金陵科技学院课程设计

课程设计作业

学期：2014—2015学年第一学期课程名称：汽车设计

任课教师：贾永刚

班级：M11车辆工程

学号：

姓名：

2014年11月11日

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目录

题目：轿车离合器设计....................................... I

第一章绪论 (1)

1.1研究背景 (1)

1.2离合器的组成 (2)

1.3离合器的功用 (3)

1.4离合器的工作原理 (3)

1.5膜片弹簧离合器的优点 (3)

1.6设计基本要求 (4)

第二章离合器基本结构尺寸和参数的选择 (5)

2.1摩擦片的选择 (5)

2.2离合器后备系数 (5)

2.3单位压力 (6)

2.4摩擦片外径、内径及其它尺寸的确定 (6)

2.5所选离合器基本参数的确定 (7)

第三章离合器零件的结构选型及设计计算 (9)

3.1从动盘总成设计 (9)

3.2离合器盖总成设计 (10)

第四章膜片弹簧设计 (15)

4.1膜片弹簧的结构特点 (15)

4.2膜片弹簧的加载方式和弹性变形特性 (15)

4.3膜片弹簧主要参数的选择 (16)

4.4绘制膜片弹簧的特性曲线 (18)

4.5确定膜片弹簧的工作点位置 (19)

4.6求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷 (19)

4.8膜片弹簧强度校核 (20)

4.9膜片弹簧材料及制造工艺 (20)

第五章总结 (21)

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参考文献 (22)

附图 (23)

汽车设计金陵科技学院

题目：轿车离合器设计

1、整车性能参数

驱动形式4×2前轮

轴距2471mm

轮距前/后1429/1422mm

整车质量1060kg

最高车速180km/h

最大爬坡度35%

最小转弯直径11m

最大功率/转速74/5800kw/rpm

最大转矩/转速150/4000N m/rpm

轮胎型号185/60R14T

手动5挡

2、具体设计任务

1）广泛查阅离合器资料，根据使用条件，确定离合器的结构，进行膜片弹簧离合器的总体结构设计。

2）确定膜片弹簧的结构参数，对压盘、摩擦盘和离合器壳体的结构、参数及材料进行选择，对主要零部件进行强度计算。

3）绘制所有零件图和装配图。

4）完成6千字的设计说明

第一章绪论

1.1 研究背景

离合器是汽车传动系的重要部件。汽车从启动到行驶的整个过程中，离合器它的作用是使发动机与变速器之问能逐渐接合．从而保证汽车平稳起步；替时切断发动机与变速器之间的联系．以便于换档和减少换档时的冲击：当汽车紧急制动时能起分离作川，防止变速器等传动系统过载，起到一定的保护作用：离合器类似开关．接合或断离动力传递作用，因此．任何形式的汽车都有离合装置，只是形式不同而已。随着科技的飞速发展，特别是液压技术、电子技术在汽车领域的广泛应用，汽车传动系发生了巨大的变化。作为传动系重要组成部件之一的离合器总成，担负着传力、减震和防止系统过载等重要作用。伴随着自动变速器技术及与之相配套的离合器技术的完善，离合器产品不论是性能结构方面还是生产制造方面都发生了很大变化。

1981年，法国人制成了摩擦片式离合器，此后浸在油中工作的湿式多片离合器逐渐取代了锥形离合器，但多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘住，致使离合器分离不彻底，造成换档困难，所以它又逐渐被干式多片离合器取代。多片干式离合器的住要优点是由于接触面多，故接合平顺柔和，保证了汽车的平稳起步；但因片数多，从动部分的转动惯量大，还是感到换档不够容易。另外，中间压盘的通风散热不良，容易引起过热，加快了离合器的磨损，甚至烧伤和碎裂，如果调整不当还可能引起离合器分离不彻底。

随着汽车运输业的发展，离合器还要在原有的基础上不断提高改进，一适应新的使用条件。从国外的发展动向来看，近年来车辆在性能上向高速发展，发动机的功率和转速不断提高，载货汽车趋于大型化，国内也有类似情况。此外，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，离合器的使用条件也越来越苛刻。从提高离合器性能的角度出发，传统推式膜片弹簧离合器的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作，已成为离合器目前发展趋势。

