北京切诺基越野汽车离合器设计

第1章 绪 论

1.1 离合器的设计要求

在任何条件下行驶，既能可靠的传递的发动机最大转矩，并有适当的转矩储备,有能防止传动系过载，接合时要完全，平顺，柔和，保证汽车起动时没有抖动和冲击，分离时要迅速，彻底，从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时的变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减少同步器的磨损。应有足够的吸热能力和良好的通风能力，以保证工作时的温度不致过高，延长其使用寿命。应能避免和衰减传动系的扭转与振动，并且具有吸收振动，缓和冲击和降低噪声的能力。操纵轻便，准确，以减轻驾驶员的疲劳。作用在从动盘的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。具有足够的强度与动态平衡，以保证其工作可靠，使用寿命长。结构简单，紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装，维修，调整方便等。[1]

1.2 离合器的工作原理

当离合器工作时，发动机飞轮是离合器的主动部件，带有摩擦片的从动盘和从动盘毂借滑动花键与变速器第一轴（离合器从动轴）相连。压紧弹簧将从动盘紧在飞轮端面上。发动机转矩即靠飞轮与从动盘接触面之间的摩擦作用而传到从动盘上，在由此经过变速器的第一轴和传动系统中一系列部件传给驱动轮。压紧弹簧的压紧力越大，则离合器所能传递的转矩也越大。

由于汽车在行驶过程中需经常保持动力传递，而中断传动只是暂时的需要，所以汽车离合器的主动部分和从动部分应经常处于接合状态。摩擦副之间采用弹簧作为压紧装置即是为了适应这一要求。欲使离合器分离时，只要踩下操纵机构中的离合器踏板，套在从动盘毂环槽中的拨叉便拨动从动盘，克服压紧弹簧的压力向右移动而与飞轮分离，摩擦副之间的摩擦力消失，从而中断了动力传递。

当需要重新恢复动力传递时，为使汽车速度和发动机转速的变化比较平稳，应该适当控制放松离合器踏板的速度，使从动盘在压紧弹簧的压力作用下向左移动，与飞轮恢复接触，二者接触面间的压力逐渐增加，相应的摩擦力矩也逐渐增加。当飞轮和从动盘接合还不紧密，摩擦力矩比较小时，二者可以不同步旋转，即离合器处于打滑状态。随着飞轮和从动盘接合紧密程度的逐步增大，二者的转速也渐趋相等。直到离合器完全接合而停止打滑时，汽车速度才与发动机转速成正比。[2]

摩擦离合器所能传递的最大转矩取决于摩擦副间的最大静摩擦力矩，而后者又取决于摩擦间的压紧力、摩擦因数以及摩擦面的数目和尺寸。因此，对于结构一定的离合器来说，最大静摩擦力矩是一个定值。当输入转矩达到此值时，则离压合器出现打滑现象，因而限制了传给传动系统的转矩，以防止超载。

由上述工作原理可以看出，摩擦离合器主要由主动部分、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接合状态并能传递动力的基本结构，而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置。

在保证可靠的传递发动机最大转矩的前提下，离合器的具体结构应能满足主、从动部分分离彻底，接合柔和，从动部分的转动惯量要尽可能小，散热良好，操纵轻便，良好的动平衡等基本性能要求。

1.3 离合器的分类

根据所用压紧弹簧布置位置的不同，可分为周布弹簧离合器、中央弹簧离合器和周布斜置弹簧离合器；根据所用压紧弹簧形式的不同，可分为圆柱螺旋弹簧离合器、圆锥螺旋弹簧离合器和膜片弹簧离合器。[3]

膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有碟形结构的碟形弹簧，主要有碟形弹簧部分和分离指部分组成。

