汽车设计课程设计起亚智跑汽车离合器课程设计.docx

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1、汽车设计课程设计论文起亚智跑2.0GL MT离合器设计设 计 者:廖续峰学 号:0914040105指导教师:周萍班 级:车辆一班目录第一章 绪论31.1 前言31.2 课程设计目的31.3 设计要求31.4 设计步骤4第二章 离合器方案的确定52.1 车型分析52.2 方案选择5第三章 离合器基本参数的确定63.1 离合器后备系数63.2 单位压力P063.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b73.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t8第四章 离合器基本参数的优化134.1 摩擦片外径D94.2 摩擦片的内、外径比c94.3 后备系数94.4 摩擦片内径d94.5 单位摩擦面积传递的转矩Tc

2、094.6 单位压力p0104.7 离合器单位摩擦面积滑磨功10第五章 离合器零件的结构选型及设计计算115.1 从动盘总成设计115.1.1 从动盘总成的结构型式的选择115.1.2 从动片结构型式的选择125.1.3 从动盘毂的设计125.2 离合器盖总成设计135.2.1 离合器盖设计135.2.2 压盘设计145.3 离合器分离装置设计145.3.1 分离轴承145.3.2 分离套筒155.4 膜片弹簧的设计155.4.1 膜片弹簧基本参数的选择155.4.2 膜片弹簧材料及制造工艺175.5 扭转减振器185.5.1 扭转减振器的功用185.5.2 扭转减振器组成185.5.3 减振

3、器的结构设计19第六章 谢辞23第七章 参考资料24第一章 绪论1.1 前言对于内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。目前，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操作机构等四部分。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其主要功用是：切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系统平顺地结合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系统分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；

4、在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系统所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。1.2 课程设计目的汽车设计课程是培养学生具有汽车设计能力的专业基础课，课程设计则是学生在学习了汽车构造、汽车制造技术、汽车设计

5、等课程后一项重要的实践性教学环节，基本的目的是：通过课程设计，综合运用汽车设计课程和其它选修课程的理论和实践知识，解决汽车设计问题，掌握汽车设计的一般规律，树立正确的设计思想，培养分析和解决实际问题的能力。学会分析和评价汽车及各总成的结构与性能，合理选择结构方案及有关参数，掌握一些汽车主要零部件的设计与计算方法。学会考虑所设计部件的制造工艺性、使用、维护、经济和安全等问题，培养汽车设计能力 。通过计算，绘图，熟练运用标准，规范，手册，图册和查阅有关技术资料，进一步培养学生的专业设计技能。鼓励学生充分利用计算机进行参数的优化设计，CAD绘图，锻炼学生利用计算机进行设计和绘图的能力。1.3 设计要

6、求通过课程设计，对轿车离合器的结构、从动盘总成、压盘和离合器盖总成及膜片弹簧的设计有比较深入的熟悉并掌握。首先通过查阅文献、上网查阅资料，了解汽车离合器的基本工作原理，结构组成及功能；通过对车型分析，路况分析和型式分析，制定出总体设计方案。并对轿车膜片弹簧离合器进一步的认知和建模，并在指导老师的帮助下完成膜片弹簧离合器设计。为了保证离合器具有良好的工作性能，设计的汽车离合器应满足如下基本要求： （1）在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。为此，离合器的摩擦力矩（Tc）应大于发动机最大扭矩（Temax）；（2）接合平顺、柔和。即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，以

7、保证汽车起步时没有抖动和冲击。 （3）分离时要迅速、彻底。 （4）离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。 （5）应具有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。 （6）应避免汽车传动系共振，具有吸收震动、缓和冲击和减小噪声能力。（7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳，尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车，非常重要； （8）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中的变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。 （9）摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，摩擦衬面磨损在一定范围内时，要能通过调整，使离合器正

8、常工作（10）应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。 （11）结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。本次设计要求如下：（1）离合器装配图一张 视图投影准确，结构合理，画法规范，图面整洁，字体按规定用工程字书写，标题栏及零件明细表完整。（2）零件图（A4图纸，非标准零件由老师指定）要求结构合理，尺寸公差标注规范，基准选择恰当。（3）课程设计说明书一份（用统一规格）。1.4 设计步骤(1）熟悉离合器结构及相关理论知识。(2）根据所给题目进行车型分析，道路情况分析，所设计部件型式分析，进行主要参考型选择以及设计计算。（3）绘制离合器总成装配图。(4) 绘制

