1、目 錄1 論述11.1離合器概述11.2離合器的功用11.3離合器的工作原理21.4 膜片彈簧離合器概述32離合器結構方案選取42.1 離合器車型的選定42.2 離合器設計的基本要求52.3 離合器結構設計52.3.1 摩擦片的選擇52.3.2 壓緊彈簧布置形式的選擇52.3.3 壓盤的驅動方式62.3.4 分離杠桿、分離軸承62.3.5 離合器的散熱通風63 離合器基本結構參數的確定73.1摩擦片主要參數的選擇73.1.1摩擦片的校核83.1.2離合器單位摩擦面積滑磨功83.2離合器后備系數的確定93.3單位壓力P的確定94 離合器從動盤設計104.1從動盤結構介紹104.2 從動盤設計11

2、4.2.1 從動片的選擇和設計114.2.2 從動盤轂的設計124.2.3摩檫片的材料選取及與從動片的固緊方式135 離合器壓盤設計145.1壓盤的傳力方式的選擇145.2壓盤的幾何尺寸的確定145.3壓盤傳動片的材料選擇145.4離合器蓋的設計146離合器分離裝置設計166.1分離桿的設計166.2離合器分離套筒和分離軸承的設計167 離合器膜片彈簧設計177.1 膜片彈簧的結構特點177.3 膜片彈簧的彈性變形特性177.4 膜片彈簧的參數尺寸確定187.4.1 H/h比值的選取197.4.2 R及R/r確定197.4.3 膜片彈簧起始圓錐底角207.4.4 膜片彈簧的優化設計207.4.

3、5 分離指數目n、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r217.4.6 壓盤加載點半徑和支承環加載點半徑的確定217.4.7膜片彈簧的強度計算218 扭轉減震器設計258.1 扭轉減振器的功用258.2減振器的結構設計259 離合器殼設計27結 論28參 考 文 獻29致 謝301 論述1.1離合器概述按動力傳遞順序來說，離合器應是傳動系中的第一個總成。顧名思義，離合器是“離”與“合”矛盾的統一體。離合器的工作，就是受駕駛員操縱，或者分離，或者接合，以完成其本身的任務。離合器是設置在發動機與變速器之間的動力傳遞機構，其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞，保證汽車平穩地起步；保證傳動系換檔時工作平穩；限制傳動

4、系所能承受的最大扭矩，防止傳動系過載。為使離合器起到以上幾個作用，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器，摩擦離合器所能傳遞的最大扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面狀況等。即主要取決于離合器基本參數和主要尺寸。膜片彈簧離合器在技術上比較先進，經濟性合理，同時其性能良好，使用可靠性高壽命長，結構簡單、緊湊，操作輕便，在保證可靠地傳遞發動機最大扭矩的前提下，有以下優點2： （1）結合時平順、柔和，使汽車起步時不震動、沖擊；（2）離合器分離徹底；（3）從動部分慣量小，以減輕換檔時齒輪副的沖擊；（4）散熱性能好；（5）高速回轉時只有可靠強度；（6）避免汽車傳動系共振，具有吸

5、收震動、沖擊和減小噪聲能力；（7）操縱輕便；（8）工作性能（最大摩擦力矩和后備系數保持穩定）；（9）使用壽命長。1.2離合器的功用(1)保證汽車平穩起步離合器可使發動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩起步。如前所述，現代車用活塞式發動機不能帶負荷啟動，它必須先在空負荷下啟動，然后再逐漸加載。發動機啟動后，得以穩定運轉的最低轉速約為300500r/min，而汽車則只能由靜止開始起步，一個運轉著的發動機，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性接合的。因為如果是突然的剛性連接，就必然造成不是汽車猛烈攢動，就是發動機熄火。所以離合器可使發動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發動機加給傳動系的扭矩逐漸變大

