《汽车单盘离合器设计》17000字（论文）

绪论1.1离合器的简介离合器，顾名思义主要功能为一离一合，主要安装在发动机与变速器之间，满足变速器的分离与结合。也就是说它可以起到一个柴油发动机与一个驱动车轮双向转换传动装置的双向传动离合器和传动器的作用。换句话说就是，当用一只脚直接踩下汽车上的离合器,那么汽车发动机的全部动力和传动装置与个车轮就可能会直接断开连接,发动机的全部的驱动力就不会直接从它传到车轮上，以此方式来驱动这辆汽车了。当只要轻轻松开这个电动离合器,那么传动装置就自然而然地会与车轮连接上,动力就直接由它传到车轮上,车子自然就能动了。在明白了各种液力液压离合器的基本结构工作原理作用之后,那么具体来说就需要结合实际。当一辆车在高速公路起步时,车轮一定不会是运动的或是静止的,要及时想一个办法不要让你的一辆车在其他车轮静止状态或运动时的状态下再运转并更改为车在高速时的运行状态,这时你开车需要的这个车轮的承推力一定不会是很大的,但比其他一辆车在运动时大的多,此时一定要注意踩下离合器,挂一档。当轻轻用脚踩下一个慢速离合器,即已经完全做好了用这个慢速齿轮直接地来驱动那个慢速车轮的心理准备,挂上一档,就是把慢速齿轮传动装置齿轮直接地推送到慢速齿轮传动装置上,当再缓慢抬起离合器时,齿轮传动装置就直接向驱动这辆车轮的那个传动装置上慢慢地紧紧靠去了。如果车辆在离合器上的转速比你抬的很快,那么两个属于传动器的齿轮就立即完全自动接合了,由于车本身齿轮是完全运动静止的,需要的传动齿轮输出推力很大,发动机本身需要齿轮输出的巨大的驱动力远远不足以一下子即使车转速没有达到一档时的最高运转速度,那么车就很有可能还是会突然一动,然后立即自动熄火。车一动就已经直到了这个发动机的的这个驱动力已经直接把它传到了这个驱动车轮上,这就是说不把这个发动机的牵引力推过来就无法驱动去驾驶那辆车,于是这个驱动齿轮就被这个动力系统卡住,发动机就已经开始自动熄火了。所以这就是为什么高速起步时刹车要额外加一个油门,抬车时离合器速度要慢的基本原理。随着全球汽车引擎的进一步改善和提高,同时科技的进步使得现代汽车中所使用的电子技术发展十分迅猛，而人们对离合器的要求也越来越严苛。因此，汽车行业的从业者们应当想尽办法提高离合器的可靠性，把离合器的使用寿命延长，同时改进离合器扭矩以及转速的传输能力，并尽可能的简便化操作，而这些则是离合器接下来的战略目标和总的发展趋势。随着计算机的进步和科技的发展，诸如计算、性能演示、计算机图形绘制和制造后的故障统计之类的设计任务已从手册转移到使用计算机来完成任务，更容易也更方便地供相关人员进行有效的设计和研发。离合器具有如下的功能：保证汽车平稳起步如果起步时没有离合器来切断动力，一旦汽车挂上挡位，发动机不仅瞬间就会拖动全部传动系运作，造成汽车突然前冲现象。而且其还会因短时间承受巨大的阻力矩而停止工作。保证换挡平顺性汽车在行驶过程中会遇到各种复杂的路况，如遇到红绿灯的路口、前方路面低凹不平整与紧急制动等。汽车为了满足这些复杂行驶条件下的正常运行，就必须进行适应性的加速或减速。汽车速度的调整需要切换变速器的工作挡位，而直接换挡时齿轮副之间运转速度不一致，会致使齿间啮合困难损坏轮齿。这时需要控制离合器切断变速器的动力，降低轮齿转速来确保平顺换挡。防止传动系统过载当汽车产生的惯性阻力转矩已经超过离合器所能够传递的大小时，离合器中的压盘能够自发地与从动盘断开连接，分离动力传递，进而防止传动机构承受有害的、过大的转矩被损坏。1.2离合器的特点按照动力传递的顺序，离合器必须是传动系统经过的第一个组件。如今，弹簧压缩型的摩擦离合器已广泛用于各种汽车上，它可以向汽车传递的最大扭矩是由摩擦衬片之间的工作压力、摩擦衬片的面积大小以及摩擦面的表面状况。也就是说，它主要依赖于一个离合器的基本参数和主要尺寸参数。螺旋弹簧离合器对技术要求不高且成本较低，同时具有出色的性能、高可靠性和更长的寿命，结构简单紧凑、操作轻巧方便。而这些都是一个必须前提的条件，即确保这个离合器能够可靠地传递发动机的最大扭矩来驱动汽车前行。螺旋弹簧离合器有下面几个优点[2]：（1）能够保证在接合时柔滑、平顺，并能防止汽车在启动时发生抖动或产生冲击；（2）离合器分离彻底、完全；（3）从动部件具有较小的惯性，就可以减小变速过程中齿轮副的冲击损害，保持零件的完整性；（4）散热性能良好，可以快速降温；（5）可靠强度高，尤其是高速旋转时，不易变形从而失去其应有的效果；（6）能够减少甚至防止汽车内部传动系统共振的能力，可以吸收部分震荡和外力的冲击，同时降低噪声，提高车内人员的舒适性；（7）操作简单，容易上手；（8）使用寿命较长，可以降低维护的成本，有较高的经济性。1.3国内外发展研究1.3.1国外发展研究随着汽车技术不断地发展，离合器也进行了多次更新换代。最早期的离合器出现于19世纪后期，是由滚轮与皮带组成。通过控住制皮带的松紧度来实现动力传输，但由于其结构过于简单且遇到水容易出现打滑现象，因此很快被淘汰了。