离合器说明书

1、沈阳航空航天大学毕业设计（论文）目 录1 汽车离合器概述11.1概念11.2 离合器简介11.2.1 离合器的功能作用11.2.2 离合器的分类及其工作原理11.2.3 离合器的设计要求31.3 摩擦式离合器41.3.1摩擦式离合器的基本结构原理41.3.2摩擦式离合器的分类51.4双质量飞轮的原理及分类51.4.1双质量飞轮的原理51.4.2双质量飞轮的分类51.4.3双质量飞轮的优点61.4.4双质量飞轮的缺点62 膜片弹簧离合器的结构形式及工作原理82.1膜片弹簧离合器的构造82.2膜片弹簧离合器的工作原理82.3膜片弹簧离合器的优缺点92.3.1膜片弹簧离合器的优点92.3.2膜片弹簧

2、离合器的缺点102.4膜片弹簧离合器的分类103 离合器基本结构尺寸、参数的确定143.1摩擦片外径D的确定143.2离合器后备系数的确定143.3单位压力p的确定154 离合器零件的结构选择及设计计算164.1从动盘总成164.1.1从动盘的结构和组成164.1.2从动盘总成设计164.2压盘和离合器盖174.2.1压盘设计174.2.2离合器盖设计184.3膜片弹簧184.3.1膜片弹簧外形几何尺寸184.3.2膜片弹簧的载荷与变形关系194.3.3膜片弹簧的应力计算214.4分离轴承234.5操纵机构234.5.1离合器踏板行程计算244.5.2离合器踏板力的计算255 双质量飞轮的设计

3、计算265.1双质量飞轮性能参数的选取266 利用UG软件绘制离合器零件图和装配图306.1双质量飞轮离合器总成图306.2双质量飞轮图326.3离合器盖绘制基本过程346.4零件二维图40总结41参考文献42致谢43II 1 汽车离合器概述1.1概念离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行驶过程中，驾驶员可根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。1.2 离合器简介1.2.1 离合器的功能作用（1）汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起

4、步；（2）在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；（3）限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；（4）有效地降低传动系中的振动和噪声。1.2.2 离合器的分类及其工作原理离合器按其工作原理可分为三类：摩擦式离合器、液力式离合器、磁粉式电磁离合器。1.摩擦式离合器的工作原理如图1.1所示，摩擦式离合器一般是由主动部分、从动部分、分离机构和操纵机构四部分组成。离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮和压盘借摩擦作用传给从动盘，再通过从动盘传给变速器。当驾驶员踩下离合器踏板时，通过分离操纵机构、分离叉、分离套筒和分离轴承，将分离杠杆的内端推向左端，由

5、于分离杠杆是以离合器盖上的支撑为支点，外端与压盘接触，所以能克服压紧弹簧的压紧力使压盘向右移动，这样从动盘的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩不再传入变速器，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撑中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘左移，仍将从动盘压紧在飞轮上，这样发动机的扭矩又传入变速器。图1.1离合器原理图2.液力离合器的工作原理图1.2液力离合器结构图液力偶合器靠工作液（油液）传递转矩，外壳与泵轮连为一体，是主动件；涡轮与泵轮相对，是从动件。当泵轮转速较低时，涡轮不能被带动，主动件与从动件之间处于分离状态；随着泵轮转速的提高，涡轮被带动，主动件与从

6、动件之间处于接合状态。3.磁粉式电池离合器的工作原理 图1.3磁粉式电池离合器工作原理图电磁离合器靠线圈的通断电来控制离合器的接合与分离。在主动与从动之间放置磁粉，可以加强两者之间的接合力，这样的离合器称为磁粉式电磁离合器。1.2.3 离合器的设计要求（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，又能防止过载。（2）接合时要完全、平顺、柔和，保证起初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，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档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效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。（6）

