汽车离合器设计毕业设计(论文)

PAGE56-工学院毕业设计（论文）题目：汽车离合器设计专业：车辆工程日期：2010年12月19日

目录1绪论…………………41.1汽车离合器的发展…………41.2离合器的现状………………51.3离合器的功用………………61.4离合器的工作原理…………71.5CATIA的介绍………………82离合器的结构方案设计…………102.1从动盘的选择……………102.2压紧弹簧和布置形式的选择……………102.3压盘的驱动方式…………102.4离合器的散热通风………112.5膜片弹簧离合器的特点…………………112.6确定离合器的类型………112.7设计内容…………………123离合器的基本参数及尺寸选择…………………133.1离合器后备系数β的确定………………143.2单位压力的确定………143.3摩擦片……………………153.4离合器基本参数的优化…………………154离合器压盘和离合器盖设计……………………184.1压盘传动方式的选择……………………184.2压盘及传动片的材料选择………………194.3压盘性能校核……………194.4离合器盖的设计…………205从动盘的设计……………………225.1从动盘设计………………225.2摩擦片的选择和三维图…………………225.3从动片的选择和设计……………………245.4从动盘毂的设计…………255.5减振器的设计和三维图…………………276膜片弹簧的设计…………………346.1膜片弹簧的概念…………346.2膜片弹簧的弹性特性……………………346.3膜片弹簧的强度计算……………………366.4膜片弹簧基本参数的选择………………377离合器操纵系统的设计…………397.1离合器踏板位置，行程和踏板力………397.2操纵系统周边工作环境和时间因素的影响……………407.3离合器操纵系统…………417.4操纵传动的设计与计算…………………43总结…………………47附件…………………48参考文献……………531绪论1.1汽车离合器的发展根据德国出版的2003年汽车年鉴，2002年世界各国114家汽车公司所生产的1864款乘用车中，手动机械变速器车款数为1337款；在我国，乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的26.53%；若考虑到商用车中更是多数采用手动变速器，手动挡汽车目前仍然是世界车款的主流（当然不排除一些国家或地区自动挡式车款是其主流产品）。至于未来，考虑到传动系由MT向自动传动系过渡，采用AMT技术其产品改造较为容易，因此AMT技术是自动传动系统有力的竞争者。可以说，从目前到将来离合器这一部件将会伴随着内燃机一起存在，不可能在汽车上消失。在早期研发的离合器机构中，锥形离合器最成功。他的原型设计曾在1889年德国戴姆勒公司生产的钢质车轮的小汽车上，它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。采用锥体离合器的方案一直沿用到20世纪20年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比较容易，摩擦面易修复。它的摩擦材料曾用过驴毛带、皮革带等。那是也曾出现过蹄-鼓式离合器代替锥形离合器，其结构形式有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。蹄-鼓式离合器用的摩擦元件为木块、皮革带等，蹄-鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。无论锥形离合器或蹄-鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动见根本无法分离的自锁现象。现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。多片离合器最主要的优点是，在汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。早期设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一青铜盘片。采用纯粹的金属对金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更满意的性能。浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外有些容易把金属盘片粘住，不易分离。石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘片式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更高的温度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可以用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是有多片离合器向单片离合器转变的关键。早期单片干式离合器有与锥形离合器先类似的问题，即离合器接合时不够平顺。但是由于单片干式离合器结构紧凑散热量好，转动惯量小所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上没有摩擦面片，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上。后来改用多个直径较小的弹簧（一般至少6个），沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。这种布置在设计上带来了实实在在的好处，是压盘上弹簧的工作压力分布更均匀，并减小里轴向尺寸。随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘用车上愈来愈多地采用双质量飞轮的扭转减震器，能更有效地降低传动系噪声。近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型牵引汽车和自卸汽车上有开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低（不超过93°），因此起步时长时间打滑不至于的烧损摩擦片。据报道这种离合器有着良好的起步能力，其使用寿命可达干式离合器的5-6倍。1.2离合器的现状刘志勇和夏毅敏在《汽车离合器从动盘减振弹簧的结构改进》中提出：通过把汽车离合器从动盘的减振弹簧进行一定的结构改进,使得减振弹簧的刚度由原来的单级刚度变成了3级刚度,并可随着路况及负荷的变化而使刚度发生变化,从而既提高了乘客乘坐的舒适性又增强了汽车的承载能力和可靠性1］。梁小立和鲁统利在《汽车离合器从动盘减振等级的选择与调试》中指出：随着汽车技术的发展,汽车用户对乘坐舒适性的要求越来越高,汽车制造厂家纷纷选择价格昂贵的双质量飞轮和带多级减振器的离合器从动盘进行隔振,来降低一些令人烦躁的振动噪音。结合实际的开发项目,通过相关的仿真与NVH测试分析,选择合理的从动盘减振器部件、预减振和主减振等级,这样既满足了汽车消费者舒适性的要求,也能满足目前降低汽车制造成本的必然趋势,为离合器从动盘的设计、选择、使用提供一些借鉴2］。桓耀辉在《汽车离合器从动盘扭转疲劳试验断裂原因分析》一文中指出：离合器是汽车发动机和变速器的重要部件，碳氮共渗处理是一种比较有效的表面强化工艺,碳、氮可以同时存在在部件表面,可以提高部件表面强度尤其是疲劳强度,并增强耐蚀性和耐磨性,进而使部件寿命提高3］。