1889年，戴姆勒公司首先成功研制出基于摩擦力作用传动原理的锥形离合器[3]，这种类型的离合器带有锥形盘，具有自由移动的能力，当把它安装在变速器的主轴上时，几乎能够与曲轴上带锥形凹槽相互之间紧密地连接。当我们需要断开这种连接想要进行换档时，又可以直接用脚踩下脚踏板，通过分离套筒和弹簧的方式，将此锥形盘拉回原来的位置，如此便能够达到临时性断开动力传输的目的。在一开始的时候，这种离合器的摩擦面采用的材料是驼毛，但皮革材质没多久就代替了这种皮毛材质。因为人们发现，把皮革放在蓖麻油中浸泡之后，可以明显地防止潮湿、防止出现打滑现象，保持摩擦面的稳定性。采用皮革制摩擦面的优点有：离合器具备进行自我调节的能力，当有外力产生或者输入时，可以不受其影响，继续保持运转；但同时质量太大也是它一个非常大的缺陷。与此同时，由于摩擦片的结构原因，导致其磨损太快，需要经常性的更换摩擦片，而更换摩擦片的过程又太麻烦，耗时费力又占用较高的成本，因此后来在皮革制摩擦片中他们又设计研发出来了压紧弹簧销以及传动片来寻求改变和突破，降低成本，。1904年，DeDion和Bouton在研究已有的多盘离合器组成中获得启发，共同研制发明出了结构更加简单化的单盘式离合器。这种类型的离合器从动盘质量的比较小，这样就可使得在离合器断开连接之后，从动盘能比多盘式离合器更快地停止转动，达到让换档更为方便的目的。后来1920年代新型的高摩擦系数的石棉材料被引用到离合器中，进一步推动单盘离合器在汽车的使用上，直到石棉摩擦片被取代。1.3.2国内发展研究我国汽车工业发展明显落后于欧美国家落后于亚洲的日本，离合器于1930年代开始小规模化生产。由于当时制造水平落后、人才储备稀缺等条件限制，只能简单加工出离合器的小零件，远远不达标离合器整体化生产的水平[5]。相比之下，同期法国的瓦雷奥与西德的菲希特尔两家离合器公司就已经能够独立完成工作性能最好的膜片弹簧离合器，并且公司人数都达到千人以上，能实现离合器规模化量产。我国在1950年后才建立了一批离合器生产的公司，一汽、上汽与东风等汽车公司纷纷出现，标志着我国离合器制造正式进入工厂化时代。20世纪70年代后期，“科技是第一生产力”的概念正式被提出，于是国家开始构建汽车的发展战略[5]。同时国家引进具有先进离合器设计的外国汽车企业，建立合资共同经营的体系。此举帮助了我国汽车人员深化汽车技术、研究与攻克技术难点，从而我国建立起多支膜片弹簧研究的科研团队，他们围绕外国丰富的经验与理论开展了大量膜片弹簧研究，最终取得了实质性的突破，就此我国走上了膜片弹簧独立自主设计生产的道路。在汽车膜片弹簧离合器的研究中，1989年林世裕参考A-L公式建立了拉、推式膜片弹簧力学模型，并推导出膜片弹簧理论设计与校核的方法，其研究成果成为膜片弹簧设计最详实的理论支撑。1990年起，计算机技术发展带动了多种仿真分析软件的开发，由此我国掀起来一股基于运动仿真软件的优化膜片弹簧的研究热潮，很多学者利用Matlab软件强大的函数工具，开展了以膜片弹簧高厚比、弹簧压紧力与最小应力等为目标，多种影响膜片弹簧特性的基本尺寸参数为约束条件的优化设计与仿真分析[6]。他们的研究结果更加精确细致，有效缩短产品的研发周期与降低生产成本，如胡静以新旧摩擦片工作时的最小弹簧压紧力差值作为优化目标，利用实测的捷达膜片弹簧载荷与数据做出多项式回归方程与著名的A-L公式进行对比分析，得出膜片弹簧的理论与实际弹性特性曲线具有一定程度的偏差的结论，并增加了修正系数。1.4离合器的功用第一点，起动发动机后，发动机稳定运行的最小转速约为300至500r/min，但汽车只能从停止状态起步。运转中的发动机需要固定的传动系统传动才能发挥作用，而两者是不能突然而紧密地连接在一起的。此时，离合器就开始发挥自己的功用，把发动机和汽车的传动系统逐渐地连接起来，随者发动机施加至车辆传动系统的扭矩慢慢增加，达到足以克服阻力时，汽车就能够缓慢而平稳地起步并行驶了。第二点，在寒冷的天气中，如果没有将发动机与动力传动系统分开的离合器，则很难启动发动机。因此，离合器可使发动机暂时断开和传动系统的连接，只有这样才能便于发动机的起动。第三点，当人们在驾驶汽车时需要经常换档，这也就意味着传动齿轮对常需要断开和连接。当齿轮由于原本啮合时的压力存在而被切割时，可能使其难以脱档，但是使用离合器暂时分离动力传动系统将使其更易于脱档。不仅如此，在换档时，仅依靠驾驶员自身想要去同步啮合齿轮对的圆周速度并不是一件容易的事情，因为存在于啮合齿轮对之间的圆周速度差有很大可能导致产生换档时的巨大冲击甚至无法达到换挡的目的，从而导致换挡失败。由此可见，在换档时切断动力传输系统十分重要，而离合器的存在便解决了这样的问题，离合器通过减少与离合器驱动齿轮相连的质量，便减少了换挡时产生的影响同时实现了平稳的换挡。1.5离合器应当具备的性能要求通过查阅资料可知，离合器的功用应该具备下面的一些要求：（1）发动机输出的最大扭矩必须在任何工况下被可靠地传递。