汽車離合器設計說明書目錄緒論..............................................................30.1離合器設計的目的及離合器概述...............................30.2起亞秀爾參數...............................................4第一章設計方案概述...............................................41.1汽車離合器設計的基本要...................................求61.2離合器設計的任...........................................務61.3設計原則、目標.............................................6第二章離合器結構方案選.........................................擇72.1離合器種類選擇.............................................72.2從動盤數選擇...............................................72.3壓緊彈簧和布置形式選擇.....................................72.4壓盤驅動形式選擇...........................................82.5扭轉減振器.................................................82.6離合器的操縱機構選擇.......................................8第三章離合器主要參數的選擇.......................................103.1后備系數...................................................103.2單位壓力...................................................103.3摩擦片外徑D，內徑d和厚度h................................103.4摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間隙△t的確定................113.5摩擦片參數約束條件的檢驗...................................11第四章離合器主要零件的設計計算....................................124.1從動盤......................................................124.1.1從動片的結構形式、材料及基本尺寸.......................124.1.2從動盤轂...............................................124.1.3從動盤摩擦材料.........................................124.2壓盤和離合器蓋...............................................134.2.1壓盤傳力方式的選擇.....................................134.2.2壓盤幾何尺寸的確定.....................................134.2.3壓盤及傳動片的材料.....................................144.2.4傳動片的設計及強度校核.................................144.2.5離合器蓋設計...........................................154.3膜片彈簧設計.................................................164.3.1H/h比值選擇............................................161汽車離合器設計說明書4.3.2膜片彈簧工作點位置的選擇...............................164.3.3比值R／r和R、r的確定.................................174.3.4膜片彈簧起始圓錐底角α的選擇...........................174.3.5膜片彈簧小端半徑rf及分離軸承作用半徑rp................174.3.6分離指目n和切槽寬度δ1、窗孔槽寬度δ2及半徑.......174.3.7支承環加載點和壓盤加載點184.3.8膜片彈簧及工藝.......................................184.3.9膜片彈簧各參數的約束條件18.............................4.3.10膜片彈簧的強度驗算..................................194.4扭轉減振器主要參數的選擇....................................194.4.1極限轉矩Tj.............