黄新明,武生玉在《汽车离合器从动盘自由行程检测机的改进》中介绍了对法国瓦雷奥(VELEO)公司生产的汽车离合器从动盘自由行程检测机的半自动化改进方案,同时,介绍了改进后的自由行程检测机的结构、工作过程以及原理4］。孙爱武,荣潍剑，马明君在《汽车离合器分离轴承技术发展》提出：对离合器分离轴承技术主要发展历史进行了描述,同时除离合器分离轴承外,文中还揭示了与离合器分离轴承相连的构件的相关设计研究,并尝试解释工作系统内所有控制件的单个设计特性及系内连接构件间的相互影响5］。颜克志在《汽车离合器接合过程中的稳定性分析研究》中指出：建立了AMT离合器接合过程的五自由度动力学模型,建立了离合器状态转化逻辑真值表,对离合器的接合过程进行了稳定性分析,并在MATLAB/SIMULINK中进行了仿真。稳态分析和动态仿真结果说明,在离合器接合过程中,当离合器摩擦系数变化率趋于负值时,系统接合过程不稳定,出现自激振动,同时离合器接合压力的波动也会增加自激振动的可能性,最后为离合器的优化和控制提出了合理建议6］。肖文颖,许海华在《汽车离合器膜片弹簧的优化设计》提到：新的设计手段日益涌现,其中优化设计是在计算机广泛应用的基础上发展起来的一项新技术。文中通过分析离合器的变形特性和多种约束条件,在参考成熟离合器结构参数的基础上,提出了一种离合器膜片弹簧的优化设计模型7］。谢茂青在《汽车离合器压盘盖精密模具设计》中讲到：汽车离合器压盘盖的结构工艺性,提出了合理的成型工艺,且对模具的设计、结构、工作过程的工艺作了阐述。该模具已投入生产使用,工作流畅、可靠,制件品质符合要求8］。连芳在《汽车离合器驱动盘扭转疲劳试验断裂原因分析》中分析：采用金相检验、化学分析、机械性能和硬度检验等方法对表面经碳氮共渗处理的STW22离合器驱动盘早期断裂原因进行分析。结果表明：材料成份不均匀及碳氮共渗淬回火工艺不当是导致离合器驱动盘过早开裂的主要原因，并提出了预防开裂的改进后淬火工艺9］。孙文凯和刘旺在《汽车离合器起步接合过程的仿真研究》一文中提出：通过对汽车起步时离合器接合过程的分析,在建立离合器动力学模型的基础上对其中的一些关键变量进行了详细阐述,且对影响离合器接合品质及部件寿命的滑磨功、冲击度、温升等进行了分析评价。结合Matlab/Simulink仿真工具,对某具体车型离合器起步接合全过程进行仿真,得到了较好的仿真结果10］。1.3离合器的功用离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。如前所述，现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为300～500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。1.4离合器的工作原理离合器由主动部分、从动部分、压紧机构、分离机构和操纵机构五部分组成。离合器主动部分包括飞轮1(如图1.1所示)、离合器盖11和压盘10。飞轮用螺栓与曲轴固定在一起，离合器盖通过螺钉固定在飞轮后端面上，压盘与离合器盖通过传动片连接。这样，只要曲轴旋转，发动机发出的动力便经飞轮、离合器盖传至压盘，使它们一起旋转。离合器从动部分由装在压盘和飞轮之间的两面带摩擦衬片的从动盘3和从动轴组成。从动盘通过内花键孔与从动轴滑动配合。从动轴前端用轴承5支承在曲轴后端中心孔中，后端支承在变速器壳体上并伸入变速器。离合器的从动轴通常又是变速器的输入轴。离合器压紧机构由若干沿圆周均匀布置的螺旋弹簧7组成，它们装于压盘和离合器盖之间，用来对压盘产生轴向压紧力，将压盘压向飞轮，并将从动盘夹紧在压盘和飞轮之间。图1.1离合器结构和工作原理示意图1—飞轮2—摩擦片3—从动盘4—铆钉5—深沟油轴承6—减振器阻尼片7—减振弹簧8—从动片毂9—分摩擦片铆钉10—压盘11—离合器盖12—螺栓13—垫片14—支承环16—膜片弹簧17—分离装置离合器分离机构由分离拨叉、分离套筒和分离轴承、分离杠杆、回位弹簧等组成。它们同离合器主从动部分及压紧装置一起装于离合器壳(飞轮壳)内。分离杠杆中部支承在装于离合器盖的支架上，外端与压盘铰接，内端处于自由状态。分离轴承压装在分离套筒上，分离套筒松套在从动轴的轴套上。分离拨叉是中部带支点的杠杆，内端与分离套筒接触，外端与拉杆铰接。离合器操纵机构由离合器踏板、拉杆、拉杆调节叉及复位弹簧等组成。离合器踏板中部铰接在车架(或车身)上，一端与拉杆铰接。它们装在离合器壳外部。(1)接合状态离合器处于接合状态时，踏板未被踩下，处于最高位置，分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置，分离杠杆内端与分离轴承之间存在间隙(离合器自由间隙)，压盘10在压紧弹簧16作用下将从动盘压紧在飞轮上，发动机的转矩即经飞轮及压盘通过两个摩擦面传给从动盘，再经从动轴传给变速器。(2)分离过程需要分离离合器时，只要踏下离合器踏板，拉杆拉动分离叉，分离叉内端推动分离套筒、分离轴承首先消除离合器自由间隙；然后推动分离杠杆内端向前移动，分离杠杆外端便拉动压盘向后移动，解除对从动盘的压紧力，摩擦作用消失，中断动力传递。(3)接合过程当需要恢复动力传递时，缓慢抬起离合器踏板，分离轴承减小对分离杠杆内端的压力；压盘在压紧弹簧的作用下向前移动，并逐渐压紧从动盘，接触面间的压力逐渐增大，相应的摩擦力矩也逐渐增大。当飞轮、压盘和从动盘接合还不紧密时，主、从动部分可以不同步旋转，即离合器处于打滑状态。随着飞轮、压盘和从动盘压紧程度的逐步加大，离合器主、从动部分转速也渐趋相等，直至离合器完全接合而停止打滑，结合过程结束11］。1.5CATIA的介绍CATIA是汽车工业的事实标准，是欧洲、北美和亚洲顶尖汽车制造商所用的核心系统。CATIA在造型风格、车身及引擎设计等方面具有独特的长处，为各种车辆的设计和制造提供了端对端（endtoend）的解决方案。CATIA涉及产品、加工和人三个关键领域。CATIA的可伸缩性和并行工程能力可显著缩短产品上市时间。一级方程式赛车、跑车、轿车、卡车、商用车、有轨电车、地铁列车、高速列车，各种车辆在CATIA上都可以作为数字化产品，在数字化工厂内，通过数字化流程，进行数字化工程实施。CATIA的技术在汽车工业领域内是无人可及的，并且被各国的汽车零部件供应商所认可。从近来一些著名汽车制造商所做的采购决定，如Renault、Toyota、Karman、Volvo、Chrysler等，足以证明数字化车辆的发展动态。Scania是居于世界领先地位的卡车制造商，总部位于瑞典。其卡车年产量超过50，000辆。当其他竞争对手的卡车零部件还在25，000个左右时，Scania公司借助于CATIA系统，已经将卡车零部件减少了一半。现在，Scania公司在整个卡车研制开发过程中，使用更多的分析仿真，以缩短开发周期，提高卡车的性能和维护性。CATIA系统是Scania公司的主要CAD/CAM系统，全部用于卡车系统和零部件的设计。通过应用这些新的设计工具，如发动机和车身底盘部门CATIA系统创成式零部件应力分析的应用，支持开发过程中的重复使用等应用，公司已取得了良好的投资回报。现在，为了进一步提高产品的性能，Scania公司在整个开发过程中，正在推广设计师、分析师和检验部门更加紧密地协同工作方式。这种协调工作方式可使Scania公司更具市场应变能力，同时又能从物理样机和虚拟数字化样机中不断积累产品知识。