離合器設計與計算本次設計主若是對離合蓋器總成中的膜片彈簧、壓盤，從動盤總成中的從動片等主要零部件進行詳細的計算與設計，其他零部件采用進行簡單設計。設計時已知參數以下：TOC\o"1-5"\h\z(1)發動機起步轉矩: ■.；整車質量， ■；(3)車輪轉動半徑.…-；發動機起步轉速 --- ；色 1 E變速器起步檔變速比 .-H八、主傳動比一-無譏3.1離合器設計基本結構尺寸及參數在初步確定離合器結構形式后，要經過離合器的基本結構尺寸和參數詳細確定離合器。離合器設計時所需的基本結構尺寸、參數主要有：摩擦片外徑D(2)單位壓力p(3)后備系數B；在選定以上參數時，以下車輛參數對其有重要影響：發動機最大轉矩’ ；&JZIf整車總質量-叫；傳動系總傳動比(變速器傳動比 ，主減速器傳動比)；、車輪轉動半徑“；3.2離合器基本參數采用和主要尺寸設計計算3.2.1離合器轉矩容量的確定因此離合器的基本結構是摩擦傳動機構， 離合器依靠摩擦表面間的摩擦力矩來傳達轉矩。因此可依照摩擦定律表示出離合器轉矩容量公式：

(3.1)Tc=ZfFR5(3.1)式中：亠為離合器轉矩容量；f為摩擦面間的靜摩擦因數，一般取一；F為作用在摩擦面上的總壓緊力，單位 N；為摩擦片的平均摩擦半徑，單位 m；Z為摩擦面數，單片為2，雙片為3。摩擦片上工作壓力F—般在設計離合器時假設摩擦片上壓力平均分布:(3.2)(3.2)(3.3)(3.4)應大于發(3.5)(3.3)(3.4)應大于發(3.5)式中：：為摩擦面上平均壓力，單位 N；A為摩擦面積，單位二：；D為摩擦片外徑，單位m；d為摩擦片內徑，單位m。式（3.1）中有效作用半徑二-公式以下：H_■一號式中：D為摩擦片外徑，單位m；d為摩擦片內徑，單位m。將式（3.2與式（3.3代人式（3.1得:Tc=-^Z/pD'式中： -為摩擦片內、外徑之比，一般在?0.70之間。p為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳達發動機的最大轉矩， 設計時應：動機最大轉矩，確定離合器轉矩容量時應含有設計因子，即：式中：冗％為發動機最大轉矩，單位代二;-為設計因子，稱為后備系數，必定大于 1。后備系數■，平均壓力■，摩擦片內外徑d、D以及摩擦片厚度b為離合器基本性能參數。3.2.2離合器主要基本性能參數的確定（1）摩擦系數f的確定影響離合器摩擦系數的因素很多， 很復雜，本設計不詳細談論，經過查閱文件資料并與企業咨詢后確定取f4-18］。（2）離合器后備系數梓的確定后備系數■保證了離合器可靠的傳達發動機轉矩的同時，有助于減少汽車起步時的滑磨，提高了離合器的使用壽命。主要作用是：保證離合器在摩擦片磨損后依舊可以可靠地傳達發動機轉矩；防范離合器滑磨過大，防范傳動系過載。當前進行離合器設計時，主若是參照已有的經驗和統計資料，依照汽車的使用條件、離合器的結構形式特點初選后備系數 o介紹采用的后備系數以下：小轎車：】：_?一';載貨車:片-亠一；帶拖掛的重型車或牽引車： ?=瓷1心豈』’本次設計選擇’選擇范圍在爭—17庶,取‘o（3）單位壓力；的確定單位壓力.■對離合器使用壽命影響很大，目前離合器設計時單位壓力介紹選擇范圍如下：石棉基資料 二?；粉末冶金資料「?0.60Mpa；金屬陶瓷資料匚?；對于采用有基資料為基礎的摩擦片：當小轎車 二三「「二二時，鉄用m黒

