毕业论文-捷达汽车离合器设计08083.doc

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1、捷达离合器设计摘要近年来,我国在设计的汽车和汽车制造技术已经取得了很大的进步,这是大家有目共睹的。而离合器作为汽车传送系中的一大重要组成部分，肩负着传递动力、减震跟防止过载等重要作用，所以离合器更成为了汽车发展和进步的一个重要因素,是不容忽视的。此次设计是从理论计算上阐述了捷达轿车离合器容量的计算，离合器从动盘的尺寸，后备系数，摩擦片外径的尺寸等。设计包括对从动盘总成、压盘、离合器盖的设计校核优化。具体设计计算扭转减振器、摩擦片、压盘、离合器盖、膜片弹簧、传动片等多个部件总成。 在离合器动力学的基础上,分析和计算的原始,简要描述了离合器的部分主要设计参数的选择和设计要点,如类型选择、确定承载力

2、,模型等。简要介绍传统设计方法的检查。关键词：离合器；膜片弹簧；摩擦片；设计方法 1.前言随着现代科技的飞速发展，尤其是液压液力的传动技术，电子技术在汽车上得到广泛的运用，现代汽车发生了巨大的变化。而离合器作为汽车传动系的一大重要组成部分，肩负着传递动力、减振跟防止过载等重要作用。所以离合器成为了现代汽车发展不可忽略的重要因素。随着自动变速器技术的发展跟完善，离合器的结构跟性能也随之变化。了解离合器的基本构造，掌握离合器的工作原理。了解从动盘总成的结构，掌握从动盘总成的设计方法，了解压盘和膜片弹簧的结构，掌握压盘和膜片弹簧的设计方法，通过对上述几方面的了解，便于熟悉汽车离合器的工作原理。我们要

3、学会怎样查找文献资料、相关书籍，培养学生动手设计项目、自学的能力，掌握单独设计课题和项目的方法，设计出满足整车要求并符合相关标准、具有良好的制造工艺性且结构简单、便于维护的轿车离合器，为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。通过这次课程设计，使学生充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤，以及身为一个工程技术人员所需具备的素质和所应当完成的工作，为即将进入社会提供了一个良好的学习机会，对于由学生向工程技术人员转变有着重大的实际意义。1.1本设计的目的、现实意义本次选择的课题为捷达轿车离合器设计, 为保证操纵轻便，工作稳定，结构简单、紧凑，质量小和制造工艺性等方面因素，本次

4、设计采用的是单盘膜片弹簧离合器，离合器是汽车传动系统中直接与发动机相连的部件，有着不可忽视的作用，一个良好的离合器能够提高汽车的使用寿命，离合器的基本功用为：在汽车起步时，通过离合器主、从动部分之间的滑模而使它们的转速逐渐接近，以确保汽车起步平稳。当变速器换挡时，通过离合器主、从动部分的迅速分离来切断动力的传递，以减轻齿轮轮齿间的冲击，保证换挡时工作平顺。当传给离合器的转矩超过其所能传递的最大转矩时，其主、从动部分之间将产生滑磨，以防止传动系统过载。1.2本设计国内发展概况国内外汽车主要离合器有摩擦式离合器、液力耦合器、电磁离合器等几种。摩擦离合器又分为周布弹簧离合器、中央弹簧离合器、周布斜置

5、弹簧离合器、膜片弹簧离合器。离合器的发展、改良以及新技术的应用，很大程度上提高了汽车的操纵稳定性、安全性和舒适性；在人们追求高品质生活的今天，汽车以上性能得到更高度的关注，离合器的性能和技术应用也随之变得越发重要。2.离合器概述2.1离合器的功用：离合器是汽车传动系中直接与发动机相联系的总成件，位于发动机和变速器之间。为各类型汽车所广泛采用的是摩擦离合器，实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器输入轴相连。 所以离合器的具体功用如下：（1）使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。（2）暂时切断发动机与传动系的联系，便于发动