7、避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。（7）操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。（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，保证有稳定的工作性能。（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，制造工艺性好，维修、调整方便等。1.3 摩擦式离合器1.3.1摩擦式离合器的基本结构原理摩擦式离合器按其功能要求，结构上由以下几部分组成：主动件、从动件、压紧弹簧和分离杠杆。其结构原理如图1.4。从图1.4中可以看到，压盘3、分离杆4和压紧弹簧8一起组装在离合器盖9内，俗称离合器盖总成。盖总成通过螺栓安装到发动机的

8、飞轮上。飞轮1和压盘3为主动件，发动机的转矩通过这两个主动件输入。飞轮1和压盘3之间为从动盘总成2，它作为从动件通过摩擦接收由主动件传来的输入转矩，并通过其中的从动盘毂花键输出转矩（由变速器第一轴10接受）。压紧弹簧8（它可以是螺旋弹簧或膜片弹簧）通过压盘3把从动盘总成压紧在飞轮上，形成工作压力。当发动机工作带动飞轮1和压盘3一道旋转时，通过压盘上压紧弹簧产生的压力形成摩擦力，带动从动盘总成旋转，完成转矩输入。当需要切断动力时，驾驶员通过离合器操纵系统的踏板7，通过操纵杆系和分离拨叉11推动分离套筒5，使分离杆4绕其在离合器盖9上的支点转动，压盘3向后移动，从动盘总成2和压盘3脱离接触。图1.

9、4摩擦式离合器结构图1飞轮；2从动盘总成；3压盘；4分离杆；5分离套筒；6离合器制动；7离合器踏板：8压紧弹簧；9离合器盖；10变速器第一轴（离合器输出轴）；11分离拨叉及操纵连杆1.3.2摩擦式离合器的分类摩擦式离合器的分类方法很多，在此只列举一些重要的分类。按从动件形式可分为：盘式、锥式、鼓式；按摩擦盘数可分为：单片式、双片式、多片式；按弹簧布置位置分为：中央弹簧式、斜置弹簧式、圆周布置弹簧式；按弹簧形式分为：螺旋弹簧式（圆锥弹簧、圆柱弹簧）、膜片弹簧式；膜片弹簧按分离力作用方向分为：推式、拉式。近些年出现了新式摩擦离合器，包括双质量飞轮离合器、双离合器等本设计为双质量飞轮离合器，其弹簧形

10、式为膜片弹簧1.4双质量飞轮的原理及分类1.4.1双质量飞轮的原理图1.5双质量飞轮基本原理示意图双质量飞轮式扭转减震器实质上是一种机械式低通滤波器，原理如图1.5所示。在动力传动系统中引入柔性环节，降低整个动力传动系统的固有频率，这样就可以避免和激励将动力传动系统的某阶固有频率激起共振，从而保证动力传动系在汽车正常行驶车速范围内不会产生共振。1.4.2双质量飞轮的分类双质量飞轮可按照弹性元件、阻尼类型和轴承形式来进行分类。根据采用的弹性元件分：橡胶弹簧式螺旋弹簧式周向弹簧式径向弹簧式长轴线弹簧式短轴向弹簧式根据采用的摩擦阻尼类型分为：干摩擦阻尼式粘性阻尼式空气阻尼式根据采用的轴承类型分为：滚

11、动轴承式滑动轴承式推力轴承式本设计为轴向长轴线螺旋弹簧式，采用滑动轴承。1.4.3双质量飞轮的优点（1）控制系统固有频率。可以改变动力传动系统的固有频率，将动力传动系统的固有频率移出发动机常用的激励频率范围，避免发生系统共振。（2）弹性布置空间较大。减震器的弹性元件可以在较大的空间布置，可以将减震弹簧刚度设计得较低，从而增大双质量飞轮的相对转角。（3）双质量飞轮的特殊结构就决定了离合器从动盘上没有减震器，从而减小了从动盘的转动惯量，也有利于变速器档位切换。（4）可以通过对动力系统的质量、刚度和阻尼的调节来实现对动力系统扭振的全面控制，在各个工况下对动力传动系统扭振都有较好的减震效果。（5）可以

