1、目錄第一章 緒論 .11.1 前言.11.2 課程設計目的 .21.3 設計要求 .21.4 設計步驟 .3第二章 離合器方案的確定 .32.1 車型分析 .32.2從動盤數選擇. . 32.3壓緊彈簧和布置形式的選擇.42.4從動盤的結構形式.62.5 方案選擇 .6第三章 離合器基本參數的確定 . 73.1 離合器后備系數 . 73.2 單位壓力P0 . 83.3 摩擦片外徑D、內徑D和厚度B .83.4 摩擦因數F、摩擦面數Z和離合器間隙t. 9第四章 離合器基本參數的優化 . 104.1 摩擦片外徑D .104.2 摩擦片的內、外徑比C .114.3 后備系數 .114.4 摩擦片內徑

2、D .114.5 單位摩擦面積傳遞的轉矩.114.6 單位壓力.114.7 離合器單位摩擦面積滑磨功 .124.8 離合器滑磨功W. 124.9 溫升功率HR.13第五章 離合器零件的結構選型及設計計算 . .135.1 從動盤總成設計 .135.1.1 從動盤總成的結構型式的選擇. .13從動片結構型式的選擇. 145.1.3 從動盤轂的設計 .145.1.4摩擦片的設計. 155.2 離合器蓋總成設計 . . 165.2.1 離合器蓋設計 . 165.2.2 壓盤設計 . 175.3 離合器分離裝置設計 . . 175.3.1 分離軸承 . 175.3.2 分離套筒 . 185.4 膜片彈

3、簧的設計 . 185.4.1 膜片彈簧基本參數的選擇 . .185.4.2 膜片彈簧材料及制造工藝 . 205.5 扭轉減振器 . . 215.5.1 扭轉減振器的功用 . 215.5.2 扭轉減振器組成 . 215.5.3 減振器的結構設計 . 225.6 輸出軸設計 . 245.5.1 軸的直徑設計. 24第六章 謝辭 . 25第七章 參考資料 . 25第一章 緒論1.1 前言對于內燃機為動力的汽車,離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，按動力傳遞順序來說,離合器應是傳動系中的第一個總成。目前,汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器，摩擦離合器是一種依靠主、從動部分之間的摩擦來傳

4、遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構和操作機構等四部分。離合器是設置在發動機與變速器之間的動力傳遞機構,其主要功用是:切斷和實現發動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發動機與傳動系統平順地結合。確保汽車平穩起步，在換擋時將發動機與傳動系統分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊.在工作中受到較大的動載荷時.能限制傳動系統所承受的最大轉矩，以防止傳動系各零部件因過載而損壞，有效地降低傳動系中的振動和噪聲。隨著汽車發動機轉速、功率的不斷提高和汽車電子技術的高速發展，人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發，傳統的推式膜片彈簧離合器結構正逐步地向拉式膜片彈簧

5、離合器結構發展，傳統的操縱形式正向自動操縱的形式發展。因此.提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發展趨勢。1.2 課程設計目的汽車設計課程是培養學生具有汽車設計能力的專業基礎課,課程設計則是學生在學習了汽車構造、汽車制造技術、汽車設計等課程后一項重要的實踐性教學環節，基本的目的是: 通過課程設計，綜合運用汽車設計課程和其它選修課程的理論和實踐知識,解決汽車設計問題,掌握汽車設計的一般規律,樹立正確的設計思想,培養分析和解決實際問題的能力。 會分析和評價汽車及各總成的結構與性能,合理選擇結構方案及有關參數,掌握一些汽車主要零部

6、件的設計與計算方法。 會考慮所設計部件的制造工藝性、使用、維護、經濟和安全等問題,培養汽車設計能力 。 通過計算,繪圖,熟練運用標準,規范,手冊,圖冊和查閱有關技術資料.進一步培養學生的專業設計技能。 鼓勵學生充分利用計算機進行參數的優化設計CAD 繪圖，鍛煉學生利用計算機進行設計和繪圖的能力。1.3 設計要求通過課程設計，對轎車離合器的結構、從動盤總成、壓盤和離合器蓋總成及膜片彈簧的設計有比較深入的熟悉并掌握。首先通過查閱文獻、上網查閱資料。了解汽車離合器的基本工作原理，結構組成及功能:通過對車型分析,路況分析和型式分析.制定出總體設計方案。并對轎車膜片彈簧離合器進一步的認知和建模,并在指導

