-前言汽車離合器的發展自從汽車誕生的那一天起,工程師們就一直致力于改進離合器技術,讓我們乘坐的汽車更加順滑,駕乘體驗更上一層樓,并且擁有更好的安全系數。在使用化石燃料發動機的車輛中,離合器在機械傳動系統中作為一個獨立的總成而存在的,它是汽車傳動系中直接與發動機相連接的總成。離合器的主動部分和從動部分借接觸面間的摩擦作用,或是用液體作為傳動介質,或是利用磁力傳動方式來向齒輪傳遞一定的轉矩,使得二者之間既可以臨時地分離,又能逐漸地接合,在這種傳動方式的過程中又能夠允許二個齒輪之間相互地轉動。目前我國現代汽車上普遍采用的一種方式就是利用彈簧進行壓緊的摩擦式離合器。發動機產生的旋轉矩,通過飛輪和加壓盤與從驅動盤交換接觸面的摩擦力作用,傳給了從動盤。當駕駛員用手腳踩下一個離合器的踏板時,通過膜片彈簧的大端帶動壓盤向后移,此時將從動部分和主動部分進行了分離。在蹄鼓式離合器中,會使用較為普通的木制或皮質等作為摩擦件,蹄鼓式離合器的重量較錐形離合器輕。無論錐形離合器或蹄鼓式式離合器,都容易造成分離不徹底甚至出現主、從動件完全無法分開，徹底連接在一起的問題?，F今所用的盤式離合器的先驅是多片盤式離合器,它是直到1925年以后才出現的。多片離合器相較于其他的離合器,在汽車起步時離合器的接合比較平順,無沖擊。早期的設計中,多片按成對布置設計,一個鋼盤片對著一青銅盤片。采用純粹的金屬對金屬的摩擦副,把它們浸在油中工作,能達到更為滿意的性能。在1920年出現了單片干式離合器,這和發明了石棉基的摩擦面片有關。但在那時相當一段時間內,由于技術設計上的缺陷,使單片干式離合器的使用體驗相當不好。一戰時期,單片離合器的從動盤金屬片上是沒有摩擦面片的,摩擦面片是帖附在主動件飛輪和壓盤上,彈簧布置在中央,通過杠桿放大后作用在壓盤上。后來改用多個直徑較小的彈簧(一般至少6個),沿著圓周布置直接壓在壓盤上,成為現今最為通用的螺旋彈簧布置方法。這種形式在設計上有很多的優點,使壓盤上彈簧的工作壓力分布更均勻,并減小軸向尺寸。在經年累月的改進和各種各樣的試驗中，單片干式離合脫穎而出，成為大家的首要選擇對象,因為它具有從動部分轉動慣量小、散熱性好、結構簡單、調整方便、尺寸緊湊、分離徹底等優點,并且現在的一些改進方法,已能做到接合平順,因此現在廣泛用于大、中、小各類車型中。汽車離合器由原來與發動機的密切聯系逐步過渡到與發動機、變速器共同起作用,汽車離合器行業必須面對變速器技術的變化采取合適的技術路線,不斷的更新迭代來適應市場。目前已有的變速器技術包括手動變速器、傳統的自動變速器、帶式或鏈條式驅動無級變速器、自動化手動變速器,以及雙離合器變速器REF_Ref28009\r\h[10]。因為時代的發展和人民生活水平的提高以及對乘用車的要求與日俱增,離合器已在原有基礎上得到不斷改進,乘用車上越來越多地采用具有雙質量飛輪的扭轉減振器,能更有效地降低傳動系的噪聲。單片離合器相對于其他離合器來說很易于制造,便于維修，在使用中的體驗更好，運行也更加平順。所以,廣泛用于各級轎車及微、輕、中型客車與貨車上,在發動機轉矩不大于1000Nm的大型客車和重型貨車上也有所推廣。當轉矩更大時可采用雙片離合器。設計內容本次設計內容為輕型載貨汽車離合器的設計。輕型載貨汽車為了獲得強大的承載能力，就需要一臺較乘用車更大功率的發動機，而與其匹配的離合器要求也更加高。