6、，至足以克服行駛阻力時，汽車便由靜止開始運動并逐步加速。因此保證了汽車能平穩起步。（2） 保證傳動系換擋時工作平順在汽車行駛過程中，為了適應不斷變化的行駛條件，傳動系統經常要換用不同檔位工作，即變速器內的齒輪副要經常脫開嚙合和進入嚙合。實現齒輪式變速器的換擋，一般是撥動齒輪或其他掛檔機構，使原用檔位的某一齒輪副退出傳動，再使另一檔位的齒輪副進入工作。在換擋前也必須踩下離合器踏板，中斷動力傳遞，便于使原檔位的嚙合副脫開，同時有可能使新檔位嚙合齒輪副的嚙合部位的速度趨于相等，這樣，進入嚙合時的沖擊可以大為減輕，使換擋時工作平順。（3）防止傳動系過載當汽車進行緊急制動時，若沒有離合器，則發動機將因和

7、傳動系剛性相連而急劇降低轉速，傳動系受到很大的慣性負荷，而使機件損壞。有了離合器，便可依靠離合器主動部分和從動部分之間可能產生相對運動以消除這一危險。因此，離合器的這一功用是限制傳動系統所承受的最大轉矩，防止傳動系過載。1.3離合器的工作原理如圖1.1所示，摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構和操縱機構四部分組成。離合器在接合狀態時，發動機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪2和壓盤借摩擦作用傳給從動盤3，在通過從動軸傳給變速器。當駕駛員踩下踏板時，通過拉桿，分離叉、分離套筒和分離軸承8，將分離杠桿的內端推向右方，由于分離杠桿的中間是以離合器蓋5上的支柱為支點，而外端與壓盤連接，所以能克服壓

8、緊彈簧的力量拉動壓盤向左，這樣，從動盤3兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發動機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態。當放開踏板，回位彈簧克服各拉桿接頭和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右，仍將從動盤3壓緊在飛輪上2，這樣發動機的扭矩又傳入變速器。圖1.1 離合器總成 3-從動盤 6-壓盤 1-離合器蓋螺栓 2-離合器蓋 9-膜片彈簧 13-分離軸承 1.4 膜片彈簧離合器概述膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型載貨汽車上廣泛采用的一種離合器。因其作為壓簧，可以同時兼起分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，質量減少，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。其次，由于膜片彈簧

9、與壓盤以整個圓周接觸，使壓力分布均勻。另外由于膜片彈簧具有非線性彈性特性，故能在從動盤摩擦片磨損后，彈簧仍能可靠的傳遞發動機的轉矩，而不致產生滑離。離合器分離時，使離合器踏板操縱輕便，減輕駕駛員的勞動強度。此外，因膜片是一種對稱零件，平衡性好，在高速下，其壓緊力降低很少，而周布置彈離合器在高速時，因受離心力作用會產生橫向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低了對壓盤的壓緊力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降。那么可以看出，對于輕型車膜片彈簧離合器的設計研究對于改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意義。作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼沖壓成的，具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜片，且自其小端在錐面

10、上開有許多徑向切槽，以形成彈性杠桿，而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側有支承圈，而后者借助于固定在離合器蓋上的一些（為徑向切槽數目的一半）鉚釘來安裝定位。當離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支承圈則壓膜片彈簧使其產生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧幾乎變平。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產生壓緊力使離合器處于結合狀態。當離合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧壓前支承圈并以其作為支點發生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤后移使離合器分離。膜片彈簧離合器具有很多優點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此設計摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎不變，且可

11、以減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的，因此其壓緊力實際上不受離心力的影響，性能穩定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，零件數目減少，質量減小并顯著縮短了軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，摩擦均勻，也易于實現良好的通風散熱等。由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優點，并且制造膜片彈簧離合器的工藝水平在不斷提高，因此這種離合器在轎車及微型、輕型客車上得到廣泛運用，而且正大力擴展到載貨汽車和重型汽車上，國外已經設計出了傳遞轉矩為802000N.m、最大

12、摩擦片外徑達420的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎車、客車、輕型和中型貨車上。甚至某些總質量達2832t的重型汽車也有采用膜片彈簧離合器的，但膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧要高。膜片彈簧離合器的操縱采用壓式機構，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內端的分離指處是承受壓力。2離合器結構方案選取2.1 離合器車型的選定本設計針對的車型是微型客車。其基本參數如下：發動機型號LB4最大轉矩N·m/(r/min)315/2800一檔傳動比4.03主減速比3.08驅動輪類型與規格P205/75R15驅動輪胎直徑(m)0.6汽車總質量（kg)14102.2 離合器設計的基本要求為了保證離合器具有良