7、老師的幫助下完成膜片彈簧離合器設計。為了保證離合器具有良好的工作性能.設計的汽車離合器應滿足如下基本要求:(1)在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發動機的最大轉矩,并有適當的轉矩儲備。為此,離合器的摩擦力矩(TC)應大于發動機最大扭矩(Temax)。(2)接合平順、柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加,以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。(3)分離時要迅速、徹底。(4)離合器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)應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)應避免汽車傳動系共振.具有吸收震動、緩和沖擊和減

8、小噪聲能力。(7)輕便、準確,以減輕駕駛員的疲勞,尤其是對城市行駛的轎車和公共汽車,非常重要。(8)作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數在使用過程中的變化要盡可能小,以保證有穩定的工作性能。(9)摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損,摩擦襯面磨損在一定范圍內時,要能通過調整,使離合器正常工作(10)應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。（11）結構應簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。本次設計要求如下：（1）離合器裝配圖一張 視圖投影準確，結構合理，畫法規范，圖面整潔，字體按規定用工程字書寫，標題欄及零件明細表完整。（2）零件圖（四號圖紙張）要求結

9、構合理，尺寸公差標注規范，基準選擇恰當。（3）課程設計說明書一份（用統一規格）。1.4 設計步驟(1)熟悉離合器結構及相關理論知識。(2)根據所給題目進行車型分析，道路情況分析，所設計部件型式分析，進行主要參考型選擇以及設計計算。(3)繪制離合器總成裝配圖。(4) 繪制主要零件圖。(5) 編寫設計說明書。(6) 答辯。第二章 離合器方案的確定2.1 車型分析君威是上汽通用推出的一款4門5座三廂車，該車采用L4發動機，本次設計車型是2012款1.6t手動精英運動版，其具體參數見表2-1。表2-1 君威1.6t2012參數參考車型最高車速發動機型號最大功率/轉速最大轉矩/轉速汽車整備質量M0一檔傳

10、動比主減速比前后輪規格君威1.6t2012210km/hL4135kw/5800rpm230Nm/2200rpm1545kg4.2733.941225/55R172.2 從動盤數選擇1單片離合器 對乘用車和最大總質量小于6t的商用車而言，發動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸允許條件下，離合器通常只設計有一片從動盤。單片離合器結構簡單，軸向尺寸緊湊，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，采用軸向有彈性的從動盤可保證結合平順。2多片離合器 多片離合器與單片離合器相比，由于摩擦面數增加一倍，因而傳遞轉矩的能力較大；結合更為平順、柔和；在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小

11、，踏板力較小；中間壓盤通風散熱性差，容易引起摩擦片過熱，加快其磨損甚至燒壞；分離形成較大，不易分離徹底，所以設計時在結構上必須采用相應的措施；軸向尺寸較大，結構復雜；從動部分的轉動慣量較大。這種結構一般用在傳遞轉矩較大且軸向尺寸收到限制的場合。3多片離合器 多片離合器多為濕式，具有結合更加平順、柔和，摩擦表面溫度較低，磨損較小，使用壽命長等優點。但分離行程大，分離不徹底，軸向尺寸和從動部分轉動慣量大，主要應用于最大總質量大于14t的商用車的行星齒輪變速器換擋機構中。2.3壓緊彈簧和布置形式的選擇1.周置彈簧離合器 周置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧，并均勻地布置在一個或兩個圓周上，其特