12、较好地衰减发动机启动和停止过程中的振动和噪声，还可以有效抑制变速器和车身的振动与噪声。（6）可以延长动力传动系统各零部件的使用寿命，其能量传递效果与液力传动系统相当，还可以节省燃料消耗，提高汽车的经济性，改善汽车的尾气排放。（7）显著提高了换挡的平顺性和汽车操纵的稳定性。1.4.4双质量飞轮的缺点（1）结构较离合器从动盘式扭转减震器复杂，加工制造困难成本高。（2）减震弹簧分布半径增大，弹簧刚度较低、弹簧较长，在发动机高速运转的时候，弧形螺旋弹簧的径向离心力和切向的变形量都显著增加，从而使螺旋弹簧的磨损量加剧，影响高转速下弹簧的可靠性。（3）加大了减震器的工作安装空间，尤其增大了FF式轿车布置的

13、困难。（4）因自身结构带来的密封、温度稳定性不好等问题。（5）螺旋弹簧与其他有相对运动的金属件间的冲击及造成的振动和噪声。双质量飞轮突破了离合器从动盘式扭转减震器的一些缺点，对汽车动力传动系统的扭振有非常好的衰减作用，双质量飞轮式扭转减震器取代离合器从动盘式扭转减震器将成为必然，形成了从质量、刚度、阻尼三方面实施综合控制扭振及扭振噪声的思想。2 膜片弹簧离合器的结构形式及工作原理2.1膜片弹簧离合器的构造膜片弹簧离合器是用膜片弹簧代替了一般螺旋弹簧及分离杆机构而做成的离合器，其结构如图2.1图2.1 膜片弹簧离合器图2.2膜片弹簧离合器的工作原理图2.2膜片弹簧离合器工作原理图1 飞轮；2从动

14、盘；3压盘；4膜片弹簧如图2.2所示，当踩下离合器踏板时，踏板通过操纵机构推动分离轴承向左移动压缩膜片弹簧2，膜片弹簧兼作分离杠杆，压盘3随着膜片弹簧大半径端向左移动使从动盘与飞轮离开，如图2.2右侧。2.3膜片弹簧离合器的优缺点膜片弹簧离合器的优点可以从螺旋弹簧和膜片弹簧的弹性特性进行分析。图2.3螺旋弹簧和膜片弹簧的弹性特性图螺旋弹簧具有线性特性，而膜片弹簧具有非线性特性。2.3.1膜片弹簧离合器的优点（1）膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使零件数目减少，重量减轻；（2）离合器结构大大简化并显著地缩短离合器的轴向尺寸；（3）膜片弹簧具有良好的非线性特性，设计合适，可使摩擦片磨损到

15、极限，压紧力仍能维持很少改变；（4）可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便。2.3.2膜片弹簧离合器的缺点（1）制造难度大；（2）分离指刚度低，分离效率低；（3）分离指根易出现应力集中；（4）分离指舌尖易磨损。2.4膜片弹簧离合器的分类膜片弹簧离合器可分为拉式和推式两种结构形式。拉式的特点：分离指在分离轴承向左拉力的作用下离合器分离；推式的特点：分离指在分离轴承向右推力的作用下离合器分离。图2.4拉式和推式膜片弹簧离合器1.推式膜片弹簧离合器推式膜片弹簧离合器又可按照支撑环的数目分为双支承环式、单支承环式和无支承环式三种。（1）双支承环式1）MF型。这是一种较成熟的膜片弹簧支承形式。膜片弹簧、

