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SY-025-BY-5
畢業(yè)設計（論文）中期檢查表
填表日期
年 月 日
迄今已進行 周剩余 周
學生姓名
常兆宇
系部
汽車與交通工程學院
專業(yè)、班級
車輛工程
指導教師姓名
呂德剛
職稱
講師
從事
專業(yè)
車輛工程
是否外聘
□是否
題目名稱
微型車離合器設計
學
生
填
寫
畢業(yè)設計（論文）工作進度
已完成主要內容
待完成主要內容
已根據所選車型選擇出主要參數(shù)，包括摩擦片的內外徑、厚度，后備系數(shù) 單位壓力P。此外還完成了從動盤設計，壓盤設計，膜片彈簧設計，扭轉減震器設計。從動盤裝配圖（A1），從動片(A2) 從動盤轂(A2)已完成。
待完成內容有分離裝置設計，離合器殼設計和操縱機構設計，還有離合器裝配圖（A0），膜片彈簧（A2），摩擦片（A2）,壓盤（A2）。
存在問題及努力方向
在設計過程中有許多未知的參數(shù)制約著設計的進行，如壓盤安裝時的軸向移動量，會影響彈性傳動片的設計。扭轉減震器內阻尼片及保證摩擦正壓力的碟形彈簧的設計都是待解決的問題
學生簽字：
指導教師
意 見
指導教師簽字： 年 月 日
教研室
意 見
教研室主任簽字： 年 月 日
黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
1.1離合器的發(fā)展
在早期研發(fā)的離合器結構中，錐形離合器最為成功。它的原型設計曾裝在1889年德國戴姆勒公司生產的鋼制車輪的小汽車上。它是將發(fā)動機飛輪的內孔做成錐體作為離合器的主動件。采用錐形離合器的方案一直延續(xù)到20世紀20年代中葉，對當時來說，錐形離合器的制造比較簡單，摩擦面容易修復。它的摩擦材料曾用過駱毛帶、皮革帶等。那時曾出現(xiàn)過蹄-鼓式離合器，其結構有利于在離心力作用下使蹄緊貼鼓面。蹄-鼓式離合器用的摩擦元件是木塊、皮革帶等，蹄-鼓式離合器的重量較錐形離合器輕。無論錐形離合器或蹄-鼓式離合器，都容易造成分離不徹底甚至出現(xiàn)主、從動件根本無法分離的自鎖現(xiàn)象。
現(xiàn)今所用的盤式離合器的先驅是多片盤式離合器，它是直到1925年以后才出現(xiàn)的。多片離合器最主要的優(yōu)點是，汽車起步時離合器的接合比較平順，無沖擊。早期的設計中，多片按成對布置設計，一個鋼盤片對著一青銅盤片。采用純粹的金屬的摩擦副，把它們浸在油中工作，能達到更為滿意的性能。
浸在油中的盤片式離合器，盤子直徑不能太大，以避免在高速時把油甩掉。此外，油也容易把金屬盤片粘住，不易分離。但畢竟還是優(yōu)點大于缺點。因為在當時，許多其他離合器還在原創(chuàng)階段，性能很不穩(wěn)定。
石棉基摩擦材料的引入和改進，使得盤片式離合器可以傳遞更大的轉矩，能耐受更高的溫度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用較小的摩擦面積，因而可以減少摩擦片數(shù)，這是由多片離合器向單片離合器轉變的關鍵。20世紀20年代末，直到進入30年代時，只有工程車輛、賽車和大功率的轎車上才使用多片離合器。
早期的單片干式離合器由與錐形離合器相似的問題，即離合器接合時不夠平順。但是，由于單片干式離合器結構緊湊，散熱良好，轉動慣量小，所以以內燃機為動力的汽車經常采用它，尤其是成功地開發(fā)了價格便宜的沖壓件離合器蓋以后更是如此。
實際上早在1920年就出現(xiàn)了單片干式離合器，這和前面提到的發(fā)明了石棉基的摩擦面片有關。但在那時相當一段時間內，由于技術設計上的缺陷，造成了單片離合器在接合時不夠平順的問題。第一次世界大戰(zhàn)后初期，單片離合器的從動盤金屬片上是沒有摩擦面片的，摩擦面片是貼附在主動件飛輪和壓盤上的，彈簧布置在中央，通過杠桿放大后作用在壓盤上。后來改用多個直徑較小的彈簧，沿著圓周布置直接壓在壓盤上，成為現(xiàn)今最為通用的螺旋彈簧布置方法。這種布置在設計上帶來了實實在在的好處，使壓盤上的彈簧的工作壓力分布更均勻，并減小了軸向尺寸。
多年的實踐經驗和技術上的改進使人們逐漸趨向于首選單片干式摩擦離合器，因為它具有從動部分轉動慣量小、散熱性好、結構簡單、調整方便、尺寸緊湊、分離徹底等優(yōu)點，而且由于在結構上采取一定措施，已能做到接合盤式平順，因此現(xiàn)在廣泛采用于大、中、小各類車型中。
如今單片干式離合器在結構設計方面相當完善。采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的接合平順性。離合器從動盤總成中裝有扭轉減振器，防止了傳動系統(tǒng)的扭轉共振，減小了傳動系統(tǒng)噪聲和載荷。
隨著人們對汽車舒適性要求的提高，離合器已在原有基礎上得到不斷改進，乘用車上愈來愈多地采用具有雙質量飛輪的扭轉減振器，能更好地降低傳動系的噪聲。
對于重型離合器，由于商用車趨于大型化，發(fā)動機功率不斷加大，但離合器允許加大尺寸的空間有限，離合器的使用條件日酷一日，增加離合器傳扭能力，提高使用壽命，簡化操作，已成為重型離合器當前的發(fā)展趨勢。為了提高離合器的傳扭能力，在重型汽車上可采用雙片干式離合器。從理論上講，在相同的徑向尺寸下，雙片離合器的傳扭能力和使用壽命是單片的2倍。但受到其他客觀因素的影響，實際的效果要比理論值低一些。
近年來濕式離合器在技術上不斷改進，在國外某些重型車上又開始采用多片濕式離合器的設計。與干式離合器相比，由于用油泵進行強制冷卻的結果，摩擦表面溫度較低(不超過93℃)，因此，起步時長時間打滑也不致燒損摩擦片。查閱國內外資料獲知，這種離合器的使用壽命可達干式離合器的5-6倍，但濕式離合器優(yōu)點的發(fā)揮是一定要在某溫度范圍內才能實現(xiàn)的，超過這一溫度范圍將起負面效應。目前此技術尚不夠完善。
