汽车双片摩擦片离合器设计(doc 29页)

汽车双片摩擦片离合器设计(doc 29页)
汽车设计课程设计题目: 汽车双片摩擦片离合器设计
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专业：车辆工程
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前言 (5)
第1章离合器的设计原理及其要求 (6)
1.1离合器简介 (6)
1.2汽车离合器的主要的功用 (6)
1.2.1保证汽车平稳起步： (6)
1.2.2 便于换档： (6)
1.2.3防止传动系过载： (6)
第2章离合器设计的相关参数和要求 (8)
第3章离合器摩擦片参数设计 (9)
3.1离合器摩擦片参数设计基本原理 (9)
3.2离合器摩擦片参数设计计算 (10)
3.2.1 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合
器间隙△t (10)
3.2.2摩擦片外径D、内径d和厚度b
的确定 (10)
3.2.3离合器后备系数β的确定 (11)
3.2.4离合器传递的最大静摩擦力矩
TC (11)
3..5单位压力 (11)
3.3离合器摩擦片基本参数的校核 (12)
3.3.1最大圆周速度 (12)
3.3.2单位摩擦面积传递的转矩
T. 12
c0
3.3.3单位压力
P (12)
3.3.4单位摩擦面积滑磨功 (13)
第4章膜片弹簧设计 (14)
4.1膜片弹簧主要参数的选择 (14)
4.1.1H/h比值的选择 (14)
4.1.2 R及R/r的确定 (15)
4.1.3膜片弹簧起始圆锥底角α (15)
4.1.4分离指的数目n和切槽宽δ1、
δ2及半径re (15)
4.2绘制膜片弹簧的特性曲线 (16)
4.3确定膜片弹簧的工作点位置 (17)
4.6膜片弹簧强度校核 (18)
4.7膜片弹簧材料及制造工艺 (19)
第5章扭转减震器的设计计算 (20)
5.1扭转减震器主要参数的选择 (20)
5.1.1极限转矩j T (20)
5.1.2扭转刚度ϕK (20)
(20)
5.1.3阻尼摩擦转矩T
μ
5.1.4预紧转矩T n (21)
5.1.5减震弹簧的位置半径R
(21)
o
5.1.6减震弹簧的个数Z
(21)
j
5.1.7减震弹簧总压力
Ｆ (21)
第6章从动盘总成设计计算 (22)
6.1从动片 (22)
6.2从动盘毂 (22)
第7章压盘和离合器盖得设计 (25)
7.1压盘几何尺寸的确定 (25)
7.2 离合器盖的设计 (25)
7.3 支承环 (26)
第8章离合器的操纵系统设计 (27)
8.1对离合器操纵机构的基本要求 (27)
8.2踏板位置 (27)
8.3踏板行程 (27)
结论 (29)
参考文献 (30)
前言
汽车从无到有并迅猛发展。

从20世纪初到20世纪50年代，汽车产量大幅增加，汽车技术也有很大进步，相继出现了高速汽油机、柴油机：弧齿锥齿轮和准双面锥齿轮传动、带同步器的齿轮变速器、化油器、差速器、摩擦片式离合器、等速万向节、液压减震器、石棉制动片、充气式橡胶轮胎等。

20世纪50年代到70年代，汽车的主要技术是高速、方便、舒适、流线型车身、前轮独立悬架、液力自动变速器、动力转向、全轮驱动、低压轮胎、子午线轮胎都相继出现。

20世纪70年代至今，汽车技术的主要发展是提高安全性、降低排放污染。

由此各种保障安全、减少排放污染的新技术、新车型相继出现，如各种防抱死系统、电子控制喷油、电子点火、三元催化转化系统、电动汽车等。

现代汽车技术发展的方向主要表现在以下几个方面：
1）安全可靠应用汽车防抱死制动系统（ABS）、汽车驱动防滑系统（ASR）、电控稳定程序（ESP）、电子巡航控制系统（CCS）、安全带、安全气囊（SRS）等。