在离合器的操纵机构中，由于重型和中型汽车的离合器压紧弹簧的压紧力很大，人们又采取各种助力装置来减轻驾驶员的劳动强度，如日本产TKL20

型重型汽车采用弹簧助力；红岩CQ261和北京BJ370等重型车采用气压助力等。

汽车传动系的设计对汽车的动力学和燃油经济性有着重大影响，而离合器又是汽车传动系中的重要部件。在离合器设计中，合理地选择离合器的结构型式和设计参数不仅保证了其在任何情况下都能可靠地传递发动机转矩，还使其有足够的使用寿命。

1.2 离合器的组成

如图1所示，离合器由主动部分、从动部分、压紧装置、分离机构和操纵机构五部分组成。

图1 离合器的基本组成

(一)主动部分：离合器、压盘

离合器盖6用螺钉固定于飞轮4上，压盘5沿圆周上的凸起伸入盖6的窗孔中，将分离轴承9可沿窗孔作轴向滑动。这样，曲轴旋转，便通过飞轮、离合器盖带动压盘一起转动，构成离合器的主动部分。

(二)从动部分：从动盘、从动轴

双面带摩擦衬片的从动盘通过滑动花键套在从动轴(变速器输入轴)上。

(三)压紧装置：压紧弹簧

沿圆周均布的压紧弹簧16装在离合器盖和压盘之间，把压盘和从动盘压向飞轮。

(四)分离机构：分离杠杆、分离轴承、分离套筒、分离叉

分离杠杆7外端和中部分别铰接于压盘和离合器盖上。分离轴承9和分离套筒压装成一体，松套在从动轴的轴套上。分离叉11是中部有支点的杠杆。(五)操纵机构：踏板、拉杆等

1.3 离合器的功用

离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。其主要作用：

1.汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；

2.在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；

3.限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；

4.有效地降低传动系中的振动和噪声。

1.4 离合器的工作原理

离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮和压盘借摩擦作用传给从动盘，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒和分离轴承，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘压紧在飞轮上，这样发动机的扭矩又传入变速器。

1.5 膜片弹簧离合器的优点

膜片弹簧离合器在技术上比较先进，经济性合理，同时其性能良好，使用可靠性高寿命长，结构简单、紧凑，操作轻便。在保证可靠地传递发动机最大扭矩的前提下，有以下优点：

（1）结合时平顺、柔和，使汽车起步时不震动、冲击；

（2）离合器分离彻底；

（3）从动部分惯量小，以减轻换档时齿轮副的冲击；

（4）散热性能好；

（5）高速回转时只有可靠强度；

（6）避免汽车传动系共振，具有吸收震动、冲击和减小噪声能力；

（7）操纵轻便；

（8）工作性能（最大摩擦力矩和后备系数保持稳定）；

（9）使用寿命长。

1.6 设计基本要求

为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求：

(1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并且还有一定的传递转矩余力。

(2)接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。

(3)能作到分离时，彻底分离，接合时柔和。

(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)从动部分的转动惯量尽量小一些。这样，在分离离合器换档时，与变速器输入轴相连部分的转速就比较容易变化，从而减轻齿轮间冲击。

(6)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。

(7)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。

(8)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。

(9)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变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。

(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。

第二章离合器基本结构尺寸和参数的选择

2.1 摩擦片的选择

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，因此该设计选择单片离合器，摩擦片数2

Z=。

2.2 离合器后备系数

后备系数β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。后备系数β保证了离合器能可靠传递发动机转矩的同时，还有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。在选择β时，应考虑以下几点：

1.为可靠传递发动机最大转矩，错误！未找到引用源。不宜选取太小；

2.为减少传动系过载，保证操纵轻便，错误！未找到引用源。又不宜选取太大；

3.当发动机后备功率较大、使用条件较好时，错误！未找到引用源。可选取小些；

4.当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，错误！未找到引用源。应选取大些；

5.汽车总质量越大，错误！未找到引用源。也应选得越大；

6.发动机缸数越多，转矩波动越小，错误！未找到引用源。可选取小些；

7.膜片弹簧离合器选取错误！未找到引用源。值可比螺旋弹簧离合器小些；

8.双片离合器的错误！未找到引用源。应大于单片离合器；

9.不同车型的错误！未找到引用源。值应在一定范围内，最大范围错误！未找到引用源。为1.2～4.0

显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；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，β应选取大些；货车总质量越大，β也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；膜