2离合器的结构方案设计车离合器大多是盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分为单片、双片和多片三类；根据压紧弹簧布置形式不同，可以分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式；根据使用的压紧弹簧不同，可以分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同，又可以分为推式和拉式两种形式12］。2.1从动盘数的选择对轿车和轻型、微型货车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸允许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器机构简单、尺寸紧凑，散热良好、维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能够保证分离彻底、接合平顺13］。双片离合器与单片离合器相比较，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，径向尺寸小，踏板力较小，另外接合比较平顺。但是中间压盘通风散热不良，两片起步负载不均匀，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。但是它也有接合平顺柔和、摩擦表面湿度较低、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。经过分析比较，该设计的是北京现代ix352010款2.0MT两驱新锐版，该车是1398Kg的越野车，属于轻型汽车，所以在设计中考虑用单片离合器，即该离合器只设有一片从动盘。2.2压紧弹簧和布置形式的选择周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。此结构中弹簧压力直接作用于压盘上。为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数目不应该太少，要随摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最高转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递转矩的能力随之降低。由于本次设计的是1398Kg的轻型车，所以决定采用周置圆柱螺旋弹簧。2.3压盘的驱动方式压盘的驱动方式主要有凸块—窗孔式、销钉式、齿式、螺旋式和钢带式多种。前两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音，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。钢带式是近年来广泛采用的结构，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，钢带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，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。综合比较，因为钢带式其综合性能相对好些，所以在设计中首先选择该种驱动方式。2.4离合器的散热通风试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过°C时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度一般在°C以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。2.5膜片弹簧离合器的优点膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点：1、膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性；2、膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；3、高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；4、膜片弹簧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、易于实现良好的通风散热，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。2.6确定离合器的类型本车设计采用单片膜片弹簧离合器。本车采用的摩擦式离合器是因为其结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。而采用干式离合器是因为湿式离合器大多是多盘式离合器，用于需要传递较大转矩的离合器，而该车型不在此列。采用膜片弹簧离合器是因为膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断地提高，因而这种离合器在轿车及微型、轻型客车上已得到广泛的采用，而且逐渐扩展到载货汽车上。从动盘选择单片式从动盘是一位其结构简单，调整方便。压盘驱动方式采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求又有利于压盘定中。选择拉式离合器是因为其较拉式离合器零件数目更少，结构更简化，轴向尺寸更小，质量更小；并且分离杠杆较大，使其踏板操纵力较轻。综上所述，北京现代ix352010款2.0MT两驱新锐版的离合器选择单片拉式膜片弹簧离合器。2.7设计内容离合器基本参数的选择；离合器压盘和离合器盖的设计；从动盘总成设计；膜片弹簧设计；操纵系统的设计。3离合器基本参数及尺寸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以表示为（3.1）式中，为静摩擦力矩；f为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.25~0.30；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；为摩擦片的平均摩擦半径；Z为离合器主动元件和从动元件之间的摩擦面数，是从动盘数目的两倍。因为离合器为单片离合器，所以该设计中，f取0.3，Z取2。假设摩擦片上工作压力均匀，则有F=（3.2）式中，为摩擦面单位压力，A为一个摩擦面的面积；D为摩擦片外径；d为摩擦片内径。摩擦片的平均摩擦半径根据压力均匀的假设，可以表示为=（3.3）当d/D≥0.6时，可相当准确地由下式计算=（D+d）/4（3.4）将式（3.2）、式（3.3）代入式（3.1）得（3.5）式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在0.53~0.70之间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，设计时应该大于发动机最大转矩，即=βT（3.6）式中，T为发动机的最大转矩；β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，β必须大于1。