在汽車底盤上為離合器布置而剩余的空間是有一定限制的，為了在有限的空間設計出符合要求的離合器。本設計就是根據解放J6F系列輕型貨車數據升級設計單片金屬陶瓷干式離合器，在設計過程中查找期刊、文章學習相應知識，確定各部分結構，對各參數進行設計計算，使各個零件都能達到使用性能要求，從而設計出適合輕型載貨汽車的離合器。離合器結構方案設計離合器結構形式的確定通過多方面了解，并結合解放J6F型汽車的實際情況和大多數汽車離合器的結構，此次設計選擇摩擦式離合器。單片干式摩擦離合器具有更加簡單的結構，較少的零件數目減少了發生故障的機會；使用性能更加好，噪音、振動更??；散熱能力更加的強大，可以提高離合器工作效能；接合更加平順，分離更加徹底，所以單片離合器在各種重量級的汽車上都有廣泛的應用。雙片干式摩擦離合器多了一套從動盤總成，所以兩種離合器直徑相同時，雙片離合器可以傳遞更大的轉矩，離合器剛接合時候轉矩的傳遞更加絲滑。并且如果傳動系統傳遞相同的轉矩，后者直徑更小。因而所需安裝空間也更加小，踏板力也較單片更小。但是雙片離合器也存在分離不徹底的缺點，不必要的磨損會影響整個傳動系統的工作。同時其從動部分轉動慣量大、分離行程大等缺點也十分突出，所以只有傳遞轉矩較大的汽車上才會選用雙片離合器REF_Ref11586\r\h[6]。本次設計為輕型載貨汽車離合器，傳遞轉矩適中，所以采用單片干式離合器的設計。圖2-1錐形離合器和蹄-鼓式離合器1—曲軸2—從動軸3—從動盤4—飛輪5—壓盤6—離合器蓋7—分離杠桿8—彈簧9—分離軸承10、15—復位彈簧11—分離撥叉12—踏板13—拉桿14—調節叉16—壓緊彈簧17—從動盤摩擦片18—軸承壓緊彈簧的選擇膜片彈簧由碟簧部分和分離指部分組成，由于其具有良好的非線性特性，廣泛應用于汽車離合器REF_Ref28009\r\h[1]，本次設計選擇膜片彈簧使用。有關使用膜片彈簧的這類離合器里，膜片彈簧帶動壓盤壓向從動盤，將轉矩傳遞到下一級；同時它也可以在分離軸承推動下帶動壓盤遠離從動盤，從而實現動力傳遞中斷。膜片彈簧兼顧多種功用，減少了零件數量，優化了結構；膜片彈簧相比其他彈簧可以傳遞更大轉矩，并且相比之下更加的穩定，使用條件也可以更加惡劣；膜片彈簧相較于其他壓緊彈簧用于離合器可使操縱輕便，使用很小的力就可以使其分離；膜片彈簧具在汽車高速運動時也可以保持較好壓力，給駕駛員一個優秀的動力傳遞反饋等。出于這些優點，現在全球汽車廠商的汽車基本都使用膜片彈簧離合器，在很多種的汽車上都可以見到它。壓盤傳力方式的選擇本次設計采用傳力銷式連接方式，以下為選擇理由。以推式離合器為例，當離合器與發動機飛輪用螺栓緊固在一起時，膜片彈簧被預加壓緊，離合器處于接合位置。此時，由于膜片彈簧力的作用，離合器壓盤和飛輪將離合器從動盤壓緊于飛輪和壓盤之間，當離合器蓋及壓盤總成隨飛輪轉動時，就通過摩擦片上的摩擦轉矩帶動從動盤總成和驅動軸一起轉動以傳遞發動機動力REF_Ref27146\r\h[2]。壓盤的驅動方式包括如圖2-2五種形式。這其中有幾種傳力方式在相連接的兩個部分之間會有間隙，會一直產生噪音和不斷的沖擊，此間隙也會使零件之間產生不必要的摩擦磨損，從而導致傳動效率大大降低。隨著科技的創新，新研發的傳力片式傳動已經使這些缺點成為了過去式。傳力片一般會以切線安裝在圓邊,它的兩端分別固定在壓盤和離合器蓋上，它的兩端分別固定在壓盤和離合器蓋上，傳遞兩者之間的動力。