片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应大于单片离合器。

汽车离合器的后备系数β推荐如下（供参考）：

小轿车：β=1.20～1.3 载货车：β=1.7～2.25 ；

带拖挂的重型汽车或牵引车：β=2.0～3.0。

国外对小轿车的离合器推荐其后备系数β值为1.2，因为小轿车的离合器都采用膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加），再加上小轿车的后备功率较大，使用条件较好，故宜取小值。

2.3 单位压力

单位压力p 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，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，加应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，p 应取小些；后备系数较大时，可适当增大p 。

当摩擦片采用不同材料时，p 按下列范围选取：

表1 不同材料时p 取值范围

2.4 摩擦片外径、内径及其它尺寸的确定

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大小有一定的关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩max T （N · m ）来选定D 时，可根据公式：

A

T D e max 100= (2-1)

式中D——摩擦片外径，mm

T——发动机最大转矩，N m⋅

max

A——和车型及使用情况有关的系数，

一般小轿车A＝47，载货汽车A＝36（单片）或A＝50（双片），故取A=47.

题目所给的最大转矩为150

D==mm

179

最终选定摩擦片的尺寸为180mm

D=。

摩擦片的内径d不作为一个独立的参数，它和外径D有一定的关系，用比值C'来反映，定义为：

错误！未找到引用源。

(2-2)

比值错误！未找到引用源。关系到从动片总成的结构设计和使用性能。增加错误！未找到引用源。有利于离合器的散热和减少摩擦片内外缘滑磨速度差。但是，过分增加错误！未找到引用源。会使得摩擦片面积减小，影响其传递转矩的能力。按照目前的设计经验，

'C

7.0

=

.0

~

53

一般说来，发动机转速越高，错误！未找到引用源。取值越大。由离合器摩擦片的尺寸系列和参数表2－1取得错误！未找到引用源。，内径d＝125 mm。

表2 离合器尺寸系列和参数

对摩擦片的厚度h，我国已规定了3种规格：3.2 mm，3.5 mm和4 mm。根据离合器摩擦片的尺寸系列和参数表2－1，取厚度h＝3.5 mm。

综上所述，选取摩擦片外径D＝180 mm，内径d＝125 mm，厚度h＝3.5 mm，错误！未找到引用源。＝0.694。

2.5 所选离合器基本参数的确定

摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：

(1) 应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。

(2) 要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。

(3) 要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好。

(4) 热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦。

(5) 磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面。

(6) 油水对摩擦性能的影响应最小。

(7) 结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象。

由以上的要求，目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。其摩擦因数μ取0.3，单位压力p 为0.10～0.35MPa 。

采用膜片弹簧离合器，使用条件较好，故取其后备系数 1.2β=。

离合器尺寸的校核可用如下公式验算单位压力p

错误！未找到引用源。 (2-3)

式中，μ为摩擦面间的静摩擦因数，取0.3μ=；Z 为摩擦面数，单片离合器的2Z =。 333max (1)12e T ZpD d D πβμ=- 331251.21500.320.18112180p π⎡⎤⎛⎫⨯=⨯⨯⨯⨯⨯-⎢⎥ ⎪⎝⎭⎢⎥⎣⎦ 则0.295MPa p =

单位压力p 在容许范围之内，认为所选离合器的尺寸、基本参数合适。

第三章离合器零件的结构选型及设计计算

3.1 从动盘总成设计

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。从动盘对离合器工作性能影响很大，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。

摩擦面片采用石棉基材料。

采用带扭转减振器的从动盘（整体式弹性从动片），从动片通常用1.3～2.0mm 厚的钢板冲压而成。将其外缘的盘形部分磨薄至0.65～1.0mm，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38～