由此可得出，离合器的基本参数主要有性能参数β和，尺寸参数D和d以及摩擦片厚度b。3.1离合器后备系数β的确定后备系数β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。在选择β时，应该考虑到以下几点：(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。显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，β不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；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，β应选取大些；货车总质量越大，β也应该选取得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应该大于单片离合器。各类汽车β值的取值范围通常为：轿车和微型、轻型货车β=1.20~1.75中型和重型货车β=1.50~2.25越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车β=1.80~4.00所以，本车的离合器后备系数选择β=2.00。3.2单位压力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，选取时应该考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，应该取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，应该取小些；后备系数较大时，可以适当增加。当摩擦片采用不同材料时，按下列范围选取：石棉基材料=0.10~0.35MPa粉末冶金材料=0.35~0.60MPa金属陶瓷材料=0.70~1.50MPa在该设计中，摩擦片材料选择是石棉基材料，故取0.20MPa。3.3摩擦片外径D、内径d和厚度h磨擦片外径是离合器的基本尺寸,它关系到离散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的关系。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，当按发动机的最大转矩（N·m）来选定D时，有下列公式，可作参考：式中，系数A反映了不同结构和使用条件对D的影响，可参考下列范围：小轿车A=47载货汽车和越野车A=36（单片）或A=50（双片）自卸车或使用条件恶劣的载货汽车A=19在本设计中，A=36，=194N·m，发动机的额定功率=120Kw,代入数据计算得D=232.14mm,根据表3.3离合器磨擦片尺寸系列和参数选取D=250mm,d=155mm,h=3.5mm,c=d/D=0.589,=0.762，单面面积为302，由公式计算得=0.346MPa=βT=2.0×194=388N·m表3.1离合器摩擦片尺寸系列和参数外径内径厚度内外径之比单位面积1601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.583466003251903.50.585546003.4离合器基本参数的校核在设计离合器的时候，首先就是要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能；其次，在确定了基本参数以后，必然要对参数进行优化处理。约束条件：1）摩擦片的外径D（mm）的选取应该使最大圆周速度不超过65~70m/s，即≤65~70m/s（3.7）式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速（r/min）∴=60.183m/s符合2）摩擦片的内外径比c应该在0.53~0.70范围内，即0.53≤c≤0.70∴c=0.589符合3）为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围β为1.2~4.0，即1.2≤β≤4.0∴β=2.0符合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2约50mm，即d＞2+50∴d=155mm符合5）为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即（3.8）式中，为单位摩擦面积传递的转矩（N·m/mm）；为其允许值（N·m/mm），按下表3.2选取。表3.2单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器的规格D（mm）≤210＞210~250＞250~325＞325×0.010.280.300.350.406）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围为0.10~1.50MPa，即0.10MPa≤≤1.50MPa∴=0.346MPa符合4离合器压盘和离合器盖设计4.1压盘传力方式的选择压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器的分离过程中能自由的沿轴向移动。如前面所述采用采用传动片式的传力方式。由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。图4.1压盘与飞轮的连接方式（a）凸块-窗孔式；（b）传力销式；（c）键槽-指销式；（d）键齿式；（e）弹性传力片这几种压盘驱动方式有一个共同的缺点，即连接之间有间隙（如凸块与窗孔之间的间隙约为0.2）这样在传动时产生冲击和噪声。且随着接触部分磨损的增加，间隙将增大，引起更大的冲击和噪声，甚至可能引起凸块跟部出现裂纹而出现早期的损坏。另外在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵机构的效率。所以在选用时必须进行认真的校核。弹性传动片图4.1（e）是由薄弹簧钢带冲压制成，其一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，且多用3~4组（每组2~3片）沿圆周作切向布置以改善传力片的受力状况，这时当发动机驱动时受力片受拉，当拖动发动机时，传力片受压。这种传动片驱动压盘的方式不仅消除了上述缺点，而且简化了结构，降低了对对装备精度的要求且有利于压盘的定中。由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。压盘外径D=250㎜，压盘内径d=155㎜压盘的厚度确定主要依据以下两点：（1）压盘应有足够的质量在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而每次结合的时间又短（大约在3秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，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，故要求压盘有足够大的质量以吸收热量。（2）压盘应具有较大的刚度压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚（载重汽车上一般不小于15㎜），但一般不小于10㎜。