6、机的起动和变速器的换档。（3）限制所传递的扭矩，防止传动系过载。2.2对离合器的要求：（1） 具有合适的储备能力，既能保证传递发动机最大转矩又能防止传动系统过载。（2） 接合平顺柔和，以保证汽车平稳起步。（3） 分离迅速彻底，便于换挡和发动机起动。（4） 散热良好。（5） 具有吸收振动、缓和冲击和减少噪声的能力。（6）操纵简单省力，维修保养方便。2.2离合器的类型：汽车离合器有摩擦离合器、液力耦合器、电磁离合器等几种。目前大部分汽车采用的是摩擦离合器，因为其结构简单、性能可靠、维修方便。表 2-1 为本次离合器设计所选车型基本技术参数：表2-1 捷达整车参数项目参数汽车的驱动形式前驱动 42最

7、高车速=185 km/h；发动机最大功率及转速=81 KW（1.6L，6000r/min） 发动机最大转矩及转速=155 Nm =3800 r/min主减速器传动比=3.941 变速器传动比1=3.455 、1.944、1.286、0.909轮胎型号185/60R15整备质量=1175 kg；总质量=1500 kg，制动系类型前通风盘、后鼓式最小离地间隙137mm轴距2603mm前、后轮轮距1429mm；1422mm3.离合器结构设计分析为了在离合器的设计中能合理地选择离合器总成及相关组件并确定相关参数，我们应先根据所选车型的类别、使用要求，和发动机的匹配要求、制造条件以及标准化、通用化、系列

8、化要求等。3.1从动盘数的选择单片离合器：在使用时可以确保分离彻底,轴向弹性压板可以确保顺利，有一个简单的结构,轴向尺寸紧凑,良好的散热,容易维护,驱动部分转动惯量小等。双片离合器：一般用于传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。多片式离合器：主要应用于最大总质量大于14吨的商用车的行星齿轮变速器换挡机构中。对乘用车和最大质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。所以选择单片离合器。3.2压紧弹簧和布置形式的选择捷达离合器盖总成中压紧弹簧为膜片弹簧，这种弹簧圆形、扁平、形状简单并具有分离指。与其他形式的离合器相比，膜片弹簧离合器有以下优

9、点：（1）形式简单，结构对称，装配空间小。（2）可以以较低的分离力来满足必要的负荷要求。（3）膜片式弹簧回转中心与离合器中心重合，所以在旋转时其压紧力不受离心力的影响。（4）膜片弹簧具有比较理想的非线性特性，其弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保持大致不变。（5）捷达的膜片弹簧离合器设计寿命较长。捷达离合器为推式操纵的拉式膜片弹簧离合器。它是目前汽车离合器中比较流行的第三代产品。拉式膜片弹簧的安装方向与推式相反，在接合位置时，膜片弹簧的大端支承离合器盖上，而以中部压紧在压盘上。它与推式相比具有许多优点：（1）结构简化，捷达离合器盖总成中取消了膜片弹簧中间的支承各零件；（2）扭矩容量更大；（3）分离得

10、更彻底；（4）操纵踏板更为简单；（5）使用寿命更长。本次设计选用：拉式膜片弹簧离合器（图3-1）。 图 3-1 拉式膜片弹簧离合器结构图3.3离合器主要参数的选择3.3.1后备系数后备系数是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应该要注意到下面3点： （1）离合器在摩擦片磨损后还应能正常地传递发动机的最大转矩。 （2）要防止离合器滑磨过大。 （3）要能防止传动系过载。 显然，如果选择的过小，发动机的最大转矩不能正常传递；如果选择的过大，那么离合器尺寸过大，会导致传动系超负荷，难以操作。我们可以根据使用条件的好坏来适当地选取的大小。在摩擦片磨损之后

11、，离合器的压力依然能够可靠平稳，所以选取的值可以较小；双片离合器的值应大于单片离合器。 所以值的取值范围一般为：轿车和轻型货车 =120175中重型货车 =150225越野车、重型汽车和牵引汽车 =180400本设计是捷达小轿车离合器的设计，故宜取小值，本次设计取 = 1.2。3.3.2摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素是决定摩擦因数f的关键。摩擦因数f的取值范围见下表。表3-1 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围3摩 擦 材 料摩擦因数石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.350.50金属