膜片弹簧两侧有钢丝支撑圈，借6个膜片弹簧固定钉将起安装在离合器盖上。再离合器盖没有固定到飞轮上时，膜片弹簧不受力，处于自由状态。此时离合器盖与飞轮安装面之间有一距离。当将离合器盖用连接螺钉固定到飞轮上时，由于离合器盖靠近飞轮，后钢丝支撑圈则压向膜片弹簧使之发生弹性变形，膜片弹簧的圆锥角变小，几乎接近于压平状态。同时，在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力，使离合器处于接合状态。当分离离合器时，分离轴承作移，膜片弹簧被压在前钢丝支撑圈上，其径向截面以支撑圈为支点右移，膜片弹簧变成反锥形状，使膜片弹簧大端右移，并通过分离弹簧钩拉动压盘使离合器分离。

1.4 膜片弹簧离合器的优点

1、膜片弹簧具有较理想的非线性弹簧特性，弹簧压力在摩擦片的磨损范围基本保持不变，因而离合器在工作中能保持传递的转矩大致不变，相对圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降，离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低的踏板力。对于圆柱螺旋弹簧，其压力大大增加；

2、磨片弹簧兼压紧弹簧与分离杠杆的作用，结构简单，紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；

3、高速旋转时，弹簧压紧力降低很小，性能稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力则降低明显；

4、磨片弹簧以整个圆周与压盘相接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好磨损均匀；

5、易于实现良好的通风散热，使用寿命长；

6、磨片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性。[2]

1.5 设计内容

由于膜片弹簧离合器，具有零件数目少，重量轻，非线性特性好，操纵轻便等优点，且制造膜片弹簧的工艺水平在不断提高，所以本文将设计推式膜片弹簧离合器。

本设计以北京切诺基汽车各项参数和性能为设计基础，所选定汽车发动机提供的最大转矩Temax为200Nm。

第2章 离合器基本参数的选择

2.1 离合器基本性能关系式

离合器的基本功能之一是传递力矩，因此离合器转矩容量是离合器最为基本的性能之一。通常它只能用来初步定出离合器的原始参数、尺寸，它们是否合适最终取决于试验验证。

根据摩擦力矩公式

(2.1)

式中：Tc—离合器静摩擦力矩；β—后备系数；f—摩擦因数；Z：摩擦面数；po—单位压力；D—摩擦片外径；c—内外径之比。

有了上面的关系式，对于一定的离合器结构而言，只要合理选择其中的参数，并能满足上面的关系式，就可估算出所设计的离合器是否合适[4]。

2.2 离合器后备系数的选择

后备系数β是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。

显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨时间过长，不宜选的太小；为是离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，不宜选的太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选的小一些；当使用条件恶劣、需要拖带挂车时，为提高起步能力，减少离合器滑磨，可选的大一些；汽车总质量大，也应选得越大。

在选择β时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。其数值按表2.1选取，而设计本车的离合器其β要求比较的大，初步选择为1.60。

2.3 摩擦材料中单位压力和摩擦因数的选择

石棉基摩擦材料的密度小，制造容易、价格低廉等优点，但受工作温度、单位压力、滑磨速度影响大，主要用于中、轻载荷的工作条件下，而粉末冶金材料的传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数高，故在选择摩擦片材料是粉末冶金材料中的铁基[5]。初选po根据表2.2中可得：为0.5MPa，f为0.5。

2.4本章小结

在离合器的基本性能关系式中我们得知要用到后备系数；摩擦因数；单位压力等一些参数。通过查阅资料，工具用书，图表等我能、我们可以对一些参数取值。为我们接下来的设计计算提供一定帮助。

第3章 离合器从动盘总成设计

3.1 摩擦片的设计

摩擦片设计要求：

①摩擦因数较高且较稳固，工作温度，单位压力，滑磨速度的变化对其影响要小；

②具有足够的机械强度与耐磨性；

③密度要小，以减少从动盘的转动惯量；

④热稳定性好，在高温下分离出粘合剂力，无味，不易烧焦；

⑤磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面；

⑥接合时应平顺，而不产生“咬合”或“抖动”现象；

⑦长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。

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。石棉基摩擦材料具有摩擦因数较高、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定、摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，故目前主要应用于中、轻载荷下工作。由于石棉在生产和使用过程中对环境有影响，对人体有害，故以玻璃纤维、金属纤维来代替石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，接合平顺性较差，主要应用于载荷质量较大的商用车上。