(b)
(a)
圖1.1 離合器工作原理圖
1.2 研究現(xiàn)狀
膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型載貨汽車上廣泛采用的一種離合器。因其作為壓簧，可以同時兼起分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，質量減少，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。其次，由于膜片彈簧與壓盤以整個圓周接觸，使壓力分布均勻。另外由于膜片彈簧具有非線性彈性特性，故能在從動盤摩擦片磨損后，彈簧仍能可靠的傳遞發(fā)動機的轉矩，而不致產生滑離。離合器分離時，使離合器踏板操縱輕便，減輕駕駛員的勞動強度。此外，因膜片彈簧是一種對稱零件，平衡性好，在高速下，其壓緊力降低很少，而周布置彈離合器在高速時，因受離心力作用會產生橫向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低了對壓盤的壓緊力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降。那么可以看出，對于微型車膜片彈簧離合器的設計研究在改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意義[2]。
由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優(yōu)點，并且制造膜片彈簧離合器的工藝水平在不斷提高，因此這種離合器在轎車及微型、輕型客車上得到廣泛運用，而且正大力擴展到載貨汽車和重型汽車上，國外已經設計出了傳遞轉矩為80~2000N.m、最大摩擦片外徑達420的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎車、客車、輕型和中型貨車上。甚至某些總質量達28~32t的重型汽車也有采用膜片彈簧離合器的，但膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧要高。膜片彈簧離合器的操縱曾經都采用壓式機構，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內端的分離指處是承受壓力。當前膜片彈簧離合器的操縱機構已經為拉式操縱機構所取代。后者的膜片彈簧為反裝，并將支承圈移到膜片彈簧的大端附近，使結構簡化，零件減少、裝拆方便；膜片彈簧的應力分布也得到改善，最大應力下降；支承圈磨損后仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的自由行程不受影響。而在壓式結構中支承圈的磨損會形成間隙而增大踏板的自由行程。
近年來濕式離合器在技術上不斷改進，在國外某些重型車上又開始采用多片濕式離合器。與干式離合器相比，由于用油泵進行強制冷卻的結果，摩擦表面溫度較低(不超過93℃)，因此，起步時長時間打滑也不致燒損摩擦片。查閱國內外資料獲知，這種離合器的使用壽命可達干式離合器的5-6倍，但濕式離合器優(yōu)點的發(fā)揮是一定要在某溫度范圍內才能實現(xiàn)的，超過這一溫度范圍將起負面效應。目前此技術尚不夠完善。
1.3 研究內容
早期的離合器結構尺寸大，從動部分轉動慣量大，引起變速器換檔困難，而且這種離合器在結合時也不夠柔和，容易卡住，散熱性差，操縱也不方便，平衡性能也欠佳。本次設計的目的是克服上述困難，使離合器的尺寸減小，便于安裝盒布置；減小從動部分的轉動慣量，保證換擋容易，使用起來效果更好，而且具有穩(wěn)定性好、操縱方便等優(yōu)點。膜片彈簧離合器，它的轉矩容量大且較穩(wěn)定，操縱輕便，平衡性好，也能大量生產，對于它的研究已經變得越來越重要。
本設計就是設計膜片彈簧離合器，在設計中對各種離合器類型進行分析，確定出結構方案，再對離合器的各基本參數(shù)進行選擇計算，設計出個零件，最終設計出適用于微型車的車用離合器。
第2章 離合器結構方案選取
現(xiàn)在汽車上應用最廣泛的離合器主要是干式摩擦式離合器，本次設計也是采用摩擦式，要根據選定車型的參數(shù)進行機構方案的選擇。
2.1設計參數(shù)和結構要求
選定車型的參數(shù)在表2.1中有詳細描述。
表2.1 選定車型的參數(shù)
名稱
參數(shù)
發(fā)動機最大功率及轉速
35.5Kw/5000rpm
發(fā)動轉矩及轉速
74 N.m/3500rpm
整備質量
870kg
最大車速
120km/h
最小離地間隙
180mm
輪胎型號
12英寸
為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足以下要求[1]：
(1) 在任何行駛條件下，都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備，又能防止傳動系過載。
(2) 接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。
(3) 分離要迅速、徹底。
(4) 從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。
(5) 具有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。
(6) 應能避免和衰減傳動系的扭轉振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。
(7) 操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。
