汽车离合器课程设计

1、目录一、离合器概述 2二、设计要求及技术参数 2（一）设计基本要求 2（二）技术参数 2三、结构方案分析 2（ 一 ） 从动盘数的选择 2（二） 压紧弹簧和布置形式的选择 3四、离合器主要参数选择 3（一）后备系数伕3（二） 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙 t3（ 三 ） 单位压力 P0 4（四）摩擦片外径 D内径d和厚度b5（五）对所取摩擦片标准尺寸进行验证 5五、离合器的设计与计算 6（ 一 ） 离合器基本参数的优化 6六、膜片弹簧的设计 7（一）膜片弹簧的弹性特性曲线 8（二）膜片弹簧的基本参数的选择 8（ 三 ） F1 1 特性曲线的绘制 9七、膜片弹簧的强度计算与校核 12八、膜

2、片弹簧的优化设计 13九、主要零部件的设计 14（ 一 ） 扭转减震器的设计 14（ 二 ） 从动盘总成的设计 17（ 三 ） 离合器盖总成的设计 19（四） 压盘的设计 19十、 离合器的操纵机构 20十一、 设计小结 20十二、 参考文献 21离合器概述对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一 种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部 分、压紧机构、和操纵机构等四部分。离合器的功用主要的功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步

3、时将 发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换档时将发动机与传动系分离，减少 变速器中换档齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最 大转矩，以防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。二、设计要求及其技术参数( 一)设计基本要求：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

4、保证工作温度不致过高， 延长寿命。6) 操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。7) 具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。( 二) 技 术参 数:车型：沃尔沃整 车质 量( kg)： 1637最 大扭矩 / 转速(N m/rpm ): 400/5000主减速比： 3.38一档速比: 3.77滚 动 半 径 : 306mm三、结构方案分析( 一)从动盘数的选择:单片离合器单片离合器:对乘用车和最大质量小于 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，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器的结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯

5、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。（二） 压紧弹簧和布置形式的选择：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。1膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，有如下优点：1）具有较理想的非线性弹性特性。2）兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用。3）高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定。4）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）通风散热良好，使用寿命长。6）膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。2.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

6、或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小等。四、离合器主要参数的选择（一）后备系数B后备系数B保证了离合器能可靠地传递发动机转矩，同时，它有助于减少汽车起步时 的滑磨，提高离合器的使用寿命。为可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，B不宜选取太小；但是为了使 离合器尺寸不致过大，减少传动系的过载，使操纵更轻便等，后备系数不宜过大。当发动 机后备功率较大、使用条件较好时，B取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了 提高起步能力，减少离合器滑磨，B取大些；货车总质量较大，B也应该选取大些；采用 柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取B应比汽油机大些；发动机缸

7、数越多, 转矩波动越小，B也应选取小些。在开始设计离合器时，一般是参照统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形 式的特点，初步选定后备系数B。汽车离合器后背系数B的取值范围车型后备系数B乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.20-1.75最大总质量为6-14t的商用车1.50-2.25挂车1.80-4.00由于所设计的是轿车的离合器，所以选择B=1.3（二）摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙 t摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等 因素。摩擦因数f的取值范围见下表。表4-1摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦材料摩擦因数f石棉基材料模压0.20 0.25

8、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0.4本次设计初取f = 0.30。摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺 寸。本次设计取单片离合器 Z=2。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结合，在分离轴承和分离杠杆内端之间 留有的间隙。该间隙厶t 一般为34mm。本次设计取 t =3 mm。（三）单位压力Po摩擦面上的单位压力 P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, 摩擦片材料及质量等有关。离合器使用频繁，工

9、作条件比较恶劣单位压力P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 P。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P应随摩擦片外径的增加而降低。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。p 0取值范围见表4-2。表4-2摩擦片单位压力p0的取值范围摩擦片材料单位压力p 0/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P。选择：

10、0.10 MPa < po < 1.50 MPa，本次设计初取 p 0 = 0.3MPa。（四）摩擦片外径D内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性 的影响。12?3?/0?(1- ?)312 X 1.3 X400 X 103=V3.14 X0.3 X2 X 0.3 X(1 -0.623)=243.8离合器摩擦片尺寸系列和参数表外径D/mm160180200225250280300325350380405430内径110125140150155165175190195205220230d/mm厚度3.23.53.53.53.53.53

