中型载重车膜片弹簧离合器设计

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汽车设计课程设计任务书学院名称：交通与汽车工程学院课程代码：______专业：车辆工程年级：2008一、设计题目：中型载重车膜片弹簧离合器设计（后备功率小）二、主要内容：1．离合器基本参数及尺寸确定；2．离合器主要部件设计计算；3．离合器操纵机构设计计算；4．绘制膜片弹簧零件图；5．绘制膜片弹簧离合器装配图。三、具体要求及应提交的材料1．每一位同学按照指定的参数进行设计；2．膜片弹簧设计计算编制程序完成，并打印出膜片弹簧特性曲线图（图必须标明六个点及主要参数）；3．说明书不得抄袭，必须独立完成；4．必须按时完成；5．设计说明书按规定格式书写；6．完成应提交的材料：设计说明书一份、离合器装配总图一张（1：1）、膜片弹簧零件图一张（1：1）。四、主要技术路线提示1．根据已知数据初算摩擦片尺寸，然后根据相关约束条件进行验算；2．根据摩擦片外径初步确定膜片弹簧外径；3．初步确定膜片弹簧有关参数及用程序进行对参数调整直到满足要求为止；4．压盘传动及定中方式确定；5．操纵机构设计计算。五、进度安排1．准备及任务布置1天；2．离合器基本参数及尺寸确定1天；3．离合器主要部件设计计算4天；4．离合器操纵机构设计计算1天；5．绘制膜片弹簧零件图1．5天；6．绘制膜片弹簧离合器装配图4天；7．编写设计说明书2天；8．机动时间0．5天。六、推荐参考资料(不少于3篇)1.王望予主编汽车设计北京：机械工业出版社2006.1；2．徐石安等主编汽车离合器北京：清华大学出版社2005；3．陈家瑞主编汽车构造北京：人民交通出版社2002.6；4．吴宗泽主编机械零件设计手册北京：机械工业出版社2004；5．刘怀信汽车设计北京：清华大学出版社2001.7指导教师签名日期年月日系主任审核日期年月日 目录摘要2引言31摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择41.1离合器基本性能关系式41.2摩擦片外径D与内径d的选择41.3离合器后备系数的确定61.4单位压力P的确定61.5离合器基本参数的约束条件72离合器从动盘总成设计92.1摩擦片设计92.2从动盘毂设计92.3从动片设计122.4扭转减振器设计123膜片弹簧设计163.1膜片弹簧的概念163.2膜片弹簧的弹性特性163.3膜片弹簧主要参数的选择164压盘和离合器盖的设计234.1压盘设计234.2离合器盖设计245离合器操纵机构设计265.2操纵机构结构形式选择265.3离合器操纵机构的设计计算26 摘要本次课程设计的是中型载重车膜片弹簧离合器，根据所给汽车发动机的最大扭矩、最大转速、最大功率等基本参数等基本参数确定离合器基本参数。在本次设计中主要对膜片弹簧、压盘、离合器盖、从动盘及操纵机构进行设计，同时也对膜片弹簧及操纵机构等和性能进行了校核。在设计过程中注重对膜片弹簧及操纵机构进行设计。同时应用计算机语言编程对相关参数进行校核及调整。关键词：膜片弹簧、膜片弹簧离合器、操纵机构、强度 引言对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相联系的总成。目前，在各种汽车广泛采用的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、操纵机构等四部分。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于结合状态并能传递动力的基本机构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。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摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择已知条件：某中型载重车发动机数据:最大扭矩156.8/2400N·m/rpm最高转速4500rpm后备功率小1.1离合器基本性能关系式为了能可靠地传递发动机最大转矩，离合器的静摩擦力矩应大于发动机最大转矩，而离合器传递的摩擦力矩又决定于其摩擦面数Z、摩擦系数f、作用在摩擦面上的总压紧力PΣ与摩擦片平均摩擦半径Rm，即【1】（2-1）式中：—离合器的后备系数。—摩擦系数，在设计中取值为0.25~0.3.Z—摩擦面数，单片离合器，取值21.2摩擦片外径D与内径d的选择当按发动机最大转矩（N·m）来确定D时，有下列公式可作参考：【1】（2-2）式中A反映了不同结构和使用条件对D的影响，在确定外径D时，有下列经验公式可供初选时使用：【1】（2-3）轿车：KD=14.5轻、中型货车：单片KD=16.0～18.5双片KD=13.5～15.0重型货车：KD=22.5～24.0本次设计所设计的是中型载重车（Temax/nT为156.8Nm/2400rpm）的膜片弹簧离合器。