13、好的工作性能，設計離合器應滿足以下要求：1) 在任何行駛條件下，都能可靠地傳遞發動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備，又能防止傳動系過載。2) 接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。3) 分離要迅速、徹底。4) 從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。5) 具有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。6) 應能避免和衰減傳動系的扭轉振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。7) 操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。8) 作用在從動盤上的總壓力和摩擦離合器和摩擦材料的摩擦因數在離合器工作過程中變化

14、要盡可能小，以保證有穩定的工作性能。9) 具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。10) 結構應簡單、緊湊，質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便。2.3 離合器結構設計2.3.1 摩擦片的選擇 單片離合器因為結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底接合平順，所以被廣泛使用于轎車和中、小型貨車，因此該設計選擇單片離合器。2.3.2 壓緊彈簧布置形式的選擇離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其他幾類相比又有以下幾個優點9：

15、（1）由于膜片彈簧有理想的非線性特征,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內能保證大致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。當離合器分離時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力；（2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量小；（3）高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降；（4）由于膜片彈簧大斷面環形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命；（5）易于實現良好的通風散熱，使用壽命長；（6）平衡性好；（7）有利于大批量生產，降低制造成本。但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要

16、求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，我選用膜片彈簧式離合器。2.3.3 壓盤的驅動方式在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤的方法有三種9： （1）凸臺窗孔式：它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內，通過二者的配合，將扭矩從離合器蓋傳到壓盤上，此方式結構簡單，應用較多；缺點：壓盤上凸臺在傳動過程中存在滑動摩擦，因而接觸部分容易產生分離不徹底。（2）徑向傳動驅動式：這種方式使用彈簧剛制的徑向片將離合器蓋和壓盤連接在一起，此傳動的方式較上一種在結構上稍顯復雜一

17、些，但它沒有相對滑動部分，因而不存在磨損，同時踏板力也需要的小一些，操縱方便；另外，工作時壓盤和離合器蓋徑向相對位置不發生變化，因此離合器蓋等旋轉物件不會失去平衡而產生異常振動和噪聲。（3） 徑向傳動片驅動方式：它用彈簧鋼制的傳動片將壓盤與離合器蓋連接在一起，除傳動片的布置方向是沿壓盤的弦向布置外，其他的結構特征都與徑向傳動驅動方式相同。經比較，我選擇徑向傳動驅動方式。2.3.4 分離杠桿、分離軸承分離杠桿的作用由膜片彈簧承擔，其作用是通過分離軸承克服離合器彈簧的推力并推動壓盤移動，從而使壓盤與從動盤和從動盤與飛輪相互分離，截斷動力的傳遞，分離杠桿要具有足夠的強度和剛度，以承受反復作用在其上面

18、的彎曲應力，分離軸承的作用是通過分離叉的作用使分離軸承沿變速器前端蓋導向套作軸向移動，推動旋轉中的膜片彈簧中部分離前端，使離合器起到分離作用。分離本次設計選用的是油封軸承，它可以將潤滑脂密封在軸承殼內，使用中不需要增加潤滑，相比供油式軸承則需增加。2.3.5 離合器的散熱通風試驗表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面超過°C時摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的瞬時溫度一般在°C以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能達到。過高的溫度能使壓盤受壓變形產生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫度不致過高，除要求壓盤有足夠大的質量以保證足夠

19、的熱容量外，還要求散熱通風好。改善離合器散熱通風結構的措施有：在壓盤上設散熱筋，或鼓風筋；在離合器中間壓盤內鑄通風槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風；在離合器外殼內裝導流罩。膜片彈簧式離合器本身構造能良好實現通風散熱效果，故不需作另外設置.3 離合器基本結構參數的確定3.1摩擦片主要參數的選擇摩擦片外徑是離合器的主要參數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。當離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發動機最大轉矩已知，適當選取后備系數和單位壓力P0，可估算出摩擦片外徑。摩擦片外徑D（mm）也可以根據發動機最大轉矩（N.m）按如下經驗公式選用 （3.1）式中，為直徑系數，