2）环境保护采用电控燃油喷射（EFI）、无分电器点火（DLI）、废气再循环控制系统、燃油蒸发排放控制系统、气门升程与配气相位可变控制系统、断油控制、进气压力波增压及废气涡轮增压控制、共轨电控柴油喷射系统等技术。

3）节约能源1、整车轻量化美国专家认为今后轻量化的途径主要是将目前汽车质量70%的钢铁材料换成轻的其他材料，特别是塑料和铝。

2、降低轮胎的滚动阻力采用子午线轮胎、高性能专用轮胎。

3、降低空气阻力汽车造型更加光顺圆滑。

4）代用材料采用合成燃料、液化石油气、压缩天然气、醇类燃料等代用燃料。

5）操纵轻便、乘坐舒适采用自动变速器、电控动力转向、电控悬架、汽车空调、全球卫星定位系统、不停车收费系统、自动避撞系统等技术。

摩擦离合器是应用的最广泛也是历史最久的一类离合器，它基本上是由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成。

主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于结合状态并能传动动力的基本机构，而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置。

在以内燃机为动力的汽车机械传动系中，离合器用来切断和实现对传动系的动力传递，以保证：在汽车岂不是将发动机与传动系平顺结合，使汽车能平稳起步，在换挡时将发动机与传动系迅速彻底的分离，减少变速器中齿轮冲击，以便于换挡：在工作中受过大的载荷时，考离合器打滑来保护传动系，防止零件因过载而损坏。

随着汽车发动机转速和功率的不断提升、汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。

从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片离合器结构正在逐渐的向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操作形式正向自动操纵形式发展。

因此，提高离合器的可靠性和使用寿命，适应高转速，增加传递转矩的能力和简化操作，已成为离合器的发展趋势。

第1章离合器的设计原理及其要求
1.1离合器简介
联轴器、离合器和制动器是机械传动系统中重要的组成部分，共同被称为机械传动中的三大器。

它们涉及到了机械行业的各个领域。

广泛用于矿山、冶金、航空、兵器、水电、化工、轻纺和交通运输各部门。

离合器是一种可以通过各种操作方式，在机器运行过程中，根据工作的需要使两轴分离或结合的装置。

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。

离合器作为一个独立的部件而存在。

它实际上是一种依靠其主、从动件之间的摩擦来传递动力且能分离的机构。

1.2汽车离合器的主要的功用
1.2.1保证汽车平稳起步：
起步前汽车处于静止状态，如果发动机与变速箱是刚性连接的，一旦挂上档，汽车将由于突然接上动力突然前冲，不但会造成机件的损伤，而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生的巨大惯性力，使发动机转速急剧下降而熄火。

如果在起步时利用离合器暂时将发动机和变速箱分离，然后离合器逐渐接合，由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着滑动磨擦的现象，可以使离合器传出的扭矩由零逐渐增大，而汽车的驱动力也逐渐增大，从而让汽车平稳地起步。

1.2.2 便于换档：
汽车行驶过程中，经常换用不同的变速箱档位，以适应不断变化的行驶条件。

如果没有离合器将发动机与变速箱暂时分离，那么变速箱中啮合的传动力齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿面间的压力很大而难于分开。

另一对待啮合齿轮会因二者圆周速度不等而难于啮合。

即使强行进入啮合也会产生很大的齿端冲击，容易损坏机件。

利用离合器使发动机和变速箱暂时分离后进行换档，则原来啮合的一对齿轮因载荷卸除，啮合面间的压力大大减小，就容易分开。

而待啮合的另一对齿轮，由于主动齿轮与发动机分开后转动惯量很小，采用合适的换档动作就能使待啮合的齿轮圆周速度相等或接近相等，从而避免或减轻齿轮间的冲击。

1.2.3防止传动系过载：
汽车紧急制动时，车轮突然急剧降速，而与发动机相连的传动系由于旋转的惯性，仍保持原有转速，这往往会在传动系统中产生远大于发动机转矩的惯性矩，使传动系的零件容易损坏。