................................204.4.2扭轉角剛度k...........................................204.4.3阻尼摩擦轉矩T.......................................204.4.4預緊轉矩Tn............................................214.4.5減振彈簧的位置半Ro徑...................................214.4.6減振彈簧個數Zj........................................214.4.7減振彈簧總壓力F......................................214.4.8極限轉角針j.........................................214.4.9減振彈簧計算...........................................21結束語 24附表及參考文 獻 252汽車離合器設計說明書引言0.1 離合器設計的目的及離合器概述了解轎車離合器的構造，掌握轎車離合器的工作原理。了解從動盤總成的結構，掌握從動盤總成的設計方法，了解壓盤和膜片彈簧的結構，掌握壓盤和膜片彈簧的設計方法，通過對以上幾方面的了解，從而熟悉轎車離合器的工作原理。學會如何查找文獻資料、相關書籍，培養動手設計項目、自學的能力，掌握單獨設計課題和項目的方法，設計出滿足整車要求并符合相關標準、具有良好的制造工藝性且結構簡單、便于維護的轎車離合器，為以后從事汽車方面的工作或工作中設計其它項目奠定良好的基礎。通過這次課程設計，充分地認識到設計一個工程項目所需經歷的步驟，以及身為一個工程技術人員所需具備的素質和所應當完成的工作，為即將進入社會提供了一個良好的學習機會，對于我們向工程技術人員轉變有著重大的實際意義。對于以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，它是汽車傳動系中直接與發動機相連的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器的一種依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分（飛輪、離合器蓋和壓盤）、從動部分（從動盤）、壓緊機構（壓緊彈簧）和操縱機構（分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件）四部分組成。主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態并能傳遞動力的基本結構。操縱機構是使離合器主、從動部分分離的裝置。圖0-1 膜片彈簧離合器結構圖離合器通常裝在發動機與變速器之間， 其主動部分與發動機飛輪相連， 從動部分與變速器相連。 為各類型汽車所廣泛采用的摩擦離合器， 實際上是一種依靠其主、從動部分間的摩擦來傳遞動力且能分離的機構。 離合器的主要功用是切斷和實現發動機與傳動系平順的接合， 確保汽車平穩起步； 在換擋時將發動機與傳3汽車離合器設計說明書動系分離，減少變速器中換檔齒輪間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，以防止傳動系個零部件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪音。0.2為保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足如下基本要求 :(1）在任何行駛條件下， 既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）接合時完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。(3）分離時要迅速、徹底。(4）從動部分轉動慣量小， 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）有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，延長使用壽命。(6）避免傳動系產生扭轉共振，具有吸收振動、緩和沖擊的能力。(7）操縱輕便、準確，以減輕駕駛疲勞。(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變化要盡可能小，保證有穩定的工作性能。(9）應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證工作可靠、使用壽命長。(10）結構應簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調整方便等。0.3 離合器設計的任務從技術先進性、生產合理性和使用要求出發，正確選擇性能指標、質量和主要尺寸參數，提出總成設計方案，為各零件設計提供整體參數和設計要求；對各零件進行合理布置和運動校核；對整體性能進行計算和控制，保證汽車主要性能指標實現；協調好整體總成與零件之間的匹配關系，配合零件完成布置設計，使整體的性能、可靠性達到設計要求。0.4設計原則、目標（1）離合器的選型應根據汽車型譜、市場需求、產品的技術發展趨勢和企業的產品發展規劃進行。