11、.53.54444b/mmc=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.53531- c0.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位1061321602213024024665466787299081037面积摩擦片标准系列尺寸，取 D=250mm d=155mm b=3.5mm c=0.620 1- c3 = 0.762（五）对所取摩擦片标准尺寸进行验证为保证离合器在任何工况下都能可靠的传递发动机的最大转矩，设计时？<?应大于发动

12、机的最大转矩，即?=式中？?为发动机的最大转矩,?= 1.3 X 400 = 520?.?为离合器的后备系数；?=活?？（1 - ?）?=12 X Tc12 X 520 X103nD(C3)3.14 X 0.3 X2 X2503 X0.762 = 0.28MPa式中，f为摩擦因数取0.3 ;?为单位压力（?Z为摩擦面数取2;D为摩擦片外径取250mm d为摩擦片内径取155mm摩擦片材料选择石棉基材料，？?为单位压力0.28 MPa , f为摩擦因数取0.3。摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件， 摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：应具有较稳定的摩擦系

13、数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面油水对摩擦性能的影响应最小结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象由以上的要求，目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3左右,在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。经检验各项初选参数均满足适应范围。五、离合器的设计与计算（一） 离合器基本参数的优化1）最大圆周速

14、度 摩擦片外径D （mm的选取应使最大圆周速度 U）不超过6570m/s ,即n3n3uD =nemax D X 10 = X 5000 X 250 X10 = 65.4m/s < 6570m/s60 60式中，Vd为摩擦片最大圆周速度（m/s）;nemax为发动机最高转速取5000 r/min ；D为摩擦片外径径取250mm ; 故符合约束条件。2）摩擦片的内、外径比 c应在0.530.70内d 155c = 0.62D 250故符合约束条件3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的B值 应在一定范围内，最大范围为1.24.0，即1.24.0本设计中所选B

15、=1.3，故符合约束条件4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm 即d > 2Ro + 50mm本设计中d=155mm Ro= 50mm （见后面扭转减振器设计），故符合约束条件。5）单位压力Po6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力P0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，Po的最大范围为0.101.50Mpa,由于已确定单位压力P0 = 0.28Mpa,在规定范围内，故满足要求7）单位摩擦面积滑磨功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，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于

16、其许用值w。汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功（J）为：冗务丫 mar2n2 X 20002 1637 X 0.3062W= -（冇）=（22） = 20683J1800 ' i0i訂1800' 3.382 X3.772）式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功（J）ma为汽车总质量取1637kg；rr为轮胎滚动半径0.306m；i g为汽车起步时所用变速器档位的传动比3.38;i0为主减速器传动比3.77;ne为发动机转速（r/min）,乘用车ne取2000 r/min;4W4 X 20683/23 =22=22 = 0.34 J /mm2n Z（D- d2）

17、nX2（2502 - 1552）式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取20683J对于乘用车：w = 0.40J /mm2，则3 w 3符合约束条件。摩擦片的相关参数如下表摩擦片外径D摩擦片内径d后备系数B厚度b单位压力P0250mm155mm1.33.5mm0.28MPa六、膜片弹簧的设计（一） 膜片弹簧的弹性特性曲线图4-1膜片弹簧的弹性特性曲线假设膜片弹簧在承载过程中，其子断面刚性地绕此断面上的某中性点转动。设通过支 承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷 Fi(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为 (mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：F1 f (x1)Ehxl In

18、 (R/r)6(1 b2) (R1 r1)2(冷斗h22 R1 r1式中，E-弹性模量，钢材料取E=2.1 X 105Mpab-泊松比，钢材料取b=0.3 ;R-自由状态下碟簧部分大端半径，mm ；r-自由状态下碟簧部分小端半径，mm；Ri-压盘加载点半径，mm；ri-支承环加载点半径， mmH-自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm；h-膜片弹簧钢板厚度，mm。(二)膜片弹簧基本参数的选择1) 比值H/h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H一般为1.5h2.0，板厚h为24mmH故初选 h=2.2 mm, =1.7 贝U H=1.8h=3.74 mm.h2)