12、陶瓷材料0.701.50本次设计采用石棉基编织材料，所以取f = 0.30 。离合器从动盘数是摩擦面数Z的一半，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。本次设计取单片离合器 Z = 2 。离合器间隙t是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位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结合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙t一般为34mm 。本次设计取t =3 mm 。3.3.3单位压力选择单位压力必须考虑离合器的工作条件，因为其会影响离合器工作性能和使用寿命，例如发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。当摩擦片采用不同材料时，按下表范

13、围选取： 表3-2 摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力P0 /MPa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50铁基金属陶瓷材料0.701.50此次设计选用石棉基编织材料，取=0.3MPa。3.3.4滑磨功WD 和温升速率HR 计算3.3.4.1相关参数选择 （1）传动总效率的选择表 3-3 总传动效率（机械式变速器）轿车货车膜片弹簧0.900.85螺旋弹簧0.880.83参见表3-3，轿车膜片弹簧离合器，选择=0.9 。 （2）正弦函数表示的坡度的选择表 3-4 正弦函数表示的坡度轿车货车牵引车越野1/61/81/6公路1/81/81/8参见表3

14、-4，选择=1/8 。 （3）滚动阻力系数F的选择表 3-5 滚动阻力系数F一般沥青或混凝土路0.015卵石路0.021砂石路0.042参见表 3-5，一般沥青或混凝土路况，选择F=0.015 。3.3.4.2滑磨功计算指离合器接合过程中有多少机械能转变为热能，用以表征离合器表面磨损严重程度；对车辆进行必要的假设和简化，离合器接合过程中的滑磨功（J）为： （3-1） 式中，为发动机最大转矩时的转速（r/min）；m为汽车整备质量（kg）；r为驱动轮滚动半径（m）；为驱动桥主减速比；为变速器起步档传动比；是发动机最大转矩（Nm）；为总传动效率；为正弦函数表示的坡度；F是滚动阻力系数；k为系数（对

15、比计算时，k =1）。其中：=3800r/min；=155Nm；r =287mm；m=1175kg；k =1；=3.941；=3.455；选=0.90；=1/8；F=0.015。由式 3-1 计算得=112943.43（Nm）。3.3.4.3温升速率计算温升速率表征摩擦片接合与分离时摩擦生热导致摩擦片温度升高的量： （3-2） 式中，变量含义同式 3-1；将相关数据带入式 3-2 并计算得温升速率：=84805.64（Nm/s1/2）。3.3.5摩擦片外径D、内径d和面积A摩擦片外径是离合器的基本尺寸，关系到离合器结构重量和使用寿命，与离合器所需传递的转矩大小有一定关系。根据发动机最大转矩初选

16、摩擦片外径D，由表 3-6 选定摩擦片其他尺寸：表3-6 离合器摩擦片尺寸系列和参数3，5外径D/mm内径d/mm厚度h/mmC=d/D1-C单面面积a/cm21601802002252502803001101251401501551651753.23.53.53.53.53.53.50.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.6760.6670.6570.7030.7620.7960.802106132160221302402466由于D = （3-3） 式中，为发动机最大转矩，取； A为不同结构根据和使用条件对D的影响系数，对于小轿车 取A=47。 取D =2

17、00mm，d =140mm，h =3.5mm，a =160cm2。3.3.6摩擦片离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：（1）摩擦因数较高且稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度变化对其影响要小；（2）具有足够的机械强度和耐磨性；（3）材料密度要小，以减小从动盘转动惯量；（4）热稳定性好，高温下比较稳定；（5）磨合性好，不致刮伤飞轮和压盘表面；（6）接合平顺，无“咬合”或“抖动”现象；（7）长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象；（8）油、水对其摩擦性能的影响要达到最小。离合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基材料具有摩擦因数较高（大约 0.30.45）

18、、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。目前主要应用于中、轻载荷下工作。摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜在从动片上安装波形片。所以本次设计选取石棉合成物制成的摩擦材料，采用铆接方式。3.3.7摩擦片基本参数的优化（1）最大圆周速度 摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过6570m/s，即 m/sm/s 式中， 为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速取6000；为摩擦片外径径取200；故符合条件。 （2）单位面积滑磨转矩 单位面积滑磨转矩应小于其许用值，即= （3-4）所以(N/)式中，为单位面积滑磨转矩(N.m/mm2)，可按表