因此，离合器的摩擦扭矩必须大于发动机的最大扭矩。（2）接和平稳柔顺。也就是说，离合器传递的扭矩应缓慢增加，以防止汽车产生突然的冲击亦或者是抖动异常激烈。（3）离合器的分离应当完全、迅速。假如在换档过程中离合器不能够完全断开与传动系统的连接，则部分扭矩会将继续传递到变速器，使换档困难并引起换挡冲击，甚至发生打齿现象造成零部件的损坏。（4）从动盘的惯性矩小。当离合器分离时，只有离合器从动盘连接到变速器的驱动齿轮。减少从动盘的转动惯量，减小了换档时的冲击。（5）具备吸收振动、噪音和冲击的能力。（6）良好的散热性，可防止因高温而导致摩擦件燃烧，以及由于摩擦系数降低而引起的打滑。（7）操作轻巧，易于减轻驾驶员疲劳。这点非常重要，特别是对于在城市中行驶的汽车和公共汽车而言。（8）对于摩擦离合器，摩擦衬片必须承受高温和耐磨损。衬套的磨损应在一定范围内，并且离合器应可调节以便实现正常的工作。

2GBC汽车离合器离合器总体设计方案的确定2.1GBC汽车离合器设计参数的确定在开始，首先需要确定GBC汽车离合器大致的轮廓尺寸，而确定这一尺寸，摩擦片的尺寸以及从单盘的尺寸等是非常关键的一部分内容，关系到离合器尺寸大小的确定，有很大的影响。同时，还应当根据GBC汽车发动机的最大扭矩来设计规划，以达到设计的合理性。需要离合器能够传递输出发动机产生的最大扭矩，因此设计的GBC汽车离合器必须拥有极高的可靠性以及稳定性，所以GBC汽车离合器的最大静摩擦力矩必须大于发动机产生的最大转矩[1]，需要通过公式2-1去计算，即（2-1）在公式中：—是GBC汽车离合器的后备系数，可以通过查找表2-1确定；—为GBC汽车的发动机最大转矩，现在根据任务书中给出的设计资料可知，本次设计的GBC汽车的发动机最大转矩为608N·m。2.2GBC汽车离合器后备系数的选择通过查找资料以及翻阅书籍，明确后备系数不需要过大，因此通过筛选表格2-1，即可初步确定取=1.50。表2-1车辆后备系数表车型后备系数中型货车、重型货车1.50~2.25越野车、牵引车1.80~4.00在确定和的具体数值之后，则可将数据带入公式2-1中，计算得出该GBC汽车离合器的最大静摩擦力矩=N·m。2.3GBC汽车摩擦片的设计GBC汽车的离合器摩擦片在和其他的构件缓慢接合过程中受到严重的冲击和摩擦,因此，其会在相对较短的工作时间内产生大量的静电和热能。综合前面的因素,便要求摩擦片应当具备下列的主要综合特点：（1）摩擦片首先应当有相对较高的摩擦面系数，如此可以保证扭矩和力的稳定传递；（2）从新装配上摩擦片起到更换这块摩擦片，该摩擦片应始终能够维持我们所希望的摩擦系数以及摩擦性能；（3）当摩擦片参与工作产生热量时，依旧能够保持有好的磨擦性能、抗疲劳性能；（4）要求使用的离合器摩擦片的两端均能够承受在压盘压力作用下产生的较高载荷，并且在需要接合或者断开连接时依旧表现出良好的性能；（5）能抵抗住较为恶劣的工况影响而不发生损坏；（6）在把发动机的扭矩传递出去时，摩擦片依旧具有足够的工作强度；（7）有良好的材料加工性能，可以便于量产、购买、更换，降低使用成本，节省时间；（8）在一个完整的工作循环中产生的温度区间内，确保摩擦片能和压盘、飞轮的材料等具有良好的兼容性以及摩擦能力；（9）摩擦片在其工作的接触面上应当具有一定的溶污能力，能够保持自身工作的稳定、可靠，同时不产生影响其他构件运转的副作用；（10）摩擦片属于消耗品，所以应当具有较高的性价比，同时尽可能小的产生污染，最好不会发生污染环境的现象。鉴于上述的各个特征和宗旨，又因为近年来摩擦复合材料产品的数量和价格都有所提高，所以我们更需要在选择摩擦片材料时显得慎重。石棉虽然拥有各方面的优势，但因为它自身有毒的特性，会对人的身体健康造成不良影响，再者通过借鉴网上的各类资料，所以在本次的GBC汽车离合器的设计中，摩擦片的使用材料最终敲定为使用金属-陶瓷材料。这种类型的材料包含了金属成分、陶瓷成分以及结合这两部分材料的润滑粘合剂，属于多元复合材料。金属成分的存在主要为了使摩擦片整体拥有一定的硬度和稳定性，并且拥有一定的延展性；而陶瓷成分是为了更好地吸收产生的热量以便了迅速散热，因为陶瓷本身具有细微气孔，故具有良好的导热性、耐腐蚀性，可塑性较强[6]。此外，选用的摩擦片片数为2片，因此摩擦面Z为4。通过查找资料（表2-2）可知，摩擦片所使用的材料会影响到摩擦片的摩擦系数f以及其所能承受的单位压力p。表2-2摩擦片材料信息表摩擦片所使用的摩擦材料摩擦系数f单位可承受压力p范围（）金属陶瓷0.40.35-0.652.4GBC汽车摩擦片的尺寸参数计算GBC汽车离合器的尺寸参数，关系到了离合器的使用寿命以及自身的重量、结构等情况。而离合器中摩擦片的尺寸参数又关系到离合器的尺寸参数的确定，同时摩擦片又是传递来自发动机扭矩的关键参与部件，有着重要的紧密联系。常识中，我们知道汽车离合器的摩擦片尺寸越大，则该离合器所能传递的扭矩越大，显而易见，在这次设计任务中我们必须选用较大的摩擦片尺寸。