二”]工…二時，卑=—— -;對于載貨汽車二=匚匸二二時，「’「；?，二二m?「工二-.：時，??. *。本設計采用粉末冶金資料， 丁取0.35MPa。內外、徑D、d以及摩擦片厚度b的確定摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，關系到離合器的結構重量和使用壽命，與離合器傳達的轉矩大小有必然關系。一般采用下式確定：陰《0陰《0=討阿d在上述公式中代入 徉=工、、二二：、嘗池花衷也，可得丁-兀二它_:：■-/，經過查閱離合器摩擦片尺寸系列參數表 3.1并進行比較計算后：可得與二二最湊近的是:m二汀./...，因此摩擦片外徑D=430mm'內徑d=230mm'厚度b=4mm。離合器尺寸應吻合尺寸系列標準 GB5764—86《汽車用離合器蓋片》，所選外徑D應使摩擦片最大圓周速度在 65m/s-75m/s之間，依照下式：-_ :?「? - (3.7)式中：.飛為發動機起步轉速：二二廠匕亡:KK，代入摩擦片外徑 D=430mm 可得[ ? -■- ，吻合設計要求。3.2.3離合器從動盤總成設計從動盤總成的設計主要包括從動片、 從動盤轂、摩擦片等的設計。設計從動盤時應滿足以下要求：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該盡可能小；為了保證汽車平穩起步、摩擦面片上的壓力分布更為平均等，從動盤應擁有軸向彈性；為了防范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；從動盤總成要有足夠的抗爆裂強度。(1)從動片設計設計從動片晌，為了獲得最小的轉動慣量、盡量減少從動片重量、并使質量分布盡可能的湊近旋轉中心；從動片一般都做得較薄，平時用1.3~2.0mm厚的鋼板沖制而成。同時為了使離合器結合平順，保證汽車起步平穩，單片離合器的從動片一般都做成擁有軸向彈性的。依照式（3.6確定出的摩擦片內、外徑值，本次設計從動片采用組合式彈性從動片。（2）從動盤轂設計發動機轉矩是經過從動盤轂的花鍵孔輸出的， 變速器第一軸就插在該花鍵孔內。 目前從動盤轂和變速器第一軸的花鍵結合方式都采用齒側放心的矩形花鍵。本設計依照GB15758-2008花鍵標準以及SAE矩形花鍵尺寸系列，同時結合離合器生產本質情況選擇花鍵轂尺寸為：花鍵外徑?=：_內徑「二二二二二，齒寬|.二，齒數二二花鍵轂軸向長度一般取花鍵外徑的1.2~1.4倍，本設計選擇花鍵軸向長度為花鍵外徑的■■倍，結合本質生產加工取整后得花鍵軸向長度為??.…廣:，經過查表得有效長度山二三二二。（3）摩擦片與從動片連接方式選擇目前摩擦片的連接方式主要有鉚接和粘接兩種，其中鉚接法應用較為廣泛。鉚接法連接的從動盤總成在摩擦片磨損后更換方便，粘接發連接的從動盤總成中不只無法更換磨損的摩擦片，同時無法在粘接的從動盤總成中安裝波形彈簧片；因此從動盤總成軸向彈性差。因此本設計采用鉚接法連接摩擦片和從動片。3.2.4壓盤和離合器蓋設計在離合器蓋總成中，壓盤和離合器蓋是除膜片彈簧外最主要的零部件，對離合器性能影響很大，需進行特地的設計。（1）壓盤的設計壓盤傳力方式的選擇壓盤驅動形式的共同缺點是聯接件間有縫隙，在傳力開始的一剎時將產生沖擊和噪聲，并且隨著磨損的增大而加大了沖擊。依照方案解析，采用傳動片連接壓盤和飛輪。壓盤幾何尺寸的確定壓盤設計時應該滿足以下三點要求：1）擁有足夠的質量，可以吸取摩擦片在工作過程中產生的熱量；2）擁有足夠大的剛度和合理的結構形狀，保證在受熱的情況下不至于因產生翹曲變形而影

響離合器完好分別和摩擦片的平均壓緊;3）壓盤厚度一般不小于 15mm。依照前面離合器基本結構參數、 尺寸的確定,與摩擦片相接合，因此壓盤的內外徑應與摩擦片內、且大尺寸離合器一般用在載貨汽車等重型汽車上，壓盤厚度應該較大以吸取熱量，本次設計壓盤厚度為④壓盤及傳動片的資料依照前面離合器基本結構參數、 尺寸的確定,與摩擦片相接合，因此壓盤的內外徑應與摩擦片內、且大尺寸離合器一般用在載貨汽車等重型汽車上，壓盤厚度應該較大以吸取熱量，本次設計壓盤厚度為④壓盤及傳動片的資料確定了摩擦片內外徑； 因壓盤工作時直接外徑對應。