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1、第1章 绪 论1.1离合器的发展在早期研发的离合器结构中，锥形离合器最为成功。它的原型设计曾装在1889年德国戴姆勒公司生产的钢制车轮的小汽车上。它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。采用锥形离合器的方案一直延续到20世纪20年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比较简单，摩擦面容易修复。它的摩擦材料曾用过骆毛带、皮革带等。那时曾出现过蹄-鼓式离合器，其结构有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。蹄-鼓式离合器用的摩擦元件是木块、皮革带等，蹄-鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。无论锥形离合器或蹄-鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动件根本无法分离的自锁现象。现今所用的盘式离合器
2、的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。多片离合器最主要的优点是，汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。早期的设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一青铜盘片。采用纯粹的金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更为满意的性能。浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外，油也容易把金属盘片粘住，不易分离。但毕竟还是优点大于缺点。因为在当时，许多其他离合器还在原创阶段，性能很不稳定。石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘片式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更高的温度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是由多片离合
3、器向单片离合器转变的关键。20世纪20年代末，直到进入30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才使用多片离合器。早期的单片干式离合器由与锥形离合器相似的问题，即离合器接合时不够平顺。但是，由于单片干式离合器结构紧凑，散热良好，转动惯量小，所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功地开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。实际上早在1920年就出现了单片干式离合器，这和前面提到的发明了石棉基的摩擦面片有关。但在那时相当一段时间内，由于技术设计上的缺陷，造成了单片离合器在接合时不够平顺的问题。第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上是没有摩擦面片的，摩擦面片是贴附在主动件飞轮
4、和压盘上的，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上。后来改用多个直径较小的弹簧，沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。这种布置在设计上带来了实实在在的好处，使压盘上的弹簧的工作压力分布更均匀，并减小了轴向尺寸。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式摩擦离合器，因为它具有从动部分转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点，而且由于在结构上采取一定措施，已能做到接合盘式平顺，因此现在广泛采用于大、中、小各类车型中。如今单片干式离合器在结构设计方面相当完善。采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性。离合器从动盘总成中装
5、有扭转减振器，防止了传动系统的扭转共振，减小了传动系统噪声和载荷。随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘用车上愈来愈多地采用具有双质量飞轮的扭转减振器，能更好地降低传动系的噪声。对于重型离合器，由于商用车趋于大型化，发动机功率不断加大，但离合器允许加大尺寸的空间有限，离合器的使用条件日酷一日，增加离合器传扭能力，提高使用寿命，简化操作，已成为重型离合器当前的发展趋势。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上可采用双片干式离合器。从理论上讲，在相同的径向尺寸下，双片离合器的传扭能力和使用寿命是单片的2倍。但受到其他客观因素的影响，实际的效果要比理论值低一些。近年来湿式
6、离合器在技术上不断改进，在国外某些重型车上又开始采用多片湿式离合器的设计。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低(不超过93)，因此，起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。查阅国内外资料获知，这种离合器的使用寿命可达干式离合器的5-6倍，但湿式离合器优点的发挥是一定要在某温度范围内才能实现的，超过这一温度范围将起负面效应。目前此技术尚不够完善。(b)(a) 图1.1 离合器工作原理图1.2 研究现状膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器。因其作为压簧，可以同时兼起分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，质量减少，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其