根据GBC汽车的发动机最大转矩为608N·m，再通过查阅国家标准JB1457-74（表2-3和表2-4）可以确定我们所需的离合器摩擦片的各项尺寸参数。表2-3国家标准JB1457-74中各类型离合器的摩擦片尺寸参数表摩擦片的外径D（mm）汽车发动机的最大转矩（N·m）单片离合器双片离合器中等负荷重度负荷极限数值325/320380450350/410480550380/510600700410/620720830430350680800930表2-4国家标准JB1457-74中规定的离合器摩擦片尺寸参数摩擦片外径D（mm）摩擦片内径d（mm）摩擦片厚度h（mm）内外径之比d/D单位面积F（mm2）2801653.50.589402003001753.50.583466003251903.50.5855460035019540.5576780038020540.54072900现通过筛选上述表格后，可以确定的摩擦片参数如表2-5所示：表2-5GBC汽车离合器中摩擦片的尺寸参数序号名称数值单位1外径D380mm2内径d205mm3厚度h4mm4内外径比d/D0.540/5单面面积F72900mm22.5GBC汽车校核摩擦片的基础参数在公式2-1的基础上，延伸出一个等式的变形，现公式如2-3所示：（2-3）在公式中：Z—为摩擦片的接触摩擦面，数值是4，单位是个；f—为摩擦面的摩擦系数，在表2-2中可查得数值为0.4；p—为摩擦面上的单位压紧力，单位是MPa；D—为摩擦片的外径，数值是380，单位是mm；d—为摩擦片的内径，数值是205，单位是mm。将上述数据代入公式2-3，计算可得：p=0.6408MPa将计算结果放入表2-2中校核，成立。

3GBC汽车离合器主动部分的设计3.1GBC汽车压盘的设计因为GBC汽车本身的工作特性以及工作环境的特殊性，在本次设计中，要求GBC汽车的压盘拥有良好的散热功能以及较高的可靠性能，这就注定了设计的压盘形状不会比较简单，具有一定的复杂性。通过查阅资料可以得知由灰铸铁HT200铸成的材料，金相组织呈珠光体结构，硬度达到HB170～227，可见非常适合用来作为本次GBC汽车离合器的压盘材料，能够满足之前所述的性能要求。不仅如此，如果想要增强提高离合器压盘自身的机械强度以及获得更强的性能，可以在铸造这个压盘时还可以加入少量的金属元素。此外，除了选用合适有效的材料来铸成GBC汽车的压盘，我们还可以通过加大压盘自身的质量，来吸收运转时产生的部分热量，同时保证不会产生热扭曲、热变形等糟糕的情况发生，提高离合器的稳定性和可靠性。除了靠压盘本身的质量、尺寸来吸收部分的热量，还可以在压盘上设计出导风槽，利用风冷的原理，使GBC汽车的压盘在运转时可以被空气带走一部分的热量，从另一方面达到给压盘冷却的目的。那说完了如何处理产生的热量，我们接下来应该考虑这些热量是怎么产生的。在车辆不断行驶的过程中，常需要进行换挡行为，从而离合器会不断的进行分离结合的操作，而每次结合都会产生一定的摩擦，摩擦就会产生热量，如此反复产生的热量，取一个专有的物理概念叫做温升τ。根据资料显示，离合器每一次接合的温升都不应超过10℃，而温升τ的校核公式如3-1所示：τ=γL/mc（3-1）在公式中：γ—为传导到压盘的热量占GBC汽车离合器工作时产生的热量的比例。本设计中，因为GBC汽车的离合器是单片离合器，则取γ=0.5；m—为GBC汽车离合器中压盘的总质量，单位为kg；c—为铸造GBC汽车压盘所用材料的比热容，查阅资料可知铸铁的比热容为℃)；L—为GBC汽车产生的滑磨功，单位为J。除了压盘应该拥有足够大的质量之外，压盘的厚度也是需要考虑的一个重要因素之一，并且采用的厚度应该较厚，如此才能保持压盘具有足够的刚度，保持足够的性能以及可靠性。通过翻阅资料可以得知载货汽车的离合器压盘厚度，通常不会小于15mm。[2，3]此外，因为摩擦片常会与压盘接触，因此在考虑设计压盘的尺寸时还要考虑到之前选取的摩擦片尺寸参数。通过考虑，初步选择压盘厚度为23mm，外径405mm，内径215mm。将上述数据代入公式（3-1）进行校核计算，可得τ=7.658℃，符合标准。3.2GBC汽车离合器盖设计离合器盖不仅起到连接的作用，同时也对整个离合器机构起到一定的保护作用，因此保证离合器盖的刚度是一个很重要的设计考虑因素，因为得保证整个机构的稳定运行以及工作效率，所以离合器盖不能产生很大的变形。如果发生了较大程度的变形，可能会导致离合器工作时断开连接不彻底、完全，出现换挡困难、造成摩擦片的过度磨损以及各个啮合齿轮的打齿现象或者剪切现象的出现，后果很严重；同时也应当把离合器运行过程中产生的热量也考虑进去，使它能够分担部分的热量，让整个离合器的运行更可靠、稳定。通过查阅资料可以得知，在制造离合器盖时，人们通常把厚度为2.5～5mm低碳钢的钢板进行机器冲压，从而制造成我们所需要的离合器盖。在离合器盖的下方，安装着有压盘、压紧弹簧等主要运动构件，如图3-1所示，因此离合器盖的尺寸需要能够将这些零部件包含进去即可，不仅如此，离合器盖的设计对于飞轮轴线的对中也有很大的影响。飞轮轴线的对中方式可依靠定位销或定位螺栓的辅助以及止口对中的方法来实现[4]。图3-1离合器盖尺寸结构示意图1-传力装置；2-分离杠杆中间支承；3-支承叉；4-调整螺母