20、取值范圍見表3-1。由選車型得= 315N·m，=14.6，則將各參數值代入式后計算得 D=280mm表3-1 直徑系數的取值范圍車 型直徑系數微型客車14.6最大總質量為1.814.0t的商用車16.018.5(單片離合器)13.515.0(雙片離合器)最大總質量大于14.0t的商用車22.524.0根據離合器摩擦片的標準化，系列化原則，根據下表3-2；結合后面的表4-1表3-2 離合器摩擦片尺寸系列和參數（即GB145774）外徑D/mm160180200225250280300325350內徑d/mm110125140150155165175190195厚度h/3.23.53.

21、53.53.53.53.53.54=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.54010.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827單位面積F/106132160221302402466546678應取：摩擦片相關標準尺寸： 外徑D=280mm 內徑d=165mm 厚度h=3.5mm 內徑與外徑比值C=0.583 1=0.7963.1.1摩擦片的校核1.摩擦片外徑D（mm)的選取應使最大圓周速度不能超過6570m/s,即 -36570m/s -3=41.03m/s 滿足要求2. 為反映離合器傳遞的轉矩并

22、保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許有值，即 按下表選取表2-5 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值離合器規格D/mm210>210250>250325>325/10-20.280.300.350.40 滿足要求3.1.2離合器單位摩擦面積滑磨功為了減少汽車起步的的時候離合器的滑磨，防止摩擦片表面的溫度過高從而發生燒傷現象，離合器每一次接合的單位面積滑磨功應小于其許用值，即 （4-6）式中，單位面積滑磨功()；其許用值()；對于乘用車：=0.4，對于最大總質量小于6.0t的商用車：=0.33，對于最大總質量大于6.0t的商用車：=0.25J/mm2；W為汽車起步時離合器

23、接合一次所產生的總滑磨功，可根據下式計算 （4-7）式中，汽車總質量；輪胎滾動半徑；汽車起步時所用變速器擋位的傳動比即一擋傳動比4.03；主減速器傳動比3.08；發動機轉速；計算時乘用車取，商用車取；滾動半徑rr為0.344m。整備質量查得2105kg。 算得 W=35424.5J =0.44J/mm2>0.4 J/mm2，不能滿足要求，但不超過15%，為了避免離合器過大，所以可以對主減速和一檔的傳動比進行調整而達到使用要求。3.2離合器后備系數的確定后備系數是離合器的重要參數，反映離合器傳遞發動機最大扭矩的可靠程度，選擇時，應從以下幾個方面考慮：a. 摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器

24、還能確保傳遞發動機最大扭矩；b. 防止離合器本身滑磨程度過大；c. 要求能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車=1.21.75。本設計的是轎車離合器，參看有關統計質料“離合器后備系數的取值范圍”（見下表3-3），并根據最大總質量不超過6噸的載貨汽車=1.201.75，結合設計實際情況，故選擇=1.5。則有可有表3.1查得 1.5。表3-3離合器后備系數的取值范圍車 型后備系數乘用車及最大總質量小于6t的商用車1.201.75最大總質量為614t的商用車1.502.25掛車1.804.003.3單位壓力P的確定壓力對表面耐磨性的確定單元，和離合器的性能及使用壽命大大降低，因此選擇離合器的工作條件

25、時，應考慮保留的大小，使發動機的摩擦，材料，尺寸，質量和數量的備用部門，以及其他因素。離合器使用頻繁時，當發動機的后備系數比較小的時候， P0應取得小一些；如果摩擦片的外徑比較大時候，為了能夠降低摩擦片外緣處的熱負荷， P0應取得小一些；如果后備系數比較大的時時，可適當的增大P0 。當摩擦片采用不同材料的時候，P0取值范圍見表3-4。 表3-4 摩擦片單位的壓力P0的取值范圍摩擦片的材料單位的壓力P0/MPa石棉基材料模壓0.15-0.25編織0.25-0.35粉末的冶金材料銅基0.35-0.50鐵基金屬的陶瓷材料0.70-1.50本次設計摩擦片為石棉基材料，P0選擇：0.10P01.50MP