19、3-7选择 表3-7许用单位面积滑磨转矩T的要求外径D/mm210210250250325320T/（N/mm）2.833.54当摩擦片外径D210时，=1.210 N/ 故符合要求。 （3）单位压力为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力的最大范围为0.150.35Mpa，由于已确定单位压力0.3Mpa，在规定范围内，故满足要求。4.从动盘总成与离合器盖总成设计 从动盘总成主要由从动片、从动盘毂、摩擦片等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足以下几个方面的要求：（1）从动盘转动惯量应尽可能小，以减少变速器换挡时齿轮间的冲击。（2）从动盘应具有轴向弹性，以保证汽车平

20、稳起步、摩擦面上压力分布均匀。（3）从动盘应安装上扭转减震器，为了保证传动系扭转不会产生共振，和对所受到的冲击起到缓冲的作用。（4）要有足够的抗爆裂强度。4.1轴向弹性从动片的结构从动片要求质量轻，且质量分布尽可能靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量；具有轴向弹性，以提高摩擦盘使用性能，延长其使用寿命。材料常用中碳钢板（如 50 号）或低碳钢板（如 10 号）。一般厚度为 1.32.0mm，表面硬度为3540HRC。设计时为保证从动片弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可取为 0.81.1mm，但不小于 0.6mm；从动片轴向弹性变化规律的大致趋势是抛物线形。使从动片具有轴向弹性常用的方法有2，5，6

21、： （1）整体式弹性从动片 即根据从动片不同尺寸在其外缘开612个“T”槽，形成多个扇形，将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形，两边的摩擦片分别铆接在相隔的扇形上。这种结构主要用于商用车。 （2）分开式弹性从动片 整体式弹性从动片很难保证每片扇形部分刚度完全一致，为消除这一缺点，从动片有时做成分开是结构，波形弹片与从动片分开做成两件，用铆钉铆在一起。波形弹片由同一模具冲制而成，故刚度较为一致；这种结构波形片（厚度小于 1.0mm）比从动片（厚 1.52.5mm）薄，易得到较小转动惯量，适宜于高速旋转。 （3）组合式弹性从动片 载货车上较为常用，将靠近飞轮的摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠

22、近压盘侧的从动片上铆有波形片，该侧摩擦片用铆钉与波形片铆合，这种结构转动惯量大，但强度较高，传递转矩的能力大，主要应用于商用车。根据车型实际需要，本次设计选用分开式弹性结构，从动片选用 08 号钢板，厚度取为2mm；波形片采用 65Mn钢板，厚度取 0.7mm。4.2 从动盘毂设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，几乎承受由发动机传来的全部转矩；一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器第一轴上，花键尺寸可根据摩擦片外径D和发动机的最大转矩 来选取，表4-1是按国际GB1144-1974选定的花键标准。4-1花键尺寸表摩擦片外径 D/mm发动机最大转矩T/(Nm)花键尺寸挤压应力/MPa齿数n

23、外径D/mm内径d/mm齿厚t/mm有效尺长l/mm20016010292342511.3花键尺寸选定后应进行强度校核，因其主要受损形式为挤压破坏，所以要进行挤压应力（MPa）计算，公式如下5： （4-1）式中，P为花键齿侧面压力，N。可由下式确定： （4-2）d，D-分别为花键内外径，m； Z-从动盘毂数目； -发动机最大转矩，Nm； n-齿数；h-花键齿工作高度，m； -花键有效齿长，m。 由式 4-2 计算得到花键齿侧面压力P的值，并将P值及相关数据带入式 4-1，可计算得挤压应力： =8.2MPa =11.3MPa。设计合理。4.3 离合器盖的设计离合器盖总成属于离合器主动部分，包括压

24、紧弹簧、离合器盖、压盘、传动片、分离装置及支撑环等。离合器盖通过飞轮传递发动机的部分转矩给压盘，并且用螺栓把飞轮与其固定在一起；它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支撑壳体。设计要求如下： （1）应具有足够的刚度，厚度一般为 2.54.0mm，并采取冲制加强肋或盖内圆周外翻边等措施坚强刚度；尺寸较大的离合器盖可改用铸铁铸造。 （2）为了避免影响总成的平衡和能力，离合器盖应与飞轮保持良好对中。对中常用以下两种方法：一是用止口对中，铸造的离合器盖以外圆与飞轮上内圆止口对中；二是用定位销或定位螺栓对中。 （3）离合器盖的膜片弹簧支撑处应具有高的尺寸精度。 （4）保证良好通风，防止摩擦表面温度过高。乘用车和