由于离合器是靠摩擦力来传递转矩的，所以当传动系内载荷超过摩擦力所能传递的转矩时，离合器的主、从动部分就会自动打滑，因而起到了防止传动系过载的作用。

膜片弹簧离合器的优点：
1、弹簧压紧力均匀，受离心力影响小
2、即使摩擦片磨损，压紧负荷也不减小
3、离合器结构简单，轴向尺寸小，动平衡性能好
由于离合器上述三方面的功用，使离合器在汽车结构上有着举足轻重的地位。

然而早期的离合器结构尺寸大，从动部分转动惯量大，引起变速器换档困难，而且这种离合器在结合时也不够柔和，容易卡住，散热性差，操纵也不方便，平衡性能也欠佳。

因此为了克服上述困难，可以选择膜片弹簧离合器，它的转矩容量大且较稳定，操纵轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。

第2章离合器设计的相关参数和要求
设计涉及的车辆技术参数：某货车总5800a m kg =质量，后桥驱动质量分配前轴占40%。

后轴占60%。

轴距，2750L mm =，质心高度980g h mm =，要求设计最高车速max 50/u km h =，最低车速为min 5.0/u km h =。

设计涉及的发动机参数；功率150马力即110KW ，转速，最大转矩。

基本参数主要有性能参数β和，尺寸参数D 和d 及摩擦片厚度b 。

以及结构参数摩擦面数Z 和离合器间隙Δt ，最后还有摩擦因数f 。

为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足如下基本要求：
1）能可靠的传递发动机的最大转矩。

2）结合过程要平顺柔和，使汽车岂不是没有抖动和冲击。

3）分离时要迅速彻底。

4）离合器从动部分的转动惯量要小，以减轻换挡是变速器轮齿间的冲击力并方便换挡。

5）高速旋转时具有可靠的强度，应注意平衡免受离心力的影响。

6）应使汽车传动系避免共振，具有吸收振动，冲击和减小噪声的能力。

7）操纵轻便，工作性能稳定，使用寿命长。

以上这些要求中最重要的是使用可靠，寿命长以及生产和使用中的良好技术经济指标和环保指标。

第3章离合器摩擦片参数设计
3.1离合器摩擦片参数设计基本原理
摩擦离合器是靠存在于主从动部分摩擦表面尖的摩擦力矩来传递发动机扭矩的.
离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为
c C T fFZR = (2.1) 式中f 为摩擦面间的摩擦因数；F 为压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc 为摩擦片的平均摩擦半径；Z 为摩擦面数；单片摩擦离合器Z=2，双片摩擦离合器Z=4。

假设摩擦片上工作压力均匀，则有
4)
(220
0d D A F -==πρρ (2.2) 式中p 0为单位压力；D 为摩擦片外径；d 为摩擦片内径。

摩擦片的平均摩擦半径R C 根据压力均匀的假设，可表示为 (2.3)
当d/D ≥0.6时，R C 可相当准确地由下式计算
(2.4) 则有：
(2.5)
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T C 应大于发动机最大转矩，即
c max =e T T β (2.6)
式中，max e T
为发动机最大转矩。

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。

基本参数主要有性能参数β和，尺寸参数D 和d 及摩擦片厚度b 。

以及结构参数摩擦面数Z 和离合器间隙Δt ，最后还有摩擦因数f 。

)(32
23
3d D d D R c --=4d D R c +=
)
1(12330c D fZ T c -=ρπ
3.2离合器摩擦片参数设计计算
3.2.1摩擦因数f 、摩擦面数Z 和离合器间隙△t
摩擦片材料 摩擦因数f
石棉基材料
模压 0.20-0.25
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 0.70-1.50
本离合器选取摩擦因数f 为0.3
本次设计为双片摩擦片离合器，所以取Z=4 离合器间隙△t 是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回拉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接合，在分离轴承和分离杠杆之间留有的间隙。