16、两个支承环与离合器盖之间用一个肩式铆钉定位并铆合在一起，结构简单。2）DS型。在标准铆钉杆上套一硬衬套，并在铆钉头处加一挡环，使前支承环与铆钉头不直接接触，从而提高了耐磨性和使用寿命，但结构复杂。3）DST型。通过离合器盖内边缘上伸出的许多舌片，将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起，结构更紧凑、简单，寿命长。图2.5双支撑环式膜片弹簧离合器（2）单支承环式1）DBV型。这是MF型的改进，省去了后支承环。它在冲压形成的离合器盖上冲出一个环形凸台来代替MF型的后支承环，进一步简化了结构。2）GMF型。与DBV型相似，在铸铁离合器盖上铸出一个环形凸台以代替后支承环。3）DB/DBP型。在铆钉前

17、端以弹性挡环代替前支承环，这样可以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙。图2.6单支撑环式膜片弹簧离合器（3）无支承环式1）DBR型。利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出来的环形凸台，将膜片弹簧铆合在一起。取消了前、后支承环。2）D/DR型。与DB/DBP型相似，但以离合器盖上冲出的环形凸台代替后支承环，使结构简单。3）CP型。将D/DR型中的铆钉取消，在离合器盖内边缘上伸出许多与DST型相似的舌片，将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖冲出的环形凸台弯合在一起。图2.7无支撑环是膜片弹簧离合器2拉式膜片弹簧离合器拉式膜片弹簧离合器分为无支承环式和单支承环式两种，如图2.8图2.8拉式膜片弹簧离合器拉

18、式膜片弹簧离合器具有离合器盖变形小、分离轴承负荷小、弹簧应力较小、夹紧载荷大、支承环数目少等优点，但其分离轴承结构复杂、安装困难、膜片弹簧的外径大等缺点。本设计选用推式膜片弹簧离合器。3 离合器基本结构尺寸、参数的确定3.1摩擦片外径D的确定摩擦片外径是离合器的基本尺寸，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。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩Temax(Nm)来选定D时，有下列公式，可作参考：D=100TemaxA （3.1）式中，系数A反映了不同结构和使用条件对D的影响，本设计为小轿车，故A=47。所以可求出

19、：D=223.61mm。按Temax初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，表3.1为我国摩擦片尺寸的标准。表3.1离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm160180200225250280300内经d/mm110125140150155165175厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.5C=d/D0.6880.6940.7000.6670.6200.5890.5831-C3 0.6750.6650.6570.7040.7620.7950.802单面面积/cm3106132160221302402466根据表3.1取：D=225mm；d=150mm；h=3.5mm。3.2离

20、合器后备系数的确定在确定摩擦片外径的同时，还应初选离合器后备系数。后备系数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=1.21.3。本设计取=1.2。3.3单位压力p的确定确定摩擦片上的单位压力p值大小，应和离合器本身工作条件、摩擦片的直径大小、摩擦片材料及其品质等因素有关。对于小轿车，D230mm时，p约为0.25MP；D230mm时，p可由公式：p=1.18/D求出。本设计D=225mm，故p=0.25MP。4

21、 离合器零件的结构选择及设计计算4.1从动盘总成4.1.1从动盘的结构和组成从动盘有两种结构型式：带扭转减震器和不带扭转减震器，本设计为双质量飞轮离合器，故选用不带扭转减震器的从动盘。 从动盘由从动片、摩擦片、从动盘毂组成。4.1.2从动盘总成设计1.设计要求：（1）为了减少变速器换挡时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。（2）为了保证汽车平稳起步、摩擦片面上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性。（3）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减震器。（4）要有足够的抗爆裂强度。2.从动片设计从动片时，尽量减轻其质量，应使其质量分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的

22、转动惯量。从动片通常用1.32.0mm厚的钢板冲制而成。本设计取1.5mm厚钢板。从动盘毂发动机转矩经从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键就插在该花键孔内。表4.1从动盘毂花键尺寸系列从动盘外径D/mm发动机转矩Te/Nm花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm挤压应力/MP16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.5根据表4.1，从动盘外径D=225mm可选取花键尺寸。强度校核：花键的侧面压力P=4Temax(D+d)Z=1.13103 （4.1） 挤压=Pnh