(8) 作用在從動盤上的總壓力和摩擦離合器和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。
(9) 具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。
(10) 結構應簡單、緊湊，質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便。
2.2 離合器結構設計
結構設計的各項要求，在本設計中都將全面的考慮，并采用相應的措施予以實現(xiàn)。
2.2.1 摩擦片的選擇
單片離合器因為結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底接合平順，所以被廣泛使用于轎車和中、小型貨車，因此該設計選擇單片離合器。
2.2.2 壓緊彈簧的結構形式及布置
離合器的壓緊彈簧的結構形式有：圓柱螺旋彈簧、矩形斷面的圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧等。可采用沿圓周布置、中央布置、和斜置等布置形式。根據本所設計的離合器的已知系數(shù)和使用條件選取膜片彈簧離合器比較合適。
片彈簧與其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點[1]：
（1）由于膜片彈簧有理想的非線性特征,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內能保證大致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。當離合器分離時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力；
（2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量小；
（3）高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降；
（4）由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命；
（5）易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長；
（6）平衡性好；
（7）有利于大批量生產，降低制造成本。
但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，我選用膜片彈簧式離合器。
圖2.1描述了膜片彈簧離合器的工作原理，同時在膜片彈簧的大端對壓盤產生壓緊力使離合器處于結合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧壓前支承圈并以其作為支點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤移到膜后移使離合器分離。
（a）自由狀態(tài)； （b）壓緊狀態(tài)； （c）分離狀態(tài)
圖2.1 膜片彈簧離合器的工作原理圖
2.2.3 壓盤的驅動方式
壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時它和飛輪一起帶動從動盤轉動，在不傳遞扭矩時，又應能夠與從動盤脫離接觸，所以這種連接應允許壓盤在離合器分離過程中能自由的作軸向移動。
在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤的方法有三種[2]：
（1）凸臺—窗孔式：它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內，通過二者的配合，將扭矩從離合器蓋傳到壓盤上，此方式結構簡單，應用較多；缺點：壓盤上凸臺在傳動過程中存在滑動摩擦，因而接觸部分容易產生分離不徹底。
（2）徑向傳動驅動式：這種方式使用彈簧剛制的徑向片將離合器蓋和壓盤連接在一起，此傳動的方式較上一種在結構上稍顯復雜一些，但它沒有相對滑動部分，因而不存在磨損，同時踏板力也需要的小一些，操縱方便；另外，工作時壓盤和離合器蓋徑向相對位置不發(fā)生變化，因此離合器蓋等旋轉物件不會失去平衡而產生異常振動和噪聲。
（3）徑向傳動片驅動方式：它用彈簧鋼制的傳動片將壓盤與離合器蓋連接在一起，除傳動片的布置方向是沿壓盤的弦向布置外，其他的結構特征都與徑向傳動驅動方式相同。經比較，我選擇徑向傳動驅動方式。
a—凸塊窗孔式；b—傳力銷式；c—鍵槽—指銷式；d—鍵齒式；e—彈性傳動片式
圖2.3 壓盤的驅動方式
2.2.4 分離杠桿、分離軸承
分離杠桿的作用由膜片彈簧承擔，其作用是通過分離軸承克服離合器彈簧的推力并推動壓盤移動，從而使壓盤與從動盤和從動盤與飛輪相互分離，截斷動力的傳遞，分離杠桿要具有足夠的強度和剛度，以承受反復作用在其上面的彎曲應力。
分離軸承的作用是通過分離叉的作用使分離軸承沿變速器前端蓋導向套作軸向移動，推動旋轉中的膜片彈簧中部分離前端，使離合器起到分離作用。離合器的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承兩種。前者適合于高速低軸向負荷，后者適合于相反情況.常用含潤滑油脂的密封止推球軸承;小型車有時采用含油石墨止推滑動軸承。分離軸承與膜片彈簧之間有沿圓周方向的滑磨，當兩者旋轉中不同心時也伴有徑向滑磨。為了消除因不同心導致的磨損并使分離軸承與膜片彈簧內端接觸均勻，膜片彈簧離合器廣泛采用自動調心式分離裝置結構原理如圖2.4。它有旋轉軸承，軸承罩，波形片簧如圖2.4中2—波形彈簧，它由厚約為0.7mm的65Mn鋼帶制成，油淬、模內回火度HRC43～51）及分離套筒組成。由于軸承與套筒間都留有足夠徑向間隙以保證分離軸承相對于分離套筒可以徑向移動1mm左右，所以當膜片相對分離套筒有偏斜時，由于波形片簧能夠產生變形，允許分離軸承產生相對的偏斜，以保證膜片彈簧仍能被均勻的壓緊，也防止了膜片彈簧分離指處的異常磨損并減少了噪音。另外由于分離指與直徑較小的軸承內圈接觸，則增大了膜片彈簧的杠桿比。