4GBC汽车离合器从动部分的设计4.1GBC汽车从动盘毂的设计因为从动盘毂的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴的连接方式，靠的是齿侧定心矩形花键的相对动配合，这样的连接方式就能够满足从动盘毂能沿轴方向进行自由移动的需求，同时也能够承受较大的载荷，受力均匀、导向性好。在材料方面，一般采用40Cr、45号钢、35号钢来锻造从动盘毂，还需要经过HRC28～32调质热处理，便可以提供抵抗冲击的韧性以及综合机械性能，这里采用40Cr。花键的具体结构尺寸参数，可以通过查找相关书籍资料，从国家标准GB1144-74（表4-1）选取。为了能够保证从动盘毂在沿轴方向进行自由移动时，不出现偏斜的状况，因而从动盘毂的花键孔键齿的有效尺寸应保证是花键外径尺寸的1.4倍左右，因为GBC汽车的工作环境非常恶劣，必须保证可靠性。表4-1国家标准GB1144-74中规定的关于花键的尺寸参数表发动机转矩（N·m）从动盘外径R（mm）花键的外径D（mm）花键的内径d（mm）花键的齿数n键齿宽a（mm）花键有效尺长l（mm）键齿间挤压应力（MP)48035040321055013.260038040321055515.272041045361056013.1由表4-1选取得本次花键的相关尺寸参数得：发动机转矩=608N·m花键的外径D=410mm；花键的内径d=36mm；花键的齿数n=10；键齿宽a=5mm；花键有效齿长l=60mm；得到花键的相关参数之后，就需要进行强度的校核计算，计算校核挤压应力(式4-1)，要求计算结果不能超过30MPa：（4-1）计算校核剪切应力(式4-2)，要求计算结果不能超过15MPa：（4-2）在公式中：—为GBC汽车的发动机最大转矩，数值为608，单位为Nmm；D—为GBC汽车的花键外径，单位为mm；d—为GBC汽车的花键内径，单位为mmn—为GBC汽车的花键齿数；a—为GBC汽车花键的键齿宽，单位为mm；l—为GBC汽车花键的有效齿长，单位为mm。代入上述相关数据可得：挤压应力=20.68MPa剪切应力=13.92MPa符合。4.2GBC汽车从动盘的设计在从动盘材料的选择上，本次设计选择采用被机器冲压而成的1.3～2.0mm厚的钢板。而在有些情况下需要将从动盘的外缘盘形部分磨薄到0.65～1.0mm的区间范围，这样操作的目的是为了以减小从动盘的质量从而减小转动惯量。此外，从动盘的材料又和它的结构型式之间有比较紧密的联系。整体式的从动盘，又称为不带波形弹簧片的从动盘，一般采用高碳钢，比如50号钢或者85号钢，又或着采用65Mn钢板制成，再需经过硬热度处理，要求是：HRC38～48。本次设计采用整体式的从动盘，材料选取使用85号钢。4.3GBC汽车摩擦片的扭转减振器设计4.3.1扭转减振器的作用汽车在使用的过程中，车辆的传动系统经常会受到各种冲击和震荡，为了尽可能地减少这种不良影响，保持车辆的稳定性，考虑在车辆的传动系统中串联一个弹性阻尼装置，以起到吸收震动、缓解冲击的作用。由此扭转减震器便应运而生，通常将其装在离合器的从动盘上，用来缓解上述的不良影响。它的主要特点之一是可以降低发动机曲轴与传动系结合部分的扭转刚度，从而降低传动系的扭振固有频率。这样就可以比较方便地将较为严重的扭振车速移出常用车速范围，来保证合理性、安全性以及可靠性。其中的弹性阻尼单元件被广泛的用来抑制扭转共振相应的振幅，并且能够衰减因冲击而产生的瞬态扭转，从而消除各部件在不同工况下产生的噪声[7]。4.3.2扭转减振器结构类型的介绍与选择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-橡胶弹性元件图4-1减振器结构示意图图4-1中给出了几种类型的扭转减振器的主要总体原件的结构框架图，它们的因为使用了不同的弹性阻尼元件而有所不同，其中，已经得到人们认可以及使用率最普遍的是如图4-1a-d所示的采用圆柱型螺旋弹簧的扭转减振器。在这种类型的减震器中，从动盘和从动盘毂上都各有6个口，在每个口中装有一个用来吸收能量、缓解冲击的减振弹簧，因而来自发动机的转矩经过从动盘一直传递到从动盘毂，此时这些沿从动盘圆周切向布置的减振弹簧被压缩，从而吸收了传动系统本该所受的冲击，随后使从动盘毂作相对从动盘的往复摆动运动，消耗吸收的能量，极大程度地提高了传动系统的刚度以及稳定性能。在图4-1e中，当安装在扭转减震器上的相同规格的弹簧同时发挥作用时，产生的效果会具有线性的特性。