傳力片傳力方式使裝配精度要求降低，這樣就可以使人力物力大大降低，但傳力片對材料的要求比較高，反向承載能力差REF_Ref11586\r\h[8]。經過比較，本次設計采用傳力銷式連接方式，如下圖b所示。圖2-2壓盤傳力方式（a）凸塊-窗孔式；（b）傳力銷式；（c）鍵槽-指銷式；（d）鍵齒式；（e）彈性傳力片分離軸承及分離套筒本次設計采用自動調心分離軸承。分離軸承是傳遞駕駛員踏板力的重要部件，分離軸承推動膜片彈簧中心部分使壓盤和摩擦片分離，發動機動力無法傳給驅動車輪。在離合器進行分離時，分離軸承會被推動進而接觸膜片彈簧內端使之產生位移，并且還會因為旋轉運動產生離心力，這樣分離軸承就會同時承受比較大的軸向和徑向的作用力REF_Ref11586\r\h[5]。分離軸承現在有以下幾個分支：徑向推力軸承和推力軸承，不同類型的軸承適用的場景不同。分離軸承和分離套筒之間具有相對圓周運動，所以在圓周方向上會產生一定程度的滑磨，如果它們旋轉時同心度較差，還會有一定程度的徑向滑磨。分離軸承的安裝十分重要，它的安裝位置不能有傾斜，不然會造成離合器壓盤分離不徹底，從而導致不必要的損失。分離軸承和分離套筒需要配合使用，分離軸承是發揮作用的主要部件，而分離套筒就相當于它的基礎支撐。分離套筒就是一個長長的圓形管狀部件，與變速器軸承蓋連接。離合器分離杠桿和膜片彈簧之間應留有3-4mm的間隙，從動盤上的摩擦片磨損后厚度變小，壓盤相應的會向從動盤方向移動一定距離，此間隙使得分離杠桿內端可以相應向外移動部分距離。壓盤的相應移動保證了其具有足夠的壓力，不至于離合器打滑而達不到傳動效果，也使離合器踏板具有了一段自由行程。自動調心分離軸承在目前已經開始在全球范圍內廣泛使用,是一種很先進的技術。這種軸承可以在安裝不是那么精準的時候,自動調整其軸線位置,使之與離合器膜片彈簧或分離桿旋轉中心同軸轉動。它克服了因安裝偏心對離合器及分離軸承系統的不利影響，顯著地提高了離合器系統及整車性能REF_Ref28009\r\h[13]。為了提高傳動效率，本次設計采用自動調心式分離裝置。圖2-3幾種分離軸承及分離套筒離合器的通風散熱離合器摩擦表面溫度越低，離合器就會有越優秀的工作性能，反之亦然。有實驗指出，一臺車正常的行駛，其摩擦片表面溫度并不會很高，較低的溫度對離合器各零部件難以產生影響。但在一些頻繁啟動、離合器頻繁接合情況下，離合器的溫度會迅速升高到千度以上，達到各零部件所能接受的極限溫度，這樣過高溫度條件下會使壓盤產生變形，更嚴重會出現裂紋和碎裂，壓盤溫度的升高帶來的不良后果就是摩擦片壽命降低REF_Ref11586\r\h[3]。壓盤需要有足夠的質量來獲得充足的熱容量，來吸收離合器摩擦表面熱量，從而降低離合器摩擦表面的溫度。為了使離合器內熱量盡快傳遞到大氣，離合器各零部件也做了許多相應的結構改變。壓盤通風散熱措施有：在離合器殼上開更多和更大的通風口；在離合器外殼上加裝導流罩等。在這些設計之下，為了保證壓盤還具有足夠的剛度和強度來維持較高的工作效率，壓盤一般設計的都比較厚，厚度≥10mm。本章小結本章根據所選車型基本參數和多方面條件對離合器各基本總成的結構進行確定,其中有離合器形式的選擇、壓緊彈簧、分離軸承與分離套筒等的確定。通過查閱相關書籍、瀏覽相關文獻,對汽車離合器相關知識有了更加深刻的了解。本章的學習,為以后設計打下了基礎。