7、次，由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，使压力分布均匀。另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性，故能在从动盘摩擦片磨损后，弹簧仍能可靠的传递发动机的转矩，而不致产生滑离。离合器分离时，使离合器踏板操纵轻便，减轻驾驶员的劳动强度。此外，因膜片弹簧是一种对称零件，平衡性好，在高速下，其压紧力降低很少，而周布置弹离合器在高速时，因受离心力作用会产生横向挠曲，弹簧严重鼓出，从而降低了对压盘的压紧力，从而引起离合器传递转矩能力下降。那么可以看出，对于微型车膜片弹簧离合器的设计研究在改善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义2。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高，
8、因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得到广泛运用，而且正大力扩展到载货汽车和重型汽车上，国外已经设计出了传递转矩为802000N.m、最大摩擦片外径达420的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿车、客车、轻型和中型货车上。甚至某些总质量达2832t的重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的，但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要高。膜片弹簧离合器的操纵曾经都采用压式机构，即离合器分离时膜片弹簧弹性杠压杆内端的分离指处是承受压力。当前膜片弹簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简化，零件减少、装拆方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下
9、降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。而在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程。近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型车上又开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低(不超过93)，因此，起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。查阅国内外资料获知，这种离合器的使用寿命可达干式离合器的5-6倍，但湿式离合器优点的发挥是一定要在某温度范围内才能实现的，超过这一温度范围将起负面效应。目前此技术尚不够完善。1.3 研究内容早期的离合器结构尺寸大，从动部分转动惯量大，引起变速器换档困难，而且这种离合器在结合时也
10、不够柔和，容易卡住，散热性差，操纵也不方便，平衡性能也欠佳。本次设计的目的是克服上述困难，使离合器的尺寸减小，便于安装盒布置；减小从动部分的转动惯量，保证换挡容易，使用起来效果更好，而且具有稳定性好、操纵方便等优点。膜片弹簧离合器，它的转矩容量大且较稳定，操纵轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。本设计就是设计膜片弹簧离合器，在设计中对各种离合器类型进行分析，确定出结构方案，再对离合器的各基本参数进行选择计算，设计出个零件，最终设计出适用于微型车的车用离合器。第2章 离合器结构方案选取现在汽车上应用最广泛的离合器主要是干式摩擦式离合器，本次设计也是采用摩擦式，要根据选定
11、车型的参数进行机构方案的选择。2.1设计参数和结构要求选定车型的参数在表2.1中有详细描述。表2.1 选定车型的参数名称参数发动机最大功率及转速35.5Kw/5000rpm发动转矩及转速74 N.m/3500rpm整备质量870kg最大车速120km/h最小离地间隙180mm轮胎型号12英寸为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足以下要求1：(1) 在任何行驶条件下，都能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。 (2) 接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。(3) 分离要迅速、彻底。(4) 从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的
12、冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。(5) 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) 应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。(7) 操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。(8) 作用在从动盘上的总压力和摩擦离合器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。(9) 具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。(10) 结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便。2.2 离合器结构设计结构设计的各项要求，在本设计中都将全面的考虑，并采用相应的措施予以实现