（2）選型應在對同類型產品進行深入的市場調查、使用調查、生產工藝調查、樣車結構分析與性能分析及全面的技術、進行分析的基礎上進行（3）應從已有的基礎出發，對原有離合器和引進的樣本進行分析比較，繼承優點，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先進技術與結構，開發新型離合器。4）涉及應遵守有關標準、規范、法規、法律，不得侵犯他人專利。5）力求零件標準化、部件通用化、產品系列化。4汽車離合器設計說明書0.5起亞秀爾參數本次設計的對象為起亞秀爾，各參數如下車身參數起亞秀爾1.6LGLS手動型排量1.6L長×寬×高(mm)4096×1785×1663軸距(mm)2550前輪距/后輪距(mm)1557/1561最小離地間距(mm)141最小轉彎半徑(m)5.250最高車速（km/h）170整車整備質量(kg)1198車門數5座位數5油箱容積(L)48發動機型號G4FC發動機放置位置前置發動機，橫向發動機結構形式直列發動機進氣方式自然吸氣供油方式多點噴射氣缸排列形式L氣缸數4每缸氣門數4最大功率[KW(PS)/rpm]90.4/6300最大扭矩(N.m/rpm)155/4200凸輪軸和氣門的布置頂置氣門，雙頂置凸輪軸排放水平歐Ⅳ5汽車離合器設計說明書燃料類型汽油93#缸蓋材質鋁合金缸體材質鋁合金檔位個數5變速器類型手動檔把類型地排式驅動方式前置前驅前懸掛類型麥弗遜是獨立懸掛后懸掛類型扭力梁式后懸掛轉向助力方式機械液壓助力前制動器類型通風盤式后制動器類型盤式手剎類型手拉式前輪胎規格205/55R16后輪胎規格205/55R16備胎規格非全尺寸6汽車離合器設計說明書第一章 離合器的結構方案選擇根據設計原則，目標和用戶的需求特點，設計人員要提出被開發離合器的整體結構方案，主要包括以下幾部分：1）從動盤數選擇離合器種類選擇2）壓緊彈簧和布置形式選擇3）壓盤驅動形式選擇4）扭轉減振器5）離合器的操縱機構選擇1.1離合器種類選擇離合器有摩擦式，電磁式，液力式三種類型。離合器大都根據摩擦原理設計的。摩擦式應用廣泛。摩擦式工作表面形狀包括錐形、鼓形和盤形，錐形和鼓形其從動部分轉動慣量太大，引起變速器換檔困難，且結合不夠柔和，易卡住。故選擇盤形摩擦式離合器。1.2從動盤數選擇單片離合器（圖2-1）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。雙片離合器（圖2-2）傳遞轉矩的能力較大，徑向尺寸較小，踏板力較小，接合較為平順。但中間壓盤通風散熱不良，分離也不夠徹底。多片離合器主要用于行星齒輪變速器換擋機構中。它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小，使用壽命長等優點，主要應用于重型牽引車和自卸車上。對于乘用車，選擇單片離合器。圖2-1單片離合器 圖2-2雙片離合器1.3壓緊彈簧和布置形式選擇7汽車離合器設計說明書周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞扭矩的能力降低，另外，彈簧到它定位面上，造成接觸部位嚴重磨損，會出現彈簧斷裂現象。中央彈簧此結構軸向尺寸大。斜置彈簧在重型汽車上使用，突出優點是工作性能十分穩定，踏板力較小。膜片彈簧彈簧壓力在摩擦片允許范圍內基本不變，能保持傳遞的轉矩大致不變，另外它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，質量小。由于它大斷面環形與壓盤接觸，其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，提高使用壽命，平衡性好。推式摸片彈簧結構簡單，安裝拆卸較簡單，分離行程比拉式小。故選擇推式膜片彈簧。（圖 2-3）圖2-3 推式膜片彈簧離合器1.4壓盤驅動形式選擇窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們缺點是在聯接件間有間隙， 在驅動中將產生沖擊噪聲，而且零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低離合器傳動效率。傳動片式此結構中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，簡單可，壽命長。故選擇傳動片式。1.5扭轉減振器它能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，增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態扭振，控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭振與噪聲， 緩和非穩定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。故要有扭轉減振器。8汽車離合器設計說明書1.6離合器的操縱機構選擇離合器操縱機構按分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機械式、氣壓助力液壓式等等。機械式操縱機構有杠系和繩索兩種傳動形式，杠系傳動結構簡單，工作更可靠，但是傳動效率低，質量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠距離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命短，機構效率不高。