该间隙△t 一般为3-4mm 。

3.2.2摩擦片外径D 、内径d 和厚度b 的确定
摩擦片外径D 、内径d 和厚度b 是离合器的基本尺寸，它关系到离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，当按发动机最大转矩（N ·m ）来选定D 时，有
max D=100e T
A
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
一般载货车A=36（单片）或A=50（双片）； 本次设计选取A=50。

所以求得D=330.23mm 。

外径D/mm 250 280 300 325 350 380 405 430 内径d/mm 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度b/mm 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 c=d/D 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 1-c3 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 单位面积
302
402
466
546
678
729
908
1037
根据离合器摩擦片尺寸系列和参数表 取得：
D=350mm ；d=195mm ；b=4mm ；C=0.557；1-=0.827
3.2.3离合器后备系数β的确定
后备系数β是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择β时，应从以下几个方面考虑：
1.摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；
2.防止离合器本身滑磨程度过大；c.要求能够防止传动系2过载。

通常轿车和轻型货车β=1.2～1.75。

本设计为总质量5800a m kg =的轻型货车的离合器，参看有关统计质料“离合器后备系数的取值范围”（见下表2-2），并根据最大总质量不超过6吨的载货汽车β=1.20—1.75，结合设计实际情况，故选择β=2。

车型
后备系数β 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
3.2.4离合器传递的最大静摩擦力矩TC
c max =2545.251090m
e T T N β=⨯=
3..5单位压力
摩擦面上的单位压力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,工作条件比较恶劣单位压力较小为好。

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2力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。

3330(1)12c d T fp ZD D πβ
=-（2.8） 由公式（2.8）的
03
3
333
3
121210902
0.196195
(1)
0.34350(1)
350c a T p MP d
f ZD D β
ππ⨯⨯⨯⨯=
=
=-⨯⨯⨯-
式中，f 为摩擦因数取0.3；
为单位压力（M ） Z 为摩擦面数取4；
D 为摩擦片外径取350mm ； d 为摩擦片内径取195mm ；
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：
⑴应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦
系数的影响小。

⑵要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。

⑶要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好
⑷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 ⑸磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面 ⑹油水对摩擦性能的影响应最小
⑺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。

3.3离合器摩擦片基本参数的校核 3.3.1最大圆周速度
33max 1020003501036.65/70/6060
D e v n D m s m s
π
π
--=
⨯=
⨯⨯⨯≈<
式中，D v 为摩擦片最大圆周速度（m/s ）； max
e n 为发动机最高转速取2000r/min ；
D 为摩擦片外径径取350mm ； 故符合条件。

3.3.2单位摩擦面积传递的转矩c0T
0c T =
=
-)(422d D Z Tc π2241090.54(350195)
π⨯⨯⨯-0.004≈(N·m /2mm ) 式中，c T 为离合器传递的最大静摩擦力矩1090.5m N ⋅； 当摩擦片外径D >325mm 时，][0c T =0.0040N ·m /2
mm ， 故符合要求
3.3.3单位压力0P
为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力0P 的最大范围为0.10～1.50Mpa ，
由于已确定单位压力0P ＝0.196Mpa ，在规定范围内，故满足要求
3.3.4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：
W=1800n 2
e 2π(2g
202r a i i r m )=1800200014.322⨯(2
22
58000.7756.0 2.92⨯⨯)=2486.6(J) 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)
m a 为汽车总质量取5800kg ； r r 为轮胎滚动半径0.775m ；
i g 为汽车起步时所用变速器档位的传动比6.0；
i 0为主减速器传动比2.92；
n e 为发动机转速2000r/min;
ω=)(42
2d D Z W -π=2243.144(3502486.6195)
⨯⨯⨯-=-3
9.3810⨯J/mm 2 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2486.6J 满足ω<[w]=0.40J/mm 2要求。