13、。2.2.1 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。2.2.2 压紧弹簧的结构形式及布置离合器的压紧弹簧的结构形式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。可采用沿圆周布置、中央布置、和斜置等布置形式。根据本所设计的离合器的已知系数和使用条件选取膜片弹簧离合器比较合适。片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点1：（1）由于膜片弹簧有理想的非线性特征,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当
14、离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力；（2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；（3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降；（4）由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命；（5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；（6）平衡性好；（7）有利于大批量生产，降低制造成本。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
15、片弹簧的制造已日趋成熟。因此，我选用膜片弹簧式离合器。图2.1描述了膜片弹簧离合器的工作原理，同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。当离合器分离时，分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动压盘移到膜后移使离合器分离。 （a）自由状态； （b）压紧状态； （c）分离状态图2.1 膜片弹簧离合器的工作原理图2.2.3 压盘的驱动方式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，在不传递扭矩时，又应能够与从动盘脱离接触，所以这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动。在膜片弹簧离合器中，
16、扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种2： （1）凸台窗孔式：它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内，通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简单，应用较多；缺点：压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离不彻底。（2）径向传动驱动式：这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起，此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部分，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；另外，工作时压盘和离合器盖径向相对位置不发生变化，因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动和噪声。（3）径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片
17、将压盘与离合器盖连接在一起，除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的结构特征都与径向传动驱动方式相同。经比较，我选择径向传动驱动方式。a凸块窗孔式；b传力销式；c键槽指销式；d键齿式；e弹性传动片式图2.3 压盘的驱动方式2.2.4 分离杠杆、分离轴承分离杠杆的作用由膜片弹簧承担，其作用是通过分离轴承克服离合器弹簧的推力并推动压盘移动，从而使压盘与从动盘和从动盘与飞轮相互分离，截断动力的传递，分离杠杆要具有足够的强度和刚度，以承受反复作用在其上面的弯曲应力。 分离轴承的作用是通过分离叉的作用使分离轴承沿变速器前端盖导向套作轴向移动，推动旋转中的膜片弹簧中部分离前端，使离合器起到分离作用。
18、离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。前者适合于高速低轴向负荷，后者适合于相反情况.常用含润滑油脂的密封止推球轴承;小型车有时采用含油石墨止推滑动轴承。分离轴承与膜片弹簧之间有沿圆周方向的滑磨，当两者旋转中不同心时也伴有径向滑磨。为了消除因不同心导致的磨损并使分离轴承与膜片弹簧内端接触均匀，膜片弹簧离合器广泛采用自动调心式分离装置结构原理如图2.4。它有旋转轴承，轴承罩，波形片簧如图2.4中2波形弹簧，它由厚约为0.7mm的65Mn钢带制成，油淬、模内回火度HRC4351）及分离套筒组成。由于轴承与套筒间都留有足够径向间隙以保证分离轴承相对于分离套筒可以径向移动1mm左右，所以当膜
19、片相对分离套筒有偏斜时，由于波形片簧能够产生变形，允许分离轴承产生相对的偏斜，以保证膜片弹簧仍能被均匀的压紧，也防止了膜片弹簧分离指处的异常磨损并减少了噪音。另外由于分离指与直径较小的轴承内圈接触，则增大了膜片弹簧的杠杆比。1分离轴承；2波形弹簧；3分离轴承罩；4分离套筒图2.4 自动调心轴承装置分离套筒支撑着分离轴承并位于变速器第一轴轴承盖的轴颈上，可以轴向移动。分离器结合后，分离轴承与分离杠杆之间一般有34mm间隙，以免在摩擦片磨损后引起压盘压力不足而导致离合器打滑使摩擦片以及分离轴承烧坏。此间隙使踏板有段自由行程。有的轿车采用无此间隙的内圈恒转式结构，用轻微的油压或弹簧力使分离轴承与杠杆