这种带有线性特性的扭转式弹簧减振器，结构相对来说比较简单，成本较低，已经受到了一定程度上的欢迎。在另一方面，当安装在扭转减震器上的弹簧不是统一的，属于固定的两种或三种不同规格时，当需要它们工作时，产生的效果就是非线性的，因为它们的刚度由小向大发生变化并且按照先后顺序再次转动进行减振工作（如图4-1e中的坐标图所示），因此我们称这样的扭转减震器为两级或三级非线性反向扭转的弹簧减振器。这种类型的扭转式减振器，现已经普遍地为各种类型的车辆所服务，特别是柴油车辆。对于柴油车的发动机来说，它的怠速运转不够稳定，所以变速器常啮合齿轮的常会发生敲击或者冲撞的现象时常发生，而使用刚才介绍的这种两级或者三级非线性反向扭转的弹簧减震器，可以高效地优化这样的情况。与此同时，两级或者三级的非线性扭转减振器因为它得天独厚的工作原理，能够更大范围的涵盖柴油发动机工作的载荷区间，拥有更高的包容性，并改善离合器接合的柔和性。不仅如此，这种变刚度的扭转减震器还能在传动系统小负荷运转下，减少扭转振动和噪声。本次设计的思路是使用于GBC汽车离合器的扭转减震器使用的是图4-1中（c）的类型，同时里面采用两级或三级非线性反向扭转的变刚度减震器。对于采用空心圆柱型扭转减振器(如图4-1f所示)，也可以选择星型等其他形状类型的橡胶弹性元件，都是具有非线性的弹性特性的减振器。尽管它们的结构简单而且橡胶发生变形时内部会产生较大的摩擦力，但并不需要添加额外的阻尼元件。可是由于这些减振器会非常明显地增大从动盘的转动惯量，同时，必须要用专门特定的橡胶元件制造，才能保证在离合器热状态下工作的稳定和顺畅，因此没有得到广泛的使用。在本次设计的减振器中，GBC汽车离合器的阻尼元件采用的是橡胶摩擦片。在图4-1a所显示的结构中，由铆钉建立起从动盘与减振盘之间的联系，再对摩擦片产生正压力。因为采用的是两级或三级非线性反向扭转的变刚度减震器，可以通过考虑加进碟形弹簧(如图4-1c和图4-1d)的方式，通过采用一组不同负载刚度的碟形加压弹簧和一组螺旋式加压弹簧的方式，各自对两组碟形摩擦片进行加压，为了建立起的压紧力不相同，由此就能够实现上述的非线性变化。4.3.3离合器的扭转减振器尺寸参数的确定①、GBC汽车离合器的扭转减振器的刚度计算扭转减震器的扭转角刚度Ca可以根据减振弹簧的线性刚度特性以及在结构上的弹簧布置位置来决定，利用公式4-3计算，可初步得出所需要的刚度数值：Ca≤13（4-3）在公式中：—为GBC汽车的极限转矩。而汽车的极限转矩，可以通过下式4-4计算求得：=（1.5～2.0）（4-4）在公式中：查阅资料可知关于前的系数，乘用车一般使用2.0，而商用车选取1.5，因为本次设计的是GBC汽车，是商用车，则选取=1.5，代入公式4-4，得=912N·m算得算之后，再将数据代入公式4-3，求得：Ca≤N·m/rad所以，本次设计GBC汽车的离合器时，初选Ca=11800N·m/rad。②、GBC汽车离合器的扭转减振器最大摩擦力矩出于对整体结构因素的考虑，还受发动机所能输出的最大转矩的限制，这也是扭转减振器扭转角刚度Ca初步数值取的比较高的原因。此外，我们还需要装入一个弹性阻尼装置来高效的消除在发动机正常运行工作的范围内产生的振动，自然而然的，该阻尼装置的摩擦力矩需要进行设计。通常来说可以按照如下式4-5进行设计计算：=（0.06～0.17）（4-5）在公式中，—为GBC汽车的发动机最大转矩，数值为608，单位为Nmm。根据GBC汽车的工作特性，此处系数取值不应太小，因此初步选择为0.15，带入公式4-5，可得=N·m。③、GBC汽车扭转减振器的预紧力矩计算为了能够降低传动系在传递扭矩时，减轻扭转减震器的压力，达到更好的吸收振动和能量的目的，在安装减振弹簧时，应当给每一个弹簧加上一定的预紧力，还可以优化工作条件。为了保证扭转减震器在逆向工作时不会发生停止运转的状况，安装的减振弹簧的预紧力在数值上通常不会超过上面求得的最大摩擦力矩。计算施加给弹簧的预紧力矩，公式4-6如下所示：=（0.05～0.15）（4-6）在公式中：—为GBC汽车的发动机最大转矩，数值为608，单位为Nmm。此处选取系数为0.1，则该次设计中，扭转减震器上的弹簧预紧力可计算求得：=N·m④、GBC汽车扭转减振器的弹簧分布半径计算计算弹簧位置分布半径的公式如式4-7所示：R1=（0.60～0.75）d/2（4-7）在公式中：d—为摩擦片的内径，数值为205，单位是mm。此处系数取0.70，代入相关数值，可计算得：R1=mm⑤、GBC汽车扭转减振器的减震弹簧数目选取查阅资料，减振弹簧的数目可以根据参考表4-2的数据选取。