12、點是結構簡單、制造容易，過去廣泛應用于各類汽車上。此結構的彈簧壓力直接作用于壓盤上，為了保證摩擦片上壓力均勻，壓緊彈簧的數目要隨摩擦片直徑的增大而增多，而且應當是分離杠桿的倍數。因壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱回火失效。而當發動機最大轉速很高時，周置彈簧由于受離心力而向外彎曲，使彈簧壓緊力顯著下降，離合器傳遞轉矩的能力也隨之降低。此外，彈簧靠在其定位座上，造成接觸部位嚴重磨損，甚至出現彈簧斷裂現象。2中央彈簧離合器 中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心。由于可選用較大的杠桿比，因此可得到足夠的壓緊力，且有利于減小踏板力，使操縱輕便；壓緊彈簧

13、不與壓盤直接接觸，不會使彈簧受熱回火失效；通過調整墊片或螺紋容易實現壓盤對壓緊力的調整。這種結構較復雜，軸向尺寸較大，多用于發動機最大轉矩大于400500N·m的商用車上，以減輕其操縱力。3斜置彈簧離合器 斜置彈簧離合器的彈簧壓力斜向作用在傳力盤上，并通過杠桿作用在壓盤上。這種結構的顯著優點是在摩擦片磨損或分離離合器時，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。與上述兩種離合器相比，它具有工作性能穩定、踏板力較小的突出優點。此結構的最大總質量大于14t的商用車上已采用。4膜片彈簧離合器圖2.1 膜片彈簧離合器結構簡圖 膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有特殊結構的蝶形彈簧，主要由碟簧部分和分離指部分

14、組成。采用膜片彈簧離合器時因為膜片彈簧離合器有很多優點：膜片彈簧具有較理想的非線性彈性特性，彈簧壓力在摩擦片的允許磨損范圍內基本保持不變，因而離合器工作中能保持傳遞的轉矩大致不變；相對圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降，離合器分離時，彈簧壓力有所下降，從而降低了踏板力。對于圓柱螺旋彈簧，其壓力則大大增加。膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量小。高速旋轉時，彈簧壓緊力降低少，性能較穩定；而圓柱螺栓彈簧壓緊力則明顯下降。膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻。易于實現良好的通風散熱，使用壽命長。膜片彈簧中心與離合器中心線重合，

15、平衡性好。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，膜片彈簧離合器不僅在乘用車上被大量采用，而且在各種形式的商用車上也被廣泛采用。 與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有很多優點：取消了中間支承各零件，并不用支承環或只用一個支承環，使其結構更簡單、緊湊，零件數目更少，質量更小；拉式膜片彈簧是以中部與壓盤相壓，在同樣壓盤尺寸的條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，提高了壓緊力與傳遞轉矩的能力，且并不增大踏板力，在傳遞相同的轉矩時，可采用尺寸較小的結構；在結合或分離狀態下，離合器蓋的變形量小，剛度大，分離效率更高；拉式的杠桿比大于推式的杠桿比，且中間支承少，減

16、少了摩擦損失，傳動效率較高，踏板操縱更輕便，拉式的踏板力比推式的一般可減少約25%-30%；無論在接合狀態或分離狀態，拉式結構的膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環磨損后不會形成間隙而增大踏板自由行程，不會產生沖擊和噪聲；使用壽命長。2.4 從動盤的結構形式簡單的從動盤由從動片、摩擦片及從動盤轂鉚接而成，其結構簡單、質量小，有時用于重型汽車尤其是雙片離合器中。 轎車一般采用帶扭轉減振器的從動盤。從動片與花鍵轂間通過減振彈簧相聯，具有切向彈性以消除高頻共振并起緩沖作用，在從動片、花鍵轂與減振盤間有減振摩擦片，裝碟形墊片作彈性夾緊后起摩擦阻尼作用，并使阻尼力矩保持穩定，以吸收部分能量、

17、衰減低頻振動。扭轉減振器按發動機及傳動系專門設計并經試驗修正，則可得到最佳減振、降噪效果。線性彈性特性的扭轉減振器，減振彈簧由一組圓柱螺旋彈簧組成，常用于汽油機汽車。柴油機怠速旋轉不均勻度較大，會引起變速器常嚙合齒輪間的敲擊。采用二級或三級非線性扭轉減振器并使第一級減振彈簧組的剛度小，可緩和柴油機怠速不平穩及消除變速器怠速噪聲。 為了使離合器接合平順，從動片尤其是單片離合器的從動片，一般都使其具有軸向彈性。最簡單的方法是在從動片上開形槽，外緣形成許多扇形，并將它們沖壓成依次向不同方向彎曲的波浪形。兩邊的摩擦片則分別鉚在每相隔一個的扇形片上。在離合器接合時，從動片被壓緊，彎曲的波浪形扇形部分被逐