20、端（多为膜片弹簧）经常贴合，以减轻磨损和减少踏板行程。本设计采用自动调心分离轴承，其结构如图2.4所述。2.2.5 离合器的通风散热措施提高离合器工作性能的有效措施是借助于其通风散热系统降低其摩擦表面的温度。试验表明在正常使用条件下，离合器的压盘工作表面的温度一般均在180以下，随着其温度的升高，摩擦片的磨损将加快。当压盘工作表面的温度超过180200时，摩擦片的磨损速度将急剧升高。在特别严酷的使用条件下，该温度有可能达到1000。在高温下压盘会翘曲变形甚至产生裂纹和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也会烧裂和破坏。为防止摩擦表面的温度过高，除压盘应具有足够的质量以保证有足够的热容量外，还应使其
21、散热通风良好。为此，可在压盘上设置散热筋或鼓风筋；在双片离合器中间压盘体内铸出足够多的导风槽，这种结构措施在单片离合器压盘上也开始应用；将离合器盖和压盘设计成带有鼓风叶片的结构；在保证有足够刚度的前提下在离合器盖上开出较多或较大的通风口，以加强离合器表面的通风散热和清除摩擦产生的材料粉末，在离合器壳上设置离合器冷却气流的入口和出口等所谓通风窗，在离合器壳内装设冷却气流的导罩，以实现对摩擦表面有较强定向气流通过的通风散热等。为防止压盘 的受热翘曲变形，压盘应有足够大的刚度。鉴于以上对质量和刚度的要求，一般压盘都设计得比较厚，一般不小于10mm。2.3本章小结 本章是根据所选择的车型的基本参数，为
22、达到设计汽车的要求，对离合器的基础结构设计方案进行选择，包括压紧弹簧类型的选择，从动盘的选择，分离轴承的类型，压盘的驱动方式等。第3章 离合器基本结构参数的确定3.1摩擦片主要参数的选择摩擦片外径是离合器的主要参数，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，发动机最大转矩已知，适当选取后备系数和单位压力P0，可估算出摩擦片外径。摩擦片外径D（mm）也可以根据发动机最大转矩（Nm）按如下经验公式选用 （3.1）式中，为直径系数，取值范围见表3-12。由选车型得= 74Nm，=14.6，则将各参数值代入式后计算得 D=125.5mm表3-1直径系数的取
23、值范围车 型直径系数乘用车14.6最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.5(单片离合器)13.515.0(双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3-22；结合后面的表4-1表3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB145774）外径D/mm160180200225250280300325350内径d/mm110125140150155165175190195厚度h/3.23.53.53.53.53.53.53.54=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.5401
24、0.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827单位面积F/106132160221302402466546678应取：摩擦片相关标准尺寸： 外径D=200mm 内径d=140mm 厚度h=3.5mm 内径与外径比值C=0.700 1=0.6573.2离合器后备系数的确定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。本设计的是微型车离合
25、器，参看有关统计质料“离合器后备系数的取值范围”（见下表3-3），并根据最大总质量不超过6吨的载货汽车=1.201.75，结合设计实际情况，故选择=1.20。则有可有表3.1查得 1.20。表3-3离合器后备系数的取值范围车 型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.201.75最大总质量为614t的商用车1.502.25挂车1.804.003.3单位压力P的确定摩擦面上的单位压力P的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及质量等有关. 离合器使用频繁,工作条件比较恶劣(如城市用的公共汽车和矿用载重车),单位压力P较小为好2。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦
26、片摩擦面上的单位压力P。因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力P应随摩擦片外径的增加而降低。前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸：外径D=200mm内径d=140mm，厚度h=3.5mm，内径与外径比值C=0.70 。又初选=1.20运用公式（3.2）可以校核单位压力P： T=PD(1) (3.2)式中：Z对单片离合器取2为摩擦系数，可取=0.26代入相关数据则得：P=0.29MP 又由表3.4中的查得：石棉基材料（在后面设计中，摩擦片材料选择石棉基材料）单位
27、压力p=0.250.35Mpa，也即是摩擦面上的单位压力PP,没有超出允许范围.因此上述各基本结构参数合适。表3.4 摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力 /Mpa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50铁基金属陶瓷0.701.503.4本章小结 本章节根据经验公式计算出摩擦片的内径外径尺寸，再查表选择出合适的尺寸。后备系数的选择是根据车型的不同而选择的一个范围，在选定的范围内，根据车的使用情况，车的配置等选择出合适的后备系数。单位眼里的确定是根据摩擦片的尺寸、后备系数计算出来的，最后再看是否在允许的范围内。第4章 离合器从动盘设计离合器从动盘是