23、l(MP)=12.55MP （4.2）从动盘毂一般由中碳钢锻造而成，并经调至处理，其挤压应力不应超过20MP，所以满足要求。3.摩擦片选择美国杜邦公司开发出的一种由芳香族聚酰胺纤维派生出来的摩擦材料，商业名称为芳纶。4.2压盘和离合器盖4.2.1压盘设计压盘设计包括传力方式的选择及其尺寸的确定两个方面。1.压盘传力方式的选择压盘和飞轮之间的连接方式有：凸台式连接、键式连接、销式连接和传力片式连接。本设计采用传力片式连接，这种方式简化了压盘的结构，降低了对装配精度的要求，并且还有利于压盘的定中。2.压盘几何尺寸的确定（1）压盘应具有足够的质量由于滑磨的存在，每接合一次的过程中都要产生大量的热，而

24、每次接合时间又短，因此热量根本来不及全部传到周围空气中去，必然导致摩擦副的温升，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘具有足够大的质量来吸收热量。（2）压盘应具有较大的刚度压盘应具有足够大的刚度和合理的结构形状，以保证在受热的情况下不致因产生翘曲变形而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。所以压盘一般都做的比较厚。本设计取厚度10mm。4.2.2离合器盖设计离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，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。在设计时应特别注意以下几个问题。1.刚度问题离合器分离杆支承在离合器盖上，

25、如果盖的刚度不够，则当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时可能导致分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换挡困难。本设计采用2mm厚低碳钢板冲压而成。2.通风散热问题为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开许多通风窗口。3.对中问题离合器盖内装有压盘、分离杆、压紧弹簧等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。4.3膜片弹簧4.3.1膜片弹簧外形几何尺寸1. H/h比值的选择：设计膜片弹簧时，要利用其非线性特性的弹性变形规律，因此要正确选择其特性曲线的形状，以获得最佳的使

26、用性能。一般汽车的H/h值为1.52.0。本设计取2.0。2.R及R/r的确定：R/r对弹簧的载荷及应力特性都有影响。对于汽车膜片弹簧一般R/r取1.21.3。本设计取1.26。3.膜片弹簧起始圆锥角：汽车膜片弹簧一般起始底角在1014之间。本设计取14。4.膜片弹簧小端半径rf及分离轴承作用半径rp: rf值主要由结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径以便安装，取rf=17。分离轴承作用半径rp大于rf。5.分离指数目n、切槽宽1、窗孔槽宽2及半径rc:本设计取：n=18； 1=4mm；2=10mm；rc=77.5mm。6.支承环作用半径l和膜片弹簧与压盘接触半径L:本设计取：L=1

27、05mm；l=90mm。4.3.2膜片弹簧的载荷与变形关系膜片弹簧具有独特的弹性特性，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的蝶形弹簧，在蝶簧的小端伸出许多由径向槽隔开的指状部分即分离指。膜片弹簧的弹性特性和尺寸与其碟簧部分的蝶形弹簧完全相同。因此，蝶形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘在膜片弹簧上沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F1表示，加载点间的相对变形为1，则压紧力F1与变形1之间的关系式为：F1=Eh16(1-2)ln(R/r)(R1-r1)(H-1R-rR1-r1)(H-12R-rR1-r1)+h2 （4.3）式中：E弹性模量，对于钢，E=2.1105

28、MPa 泊松比，对于钢，=0.3 H膜片弹簧自由状态时，其碟簧部分的内锥高度 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 r1支承环加载点半径 R1压盘加载点半径F1=3.142.1105316(1-0.32)ln1.26(105-90)26-1110-87.5105-906-12110-87.5105-90+32 得：F1=(1)=41913-502412+167471对上式求导，可解出1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点。凸点：1=2.37mm时，F1=17048.83N凹点：1=3.99mm时，F1=13453.33N拐点：1=5.63mm时，F1=9812.

