离合器设计详细.docx

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1、目 录目 录1第一章 绪论31. 1 概述31. 2 离合器的功用31. 3 离合器的分类31. 4 离合器基本的设计要求4第二章 摩擦式离合器的结构形式及原理52. 1 摩擦离合器的主要组成及结构型式52. 1. 1 组成52. 1. 2 结构型式52. 2 摩擦式离合器的基本结构原理5第三章 离合器的基本参数和尺寸73. 1 离合器设计所需原始数据73. 2 摩擦片设计73.2.1 摩擦片主要参数的选择73.2.2 摩擦片基本参数优化93. 3 摩片弹簧主要参数的选择1 13.3.1 膜片弹簧主要参数的选择113.3.2 膜片弹簧的优化设计123.3.3 膜片弹簧的载荷与变形关系133.3

2、.4 膜片弹簧的应力计算173.4 扭转减震器设计193.4.1 扭转减震器的功能203.4.2 扭转减震器的结构类型的选择203.4.3 扭转减震器的参数确定223.4.4 减震弹簧尺寸233.5 离合器操纵机构设计24第四章 离合器零件的结构选型及设计计算2 64. 1 从动盘总成2 64. 1. 1 摩擦片设计2 64. 1. 2 从动盘毂设计2 84. 1. 3 从动片设计2 94. 2压盘和离合器盖2 94. 2. 1 压盘设计2 94. 2. 2 离合器盖设计3 04. 3 离合器的分离装置3 1参考文献3 2小结32附录 膜片弹簧离合器CAD 图321.1 概述第一章绪论32对于

3、以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系是作为一个独立总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主、从动部之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主从动部分、从动部分、压紧机 构和操纵机构等四个部分。1.2 离合器的功用1. 保证汽车平稳起步起步前汽车处于静止状态，如果发动机与变速箱是刚性连接的，一旦挂上档，汽车将由 于突然接上动力突然前冲，不但会造成机件的损伤，而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生 的巨大惯性力，使发动机转速急剧下降而熄火。如果在起步时利用离合器暂时将发动机和变 速箱分离，然后离合器逐渐接合，由于离合器的主动部分与从

4、动部分之间存在着滑磨的现象， 可以使离合器传出的扭矩由零逐渐增大，而汽车的驱动力也逐渐增大，从而让汽车平稳地起步。2. 便于换档汽车行驶过程中，经常换用不同的变速箱档位，以适应不断变化的行驶条件。如果没有离合器将发动机与变速箱暂时分离，那么变速箱中啮合的传力齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿面间的压力很大而难于分开。另一对待啮合齿轮会因二者圆周速度不等而难于啮合。即使强行进入啮合也会产生很大的齿端冲击，容易损坏机件。利用离合器使发动机和变速箱暂时分离后进行换档，则原来啮合的一对齿轮因载荷卸除，啮合面间的压力大大减小，就容易分开。而待啮合的另一对齿轮，由于主动齿轮与发动机分开后转动惯量很小，采用合适

5、的换档动作就能使待啮合的齿轮圆周速度相等或接近相等，从而避免或减轻齿轮间的冲击。3. 防止传动系过载汽车紧急制动时，车轮突然急剧降速，而与发动机相连的传动系由于旋转的惯性，仍保持原有转速，这往往会在传动系统中产生远大于发动机转矩的惯性矩，使传动系的零件容易损坏。由于离合器是靠摩擦力来传递转矩的，所以当传动系内载荷超过摩擦力所能传递的转矩时，离合器的主、从动部分就会自动打滑，因而起到了防止传动系过载的作用。同时有效降低了传动系中的震动和噪声。1.3 离合器分类汽车离合器有摩擦式离合器、液力变矩器(液力偶合器)、电磁离合器等几种。摩擦式离合器又分为湿式和干式两种。目前，与手动变速器相配合的绝大多数