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，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力；但更换摩擦片困难，且使从动盘难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。

摩擦片材料：粉末冶金材料（其具有传热性好，热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高而且稳定、能承受的单位压力较高及寿命较长等优点）。

摩擦片与 从动片的连接方式：铆接（因具连接可靠、更换摩擦片方便、适宜在从动盘上安装波形片而采用）。

摩擦片基本尺寸的确定。摩擦片外径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有一定的关系。根据公式3.1：

(3.1)

式中：Temax—发动机最大转矩；β—后备系数；f—摩擦因数；Z：摩擦面数；po—单位压力；D—摩擦片外径；c—内外径之比

得到D=240mm。

计算离合器的外径D同时参考经验公式3.2：

(3.2)

式中：A—参考系数；D—摩擦片外径；Temax—发动机最大转矩；

A取47，计算得到D=234mm。

初选D以后，还需根据摩擦片尺寸的系列化和标准化进一步确定[6]。

查找标准(GB1457—74)的规定：

最终确定：外径D=250mm；内径d=155mm，内外径之比c=0.620，单片面积F=30200mm2 。

对摩擦片的厚度h，我国以规定了3种规格：3.2mm，3.5mm，4mm，这里选择厚度为3.5mm。

(2)摩擦片的校核。在初步确定完摩擦片的基本尺寸后，要对摩擦片校核：

1)摩擦片外D(mm)的选择应使最大圆周速度vD不超过65～70m/s：

(3.3)

式中：nemax—发动机的最高转速（r/min）；

当nemax取6 000时，代入可得：

vD=70 ≤ 65～70m/s。

2)摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70 范围内：

c=0.620∈｛0.53～0.70｝。

3)保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，β应在1.2～1.75之间，代入式2—1：

β= Tc/ Temax=1.60∈｛1.20～1.75｝。

4)为了减少汽车起步过程中的离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值，即：

(3.4)

式中：ω—单位摩擦面积滑磨功(J/mm2)；[ω] —其许用值0.4 J/mm2；W—汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功(J)，可以根据下式计算：

(3.5)

式中：ne—发动机转速，取2 000r/min；ma—汽车总质量(kg)，取1 200kg；rr—汽车轮胎滚动半径(m)；ig—汽车起步时所用变速器档位的传动比；数值取3.8；i0—主减速器传动比，取4.2。

各个数值代入3—5式得到：W=14 983J。

把W=14983J和摩擦片的各个数值代入式3.4，得：

=0.338J/mm2≤[]=0.4J/mm2。

经过校核可知，摩擦片的设计符合相应的设计要求[7]。

3.2 从动盘毂的设计

从动盘数及干、湿式的选择单片干式摩擦离合器，这是因为结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性能好，采用轴向有弹性的从动盘时也能接顺平和等优点符合离合器的设计要求

发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，花键之间为动配合，在离合器分离和结合的过程中，从动盘毂就能在花键轴上自由滑动。我国生产的离合器，其从动盘毂花键多用SAE标准，其有关尺寸见表

表3.2 从动盘毂花键的尺寸

查表3.2，可选花键尺寸如下齿数n=10、外径mm、内径=28mm、齿厚=4mm、有效齿长l=35mm

花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。

花键的挤压应力j：

(3.6)

式中：Temax—发动机最大转矩；D—花键毂的外径；d—花键毂的内径；n—花键毂的齿数；l—花键毂的有效长度。

从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应大于30MPa。

从动盘毂采用锻钢（40Cr），采用调质处理，表面和心部硬度在26～32HRC。提高花键内孔表面硬度和耐磨度，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及从动片配合处，应进行高频处理。

3.3 从动片和波形弹簧片的设计

设计从动片，要尽量减轻其重量，并使其质量的分布可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了减小转动惯量，从动片做的比较薄，一般在1.3mm—2.2mm。根据设计的需要采用从动片的厚度为2mm，材料为中碳钢板（50号），表面硬度为35～40HRC，结构采用分开式弹性从动片结构。