29、42N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F2，对应此载荷作用点变为2。F2=R1-r1r1-rfF1=105-9090-17F1=0.21F1 （4.4）2=r1-rfR1-r11=90-17105-901=4.871 （4.5）表4.2膜片弹簧工作点数据12.373.995.63219.1919.7219.48F117048.8313453.339812.42F22860.22783.22818.2图4.1膜片弹簧F R特性曲线图4.3.3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4.2）。断面在O点沿圆周

30、方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O点以外的点均匀存在切向应变和切向应力。现选定坐标与子午断面，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，其方向如图4.2上所示，则断面上任意的切向应力为：t=E1-2x-/2-ye+x （4.6）式中： 碟簧部分子午断面转角（从自由状态算起） 碟簧部分自由状态时的圆锥底角 e碟簧部分子午断面内中性点的半径e=（R-r）/ln(R/r) （4.7）为了分析断面中断向应力的分布规律，将（4.6）式写成Y与X轴的关系式：Y=t-2-1-2etEX-(1-2)etE （4.8）图4.2中性点O为坐标原点在子午截面处建立x-y坐标系由上式可知，当膜片

31、弹簧变形位置f一定时，一定的切向应力t在X-Y坐标系呈线性分布。当t=0时Y=(-2)X，因为（-2）的值很小，我们可以将（-2）看成tg(-2)，由上式可写成Y=tg(-2)X。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点O而与X轴成（-2）角的直线上。从式（4.8）可以看出当X=-e时无论取任何值，都有Y=-(-2)e。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，外侧为拉应力区，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

32、）和Y=h/2代入有：tB=e(1-2)re-r22-e-rd2+h2 （4.9）令dtBd=0可以求出切向压应力达极大值的转角P=+h2(e-r)由于：e=R-rln(R/r)=110-87.5ln(110/87.5)=98.38所以：P=+h2(e-r)=0.20+32(98.38-87.5)=0.34tB=e(1-2)re-r22-e-rd2+h2=-354N/mm2B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力F2作用下还受弯曲应力：rB=6(r-rf)F2nbh2 （4.10）式中：n分离指数目n=18 Br单个分离指的根部宽Br=2r018=5.93 （4.11）因此：rB=6(87.5

33、-17)2860.2185.932=1265.8N/mm2由于srB是与切向压应力stB垂直的拉应力，所以根据最大剪切应力强度理论，B点的当量应力为：Bj=rB-tB=1265.8-354=1619.8N/mm2 （4.12）BjBj=1700N/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（将膜片弹簧压平并保持1214h），使其高应力区产生残余应力，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，提高其耐磨性。故膜片弹簧的当量应力不

34、超出允许应力范围，所以符合要求。4.4分离轴承分离轴承在工作中主要受轴向力。在分离离合器时，由于轴承的旋转，在离心力的作用下，它同时还承受径向力。所以在离合器中采用的分离轴承主要有两类：径向推力轴承和推力轴承。径向推力类适用于高速、低轴向负荷的情况；推力类则适用低速、高轴向负荷的情况。由于现今大多数发动机转速超过6000r/min，离心力造成径向力很大，因此，汽车离合器分离轴承广泛采用了角接触式的径向推力球轴承。4.5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和使离合器柔和接合的一套机构。它始于离合器踏板，终止与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纵

35、轻便。轻便性包括两方面，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式的校正机构。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。离合器操纵机构应满足以下要求：（1）踏板力要小，轿车一般在80150N范围内，货车不大于150200N；（2）踏板行程对轿车一般在80150mm范围内，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

36、常工作。机械式操纵机构有杆系传动和索系传动两种形式，杆传动结构简单，工作可靠，但是机械效率低，质量大，车架和驾驶室的变形可影响其正常工作，远距离操纵杆系，布置困难，而索系传动可消除上述缺点，但寿命短，结构效率不高。本设计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、管路系等部分组成。4.5.1离合器踏板行程计算踏板行程S