6、离合器为干式摩擦式离合器，按其从动盘的数目， 又分为单盘式、双盘式和多盘式等几种。湿式摩擦式离合器一般为多盘式的，浸在油中以便于散热。采用若干个螺旋弹簧作为压紧弹簧，并将这些弹簧沿压盘圆周分布的离合器称为周布弹簧离合器（如图所示。）采用膜片弹簧作为压紧弹簧的离合器称为膜片弹簧离合器。1.4 离合器基本的设计要求根据离合器的原理和功用，它应满足下列主要要求：（1） 能在任何行驶情况下，可靠地传递发动机的最大扭矩。为此，离合器的摩擦力矩（ T ）c应大于发动机最大扭矩（T）；e max（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，以免汽车起步冲撞或抖动；（3） 分离迅速、彻底。换档

7、时若离合器分离不彻底，则飞轮上的力矩继续有一部份传入变速器，会使换档困难，引起齿轮的冲击响声；（4） 从动盘的转动惯量小。离合器分离时，和变速器主动齿轮相连接的质量就只有离合器的从动盘。减小从动盘的转动惯量，换档时的冲击即降低；（5） 具有吸收振动、噪声和冲击的能力；（6） 散热良好，以免摩擦零件因温度过高而烧裂或因摩擦系数下降而打滑；（7） 操纵轻便，以减少驾驶员的疲劳。尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车，非常重要；（8） 摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，衬面磨损在一定范围内，要能通过调整，使离合器正常工作。第二章摩擦式离合器的结构形式及原理2.1 摩擦离合器的主要组成及结构型式2.1

8、.1 组成摩擦离合器由主动部分（飞轮，离合器盖和压盘等），从动部分（从动盘本体，摩擦片和从动盘毂），压紧机构（螺旋弹簧或膜片弹簧），操纵机构（分离机构和离合器踏板及传动机构，助力机构等）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机构。操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。2.1.2 结构型式按结构型式可分为 1）周置弹簧离合器 2）中央弹簧离合器 3）膜片弹簧离合器 4）双片离合器 5）斜置拉式弹簧离合器 6）金属陶瓷离合器 7）湿式离合器。汽车离合器多采用单片盘形离合器。因其结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向

9、有弹性的从动盘时也能接合平顺，因此被广泛应用于各级轿车及微、中、轻型客车与货车上，在发动机转矩不大于1000Nm 的大型客车和重型货车上也有所推广。因此本设计采用单片盘式离合器。如图2-1。图 2-1 单片盘式离合器2.2 摩擦式离合器的基本结构原理就摩擦式离合器本身而言，按其功能要求，结构上应由下列几部分组成：主动件、从动件、压紧弹簧和分离杠杆。其结构如图2-2 所示。（a）（b）图 2-2 离合器结构简图（ a）接合 （b）分离1飞轮；2从动盘总成；3压盘；4分离杆；5分离套筒；6分离器制动；7离合器踏板；8压紧弹簧；9离合器盖；10变速器第一轴（离合器输出轴）；11分离拨叉及操纵连接杆从

10、图 2-2 中可以看出，压盘3、分离杆4 和压紧弹簧 8 一起组装在离合器盖 9 内，俗称为离合器盖总成。盖总成通过螺栓安装到发动机的飞轮上。飞轮 1 和压盘 3 为主动件，发动机的转矩通过这两个主动件输入。飞轮1 和压盘 3 之间为从动件总成 2，它作为从动件通过摩擦接受由主动件传来的输入转矩，并通过其中间的从动盘毂花键输出转矩（由变速器第一轴 10 接受）。压紧弹簧8（它可以是螺旋弹簧或膜片弹簧）通过压盘3 把从动盘总成紧紧压在飞轮上，形成工作压力。当发动机工作带动飞轮 1 和压盘 3 一道旋转时通过压盘上压紧弹簧产生的工作压力所形成的摩擦力，带动从动盘总成旋转，完成转矩的输出。如图 2-