所设计的离合器摩擦片为单片，选择KD=17。所以 D=按初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，表2-1为我国摩擦片尺寸标准。表2-1离合器摩擦片尺寸系列和参数外径内径厚度内外径之比单位面积1601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.58346600查出本车将使用单片式离合器，且离合器摩擦片外径为212.8mm。再查表2-1即可得到摩擦片的具体参数，如下：摩擦片外径D=225mm摩擦片内径d=150mm摩擦片厚度h=3.5mm摩擦片内外径比d/D=0.667单面面积F=22100mm21.3离合器后备系数的确定在开始设计离合器时，一般是参照统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式的特点，初步选定后备系数β。表2-2后备系数表车型轿车、轻型货车中、重型货车越野车、牵引车后备系数1.30～1.751.60～2.252.0～3.5本设计是中型载重车离合器的设计，该车型属于中、重型货车类型，故选择本次设计的后备系数β在1.60～2.25之间选择。因为该车型为后备功率小，取 =1.60。因此有离合器的转矩容量Tc==1.6×156.8=251N.M1.4单位压力P的确定摩擦面上的单位压力P0值和离合器本身的工作条件，摩擦片的直径大小，后备系数，摩擦片的材料及质量等因素有关。离合器使用频繁，发动机后备功率较小时，P0应取小些；当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外缘热载荷，P0应取小些；后备系数较大时，可适当增大。当摩擦片采用不同材料时，P0按下列范围选取：石棉基材料P0=0.10～0.35MP粉末冶金材料P0=0.35～0.60MP金属陶瓷材料P0=0.70～1.50MP本次设计中我们选取摩擦片的材料为石棉基材料。离合器摩擦力矩根据摩擦定律可表示为：Tc=fFZRc(2-4)式中，Tc-------静摩擦力矩；f--------摩擦面间的静摩擦因素，计算时一般取0.25～0.30；选取f=0.25F--------压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc------摩擦片的平均半径；Z--------摩擦面数，是从动盘的两倍；所以，Z=2假设摩擦片上工作压力均匀，则有：F=P0×A=P0π(D2-d2)/4【1】（2-5）式中，P0------摩擦片单位压力；A------一个摩擦面面积；D------摩擦片外径；d-------摩擦片内径.摩擦片的平均半径Rc根据压力均匀的假设，可表示为：Rc=(D3-d3)/3/(D2-d2)（2-6）当d/D≥0.6时，Rc可相当准确的有下式计算：Rc=（D+d）/4(2-7) 因为d=150mm、D=225mm，所以d/D=0.667≥0.6，则Rc用（2-7）式计算将（2-5）、（2-7）式代入（2-4）得：Tc=πfZP0(D2-d2)（D+d）/16（2-8）为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的，设计时Tc应大于发动机的最大转矩，即Tc=βTemax（2-9）式中，Temax=156.8Nm为发动机最大转矩；β=1.6为离合器的后备系数。把（2-8）式代入（2-9）式得：P0=16βTemax/[πfZ(D2-d2)（D+d）]代入各参数可得P0=0.242MPa所以所得P0在石棉基材料单位压力范围内，所以我们选取的材料及单位压力P0符合设计要求。1.5离合器基本参数的约束条件1．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=nemaxD×10-3π/60≤65～70m/s式中，nemax为发动机的最高转速（r/min）。本次设计中nemax=4500r/min，所以VD=4500×225×10-3π/60=53m/s符合VD≤65～70m/s的约束条件。2.摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70内c=d/D=150/225=0.667符合约束条件3.为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，应使1.2≤β≤4.0，在前面参数选取中，我们选取β=1.6，符合此约束条件。4.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2Ro约50mm，即d＞2Ro+50。