37、由自由行程S1和工作行程S2组成：S=S1+S2=(S0f+ZSc2c1)a2b2d22a1b1d12 （4.13）式中S0f为分离轴承的自由行程，一般为1.53.0mm，取S0f=1.6mm；反映到踏板上的自由行程S1一般为2030mm；d1、d2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：S=0.851.30mm，取S=1mm；a1、a2、b1、b2、c1、c2为杠杆尺寸。a1=72mm、a2=100mm、b1=50mm、b2=120mm、c1=20mm、c2=100mm、d1=60mm、d2=140mm；S=S1+S2=1.6+2110020100

38、10010026050502=154.7mm S1=20.7mm合格图4.3液压操纵机构示意图4.5.2离合器踏板力的计算踏板力为Ff=Fi+Fs （4.14）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，i=a2b2c2d22a1b1c1d12；为机械效率，液压式：=8090%，机械式：=7080%；Fs为克服回位弹簧的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略。F=9812.42 i=66.7，=90%；则：Ff=163.45N/m5 双质量飞轮的设计计算5.1双质量飞轮性能参数的选取双质量飞轮的性能参数有：（1）减震器极限工作扭矩Mj；（2）减震器极限工作扭角j；（3

39、）减震器角刚度Ca；（4）减震器摩擦阻尼力矩Fr；（5）减震器弹簧的预紧扭矩Mn；1.减震器极限工作扭矩Mj和Mj的选择Mj 和 Mj （减振器反向驱动时极限工作扭矩）的确定主要由减振器所传递的扭矩来决定，同时需要考虑留有一定缓冲冲击的空间，通常设计时会选择适当的扭矩后备系数。离合器从动盘式扭转减振器的Mj和Mj的选取原则为：Mj= （1.52.0）Memax，其中，Memax为发动机最大输出扭矩；对于商用车通常系数取较小值；而对于轿车通常系数应该取得大一些。根据双质量飞轮的特点和设计经验，Mj和Mj的取值可以比较自由，范围也较大，可以根据实际需要来进行选取，这也是双质量飞轮的优越性的体现。需

40、要着重说明的是，离合器从动盘式扭振减振器受到很多结构方面的限制，在确定极限反扭矩Mj时，通常设计使Mj小于Mj，而双质量飞轮在设计时不需要这样考虑，Mj和Mj可以相等，因此可以在飞轮的设计、加工和制造等方面带来众多便利性。本设计取Mj=1.5Memax=1.5235=352.5N/m2.减震器极限工作扭角Bj和Bj的选取原则在选取Bj和Bj时，离合器从动盘式扭转减震器和双质量飞轮一样，都是在结构和其他条件允许的情况下，尽可能选取较大值。双质量飞轮扭转减震器可以达到45左右。本设计取Bj为4050；怠速Bj为73.减震器角刚度CaCa=T （5.1）式中：T加在从动片上的转矩N/m 从动片相对于

41、从动毂转过的角度rad为了避免导致传动系统扭转共振，要合理地设计扭转刚度，使系统扭振的固有频率不在常用车速范围内。扭转减振器的极限转矩（Mj）、极限转角（Bj）和扭转刚度（Ca）这三个性能主要参数，只要知道其中两个，则第三个参数也就可以被确定。因此，在设计中通常先确定极限转矩和极限转角这两个参数，然后再计算扭转刚度。4.阻尼和摩擦力矩Fr的确定双质量飞轮式扭振减振器中的阻尼器通常只有三种，即干摩擦式阻尼器、橡胶、液力阻尼器，干摩擦式阻尼器和液力阻尼器最为常用。摩擦阻尼力矩Fr是减振器中的一个十分重要的性能参数，它对衰减传动系扭转共振振幅起到很重要的作用。如果Fr值过小，不能有效地衰减系统的扭振