本次設計離合器尺寸較大，離合器工作條件惡劣、產生熱量多。因此41mm。壓盤采用灰鑄鐵（即HT250），為增強壓盤機械強度，也可別的增加少量金屬元素（如鎳、鐵、錳合金等）以達到增強其機械強度的目的。本次論文中，傳力片采用 60SiMnA。（2）離合器蓋的設計離合器蓋與飛輪用螺栓固定， 經過離合器蓋將發動機一部分轉矩傳達給壓盤， 同時也是壓緊彈簧和分別杠桿的支撐殼體。 本設計對離合器蓋只進行簡單設計， 主要建模參數結合已有實物和工廠供應數據進行建模。3?3膜片彈簧設計3.3.1膜片彈簧的變形特點膜片彈簧起作用部分為其碟形部分， 其特點為非線性。特點和碟簧的原始內截錐高度 H及彈簧片厚度h之比區舟:有關。其特點圖以下：圖不同B門時膜片彈簧特點曲線Fig.3.1DifferentH/hcurveofdiaphragmsprings不同樣值可以獲得不同樣的彈性變形特點。

3.3.2膜片彈簧基本參數的選擇（1）膜片彈簧外形幾何尺寸參數膜片彈簧主要尺寸參數如圖 3.2所示：泊竄；?比值選擇：利用膜片彈簧非線性特點，保證離合器壓緊力變化不大且控制方便，一般汽車膜片彈簧的龍撫在蟲 氣范圍內選擇。本設計依照廠家采用尺寸，采用選擇 h=4.9mm，H=8mm，貝I」吃普空R及的確定：一般g滄一 迪時，蝶形彈簧儲蓄的彈性能力最大，彈簧重量的利用率最好。對于汽車離合器膜片彈簧不需要儲蓄太多彈性能力，一般 址詐??「寫W謳本設計中，摩擦片內徑 d=230mm，結合本質經驗以及現在市場上生產的 Q430離合器,選擇R=187mm。：的值應該介于1.2~1.3之間，本次設計選擇 ，則r=150.4mm，結本質生產加工，圓整后取 r=150mm。膜片彈簧初步錐角a的確定：汽車膜片彈簧的初步錐角 a—般在_y--_4合之間，可依照(3.12)下式確定：(3.12)a=R.-r代入H、R、r值得「二 八，本次設計圓整后取血二一：:膜片彈簧小端半徑二及分別軸承作用半徑 的確定：膜片彈簧小端半徑二?主要由結構決定，其最小值應該大于變速器第 I軸花鍵的外徑以便安裝。本設計參如實物選擇 36.5mm；分別軸承半徑應該大于「，則選擇 =40.0mm。TOC\o"1-5"\h\zJ 1 P分別指數目n、切槽寬-、窗孔槽寬誇，及窗孔內半徑：：的確定：1） 分別指數目：汽車離合器膜片彈簧分別指數目 n〉12，—般采用18、24左右，采用偶數［⑼，便于制造時模具分度，因為是大尺寸膜片彈簧，本設計選擇 24。2） 切槽寬「?:切槽認一般選擇4mm左右，本設計采用認 。3）窗孔槽寬?及窗孔內半徑￡:-一 ，本設計選擇「 「，的宀..Ju丄 丄 丄 丄 丄】■＞『廠］濁鬥遼本設計選擇:::..':■:/'^-^，得i'一二4）支撐環作用半徑|和膜片彈簧與壓盤接觸半徑L的確定：查閱資料可知，一般|應該盡量湊近于r而略大于r，L應該湊近R而略小于R［6］。則支撐環接觸半徑 |取l=152mm；L取L=179mm 。3.3.3膜片彈簧工作地址選擇依照膜片彈簧特點曲線形狀，曲線上有幾個特定的工作點，對應于以下圖3.4中的A、B、C。圖3.4中,B點位為嶄新離合器膜片彈簧處于壓緊狀態時的工作點地址， A點為摩擦片磨損到極限的地址，C點為離合器分別時膜片彈簧的工作地址。由式 （3.14）算出的膜片彈簧凸點、凹點、拐點分別對應圖中的M、N、T點。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T之間，且湊近或在 T點處［21］，—般*「：；咋,f以保證摩擦片在最大磨損限度 T范圍內，壓緊力從-一到”變化不大，本次設計取 恤應斗-:JH，單片離合器冷：總，7飛hWm?本次設計取=::.■'..'.'.o圖3.4膜片彈簧工作點地址Fig.3