18、漸壓平，使從動盤上的壓力和傳遞的轉矩逐漸增大，故接合平順柔和。這種切槽有利于減少從動片的翹曲，其缺點是很難保證每片扇形部分的剛度完全一致。這就是整體式彈性從動片。分開式結構中，波形彈簧片與從動片分別沖壓成型后鉚在一起。由于波形彈簧片是由同一模具沖制，故其剛度比較一致；由于波形彈簧是采用比從動片更薄的鋼板(厚度僅為，故這種結構容易得到更小的轉動慣量，這些方面都優于整體式結構。2.5 方案選擇本車因為轉矩較大，故設計采用雙片膜片彈簧離合器。本車采用的摩擦式離合器是因為其結構簡單，可靠性強，維修方便，目前大多數汽車都采用這種形式的離合器。而采用干式離合器是因為濕式離合器大多是多盤式離合器，用于需要傳

19、遞較大轉矩的離合器，而本車型不在此列。綜上所述，本次課程設計采用雙片拉式膜片彈簧離合器。采用膜片彈簧作為壓緊彈簧，采用帶扭轉減振器的從動盤（整體式彈性從動片）。第三章 離合器基本參數的確定摩擦離合器是靠存在于主、從動部分摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發動機轉矩的。離合器的靜摩擦力矩為： （2-1）5；F為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；為摩擦片的平均摩擦半徑；Z為摩擦面數，單片離合器的Z=2，雙片離合器的Z=4。為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發動機的最大轉矩，設計時應大于發動機最大轉矩，即： （2-2）式中，為發動機最大轉矩；為離合器的后備系數，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發動機

20、最大轉矩之比，必須大于1。3.1 后備系數后備系數是離合器設計中的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發動機最大轉矩的可靠程度。在選擇時，考慮到摩擦片在使用中磨損后仍能可靠地傳遞發動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系統過載以及操縱輕便等因素。表3-1 離合器后備系數的取值范圍車型后備系數乘用車及最大質量小于6t的商用車最大總質量為6-14t的商用車掛車本次課程設計的對象為君威1.6t，屬于乘用車，故本次課程設計的后備系數范圍為1.20-1.75，取=1.2。3.2 單位壓力P0單位壓力P0決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發動機

21、后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數等因素。當摩擦片采用不用的材料時，P0取值范圍見表3-2：表3-2 摩擦片單位壓力P0的取值范圍摩擦片材料單位壓力P0/MPa石棉基材料模壓編織粉末冶金材料銅基鐵基金屬陶瓷材料P0選擇：0.10P01.50MPa,本次設計初選P0=0.3MPa (石棉基編織）。3.3 摩擦片外徑D、內徑d和厚度b摩擦片外徑是離合器的重要參數，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，可估算出摩擦片的外徑，即： （2-3）此處f取0.3，c取0.6, P0取0.3M

22、Pa，故可算出摩擦片外徑D=155.16mm。按初選以后，還需注意摩擦片尺寸的系列化和標準化，應符合尺寸系列標準汽車用離合器面片表3-4為我國摩擦片尺寸的標準。表3-3 離合器摩擦片尺寸系列外徑160180190200210225250280300325350380內徑110125133140143150155165175190195205厚度（3.0/3.2）3.53.53.53.53.53.53.53.53.5440.6880.6940.7000.7000.6810.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.6740.6670.6570.6570.6840.70

23、30.7620.7960.8020.8000.8270.843單位面積A106132145160186221302402466546678729故，選取摩擦片的尺寸為D=160mm，d=110mm,b=3.0mm,c=0.688,單位面積A=106 。3.4 摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間隙t摩擦片的摩擦因數f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。各種摩擦材料的摩擦因數f的取值范圍見表3-5：表3-3摩擦系數的取值范圍摩擦材料摩擦因數f石棉基材料模壓編織粉末冶金材料銅基鐵基金屬陶瓷材料0.4本次設計取f=0.3。由 (2-4)所以驗算單位壓力 ： （2-5）式中，為摩