1—分離軸承；2—波形彈簧；3—分離軸承罩；4—分離套筒
圖2.4 自動調心軸承裝置
分離套筒支撐著分離軸承并位于變速器第一軸軸承蓋的軸頸上，可以軸向移動。分離器結合后，分離軸承與分離杠桿之間一般有3~4mm間隙，以免在摩擦片磨損后引起壓盤壓力不足而導致離合器打滑使摩擦片以及分離軸承燒壞。此間隙使踏板有段自由行程。有的轎車采用無此間隙的內圈恒轉式結構，用輕微的油壓或彈簧力使分離軸承與杠桿端（多為膜片彈簧）經常貼合，以減輕磨損和減少踏板行程。本設計采用自動調心分離軸承，其結構如圖2.4所述。
2.2.5 離合器的通風散熱措施
提高離合器工作性能的有效措施是借助于其通風散熱系統(tǒng)降低其摩擦表面的溫度。試驗表明在正常使用條件下，離合器的壓盤工作表面的溫度一般均在180℃以下，隨著其溫度的升高，摩擦片的磨損將加快。當壓盤工作表面的溫度超過180℃～200℃時，摩擦片的磨損速度將急劇升高。在特別嚴酷的使用條件下，該溫度有可能達到1000℃。在高溫下壓盤會翹曲變形甚至產生裂紋和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也會燒裂和破壞。為防止摩擦表面的溫度過高，除壓盤應具有足夠的質量以保證有足夠的熱容量外，還應使其散熱通風良好。為此，可在壓盤上設置散熱筋或鼓風筋；在雙片離合器中間壓盤體內鑄出足夠多的導風槽，這種結構措施在單片離合器壓盤上也開始應用；將離合器蓋和壓盤設計成帶有鼓風葉片的結構；在保證有足夠剛度的前提下在離合器蓋上開出較多或較大的通風口，以加強離合器表面的通風散熱和清除摩擦產生的材料粉末，在離合器殼上設置離合器冷卻氣流的入口和出口等所謂通風窗，在離合器殼內裝設冷卻氣流的導罩，以實現(xiàn)對摩擦表面有較強定向氣流通過的通風散熱等。為防止壓盤 的受熱翹曲變形，壓盤應有足夠大的剛度。鑒于以上對質量和剛度的要求，一般壓盤都設計得比較厚，一般不小于10mm。
2.3本章小結
本章是根據所選擇的車型的基本參數(shù)，為達到設計汽車的要求，對離合器的基礎結構設計方案進行選擇，包括壓緊彈簧類型的選擇，從動盤的選擇，分離軸承的類型，壓盤的驅動方式等。
第3章 離合器基本結構參數(shù)的確定
3.1摩擦片主要參數(shù)的選擇
摩擦片外徑是離合器的主要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。當離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉矩已知，適當選取后備系數(shù)β和單位壓力P0，可估算出摩擦片外徑。
摩擦片外徑D（mm）也可以根據發(fā)動機最大轉矩（N·m）按如下經驗公式選用
（3.1）
式中，為直徑系數(shù)，取值范圍見表3-1[2]。由選車型得= 74N·m，=14.6，則將各參數(shù)值代入式后計算得 D=125.5mm
表3-1直徑系數(shù)的取值范圍
車 型
直徑系數(shù)
乘用車
14.6
最大總質量為1.8～14.0t的商用車
16.0～18.5(單片離合器)
13.5～15.0(雙片離合器)
最大總質量大于14.0t的商用車
22.5～24.0
根據離合器摩擦片的標準化，系列化原則，根據下表3-2[2]；結合后面的表4-1
表3-2 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)（即GB1457—74）
外徑D/mm
160
180
200
225
250
280
300
325
350
內徑d/mm
110
125
140
150
155
165
175
190
195
厚度h/
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
4
=d/D
0.687
0.694
0.700
0.667
0.589
0.583
0.585
0.557
0.540
1－
0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827
單位面積F/
106
132
160
221
302
402
466
546
678
應?。耗Σ疗嚓P標準尺寸：
外徑D=200mm 內徑d=140mm 厚度h=3.5mm
內徑與外徑比值C′=0.700 1－=0.657
3.2離合器后備系數(shù)β的確定
后備系數(shù)β是離合器的重要參數(shù)，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇β時，應從以下幾個方面考慮：a. 摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩；b. 防止離合器本身滑磨程度過大；c. 要求能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車β=1.2～1.75。
本設計的是微型車離合器，參看有關統(tǒng)計質料“離合器后備系數(shù)的取值范圍”（見下表3-3），并根據最大總質量不超過6噸的載貨汽車=1.20—1.75，結合設計實際情況，故選擇β=1.20。
則有β可有表3.1查得 β＝1.20。
表3-3 離合器后備系數(shù)的取值范圍
車 型
后備系數(shù)β
乘用車及最大總質量小于6t的商用車
1.20～1.75
最大總質量為6～14t的商用車
1.50～2.25
掛車
1.80～4.00
3.3單位壓力P的確定
摩擦面上的單位壓力P的值和離合器本身的工作條件,摩擦片的直徑大小,后備系數(shù),摩擦片材料及質量等有關.