26、a, 初次的選取為P0=0.25MPa。4 離合器從動盤設計4.1從動盤結構介紹在現代汽車上一般都采用帶有扭轉減振的從動盤,用以避免汽車傳動系統的共振,緩和沖擊,減少噪聲,提高傳動系統零件的壽命,改善汽車行使的舒適性,并使汽車平穩起步。從動盤主要由從動片，從動盤轂，摩擦片等組成，由下圖4.1可以看出，摩擦片1，13分別用鉚釘14，15鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片5用限位銷7和減振12鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在一起了。在從動片5和減振盤12上圓周切線方向開有6個均布的長方形窗孔，在在從動片 和減振盤之間的從動盤轂8法蘭上也開有同樣數目的從動片窗孔，在

27、這些窗孔中裝有減振彈簧11，以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片6，9。當系統發生扭轉振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發生來回轉動，系統的扭轉能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。圖4.1 帶扭轉減振器的從動盤 1，13摩擦片；2，14，15鉚釘；3波形彈簧片；4平衡塊；5從動片；6，9減振摩擦；7限位銷；8從動盤轂；10調整墊片；11減振彈簧；12減振盤4.2 從動盤設計從動盤總成由摩擦片，從動片，減震器和從動盤穀等組成。它雖然對離合器工作性能影響很大的構件，但是其工作壽命薄弱，因此在結構和材料上的選擇是

28、設計的重點。從動盤總成應滿足如下設計要求：（1）為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小（2）為了保證汽車平穩起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等從動盤應具有軸向彈性（3）為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減振器（4）要有足夠的抗爆裂強度4.2.1 從動片的選擇和設計 設計從動片時要盡量減輕質量，并使質量的分布盡可能靠近旋轉中心，以獲得小的轉動慣量。這是因為汽車在行駛中進行換檔時，首先要分離離合器，從動盤的轉速必然要在離合器換檔的過程中發生變化，或是增速（由高檔換為低檔）或是降速（由低檔換為高檔）。離合器的從動盤轉速的變化將引起慣性力，而使變速器換檔齒

29、輪之間產生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與沖動盤的轉動慣量成正比，因此為了見效轉動慣量，從動片都做的比較薄，通常是用1.32.0厚的薄鋼板沖壓而成,為了進一步減小從動片的轉動慣量,有時將從動片外緣的盤形部分磨至0.651.0,使其質量更加靠近旋轉中心。為了使離合器結合平順，保證汽車平穩起步，單片離合器的從動片一般都作成具有軸向彈性的結構，這樣，在離合器的結合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的，從而保證離合器所傳遞的力矩是緩和增長的。此外，彈性從動片還使壓力的分布比較均勻，改善表面的接觸，有利于摩擦片的磨損。 具有軸向彈性的的傳動片有以下三種形式：整體式的彈性從動片，

30、分開式的彈性從動片、及組合式彈性從動片。，在本設計中，因為設計的是轎車的離合器，故采可以用整體式彈性從動片，離合器從動片采用2厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑決定，在這里取280，內徑由從動盤轂的尺寸決定，這將在以后的設計中取得。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷，還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口。4.2.2 從動盤轂的設計從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受發動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發動機的最大轉矩Temax按國標GB114474選取。從動盤的軸向長度不宜過小

31、，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0-1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼（如35、45、40Cr等），并經調質處理。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝：對減振彈簧窗口及從動片配合，應進行高頻處理。花鍵選取后應進行動連接強度校核： （4.1）式中，N為從動盤轂的數目；其余參數見表（4-1）。表4-1 離合器從動盤轂花鍵尺寸系列摩擦片外徑D/mm發動機的最大轉矩Temax/N·m花鍵尺寸擠壓應力c/Mpa齒數N外徑D/mm內徑d/mm齒厚b/mm有效齒長l/mm160491023183209.81806910262132011.620010810

32、292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510352844012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0 根據摩擦片的外徑D=280mm與發動機的最大轉矩Temax=315 N·m，由表4-1查得N=10，D=35mm，d=28mm，b=4mm，l=40mm，=12.5Mpa，則由公式校核得：=10.7MPa<j=12.5MPa。所以，所選花鍵尺寸能滿足使用要求。4.2.3摩檫片的材料選取及與從動片的固緊方式 摩擦片的工作條件比較惡劣