波形片材料采用65Mn，厚度为0.7mm，硬度为40～46HRC，并经过表面发蓝处理。

3.4 扭转减振器的设计

1，扭转减震器的组成与功能

扭转减震器主要由弹性元件、阻尼元件等组成。弹性元件的作用是降低传动系的手段扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶段固有频率，改变系统的故有振型，使其尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的作用是有效地耗散振动能量。因此，扭转减震器具有如下功能；

（1）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，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，并衰减因冲击而产生的瞬态频率。

（3）控制动力传动系统总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭转及噪声。

（4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。

2，扭转减震器的的扭转特性

扭转减振器具有线性和非线性两种特性。单级线性减振器的扭转特性：其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。当发动机为柴油机时由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮间的敲击，从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。在扭转减振器中，另设置一组刚度较小的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声。此时可得到两级非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠速级；第二级的刚度较大。在柴油机汽车中，目前广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。

3，由于发动机传到汽车传动系中的转矩是周期地不断变化的，从而使传动系统产生扭转振动。若振动频率与传动系的自振频率相重合会发生共振，影响传动系中零件的寿命。为避免共振，缓和传动系所受的冲击载荷，在许多汽车的传动系统中装设了扭转减振器，且大多数将扭转减振器附装在离合器的从动盘中[8]。

a b

图3.1 扭转减振器工作示意图

a—静止状态；b—工作状态

1、2—减振弹簧；3—从动盘本体；4—阻尼片；

离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动。动盘本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。因为有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和。传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来[9]。

扭转减振器的设计计算着重于减振弹簧。

(1)减振弹簧的材料。选用60Si2MnA弹簧钢丝。

(2)减振弹簧个数Zj的选取。根据表3.3，由于D=250mm，所以Zj取6。

(3)减振弹簧的位置半径R0。减振弹簧的位置半径R0一般取(0.60～0.75)d/2,同时为了保证离合器可靠的传动发动机的转矩，减振弹簧位置直径2R0约小于摩擦片内径约50mm，所以取R0=55mm。

(4)极限转矩Tj。极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取：

Tj=(1.5～2.0)Temax (3.7)

式中：Temax—发动机最大转矩；Tj—极限转矩。

本车取相应系数为2.0，所以Tj=400Nm。

(5)扭转角刚度k 。为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度k，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。k取决于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸：

k=KZjR02×103 (3.8)

式中：K—每个减振弹簧的线性刚度(N/mm)；Zj—减振弹簧的个数；R0—减振弹簧位置半径(m)。

减振器的角刚度既要满足传递足够大的转矩的要求，又要满足为了避开共振而尽量降低其值的要求，这在实际上是做不到的。因此，减振器的角刚度k的最后确定，常常是结构所允许的设计结果，设计时选k为：k ≤13Tj。

由于设计的是越野车的发动机，常工作时的转速是较高的，且保证发动机的工作较稳定，所以选择k较小，取k=10Tj=4 000Nm。

这样每个弹簧的线性刚度为K= k/(KZjR02)=2.1×106 N/mm。

(6)阻尼摩擦转矩T。由于减振器扭转刚度k受结构及发动机最大转矩的限制，不肯能够很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器的阻尼摩擦转矩T，一般可选：

T=(0.06～0.17)Temax (3.9)

式中：T—阻尼摩擦转矩；Temax—发动机最大转矩。

按经验选T=0.12Temax=24N。

(7)预紧转矩Tn。减振弹簧在安装时都有一定的预紧力。研究表明，Tn的增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但Tn不应大于T，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取：

Tn=(0.05～0.17) Temax (3.10)

式中：Tn—预紧转矩；Temax—发动机最大转矩。

取Tn=0.10Temax=20N。

(8)极限转角j。减振器从预紧转矩Tn增加到极限转矩Tj时，从动片相对从动盘毂的极限转角j为

(3.11)