25、质量较小的商用车得离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板，质量较大的商用车常用铸铁件或铝合金压铸件。本次设计板厚取3.5mm，材料采用 10 号低碳钢板。4.3.1 压盘设计4.3.1.1压盘传动方式的选择传统的连接方式有凸块-窗口式连接、键式连接和销式连接，上述驱动方式有着一个共同的缺点，即链接之间有间隙，在传力开始的瞬间会产生冲击和噪声，且随着接触部分摩擦增加，冲击和噪声会增大，影响离合器使用寿命；另由于传动件之间的摩擦因素，离合器操纵部分传动效率亦有所降低；为消除上述缺点，近年来广泛采用了弹性从动片的传力方式9。本次采用了弹性从动片的传力方式。4.3.1.2压盘几何尺寸的确定由于摩擦片的尺

26、寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。压盘外径D=200 压盘内径d=140压盘的厚度确定主要依据以下两点：（1）压盘应有足够的质量在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而每次结合的时间又短（大约在3秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。 由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量以吸收热

27、量。（2）压盘应具有较大的刚度压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。 鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚（载重汽车上一般不小于15），但一般不小于10压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170227HBS。在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为154.3.2 传动片设计4.3.2.1相关参数的初选压盘通过从动片与离合器盖相连而被驱动。对从动片的功能要求决定了它与压盘、离合器盖的连接方式及布置方法，一端用铆钉固定在压盘上，另一端用螺钉与离合器盖相

28、连，沿圆周切向布置，一般布置34 组，每组 34 个弹性薄片组成，片厚一般为 11.2mm，保证其有足够的轴向弹性和强度。4.3.2.2传动片的初选5，6传动片初选为 3 组，每组 3 片，宽度b =15mm；厚度 =0.5mm；传动片上两孔之间距离=40mm；孔的直径d =5mm；传动片切向布置，圆周半径R =80mm；材料的弹性模量 。4.3.2.3传动片强度校核膜片弹簧离合器中，传动片受力较为复杂，可由以下三种极端情况进行校核：（1）离合器彻底分离。依据设计要求可知，传动片轴向变形量=0，其作用力P =0；不传递力矩，拉力F =0；所以从动片中应力=0。（2）压盘、膜片弹簧和离合器盖组装

29、成总成。传动片轴向变形量最大值 在此时取得，不考虑膜片弹簧变形引起的 的略微减小，此时可根据结构布置的尺寸链初步得到值，因不传递力矩，此时F =0，最大应力可由下式得到 （4-3）式中，h为传动片厚，E为材料弹性模量。通过分析计算可知=3.8mm； = -1.5 =32.5mm；带入相关数据，可由式 4-3计算得到此时最大应力值： =1079 。（3）离合器传递转矩且摩擦片磨损到极限。此时，传动片轴向变形量较上述小，通过尺寸链计算可得 =2.4mm；但传动片受力传扭，其应力最为复杂，可有正向驱动、反向驱动两种情况，若统一取，则正向驱动应力公式为： （4-4） 带入数据，可由式 4-4 计算得到

30、正向驱动时最大应力： =58.8 ； 反向驱动应力公式为： （4-5） 带入数据，由式 4-5 可计算得反向驱动时最大应力：=1304.6 。由以上计算可知反向驱动时最为危险，由于在取计算载荷时比较保守，因此传动片的许用应力可取其屈服极限。鉴于以上传动片应力状况，材料选择为 80 号钢。4.3.3 分离轴承选型分离轴承在工作中主要承受轴向力，在分离离合器时由于轴承旋转产生离心力而形成其径向力；故离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。前者适用于高转速低轴向负荷，后者则适用于相反情况。分离轴承与分离杠杆之间有沿圆周方向的滑磨，而当两者旋转中心不同时也伴有径向滑磨。为了消除不同心导致的磨