24、擦面間的靜摩擦因數，取=0.3；Z為摩擦面數雙片離合器的Z=4。， ×0.3×4××0.163×(1-0.6883)/12=1.2×230則=0.33MPa單位壓力在容許范圍0.11.5之內，認為所選離合器的尺寸、基本參數合適。離合器間隙是指離合器處于正常結合狀態、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全結合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。該間隙一般為。本次設計取。第四章 離合器基本參數的優化設計離合器要確定離合器的性能和參數和尺寸參數，這些參數的變化直接影響離合器的工作性能和結構尺寸。這

25、些參數的確定在前面是采用先初選、后校核的方法。下面采用優化的方法來確定這些參數。設計變量 設計后備系數取決于離合器工作壓力和離合器的主要尺寸參數和。單位壓力也取決于、和。因此，離合器基本參數的優化設計變量選為 （4-1） 目標函數離合器基本參數優化設計追求的目標，是在保證離合器性能要求的條件下使其結構尺寸盡可能小，即目標函數為 （4-2）4.1 摩擦片外徑D（mm）摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度不超過65-70m/s，即： （4-3） 式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）；為發動機最高轉速（r/min）。取=5800×1.2r/min，前面已知D=160mm,代入式（4-

26、1）中可算得=58.3m/s，由此可見，滿足要求。4.2 摩擦片的內、外徑比c摩擦片的內、外徑比c應在0.53-0.70范圍內，即：0.53c=0.6880.70 （4-4）由此可見，滿足要求。4.3 后備系數為了保證離合器可靠地傳遞發動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的值應在一定范圍內，最大范圍為1.2-4.0。根據君威1.6t的車型情況，已經選取后備系數=1.20，滿足要求。4.4 摩擦片內徑d為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑約50mm，即： （4-5）得： R055mm4.5為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，

27、即： （4-6） 式中，為單位摩擦面積傳遞的轉矩（Nm/）；為其許用值（Nm/），按下表4-1選取。離合器規格D/mm0.280.300.350.40表4-1 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值在本次設計中，我們選取的D=160mm，則根據表4-1可知=0.28 Nm/。根據前面的數據和式，可以算得=0.65Nm滿足要求。 4.6單位壓力P0為降低離合器滑磨產生的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力P0根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取，P0的最大范圍為0.10-1.50MPa。由 ×0.2×4××0.23×(1-0.73)/12=1.2&

28、#215;250則=0.17MPa前面選取的P0=0.17MPa滿足要求。4.7離合器單位摩擦面積滑磨功 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發生燒傷，離合器每一次接合的單位面積滑磨功應小于其許用值，即 （4-7） 式中，為單位面積滑磨功；為其許用值；對于乘用車：，對于最大總質量小于的商用車：，對于最大總質量大于的商用車：；為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功，可根據下式計算 （4-8）式中，為汽車總質量；為輪胎滾動半徑；為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比，為4.273；為主減速器傳動比，為3.941；為發動機轉速；計算時乘用車取，商用車取。Ma=m0+65n+a

29、n=1920kg=17130.62（J）=0.40(J/mm2)滿足要求4.8離合器滑磨功WD代入數值后得，WD=62034.73JWD/m1=45613.77<95680WD/A=1.46<6.8 符合要求4.9 溫升速率，是表征摩擦片接合與分離時摩擦生熱導致摩擦片溫度升高的量代入數值后，得=57322.49/A=1.35<3.88 符合要求綜上所示，離合器基本參數最終選為：外徑內徑厚度單位面積A1601103.00.6880.674106表4-2離合器摩擦片尺寸參數第五章 離合器零件的結構選型及設計計算5.1 從動盤總成設計5.1.1 從動盤總成的結構型式的選擇從動盤總成