d=150mm，Ro=50mm符合要求。5.单位摩擦面传递转矩的许用值为反映离合器传递转矩且有过载保护的能力，单位摩擦面传递的转矩应小于其许用值。即：要求即可。6.为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力P0 对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，P0为0.10～1.50MPa。我们选取摩擦片的材料为石棉基材料，并且选取P0=0.242MPa，符合此约束条件。 2离合器从动盘总成设计从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。2.1摩擦片设计2.1.1摩擦片选材2.1.2摩擦片铆钉的强度校核本设计所采用的离合器摩擦片材料为石棉基摩擦材料，摩擦片与从动片的连接方式为铆接，选取4颗铆钉铆接.其铆接位置为R=50mm。铆钉材料选为15号钢。铆钉的校核如下：平均每颗铆钉所受的最大剪切力Fmax：【1】根据铆钉所受的Fmax，分别校核铆钉的抗剪强度和从动片的抗压强度：【1】【1】式中：dO为铆钉孔直径，mm；m为每个铆钉的抗剪面数量；为被铆件中较薄板的厚度，mm；根据相关已知参数，可得，=1mm，m=2；选取的铆钉直径dO=5mm，=115Mpa，=430Mpa。将各项数值代入公式得到：所以，所选铆钉能够满足使用要求。2.2从动盘毂设计 从动盘毅的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接，以便从动盘毅能作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按GB1144-2001矩形花键尺寸、公差和检验选取(见表3-1)。从动盘毅花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的(1.0～1.4)倍(上限用于工作条件恶劣的离合器)，以保证从动盘毂沿轴向移动时不产生偏斜。表3-1GB1144-2001从动盘外径D/mm发动机转矩/Nm花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm键齿宽b/mm有效齿长l/mm挤压应力/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5花键尺寸选定后应进行挤压应力(MPa)及剪切应力τj(MPa)的强度校核：【1】（3-1）【1】 （3-2）式中：，—分别为花键外径及内径，mm；n—花键齿数；，b—分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm；z—从动盘毅的数目；—发动机最大转矩，N.mm。从动盘毅通常由40Cr，45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，HRC28～32。由表3-1选取得：花键齿数n=10；花键外径D=32mm；花键内径d=26mm；键齿宽b=4mm；有效齿长l=30mm；挤压应力=11.5MPa；校核计算如下：=16.8MPa；=12.6MPa符合强度得要求。2.2.1传力销的强度校核传力销同时受弯曲应力和拉伸应力的影响，此外，传力销表面还受挤压应力的作用。其强度校核如下。（1）拉弯复合应力【1】式中，为发动机最大转矩，N.m；n为传力销数目；为力的作用半径，m。传力销的拉伸应力为 式中，P为作用在传力销上的力，N；d为传力销根部直径，cm；n为传力销数目。（2）传力销的挤压应力为式中，S为作用宽度；为传力销的直径。经过校核，所选的传力销符合设计使用要求。2.3从动片设计2.3.1从动片的厚度及选材从动片通常用1.0～2.0mm厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至0.65～1.0mm，以减小其转动惯量。从动片的材料与其结构型式有关，整体式即不带波形弹簧片的从动片，一般用高碳钢(50或85号钢)或65Mn钢板，热处理硬度HRC38～48；采用波形弹簧片的分开式(或组合式)从动片，从动片采用08钢板，氰化表面硬度HRC45，层深0.2～0.3mm；波形弹簧片采用65Mn钢板，热处理硬度HRC43～51。本次设计采用整体式从动片，厚度为2mm。