在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为20㎜。4.2压盘及传动片的材料选择压盘形状较复杂，要求传热性好、具有较高的摩擦系数及耐磨。故通常由灰铸铁HT200铸成，金相组织呈珠光体结构，硬度HB170～227。另外可添加少量金属元素(如镍、铁、锰合金等)以增强其机械强度。压盘的外径可根据摩擦片的外径由结构确定。为了使每次接合的温升不致过高，压盘应具有足够大的质量以吸收热量；为了保证在受热情况下不致翘曲变形，压盘应具有足够大的刚度且一般都较厚(载货汽车的离合器压盘，其厚度一般不小于15mm)。此外，压盘的结构设计还应注意其通风冷却要好，例如在压盘体内铸出导风槽。压盘的厚度初步确定后，应校核离合器一次接合的温升不应超过8℃～10℃。4.3压盘性能校核τ=γL/mc（4.1）式中：γ—传到压盘的热量所占的比率。对单片离合器，γ=0.5；m—压盘的质量，kg；c—压盘的比热容，铸铁的比热容为℃)；L—滑磨功，J。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。压盘单件的平衡精度应不低于15～20g·cm。选择压盘厚度为20mm，外径250mm，内径155mm。铸铁HT200的密度是7.0，所以压盖的质量m==4.52kg.当我们需要校核压盘的最大温升，需要求出其滑磨功汽车整车质量转化为为相当的转动惯量，当汽车起步时第一挡的传动比根据有关资料定为3.5。可由下式计算：带入数据得：=0.284∴L=24892.2J代入公式（4.1）进行校核计算，τ=5.72℃＜8℃符合标准。通过以上计算所得数据，可以用CATIA画出压盘三维图（如图4.2）图4.2压盘4.4离合器盖的设计离合器盖一般都与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩。此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。因此，在设计中应注意以下几个问题：（1）离合器的刚度离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为4㎜的低碳钢板（如08钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。（2）离合器的通风散热为了加强离合器的冷却离合器盖必须开有许多通风窗口，通常在离合器压紧弹簧座处开有通风窗口。图4.3离合器盖的散热通风（3）离合器的对中问题离合器盖内装有分离杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件，因此它相对与飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作。离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中。本设计离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径，能将其他离合器上的部件包括其中即可。5从动盘设计5.1从动盘设计从动盘总成主要由摩擦片、从动片、花键毂和减振器等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，应满足如下设计要求：1）转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。2）应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减少磨损。3）应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有：1）在从动盘上开“T”形槽，外缘形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种结构主要应用在货车上。2）将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接。由于波形片比从动片薄，故这种结构轴向弹性较好，转动惯量小，适宜于高速旋转，主要应用于轿车和轻型货车。3）利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。这种结构弹性行程大，弹性特性较理想，可使汽车起步极为平顺。它主要应用于中、高级轿车。4）将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。这种结构转动惯量大，但强度较高，传递转矩能力大，主要应用于货车上，尤其是重型货车。5.2摩擦片的选择离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：1）在工作时有相对较高的摩擦系数；2）在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，步希望出现，摩擦系数衰退现象；3）在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的耐磨性能；4）能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好的性能；5）能抵抗高转速下大的离心力载荷而不破坏；6）在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度；7）具有小的转动惯量，材料加工性能良好；8）在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮等有良好的兼容摩擦性能；9）摩擦副对偶面有高度的溶污性能，不易影响它们的摩擦作用；10）具有良好的性能/价格比，不会污染环境。鉴于以上各点，近年来，摩擦材料的种类增长极快。挑选摩擦材料的基本原则是：1）满足较高性能标准；2）成本最小；3）考虑代替石棉。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。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定，温度，滑磨速度及单位压力的增加都将摩擦系数的下降和磨损的加剧。所以目前正在研制具有传热性好、强度高、耐高温、耐磨和较高摩擦系数（可达0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接，采用这种方法后，当在高温条件下工作时，黄铜铆接有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。由表3.1可知：摩擦片外径D=250mm摩擦片内径d=155mm摩擦片厚度h=3.5mm摩擦片内外径比d/D=0.620通过以上数据，可以用CATIA画出摩擦片（如图5.1）图5.1摩擦片5.3从动片的选择和设计设计从动片时，为了减轻其重量，并使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。离合器从动盘转速的变化将引起惯性力，惯性使变速器换挡齿轮的轮齿间产生冲击或使变速器中的同步器装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减小转动惯量以减轻变速器换挡时的冲击，从动片一般都做得很薄，通常用1.3~3.0厚的钢板冲制而成。