摩擦片的相关参数
摩擦片外径D 摩擦片内径d 后备系数β 厚度b 单位压力0P
350mm 195mm 2 4 0.196MPa
第4章膜片弹簧设计
膜片弹簧的设计比较复杂，必须利用反求工程原理进行设计。

即按照参考样件或先期的经验初步选定膜片弹簧的结构尺寸，然后对其工作弹性、应力强度等作出分析，最终经过优选定出其合理的结构尺寸。

为此，需要清楚地了解膜片弹簧的结构特点、工作特性及失效的形式和原理，在此基础上要掌握有关膜片弹簧的弹性、强度等方面的计算方式。

4.1膜片弹簧主要参数的选择 4.1.1H/h 比值的选择
H/h 比值是指碟簧的原始内截锥高度H 及弹簧片厚度h 之比。

设计膜片弹簧时，要利用其非线性的弹性变形规律，因此要正确选择其弹性特性曲线的形状，以获得最佳的使用性能。

膜片弹簧的弹性特性和H/h 比值有关，不同的H/h 比值可以得到不同的弹性特性曲线。

如图4.1所示，载荷F 与变形λ之间的关系：
（1）当2<h H 时，载荷F 增加，变形λ不断增加； （2）当2=h H 时，弹簧的特性曲线在中间有一段很平直，变形增加时，
载荷几乎维持不变；
（322H h <变形增加，载荷反而减小。

具有这种特性的膜片弹簧很适用于作为离合器的压紧弹簧。

（4）当2H h = （5）当2H h >簧的H/h 值在1.5～2范围内选取。

常用的膜片弹簧板厚为2～4mm ，本设计取1.54H h =。

图4.1膜片弹簧的弹性特性曲线
1.2/<h H
2.2/=h H
3.22/2<<h H
4.22/=h H
5.22/>h H
4.1.2R 及R/r 的确定
通过分析表明，R/r 越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。

汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r 常在
1.2～1.3的范围内取值。

本设计中取 1.273R r =，当0.6
d
D <时，摩擦片平
均半径3333
2222
22350195279.8()33350195R r m R m r c R --⨯=⨯=--=，
R ≥Rc ，故取R=280,则280
2201.273 1.273R r mm =
==。

4.1.3膜片弹簧起始圆锥底角α
汽车膜片弹簧一般起始底角α在10°～14°之间，
()()r R H r R H -≈-=arctan α。

本设计取α=11.5°，则
()11.5(280-220)12180H R r mm
π
α=-=︒⨯
⨯=︒
，
7.81.54H
h mm =
=。

4.1.4分离指的数目n 和切槽宽δ1、δ2及半径re
n 取为18，δ1=3.2～3.5mm ，δ2=9～10mm ，re 的取值应满足（r-re ）>δ2。

本设计取n=18，δ1=3.2mm；δ2=10mm。

3.1.5支承圈平均半径l 和膜片弹簧与压盘的接触半径L
l 应略大于且尽量接近r ，L 应略小于R 且尽量接近R 。

本设计取L=275mm ，l=225mm 。

膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。

国内常用的碟簧材料的为60Si2MnA ，当量应力可取为1700～1900N/mm2。

4.2绘制膜片弹簧的特性曲线
根据工作压力F1和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形λ1关系式
()()2111122261R
In
Eh R r R r r F H H h L l L l L l πλλλμ⎡⎤--⎛⎫⎛⎫=⋅--+ ⎪⎪⎢⎥---⎝⎭⎝⎭-⎣⎦（4.4）
画出F1——λ1特性曲线。