30、主要由摩擦片、從動片、減振器和從動盤轂等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，應滿足如下設計要求： 1) 轉動慣量應盡量小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 2) 應具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，減小磨損。 3) 應裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。摩擦面片采用有機材料。選用帶扭轉減振器的從動盤，從動片通常用1.32.0mm厚的鋼板沖壓而成。將其外緣的盤形部分磨薄至0.651.0mm，以減小其轉動慣量。整體式彈性從動片一般用高碳鋼（如50）或65Mn鋼板，熱處理硬度3848HRC。圖5-1 汽車膜片彈簧離合器壓盤總成1.摩擦片 2.從動盤本體 3.從

31、動盤鉚釘 4.減振彈簧 5.減振器6.阻尼彈簧鉚釘 7.從動盤轂 8.摩擦片鉚釘5.1.2 從動片結構型式的選擇從動片設計時，要盡量減輕其重量，并應使其質量的分布盡可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。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做成具有軸向結構，這樣的從動片有3種結構型式：1、整體式彈性從動片；2、分開式彈性從動片；3、組合式彈性從動片。選擇整體式彈性從動片，它能滿足達到軸向彈性的要求，生產率高。5.1.3 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，它裝在變速器輸入軸前端的花鍵上，一般采用齒側定心的矩形花鍵，花鍵軸與孔采用動配合。 從動盤轂軸

32、向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1.01.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼(如45，40Cr等)，表面和心部硬度一般在2632HRC。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝，對減振彈簧窗口及與從動片配合處應進行高頻處理。減振彈簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等彈簧鋼絲。花鍵的結構尺寸可根據從動盤外徑和發動機轉矩按國標GB11441974選取。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/Mpa1605010231832010180701026213

33、2011.820011010292342511.322515010322643011.5表5-1 花鍵軸規格表根據從動盤外徑D,選取花鍵齒數n=10, 花鍵外徑D=23mm, 花鍵內徑d=18mm, 有效齒長l=20mm花鍵尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算，當應力偏大時可適當增加花鍵轂的軸向長度。擠壓應力計算公式： 擠壓= （5-1） 式中，P為花鍵的齒側面壓力()。它由下式確定：花鍵的齒側面壓力： P=Temax（D'+d'）Z （5-2） 式中，分別為花鍵的內外徑；Z為從動盤轂的數目；為發動機最大轉矩；為

34、花鍵齒數；為花鍵齒工作高度； （5-3） 為花鍵有效長度。則P=Temax（D'+d'）Z=2.8N故擠壓=5.6MPa<擠壓=10MPa5.1.4 摩擦片的設計離合器摩擦片在性能上應滿足如下要求：(1) 摩擦因素較高且較穩定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響較小。(2) 具有足夠的機械強度和耐磨性。(3) 密度要小，以減輕從動盤的轉動慣量。(4) 熱穩定性好，在高溫下分離出的粘合劑少，無味，不易燒焦。(5) 磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面。(6) 結合時應平順而不產生“膠合”或“抖動”現象。(7) 長期停放后，摩擦面間不發生“粘著”現象 離合器摩擦片所用的

35、材料主要由石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因素較高（大約為0.30.45）、密度較小、制造容易、價格低廉等優點。但它性能不夠穩定，摩擦因素受工作溫度、單位壓力、滑磨速度的影響大，故目前主要應用于中、輕載荷下工作。由于石棉在生產和使用過程中對環境有污染，對人體有害，故以玻璃纖維、金屬纖維等來代替石棉纖維。粉末冶金和金屬陶瓷摩擦材料具有傳熱性好、熱穩定性好和耐磨性好、摩擦因素較高且穩定、能承受的單位壓力較高以及壽命較長等優點，但價格較貴，密度較大，幾何平順性差，主要用于載質量較大的商用車上。 摩擦片與從動片的結合方式有鉚接和粘結兩種。鉚接方式連接可靠，更換