機械式操縱機構一般用于排量1.6L以下的汽車離合器。對于大排量客車，應采用液壓式操縱機構。液壓操縱機構有如下優點：1）液壓式操縱，機構傳動效率高，質量小，布置方便；便于采用吊掛踏板，從而容易密封，不會因駕駛室和車架的變形及發動機振動而產生運動干涉；（2）可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動系產生動載荷。故選擇液壓式操縱機構。9汽車離合器設計說明書第二章 離合器主要參數的選擇2.1后備系數后備系數β是離合器一個重要設計參數，它反映了離合器傳遞發動機最大轉矩的可靠程度。在選擇β時，應保證離合器應能可靠地傳遞發動機最大轉矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。因此，在選擇β時應考慮以下幾點：1）為可靠傳遞發動機最大轉矩，β不宜選取太小；2）為減少傳動系過載，保證操縱輕便，β又不宜選取太大；3）當發動機后備功率較大、使用條件較好時，β可選取小些；4）當使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離合器滑磨，β應選取大些；5）汽車總質量越大，β也應選得越大；6）柴油機工作比較粗暴，轉矩較不平穩，選取的β值應比汽油機大些；7）發動機缸數越多，轉矩波動越小，β可選取小些；8）膜片彈簧離合器選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；9）雙片離合器的β值應大于單片離合器。由附表3.1，初取β=1.752單位壓力單位壓力 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， 發動機后備功率大小， 摩擦片尺寸、 材料及其質量和后備系數等因素。離合器使用頻繁，發動機后備系數較小時， 應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷， 取小些；后備系數較大時，可適當增大。本次設計中摩擦片用石棉基材料P0=0.10～0.35MPa取 =0.15MPa2.3摩擦片外徑 D，內徑d和厚度h（3-1）對于乘用車單片離合器，取 =14.6。根據離合器摩擦片尺寸和系列參數表由附表3.2，得到10汽車離合器設計說明書D=200mm d=140mm b=3.5mm C=0.700mm Z=2所選的D應使摩擦片最大圓周速度不超過 65～70m／s，以免摩擦片發生飛離。（3-2）∴滿足條件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:（3-3）摩擦因素f取0.3，校核即271.2510312T12p0c30.329MPa（3-4）333fZD(1c)0.32200(10.7)故合格，即用石棉基 (編織)材料合理。4摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間隙△t的確定摩擦系數f=0.30,摩擦面數Z=2，在操縱機構中采用間隙自動調整裝置，離合器間隙可以取△t=0。2.5摩擦片參數約束條件的檢驗1)C=0.700,滿足條件0.53≤C≤0.70。β=1.75,滿足條件1.2≤β≤4.0。4)d>2R0+50,且R0=（0.5～0.75）d/2,取R0=40mm。25)TC0為單位摩擦面積所傳遞的轉矩2（N·m/mm）,[TC0]為其許用值（N·m/mm），根據附表3.3，選取：（3-5）滿足要求。11汽車離合器設計說明書第三章 離合器主要零件的設計與計算3.1從動盤3.1.1 從動片的結構形式、材料及基本尺寸在從動盤設計時應要滿足以下三個方面的要求：1）為減少變速器換擋時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小。2）為保證汽車起步平穩，從動盤在軸向應有彈性。3）為避免傳動系扭轉共振和緩和沖擊載荷，從動盤上應有扭轉減振器。其主要包含從動片，從動盤轂和摩擦片等零件的結構選型和設計。在設計從動片時要盡量減輕其質量，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。 為了使得離合器結合平順， 保證汽車的平穩起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結構。 具有軸向彈性的從動片有以下3種結構型式：整體式彈性從動片、 分開式彈性從動片以及組合式彈性從動片。前面兩種結構在小轎車上采用較多， 在載貨汽車上則常用第三種即組合式從動片。故選分開式彈性從動片。從動片材料與所用的結構型式有關，不帶波形彈簧片的從動片（即整體式）一般用高碳鋼或彈簧剛片沖壓而成，經熱處理后達到硬度要求。采用波形片（即開式或組合式）時，從動片用低碳鋼，波形片用彈簧鋼。從動片直徑對照摩擦片尺寸確定。為減小從動盤轉動慣量，從動片一般比較薄，通常為1.32.0mm厚鋼板沖壓而成，取值為1.5mm。從動片的外沿部分（即波形彈簧那片）厚度在0.651.0mm之間，取值為0.8mm。3.1.2 從動盤轂花鍵轂裝在變速器第一軸前端， 是離合器承受載荷最大的零件。 目前，常采用齒側定心的矩形花鍵，花鍵之間為動配合。根據附表3.4，由從動盤外徑和發動機轉矩可選取花鍵的結構尺寸：花鍵齒數n=10，花鍵外徑=35mm，花鍵內徑=28mm，齒厚t=4mm，有效齒長l=35mm，擠壓應力σ=10.4MPa。