離合器結構參數的選擇計算離合器基本參數的選擇所選輕型載貨汽車（J6F）原始數據表3-1汽車原始數據最大總質量4.5t最大扭矩500N·m離合器形式單片最大輸出功率120kw額定轉速3000r/min摩擦片外徑D的確定許多因素都可以影響外徑尺寸的確定。離合器的尺寸越大，其可以進行摩擦傳動的面積越大，使用壽命會相應提高，所能傳遞的轉矩也會更大，反之亦然。發動機發出的最大轉矩Temax決定著摩擦片外徑D的大小。參照以下公式：（3—1）不同類型的汽車Y的取值也不同，可以參考一下范圍：普通小型乘用汽車：Y=45；普通貨運汽車：Y=40（單）或Y=50（雙）；活動環境差的貨運汽車：Y=20。摩擦片外徑D根據公式3—1可以大致計算出來，但摩擦片的尺寸也需要有一定的要求，如下表所示：表3-2摩擦片尺寸系列標準外徑D/mm160180200225250280300325350380405430內徑d/mm110125140150155165175190195205220230厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.544440.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5350.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847單面面積/cm31061321602213024024665466787299061037根據所給條件，取Y=50，代入（3—1）式，得：在表中選取合適數據，取D=350mm。查表可知，D=350mmd=195mmh=4mmC′=0.557摩擦片厚度h的確定：通過網上資料查詢，確定我國摩擦片厚度有多種型號，不同厚度性能不同。經過多方面的考慮，摩擦片厚度h=3.5mm。離合器后備系數β的確定膜片彈簧離合器性能優越，發生故障機率小，所以在乘用車市場應用普遍。膜片彈簧可以將整個彈簧均勻壓在壓盤上，所以離合器摩擦片即使產生了一定磨損量，膜片彈簧工作壓力也幾乎不會下降。在考慮多種性能要求后，普通乘用車后備系數更小，大型載貨汽車后備系數更大。即使兩輛汽車都是乘用汽車，它們的后備系數因為多種參數、使用性能的不同，也會有著較大的變化。汽車離合器后備系數β推薦如下：小轎車：β=1.2-1.3載貨車：β=1.7-2.25大型載貨車：β=2.0-3.0在本次設計中，經過多方面考慮，取β=2.0。所以經過計算，離合器傳遞的最大靜摩擦力矩：單位壓力p的確定離合器工作過程中，當離合器從動盤總成受壓力N一定時，摩擦片尺寸越大，根據比例單位摩擦面上分得的壓力更小，反之亦然REF_Ref11586\r\h[8]。N值越大，離合器壽命越??；N值越小，離合器壽命越大。本次摩擦片選用金屬陶瓷，我國投入使用的陶瓷片設計值約等于0.4MPa。根據設計模型，可得公式：（3—2）其中摩擦系數u=0.3，Z=3；代入數據：得p=0.12MPa計算結果顯示有關單位壓力p的數值符合要求,認為所選離合器尺寸、參數合適。離合器基本參數的校核最大圓周速度由公式：（3—2）可知經計算，其最大圓周速度小于許用值，所以符合要求。單位摩擦面積滑磨功離合器是靠摩擦作用而傳遞轉矩，汽車起步過程中產生的熱量和摩擦功最大。離合器結合一次所產生的總滑磨功W（J）：所算結果滿足w<[w]=0.25J/min，所以符合要求。