2.4扭转减振器设计2.4.1扭转减振器的功能2.4.2扭转减振器的参数确定（1）扭转减振器的角刚度减振器扭转角刚度Ka决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公式初选角刚度Ka≤13【2】式中：为极限转矩，按下式计算=（1.5～2.0）【2】 式中：2.0适用乘用车，1.5适用商用车，为发动机最大扭矩取=235.2N.M（2）扭转减振器最大摩擦力矩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=（0.06～0.17）【2】取=0.15=23.52N.M（3）扭转减振器的预紧力矩一般选取=（0.05～0.15）取=0.12=18.8N.m（4）扭转减振器的弹簧分布半径减振弹簧的分布尺寸R0的尺寸应尽可能大一些，一般取R0=（0.60～0.75）d/2=（0.60～0.75）×150/2=（45～56.25）mm同时满足R0≤（d-50）/2其中d为摩擦片内径，代入数值，得R0=50mm。（5）扭转减振器弹簧数目可参考表3-2选取，本设计D=225mm，故选取Z=4。表3-2减振弹簧的选取摩擦片外径（6）扭转减振器减振弹簧的总压力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=【2】式中：的计算应按Tj的大者来进行=4704N。 每个弹簧工作压力=4704/4=1176N【2】2.4.3减振弹簧的尺寸确定在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。弹簧的平均直径：一般由结构布置决定，通常选取Dc=11～15左右。弹簧钢丝直径dd=【2】式中：扭转许用应力=550～600MPa，d算出后应该圆整为标准值，一般为3～4mm左右。代入数值，得d=3.9mm，符合上述要求。减振弹簧刚度：k=【2】=380N/mm减振弹簧的有效圈数：=【2】式中：G为材料的扭转弹性模数，对钢=83000N/mm2，代入数值，得=4.04。减振弹簧的总圈数=6。减振弹簧在最大工作压力P时最小长度：=26.4mm减振弹簧的总变形量：mm减振弹簧的自由高度：=28.3mm减振弹簧的预变形量： mm减振弹簧安装后的工作高度：=28.07mm 3膜片弹簧设计3.1膜片弹簧的概念3.2膜片弹簧的弹性特性3.3膜片弹簧主要参数的选择3.3.1H/h选择比值H/h和h的选择：在设计过程中,比值H/h和h的选择要根据膜片弹簧非线形特性的弹性变化规律来选择,为了能够正确选择其膜片弹簧的特性曲线,来得到最佳的使用性能,一般H/h的比值范围.常用的膜片弹簧板厚为。3.3.2选择根据结构布置和压紧力的要求，R/r一般为1.2～1.35。为使摩擦片上的压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc。摩擦片的平均半径：=(D+d)/4=(225+150)/4=93.75mm因，取R=100mm，则r=80mm则R/r=100/80=1.25。3.3.3圆锥底角汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角一般在°范围内，本设计中式=arctan[H/(R-r)]=arctan[4.6/(100-80)]得=13.1°在°之间，合格。3.3.4膜片弹簧工作位置的选择：膜片弹簧的弹性特性曲线，如图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。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般(0.8～1.0)，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从到变化不大。当分离时， 膜片弹簧工作点从B变到C，为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近N点。图4-2膜片弹簧的弹性特性曲线3.3.4分离指数目的选取分离指的数目N、切槽宽以及窗空宽和半径r的选择都要符合标准来选取。汽车离合器的膜片弹簧的分离指的数目要大于12个，一般在18左右取整偶数，以方便于生产制造时好利用模具分度；切槽宽一般在范围之间；窗空宽，其半径。本设计中取分离指数为18。3.3.5切槽宽度切槽宽δ1=3.2～3.5mm，窗孔槽宽δ2=9～10mm，re的取值应满足r-re≥δ2的要求。所以选取δ1=3.5mm，δ2=10mm，re=70mm。3.3.6膜片弹簧小端内半径确定由表3-1可得知花键尺寸D=32mm。取轴花键半径，则取=24mm。3.3.7压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定应略大于且尽量接近，应略小于且尽量接近。 膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为，当量应力可取为。根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）知，和需满足下列条件：且由前面选择可知，R=100mm，r=80mm代入上式得：1100－R17且0－806故选择R1=95mm，=80mm。