花鍵齒工作高度h==3.5mm花鍵尺寸的強度校核：花鍵側面壓力P==9841.2N（4-1）=擠壓（4-2）12汽車離合器設計說明書故花鍵的強度符合要求。3.1.3 從動盤摩擦材料離合器摩擦面片在離合器接合過程中將遭到嚴重的滑磨， 在相對很短的時間內產生大量的熱，因此，要求摩擦片應有較好的摩擦性能、較高的摩擦系數、較小的轉動慣量， 在短時間內可以吸收相對高的能量， 且具有較好的耐磨性能。 摩擦的材料基本上有三種：石棉基摩擦材料、有機摩擦材料及金屬陶瓷摩擦材料，有機摩擦材料可以滿足較高的性能標準，成本低等特點，選擇有機摩擦材料。故選石棉基摩擦材料。3.2壓盤和離合器蓋壓盤設計包括傳力方式的選擇及幾何尺寸的確定兩個方面。3.2.1 壓盤傳力方式的選擇壓盤是離合器的主動部分， 在傳遞發動機扭矩時， 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， 但這種變化應允許壓盤在離合器分離過程中能自由的作軸向移動，常用的連接方式有以下幾種：凸臺 -窗孔式、鍵塊式、傳力銷式和傳動片式。 現在使用最廣泛的是傳力片的傳動方式， 因為這種連接方式不僅改善了傳力片的受力狀況， 還簡化了壓盤的結構， 降低了對裝配精度的要求，并且還有利于壓盤的定中。3.2.2 壓盤幾何尺寸的確定確定了摩擦片內外徑， 與摩擦片相接合的壓盤的內外徑也就確定下來了。 因此壓盤幾何尺寸歸結為確定它的厚度。壓盤厚度確定主要依據以下兩點：1）壓盤應該具有足夠的質量，以吸收結合時摩擦產生的熱量。2）壓盤應具有足夠大的強度，以保證受熱時不變形。壓盤厚度一般為 15 25mm。取壓盤厚度為 20mm。在確定壓盤厚度以后，應校對離合器接合一次時的溫升，它不應超過 8～10.選擇：壓盤外徑 D=200mm，壓盤內徑 d=140mm，壓盤厚度h=20mm。校核公式如下：（4-3）壓式中， ----- 溫升； 0C滑磨功；N·m:分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合器壓盤=0.50;c:壓盤的比熱選取鑄鐵，（℃）13汽車離合器設計說明書壓:壓盤的質量kg；鐵壓=3.16kg（4-4）經計算可知（4-5）其中：16in=40.64cm，r=2050.55+406.4=519.15mm=1.0乘用車，傳動比范圍為3.04.5。取3.0，則一次滑磨功（4-6）單位摩擦面積的滑摩功（4-7）n為發動機轉速（ r/min），計算時乘用車取 2000r/min許用單位面積的滑摩功=0.4J/滿足條件將其帶入式（4-3）得：℃℃滿足條件此外，壓盤還應與飛輪保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于15～20g·cm。壓盤高度（從支承點到摩擦面的距離）公差要小。3.2.3 壓盤及傳動片的材料壓盤形狀一般都比較復雜， 而且要求耐磨、 傳熱性好和、 且具有較理想的摩擦性能，故選擇由灰鑄鐵鑄成，并添加少量合金材料，硬度為 HB170～227。汽車中間壓盤傳動片采用中碳鋼（ 35），硬度HRC5562，滲碳處理。3.2.4 傳動片的設計及強度校核傳動片在膜片彈簧離合器中除了承擔傳遞發動機的轉矩外， 還要依靠傳動片的彈性作用使壓盤分離。根據現有數據，初定離合器壓盤傳動片的誰參數如下：共設 3組傳動片（i=3），每組3片（n=3），傳動片的幾何尺寸為：寬b=18mm，厚h=1mm，傳動片兩孔的距離l=80mm，孔的直徑d=8mm，傳動片切向布置，圓周半徑=180mm，傳動14汽車離合器設計說明書片選擇45鋼，彈性模量

MPa。校核傳動片的應動：傳動片的有效長度為l1l1.5d801.5868mm傳動片的彎曲總剛度：KKn12EJxni/l13122.1105118133310.32MN/m126831000（4-8）根據上述分析，計算以上3中工況的最大驅動應動及傳動片的最小分離動：（1）徹底分離時，按設計要求f=0,Te=0,由公式可知=0。（2）壓盤和離合器蓋組裝成蓋總成時，Te=0,通過分析計算可知fmax7.67mm，則可計算最大應動：max3fmaxEh37.62.110511035.5MPa2682（4-9）l1（3）離合器傳扭時，分正向驅動與反向驅動，fmax出現在離合器摩擦片磨損到極限狀況，通過尺寸鏈的計算可知 fmax=4.74mm。① 正向驅動（4-10）② 反向驅動（4-11）由上式可知，傳動片的許用應動符合所需的應動要求。可見壓盤與離合器蓋組裝成總成時最危險， 由于計算載荷時比較保守， 明顯偏大，因此傳動片的許用極限可取其屈服極限。 鑒于上述傳動片的應力狀況， 應選用80號鋼。（4）傳動片的最小分離動 F彈發生在新裝離合器的時候，從動盤尚未磨損，離合器在結合狀態下的彈性彎曲變形量此時最小， 根據相關數據確定 f=1.74mm。則：傳動片彎曲總剛度 K=0.32MN/m，當f=1.74mm時，其彈性恢復動為：F彈=Kf=0.32×106×1.74/1000=556.8N （4-12）15汽車離合器設計說明書符合要求。3.2.5 離合器蓋設計離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起， 通過它傳遞發動機的一部分轉矩傳遞給壓盤，此外，它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。 離合器蓋主要要求離合器蓋具有較好的剛度，使得在離合器分離的時候能保持不產生較大的變形，而且在離合器上需要開一些通分窗口，以加強離合器的冷卻。根據現有數據，初定離合器蓋使用4mm的08鋼板進行沖壓，采用定位銷對中。3.3 膜片彈簧設計3.3.1H/h 比值選擇設計膜片彈簧時，要利用其非特性彈性變形規律，以獲得最佳使用性能。汽車用膜片彈簧H/h一般在1.5-2.0之間，板厚h在2-4之間。取H/h=1.56h=2.3H=3.63.3.2 膜片彈簧工作點位置的選擇F1 f 1E61