11、2（a）所示，离合器通常总是处于接合状态。当需要切断动力时驾驶员通过离合器操纵系统中的踏板 7，并经过操纵传动杆系及分离拨叉 11 推动分离套筒 5 向前，消除间隙y，使分离杆 4 绕其在离合器盖 9 上的支点转动，克服压紧弹簧 8 的工作压力后，压盘 3 向后移动，从动盘总成2 和压盘 3 脱离接触。离合器分离时的状况如图2-2（b）所示， 此时，从动盘总成 2 不再输出转矩。分离套筒向左移动时，在消除间隙r 后，输出轴 10 受到了制动，转速很快下降。第三章离合器的基本参数和尺寸3.1 离合器设计所需原始数据:科鲁兹 1.8 SE AT原始参数：整车整备质量：1360kg 排量：1.8L

12、升最大功率：105/6200 KW/rpm最大扭矩：177/3800 Nm/rpm主减速比：3.23 一档速比：4.58 滚动半径：313mm3.2 摩擦片设计3.2.1 摩擦片主要参数的选择采用单片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机扭矩的，为保证可靠度，离合器静摩擦力c矩T 应大于发动机最大扭矩Te max摩擦片的静压力：T = b TCe max（3.1）（式中： b 离合器后备系数（ b 1 ）（1）后备系数 是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择 时，应从以下几个方面考虑：a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑

13、磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车 =1.21.75。结合设计实际情况，故选择 =1.5。则有 可有表 3.2 查得 1.5。T = b TCe max1.5*177=265.5=表 3.1离合器后备系数的取值范围车型乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车最大总质量为 614t 的商用车挂车后备系数1.201.751.502.251.804.00Te max摩擦片的外径可有式: D = KD（3.3） 求得K 为直径系数，取值见表 3.3取 K 14.6得D=203.35mm。DD=表 3.2直径系数的取值范围车型乘用车最大总质量为 1.814.0t 的商用车最大总质

14、量大于 14.0t 的商用车摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表(部分):直径系数 KD14.616.018.5(单片离合器)13.515.0(双片离合器)22.524.0外径Dmm 内径 dmm 厚度/mm1- C 3C = d D单面面积cm2表 3.3 离合器摩擦片尺寸系列和参数1601802002252502803003251101251401501551651751903.23.53.53.53.53.53.53.50.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800106

15、132160221302402466546取第四组数据，即： 外径：225内径：150 厚度：3.51- C 3 ：0.667C = dD ：0.703单面面积cm：221摩擦片的摩擦因数 f 取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。可由表 3.4 查得：表 3.4摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料摩擦因数 f石棉基材料粉末冶金材料模压编织铜基铁基金属陶瓷材料0.200.250.250.350.250.350.300.500.4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。本题目设计单片离合器，因此 Z=2。离合器间隙 t 是指离合器处

16、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=4mm。离合器的静摩擦力矩为：Tc= fFZRc（3.4）与式（3.1）联立得：(e)12bT maxpfzD 3 1 - C 3（3.5）代入数据得：单位压力P =0.25MPa。0摩擦片材料单位压力 p /MPa0表 3.5摩擦片单位压力的取值范围石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料模压0.350.50编织金属陶瓷材料3.2.2摩擦片基本参数的优化0.701.50（1） 摩擦片外径D（mm）的

17、选取应使最大圆周速度v 不超过 6570m/s，即0（3.6）V = vdDp= n60 e maxpD 10-3 = 6200 225 10-3 = 65.87 m/s 65 70 m/s60式中， v 为摩擦片最大圆周速度（m/s）； n为发动机最高转速(r/min)。0e max（2） 摩擦片的内、外径比C 应在 0.530.70 范围内，即0.53 C = 0.657 0.7（3） 为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的值应在一定范围内，最大范围为 1.24.0。（4） 为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d 必须大于减振器振器弹簧位置直径2R0约 50m

18、m，即d 2R + 50 mm0（5） 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(4T)（3.7）式T=c= 0.220 Tc0p Z D 2 - d 2c0中， T 为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm2)，可按表 3.6 选取c0经检查,合格。离合器规格 210 210 250 250 325 325Tc 0/10 -2028030035040表 3.6单位摩擦面积传递转矩的许用值（6） 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力 p 的0最大范围为 0.111.50MPa,即0.10 MPa p = 0.25 MPa 1.