19、 R/r比值和R、r的选择研究表明。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1.201.35。为使摩擦片上的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的r值宜为大于或等级？?咎取r = 102mm，R/r =1.20，则 R= 122.4mm，为了计算方便，R 取整数 R= 125mm，则 R/r = 1.2253) a的选择膜片弹簧自由状态下圆锥角a与内截锥高度 H关系密切，a般在915°范围内 aarctanH/(R - r) = arctan3.74心25 - 102)9.24。，满足 9 15°

20、; 的范围。4) 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 。5) 膜片弹簧小段内半径ro及分离轴承作用半径r f的确定?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。rf应大于r0。取ro = 34mm , rf = 35mm6) 切槽宽度S3 2及半径r e的确定S 1= 3.23.5 mm,3 2 = 910 mm, re的取值应满足 r - g > 3 2。本次设计取 S 1 = 3.4 mm ,S 2 = 10 mm , re< r - S 2 = 92 mm 。故取 r

21、e=907) 压盘加载点半径 R1 和支承环加载点半径 r 1 的确定R1和1需满足下列条件：1 < R- R1 < 70 < r1 - r < 6故选择 R1 = 124mm , r1 = 104mm.( 三 )F11 特性曲线的绘制利用 Matlab 软件进行 F11特性曲线的绘制,程序如下：function fun()x1=0:0.5:12;%x1 为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形E=2.1*10A5;% 弹性模量(Mpab=0.3;%泊松比R=125;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm)r=102;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)H=3.74;%自由状态下

22、碟簧部分内截锥高度(mmh=2.2;%膜片弹簧钢板厚度(mmR仁124;%±盘加载点半径(mmr1=104;%支承环加载点半径(mmP1=(pi*E*h*x1/(6*(1-bA2)*log(R/r)/(R1-r1)A2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+hA2);%以下用于绘图elfplot(x1,P1,'-b');axis(0,7,0,5000);%设置坐标hold onhold off,grid onxlabel('变形 x1/mm')D Figure lI ©| 回S3File

23、 Edit View nsert Tools Desktop Window Help嗽 s4000門-疝特性曲线35D0oo30000520020000£00 o005NnLLF 田出 H3X1ylabel（'工作压力 F1/N'）title（'F1-x1特性曲线'）图形如下：图4-2膜片弹簧£!特性曲线1）M点、N点的确定确定膜片弹簧的工作点位置，程序如下：function fun（）x1=0:0.2:6;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形E=2.1*10A5;% 弹性模量（Mpab=0.3;%泊松比R=125;%自由状态下碟簧部分大

24、端半径(mm)r=102;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)H=3.74;%自由状态下碟簧部分内截锥高度(mmh=2.2;%膜片弹簧钢板厚度(mmR仁124;%±盘加载点半径(mmr1=104;%支承环加载点半径(mmP仁(pi*E*h*x1/(6*(1-bA2)*log(R/r)/(R1-r1F2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).* (H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+hA2);%以下用于绘图clfplot(x1,P1,'-b');axis(0,7,0,5000);% 设置坐标hold onhold off,grid onxlabel(&#

25、39; 变形 x1/mm')ylabel(' 工作压力 F1/N')title('F1-x1 特性曲线')zoom outx,y=ginput(1)x,y=ginput(1)输出结果为 :x = 2.1749y =2.3189e+003x =4.2991y =1.9290e+003则可知M 点坐标( 2.17，2319)N 点坐标(4.30， 1929)2 ) H 点的确定上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，且伯(1M 1N)/2，则 1H (2.17 4.30) / 23. 235mm3)B点的确定新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸

26、点M和拐点M之间，且靠近或在 H 点处，一般 1B (0.8 1.0) 1H，即1B (0. 8 1.0)3. 235取，选取1b=3.00,对应的压紧力为2194N 一般要求，膜片弹簧压紧力的峰值较设计值(2. 588 3. 235)mm，B点的增加量应不大于12%七、F1MF1B2319 2194 仙F2194%5. 7%12%，满足设计要求。膜片弹簧强度计算与校核分析表明，B点的应力值最高，通常只计算 点的应力ob为B点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度。B-(e- r) a+ h切E e- r 丽=(1-)r 令匹=0,可求出ob达到极大值时的转角© p d $h 昴=a+硏吊自

27、由状态时碟簧部分的圆锥底角a=9.24° =0.16rad中性点半径 e=(R-r)/ln(R/r)=113.1mm 。此时$ p=0.16+2.2/(113.1-102)2=0.26rad离合器彻底分离时，膜片弹簧子午断面的实际转角为$ > $p,计算时oB， $应取$p ；如果$f < $p， $则取$f。式中材料的弹性模量E=2.1 x 105Mpa;泊松比迁0.3解得 ob = 1420.8Mpa在分离轴承推力F2 ( N)的作用下，B点还受弯曲应力ob，其值为6 (r -研2CFBnbr h2分离轴承推力?= ?夕？?；式中Fi=2319N?-?式中，n为分离指

28、数目(n=18); br为一个分离指根部的宽度(br=21mr)解得 Ob = 51.11Mpa考虑到弯曲应力oB是与切向压应力OB相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度理论,B点的当量应力为<jB = OrB -OtB解得 qB = 1369.69Mpa在这次设计中，膜片弹簧材料采用 60Si2MnA通常应使gB不大于1500-1700MPa本次设计中符合应力要求膜片弹簧的相关参数如表截锥高度H板厚h分离指数n圆底锥角a3.74mm2.2mm189.24°八、膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离合器的使 用性能要求，而且弹簧强度也

29、满足设计要求，以达到最佳的综合效果。1) 目标函数膜片弹簧优化设计的目标函数大致有五种，为了既保证离合器使用过程中传递转矩的 稳定性，又不致严重过载，且能保证操纵省力，通常选取“在分离过程中，驾驶员作用在 分离轴承上的分离操纵力的平均值最小。”和“在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变 化的绝对值的平均值为最小。”作为目标函数，通过两个目标函数分配不同的权重来协调他们之间的矛盾，并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数，则f(X) “(X) +w2f2(X)式中，W1和W2分别为两个目标函数fi(X)和f2(X)的加权因子，视设计要求选定。2) 设计变量从膜片弹簧弹性特征计算式可

30、以看出，应选取H、h、R、r、Ri、ri这六个尺寸参数以及在结合工作点相应于弹簧工作压紧力Fib的大端变形量ib为优化设计变量，即X 为X2X3X4X5X6X7】T HhRrRiri 作丁3) 约束条件a) 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 H/h与初始底锥角a H/(R-r)应在一定 范围内，即1.6 < H/h = 1.7 < 2.29°Wa H/(R-r)=9.24 ° < 15°满足使用设计要求。b) 2)弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.20 < R/r=1.23< 1.353.5 < R / r 0

31、=3.7 < 5.0满足使用设计要求。c) 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ri应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即(D+d)/4=101.25< r i = 104 < D/2=125满足使用设计要求。d）根据弹簧结构布置要求，R与R, 5与ro之差应在一定范围内，即1< R-Ri = 1< 7满足使用设计要求。e）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 <= 4.45 < 9.0R A满足使用设计要求。九、主要零部件的结构设计（一一）扭转减振器的设计1）扭转减振器的概述扭转减振器

32、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。因此，扭转减振器具有如下功能：a）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。b）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。c）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 主减速器与变速器的扭振及噪声。d）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合

33、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 了减振器的减震效果。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。2）扭转减振器的设计a）极限转矩Tj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厶1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 Tj = （1.52.0） Temax（2-6）一般乘用车：系数取2.0即Tj = 2 Temax = 800 N mb）扭转角刚度K<13Tj=13x800=10400c）阻尼摩擦转矩T由于减振器扭转刚度k受结构