lnRRr1Rr1r22R1r12H1R1r1H2R1r1h（4-13）式中：F1——膜片彈簧在離合器壓盤支承處的載荷（N）1——膜片彈簧在壓盤支承處的變形量，也即壓盤的行程mmE——彈性模量對鋼取E2.1105MPa——材料的泊松比對60Si2MnA取0.3膜片彈簧彈性特性曲線，如圖所示。該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且λ1H=(λ1M+λ1N)／2。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λ1B=(0．65～0．8)H且λlH，以保證摩擦片在最大磨損限度△入范圍內壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點心盡量靠近N點。點：新離合器膜片彈簧處于壓緊狀態時的工作點位置，一般來說，在該點要保證膜片彈簧有足夠的壓緊力，滿足 P1=F1B，16汽車離合器設計說明書此時，在壓盤作用處的軸向變形量λ1b=(0．65～0．8)H（4-14）λ1b=0.8H=0.8×3.6=2.88mmA點：為摩擦片磨損到極限的位置。 要依據B點的位置再由摩擦片總磨損量△λ求得。△λ=Z△S0△λ=Zc△S0=2×0.7=1.4mm （4-15 ）△S0為每摩擦工作面最大允許磨損量，在 0.65～1.1mm之間。點：為離合器分離時膜片彈簧的光盤內工作位置。它一般在特性曲線的凹點附近，此時分離力較小。 C點的位置取決于壓盤升程 λ1f=Z△S：S=0.8mm1f=Z△S=2×0.8=1.6mm△S為徹底分離時每對摩擦片面之間的間隙， 單片式可取 0.75 ～1mm，雙片式可取小一點，約為 0.5mm3.3.3 比值R／r和R、r的確定比值R/r的關系到碟形材料的利用。通常取

，一般 1.25 左右。膜片彈簧大端半徑 R應滿足結構上的要求而和摩擦片的尺寸相適應：大于摩擦片半徑d/2。近于摩擦片外半徑 D/2。此外，當H，h及H/h不變時，增加 R將有利于降低膜片應力。取：R/r=1.25 R=90mm r=72mm3.3.4 膜片彈簧起始圓錐底角 α的選擇膜片彈簧自由狀態下圓錐底角 α與內截錐高度 H關系密切：α （4-16）一般在9°～15°范圍內。α =11.3°3.3.5 膜片彈簧小端半徑 及分離軸承作用半徑主要由結構決定， 其最小值應大于變速器第一軸花鍵外徑以便安裝。 分離軸承作用半徑 應大于 。對于第一軸花鍵部分的直徑初選為：d （4-17）K=4.04.6 取K=4.3D=23.09取=24mm=263.3.6 分離指數目 n和切槽寬度 δ1、δ2及半徑17汽車離合器設計說明書汽車膜片離合器分離指數目 n>12，一般為18左右，采用偶數，便于制造時模具分度；切槽寬度 δ1約為 3.5mm；窗孔槽寬度 δ2約為10mm；對于半徑 一般說， ，則選取取n=18δ1=3.5mmδ2=10mm3.3.7 支承環加載點 和壓盤加載點取3.3.8 膜片彈簧及工藝膜片彈簧材料多為 60Si2MnA硅錳鋼，許用應力 [ ]1500-1700Mpa。汽車離合器膜片彈簧尺寸要求嚴格，彈簧自由高度、原始錐角、內徑、外徑、板厚及表面狀態等均要嚴格控制，載荷公差控制在 8%以內；熱處理：淬火、回火，回火后硬度為HRC44-50。選用60Si2MnA3.3.9 膜片彈簧各參數的約束條件1、彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍（4-18）（4-19）（4-20）經計算，得：R/r=1.25；2R/h=78； =3.75符合要求2、為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推氏膜片彈簧壓盤的加載點半徑應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間。即（4-21）符合要求3、根據彈簧結構布置要求,R1與R,r1與r,rf與r0之差應在一定范圍內。即（4-22）（4-23）（4-24）經計算，得： ； ；符合要求4、膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用 ,因此其杠桿比應在一定范圍內先取,即推式： （4-25）經計算，得18汽車離合器設計說明書符合要求3.3.10 膜片彈簧的強度驗算根據摩片彈簧的強度分析理論，其最大的應力值可由下式計算（4-26）其中=（4-27）（4-28）式中n分離指數n=18一個分離指的根部寬度δ=24.43mm(4-29)中性的半徑e=103.07mm(4-30)—— 彈簧部分自由狀態的圓錐底角°—— 彈簧部分子午斷面的轉角(4-31)=-865.2N/ =-865.2MPa根據離合器的計算公式可求=1291.5N(4-32)所以符合要求3.4扭轉減振器主要參數的選擇扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，階(通常為三階)固有頻率，改變系統的固有振型，