31、损并使分离轴承与分离杠杆内端接触均匀，膜片弹簧离合器广泛采用自动调心式分离装置。该装置由内圈旋转轴承、轴承罩、波形片簧及分离套筒组成。由于轴承与罩、轴承与套筒之间都有足够的径向间隙以保证分离轴承相对分离套筒可以径向移动 1mm左右，当膜片弹簧相对分离套筒有偏斜时，波形片簧能产生变形，允许分离轴承产生相应偏斜，保证膜片弹簧仍然能够被均匀压紧，防止膜片弹簧分离指处得异常磨损并减少噪音；另外，由于分离指与直径较小的轴承内圈相接触，增大了膜片弹簧的杠杆比。 4.3.4 离合器的散热通风措施试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过 C时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器

32、盘，工作表面的瞬时温度一般在C以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到 。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果，故不需作另外设置。5 扭转减振器和膜片弹簧的设计与优化5.1扭转减振器的功能弹性元件和阻尼装置是组成扭转减振器的主要元件，具有以下功能：（1）降低曲轴和传动系接合部分的扭转刚

33、度，调谐传动系扭振固有频率。（2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，衰减冲击瞬间扭振。（3）消减怠速时离合器与变速器轴系的扭振、变速器怠速噪声、主减速器与变速器的扭振及噪声。 （4）缓和非稳定工况下传动系的扭振冲击，改善离合器接合平顺性。 5.2.扭转减振器主要参数选择与设计计算离合器从动盘上扭转减振器的性能参数计算： （1）确定发动机飞轮处激振力矩谐量和发动机工作转速范围的频谐； （2）选择车辆传动系动力学计算模型，写出计算模型的运动方程，并确定计算模型中有关车辆的惯性参数和弹性参数，同时要对扭转减振器的特性进行初步估算； （3）选择不同的摩擦力矩，使用计算机根据计算模型作数值模拟计

34、算，确定最佳摩擦力矩，依据是，考虑在各档下发动机的所有工况，在变速器输入轴上的弹性力矩幅值为最小； （4）确定预紧力矩 （5）有摩擦力矩、极限力矩和预紧力矩，确定减振弹簧的布置尺寸及几何尺寸，确保减振弹簧有足够的使用寿命； （6）减振器的扭转刚度 和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩 是两个主要参数，决定减振器的减振效果；其设计参数还包括极限转矩 、预紧转矩 和极限转角 等。极限转矩减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙所能传递的最大转矩就是极限转矩，与发动机的最大转矩有关并且受限于减振弹簧的许用应力等因素，一般可取： （5-1） 对于乘用车，系数取1.5。则由式 5-1 计算得=1.5 1.515

35、5232.5（Nm）减振弹簧的位置半径的尺寸应尽可能大，一般取： （5-2）则取=0.60 =0.60140/2=42(mm)，可取为=42mm。 所以d-2 14024256mm50mm 故符合d2 +50mm的优化条件 减振弹簧个数 参照表 5-1 选取。表 5-1 减振弹簧个数选取摩擦片外径D/mm225250250325325350350466881010由表可知，摩擦片外径D250mm时，=46。此次设计取=4。扭转刚度 是减振弹簧的线刚度和其结构布置尺寸的关键因素。假设有一个直径为2 的圆，而减振弹簧分布在该圆周上，当从动片与从动盘毂产生相对转动，转过的弧度为 时，弹簧相对应变形量

36、为 。此时所需加在从动片上的转矩为： （5-3）式中，K为每个减振弹簧的线刚度(N/mm)； 为减振弹簧个数；为减振弹簧位置半径(m)。根据扭转刚度定义， ，则 （5-4）式中，为扭转角刚度（Nm/rad）。设计可按经验公式：13 进行选择。选13 13232.53022.5（Nm/rad）。阻尼摩擦转矩合理选择阻尼摩擦转矩能在发动机工作转速范围内最有效地消振。所以应该从下式进行选择： （5-5）从上式可知，取=0.1 =0.1155=15.5(Nm)预紧转矩 减振弹簧在安装的过程中需要有预紧。我们知道， 增加的时候共振频率就会向减小频率的方向移动，这是有利的。但是不应大于 ，否则在反向工作时