28、离合器的从动部分，与变速器输入轴相连，动力最终经过从动盘传到变速器输入轴上。从动盘对离合器的工作性能有着很重要的作用，是离合器不能缺少的一部分。4.1从动盘结构介绍在现代汽车上一般都采用带有扭转减振的从动盘,用以避免汽车传动系统的共振,缓和冲击,减少噪声,提高传动系统零件的寿命,改善汽车行使的舒适性,并使汽车平稳起步。从动盘主要由从动片，从动盘毂，摩擦片等组成，由下图4.1可以看出，摩擦片1，13分别用铆钉14，15铆在波形弹簧片上，而后者又和从动片铆在一起。从动片5用限位销7和减振12铆在一起。这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片5和减振盘12上圆周切线方向开有6个均布的
29、长方形窗孔，在在从动片 和减振盘之间的从动盘毂8法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧11，以便三者弹性的连接起来。在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。在从动片和从动盘毂之间还装有减振摩擦片6，9。当系统发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。1，13摩擦1,13摩擦片；2，14，15铆钉；3波形弹簧片；4平衡块；5从动片；6，9减振摩擦；7限位销；8从动盘毂；10调整垫片；11减振弹簧；12减振盘图4.1 带扭转减振器的从动盘4.2 从动盘设计从动盘总成由摩擦片，从动片，减震器和从动盘
30、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。从动盘总成应满足如下设计要求：（1）为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小（2）为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性（3）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器（4）要有足够的抗爆裂强度4.2.1从动片的选择和设计 设计从动片时要尽量减轻质量，并使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得小的转动惯量。这是因为汽车在行驶中进行换档时，首先要分离离合器，从动盘的转速必然要在离合器换档的过程中发生变化，或是增速（由高档
31、换为低档）或是降速（由低档换为高档）。离合器的从动盘转速的变化将引起惯性力，而使变速器换档齿轮之间产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小与冲动盘的转动惯量成正比，因此为了见效转动惯量，从动片都做的比较薄，通常是用1.32.0mm厚的薄钢板冲压而成,为了进一步减小从动片的转动惯量,有时将从动片外缘的盘形部分磨至0.651.0mm,使其质量更加靠近旋转中心3。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作成具有轴向弹性的结构，这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的，从而保证离合器所传递的力矩是缓和增长的。此外，弹性从动片还使压力的分布比较
32、均匀，改善表面的接触，有利于摩擦片的磨损。 具有轴向弹性的的传动片有以下三种形式 ：整体式的弹性从动片，分开式的弹性从动片、及组合式弹性从动片。在本设计中，因为设计的是普通轿车的离合器，故可以采用整体式弹性从动片，图4.2说明了整体式从动片的结构3，离合器从动片采用2mm厚的的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取D=200mm，内径由从动盘毂的尺寸决定，由以后的设计取得d=40。为了防止由于工作温度升高后使从动盘产生翘曲而引起离合器分离不彻底的缺陷，还在从动刚片上沿径向开有几条切口。由于其采用整体式弹性从动片，从动片沿半径方向开槽,其结构简图见下图4.2,将外圆部分分割成许多扇形,
33、并将扇形部分冲压成依次向相同方向弯曲的波浪形,使其具有轴向弹性,两边的摩擦片则分别铆在扇形片上.在离合器结合的过程中,从动片被压紧,弯曲的波浪扇形部分被逐渐压平从动盘摩擦面片所传递的转矩逐渐增大,使其结合过程较平顺,柔和,整体式弹性从动片根据从动片尺寸的大小可制成612个切槽,并常常将扇形部分与中央部分的连接处切成T形槽,目的是进一步减小刚度,增加弹性.本离合器从动片开6个T形槽，宽度为4mm，横槽分布圆周直径=135mm，具体相关结构尺寸参看设计图纸。从动片采用08钢板冲压而成，氰化表面硬度HRC45。扇形部分冲压成波形片，压缩弹性行程为0.81.5mm。 1从动片；2摩擦片；3铆钉图4.2
34、 整体式弹性从动片4.2.2 从动盘毂的设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩按国标GB114474选取。从动盘的轴向长度不宜过小，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35、45、40Cr等），并经调质处理，本设计选40Cr。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合，应进行高频处理。 本离合器设计中的从动盘毂花键也用齿侧定心的矩形花键。在设计从动盘毂花键时，可以