在本次设计中，GBC汽车选取的摩擦片外径D=380mm，因此根据表中所列举的信息，选择数目Z=12表4-2减振弹簧数目选取的参照表名称取值范围离合器摩擦片的外径D（mm）225-250250-325325-350＞350减震弹簧的使用个数Z（根）4-66-88-10＞10⑥、GBC汽车扭转减振器的减振弹簧的总压力计算当位于弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，离合器传动系所传递的扭矩便达到最大值，因次需要计算此时减振弹簧所产生的总压力，计算方法如式4-8所示：=（4-8）在公式中：—为GBC汽车的极限转矩，数值是912，单位是N·m；R1—为扭转减振器的弹簧分布半径，数值是71.75，单位是mm。代入数据，则可得：=N随后可以根据公式4-9计算出所使用的12根弹簧中每根弹簧工作时的平均压力：=N（4-9）在公式中：—为减振弹簧所受的总压力，数值是12710.8，单位是N；Z—为所用到的减振弹簧数目，数值为12，单位是根。⑦、减振弹簧的尺寸参数确定先用一张图示4-2来表示下面计算过程中，会用到的各项符号所代表的意思。图4-2减振弹簧计算符号示意图通过查阅资料发现，减振弹簧的中径，取值范围在11～15mm左右，同时根据国家标准GB/T1358-93中的表4-3的数据可知，本设计选取=14mm。表4-3国家标准GB/T1358-93弹簧中径表10121416在确定了之后，就该计算弹簧截面的钢丝直径，该值在得出之后应取继续查找表4-4来确定就近值，计算公式如式4-10所示：（4-10）在公式中：P—为单个减振弹簧所受的压力，数值是1059.23，单位是N；—为减震弹簧的中径，数值是14，单位是mm；τ—为汽车的扭转许用应力，通常的取值范围是550-600MPa[8]。此处选取为575MPa。代入上述所列数值，可得出：=表4-4国家标准GB/T1358-93弹簧截面的钢丝直径表33.544.5根据表4-7可得：=4mm根据已经计算得出的扭转减震器的刚度值Ca计以及弹簧位置分布半径R1，可以计算出减振弹簧的刚度c，计算公式如式4-11所示：（4-11）在公式中：Ca—为GBC汽车离合器的扭转减振器的刚度，数值是11800，单位是N·m/rad；R1—为GBC汽车扭转减振器的弹簧分布半径，数值是71.75，单位是mm；Z—为使用的减振弹簧数目，数值是12，单位是根。带入上述数据，计算可得：N/mm计算减振弹簧的有效圈数i，如式4-12所示：=（4-12）在公式中：G—为本次使用材料的弹性模数，对于碳钢可取=83000N/mm2；—为弹簧截面的钢丝直径，数值为4，单位是mm；—为减震弹簧的中径，数值是14，单位是mm；C—为减振弹簧的刚度，数值是191，单位是N/mm。代入式4-12中，可得：则根据表4-5可知，i=5表4-5国家标准GB/T1358-93弹簧的有效圈数表4.54.7555.5接下来则可以计算减振弹簧的总圈数n，总圈数n与有效圈数i的关系是，如式4-13所示：（4-13）在公式中：i—为减振弹簧的有效圈数，数量是5，单位是圈。代入公式4-13可得：n=7应当在GBC汽车的减振弹簧受到最大工作压力P时，计算所能达到的最小长度，如式4-14所示：（4-14）在公式中：—为弹簧截面的钢丝直径，数值是4，单位是mm；n—为所用减震弹簧的总圈数，数值是7，单位是圈。将上述参数代入式4-14可得：=30.8mm计算GBC汽车减振弹簧的总体变形量，计算公式如式4-15所示：（4-15）在公式中：P—为单个减振弹簧所受的压力，数值是1059.23，单位是N；C—为减振弹簧的刚度，数值是191，单位是N/mm。代入上述参数，通过式4-15计算可得：=5.55mm计算GBC汽车减振弹簧的自由高度，计算公式如式4-16所示：（4-16）在公式中：—为当减振弹簧受到最大工作压力P时，计算所能达到的最小长度，数值是30.8，单位是mm；—为减振弹簧的总体变形量，数值是5.55，单位是mm。将上述参数代入公式4-16中，计算可得：=36.35mm计算GBC汽车减振弹簧的预变形量数值，计算公式如4-17所示：（4-17）在公式中：—为扭转减振器的预紧力矩，数值是60.8，单位是N·m；c—为减振弹簧的刚度，数值是191，单位是N/mm；—为扭转减振器的弹簧分布半径，数值是71.75，单位是mm；Z—为减振弹簧的个数，数值是12，单位是根。将上述数据代入公式4-17，计算可得：=0.370mm计算GBC汽车减振弹簧安装后可达到的工作高度l，计算公式如4-28所示：（4-18）在公式中：—为减振弹簧的自由高度，数值是36.35，单位是mm；—为减振弹簧的预变形量数值，数值是0.370，单位是mm。将上述数据代入公式4-18，计算可得：l=35.98mm⑧、GBC汽车从动盘相对于从动盘毂的最大转角计算计算公式如4-19所示：（4-19）在公式中：—为减振弹簧的总体变形量，数值是5.55，单位是mm；R1—为GBC汽车扭转减振器的弹簧分布半径，数值是71.75，单位是mm。将上述参数代入公式4-19，计算可得：=4.43°通过查阅资料可知，的取值范围通常在3°-12°之间，因此成立。