36、摩擦片方便，適宜在從動片上安裝波形片，但其摩擦面積利用率小，使用壽命短。粘結方式可增大實際摩擦面積，摩擦片厚度利用率高，具有價高的抗離心力和切向力的能力；但更滑摩擦片困難，且使從動盤難以安裝波形片，無軸向彈性，可靠性低。 綜上所述，選用玻璃纖維摩擦材料，且采用鉚接方式連接。5.1.5 波形片和減震彈簧 波形片一般采用65Mn，厚度小于一毫米，硬度為4046HRC，并經過表面發藍處理。減震彈簧常采用60Si2MnA或50CrVA或65Mn等彈簧鋼絲。5.2 離合器蓋總成設計 離合器蓋總成除了壓緊彈簧外還有離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支承環等。5.2.1 離合器蓋設計為了減輕重量和增加剛

37、度，轎車的離合器蓋常用厚度約為35mm的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成比較復雜的形狀。在設計中要特別注意的是剛度、對中、通風散熱等問題。離合器蓋的剛度不夠，會產生較大變形，這不僅會影響操縱系統的傳動效率，還可能導致分離不徹底、引起摩擦片早期磨損，甚至使變速器換擋困難。離合器蓋內裝有壓盤、分離杠桿、壓緊彈簧等，因此，應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。對中方式采用定位銷或定位螺栓，也可采用止口對中。離合器蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。為了加強離合器的通風散熱和清除摩擦片的磨損粉末，防止摩擦表面溫度過高，在保證剛度的前提下，可在離合器蓋上設置循環氣流的入口和出口，甚至可將

38、蓋設計成帶有鼓風葉片的結構。本次設計離合器蓋要求離合器蓋內徑大于離合器摩擦片外徑，能將其他離合器上的部件包括在其中即可。5.2.2 壓盤設計對壓盤設計的要求：（1）壓盤應具有較大的質量，以增大熱容量，減小溫升，防止其產生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可采用傳熱系數較大的鋁合金壓盤。（2）壓盤應具有較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及離合器的徹底分離，厚度約為1525mm。（3）與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應補低于1520gcm。（4）壓盤高度（從承壓

39、點到摩擦面的距離）公差要小。初步確定壓盤厚度為15mm，外徑164mm，內徑104mm。材料為灰鑄鐵HT200鑄成，密度為。壓盤的厚度初步確定后，應根據下式來校核離合器一次接合的溫升 （5-4）式中，t為壓盤溫升（），不超過810；c為壓盤的比熱容，鑄鐵的比熱容為)；為傳到壓盤的熱量所占的比例，對雙片離合器，=0.25；可算得壓盤質量m1=1.36kg。溫升t=6.54，滿足要求。5.3離合器分離裝置設計5.3.1 分離軸承分離軸承在工作中主要承受軸向分離力，同時還承受在告訴旋轉時離心力作用下的徑向力。以前主要采用推力球軸承或向心球軸承，但其潤滑條件差，磨損嚴重、噪聲大、可靠性差、使用壽命低。

40、目前國外已采用角接觸推力球軸承，采用全密封結構和高溫鋰基潤滑脂，其端部形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。5.3.2 分離套筒本設計使用的是適合推式離合器的自動調心式分離軸承裝置。軸承外圈與分離套筒外凸緣和外罩之間以及內圈與分離套筒內凸緣之間都留有徑向間隙，這些間隙保證了分離軸承相對于分離套筒可徑向移動1mm左右。在外圈軸承不工作時不會發生晃動。當膜片彈簧旋轉軸線與軸承不同心時，分離軸承便會自動徑向浮動到與其同心的位置，以保證分離軸承能均勻壓緊各分離指舌尖部。這樣可以減小振動和噪聲，減小分離指與分離軸承斷面的磨損，是軸承不會出現過熱而

41、造成潤滑脂流失分解。延長軸承壽命。另外，分離軸承由傳統的外圈轉動改為內圈轉動、外圈固定不轉，由內圈來推動分離指的結構，適當地增大了膜片彈簧的杠桿比，且由于內圈轉動，在離心力作用下，潤滑脂在內、外圈間的循環得到改善，提高了軸承使用壽命。這種拉式分離軸承室將膜片彈簧分離指舌尖直接壓緊在碟形彈簧與檔環之間，再用彈性鎖環卡緊，結構較簡單。5.4 膜片彈簧的設計5.4.1 膜片彈簧基本參數的選擇（1）比值H/h和h的選擇比值H/h對膜片彈簧的彈性特性影響極大。當H/h時，F1=f(1)為增函數；當H/h=時，有一極值，該極值點恰為拐點；當H/h>時，有一極大值和一極小值；當H/h=2時，的極小值落