19、50 MPa0（7） 为了减少汽车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摩擦面积滑磨功应小于其许用值,即(w =4WpZ D 2 - d 2) w（3.8）式中, w 为单位摩擦面积滑磨(J/mm2) ； w为其许用值(J/mm2) ， 对于乘用车：w = 0.40 J/mm2，对于最大总质量小于 6.0t 的商用车：w = 0.33 J/mm2，对于最大总质量大于 6.0t 商用车：w = 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（J），可根据下式计算p 2 n 2 m r 2 W = e a r （3.9）1800 i

20、 2 i 2 0 g 式中，ma为汽车总质量(Kg)；r 为轮胎滚动半径（m）；irg为汽车起步时所用变速器挡位的传动比； i 为主减速器传动比； n 为发动机转速 r/min，计算时乘用车取2000 r/min，商用0e车取1500 r/min。其中： i0= 3.23ig1= 4.58 rr= 0.31m ma= 1360 Kg 代入式（3.9）得W = 47236.79 J，代入式（3.8）得w = 0.3687 0.40 = w（乘用车取w = 0.40 J/mm2），合格。（8） 离合器接合的温升t = g Wmc式中,t 为压盘温升,不超过8 10 C；c 为压盘的比热容， c =

21、 481.4 J/(KgC)；为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘；l = 0.5 ， m 为压盘的质量m = 3.15 Kg代入， t = 4.76 C，合格。3.3 摩片弹簧设计3.3.1 膜片弹簧主要参数的选择1. 比较 H/h 的选择此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式（3.10）中载荷与变形 1 之间的函数关系可知，当 H h 2 时，F 有一极大值和极小值；当 H h =2 时，F 极小值在横坐标上，见图 3.1。111- H / h 22- H / h =2223- H / h 2图 3.1膜片弹簧的弹性特性曲线为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹

22、簧的 H/h 通常在 1.52 范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为 24mm，本设计 H h = 2 ，h=3mm ，则 H=6mm 。2. R/r 选择通过分析表明，R/r 越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r 常在 1.21.3 的范围内取值。本设计c中取 R r = 1.25 ，摩擦片的平均半径R= D + d = 85 mm， r R4c取 r = 88 mm 则R = 105.6 mm 取整 R = 106 mm 则 Rr = 1.20 。3. 圆锥底角汽车膜片弹簧在自由状态时， 圆锥底角 一般在 9 15 范围内，

23、 本设计中a = arct anH (R - r ) 得a = 14.32 在9 15 之间，合格。分离指数常取为 18，大尺寸膜片弹簧有取 24 的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取12 的，本设计所取分离指数为 18。4. 切槽宽度d = 3.2 3.5 mm，d= 9 10 mm，取d= 3 mm，d= 10 mm，r 应满足r - r d1212ee2的要求。5. 压盘加载点半径 R 和支承环加载点半径r 的确定11r 应略大于且尽量接近 r， R 应略小于 R 且尽量接近 R。本设计取 R= 105 mm，111r = 93 mm。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。

24、国内常用的1碟簧材料的为 60SizMnA，当量应力可取为 16001700N/mm2。6. 公差与精度离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度，压力盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。3.3.2 膜片弹簧的优化设计（1） 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 H h 与初始锥角a = H (R - r )应在一定范围内，即1.6 Hh = 2 2.29 a H (R - r )= 14.32 15（2） 弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.20 Rr = 1.20 1.3570 70.66 100（3） 为了使摩擦

25、片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径 R （或1拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r ）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即1推式：(D + d ) / 4 R1 D 2拉式：(D + d ) / 4 = 92.50 r1= 93 D / 2 = 100（4） 根据弹簧结构布置要求， R1与 R ， rf与r 之差应在一定范围内选取，即01 R - R1= 1 60 r1- r = 5 60 rf- r 40（5） 膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此杠杆比应在一定范围内选取，即推式：2.3 r - r1f 4.5R - r11R - r拉式：3.5 1f 9.0由（4）和（5