5压紧螺旋弹簧的设计5.1螺旋弹簧的要求说明为了能够让压紧弹簧的两头没有间隙地挨着接触面同时平整地进行摩擦，当压紧式的弹簧需要沿着离合器的压盘呈现绕圆周的形式安装时,通常情况下，都会用圆柱型螺旋弹簧来压紧离合器的压盘，这样便能使得螺旋弹簧的两端挨紧并且磨擦平整，因为两端的支承面积较大，所以各圈能够均匀地受力，并且螺旋弹簧与轴线垂向之间的竖向偏差也较小。为了能够使得离合器的摩擦片上都具备均匀的压紧力，螺旋式弹簧的总数最好超过6个，同时还应随着摩擦片外径的扩展程度一同增加压紧力,并增加弹簧的使用个数。在设计圆柱型螺旋弹簧的过程中，要留心于各分离杆的位置和数目，使弹簧能够均匀分布到各个分离杆之间。因为本次设计使用的摩擦片的外径比较大，因此弹簧的根数必须是分离杠杆数的倍数，分离杠杆。5.2螺旋弹簧的使用数量通过查找资料中的表格5-1可知，弹簧的使用数量应当根据摩擦片的外径大小来确定。表5-1周置式圆柱型螺旋弹簧的数目参照表使用的摩擦片外径（mm）螺旋弹簧的数目（根）280-38012-18380-45018-30在本次设计中，所使用的摩擦片外径有380mm的大小，因此选择使用的螺旋弹簧数目为18根。5.3螺旋弹簧的使用材料因为周布式弹簧离合器的特性，使用的工作环境温度比较正常，而且弹簧钢丝的直径不需要太大，一般取4mm，因此弹簧所选用的材料经常是65Mn钢等合成钢，本次设计使用的是65Mn钢，其许用应力的范围区间是450-600MPa之间。5.4螺旋弹簧的数据计算1）每根弹簧的工作压力P在原则上，出于可靠性、安全性的考虑，每根弹簧所产生的压紧力都不应该超过1000N。计算每根弹簧的工作压力P的公式如5-1所示：（5-1）在公式中：p—为摩擦面上的单位压紧力，数值是0.6408，单位是MPa；D—为摩擦片的外径，数值是380，单位是mm；d—为摩擦片的内径，数值是205，单位是mm；Z—为所使用的弹簧数量，数值是18，单位是根。将上述数据代入公式5-1，计算可得：P=696.3N＜1000N合格。弹簧丝的直径弹簧钢丝的直径，计算公式如5-2所示：(5-2)在公式中：P—为每根弹簧的工作压力，数值是696.3，单位是N；—为弹簧的曲度系数，通过查资料可初步确定为1.24；C—为弹簧指数，查找资料初步选取数值为6.2；—为弹簧使用材料的许用应力，数值处取550，单位是MPa。将上述数据代入公式5-2，计算可得：=4.99mm通过查找表5-2，可以确定取值为5mm。表5-2国家标准GB/T1358-93弹簧截面的钢丝直径表44.556弹簧的外径通过查找表5-3，选取合适的数值。表5-3国家标准GB/T1358-93弹簧的外径表25283032初步确定弹簧的外径=30mm弹簧的中径计算公式如式5-3所示：（5-3）在公式中：—为弹簧的外径，数值是30，单位是mm；—为弹簧丝的直径，数值是5，单位是mm。将上述数据代入公式5-3，计算可得：=25mm5）计算弹簧实际工作时的许用应力计算公式如5-4所示：（5-4）在公式中：P—为每根弹簧的工作压力，数值是696.3，单位是N；C—为弹簧指数，数值为6.2；—为弹簧的曲度系数，数值为1.24；—为弹簧丝的直径，数值是5，单位是mm。将上述数据代入公式5-4，计算可得：=545.78MPa弹簧的有效工作圈数i计算公式如5-5所示：（5-5）在公式中：G—为使用材料的剪切弹性模数，因为本次设计中使用的是钢，因此数值为，单位是MPa；—为弹簧丝的直径，数值是5，单位是mm；—为弹簧的中径，数值是25，单位是mm；K—为弹簧的刚度，查找资料可知，取值范围是16-45N/mm，初选数值是45，单位是N/mm。将上述数据代入公式5-5，计算可得：i=9弹簧的总圈数n计算公式如式5-6所示：n=i+1.5（5-6）在公式中：i—为弹簧的有效工作圈数，数值是9，单位是圈。将上述参数代入公式5-6，计算可得：n=10.5弹簧的工作变形量f计算公式如式5-7所示：（5-7）在公式中：P—为每根弹簧的工作压力，数值是696.3，单位是N；K—为弹簧的刚度，数值式45，单位是N/mm。将上述参数代入公式5-7，计算可得：f=15.47mm弹簧的附加变形量查找资料后可知，单片离合器的弹簧变形量取值范围是1.5-2.5mm，在本设计中，取=2.0mm。弹簧的自由高度计算公式如式5-8所示：（5-8）在公式中：n—为弹簧的总圈数，数值式10.5，单位是圈；—为弹簧丝的直径，数值是5，单位是mm；f—为弹簧的工作变形量，数值是15.47，单位是mm；—为弹簧的附加变形量，数值是2.0，单位是mm；i—为弹簧的有效工作圈数，数值是9，单位是圈；—为弹簧在最大负荷时的间隙，查找资料可知，取值范围是0.5-1.5mm，此处取1.0mm。将上述参数代入公式5-8中，计算可得：=76.47mm弹簧的工作高度H计算公式如式5-9所示：（5-9）在公式中：—为弹簧的自由高度，数值是76.47，单位是mm；f—为弹簧的工作变形量，数值是15.47，单位是mm。将上述数据代入公式5-9中