为了进一步减小从动片的转动惯量，有时将从动片外缘的盘形部分磨薄至0.65~1.0，使其质量分布更加靠近旋转中心。具有轴向弹性的从动片有以下3种结构形式：整体式弹性从动片（如图5.2）、分开式弹性从动片（如图5.3）和组合式弹性从动片（如图5.4）17］。图5.2整体式弹性从动片1-从动片；2-摩擦片；3-铆钉整体式弹性从动片如图5.2所示，能达到轴向弹性的要求，其优点是生产效率高，但其缺点是很难保证每一片扇形部分的刚度完全一致。图5.3分开式弹性从动片1-波形弹簧；2、6-摩擦片；3-摩擦片铆钉；4-从动片；5-波形弹簧铆钉分开式弹性从动片如图5.3所示，可以消除整体式弹性从动片的缺点，但是对制造、装配等要求较高，制造成本较高，一般用于小轿车上。图5.4组合式弹性从动片1-从动片；2-摩擦片铆钉3-波形弹簧铆钉；4-摩擦片；5-波形弹簧片越野车上则经常采用组合式弹性从动片如图5.4所示，在这种构造中，靠压盘一侧的从动片1上铆有波形弹簧片5，摩擦片4用铆钉2铆在波形弹簧5上；靠近飞轮一侧无波形弹簧片，摩擦片直接铆在从动盘1上。为保证从动片的弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可取0.8~1.1之间，至少不应小于0.6。这里选用组合式弹性从动片，从动片外径250，厚2.0，外缘磨薄至1.0，选用0.8厚波形弹簧片，波形弹簧片压缩行程1.5，摩擦片厚3.0。5.4从动盘毂的设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax按国标GB1144－74选取。从动盘的轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0-1.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢（如35、45、40Cr等），并经调质处理。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合，应进行高频处理。花键选取后应进行挤压应力σj（MPa）及剪切应力τj（MPa）的强度校核：（5.1）（5.2）式中，z为从动盘毂的数目；其余参数见表（5-1）。表5.1离合器从动盘毂花键尺寸系列摩擦片外径D/mm发动机的最大转矩Temax/N·m花键尺寸挤压应力σj/Mpa齿数N外径D′/mm内径d′/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2从动盘毂和变速器第1轴的花键集接合方式，眼下都是采用齿测定心的举矩形花键，结构形状如图5.5所示。花键之间为动配合，在离合器分离和接合过程中，从动盘毂能够在花键轴上自由滑动。我国生产的离合器，其从动盘花键多用SAE标准，有关尺寸见表5.2图5.6从动盘毂花键表5.2SAE矩形花键尺寸系列16］SAE根据摩擦片的外径D=250mm与发动机的最大转矩Temax=194N·m，由表5.1查得n=10，D′=35mm，d′=28mm，b=4mm，l=35mm，σj=10.4MPa。花键选取SAE标记下面进行挤压应力（）及剪切应力（）的强度校核：σj=5.03MPa<[σj]=10.4MPaτj=4.40MPa<[τj]=15MPa所以，所选花键尺寸能满足使用要求。5.5减振器的设计和三维图5.5.1减振器的功能为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性一阻尼装置，它就是装在离合器从动盘上的扭转减振器。其弹性元件用来降低传动系前端的扭转刚度，降低传动系扭振系统三节点振型的固有频率，以便将较为严重的扭振车速移出常用车速范围(当然，在实际中要做到这一点是非常困难的)；其阻尼元件用来消耗扭振能量，从而可有效地降低传动系的共振载荷、非共振载荷及噪声。5.5.2减振器的结构类型的选择图5.7给出了几种扭转减振器的结构图，它们之间的差异在于采用了不同的弹性元件和阻尼装置。采用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器(见图5.7a-d)得到了最广泛的应用。在这种结构中，从动片和从动盘毅上都开有6个窗口，在每个窗口中装有一个减振弹簧，因而发动机转矩由从动片传给从动盘毅时必须通过沿从动片圆周切向布置的弹簧，这样即将从动片和从动盘毅弹性地连接在一起，从而改变了传动系统的刚度。当6个弹簧属同一规格并同时起作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。这种具有线性特性的扭转减振器，结构较简单，广泛用于汽油机汽车中。当6个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进人工作时，则称为两级或三级非线性扭转减振器(图5.7e为三级的)。这种非线性扭转减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。柴油机的怠速旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮轮齿问的敲击。为此，可使扭转减振器具有两级或三级非线性弹性特性。第一级刚度很小，称怠速级，对降低变速器怠速噪声效果显著。线性扭转减振器只能在一种载荷工况(通常为发动机最大转矩)下有效地工作，而三级非线性扭转减振器的弹性特性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围，这有利于避免传动系共振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声。采用空心圆柱形见(图5.7f)或星形等其他形状的橡胶弹性元件的扭转减振器，也具有非线性的弹性特性。虽然其结构简单、橡胶变形时具有较大的内摩擦，因而不需另加阻尼装置，但由于它会使从动盘的转动惯量显著增大，且在离合器热状态下工作需用专门的橡胶制造，因此尚未得到广泛采用。图5.7减振器结构图17］1-从动片；2-从动盘毂；3-摩擦片；4-减振弹簧；5-碟形弹簧垫片；6-压紧弹簧；7-减振盘；8-橡胶弹性元件减振器的阻尼元件多采用摩擦片，在(图5.7a)的结构中阻尼摩擦片的正压力靠从动片与减振盘间的连接铆钉建立。其结构虽简单，但当摩擦片磨损后，阻尼力矩便减小甚至消失。为了保证正压力从而阻尼力矩的稳定，可加进碟形弹簧(图5.7c，d)，同时采用不同刚度的碟形弹簧和圆柱螺旋压簧分别对两组摩擦片建立不同的正压力(图5.7d)，就可实现阻尼力矩的非线性变化。5.5.3扭转减振器的参数确定1、扭转减振器的角刚度减振器扭转角刚度Ca决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公式初选角刚度Ca≤13（5.3）式中：为极限转矩，按下式计算=1.5~2（5.4）式中：2.0适用乘用车，1.5适用商用车，本设计为乘用车，选取2.0，为发动机最大扭矩，代入数值得=388N·m，Ca≤7273.5本设计初选Ca=7000N·m/rad。2、扭转减振器最大摩擦力矩由于减振器扭转刚度Ca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。一般可按下式初选为=0.06～0.17（5.5）取=0.15，本设计按其选取=29.1N·m。3、扭转减振器的预紧力矩减振弹簧安装时应有一定的预紧。