式中：j —极限转角；R—减振弹簧位置半径；l—减振弹簧的工作变量。

j通常取3o～12o，由于设计的乘用车的离合器，所以对发动机的平顺性要求较高，所以j取9o。

3.5本章小结

从动盘对离合器来说是一个十分重要的部件它由摩擦片；从动盘毂；从动片；波形弹簧片；扭转减震器等部件组成。所以其设计的好坏对离合器的总体性能起着决定

性的作用，因此在设计过程中我们要对其各项结论精细的计算和校核，使其达到预期标准。

第4章 离合器压盘总成设计

4.1 压盘的设计

压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮有一定的联系，但这种联系有应允许压盘在离合器分离过程中自由的做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。压盘和飞轮间常用的连接方式有凸台式、键式和销式。但这些连接方式在离合器分离和结合的过程中，由于传力零件之间有摩擦，将降低离合器操纵部分的传动效率。

为了消除上述缺点，在设计中采用传力片式。

在离合器的基本参数选定后，压盘的基本尺寸应和摩擦片的外径和内径相同，确定压盘的厚度应符合下面四点要求。

(1)压盘应具有较大质量，以增大热容量，减少温升。应用下式校核压盘的一次接合的温升：

(4.1)

式中：t—压盘温升(oC)；c—压盘的比热容，铸铁：c=481.4J/(kg·oC)；m—压盘质量(kg)，经计算约为4.2kg；W—汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功(J)，经上面计算得W=14 983J；—传到压盘的热量所占的比例，对于单片离合器压盘：=0.5。

根据式4—1得：t=3.7 oC≤8 oC。

(2)盖的膜片弹簧支撑处应具有高的尺寸精度，否则回造成分离不彻底；

(3)压盘应具较大的刚度。能使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减少受热后翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离[8]。

(4)为了便于通风散热，防止摩擦片表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗口，或在盖上加通风扇片，本设计采用前者。

与飞轮保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度不低于15～20g·cm

基于以上四点，选取压盘的厚度为12mm。

由于压盘的形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，所以采用灰铸铁，采用HT300，硬度为170～227HBS，另外添加少量的金属元素（镍铁合金）以增加其机械强度[10]。

4.2 离合器盖的设计

(1)离合器盖结构设计要求。应具有足够的刚度，否则将影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此可采用如下的措施：适当的增大盖的板厚，使钢板厚度达到4mm；在盖内的圆周处翻边。

离合器盖应和飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作，其膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。

(2)离合器盖的材料。由于设计的离合器是乘用车用的，所以离合器盖的加工工艺为冲压制造，所以采用的是4mm的10号钢板冲压而成[11]。

4.3 传力片的设计

传力片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可以利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。

传力片为3组，每组2片，每片厚度为0.8mm，由65Mn的弹簧钢带制成。在布置传力片时要注意，通常情况下传力片应该受拉力[11]。

传力片的校核：

用公式4.2计算传力片的有效长度：

(4.2)

式中：l１—传力片的有效长度；l—传力片上两孔之间的距离；—孔的直径。

用公式4.3计算传力片的弯曲总刚度：

(4.3)

式中：E—传力片材料的弹性模量；—截面惯性矩；n—为传力片数量；i—传力片的组数；l１—传力片的有效长度。

用公式4.4计算压盘和离合器盖组装时的最大应力：

(4.4)

式中：σmax—最大应力值；W—传力片的截面系数；n—传力片数量；i—传力片的组数； l１—传力片的有效长度；P—传力片作用力的大小。

带入数值计算得到913MPa

离合器传扭时分为正向驱动和反向驱动，用公式4.5计算正向驱动时的最大应力:

=204.5MPa≤913MPa (4.5)

式中：σmax—最大应力值；W—传力片的截面系数；n—传力片数量；i—传力片的组数； P—传力片作用力的大小；b—传力片的宽度；l１—传力片的有效长度；h—传力片厚度；R—传力片的圆周半径；fmax—传力片轴向变形力最大值；Temax—发动机最大转矩。

用公式4.6计算反向驱动时的最大应力:

=823.5 MPa≤913MPa (4.6)

式中：σmax—最大应力值；W—传力片的截面系数；n—传力片数量；i—传力片的组数； P —传力片作用力的大小；b—传力片的宽度；l—传力片的有效长度；h—传力片厚度；R—传力片的圆周半径；fmax—传力片轴向变形力最大值；Temax—发动机最大转矩。

可见，传力片的设计符合要求。

4.4本章小结

通过资料的学习我们可知压盘的驱动方式有很多种如，传力销式；键式等。但是，在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵部分的传动效率。为了消除上述缺点，近年来广泛采用了弹性传动片的传力方式。所以本设计也采用此方式作为此压盘的驱动方式。

第5章 膜片弹簧设计

5.1 膜片弹簧的初选

设计膜片弹簧，一定要初步选定其全部尺寸，然后进行一系列的验算，最后优选出合适的尺寸[12]。

图5.1 膜片弹簧的基本尺寸

膜片的外径R的大小约为摩擦片的平均半径，即(D+d)/4，所以R的初选为106mm，

根据表5—1和图5—1以及R的大小，选择膜片弹簧的以下数值[13～15]：

大端半径：R=120mm；

碟簧部分内径：r=100mm；

碟簧在自由状态下的内锥高：H=14mm；

膜片钢板厚度：h=2.45mm；

膜簧压盘加载点半径：R1=118mm；

膜簧支承环加载点半径：r1=99mm；

小端内径r0=25mm；

分离加载半径：rf=35mm；

分离指舌尖切槽宽：δ1=3.4mm；

分离指舌根切槽宽：δ2=10mm；

分离指舌部最宽处半径：re=75mm。

5.2 膜片弹簧的分析

图5.2 膜片弹簧的特征曲线

膜片弹簧由于它的变形和载荷关系并不成线性关系，在压紧状态时，通过支承环和压盘在膜片弹簧上的载荷F1(N)集中在支承处，加载点相对轴向变形1(mm)的弹簧的弹性特征如下式：

(5.1)

式中：材料的弹性模量(MPa)，对于刚材料：E=2.1×105MPa；—材料的泊松比，对于钢：=0.3；H、h、R、r、R1、r1代表均是图5—1中的含义[16～18]。

当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化，从支承环和压盘的加载点转移到支承环和分离轴承的加载点，设分离轴承的加载的力为F2(N)，则有如下的关系：

(5.2)

把上式代入式5.1则

F1与膜片弹簧末端变形1关系为

(5.3)

根据图5.2中的膜片弹簧的弹性特征曲线，M和N点为曲线的一阶导数点为0点，而中间的H点位曲线的拐点，即为曲线的二阶导数点为0点，所以：

(5.4) (5.5)

当=0时，得：

(5.6)

式5.6代入R、r、R1、r1得1=2.16mm，即1H=3.24mm

而B点为膜片弹簧压紧状态的而1B：0.81H≤1B≤1H则选1B=3mm

当=0时，得

(5.7)

式5—7代入R、r、R1、r1得1=2.25mm和4.28mm，即1M=2.25mm，1N=4.28mm。而A点为摩擦片在最大磨损的情况下的膜片弹簧的弹性变形，其：

=1B－1A=ZcS0

式中：Zc—离合器的摩擦片摩擦片表面数目，单片Zc=2；S0—每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为S0=0.5～1mm。

根据摩擦片的特点，=1.6mm，也就是1A=1.4mm。而C点为离合器彻底分离的的点，其1C略大于1N，所以1N=4.4mm。

将1B，1A，1C分别代入：得F1B=442.5N，F1A=453N，F1B=98.1N，得到压紧时的力为453N，分离轴承的分离终端时的用力为98.1N。

5.3 膜片弹簧的校核

在图5.1中，在Ⅰ点所受的应力是最大的，应对其进行许用应力的校核：

(5.8)

(5.9)

(5.10)