單位摩擦面傳遞的轉矩[Tc0]=0.004<0.0048故符合設計要求。本章小結本章根據汽車車型參數和根據表格選擇出來的數據，通過從書籍上、文獻中查找到的計算公式算出了一些重要的未知數據。經過嚴密的計算，對這些參數進行了校核。不符合要求的數據也進行了重新選擇。有了這些數據，接下來的設計就會更加順利。離合器零部件的結構選型及設計計算從動盤總成離合器從動盤總成由多種零部件組合而成，如圖4—1。離合器從動盤的設計應該滿足多種使用性能要求，也應有較高的使用壽命。從動盤總成是離合器動力傳遞的終點，它連接著變速器，它的設計對離合器乃至整個傳動系都有很大影響。圖4-1離合器從動盤1，13—摩擦片；3—波形彈簧片；4—平衡塊；5—從動片；6，9—減振摩擦片；7—限位銷；10—調整墊片；11—減振彈簧；12—減振盤；2，14，15—鉚釘；8—從動盤轂從動片從動片是從動盤總成中不可缺少的部件之一，由厚鋼板沖制成型。尺寸、質量越大的從動片慣性就越大，對性能有較大影響。為了得到更小的轉動慣量，從動片總質量應該盡可能地小。從動片一般做的都比較薄，薄的從動片更加容易散熱，并且轉動慣量也更小。本次設計從動片厚度取2mm。載貨汽車通常使用如下圖4—2所示的從動片，它具有更高的剛度，可以抵抗更大的彈性變形，并且外形穩定性更好。出于這些優點，其轉動慣量大的缺點就可以忽略了。圖4-2組合式從動片1-從動片；2-摩擦片鉚釘3-波形彈簧鉚釘；4-摩擦片；5-波形彈簧片從動盤轂從動盤轂由中碳鋼鍛制而成。從動盤轂外側是法蘭盤部分，它上面安裝著離合器多種零件；內側是盤轂部分，與花鍵軸直接作用傳遞轉矩，采用矩形花鍵。從動盤轂在過去是一體式結構，而現在變成了裝配式結構，這樣可以節約大量材料，降低成本。圖4-3從動盤花鍵轂花鍵可從下表4—1中選取，如表：表4-1花鍵轂尺寸系列從動盤外徑D/mm發動機轉矩Te/N·m花鍵齒數n花鍵外徑D′/mm花鍵內徑d′/mm齒厚b/mm有效齒長l/mm擠壓應力σ/MPa30031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5因從動盤外徑為350mm，所以該設計選擇為：花鍵齒數n：10花鍵外徑D′：40mm齒厚b：5mm有效齒長：50mm擠壓應力σ：13.2MPa從動盤轂在花鍵軸上滑動運動時如果產生歪斜，就會使離合器主從動部分不能完全分離，從而造成不必要的磨損。所以從動盤轂長度不應該過短，本次設計取從動盤轂軸向長度選擇為40mm。花鍵尺寸選擇以后，為了保證可以正常工作，應當進行相應強度校核。計算公式如下：花鍵齒側面壓力：（4—1）擠壓應力：（4—2）d′，D′——花鍵內外徑，m；Z——從動盤轂的數目；Temax——發動機最大轉矩，N·m；n——花鍵齒數；h——齒工作高度，m；——花鍵有效長度，m。任何參數都有一個極限值，超過此極限值零部件工作條件就會惡化。從動盤轂擠壓應力極限為20MPa，代入數據，得：經過計算，沒有超過極限值，所以該從動盤轂的設計合理。摩擦材料的選擇本次設計采用金屬陶瓷摩擦材料。摩擦面片現在主流的材料有石棉基摩擦材料、有機摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。離合器傳遞動力靠的摩擦片與壓盤產生摩擦，所以摩擦片材料需要有較好的耐磨性；摩擦面片需求量大，成本應該最低；替代石棉的有機摩擦材料性能較石棉更好，可以產生更大的摩擦力矩REF_Ref18655\r\h[11]。