9、主要零件图。(5) 编写设计说明书。(6) 答辩。第二章 离合器方案的确定2.1 车型分析起亚智跑是东风推出的一款5门5座两厢车，该车搭载全新的Nu发动机，本次设计车型是2.0L 两驱 手动 GL 2012款，其具体参数见表2-1。参考车型发动机型号最大功率/转速最大转矩/转速车身总质量一档传动比主减速比驱动轮规格参数起亚智跑手动2012款Nu120kw/6200rpm194Nm/4600rpm1398kg3.08215/70 R162.2 方案选择本车选用干式摩擦式离合器,因为摩擦式离合器结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。而采用干式离合器是因为湿式离合器大多

10、是多盘式离合器，用于需要传递较大转矩的离合器，而本车型不在此列。单片离合器因为结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此设计选择单片离合器，摩擦片数为Z=2。离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点： （1）膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内基本保持不变，因而离合器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

11、，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力。（2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，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，弹簧压紧力降低少，性能较稳定；而圆柱螺栓弹簧压紧力则明显下降。（4）膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，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）膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，本车选用膜片

12、弹簧式离合器。与推式相比，拉式膜片弹簧离合器又具有很多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小；拉式膜片弹簧是以中部与压盘相压，在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在结合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约25%-30%；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接

13、触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和噪声；使用寿命长。综上所述，本次课程设计采用单片拉式膜片弹簧离合器。第三章 离合器基本参数的确定摩擦离合器是靠主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩 Tc 为：Tc=fFZRc0.30；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc 为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数，单片离合器的Z=2，双片离合器的Z=4。为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机最大转矩，即：TC=Temax式中，Temax为发动机最大转矩；为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩

14、与发动机最大转矩之比，必须大于1。3.1 后备系数后备系数是离合器设计中的一个重要参数，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，应考虑到摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系统过载以及操纵轻便等因素。各类汽车离合器的取值范围见表3-1。表3-1 离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大质量小于6t的商用车最大总质量为6-14t的商用车挂车本次课程设计的对象为起亚智跑2.0GL MT 2012款，属于运动型多用途汽车，故本次课程设计的后备系数范围为1.20-1.75，取。3.2 单位压力p0单位压力P0决定了摩擦表面的耐磨

15、性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。当摩擦片采用不用的材料时，P0取值范围见表3-2。表3-2 摩擦片单位压力P0的取值范围摩擦片材料单位压力P0/MPa石棉基材料模压编织粉末冶金材料铜基铁基金属陶瓷材料P0P01.50MPa,本次设计选取P04MPa。3.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩Temax已知，适当选取后备系数和单位压力P0，可估算出摩擦片的外径，即：D=

16、312TemaxfZP0(1-c3)摩擦片外径D（mm）也可根据发动机最大转矩Temax（Nm）按如下经验公式选用：D=KDTemax式中，KD为直径系数，取值范围见表3-3。表3-3 直径系数KD的取值范围车 型直径系数KD乘用车最大总16.0-18.5（单片离合器）13.5-15.0（双片离合器）最大总本次设计的对象是起亚智跑 2.0GL MT 2012款，属于乘用车，故KD=14.6，由车型分析可知改车型的发动机的最大扭矩：194Nm/4600rpm。故可算出摩擦片外径D=mm。按Temax初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，应符合尺寸系列标准汽车用离合器面片表3-4为我国摩

17、擦片尺寸的标准。表3-4 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径160180200225250280300325350380405430内径110125140150155165175190195205220230厚度4444单位面积1061321602213024024665466787299081037故，摩擦片的尺寸为D=200mm, d=140mm, b=3.5mm, c=0.7,单位面积A0=160cm2。3.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t摩擦片的摩擦因数f取决于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。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表3-5表3-5 摩擦材料的摩

18、擦因数f的取值范围摩擦材料摩擦因数f石棉基材料模压编织粉末冶金材料铜基铁基金属陶瓷材料本次设计。摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。在前面的设计分析中已经陈述了本次设计选用的是单片拉式膜片弹簧离合器，因此Z=2。离合器间隙t 是指离合器处于正常接合状态、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接合，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。取t=3mm。第四章 离合器基本参数的优化设计离合器要确定离合器的性能和参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。这些参数的确定在前