48HRC。

从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，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1.0～1.4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26～32HRC。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、50CrV A、65Mn等弹簧钢丝。

花键的结构尺寸可根据GB1144－1974选定从动盘毂花键尺寸系列表选取其尺寸入下：从动盘外径D＝180mm，发动机转矩错误！未找到引用源。＝150N· m，花键齿数n＝10，花键外径错误！未找到引用源。＝26mm，花键内径错误！未找到引用源。＝21mm，齿厚b＝3mm，有效长度l＝20mm，挤压应错误！未找到引用源。11.8MPa。

表3 所选从动盘毂花键参数

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。

挤压应力计算公式： σ挤压=

P nhl （MPa ） （3-1） 式中，P 为花键的齿侧面压力，单位为N 。它由下式确定：

花键的齿侧面压力 max 4(D'')e T P d Z =+ （3-2） 式中，d '，D '分别为花键的内外径，m ； Z 为从动盘毂的数目；

max T e 为发动机最大转矩，N m ⋅；

n 为花键齿数；

h 为花键齿工作高度，m ；1()2h D d ''=

- l 为花键有效长度，m 。 则max 4415012766('')(0.0260.021)1e T P N D d Z ⨯===++⨯ 故σ挤压=P 1276625.5=30MPa 10[(0.0260.021)/2]0.020nhl σ⎡⎤==≤⎣⎦⨯-⨯挤压 所以，所选花键的结构尺寸满足要求。 根据经验、参照同类产品，选取从动盘摩擦材料为石棉基摩擦材料。采用它的原因是，一方面石棉有良好的耐热性能，而另一方面它又得到铜丝或锌丝的加强，可以说是一种性能比较良好的摩擦材料。

3.2 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等。

3.2.1 离合器盖设计

离合器盖与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的部分扭矩，此外它还是离合器压紧弹簧和分离机构的支撑体，对刚度、散热和对中都有较高的要求。通常用3～5mm 低碳钢板冲压成型，并开设通风窗口，采用定位销对中。

离合器盖结构设计的要求：

1.应具有足够的刚度，否则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。

为了减轻重量和增加刚度，小轿车和一般载货汽车的离合器常用厚度约为3-5mm 的低碳钢板冲压成比较复杂的形状。重型汽车由于批量少，为了降低成本，

增加刚度则长采用铸铁的离合器盖。

2.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。离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中.

3.盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。

4.为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。

乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。

3.2.2 压盘设计

压盘设计包括传力方式选择及其几何尺寸的确定两个方面。

1. 压盘传力方式选择

采用传力片的传力方式，由弹簧钢带制成的传力片的一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上。传动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，又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。由于各传动片沿圆周切向均匀分布，简化了压盘结构，降低了对装配精度的要求，还有利于压盘的对中性和离合器的平衡。

压盘常有以下几种传力方式：

(a)、凸台式连接方式；(b)、键式连接方式；

(c)、销式连接方式； (d)、传动片式连接方式。

压盘的结构除与传力方式有关外，还与压紧方式和分离方式有关。

2. 压盘几何尺寸的确定

初步确定压盘外径为200mm,内径为125mm ，厚度为15mm ，材料为灰铸铁HT200铸成，硬度为HB 170～227。

压盘设计时，在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超过8～10℃。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。 校核计算公式为：γW τ=cm 压盘 （3-3） 式中，τ——温升，℃；

W ——滑磨功，N m ⋅；

γ——分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘γ=0.50； c ——压盘的比热容，铸铁压盘544.28J/(kg K)c =⋅；

m 压盘——压盘质量，kg 。 压盘质量2293200125m π()()15107.8310 2.24kg 22-⎡⎤=-⨯⨯⨯⨯=⎢⎥⎣⎦压盘 取 2.3kg m =压盘 整车质量1060kg a m =，滚动半径[]18560%(1425.4/2)mm 0.29m R =⨯+⨯=，设