33、，為了保證它能長期穩定的工作，根據汽車的的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求：（1）應具有較穩定的摩擦系數，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數的影響小。（2）要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。（3）要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好（4）熱穩定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦（5）磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面（6）油水對摩擦性能的影響應最小（7）結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現象由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數大約在

34、0.3左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩定，溫度，滑磨速度及單位壓力的增加都將摩擦系數的下降和磨損的加劇。 所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數（可達0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在該設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接，采用這種方法后，當在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強度，同時，當釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表面上對摩擦系數的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等優點。5 離合器壓盤設計5.1壓盤

35、的傳力方式的選擇壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合器的分離過程中能自由的沿軸向移動。如前面所述采用采用傳動片式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。5.2壓盤的幾何尺寸的確定由于摩擦片的的尺寸在前面已經確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。壓盤外徑D=280 壓盤內徑d=165壓盤的厚度確定主要依據以下兩點：（1）壓盤應有足夠的質量在離合器的結合過程中，由于滑磨功的存在，每結合一次都要產生大量的熱，而每次結合的時間又

36、短（大約在3秒鐘左右），因此熱量根本來不及全部傳到空氣中去，這樣必然導致摩擦副的溫升。在頻繁使用和困難條件下工作的離合器，這種溫升更為嚴重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的損壞。 由于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中產生的熱主要由飛輪和壓盤等零件吸收，為了使每次接合時的溫升不致過高，故要求壓盤有足夠大的質量以吸收熱量。（2）壓盤應具有較大的剛度壓盤應具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產生翹曲變形，而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。 鑒于以上兩個原因壓盤一般都做得比較厚（載重汽車上一般不小于15），但一般不小于10在該設計中

37、，初步確定該離合器的壓盤的厚度為155.3壓盤傳動片的材料選擇壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為HB170227，其摩擦表面的光潔度不低與1.6。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素。在本設計中用材料為3號灰鑄鐵JS1，工作表面光潔度取為1.6。5.4離合器蓋的設計離合器蓋一般都與飛輪固定在一起，通過它傳遞發動機的一部分轉矩。此外，它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支承殼體。因此，在設計中應注意以下幾個問題：（1）離合器的剛度離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使

38、蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構的傳動效率，嚴重時還可能造成離合器分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器的換檔困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為4的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。（2）離合器的通風散熱為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風窗口。（3）離合器的對中問題離合器蓋內裝有分離杠桿、壓盤、壓緊彈簧等重要零件，因此它相對與飛輪必須有良好的對中，否則會破壞離合器的平衡，嚴重影響離合器的工作。離合器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另有種是用定位銷或定位螺栓對中，由于本設計選用的

39、是傳動片傳動方式，因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內圓止口對中.6離合器分離裝置設計6.1分離桿的設計 本設計才用的是膜片彈簧的壓緊機構，分離桿的作用由膜片彈簧中的分離指來完成。其結構尺寸參數在后續設計中確定。在設計分離桿時應注意以下幾個問題：（1）分離桿要有足夠的剛度（2）分離桿的鉸接處應避免運動上的干涉（3）分離桿內端的高度可以調整6.2離合器分離套筒和分離軸承的設計分離軸承在工作中主要承受軸向力，在離合器分離時，由于分離軸承的旋轉，在受離心力的作用下，還承受徑向力。在傳統離合器中采用的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承。而在現代汽車離合器中主要采用了角接觸式的徑向推力球軸承，并由軸承內

40、圈轉動。本人設計的是推式膜片彈簧離合器，采用的是推式自動調心式分離軸承裝置。7 離合器膜片彈簧設計7.1 膜片彈簧的結構特點由前面可以知道，本設計中的壓緊彈簧是膜片彈簧。而膜片彈簧離合器分推式和拉式，在本設計中采用推式結構。 膜片彈簧在結構形狀上分為兩部分。在膜片彈簧的大端處為一完整的截錐體，它的形狀像一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。碟形彈簧的彈性作用是這樣：沿其軸線方向加載，碟簧受壓變平，卸載后又恢復原形所。可以說膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式。所不同的是，在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一