離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣(如城市用的公共汽車和礦用載重車),單位壓力P較小為好[2]。當摩擦片的外徑較大時也要適當降低摩擦片摩擦面上的單位壓力P。因為在其它條件不變的情況下，由于摩擦片外徑的增加，摩擦片外緣的線速度大，滑磨時發(fā)熱厲害，再加上因整個零件較大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻，為了避免這些不利因素，單位壓力P應隨摩擦片外徑的增加而降低。
前面已經初步確定了摩擦片的基本尺寸：
外徑D=200mm內徑d=140mm，厚度h=3.5mm，內徑與外徑比值C′=0.70 。
又初選=1.20運用公式（3.2）可以校核單位壓力P：
T=PD(1－) (3.2)
式中：Z對單片離合器取2
為摩擦系數(shù)，可取=0.26
代入相關數(shù)據則得：P=0.29MP
又由表3.4中的查得：石棉基材料（在后面設計中，摩擦片材料選擇石棉基材料）單位壓力[p]=0.25~0.35Mpa，也即是摩擦面上的單位壓力P＜[P],沒有超出允許范圍.因此上述各基本結構參數(shù)合適。
表3.4 摩擦片單位壓力的取值范圍
摩擦片材料
單位壓力 /Mpa
石棉基材料
模壓
0.15~0.25
編織
0.25~0.35
粉末冶金材料
銅基
0.35~0.50
鐵基
金屬陶瓷
0.70~1.50
3.4本章小結
本章節(jié)根據經驗公式計算出摩擦片的內徑外徑尺寸，再查表選擇出合適的尺寸。后備系數(shù)的選擇是根據車型的不同而選擇的一個范圍，在選定的范圍內，根據車的使用情況，車的配置等選擇出合適的后備系數(shù)。單位眼里的確定是根據摩擦片的尺寸、后備系數(shù)計算出來的，最后再看是否在允許的范圍內。
第4章 離合器從動盤設計
離合器從動盤是離合器的從動部分，與變速器輸入軸相連，動力最終經過從動盤傳到變速器輸入軸上。從動盤對離合器的工作性能有著很重要的作用，是離合器不能缺少的一部分。
4.1從動盤結構介紹
在現(xiàn)代汽車上一般都采用帶有扭轉減振的從動盤,用以避免汽車傳動系統(tǒng)的共振,緩和沖擊,減少噪聲,提高傳動系統(tǒng)零件的壽命,改善汽車行使的舒適性,并使汽車平穩(wěn)起步。從動盤主要由從動片，從動盤轂，，摩擦片等組成，由下圖4.1可以看出，摩擦片1，13分別用鉚釘14，15鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片5用限位銷7和減振12鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在一起了。在從動片5和減振盤12上圓周切線方向開有6個均布的長方形窗孔，在在從動片 和減振盤之間的從動盤轂8法蘭上也開有同樣數(shù)目的從動片窗孔，在這些窗孔中裝有減振彈簧11，以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片6，9。當系統(tǒng)發(fā)生扭轉振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉動，系統(tǒng)的扭轉能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。
1，13—摩擦1,13—摩擦片；2，14，15—鉚釘；3—波形彈簧片；4—平衡塊；5—從動片；6，9—減振摩擦；7—限位銷；8—從動盤轂；10—調整墊片；11—減振彈簧；12—減振盤
圖4.1 帶扭轉減振器的從動盤
4.2 從動盤設計
從動盤總成由摩擦片，從動片，減震器和從動盤轂等組成。它雖然對離合器工作性能影響很大的構件，但是其工作壽命薄弱，因此在結構和材料上的選擇是設計的重點。從動盤總成應滿足如下設計要求：
（1）為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小
（2）為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等從動盤應具有軸向彈性
（3）為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減振器
（4）要有足夠的抗爆裂強度
4.2.1從動片的選擇和設計
設計從動片時要盡量減輕質量，并使質量的分布盡可能靠近旋轉中心，以獲得小的轉動慣量。這是因為汽車在行駛中進行換檔時，首先要分離離合器，從動盤的轉速必然要在離合器換檔的過程中發(fā)生變化，或是增速（由高檔換為低檔）或是降速（由低檔換為高檔）。離合器的從動盤轉速的變化將引起慣性力，而使變速器換檔齒輪之間產生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與沖動盤的轉動慣量成正比，因此為了見效轉動慣量，從動片都做的比較薄，通常是用1.3~2.0mm厚的薄鋼板沖壓而成,為了進一步減小從動片的轉動慣量,有時將從動片外緣的盤形部分磨至0.65～1.0mm,使其質量更加靠近旋轉中心[3]。
為了使離合器結合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都作成具有軸向彈性的結構，這樣，在離合器的結合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的，從而保證離合器所傳遞的力矩是緩和增長的。此外，彈性從動片還使壓力的分布比較均勻，改善表面的接觸，有利于摩擦片的磨損。