碟形弹簧当其大、小端部承受压力时，载荷P与变形之间有如下关系：【2】式中：E—弹性模量，对于钢：E=21X104MPaμ—泊松比，钢材料取μ=0.3；h—弹簧钢板厚度，mm；H—碟簧的内截锥高，mm；R—碟簧大端半径，mm；A—系数，m—碟簧大、小端半径之比，m=R/r。汽车离合器膜片弹簧在实际安装中的支承点如图4-2所示。 （a）自由状态；（b）结合状态；（c）分离状态图4-2膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形用VB语言编写程序，把初选的各参数值代入该程序绘制膜片弹簧弹性特性曲线图。根据各个设计约束条件及设计要求对各个参数进行调整。最终获得膜片弹簧各参数为：H/h=1.84，h=2.5mm，H=4.6mm；R/r=1.25，R=100mm，r=80mm；N=18；r0=24mm，rf=30mm；δ1=3.5mm，δ2=9mm，re=68mm；R1=96mm，r1=82mm。由上各调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图和六个特性点A、M、B、H、N、C及各点坐标如图4-3所示：图4-3调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图3.3.8检验所得尺寸是否符合设计的约束条件（1）应保证所设计的弹簧工作压紧力F1B与摩擦片工作压力FY相等由上图数据显示可知，F1B=7042.5N，FC=7042.9N，F1B≈FY符合设计要求。（2）为保证各工作点A、B、C有较合适的位置，应使λ1B/λ1H=0.8～1.0即0.8≤（R-r）λ1B/[（R1-r）H]≤1.0λ1B=3.13则（R-r）λ1B/[（R1-r）H]=(100-80)×3.13/[（96-82）×4.6]=0.97符合设计要求。（3）为保证膜片弹簧磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因素的下降，摩擦后弹簧工作压紧力F1A应满足F1A＞F1B。由上特性曲线可知F1A=7881.2N，F1B=7042.5N，满足F1A＞F1B的设计要求。 （4）为满足离合器的使用性能的要求，应该满足：1.6≤H/h≤2.29O≤α≈H/（R-r）≤15OH/h=4.6/2.5=1.84和α≈H/（R-r）=4.6/（100-80）rad=13.18O都符合离合器的使用性能的要求。（5）弹簧各部分有关尺寸比值符合一定的范围，即1.2≤R/r≤1.3570≤2R/h≤1003.5≤R/rO≤5.0根据所确定的参数可得R/r=100/80=1.25、2R/h=2×100/2.5=80、R/rO=100/24=4.17都符合上述要求。（6）为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，应满足：（D+d）/4≤R1≤D/2根据所确定的参数可得（D+d）/4=93.75，D/2=112.5，R1=94。符合上述要求。（7）根据弹簧结构布置的要求，应满足：1≤R-R1≤7；0≤r1-r≤6；0≤rf-r0≤6根据所确定的参数可得R-R1=6，r1-r=2，rf-r0=6都符合弹簧结构布置的要求。（8）膜片弹簧的分离指起分离杠杆作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即：2.3≤（r1-rf）/（R1-r1）≤4.5根据所确定的参数可得（r1-rf）/（R1-r1）=（80-30）/（96-80）=3.12符合设计要求。3.3.9膜片弹簧强度计算与校核分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度。由参考文献[1]P65可知B点的应力σtB为σtB=E/（1－μ2）/r{(e-r)×φ2/2－[（e-r）α+h/2]φ}【1】令σtB对φ的导数等于零,可求出σtB达到极大值时的转角φP φP=α+h/(e-r)/2自由状态时碟簧部分的圆锥底角α=0.23rad;中性点半径e=(R-r)/ln(R/r)=89.646mm。此时φP=0.23+2.5/(89.646-80)/2=0.359rad离合器彻底分离时,膜片弹簧子午断面的实际转角为φfφf=2arctanλ1f/(R1-r1)/2=2arctan[1.6/（96-82）/2]=0.114rad此时φf＜φP，则计算σtB时φ取φf，所以σtB=2.1×/（1-0.32）/80×{（89.64-80）×0.1142/2-[（89.646-80）×0.23+2.5/2]×0.114}=-968.74（MPa）设分离轴承对分离指端所加载荷为F2（N），由«汽车设计»P64式（2-16）可知：F2=(R1-r1)F1/（r1-rf）式中rf=30mm为分离轴承与分离指的接触半径；F1等于压盘工作压力F1B=5805.9（N）。