19、面是采用先初选、后校核的方法。下面采用优化的方法来确定这些参数。 摩擦片外径D（mm）摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度vD不超过65-70m/s，即： vD=60nemaxD10-36570m/s 式（4-1）式中，vD为摩擦片最大圆周速度（m/s）；nemax为发动机最高转速（r/min）。取nemax=6200r/min，前面已知D=200mm,代入式（4-1）中可算得vD=m/s6570m/s，由此可见，D=200mm满足要求。4.2 摩擦片的内、外径比c摩擦片的内、外径比c应在0.53-0.70范围内，即：0.53c=dD0.70由此可见，选取 c=0.70 满足要求。4.3

20、 后备系数4.0。根据起亚智跑 2.0GL MT 2012款的车型情况，前面已经选取后备系数=1.6，满足要求。4.4 摩擦片内径d为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R0约50mm，即：d2R0+50mm得：2R090mm单位摩擦面积传递的转矩Tc0 为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即： Tc0=4TcZ(D2-d2)Tc0 式（4-2）式中，Tc0为单位摩擦面积传递的转矩（Nm/mm2）；Tc0为其许用值（Nm/mm2），按下表4-1选取。表4-1 单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格D/mm210210-250

21、250-325325Tc0/10-2在本次设计中，我们选取的D=200mm，则根据表4-1可知Tc0=0.2810-2 Nm/mm2。根据前面的数据和式（4-2），可以算得Tc0=0.9710-2 Nm/mm2，不满足要求。重新选取摩擦片参数如下：D=250mm，d=155mm，b=3.5mm，c=0.620，代入以上优化式子中均满足条件, 减振器弹簧位置直径2R0105mm。p0为降低离合器滑磨是的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力p0 根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p0 1.50MPa。前面选取的p0 =0.34MPa满足要求。4.7离合器单位摩擦面积滑磨功 为了减少汽车

22、起步过程中离合器的滑磨，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： =4WZ(D2-d2） 式（4-3）式中，为单位面积滑磨功（J/mm2）；为其许用值（J/mm2）；对乘用车：=0.40 J/mm2，对于最大总质量小于6.0t 的商用车：=0.33 J/mm2，对于最大总质量大于6.0t 的商用车：=0.25 J/mm2；W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功，可根据下式（4-4）计算：W=2ne21800（marr2i02ig2） （4-4） ma 为汽车总质量（kg）；rr 为轮胎滚动半径（m）；ig为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；为

23、主减速器传动比；为发动机转速（r/min)；计算时乘用车取 ，商用车取 。取i0，T=，其中由最大传动比选取原则，ig1 = G(fcos+ sin) rr /(Ttqmax ioT) = 2.75 ,取ig1 =，rr=0.2m，ma=1398kg ，代入式（4-3）、（4-4）得W=17078.4 J，=0.283J/mm2，故满足要求。第五章 离合器零件的结构选型及设计计算5.1 从动盘总成设计5.1.1 从动盘总成的结构型式的选择从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和从动盘毂等组成。它虽然对离合器工作性能影响很大的构件，但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。从动盘

24、总成应满足如下设计要求： 1) 转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 2) 应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减小磨损。 3) 应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。1、摩擦片选择摩擦系数稳定、工作温度、单位压力的变化对其影响要小，有足够的机械强度和耐磨性；热稳定性好，磨合性好，密度小；有利于结合平顺，长期停放离合器摩擦片不会粘着现象的。综上所述，选择石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物、粘结剂（树脂或硅胶）和特种添加剂热压制成，其摩擦系数为。 2、扭转减振器选用带扭转减振器的从动盘，从动片通常用1.32.0mm厚的钢板冲压而成。将

25、其外缘的盘形部分磨薄至0.651.0mm，以减小其转动惯量。整体式弹性从动片一般用高碳钢（如50）或65Mn钢板，热处理硬度3848HRC。图5-1-1 汽车膜片弹簧离合器压盘总成毂5.1.2 从动片结构型式的选择从动片设计时，要尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向结构，这样的从动片有3种结构型式：1、整体式弹性从动片；2、分开式弹性从动片；3、组合式弹性从动片。选择整体式弹性从动片，它能满足达到轴向弹性的要求，生产率高。5.1.3 从动盘毂的设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大