37、，扭转减振器将提前停止工作，所以取： （5-6）Tn满足以下关系：Tn（0.050.15） 且Tn 15.5 Nm而Tn（0.050.15） 7.7523.25 Nm 则初选Tn16Nm减振弹簧总压力 当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值 时，减振弹簧受到的压力 为： （5-7）由式 5-7 计算得减振弹簧总压力： =5535.7N。极限转角 减振器从预紧转矩增加到极限转矩 时，从动片相对于从动盘毂的转角即极限转角 ，可由下式求得： （5-8）式中， 为减振器的工作变形量。 通常取312，对汽车平顺性要求高或发动机工作不均匀时， 取上限。此次设计选取=12。5.3

38、膜片弹簧基本参数的选择5.3.1比值H/h和h的选择要准确选择比值H/h可以获得比较理想的特性曲线并获得最佳的使用性能，因为H/h的选择对膜片弹簧的弹性特性有着很大的影响。膜片弹簧的弹性特性由碟簧部分决定，与自然状态下内锥高H及弹簧钢板厚h有关。不同的H/h值有不同的弹性弹性（见下图），当 (H/h)2 ，特性曲线有一段负刚度区域，即随着变形增加载荷反而减小；该特性很适于作为离合器的压紧弹簧，可以利用其负刚度区使分离离合器时载荷下降，以达到操纵省力的目的。图 5-2 H/h对膜片弹簧弹性特性的影响9而实际的工作要求中，兼顾操纵简单和压紧力的落差不致过于灵敏，离合器膜片弹簧一般取 1.5(H/h

39、)2，板厚h为 24mm。取h =2.5mm，H/h =2，得H =5mm，h =2.5mm 。5.3.2 R和R/r值的选择要根据结构的要求和摩擦片的尺寸大小来选择膜片弹簧的大端半径R，R/r的选定影响材料利用效率，该比值越小，则弹簧材料的利用效率越好。对于汽车离合器膜片弹簧，通常取R/r =1.21.3。此次设计取R/r =1.25，r大于摩擦片平均半径Rc，其中： （5-9）由式 5-9计算得Rc=85mm，故取r =86mm；因为1.25r =107.5，故取R =108mm。5.3.3 膜片弹簧在自由状态下圆锥底角的选择应在1014范围内。 ， 符合要求。5.3.4 分离指数目n和切

40、槽宽 、 及半径re的选取 分离指的数目n常取为18；=3.23.5mm；=910mm；re的取值应满足（r-re） 要求。取分离之数目n =18， 3.2mm, =10mm；为re满足r -re，取rer - =86-10=76mm，可取：re76mm。5.3.5 膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径 的确定 由离合器结构决定，膜片弹簧小端内径最小值应大于变速器第一轴花键的外径 ； 应大于。由2，则取15mm,再取分离轴承18mm。5.3.6压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定r1和R1的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于r且尽量接近r；R1应略小于R且尽量接近于R。故选择：

41、r1 87mm，R1 107mm。5.3.7膜片弹簧工作点位置的选择汽车离合器膜片弹簧特性曲线如图 5-3 所示，选择好曲线上的几个特定工作点的位置很重要。曲线上拐点H对应膜片弹簧压平位置，且。图 5-3 膜片弹簧工作点位置图2新离合器处于接合的时候，一般在点M与点H之间选取膜片弹簧工作点B，为了保证其压紧力从P1B到P1A变化不大，摩擦片在最大磨损限度 范围内应该选取 。膜片弹簧在分离的情况下点从B变到C，而C点之所以要靠近N点。是为了尽量地减小踏板力。 5.4 膜片弹簧强度计算5.4.1 P-图碟形弹簧的形状如以锥型垫片，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构

42、的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F1表示，加载点间的相对变形（轴向）为1，则压紧力F1与变形1之间的关系式为: （5-10）式中： E弹性模量，对于钢， 泊松比，对于钢，=0.3 H膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度 h弹簧钢板厚度 R弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径r弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径R1压盘加载点半径r1支承环加载点半径表5-2膜片弹簧弹性特性所用到的系数RrR1r1Hh108861078752.5代入（3.10）得 （5-11）对（3.11）式求一次导数，可解出1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点。凸点： mm时， N凹点：mm时， N