设2
1146(1)()L l F F Eh μπ--'=，
11
h λλ'=则 111112R H R r H R r F In r h L l h L l λλλ⎡⎤⎛⎫'--⎛⎫
'''⎢⎥=--+ ⎪ ⎪ ⎪--⎝⎭⎢⎥⎝⎭⎣
⎦（4.5） 已知
52.010a
E Mp =⨯，0.3μ=，把数值代入得，
1111413F F '=
112.1λλ'=
2311110.7720.620.158F λλλ''''=-+
由不同的1λ'计算出的1F '及1F 和1λ
，结果列表如下：
1λ' 0.1
0.2 0.4 0.6 0.8 1.026 1.2 1.4 1.6 1.896 2.0
1F ' 0.071 0.131 0.220 0.274 0.302 0.310 0.307 0.299 0.295 0.312 0.328
1λmm 0.21 0.42 0.84 1.26 1.68 2.15 2.52 2.94 3.36 3.98 4.20
1
F N 812 1494 2508 3129 3443 3539 3499 3414 3367 3559 3743
画出F1——λ1特性曲线，如图4.2。

图膜片弹簧的F1-λ1弹性特性曲线
4.3确定膜片弹簧的工作点位置
取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为10.750.75 3.3 2.475b H mm λ==⨯=，
由特性曲线图可查的膜片弹簧的压紧力：13500F F N
∑==
校核后备系数：max 35000.376.252 1.21
150000
c c e F R Z T μβ∑⨯⨯⨯===
离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为111()
d b f f f λλλ=+∆∆即为
压盘的行程120.75 1.5f c f Z S mm λ∆==∆=⨯=，故1 2.475 1.5 3.975d
mm λ=+=
离合器刚开始分离时，压盘的行程1f mm '∆=，此时膜片弹簧大端的变形量为
11 2.4751 3.475c b f mm λλ'=+∆=+=
摩擦片磨损后，其最大磨损量 1.2mm λ∆=，故11 2.475 1.2 1.275a b mm λλλ=-∆=-=
4.4求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷F2
5001000150020002500300035004000450050000
1
234
5
工作压力F /N
变形λ/mm
由膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力F2时膜片弹簧压盘接触处的变形
λ1和F2的关系式()()()121212
261p R
Eh In
R r R r r
F H H h L l L l L l l r πλλλμ⎡⎤--⎛⎫⎛⎫=
--+ ⎪⎪⎢⎥-----⎝⎭⎝⎭⎣⎦
（4.6）
取1
1d λλ=则得 ()()()()()()121212
522ln
26180
2.010 2.1
3.975ln
8063.6 3.9758063.663.6 3.3 3.975 3.3 2.1786427864610.3786464181055d d p R
Eh R r R r r
F H H h L l L l L l l r N
πλλλμπ⎡⎤--⎛⎫⎛⎫=
--+ ⎪⎪⎢⎥-----⎝⎭⎝⎭⎣⎦
⨯⨯⨯⨯⨯⎡--⎤
⎛⎫⎛⎫=
⨯--+ ⎪⎪⎢⎥-----⎝⎭⎝⎭⎣⎦
=
4.5求分离轴承的行程λ2
由膜片弹簧压盘接触处的轴向变形λ1和小端分离轴承处的轴向变形λ2′的关系式
21p l r L l λλ-'=-，取1f λ=∆得，264181.5 4.937864p l r f mm L l λ--'=∆=⨯=--
宽度系数11 3.218
110.73
()(1553.6)
f e n r r δβππ⨯=-=-=+⨯+
221018
110.51
()(53.663.6)e n r r δβππ⨯=-=-=+⨯+
在F2力作用下膜片弹簧的小端变形λ2由两部分组成：在F2力作用下，由于压盘接触处膜片弹簧的轴向变形λ1而引起的小端变形λ2′，以及因分离指
受F2力作用引起的弯曲附加变形2λ''。

即222λλλ'''
=+
22222232221261111121ln 2ln 22p e e e e e p p p p p p p p F r r r r r r r r r Eh r r r r r r r r λπββ⎧⎫⎡⎤⎡⎤⎛⎫⎛⎫⎛⎫⎛⎫⎪⎪''=---++---+⎢⎥⎢⎥ ⎪ ⎪ ⎪ ⎪⎨⎬ ⎪ ⎪ ⎪ ⎪⎢⎥⎢⎥⎪⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎣⎦⎣⎦⎩⎭
（4.7）
代人有关数值，得2 1.9mm λ''=，则222 4.93 1.9 6.83mm λλλ'''
=+=+=
4.6膜片弹簧强度校核
膜片弹簧的大端的最大变形（离合器彻底分离时）1 3.975d mm
λ=。