金屬陶瓷摩擦材料是一種含有金屬和非金屬多種組分的金屬基復合材料,即以金屬為基體,加入潤滑組元和摩擦組元均勻混合后壓制成型而成。金屬陶瓷摩擦材料具有高而穩定的摩擦系數、良好的導熱和耐磨性以及足夠的機械強度,避免了傳統的有機基摩擦材料的“三熱”問題(即熱衰退、熱膨脹、熱磨損)REF_Ref27146\r\h[12]，為了達到更高性能，本次設計選用金屬陶瓷摩擦材料。壓盤的設計壓盤是離合器中不可缺少的部件之一，它的要求更加高。它的作用就是壓著摩擦片產生摩擦力矩，從而將動力向下傳遞。壓盤可以在離合器分離過程中在分離杠桿作用下，向遠離從動盤方向運動，從而切斷動力傳遞。在汽車離合器的設計中，確定壓盤的幾何尺寸是十分重要的一步。摩擦片的尺寸確定主要是確定厚度，足夠的厚度才能使壓盤具有較高的使用性能。壓盤應該有足夠的質量，也就是有相當大的熱量儲存空間來進行對摩擦片的散熱工作，從而保證從動盤總成溫度適中。壓盤也應具有足夠的剛度，否則壓盤在受熱時候就會發生變形，變形后的壓盤無法完全壓在摩擦片上，從而對離合器的壓緊和分離性能產生嚴重影響。在壓盤設計中，采用灰鑄鐵HT220作為設計材料。這種材料的密度為7.2g/cm3,硬度為170-227HBS，完全符合使用要求。壓盤的厚度確定以后，為了清楚該厚度是否符合設計要求，就要進行相應的計算校核。通過資料的查詢，壓盤溫度變化不得超過10℃。為了達到設計要求，增強離合器的使用性能，可以適當控制壓盤厚度。本次設計,壓盤厚度h=15mm校核的計算公式如下：（4—3）式中，m壓—壓盤質量，kg；τ—溫升，℃；γ—滑磨功比例：γ=0.50（單）；γ=0.25（雙），γ=0.50（中）；c—壓盤比熱容，c=544.28J/（kg·K）；L—滑磨功，N·m。現對壓盤與中間壓盤一一校核：（1）壓盤所選壓盤厚度符合要求。離合器蓋設計離合器蓋總成是離合器最重要的組成部分REF_Ref28009\r\h[4]。離合器蓋直接與發動機飛輪固定，在發動機飛輪帶動下隨發動機飛輪一同轉動。離合器蓋是離合器的外部構件，在它上面不僅支撐著壓緊彈簧，而且支撐著分離杠桿。一般汽車傳遞的轉矩較小，所以它們離合器蓋通常使用低碳鋼板沖壓而成，而輕型載貨汽車常使用灰鑄鐵作為離合器蓋材料。設計時應注意以下問題：（1）剛度問題離合器蓋只有具有足夠的剛度，才能保證在壓緊彈簧和分離杠桿雙重壓力作用下不致產生較大的變形，從而導致傳動效率降低，使用性能下降，造成零件早期磨損。所以離合器蓋應該具有足夠的剛度。本次設計采用4.5mm厚的灰鑄鐵離合器蓋。（2）通風散熱問題離合器工作過程中會產生大量的熱量，而這些熱量就需要一些措施來得到發散。為了達到散熱目的，離合器蓋上會開些洞來散熱。（3）對中問題離合器蓋內部裝載著離合器幾乎全部零件，并且離合器蓋還隨著發動機飛輪一起轉動。離合器蓋只有質量分布均勻，旋轉中心與曲軸旋轉中心線相對應，才會有更好的使用性能，否則就會產生振動，對離合器的工作產生影響。對中方式常用的有兩種：一種是用止口對中；一種是使用定位銷對中。本次設計經過查閱各種資料，并結合所設計內容的可行性與性能要求，最終確定了定位銷對中方式。膜片彈簧設計采用膜片彈簧有很多好處，它可以在很多情況下比同類產品發揮出更加出色的作用，所以被廣泛采用。