41、圈瓣片，它的作用是，當離合器分離時作為分離杠桿。故它又稱分離爪。分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽較寬呈長方圓形孔。這樣做，一方面可以減少分離爪根部應力集中，一方面又可用來安置銷釘固定膜片彈簧，分離爪根部的過渡圓角R4.5。7.3 膜片彈簧的彈性變形特性前面說過膜片彈簧起彈性作用的部分是其碟簧部分，碟簧部分的彈性變形特性和螺旋彈簧是不一樣的，它是一中非線性的彈簧，其特性和碟簧部分的原始內截錐高H及彈簧片厚h的比值H/h有關。不同的H/h值可以得到不同的特性變形特性。一般可以分成下列四中情況： 如下圖7.1中H/h=0.5的曲線,其曲線形狀表現為:載荷P的增加,變形總是不斷增加.這種彈簧的剛度很大,

42、可以承受很大的載荷,適合與作為緩沖裝置中的行程限制器。 =如圖7.1中H/h=1.5的曲線,彈性特性曲線在中間有一段很平直,變形的增加,載荷P幾乎不變.這種彈簧叫做零剛度彈簧.2如圖7.1中=2.75者,彈簧的特性曲線中有一段負剛度區域,即當變形增加時,載荷反而減少具有這種特性的膜片彈簧很適合用于作為離合器的壓緊彈簧,因為可利用其負剛度區,達到分離離合器時載荷下降,操縱省力的目的,當然負剛度過大也不適宜,以免彈簧工作位置略微變動造成彈簧壓緊力過大.如下圖7.2,這種彈簧的的特性曲線中具有更大的負剛度不穩定工作區,而且有載荷為負值的區域.這種彈簧適合于汽車液力傳動中的鎖止機構。圖7.1 三種不同

43、H/h值時的無因次特曲線圖7.2 各種不同H/h值時的無因次彈性變形特性7.4 膜片彈簧的參數尺寸確定在設計膜片彈簧時，一般初步選定其全部尺寸然后進行一系列的驗算，最后優選最合適的尺寸。其結構示意圖見圖7.3圖7.3 膜片彈簧示意簡圖7.4.1 H/h比值的選取 設計膜片彈簧時，要利用其非線性的彈性變形規律，因此要正確選擇其特性曲線的形狀，以獲得最佳性能。一般汽車汽車膜片彈簧的H/h值的范圍在1.52.5之間。我設計的膜片彈簧，H=5.0mm；h=2.5mm所以，=27.4.2 R及R/r確定比值R/r對彈簧的載荷及應力特性都有影響，從材料利用率的角度，比值在1.82.0時，碟形彈簧儲存彈性的

44、能力為最大，就是說彈簧的質量利用率和好。因此設計用來緩和沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。對于汽車離合器的膜片彈簧，設計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據結構布置與分離的需要來決定，一般R/r取值為1.21.3.對于R,膜片彈簧大端外徑R應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑。此外，當H，h及R/r等不變時，增加R有利于膜片彈簧應力的下降。參考下表可7-1表 7-1 一些車型膜片彈簧的R和R/r的值車型外徑（）內徑（）半徑2R（）R/r豐田225160206103/81=1.27北京BJ751228150210105/8.5=1.25上海SH7

45、71280165252126/103.5=1.21初步確定R=126mm；r=103.5mm所以，R/r=1.257.4.3 膜片彈簧起始圓錐底角汽車膜片彈簧一般起始圓錐底角在10°14°之間，代入數值計算可得：=12.4°7.4.4 膜片彈簧的優化設計（1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始錐角應在一定范圍內，即（2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即（3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即推式： 拉式： （4）根據彈簧結構布置要求，與，與之差