1112222311122()ln p d d d B r r F E R r H h R r h R r L l L l r L l r r λλλσπβμ⎡⎤⎛⎫
⎢⎥
⎪--⎛⎫=+-⨯-+⎢⎥ ⎪ ⎪
-----⎝⎭⎢⎥
⎪⎢⎥⎝⎭⎣⎦当（4.8）
代人有关数值，得
1580
a
B
Mp
σ=
当<[σ]=1700a
Mp
故满足强度要求。

4.7膜片弹簧材料及制造工艺
国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。

为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。

为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离3～8次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。

另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。

为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。

为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。

膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。

碟簧部分的硬度一般为45～50HRC，分离指端硬度为55～62HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。

碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。

单面脱碳层的深度一般不得超过厚度3％。

膜片弹簧的内外半径公差一般为H1l和h11，厚度公差为±0．025mm，初始底锥角公差为±10’。

上、下表面的表面粗糙度为1.6μm，底面的平面度一般要求小于0.1mm。

膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0.8～1.0mm。

第5章扭转减震器的设计计算
5.1扭转减震器主要参数的选择 5.1.1极限转矩j T
有减震弹簧的最大变形量来确定，它规定了其作用的转矩上线，极限转矩为减震器在消除限位销与从动盘毂缺口间的间隙时所能传递的最大转矩。

j T =（1.5～2.0）max e T （4-15）
式中的微型货车取j T =1.5max e T =1635N.m
5.1.2扭转刚度
ϕ
K
为了避免引起系统的共振，要合理选择减震器的扭转刚度ϕK ，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。

ϕK 决定于减震器弹簧得线刚度及其结构布置尺寸。

设减震弹簧分布在半径为o R 的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过ϕ弧度时，弹簧相应变形量为
o R ϕ。

此时所需加在从动片上的转矩为
T=1000K ϕ2o j R Z （4-16）
式中，T 为是从动片相对从动盘毂转过ϕ弧度所需加的转矩:；K 为每个减震弹簧的线刚度；j Z 为减震弹簧的个数；o R 为减震弹簧位置半径。

根据扭转减震器扭转刚度的定义，ϕK =
ϕ
T
则 ϕK =10002
K o j R Z （4-17）
式中，ϕK 为减震器扭转刚度
设计时可按经验来处选取
ϕK ≤13j T 本设计中取ϕK =20000N.m/rad
5.1.3阻尼摩擦转矩T μ
由于减震器扭转刚度T μ，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的消振，必须合理选择减震器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T μ。

一般可按下式初选
T μ=（0.06～0.17）max e T (4-18) 本设计中初选T μ=80N.m
5.1.4预紧转矩T n
减震弹簧在安装时都有一定的预紧。

研究表明，T n 增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。

但是T n 不应大于T μ，否则在反向工作时，扭转减震器将提前停止工作，故取T n =（0.05～0.15）T m ax e ，本设计中初选T n =70N.m
5.1.5减震弹簧的位置半径R o
R o 的尺寸引进可能大些，一般取
R o =（0.60～0.75）2
d
（4-19）
式中的d 为摩擦片的直径。

本设计中取R o =120mm
5.1.6减震弹簧的个数Z j
摩擦片外径为350mm ，减震弹簧的个数可取4～6 本设计中Z j =6
5.1.7减震弹簧总压力∑Ｆ
当限位销与从动盘毂之间的间隙△1与△2被消除，减震弹簧传递转矩达到最大值j T 时，减震弹簧收到的压力F ∑为：
F ∑=j T /o R （4-20） 得到F ∑=2121N。