42、；但若Fr值过大，其效果相当于增大了扭转刚度，降低了减振性能。由此可见，Fr必有一个最佳值。但在目前还没有对这一最佳值的确切算法，一般通过试验确定。根据国内外的研究报告，对于离合器从动盘式扭振减振器，一般认为可取：Fr=(0.050.15) Memax （5.2）考虑到实际应用中仅在发动机起动时通过共振点，所传递的转矩值不大，即使摩擦力矩稍小一些，仍能很好地衰减共振峰值。所以允许摩擦力矩取较小值，但需限制取最大值，故实际取值范围可取：Fr=(0.030.15) Memax （5.3）以上原则是在成熟的理论及实践基础上得出的结论，在设计双质量飞轮的过程中，要尽可能的满足以上的设计原则，这样才能使

43、设计的产品性能达到最优。本设计取：Fr=0.06 Memax=0.6235=14.1N/m5.减震器弹簧的预紧扭矩Mn预紧扭矩（Mn）对双质量飞轮的减振性能是不利的，它会导致系统振动的不稳定，因此,预紧力矩越小越好，最好没有预紧力矩。但是在实际应用中，弹簧需要具有一定的预紧力，这样可以避免弹簧长度在工作一段时间后会发生不可恢复变形从而引起的弹簧刚度改变，同时也避免由于间隙引发的弹簧不稳定振动从而恶化了双质量飞轮的性能。在减振器的制造过程中，Mn 一般由弹簧生产工艺和减振器装配工艺决定，一般将减振器弹簧在自由长度基础上再加长 0.5 毫米左右，因此在减振器弹簧使用一定时间后，Mn 就基本不再变化

44、而趋于稳定状态。6.弹簧形式的选取本设计采用长曲线螺旋弹簧，分为两组，每组弹簧采用内外嵌套的形式，外弹簧比内弹簧长，在怠速工况下由外弹簧来工作，当达怠速极限时，也就是进入到行驶级后，内弹簧和外弹簧同时参加工作，用这样的结构来实现弹性的分级。7.弹簧参数的选取弹簧对应的圆心角为160，弹簧材料选为油淬回火硅锰弹簧钢，单个弹簧承受最大转矩T=162.75Nm，切变模量G=78.21GPa，根据弹簧钢丝直径公式，一级弹簧安装空间对其中经D的限制，查阅弹簧标准尺寸系列表及旋绕比推荐值表，确定弹簧钢丝直径d及旋绕比C0，d=0.6mm，C0=5。钢丝的抗拉强度b=1569MPa，取支撑圈数n2=2，则减

45、去支撑圈的宽度后，得：0=2.78rad要求在满足工作条件前提下，使设计出的弧形弹簧的极限工作转角尽量大。即弹簧在最大工作载荷下不被压并的同时，弹簧角刚度应尽量小。因此以角刚度k为目标函数。（1）弹簧角节距p应满足一下方程：p-dR-nn0.1dR （5.4）p=0n （5.5）nn=8C04TGDR2k （5.6）式中p为角节距（定义角节距为弧形弹簧中轴线的节距在中轴线圆心所成的角度）；n为n圈弹簧在发动机输出最大扭矩T时的角变形量。（2）弹簧工作变形量应满足工作变形量在最大变形量20%80%之间的要求，所以可得约束方程：0.2ns0.8 （5.7）其中，在实验扭矩下的变形量s=TSk。实验

46、扭矩TS=d3sR8D。实验切应力s=1.2p，p为切应力强度。（3）螺旋角要求在0.0870.157rad之间。=arctan(R-rcos)r （5.8）由以上约束条件，对角刚度k进行优化，可得弧形弹簧的角刚度以及有效圈数。有效圈数n=32，可取支撑圈数n2=2，则总圈数n1=34，角刚度为200.74N/rad.表5.1弹簧数据表名称弧线半径直径中经旋绕比总圈数有效圈数弧线圆心角数值118630534321606 利用UG软件绘制离合器零件图和装配图6.1双质量飞轮离合器总成图图6.1双质量飞轮离合器总成图图6.2双质量飞轮离合器爆炸图6.2双质量飞轮图图6.3双质量飞轮图 图6.4双质量飞轮爆炸图6.