46、應在一定范圍內選取，即（5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此杠桿比應在一定范圍內選取，即推式： 拉式： 由（4）和（5）得mm，mm。7.4.5 分離指數目n、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r汽車離合器膜片彈簧的分離指數目n12，一般在18左右，采用偶數，便于制造時模具分度切槽寬3，10，窗孔半徑r一般情況下由（rr）(0.81.4) ,所以取rr=10 =10參考下表7-2表7-2 一些車型膜片彈簧的分離爪數n、切槽寬、及半徑車型 n（） （）r（）豐田183.2 911北京BJ751183.21113上海SH77118 3.21112.5雪佛蘭183.21010參考上表7-2 可取得n=1

47、8, 3，10, r=607.4.6 壓盤加載點半徑和支承環加載點半徑的確定應略大于且盡量接近r，應略小于R且盡量接近R。本設計取mm，mm。膜片彈簧應用優質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內常用的碟簧材料的為60SizMnA，當量應力可取為16001700N/mm2。7.4.7膜片彈簧的強度計算假定膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點O轉動（圖3.4）。斷面在O點沿圓周方向的切向應變為零，故該點的切向應力為零，O點以外的點均存在切向應變和切向應力。現選定坐標于子午斷面，使坐標原點位于中性點O。令X軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點的切向

48、應力為： （3.14）圖3.3 膜片彈簧工作點位置式中 碟簧部分子午斷面的轉角（從自由狀態算起）碟簧部分子有狀態時的圓錐底角e 碟簧部分子午斷面內中性點的半徑e=（R-r）/In(R/r) （3.15）為了分析斷面中斷向應力的分布規律，將（3.14）式寫成Y與X軸的關系式： （3.16）圖3.4 切向應力在子午斷面的分布由上式可知，當膜片彈簧變形位置一定時，一定的切向應力t在X-Y坐標系里呈線性分布。當時，因為的值很小，我們可以將看成，由上式可寫成。此式表明，對于一定的零應力分布在中性點O而與X軸承角的直線上。從式（3.16）可以看出當時無論取任何值，都有。顯然，零應力直線為K點與O點的連線，

49、在零應力直線內側為壓應力區，外側位拉應力區，等應力直線離應力直線越遠，其應力越高。由此可知，碟簧部分內緣點B處切向壓應力最大，A處切向拉應力最大，分析表明，B點的切向應力最大，計算膜片彈簧的應力只需校核B處應力就可以了，將B點的坐標X=（e-r）和Y=h/2 代入（3.17）式有： （3.17）令可以求出切向壓應力達極大值的轉角由于： mm所以： ，N/mm2B點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力F2作用下還受有彎曲應力： （3.18）式中 n分離指數目 n=18 br單個分離指的根部寬mm因此： N/mm2由于rB是與切向壓應力tB垂直的拉應力，所以根據最大剪應力強度理論，B點的當量應力為

50、：N/mm2N/mm2膜片彈簧的設計應力一般都稍高于材料的局限，為提高膜片彈簧的承載能力，一般要經過以下工藝：先對其進行調質處理，得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏體，對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持1214h），使其高應力區產生塑性變形以產生殘余反向應力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，提高彈簧疲勞壽命，對分離指進行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。故膜片彈簧和當量應力不超出允許應力范圍，所以用設數據合適。8 扭轉減震器設計8.1 扭轉減振器的功用(1)降低了發動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧了傳動系扭振固有率；(2)增加了傳動系的扭振阻尼，抑制了扭轉共振影響振幅，并衰減因沖

51、擊而產生的瞬間扭振；(3)控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振和噪聲；(4)緩和非穩定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。8.2減振器的結構設計(1)極限轉矩極限轉矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與最大轉矩有關，一般可取： （8.1）式中，2.0適用乘用車，1.5適用商用車，本設計為乘用車，選取2.0。代入數據可得，472.5N·m。(2)扭轉角剛度為了能夠避免引起傳動系統的共振，需要合理的選擇減振器的扭轉角剛度，使共振現象不發生在發動機常用的工作轉速范圍內。決定于減振彈簧的線剛度及結構布置尺寸。可按下列公式初選角剛度： （8.2）可算得，6142.5N·m/rad，本設計初選=6100N·m/rad。(3) 阻尼摩擦轉矩由于減振器扭轉剛度受結構及發動機最大轉矩的限制，不可能很低，所以為了在發動機工作轉速范圍內最有效地消振