膜片彈簧有許多的參數需要確定，所以設計較復雜，需要反復計算調整才能成功。膜片彈簧結構形狀的特點膜片彈簧具有兩部分結構。它的大端支撐在壓盤之上，大端部分像一個錐體的側表面，但是沒有尖端部分。小端則由分離軸承帶動，小端有許多分離指，像一把梳子被折成了圓錐形狀。在這兩部分的聯合作用之下，膜片彈簧就可以進行較大的彈性變形。它可以被壓成平面而沒有達到極限，也可以被反向壓縮。膜片彈簧較好的使用性能，也是在這種形狀結構的作用下形成的。膜片彈簧支撐環形式選擇單支撐環GMF型或DB/DBP型。膜片彈簧的變形特性膜片彈簧的載荷-變形非線性特性是膜片彈簧非常關鍵的性能REF_Ref28009\r\h[3]。如圖所示，當H/h不同時，它們的結構形狀就會發生巨大變化，相應的曲線變化規律就會發生很大的變化。橫坐標與縱坐標相同時，有的曲線先上升后下降，有的曲線先下降后上升，然而有的曲線會有部分水平區域。不論如何變化，都有以下四種情況：1.如下圖中H/h=0.5彈性特性曲線。如圖所示，在這條曲線中沒有水平區域，只有逐漸上升的曲線區域。具有這種曲線特性的彈簧，它們的剛度一般都是比較大的。所以他們在不發生損壞的前提下，使用性能更好，可以抵抗更大的彈性變形。2.如下圖中H/h=1.5彈性特性曲線。如圖所示，如圖所示，在此曲線上有一段為水平的。說明無論橫坐標如何變化，縱坐標并沒有移動。3.如下圖中H/h=2.75彈性特性曲線。如圖所示，離合器壓緊彈簧的特性曲線如果像這樣延伸，那么它就會具有更加優秀的使用性能和工作特性。隨著分離軸承的作用力逐漸增加，具有這種特性的膜片彈簧在一定變形程度時載荷就會大大下降，變形量增加而作用力減少，這時候所需要的踏板力就會下降很多REF_Ref16843\r\h[3]。4.如下圖中H/h=3彈性特性曲線。如圖所示，該曲線隨著橫坐標的增加，縱坐標下降的幅度更大，更加的省力。圖4-4三種不同H/h值時的無因次特性曲線膜片彈簧設計計算1.膜片彈簧基本參數的選擇圖4-5膜片彈簧尺寸符號示意圖截錐高度H與板厚h的比值H/h和板厚h的選擇：經過查閱各種書籍、文獻，接合離合器性能需要，得到：H/h=1.5-2.0mm，h：2-4mm，經過思考，故選h=3mm。H/h=2，則H=6mm。R及R/r的確定：通過查看膜片彈簧書籍與文獻，得到：想要達到較好的性能要求，R/r=1.1-1.3。本次設計取R=150mm，取R/r=1.25則r=120mm。膜片彈簧起始圓錐底角α：一般情況下，為了滿足離合器的使用要求和性能要求，得出最佳選擇范圍：α=10-14°。由上文數據及使用性能要求等分析可知，選取α=10°。分離指數目n：n>12，并且在一般情況下n不為奇數，經過嚴格的計算選擇，本次設計取n=18。切槽寬δ1、窗孔槽寬δ2及半徑rc：切槽寬δ1≈4mm；窗孔槽寬δ2=（2.5-4.5）δ1。窗孔內半徑由（r-rc）≈（0.8~1.4）δ2，代入數據（r-rc）=1×δ2，得rc=106mm。本次設計δ1=4mm，δ2=3.5×δ1=14mm，rc=106mm。膜片彈簧小端半徑rf及分離軸承作用半徑rp：rf的大小由離合器彈簧結構得到，該數據的選擇既需要滿足離合器性能要求，還需要滿足裝配要求。一般情況下rp>rf。經過研究，取rf=22.5mmrp=27.5mm。支撐環作用半徑和膜片彈簧與壓盤接觸半徑L：通過查閱相關書籍可知，推式膜片彈簧離合器支撐作用半徑更小。