式中：tI—I点的弯曲应力(MPa)；rI—I点的切向压应力(MPa)；jI—I点的当量应力(MPa)；e—中性点的半径(mm)，e=(R－r)/ln(R/r)；—离合器撤离分离时膜片弹簧相对于自由状态时的转角；F2—分离时的分离轴承的力；[jI]—材料的当量应力的许用值，采用60Si2MnA时，[jI]=1500～1700MPa[19，20]。

经过计算代入，jI=tI－rI=1785MPa－352.8MPa=1432.2MPa ≤ [jI]

校核得知，膜片弹簧的设计在允许的范围内，设计是合理的。

5.4 膜片弹簧的材料以及制造工艺

材料使用优质弹簧钢（60Si2Mn）,并进行热处理，特别要注意表面不能有伤痕。为了避免应力集中，在内圆周部位的下面要进行倒角。倒角的半径值为R=1～2mm；为了减少弹簧的离散性，同时为了控制支承点处的间隙，要求板厚有较高的精度；为了防止膜片弹簧在循环载荷的作用下，产生弹簧的弹力下降（疲劳变形），一般采用下面的方法处理：①强压处理②喷丸处理

国内膜片弹簧一般采用60Si2Mn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位移，使其超过3～8次，以产生一定的塑性变形，从而使膜片弹簧的表面产生与使用状态的反方向的残余应力而达到强化的目的。一般来说，经强压处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命5%～30%。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默片弹簧表面，使表层产生塑性变形，从而形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高承载能力和疲劳强度。

为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火、喷镀铬合金和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。

膜片弹簧表面不应有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分硬度一般为45～50HRC，分别指端硬度55～62HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大与3个单位。碟簧部分应为均匀的回火屈氏和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不超过厚度的3%。膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11，厚度公差为±0.025mm，初始底锥角公差为±10。膜片弹簧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。

5.5本章小结

通过初选，我们可以初步确定膜片弹簧的各个尺寸，用公式分析计算可得知初选的尺寸是否合理，最后通过校核，我们得到了符合本设计要求的膜片弹簧。

第6章 离合器的滑磨及热工况

6.1 工况分析

图6.1给出的是汽车起步时的工作过程。在汽车起步前，首先要踩下离合器踏板使离合器主从动部分分离，在挂如变速器低档。这时，离合器主动部分的角速度与发动机的角速度一致，为点；从动部分经过传东西与车轮相连，其角速度为零。起步时死机逐渐放松离合器踏板并逐渐踏下油门踏板。这时，可将离合器的接合过程分为两个阶段：

图6.1 汽车起步时离合器的工作过程简图

第一阶段：时间从0到，由于小于，故从动部分的角速度仍为零，汽车不动，但离合器开始滑磨。

第二阶段：时间从到，此时由于大于，汽车开始起步，从动部分的角速度迅速上升，而发动机的角速度由开始上升到B点后变为迅速下降，到时刻，主、从动部分的角速度达到一致时候，离合器的滑磨停止，其整个接合过程结束。为滑磨时间。

换算到离合器从动部分上的汽车阻力矩为：

（6.1）

式中 ——汽车总质量，1820㎏；

——挂车总质量；

——车轮滚动半径， =0.31725m；

——汽车的行驶阻力系数，取=0.1；

——传动系的传动比， =·=3.778×4.235=16；

——传动系的传动效率， =0.9；

——重力加速度。

由式（6.1）可得=392.1N·m

图6.2为研究汽车起步时离合器接合过程的力学模型。其中为发动机旋转部分（主要是飞轮）和离合器主动部分的转动惯量；为汽车及挂车的总平移质量换算到离合器从动轴上的转动惯量（这里忽略了自离合器从动盘到驱动轮之间全部旋转件的转动惯量）。

图6.2 摩擦离合器接合过程的力学模型

为了确定滑磨功，先建立力学模型所示系统质量运动的微分方程：

（6.2）

其中可由下式确定；

而离合器从动部分的角速度为

（6.3）

所以得：

（6.4）

飞轮的转动惯量： 初估算飞轮的质量为4.5㎏。因此飞轮的转动

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