具有軸向彈性的的傳動片有以下三種形式 ：整體式的彈性從動片，分開式的彈性從動片、及組合式彈性從動片。
在本設計中，因為設計的是普通轎車的離合器，故可以采用整體式彈性從動片，圖4.2說明了整體式從動片的結構[3]，離合器從動片采用2mm厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑決定，在這里取D=200mm，內徑由從動盤轂的尺寸決定，由以后的設計取得d=40。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷，還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口。
由于其采用整體式彈性從動片，從動片沿半徑方向開槽,其結構簡圖見下圖4.2,將外圓部分分割成許多扇形,并將扇形部分沖壓成依次向相同方向彎曲的波浪形,使其具有軸向彈性,兩邊的摩擦片則分別鉚在扇形片上.在離合器結合的過程中,從動片被壓緊,彎曲的波浪扇形部分被逐漸壓平從動盤摩擦面片所傳遞的轉矩逐漸增大,使其結合過程較平順,柔和,整體式彈性從動片根據從動片尺寸的大小可制成6～12個切槽,并常常將扇形部分與中央部分的連接處切成T形槽,目的是進一步減小剛度,增加彈性.本離合器從動片開6個T形槽，寬度為4mm，橫槽分布圓周直徑=135mm，具體相關結構尺寸參看設計圖紙。
從動片采用08鋼板沖壓而成，氰化表面硬度HRC45。扇形部分沖壓成波形片，壓縮彈性行程為0.8~1.5mm。
1—從動片；2—摩擦片；3—鉚釘
圖4.2 整體式彈性從動片
4.2.2 從動盤轂的設計
從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩按國標GB1144－74選取。
從動盤的軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0-1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼（如35、45、40Cr等），并經調質處理，本設計選40Cr。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝：對減振彈簧窗口及從動片配合，應進行高頻處理。
本離合器設計中的從動盤轂花鍵也用齒側定心的矩形花鍵。在設計從動盤轂花鍵時，可以根據從動盤外徑和發(fā)動機的扭矩來選取。
根據從動盤外徑和發(fā)動機扭矩來選取從動盤花鍵轂花鍵的有關尺寸，可以根據表4.1[1]確定花鍵轂的尺寸：
表4.1 從動盤轂花鍵尺寸系列
從動盤外徑D/㎜
發(fā)動機轉矩/N.m
花鍵齒數(shù)n
花鍵外徑/㎜
花鍵內徑/㎜
齒厚/㎜
有效齒
長l/㎜
擠壓應力/M
160
180
200
225
250
280
300
325
350
380
410
430
450
50
70
110
150
200
280
310
380
480
600
720
800
950
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
23
26
29
32
35
35
40
40
40
40
45
45
52
18
21
23
26
28
32
32
32
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
10．8
11．3
11．5
10．4
12．7
10．7
11．6
13．2
15．2
13．1
13．5
12．5
選取D=200mm，=110 N·m，n=10, D′=29mm, d′=23mm, b=4mm，l=25mm，=11.3Mpa。
花鍵的尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵的損壞形式主要是表面受力過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力校核，如果應力偏大可以適當增加花鍵轂的軸向長度。
花鍵擠壓應力校核公式如下：
=（MPa） (4.1)
式中,P——花鍵的齒側面壓力，N它由下式確定：
P= (4.2)
D′,d′ ——分別為花鍵的外徑，內徑，m;
Z ——從動盤轂的數(shù)目;
T ——發(fā)動機最大轉矩，N.m;
N ——花鍵齒數(shù);
H ——花鍵齒工作高度，m；
L ——花鍵有效長度，m。
代入相關數(shù)據可得：P=1451N，=19.3MP，該花鍵轂花鍵的=19.3MP﹤[]=20MP，所以該花鍵轂花鍵的尺寸合適,花鍵的結構簡圖見圖4.3[1],從動盤轂見零件圖紙。
圖4.3花鍵結構示意圖
4.2.3 摩擦片的材料選取及與從動片的固緊方式
摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據汽車的的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求[1]：
（1）應具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數(shù)的影響小。
（2）要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。
（3）要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好
（4）熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦
（5）磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面
（6）油水對摩擦性能的影響應最小
（7）結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象
由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數(shù)大約在0.3左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定，溫度，滑磨速度及單位壓力的增加都將摩擦系數(shù)的下降和磨損的加劇。 所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數(shù)（可達0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在該設計中汽車使用條件良好，所以仍選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。
固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接，采用這種方法后，當在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強度，同時，當釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表面上對摩擦系數(shù)的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等優(yōu)點。
4.3 扭轉減振器的結構簡單介紹
帶扭轉減振器的的從動盤結構簡圖如下圖4.4[1]所示彈簧摩擦式:
1—從動盤；2—減振彈簧；3—碟形彈簧墊圈；4—緊固螺釘；
5—從動盤轂；6—減振摩擦片7—減振盤；8—限位銷
圖4.4帶扭轉減振器的從動盤總成結構示意圖
由于現(xiàn)今離合器的扭轉減振器的設計大多采用以往經驗和實驗方法通過不斷篩選獲得，且越來越趨向采用單級的減振器。減振器結構尺寸簡圖如圖4.5[4]所示。
圖4.5減振器尺寸簡圖
4.4 減振彈簧設計
減震彈簧的材料采用65號彈簧鋼絲，即根據布置上的可能性來確定減振器彈簧設計相關尺寸。
減振彈簧數(shù)量Z：
參看下表4.2[1]，表對摩擦片的外徑與減震彈簧的關系做了相關描述。
表4.2 減振彈簧數(shù)量選取表
離合器摩擦片外徑/㎜
減振彈簧數(shù)量Z
225～250
4～6
250～325
6～8
325～350
8～10
＞350
10以上
查上表4.2可得：Z=6
扭轉減振器的參數(shù)確定
（1）扭轉減振器的角剛度
減振器扭轉角剛度K定于減振彈簧的線剛度及結構布置尺寸，按下列公式初選角剛度
K≤13 (4.3)
式中為極限轉矩，按下式計算
=（1.5～2.0） (4.4)
式中2.0適用商用車，1.5適用乘用車，本設計為微型車，選取1.5，為發(fā)動機最大扭矩，代入數(shù)值得=111 N·m，K≤ 1443。
（2）扭轉減振器最大摩擦力矩
由于減振器扭轉剛度K受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩。一般可按下式初選為
=（0.06～0.17） (4.5)
取=0.13，本設計按其選取=12.58N·m。
（3）扭轉減振器的預緊力矩
減振彈簧安裝時應有一定的預緊。這樣，在傳遞同樣大小的極限轉矩它將降低減振器的剛度，這是有利的，但預緊力值一般不應該大于摩擦力矩否則在反向工作時，扭轉減振器將停止工作。
一般選取=（0.05～0.15），
取=0.15=111 N·m。
（4）扭轉減振器的彈簧分布半徑
R的尺寸應盡可能取大些，一般取 R=（0.65～0.75）d／2(式中d為離合器摩擦片內徑)
所以R=0.75×140／2=52.5mm
（5）全部減振彈簧總的工作負荷P
P=T／R (4.6)
式中：T為極限轉矩，=111 N·m，R=52.5mm。
P=2114N
（6）單個減振彈簧的工作負荷P
(4.7)
代入數(shù)據得:P= P／Z=2114N／6=352.3N
（7）減振彈簧尺寸
減震彈簧的各尺寸在圖4.6[1]中已經標出。
圖4.6減振彈簧計算簡圖
彈簧中徑D:一般由結構布置來決定,通常D=11～15mm左右,取D=12mm。
彈簧鋼絲直徑d: 通常d取3～4mm，所以取d=3mm。
扭轉剛度： (4.8)
代入數(shù)據得：K=10T=1110 N·m。
彈簧剛度K：
(4.9)
代入數(shù)據得：K= =67.3 N·m。
減振彈簧的有效圈數(shù)i：
i= (4.10)
式4.10中G為材料的剪切模量，對碳鋼可取G=8.3×10Mpa。
代入相關數(shù)據得：i=4.4
減振彈簧的總圈數(shù)n,一般在6圈左右n=i+（1.5～2）=4.4+1.6=6。
減振彈簧的最小高度l: l=n(d+)≈1.1dn=1.1×3×6=19.8mm。
減振彈簧總變形量： =P／K=352.3／67.3=5.23mm。
減振彈簧自由高度l= l+=19.8+5.23=25.03mm。
減振彈簧預變形量：
= (4.11)
式中：是預緊力矩，=11.1mm。
數(shù)據代入公式得：=0.5mm。
減振彈簧安裝工作高度l：l= l－=25.03-0.5=24.53mm。
彈簧校核：
彈簧絲截面上的最大切應力τ：
(4.12)
式中：C為纏繞比：，C=15/3=5；
F為所受載荷，F(xiàn)=352.3N。