34、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T o一般可按下式初选：T =(0.060.17)Temax(2-7)取 T = O.ITemax = 40 N md) 预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将向减小频率的方 向移动，这是有利的。但是Tn不应大于T ，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停 止工作。故，Tn满足以下关系：Tn=( 0.05 0.15) Temax且 Tn T = 24.7 N m 而 Tn=( 0.05 0.15) T；max = 12.35 16.2 N m

35、 则初选Tn= 30Nme) 减振弹簧的位置半径R。R0的尺寸应尽可能大些，一般取R。=(0.600.75)d/2(2-10)取 R0 = 50 mmf) 减振弹簧个数乙乙参照表6-1选取。表6-1减振弹簧个数的选取摩擦片外径D/mm225250250325325350>350Zj4668810>10摩擦片外径D = 250 mm，可选择Zj为68,选取Zj=6g) 减振弹簧总压力F当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除，减震弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减震弹簧受到的压力F为F = Tj/R0 = 800000Nmm/50 = 16000 N(2-11)h) 极限转角j本次设

36、计j取10°o3) 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。a) 减振弹簧的分布半径R1R1的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.60 0.75)d/2式中，d为离合器摩擦片内径故 Ri = R0 = 50mmb）单个减振器的工作压力PFe 16000P= = 2666.7 N6c）减振弹簧尺寸i. 弹簧中径Dc其一般由布置结构来决定，通常Dc=11 15mm故取 Dc=14mmii.弹簧钢丝直径dd= V8PDc =n t3 8 X 2666.7 X14V-= 5.47mmnX580式中，扭转许用应力可取550600Mpa故

37、取为580Mpad 取 5.5 mmiii.减振弹簧刚度k应根据已选定的减振器扭转刚度值k ©k =2-:1000R2nk及其布置尺寸R1确定，即104001000 X0.052 X6 = 6933 N/mmiv.减振弹簧有效圈数iGd4i = 8D3k8.3 X 104 X5.548 X143 X693.3 = 4.06式中G为材料的剪切弹性模量，对于低碳钢 G=8.3X104Mps。v. 减振弹簧总圈数n其一般在6圈左右，与有效圈数i之间的关系为n=i +（1.5 2）=6减振弹簧最小咼度弹簧总变形量P 2666.7?l = k=933= 385mm减振弹簧总变形量|q!q =

38、lminl =33+3.85=36.85mm30Tn减振弹簧预变形量A1=kZR1 = 693.3 X6 X50 = Q.144mm减振弹簧安装工作高度II Iq I =36.85-0.144=36.706mmvi.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 I （ II I ）有关，其值为II2 arcsin( I/2R1) =4.248 °vii.限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙11 R2 sin式中，R2为限位销的安装尺寸。i值一般为2.54mm 所以可取1为4mm, R2为54mm.viii. 限位销直径dd'按结构布置选定，一般d' = 9.5

39、 12mm可取d'为10mm扭转减振器相关参数表极限转矩T阻尼摩擦转矩预紧转矩Tn减震弹簧位置半径Ro减震弹簧个数Zj800N m40N m30N m50mm6（二）从动盘总成的设计1）从动盘毂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，花键的迟钝可根据摩擦片的外径 D与发动机的最大转矩Temax由表3-1选取。表6-2从动盘毂花键的尺寸摩擦片外发动机最花键尺寸挤压应力径 D/mm大转矩Tem ax/(N m)齿数n夕卜径D '/mm内径d'/mm齿厚t/mm有效尺长l/mmc/MPa16

40、0491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0本次设计D = 250 mm , Temax= 400 N m故选择花键类型为:摩擦片发动机取大转花键尺寸挤压应力夕卜径矩Temax齿数n夕卜径内径齿厚有效尺c/MPaD/mm/(N m)D '/mmd'/mmt/mm长 l/mm25040010403

41、2550132）从动片的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：a）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。b）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。c）应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。本次设计初选从动片厚度为4mm（三）离合器盖总成的设计离合器盖结构设计的要求：a）应具有足够的刚度，否则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。b）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。c）盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。d）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片等。e）乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。本次设计初选08钢板厚度为3mm（四）压盘的设计对压盘结构设计的要求：a）压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温，防止其产生裂纹和破碎，有时可 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