26、）得rfR1= 34 mm， r0- r1= 32 mm。3.3.3 膜片弹簧的载荷与变形关系碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图3.2，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F 表示，加载点间的相对变形（轴向）1为 ，则压紧力F 与变形 之间的关系式为:111pEhlIn(R / r) R - r lR - r F =

27、 6(1 - m1 ) () H - l R - r H -1 - r + h 2 12R - r112 12R1111式中： E弹性模量，对于钢， E = 2.1105 MPa（3.10） 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R 压盘加载点半径1r 支承环加载点半径1表 3.8 膜片弹簧弹性特性所用到的系数R106r88R1105r190H6h3利用 Matlab 软件进行 P1x1 特性曲线的绘制，程序和图形如下： 程序如下：x1=0:0.2:7;%x1 为膜片弹簧在压

28、盘接触点处的轴向变形E=2.1*105;%弹性模量（Mpa） b=0.3;%泊松比R=106;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm) r=88;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm) H=6;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm） h=3;%膜片弹簧钢板厚度（mm）R1=105;%压盘加载点半径（mm） r1=90;%支承环加载点半径（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2);%以下用于绘图clfplot(x1,P1,-b);axis(0,7,0,8

29、000);%设置坐标hold onhold off,grid on xlabel( 变 形 x1/mm) ylabel(工作压力 P1/N) title(P1-x1 特性曲线) 图形如下： l12.967.045l29.182.18215.5F111796.936748.989273F23775.022159.672967.36表 3.9 膜片弹簧工作点的数据确定膜片弹簧的工作点位置:可以利用 Matlab 软件寻找 P1x1 特性曲线中 M,N 的位置坐标，具体程序如下x1=0:0.2:7;%x1 为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形E=2.1*105;%弹性模量（Mpa） b=0.3;%泊松

30、比R=106;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm) r=88;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm) H=6;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm） h=3;%膜片弹簧钢板厚度（mm）R1=105;%压盘加载点半径（mm） r1=90;%支承环加载点半径（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2);%以下用于绘图clfplot(x1,P1,-b);axis(0,7,0,8000);%设置坐标hold onhold off,grid on xlabel

31、( 变 形 x1/mm) ylabel(工作压力 P1/N) title(P1-x1 特性曲线)zoom out x,y=ginput(1) x =2.6694y = 5.2515e+003x,y=ginput(1) x =4.9767y = 4.5195e+003则可知l1M= 2.6694 mm , P1M= 5.2515e + 003Nl= 4.9767mm, P1N1N= 4.5195e + 003N上述曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧的压平位置，而且l1H= (l1M+ l) / 21N则l 2.6694 + 4.9767 3.8230mm1H2新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点 B

32、 一般取在凸点 M 和拐点 M 之间，且靠近或在 H 点处，一般l1B= (0.8 1.0)l1H则取l1B= 0.9l1H= 0.9 3.82 = 3.44mm则此时校核后备系数bbP m R Z5252 0.25 93.75 2= ScTc = 1.26195000e max满足要求离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为l= l1N1M+ l（ l1 f1 f即为压盘的行程Df )故Df = l- l1N1M= 4.9767 - 2.6694 = 2.3073mm压盘刚开始分离时，压盘的行程Df = l- l1H1M= 3.8230 - 2.6694 = 1.1536mm图 3.2膜片弹

33、簧的尺寸简图3.3.5 膜片弹簧的应力计算假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O 转动（图 3.4）。断面在O 点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O 点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于中性点O。令X 轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意点的切向应力为：Exf(a - f / 2)- yfs t = 1 - m 2 e + x（3.14）式中 碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起） 碟簧部分子有状态时的圆锥底角e 碟簧部分子午断面内中性点的半径e=（R-r）/In(R/r)（3.15）()()为了