42、在橫坐標上（如圖5-4-1所示）。為保證離合器壓緊力變化不打和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h一般為1.52.0，板厚h為24mm。取h=3mm,則H=5.4mm H/h=1.81. 2. 3. 4. 5. 圖5-2 膜片彈簧的彈性特性曲線（2）R/r比值和R、r的選擇研究表明，R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直徑誤差的影響越大，且應力越高。根據結構布置和壓緊力的要求，R/r一般為1.201.35。為使摩擦片上的壓力分布較均勻,拉式膜片彈簧的r值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑Rc。則可取=67.5mm取R/r為1.3， 那么r=70mm,因此，R=91mm（3）

43、的選擇膜片彈簧自由狀態下圓錐底角與內截高度H關系密切，一般在9°15°范圍內。 （5-5） 可算得=14°。（4）膜片彈簧工作點位置的選擇 膜片彈簧工作點位置如圖5.4.2所示，該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且。新離合器在接合狀態時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內的壓緊力從到變化不打。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C。為最大限度的減小踏板力，C點應盡量靠近N點。圖5-3 膜片彈簧工作點位置（5）分離指數目n的選擇分離指數目n常取為18，大尺寸膜片彈簧可取24，小膜片彈簧可取12。由

44、國標本次設計取n=18。（6）膜片彈簧小端內徑及分離軸承作用半徑的確定 由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑，應大于。3.5R/r05.0 取R/r0=3.6 取r0=25mm,=27mm。（7）切槽寬度、及半徑的確定 =3.23.5mm，=910mm,的取值應滿足r-。本次設計取=3.2mm,=9mm，=60mm，滿足r-（8）壓盤加載點半徑和支承環加載點半徑的確定 的取值將影響膜片彈簧的剛度。應略大于r且盡量接近r，應略小于R且盡量接近R。 本次設計，取=72mm，=88mm。5.4.2 膜片彈簧材料及制造工藝國內膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優質高精

45、度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質量等要求，需進行一系列處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理，即沿其分離狀態的工作方向，超過徹底分離點后繼續施加過量的位移，使其分離38次，以產生一定的塑性變形，從而使膜片彈簧的表面產生與其使用狀態反向的殘余應力而達到強化的目的。一般來說，經強壓處理后，在同樣的工作條件下，可提高膜片彈簧的疲勞壽命5%30%。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理，即以高速彈丸流噴到膜片彈簧表面，使其表層產生塑性變形，從而形成一定厚度的表面強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高承載能力和疲勞壽命。為了提高分離指的耐磨性，可對

46、其端部進行高頻淬火。在膜片彈簧與壓盤接觸圓形處，為了防止由于拉應力的作用而產生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應力源。膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為4550HRC，分離指端硬度為5562HRC，在同一片上同一范圍內的硬度差不大于3個單位。碟簧部分應為均勻的回火屈氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一般不得超過厚度的3%。膜片彈簧的內、外半徑公差一般為H11和h11，厚度公差為±0.025mm，初始底錐角公差為±10。膜片彈簧上下表面的表面粗糙度為1.6m，底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態時，其分離指端的相互高度

47、差一般都要求小于0.81.0mm5.5 扭轉減振器 扭轉減振器主要由彈性元件（減振彈簧或橡膠）和阻尼元件（阻尼片）等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統的某階（通常為三階）固有頻率，改變系統的固有振型，使之盡可能避開由發動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。5.5.1 扭轉減振器的功用（1）降低發動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。（2）增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振影響振幅，并衰減因沖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。5.5.2 扭轉減振器組成用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉減振器得到了最廣泛的應用。在這種結構中，從動片和從動盤毅上都開有6個窗口，在每個窗口中裝有