所以F2=(96-82)×5805.9/（82-30）=1563.1（N）在分离轴承推力F2的作用下，B点还受弯曲应力σtB，其值为σrB=6（r-rf）F2/（nbrh2）式中，n为分离指数目（n=18）；br为一个分离指根部的宽度。所以σrB=6×（80-30）×1563.1/（18×21×2.52）=198.4（MPa）考虑到弯曲应力σrB是与切向压应力σtB相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度理论，B点的当量应力为σjB=σrB－σtB=198.4－（－968.74）=1167.2（MPa）在这次设计中，膜片弹簧材料采用60Si2MnA，所以σjB=1167.2MPa符合σjB≤1500～1700MPa的强度设计要求。3.3.10膜片弹簧的制造工艺及热处理本次设计中膜片弹簧采用60Si2MnA高精度钢板材料。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。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理以起到冷作硬化的作用，同样也可以提高承载能力的疲劳强度。 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。膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般为45～50HRC，分离指端硬度为55～62HRC，在同一片分离指上同一范围内的硬度差不大于3个单位。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分。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6μm，底面的平面一般要求小于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。通过本节膜片弹簧的弹性特性设计，得出如下数据：H=4.6mm，h=2.5mm，R=100mm，r=80mm，圆锥底角=13.1°，分离指数，切槽宽δ1=3.5mm，窗孔槽宽δ2=9mm，re=68mm，r0=24mm,=30mm，R1=96mm，=82mm。 4压盘和离合器盖的设计4.1压盘设计4.1.1传力定中方式的选择压盘的传力方式为传力片传动方式。传力片式传动1.通过摩擦片的内、外径尺寸来确定压盘的内外径：压盘外径=D+（2～5）mm，压盘内径=d-（1～4）mm2.压盘的厚度i的确定主要依据以下两点：1）压盘应具有足够的质量2）压盘应具有较大的刚度鉴于以上两个原因，压盘一般都做得比较厚（15-25mm），而且在内缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的凸起。此外，压盘的结构设计还应注意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔。4.1.3压盘温升的校核通常由灰铸铁HT200（密度7.2×10³kg/m³）铸成。压盘的厚度初步确定后，应校核离合器一次接合的温升不应超过8℃～10℃温升τ的校核按式为：τ=γ×L/mc【1】式中：γ—传到压盘的热量所占的比率。对单片离合器，γ=0.5； m—压盘的质量；c—压盘的比热容，铸铁的比热容为℃)；L—滑磨功。在校核离合器一次结合温升之前，先计算一次结合过程的总滑磨功L，可根据下式计算【1】式中，为汽车总质量(Kg)；为轮胎滚动半径（m）；为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速r/min，计算时乘用车取r/min，商用车取r/min。其中：，，m，Kg。压盘质量m由计算得到为2.24kg。由此可计算得单位摩擦面积的滑磨功：所以滑磨功符合设计要求。现在进行接合一次温升校核：由公式τ=γ×L/mc=（0.5×8602）/（544.28×2.24）=3.52℃不超过允许的8℃～10℃范围，所以厚度设计符合要求。4.2离合器盖设计离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外，它还是离合器压紧弹簧的支撑壳体。在设计中应特别注意以下几个问题：1）刚度问题 一般轿车的离合器盖通常用厚度约为3～5mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。