因為推式膜片彈簧離合器的內端是接受駕駛員作用力的部分，它需要與分離軸承作用。而與壓盤接觸半徑L更大，膜片彈簧大端與壓盤相接觸，控制著壓盤的運動。應略大于r，L應略小于R。L和需滿足下列條件：膜片彈簧材料：膜片彈簧在離合器中被反復壓縮與恢復，所以在外力消失時需要可以迅速恢復原狀。它也應該具有較高的靜力強度和疲勞強度，能夠在反復應力的作用下依舊可以正常工作。經過選擇，本次設計中，膜片彈簧材料采用彈簧鋼60Si2MnA。該種材料具有優秀的使用性能，長時間工作也不會損壞，使用壽命極長。上述材料的許用應力[σ]可取1700-1900MPa。2.膜片彈簧彈性特性在膜片彈簧設計中會使用到以下公式：工作壓力P1和彈簧與壓盤接觸點S處的軸向變形λ1關系式（4—4）式中，r—碟簧部分內半徑；u—泊松比，鋼材料取u=0.3；h—彈簧片厚，mm；λ1—大端變形，mm；R—碟簧部分外半徑；—支撐環平均半徑，mm；E—彈性模數，鋼材料??；H—碟簧部分內截面高。S處軸向變形λ1和小端分離軸承S′處的軸向變形λ2′的關系式推式：（4—5）拉式：（4—6）3.離合器計算（1）可以確定膜片彈簧的所有參數H=6mmh=3mmR=150mmr=120mm=118mmL=145mmrc=106mmrf=22.5mmrp=27.5mmn=18δ1=4mmδ2=14mm（2）在離合器接合初始階段，根據使用性能及結構要求，膜片彈簧大端變形量為λ1d=0.65H=0.65×6=3.9mm，由公式（4—4），代入數據，可得出膜片彈簧的壓緊力為P1=6511N。離合器徹底分離時：壓盤的行程為，故。求離合器徹底分離時分離軸承作用的載荷P2由公式：（4—7）取，則得：（4—8）代入相關數據，得：由公式（4—9）取，則由公式得寬度系數β1、β2：強度校核離合器徹底分離時，λ1d=5.9mm。（4—10）代入有關數據得：=1343.86MPa<1700-1900MPa。經過計算，所設計膜片彈簧離合器達到設計要求，故合理。扭轉減振器設計在行駛時，由于內燃機的工作特性會產生周期性的扭轉振動，如果傳動系發生扭轉共振，將使傳動件所受應力大大增加，而這一具有交變性質的應力會使零件的疲勞壽命急劇降低。為了降低汽車傳動系的振動，一般情況下會在傳動系中串聯一個彈性阻尼裝置。它就是扭轉減振器REF_Ref18655\r\h[7]。扭轉減振器的結構多種多樣，目前使用最普遍的為裝在從動盤總成中。由彈性元件和阻尼元件構成的扭轉減振器結構可以利用自身特性來使共振水平大大降低，還可以緩和傳動系中產生的動載荷，根據減振器阻尼元件不同可以分為彈簧摩擦式、橡膠金屬式和液阻式REF_Ref11586\r\h[9]。本次設計采用彈簧摩擦式扭轉減振器，帶有扭轉減震器的從動盤結構如下圖。圖4-6帶扭轉減震器從動盤扭轉減振器主要參數的選擇減振器極轉矩：（4—11）Temax—發動機最大轉矩Tj—極限轉矩一般取，摩擦力矩：；預緊力矩：；極限轉角：；扭轉剛度：。減振彈簧計算圖4-7減震彈簧計算簡圖1.減振彈簧的分布半徑R0：一般取。另外，,經選擇取：R0=65mm，則，R0÷（d/2）=0.67。2.一個從動盤全部減振彈簧的總工作負荷：。3.任一減振彈簧工作負荷：（4—12）Z—減振彈簧個數。Z可以參考下表：表5-1減振彈簧數目摩擦片的外徑D/mm250-325325-350>350減振彈簧個數Z6-88-10>10