这样，在传递同样大小的极限转矩它将降低减振器的刚度，这是有利的，但预紧力值一般不应该大于摩擦力矩否则在反向工作时，扭转减振器将停止工作。一般选取=0.1=19.4N·m。4、扭转减振器的弹簧分布半径减振弹簧的分布尺寸R1的尺寸应尽可能大一些，一般取R1=（0.6~0.7）D/2（5.6）其中D为摩擦片内径，代入数值，得R1=56mm。5、扭转减振器弹簧数目可参考表5.3选取，本设计D=250mm，故选取Z=4。表5.3减振弹簧的选取离合器摩擦片外径减振弹簧数目Z225～2504～6250～3256～8325～3558～10>35010以上6、扭转减振器减振弹簧的总压力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Tj=（5.7）式中：的计算应按Tj的大者来进行=692.86N。每个弹簧工作压力（5.8）=173.22N。7、从动片相对从动盘毂的最大转角（5.9）=4.528、限位销与从动盘缺口侧边的间隙（5.10）式中：R2为限位销的安装半径，λ一般为2.5～4mm。本设计取λ=3。9、限位销直径限位销直径按结构布置选定，一般=9.5～12mm，本设计取=11。10、从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些，如图5.7所示。图5.8从动盘窗口尺寸简图一般推荐A1-A=a=1.4～16mm。这样，当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参加工作，刚度较小，有利于缓和冲击。本设计取a=1.5mm，A=24mm，A1=25.5mm。5.5.4减振弹簧的尺寸确定在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。弹簧的平均直径：一般由结构布置决定，通常选取=11～15左右。本设计选取=12。弹簧钢丝直径：（5.11）式中：扭转许用应力=550～600MPa，D1算出后应该圆整为标准值，一般为3～4mm左右。代入数值，得=3.276mm，符合上述要求。减振弹簧刚度：（5.12）=200.9N/mm减振弹簧的有效圈数：=（5.13）式中：G为材料的扭转弹性模数，对钢=83000N/mm2，代入数值，得=3.44。减振弹簧的总圈数=5.44。减振弹簧在最大工作压力P时最小长度：（5.14）=19.61mm式中：=0.3276为弹簧圈之间的间隙。减振弹簧的总变形量：（5.15）=3.45减振弹簧的自由高度：（5.16）=23.06减振弹簧的预变形量：（5.17）=0.214减振弹簧安装后的工作高度：（5.18）=22.8通过以上所得数据，可以用CATIA画出减振弹簧（图5.9）和减振盘（图5.10）图5.9减振弹簧图5.10减振盘6膜片弹簧的设计6.1膜片弹簧的概念膜片弹簧的大端处为一完整的截锥，类似无底的碟子，和一般机械上用的碟形弹簧一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。与碟形弹簧不同的是在膜片弹簧上还有径向开槽部分，形成许多称为分离指、起分离杠杆作用的弹性杠杆。分离指与碟簧部分小端交接处的径向槽较宽且呈长方孔，分离指根部的过渡圆角半径应大于4.5mm，以减少分离指根部的应力集中，长方孔又可用来安置销钉固定膜片弹簧。6.2膜片弹簧的弹性特性膜片弹簧的弹性特性是由其碟簧部分所决定，是非线性的，与自由状态下碟簧部分的内锥高H及弹簧的钢板厚h有关。不同的H/h值有不同的弹性特性(见图6.1)。当(H/h)<时，P为增函数，这种弹簧的刚度大适于承受大载荷并用作缓冲装置中的行程限制。当(H/h)=，特性曲线上有一拐点，若(H/h)=1.5≈，则特性曲线中段平直，即变形增加但载荷P几乎不变，故这种弹簧称零刚度弹簧。当<(H/h)<2，则特性曲线中有一段负刚度区域，即变形增加而载荷反而减小。这种特性很适于作为离合器的压紧弹簧。因为可利用其负刚度区使分离离合器时载荷下降，达到操纵省力的目的。当然，负刚度也不宜过大，以免弹簧工作位置略微变动就引起弹簧压紧力过大的变化。为兼顾操纵轻便及压紧力变化不大，汽车离合器膜片弹簧通常取1.5<(H/h)<2。当(H/h)=则特性曲线的极小点落在横坐标轴上；当(H/h)>2，则特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的区域。这种弹簧适于汽车液力传动中的锁止机构。图6.1不同时的无弹性特性曲线碟形弹簧当其大、小端部承受压力时，载荷P与变形久之间有如下关系：（6.1）式中：E—弹性模量，对于钢：E=21X104MPaμ—波桑比，钢材料取μ=0.3；h—弹簧钢板厚度，mm；H—碟簧的内截锥高，mm；R—碟簧大端半径，mm；A—系数，m—碟簧大、小端半径之比，m=R/r。汽车离合器膜片弹簧在实际安装中的支承点如图6.2所示。图6.2膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形(6.2)经过整理式（6.1）可得如下关系式：（6.3）利用式（6.3）可绘制出膜片弹簧的—特性曲线，如图6.3所示。图6.3膜片弹簧特性曲线（6.4）式（6.2）即为分离轴承推力与膜片弹簧变形的关系式。将（6.5）与（6.6）代入（6.4）中，（6.5）（6.6）可得到与的关系式（6.7），式中为分离轴承作用半径=25mm（6.7）6.3膜片弹簧的强度计算前述膜片弹簧的载荷与变形之间的关系式，是在假定膜片弹簧在承载过程中，其子午截面无变形而只是刚性地绕该截面上的某一中性点O转动的条件下推导出的。根据这一假定可知，截面在O点处沿圆周方向的切向应变为零，因而该点处的切向应力亦为零。O点以外的截面上的点，一般均产生切向应变，故亦有切向应力。若如图6.4所示以中性点O为坐标原点在子午截面处建立x-y坐标系，则截面上任意点的切向应力为：（6.8）式中：—碟簧部分子午截面的转角，rad；—膜片弹簧自由状态时的圆锥底角，rad；图6.4中性点O为坐标原点在子午截面处建立x-y坐标系—中性点O的半径，mm；。经计算=537MPa，不大于1500~1700Mpa，符合适用强度。6.4膜片弹簧基本参数的选择1、膜片弹簧原始内截锥高与弹簧片厚度比的选择此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用H/h对弹簧特性的影响正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽车的膜片弹簧离合器多取：其中：h为钢板厚度，取2mm，H/h取等于1.5则膜片弹簧原始内截锥高H=3mm。2、膜片弹簧工作点位置的选择汽车离合器膜片弹簧特性曲线的形状如图6.5所示。选择好曲线上的定工图6.5膜片弹簧工作位置图作点的位置很重要。拐点T对应着膜片弹簧的压平位置，而τ为曲线凸点M和凹点N的横坐标平均值。B点为新离合器(摩擦片无磨损)在接合状态时的工作点，通常取在使其横坐标为=(0.8～1.0)τ的位置，以保证摩擦片在最大磨损后的工作点A处压紧力变化不大。摩擦片总的最大允许磨损量可按下式求得：（6.9）式中：—离合器的摩擦片工作表面数目，例单片=2；—每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为=0.5～lmm。C点为离合器彻底分离时的工作点。它以靠近N点为好，以减小分离轴承的推力使操纵轻便。