34、分析断面中断向应力的分布规律，将（3.14）式写成Y 与 X 轴的关系式：f 1 - m 2 a 1 - m 2 e afY = a - - t X - tt2 EE f（3.16）图 3.4切向应力在子午断面的分布由上式可知，当膜片弹簧变形位置 一定时，一定的切向应力 t 在 X-Y 坐标系里呈线性分布。当a = 0 时Y = (a - j)X ，因为(a - j) 的值很小，我们可以将(a - j ) 看成t222tg(a - j) ，由上式可写成Y = tg(a - j)X 。此式表明，对于一定的零应力分布在22中性点 O 而与 X 轴承(a - j) 角的直线上。从式（3.16）可以看

35、出当X = -e 时无2论取任何值，都有Y = -(a - j)e 。显然，零应力直线为 K 点与 O 点的连线，在2零应力直线内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。由此可知，碟簧部分内缘点 B 处切向压应力最大，A 处切向拉应力最大，分析表明，B 点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核 B 处应力就可以了，将 B 点的坐标 X=（e-r）和 Y=h/2 代入（3.17）式有：o= ()e - r (e - r )dh j 2 - + jetB1 - m 2 r222 （3.17）ds Bh()令t= 0 可以求出切向压应力达极大值的转角j = a +dP

36、j2 e - r由于：e =R - r= 106 - 88ln(R r)ln(106 / 88)= 96.25 mmP所以： j= 0.33 ，s= -1960.33 N/mm2tBB 点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力 F2 作用下还受有弯曲应力：6(r - r )Fo=f2rBn br h 2式中n分离指数目 n=18rb 单个分离指的根部宽（3.18）2pr2 p 30b =0 = 10.47 mmr1818因此：s= 620.33 N/mm2rB由于 rB 是与切向压应力tB 垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论，B 点的当量应力为：o= s- sBjrBtB= 620.560

37、 - 1960.33 = -1339.77 N/mm2o sBjBj = 1700 N/mm2膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能力，一般要经过以下工艺：先对其进行调质处理，得到具有较高抗疲劳能力的回火索氏体，对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持 1214h），使其高应力区产生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，提高弹簧疲劳寿命，对分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以用设数据合适。3.4 扭转减震器设计3.4.1 扭转减振器的功能为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性一阻

38、尼装置，它就是装在离合器从动盘上的扭转减振器。其弹性元件用来降低传动系前端的扭转刚度，降低传动系扭振系统三节点振型的固有频率，以便将较为严重的扭振车速移出常用车速范围(当然，在实际中要做到这一点是非常困难的)；其阻尼元件用来消耗扭振能量，从而可有效地降低传动系的共振载荷、非共振载荷及噪声。3.4.2 扭转减振器的结构类型的选择图 3.5 给出了几种扭转减振器的结构图，它们之间的差异在于采用了不同的弹性元件和阻尼装置。采用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器(见图 3.5a-d)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

39、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(图 3.5e 为三级的)。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

40、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。采用空心圆柱形见(图 3.5)或星形等其他形状的橡胶弹性元件的扭转减振器，也具有非线性的弹性特性。虽然其结构简单、橡胶变形时具有较大的内摩擦，因而不需另加阻尼装置，但由于它会使从动盘的转动惯量显著增大，且在离合器热状态下工作需用专门的橡胶制造，因此尚未得到广泛采用。1- 从动片；2-从动盘毂；3-摩擦片；4-减振弹簧；5-碟形弹簧垫片；6-压紧弹簧；7-减振盘；8-橡胶弹性元件图 3.5 减振器结构图减振器的阻尼元件多采用摩擦片，在(图 3.5a)的结构中阻尼摩擦片的正压力靠从动片与减振盘间的连接铆钉建立。其结构虽简单，但当摩擦片磨损后，阻尼力矩便减小甚至消失。为了保证正压力从而阻尼力矩的稳定，可加进碟形弹簧(图 3.5c，d)，同时采用不同刚度的碟形弹簧和圆柱螺旋压簧分别对两组摩擦片建立不同的正压力(图 3.5d)，就可实现阻尼力矩的非线性变化。3.4.3 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 Ca度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（3-19）式中：TC