2）通风散热问题为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开许多通风窗口。 5离合器操纵机构设计5.1对离合器操纵机构的要求1）踏板力要尽可能小，乘用车一般在80-150N范围内，商用车不大于150-200N。2）踏板行程一般在80-150mm范围内，最大不应超过180mm。3）应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。4）应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。5）应具有足够的刚度6）传动效率高7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。8）工作可靠、寿命长，维修保养方便。5.2操纵机构结构形式选择5.3离合器操纵机构的设计计算离合器液压式操纵机构示意图图6-1液压式操纵机构示意图踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2两部分组成： 【2】（6-1）根据要求我们确定操纵机构尺寸参数为：Sof为分离轴承自由行程，一般为1.5～3.0mm，反映到踏板上的自由行程S1一般为20～30mm，我们选取Sof=3mm；Z为摩擦面面数，根据离合器摩擦片结构可知Z=2；△S为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：△S=0.85～1.30mm，双片：△S=0.75～0.90mm，本次设计的离合器摩擦片数为单片，所以取△S=0.85mm；a1、a2、b1、b2、c1、c2为杠杆尺寸（图7-1），根据前面膜片弹簧结构参数可知c1=19mm，c2=67.5mm；选取a2=240mm，a1=33mm，b2=75mm，b1=50mm；d1=15mm，d2=16.26mm。5.4校核踏板行程（自由行程，工作行程，总行程）（1）自由行程校核由6-1公式可知，自由行程S1为S1=Sofa2b2（d2）2/[a1b1（d1）2]=3×240×75×16.262/33×50×152=38.45mm为了使离合器在所有情况下都能彻底分离以免造成变速器换挡时的齿轮撞击、换挡力增加等，至少应留25mm的踏板行程，即自由行程。为了使驾驶员易从脚感上确定踏板位置，S1＜50mm为好。综上所述并根据校核S1=38.45mm符合25mm＜S1＜50mm的要求。（2）工作行程校核由6-1公式可知，工作行程S2为S2=Z△Sc2a2b2（d2）2/[c1a1b1（d1）2]=2×0.85×67.5×240×75×16.262/19×33×50×152=77.42mm（3）总行程校核由6-1公式可知，总行程S为S=S1+S2=38.45+77.42=116mm 最佳总行程受许多因素影响，其中要考虑的人群从5%分位的女性到95%分位的男性。从有关方面获得的人体工程学资料可知，踏板总行程应在80～150mm范围内。由6-1所确定的操纵机构尺寸参数获得的踏板总行程S=116mm符合上述要求。（4）校核踏板力踏板力Ff可按下式计算：式中，F＇为离合器分离时，压盘上的总工作压力根据膜片弹簧各参数可得F＇=F1C=5805.9N；i∑为操纵机构总传动比，；.η为机械效率，η=80%～90%，我们取η=90%；Fs克服膜片弹簧的拉力所需的踏板力，在初步设计时可忽略之。代入各数据得踏板力Ff=5805.9/90%/45.574=141N一般来说，对于乘用车，踏板力Ff在80～150N范围内。所设计踏板力Ff=141N符合要求。分离离合器所做的功WL为WL=0.5（F1+F＇）Z△S/η式中，F1为离合器结合状态下的压盘上的总工作压力，由5.8可知F1=F1B=7042N。计算得分离离合器所做的功WL为WL=0.5×（7042+5805）×2×0.85×10-3/90%=12.13J在规定的踏板力和行程的允许范围内，驾驶员分离离合器所作的功不应大于30J。所以所设计的分离离合器所做的功WL=12.13J符合设计要求。图6-29飞轮装配图图6-30从动盘装配图图 图6-31离合器盖装配图6-32离合器总装图图6-33飞轮爆炸图图6-34压盘壳体爆炸图 图6-35从动盘爆炸图图6-36离合器总装爆炸图【参考文献】[1]徐安石、江发潮.汽车离合器.清华大学出版社，2005[2]王望予.吉林大学.汽车设计第4版.机械工业出版社，2004[3]刘朝儒、彭福荫、高政一.机械制图第4版.高等教育出版社，2001[4]濮良贵、纪名刚.机械设计第八版.高等教育出版社，2006[5]余志生.清华大学.汽车理论第4版.机械工业出版社，2006[6]徐安石、江发潮.汽车离合器.清华大学出版社，2005[7]机械设计手册联轴器、离合器与制动器.机械工业出版社，2007