26、的零件，它装在变速器输入轴前端的花键上，一般采用齿侧定心的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢(如45，40Cr等)，表面和心部硬度一般在2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理。减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GB11441974选取。从动盘外径 D(mm)发动机最大扭矩 (NM)花键齿数n花键外径(mm)花键内径(mm)齿厚

27、(mm)有效齿长(mm)22515010322 264302502001035284352802801035284403003101 10403 325503253801040325503504801 1040325553806001 104032560410720104536565430800104536565表5-1-1 花键轴规格表根据发动机最大转矩为Temax=194Nm，选取表5-1-1中红色一栏参数。表5-1-2 所选从动盘毂花键参数从动盘外径D/mm花键齿数 n花键外径D/mm花键内径d/mm齿厚b/mm有效齿长/mm挤压应力2501035282435花键尺寸选定后应进行强度校核

28、。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。挤压应力计算公式： 挤压= 式中，P为花键的齿侧面压力()。它由下式确定：花键的齿侧面压力： 式中，分别为花键的内外径；Z为从动盘毂的数目；为发动机最大转矩；为花键齿数；为花键齿工作高度； 为花键有效长度。则: P=4TemaxD+d/Z=4194(0.035+0.028)1=12317.5N故:挤压=Pnhl=12317.5100.035-0.028/20.035=10.06MPa 离合器盖总成设计 离合器盖总成除了压紧弹簧外还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环

29、等。5.2.1 离合器盖设计为了减轻重量和增加刚度，轿车的离合器盖常用厚度约为35mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。在设计中要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换挡困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。离合器盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。为了加强离合器的通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，防止摩擦表面温度过高，在保证刚度的前提下，

30、可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口，甚至可将盖设计成带有鼓风叶片的结构。本次设计的离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径，能将其他离合器上的部件包括在其中即可。5.2.2 压盘设计对压盘设计的要求：（1）压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。（2）压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的彻底分离，厚度约为1525mm。（3）与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡

31、精度应补低于1520 gcm。（4）压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。初步确定压盘厚度为15mm，外径250mm，内径140mm。材料为灰铸铁HT200铸成，密度为7.2 g/cm3。压盘的厚度初步确定后，应根据下式来校核离合器一次接合的温升t=Wmc式中，t 为压盘温升（），不超过810；c 为压盘的比热容，铸铁的比热容为481.4 J/（kg）； 为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器，=0.5；可算得压盘质量m=3.64kg。温升t=3.63，满足要求。离合器分离装置设计5.3.1 分离轴承分离轴承在工作中主要承受轴向分离力，同时还承受在告诉旋转时离心力作用下的径向力。以前主

32、要采用推力球轴承或向心球轴承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低。目前国外已采用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。5.3.2 分离套筒本设计使用的是适合拉式离合器的自动调心式分离轴承装置。轴承外圈与分离套筒外凸缘和外罩之间以及内圈与分离套筒内凸缘之间都留有径向间隙，这些间隙保证了分离轴承相对于分离套筒可径向移动1mm左右。在外圈轴承不工作时不会发生晃动。当膜片弹簧旋转轴线与轴承不同心时，分离轴承便会自动径向浮动到与其同心的位置，以保证分离轴承能均匀压紧各分离

33、指舌尖部。这样可以减小振动和噪声，减小分离指与分离轴承断面的磨损，是轴承不会出现过热而造成润滑脂流失分解。延长轴承寿命。另外，分离轴承由传统的外圈转动改为内圈转动、外圈固定不转，由内圈来推动分离指的结构，适当地增大了膜片弹簧的杠杆比，且由于内圈转动，在离心力作用下，润滑脂在内、外圈间的循环得到改善，提高了轴承使用寿命。这种拉式分离轴承室将膜片弹簧分离指舌尖直接压紧在碟形弹簧与档环之间，再用弹性锁环卡紧，结构较简单。5.4 膜片弹簧的设计 膜片弹簧基本参数的选择（1）比值H/h和h的选择比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。当H/h2时，F1=f(1)有一极大值和一极小值；当H/h=22时，F