汽车起步时发动机转速e n 2000r/min =，主减速器传动比0 4.444i =，变速器最大传动比 3.455g i =。 滑磨功222222

22220 3.14200010600.298285J 18001800 4.444 3.455e a g n m R W i i π⨯⨯⨯===⨯⨯ （3-4） 温升γW 0.58285==3.31544.28 2.3cm τ⨯=⨯压盘℃＜[]=8τ℃ 所以，压盘设计合理。

3. 传力片的设计及强度校核

初定离合器压盘传力片的设计参数：

设3组传力片(3i =)，每组4片(4n =)，传力片的几何尺寸为：宽度20b mm =；厚度0.5h mm =；传力片上两孔之间的距离40l mm =；螺钉孔直径5d mm =；传力片切向布置，圆周半径90R mm =；传力片材料的弹性模量5210MPa E =⨯。

(1)计算传力片的有效长度1l ：

1 1.540 1.5532.5l l d mm =-=-⨯=

(2)计算传力片的弯曲总刚度K ∑： 53331112210200.53412120.175/32.51000x EJ ni K MN m l ∑⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯===⨯ (3)根据上述分析，计算以下3种工况的最大驱动应力及传力片的最小分离

力：

①彻底分离时， max max max max max 32136e e f Eh T f T l inRbh inRbh σ=-+ （3-5） 按照设计要求，0,0e f T ==,由上述公式可知0σ=。

②压盘和离合器盖组装成总成时,0e T =,通过分析计算可知max 3.5f mm = 计算最大应力5max max a 22133 3.52100.5994MP 32.5f Eh l σ⨯⨯⨯⨯=== ③离合器传扭时，分正向驱动（发动机向车轮）和反向驱动（车轮向发动机），

max f 出现在离合器摩擦片磨损到极限状况时，通过尺寸链计算可知

max 2.3f mm =。

(Ⅰ)正向驱动： max max max max max 22136e e f Eh T f T l inRbh inRbh σ=-+ （3-6） 5223 2.32100.56150 2.31000150100032.53490200.53490200.5⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=-+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯ 283.8MPa =

(Ⅱ)反向驱动：

max max max max max 22136e e f Eh T f T l inRbh inRbh σ=-+ （3-7） 5223 2.32100.56150 2.31000150100032.53490200.53490200.5⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+-⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯ 1022.69MPa =

可见反向驱动最危险，由于在取计算载荷时比较保守，明显偏大，因此传力片的许用应力可取其屈服极限。故传力片材料选择80号钢。

④传力片的最小分离力（弹性恢复力）发生在新装离合器的时候，从动盘尚

未磨损，离合器在接合状态下的弹性弯曲变形量此时最小，根据设计图纸确定min 0.85f mm =。传力片的弯曲总刚度0.175/K MN m ∑=，当min 0.85f mm =时，其弹性恢复力为：

3min min 112/x F EJ nif l =

min K f ∑=

60.175100.85/1000N =⨯⨯

148.75N =

其中：x J 为每一传力片的截面惯性矩。

经以上校核计算可以认为所设计传力片满足要求，各尺寸参数是可行的。

3.2.3 分离轴承总成

本设计的是膜片弹簧离合器，为了保证在分离离合器时分离轴承能均匀地压紧膜片弹簧内端，采用可以自位（自动调准中心）的分离装置，其结构示意图

3.1如下可以弥补因几何上偏移造成的强烈振动。

图2 自动调心轴承

1-分离轴承罩；2—分离轴承；3—分离套筒；4—波形弹簧片

自位分离轴承和分离套筒通过碟形弹簧装配在一起成为一体，碟形弹簧小端卡紧在轴承套筒座的外凸台部位，其大端压紧轴承外圈的内端面，依靠摩擦把分离轴承与轴承套筒连在一起。图中间隙A 所允许的调节量为1.4—2.4mm 。这种轴承的内外圈可由80Cr2轴承钢冲制加工而成，外密封环用0.5厚板材冲制,表

面有硫化氟橡胶,其密封刃口朝向轴承内座圈来密封.轴承中分布了15个钢球。

分离套筒装在变速器第一轴承盖的轴颈上，两者之间为间隙配合，可以在自由移动，而分离轴承内圈与分离套筒座相配合处径向有0.5mm的间隙.在离合器处于结合状态时,分离轴承的端面与分离杠杆之间应留有3—4mm间隙，以备在摩擦片磨损的情况下，不致防碍压盘继续压紧从动盘总成，以保证可靠地传递发动机转矩。这个间隙反映为踏板上的一段自由行程。

