簧个数的选取当摩擦片外径D250mm时，=46 ,故取Zj=4（

36、7）减振弹簧总压力F当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F为FTj/R0 （4-1） 310/(44) 7045N4.5.2 减振弹簧的计算在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。（1）减振弹簧的分布半径R1由于R1的尺寸应尽可能大些1，一般取R1=(0.600.75)d/2 式中，d为离合器摩擦片内径故R1=44 (mm)，即为减振器基本参数中的R0（2）单个减振器的工作压力PP= F/Z=7045/4=1761(N) （4-2）（3）减振弹簧尺寸1）弹簧中径Dc弹簧中径一般由布置结构来决定1，通

37、常Dc=1115mm故取Dc=12mm2）弹簧钢丝直径dd= （4-3）式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为600Mpa所以d=4.5mm。3）减振弹簧刚度k根据式k=1000knR121知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R1确定，即k= （4-4）则K=4）减振弹簧有效圈数4.7 （4-5）5）减振弹簧总圈数n其一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为n=+(1.52)=7减振弹簧最小高度 （4-6）计算可得弹簧总变形量为34.65mm=P/K=1761/520=3.38mm （4-7）减振弹簧总变形量= （4-8）计算可得减振弹簧预变形量为38.03mm （4-9）

38、减振弹簧安装工作高度=37.87mm （4-10）6）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 （4-11）7) 极限转角减振器从预紧转矩增加到极限转矩时从动片相对从动盘毂的最大转角为: 式中：=3.381mm为减振弹簧的工作变形量。=4.18, 又通常取312，故本设计取4。8) 限位销与从动盘缺口侧边的间隙式中：R2=50mm为限位销的安装半径，一般为2.54mm。本设计取=3.65mm。9) 限位销直径限位销直径按结构布置选定，一般=9.512mm，本设计取=10mm。4.6离合器的操纵机构选择4.6.1对离合器操纵机构的要求1）踏板力要尽可能小，乘用车一般在80-150N范围内，商用车不大于150-200N。2）踏板行程一般在80-150mm范围内，最大不应超过180mm。3）应有踏板行程调节装置，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。4）应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。5）应有足够的刚度。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。8）工作可靠，寿命长，维修保养方便。4.6.2离合器操纵机构的型式