)和阻尼元件(阻尼片)等組成。從而降低傳動系扭轉系統的某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。所以，19汽車離合器設計說明書扭轉減振器具有如下功能：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。增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態扭振。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與噪聲。緩和非穩定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。減振器的主要參數是減振器的角剛度 K和減振器的摩擦力矩 T摩，它們決定減振器的衰減傳動系扭轉振動的能力。減振器的扭轉剛度 k和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩T是兩個主要參數。其設計參數還包括極限轉矩 Tj、預緊轉矩Tn和極限轉角 j等。3.4.1 極限轉矩 Tj極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙 △1時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它與發動機的最大轉矩有關，一般可取： （ ） (4-33)式中，乘用車：系數取 2= =310N3.4.2 扭轉角剛度k為了避免引起系統的共振， 要合理選擇減振器的扭轉剛度 k，使共振現象不發生在發動機常用工作轉速范圍內。決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸設減振彈簧分布在半徑為 R0的圓周上， 當從動片相對從動盤轂轉過弧度時，彈簧相應變形量為 。此時所需加在從動片上的轉矩為(4-34)式中，T為使從動片相對從動盤轂轉過弧度所需加的轉矩(N·m)；K為每個減振彈簧的線剛度(N／mm)；Z為減振彈簧個數；Ro為減振彈簧j位置半徑(m)。根據扭轉剛度的定義，kT/則k100KZjR02(4-35)式中，k為減振器扭轉剛度(N·m／rad)。設計時可按經驗來初選是kk≤13Tj取k=13Tj=4030N·m／rad3.4.3阻尼摩擦轉矩T20汽車離合器設計說明書由于減振器扭轉剛度是， 受結構及發動機最大轉矩的限制， 不可能很低， 故為了在發動機工作轉速范圍內最有效地消振， 必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩T一般可按下式初選T (0.06~0.17)Temax取T=0.15Temax=23.25Nm3.4.4預緊轉矩Tn

(4-36)減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，Tn增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是Tn不應大于T，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取(4-37)初選取3.4.5 減振彈簧的位置半徑R0的尺寸應盡可能大些，一般取dR0 (0.60~0.75)2 (4-38)d取R00.7552.5mm23.4.6減振彈簧個數參照附表3.5選取，取3.4.7減振彈簧總壓力當限位銷與從動盤轂之間的間隙△1或△2被消除，減振彈簧傳遞轉矩達到最大值時Tj，減振彈簧受到的壓力F為：/(4-39)3.4.8 極限轉角針減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉角j為：(4-40)式中， 為減振彈簧的工作變形量。通常取 3O～12O，對平順性要求高或對工作不均勻的發動機， j取上限。取 =10O3.4.9 減振彈簧計算1）由于減振彈簧的作用半徑 R0=61.875mm，減振彈簧個數 =6，減振彈21汽車離合器設計說明書簧總壓力F=5000N，則單個減振彈簧的工作負荷P=F/=5000/6=833.33N。2）彈簧中徑DC通常取11～15mm左右，初選DC=12mm.3）彈簧鋼絲直徑(4-41)式中：扭轉許用應力[]=5500~6000kg/；d圓墊的標準值，一般取1左右。帶入相關數據，取。4）減振彈簧剛度k=K2=230N/mm。(4-42)1000R1n45）彈簧有效圈數iGd1=3.91(4-43)3k8DC減振彈簧總圈數n=i+(1.5～2)(4-44)取n=6。6）減振彈簧最小高度 lmin即彈簧在最大工作負荷下的工作長度，考慮到彈簧壓縮各圈之間仍需留一定的間隙，可取 lmin=n(d1+δ)≈1.1d1n=25.82mm。7）減振彈簧總變形 l p/k=2.72mm。8）減振彈簧自由高度l0=lmin+l=25.82mm。(4-45)9）減振彈簧預變形量l'=Tn=0.175mm。(4-46)kZR010）減振彈簧安裝高度l=l0-l'=25.645mm。(4-47)）從動片相對于從動盤轂的最大轉角2arcsin(l''/2R1)=2arcsin(ll'°。(4-48))=4.02R112）限位銷直徑d’按結構布置選定，一般d’=9.512mm取d’。=