在本设计中，由前面选择的花键毂花键的尺寸（外径26mm，内径21mm）因而根据有关结构尺寸数据可初选一系列有关分离轴承和分离套筒及轴颈之间的配合尺寸：

表4 配合尺寸

分离轴承必须进行润滑，本设计采用的润滑方式为定期进行润滑，在分离套筒上开有用来注润滑油的缺口，而在离合器壳上装有注油杯并用软管通到分离套筒的缺口处。

第四章膜片弹簧设计

膜片弹簧的设计比较复杂，必须利用反求工程原理进行设计。即按照参考样件或先期的经验初步选定膜片弹簧的结构尺寸，然后对其工作弹性、应力强度等作出分析，最终经过优选定出其合理的结构尺寸。为此，需要清楚地了解膜片弹簧的结构特点、工作特性及失效的形式和原理，在此基础上要掌握有关膜片弹簧的弹性、强度等方面的计算方式。

4.1 膜片弹簧的结构特点

膜片弹簧在结构形状上分为两部分。在膜片弹簧的大端处为一完整的截锥体，它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。碟形弹簧的弹性作用是这样：沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形所。可以说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式。所不同的是，在膜片弹簧上还包括有径向开槽部分。膜片弹簧上的径向开槽部分像一圈瓣片，它的作用是，当离合器分离时作为分离杠杆。故它又称分离爪。分离爪与碟簧部分交接处为圆形孔。这样做，一方面可以减少分离爪根部应力集中，一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧，分离爪根部的过渡圆角R＞4.5。

4.2 膜片弹簧的加载方式和弹性变形特性

由于膜片弹簧采用拉式结构，故其正装。离合器在分离和接合时，膜片弹簧的加载情况不一样，相应的有两种加载方式：

1.接合时：离合器接合时，膜片弹簧起压紧弹簧之用，在压盘——离合器盖总成未与飞轮装合以前，膜片弹簧近似处于自由状态，膜片弹簧对压盘无压紧作用。当压盘——离合器盖总成与飞轮装合时，离合器盖前端面向飞轮前端面靠拢。因此，离合器盖通过支承环4对膜片弹簧施加载荷P

1

，膜片弹簧几乎变平。同

时在压盘处也作用有载荷P

1，我们把P

1

称作压紧力。支承环4和膜片弹簧压盘

接触处之间的高度变化称作大端变形

1

λ，膜片弹簧分离轴承相对于压盘高度的变

化称之为小端变形

2

λ。

2.分离时：当分离轴承以P

2

力作用在膜片弹簧的小端时，支承环4逐渐不

起作用，而支承环5开始起作用。当P

2

力达到一定值时，膜片弹簧被压翻。分

离时在膜片弹簧的大端处及小端处将进一步产生附加变形f 1λ和f 2λ。此时膜片

弹簧大端处的变形1λ=f 1λ+b 1λ。

前面说过膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分，碟簧部分的弹性变形特性和螺旋弹簧是不一样的，它是一种非线性的弹簧，其特性和碟簧部分的原始内截锥高H 及弹簧片厚h 的比值H/h 有关。不同的H/h 值可以得到不同的弹性变形特性曲线，如图4.1所示，载荷F 与变形λ之间的关系： ①当2

H h <弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域，即当变形增加，载荷反而减小。具有这种特性的膜片弹簧很适用于作为离合器的压紧弹簧；

④当H h =时，具有更大的负刚度区域；

⑤当H h >时，具有载荷为负值的区域。

图3 膜片弹簧的弹性特性曲线

1.2/

2. 2/=h H

3. 22/2<

4. 22/=h H

5. 22/>h H

4.3 膜片弹簧主要参数的选择

在设计膜片弹簧时，一般初步选定其全部尺寸然后进行一系列的验算，最后优选最合适的尺寸。其结构示意图如图4.2。