35、根据从动盘外径和发动机的扭矩来选取。根据从动盘外径和发动机扭矩来选取从动盘花键毂花键的有关尺寸，可以根据表4.11确定花键毂的尺寸：表4.1 从动盘毂花键尺寸系列从动盘外径D/发动机转矩/N.m花键齿数n花键外径/花键内径/齿厚/有效齿长l/挤压应力/M160180200225250280300325350380410430450 50 70 110 150200280310380480600720800950 10 10 10 10 101010101010101010 23 26 29 32 35 35 40 40 40 40 45 45 52 18 21 23 26 28 32 32 3
36、2 32 32 36 36 41 3 3 4 4 4 4 5 5 5 5 5 5 6 20 20 25 30 35 40 40 45 50 55 60 65 65 10 108 113 115 104 127 107 116 132152131135125选取D=200mm，=110 Nm，n=10, D=29mm, d=23mm, b=4mm，l=25mm，=11.3Mpa。花键的尺寸选定后应进行强度校核。由于花键的损坏形式主要是表面受力过大而破坏，所以花键要进行挤压应力校核，如果应力偏大可以适当增加花键毂的轴向长度。花键挤压应力校核公式如下： =（MPa） (4.1)式中,P花键的齿侧面压
37、力，N它由下式确定： P= (4.2)D,d 分别为花键的外径，内径，m;Z 从动盘毂的数目;T 发动机最大转矩，N.m;N 花键齿数;H 花键齿工作高度，m； L 花键有效长度，m。代入相关数据可得：P=1451N，=19.3MP，该花键毂花键的=19.3MP=20MP，所以该花键毂花键的尺寸合适,花键的结构简图见图4.31,从动盘毂见零件图纸。图4.3花键结构示意图4.2.3 摩擦片的材料选取及与从动片的固紧方式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：（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
38、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，其摩擦系数大约在0.3左右。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定，温度，滑磨速度及单位压力的增加都将摩擦系数的下降和磨损的加剧。 所以目前正在研制具有传热性好、强度高、耐高
39、温、耐磨和较高摩擦系数（可达0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在该设计中汽车使用条件良好，所以仍选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接，采用这种方法后，当在高温条件下工作时，黄铜铆接有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。4.3 扭转减振器的结构简单介绍带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图4.41所示弹簧摩擦式:1从动盘；2减振弹簧；3碟形弹簧垫圈；4紧固螺钉；5从动盘毂；6减
40、振摩擦片7减振盘；8限位销图4.4带扭转减振器的从动盘总成结构示意图由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获得，且越来越趋向采用单级的减振器。减振器结构尺寸简图如图4.54所示。图4.5减振器尺寸简图4.4 减振弹簧设计 减震弹簧的材料采用65号弹簧钢丝，即根据布置上的可能性来确定减振器弹簧设计相关尺寸。减振弹簧数量Z：参看下表4.21，表对摩擦片的外径与减震弹簧的关系做了相关描述。表4.2 减振弹簧数量选取表离合器摩擦片外径/ 减振弹簧数量Z 225250 46 250325 68 325350 810 350 10以上查上表4.2可得：Z=6扭转减振器的参数
41、确定（1）扭转减振器的角刚度减振器扭转角刚度K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 K13 (4.3) 式中为极限转矩，按下式计算=（1.52.0） (4.4)式中2.0适用商用车，1.5适用乘用车，本设计为微型车，选取1.5，为发动机最大扭矩，代入数值得=111 Nm，K 1443。（2）扭转减振器最大摩擦力矩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 =（0.060.17） (4.5) 取=0.13，本设计按其选取=12.58Nm。（3）扭转减振器的
42、预紧力矩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力矩否则在反向工作时，扭转减振器将停止工作。一般选取=（0.050.15），取=0.15=111 Nm。（4）扭转减振器的弹簧分布半径R的尺寸应尽可能取大些，一般取 R=（0.650.75）d2(式中d为离合器摩擦片内径)所以R=0.751402=52.5mm（5）全部减振弹簧总的工作负荷PP=TR (4.6)式中：T为极限转矩，=111 Nm，R=52.5mm。P=2114N （6）单个减振弹簧的工作负荷P (4.7)代入数据得:P= PZ=2114N6=352.3N（7）减振弹簧尺寸减震弹簧的各尺寸在图4.61中已经标出。图4.6减振弹簧计算简图弹簧中径D:一般由结构布置来决定,通常D=1115mm左右,取D=12mm。弹簧钢丝直径d: 通常d取34mm，所以取d=3mm。 扭转刚度： (4.8)代入数据得：K=10T=1110 Nm。 弹簧刚度K： (4.9)代入数据得：K= =67.3 Nm。减振弹簧的有效圈数i：i= (4.10)式4.10中G为材料的剪切模量，对碳钢可取G=8.310Mpa。代入相关数据得：i=4.4减振弹簧的总圈数n,一般在6圈左右n=i+（1.52）=4.4