34、1=f(1)2.0，板厚h为24mm。1. 2. 3. 4. 5. 图5 膜片弹簧的弹性特性曲线（2）R/r比值和R、r的选择研究表明1.35。为使摩擦片上的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc=(D+d)/4=101.25mm。则可取r=102mm，R=125mm。（3）的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截高度H关系密切，=tan-1H(R-r)H/(R-r)一般在915范围内。 可算得=11。（4）膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧工作点位置如图5.4.2所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且1H=（1M+1N）/2。新离合器在接合状态时，膜

35、片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般1B=（0.81.0）1H，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。为最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。图5.4.2 膜片弹簧工作点位置（5）分离指数目n的选择分离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小膜片弹簧可取12。 本次设计取n=18。（6）膜片弹簧小端内径 r0及分离轴承作用半径rf的确定 r0由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径，rf 应大于r0。本次设计取rf =18mm。（7）切槽宽度1、2及半径re的确定 13.5mm

36、，2=910mm, re的取值应满足r-re2。 本次设计取1=3.4mm, 2=9mm，re=92mm，满足r-re2 （8）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R。 本次设计，取r1=104mm，R1=124mm。5.4.2 膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA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

37、后继续施加过量的位移，使其分离38次，以产生一定的塑性变形，从而使膜片弹簧的表面产生与其使用状态反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，即以高速弹丸流喷到膜片弹簧表面，使其表层产生塑性变形，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寿命。为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火。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。膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般

38、为4550HRC，分离指端硬度为5562HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。碟簧部分应为均匀的回火屈氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度的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5.5 扭转减振器 扭转减振器主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶（通常为三阶）固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量，因而扭转减震器可有效地降低传动系共振载荷与噪声

39、。5.5.1 扭转减振器的功用（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，抑制扭转共振影响振幅，并衰减因冲击而产生的瞬间扭振。（3）控制动力传动系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振和噪声。（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。5.5.2 扭转减振器组成用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器得到了最广泛的应用。在这种结构中，从动片和从动盘毅上都开有6个窗口，在每个窗口中装有一个减振弹簧，因而发动机转矩由从动片传给从动盘毅时必须通过沿从动片圆周切向布置的弹簧，这样即将从动片

40、和从动盘毅弹性地连接在一起，从而改变了传动系统的刚度。当6个弹簧属同一规格并同时起作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。这种具有线性特性的扭转减振器，结构较简单，广泛用于汽油机汽车中。当6个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进人工作时，则称为两级或三级非线性扭转减振器。这种非线性扭转减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。柴油机的怠速旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮轮齿问的敲击。为此，可使扭转减振器具有两级或三级非线性弹性特性。第一级刚度很小，称怠速级，对降低变速器怠速噪声效果显著。线性扭转减振器只能在一种载荷工况(通常为发动机最大转矩)下有效地工作，而三级非线

41、性扭转减振器的弹性特性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围，这有利于避免传动系共振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声。5.5.3 减振器的结构设计(1)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缺口之间的间隙1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，与最大转矩有关，一般可取： Tj=（1.52.0）Temax (5.5.1)式中，适用乘用车，适用商用车，本设计为乘用车，选取。代入数据可得，Tj=388Nm。(2)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决定

42、于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸。可按下列公式初选角刚度： k13Tj （5.5.2）可算得，k5044Nm/rad，本设计初选，k=3640Nm/rad。(3) 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，不可能很低，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阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般可按下式初选为： T=（0.060.17）Temax （5.5.3）本设计取 T=0.12Temax，可算得T=23.28Nm。(4) 预紧力矩Tn减振弹簧安装时应有一定的预紧。这样，在传递同样大小的极限转矩它将降低减振器的刚度，这是有利的，但预紧力值一般不应该大于摩擦

43、力矩否则在反向工作时，扭转减振器将停止工作。一般选取: Tn=(0.060.15)Temax (5.5.4)本设计取Tn=0.1Temax=19.4 Nm。(5) 减振弹簧位置半径减振弹簧位置半径R0的尺寸应尽可能大一些，一般取： R0=0.060.75d/2 (5.5.5)其中d为摩擦片内径，本设计取系数0.7，代入数值，得R0=54.25mm。(6)减振弹簧个数Zj Zj参照表5-5-1选取。表5-5-1 减振弹簧个数的选取摩擦片外径D/mm225250250325325350350Zj466881010本设计D=250mm，故选取Z=6。(7)减振弹簧总压力F当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大Tj，此时，减振弹簧受到的压力F为： F=TjR0