这里本离合器为单片式离合器，所以=2，该车型以城市公路为主，再考虑经济性，故取=lmm。由上可知=2mm。3、膜片弹簧大端半径及大端半径与分离指半径比的选择膜片弹簧的大端半径R应根据结构要求和摩擦片的尺寸来确定。比值R/r的选定影响到材料的利用效率。R/r愈小，则弹簧材料的利用效率愈好。碟形弹簧储存弹性能的能力在R/r=1.8～2.0为最大，用于缓和冲击、吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧最佳。但对汽车离合器膜片弹簧来说，并不要求储存大量的弹性能，而应根据结构布置及压紧力的需要，通常取R/r=1.2～1.3(即1.25左右)。膜片弹簧大端半径即为摩擦片外径取R=250mm。而R/r=1.25，所以r=200mm。4、膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角α在10°～12°范围内选择。取α=10°。5、膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径膜片弹簧小端半径由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴的花键外径。分离轴承作用半径为标准件，应大于。按华健外径选用=22.5，也应大于华健外径35mm，取=20mm。6、分离指的数目和切槽宽及半径分离指的数目n多取为18；切槽宽=3.2～3.5mm；=9～l0mm；半径的取值应满足(r-)>δ2的要求。选取=3.3mm，=9mm；=90mm，其满足(r-)>的要求。7、支承圈平均半径和膜片弹簧与压盘的接触半径支承圈平均半径与膜片弹簧与压盘的接触半径的取值将影响膜片弹簧的刚度。应略大于r且尽量接近r；应略小于R且尽量接近于R。通过以上数据，可以用CATIA画出膜片弹簧（图6.6）图6.6膜片弹簧7离合器操纵系统设计7.1离合器踏板位置、行程和踏板力离合器踏板位置、行程和踏板力，对于驾驶员操作舒适性至关重要，应从人体工程学进行考虑。7.1.1踏板位置离合器踏板的操纵通常设计为由左脚控制，因此，踏板的最佳位置应和左脚保持处在同一条直线上最为舒服，为此，离合器踏板在车内的位置就要更偏左（对右侧行车的汽车而言），它给车内左侧留下的横向剩余空间就要小一些。在不操作离合器踏板时，左脚搁在在离合器踏板的左侧，这样左侧空间会显得更小；此外，脚和腿也要向左歪一些，不能正对前方。考虑到这些因素，大部分离合器踏板实际布置位置还需适当靠右，即靠向人体中间部分。具体布置应以人体左右对称中心为准向左移80~100，作为离合器踏板中心线的位置。踏板的最小高度是指，当用脚趾在踏板中央处踩踏板到底时，允许左脚跟刚接触及地板。对于面积7575的踏板，布置踏板高度时，若从其下边沿起，距地板不小于150，这对于5%分位的女性的脚（从脚趾到脚跟，光脚为160）和95%分位的男性的脚（210）都可以包容。7.1.2踏板行程离合器踏板最大行程是指从踏板最高点至最低点所划过的距离。踏板最大行程应175mm；现今小轿车的踏板最大行程一般约为150mm。本次设计SUV选取踏板行程为150mm。踏板行程有若干临界区影响离合器的接合品质，可以看到其临界区（点）是一下3个方面：（a）离合器踏板储备行程。指从离合器完全分离时起到踏板行程终了间的距离，它至少应留25的踏板行程以确保离合器在所有情况下都能彻底分离。因为当离合器系统因外界影响因素而表面升高时，若它的储备行程过小，这就可能影响离合器彻底分离。因为当离合器系统因外界影响因素而温度升高时，若它的储备行程过小，就有可能影响离合器的彻底分离，造成变速器换档时的齿轮撞击，换档力增加并加快同步器的磨损。（b）接合开始点。它出现在离合器踏板往上抬的离合器接合过程中，位于储备点或彻底分离点之上，若它距离储备点超过50以上，就难以从脚感上确定踏板的位置，因为踝关节部位只能在50~60范围内调节。（c）接合调节区。它起于接合开始而终于离合器的摩擦力矩等于发动机转矩之时，因为在离合器的接合过程中，转矩容量是从“0”到最大（已靠近踏板最高行程位置），故接合终了的的区域是变动的。当离合器传递发动机最大转矩时，离合器的完全接合发生在踏板行程靠近终了顶部，而在部分负荷小转矩时，则靠近于开始接合点不远离合器就接合了。在正常行驶范围内，大部分离合器的接合发生在很窄的踏板行程之内即可完成。7.1.3踏板力对于一定离合器总成，离合器踏板力取决于离合器分离轴承的输出力及操纵系统的传动比（或杠杆比），加大传动比会使踏板力减小但行程增加。踏板力大小直接影响到对离合器操纵的轻便性。对于轿车和轻型卡车，其踏板力可取：较轻的踏板力：<100较重的踏板力：130决定踏板力大小的主要因素是车辆的使用情况。例如商用汽车满载越野行驶在边缘地区，95%分位的男性驾驶员穿戴着厚的衣服和靴子，这就需要有较重的踏板力，这样可供足够的脚感反馈给驾驶员去适当操作离合器。而与此完全相反的情况，轻巧的不带负荷的小轿车，由5%分位的女性的穿着轻薄的衣服，下面光脚穿着凉鞋来驾驶，而行驶在平坦干燥的路面上，此时需要踏板力要在较轻的范围，因为已有足够的感觉反馈给驾驶员来控制离合器踏板，操作起来也很舒服。这类汽车如果踏板力过大反而不恰当，难以接受。离合器踏板位置高度及其行程对踏板力的影响也需考虑，因踏板离地板高且行程大的车辆，操作离合器踏板时，脚要完全离开地板，大腿也要抬离座椅。这种情况下踏板就要能支持脚和腿的重量，过小的踏板力就会使踏板轻易地移动使离合器动作，而且由于脚和腿没有支撑，轻的离合器踏板力反而使离合器的控制更为困难。若有较大的踏板力，可以部分支撑脚和腿的重量，就能更为安全，舒适的操作。商用汽车的踏板力一般可取较为合适：=150重了一点：>200若离合器踏板离地板较近且行程较短，操纵时脚跟可不离地板，腿完全依靠在座椅上，此时，踏板只需支撑脚的部分重量，采用轻的踏板力是适当的，操作离合器也很舒适。7.2操纵系统周边工作环境和时间因素的影响操作系统周边工作环境对操作系统的功能，使用和安装都有影响。在设计操作系统时应予以考虑，这将有助于改善系统使用的可靠性和维修性能提高顾客对产品的满意程度。下面是要考虑的一些因素：元件安装在支承面。要考虑到系统中各元件（如踏板、主油缸、只承销等）在安装支承处的刚度；静态和动态状况。静止不动时，系统与各不动零件间有足够间隙，运动时，系统和相邻的转动、移动零件有足够间隙；维修空间。便于手和工具能容易地接近、安装和拆修零件；污染。对容易进水、进尘、进土、进油的和易氧化的零件作必要的防护；热。对离合器系统内部和周围的发热器件（如压盘、排气管、催化变速器等），要注意隔热，防止过高的温度对操纵系统的影响。操纵系统元器件在污染、热的环境下长时间工作，就会使它们老化，失去原有的性能。系统中的零件若用润滑脂润滑，大多很容易沾上尘土从而降低系统的效率，因此在操纵系统的元器件选择材料时，要充分考虑到污染、温度、润滑等因素在时间上的影响，以保证操纵系统工作的可靠性并在较长时间内保持良好的性能。7.3离合器操纵系统常用的离合器操纵传动有机械式和液压式。为了降低踏板力，在操纵传动中可引入助力装置。7.3.1机械式传动离合器操纵的机械式传动有两类：杆系传动和拉索传动。（1）杆系传动图7.1离合器制动装置1-离合器踏板；2-踏板臂；3-控制阀；4-制动阀；5-活塞；6-制动齿轮杆系传动结构简单、制造容易、工作可靠，广泛用与各种类型的汽车上。但摩擦和损耗都比较大；传动效率低；不能采用宜于司机操作的吊挂式踏板结构，踏板处的地板密封困难；由于发动机是经弹性支承安装在车架或车身