將數(shù)據代入式中得：τ=548.5N.m，65號彈簧鋼絲的許用切應力=810N.m, ,所以滿足剛度要求。
（8）從動片相對從動盤轂的最大轉角:
=2arcsin(／2R) (4.13)
式中=-=4.73mm,代入上式得=5.2°。
（9）限位銷與從動盤轂缺口間隙：
=Rsin (4.14)
式中R為限位銷的安裝尺寸，取R=54mm ，代入式中得=4.89mm。
（10）限位銷直徑d′:d′按結構布置選定
一般d′=6.5～10mm,取d′=7mm。
4.5本章小結
本章首先對從動盤進行的介紹，包括從動盤的結構、作用等。然后又進行零件的設計，包括從動片尺寸的設計、從動盤轂的尺寸的選擇、從動盤轂強度的校核，最后對各部分的禁錮方式和材料作出選擇。扭轉減震器的彈簧計算出扭轉剛度，最后校核彈簧的剛度。
第5章 壓盤的設計
壓盤是離合器的主動部分，要有足夠的強度來傳遞動力。此外，壓盤要有足夠的質量來吸收摩擦產生的熱量。
5.1 壓盤傳力方式的選擇
壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合器的分離過程中能自由的沿軸向移動。如前面所述采用采用傳動片式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。
5.2 壓盤的幾何尺寸的確定
由于摩擦片的的尺寸在前面已經確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。為了使摩擦片上壓力分布均勻，一般壓盤外徑比摩擦片外徑稍大，壓盤內徑比摩擦片內徑稍小。所以壓盤的外徑D=225mm，壓盤內徑d=136mm。
那么壓盤的的尺寸歸結為確定其厚度。壓盤的厚度確定主要依據以下兩點[3]： （1）壓盤應有足夠的質量來吸收熱量。
（2）壓盤應具有較大的剛度保證在受熱的情況下不致產生翹曲變形而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。
因此，壓盤一般都做得比較厚（一般不小于10mm），而且在內緣做成一定錐度以彌補壓盤因受熱變形后內緣的凸起。此外，壓盤的結構設計還應注意加強通風冷卻。在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為25mm。
5.3壓盤傳動片的材料選擇
壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數(shù)，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為HB170～227，其摩擦表面的光潔度不低與1.6。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素。在本設計中用材料為3號灰鑄鐵JS—1，工作表面光潔度取為1.6。
5.4本章小結
本章對離合器的壓盤進行的簡單設計，包括主要的尺寸和材料的選擇等。
第6章 分離裝置的設計
離合器的分離裝置包括分離桿，分離軸承和分離套筒。
6.1分離桿的設計
本設計才用的是膜片彈簧的壓緊機構，分離桿的作用由膜片彈簧中的分離指來完成。其結構尺寸參數(shù)在后續(xù)設計中確定。
在設計分離桿時應注意以下幾個問題：
（1）分離桿要有足夠的剛度
（2）分離桿的鉸接處應避免運動上的干涉
（3）分離桿內端的高度可以調整
6.2離合器分離套筒和分離軸承的設計
分離軸承在工作中主要承受軸向力，在離合器分離時，由于分離軸承的旋轉，在受離心力的作用下，還承受徑向力。在傳統(tǒng)離合器中采用的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承。而在現(xiàn)代汽車離合器中主要采用了角接觸式的徑向推力球軸承，并由軸承內圈轉動。
本人設計的是推式膜片彈簧離合器，采用的是推式自動調心式分離軸承裝置。
1—分離軸承內圈；2—波形彈簧；3—分離軸承罩；4—分離套筒；
圖6.1自動調心軸承
6.3本章小結
本章對離合器分離裝置進行了設計，包括分離軸承和分離套筒的設計，分離軸承實用的是自動調心式。
第7章 離合器膜片彈簧的設計
膜片彈簧有眾多優(yōu)其他彈簧的優(yōu)點，廣泛的被采用，但膜片彈簧的設計比較復雜，對彈性特性曲線的繪制也很麻煩。最后設計出的特性曲線也不一定適合本離合器使用。得反復調整，多次計算后才可成功。
7.1 膜片彈簧的結構特點
由前面可以知道，本設計中的壓緊彈簧是膜片彈簧。而膜片彈簧離合器分推式和拉式，在本設計中采用推式結構。
膜片彈簧在結構形狀上分為兩部分。在膜片彈簧的大端處為一完整的截錐體，它的形狀像一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。碟形彈簧的彈性作用是這樣：沿其軸線方向加載，碟簧受壓變平，卸載后又恢復原形所?？梢哉f膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式。所不同的是，在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片，它的作用是，當離合器分離時作為分離杠桿。故它又稱分離爪。分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽較寬呈長方圓形孔。這樣做，一方面可以減少分離爪根部應力集中，一方面又可用來安置銷釘固定膜片彈簧，分離爪根部的過渡圓角R＞4.5。
7.2膜片彈簧的變形特性和加載方式
由于膜片彈簧采用推式結構，故其正裝。離合器在分離和接合時，膜片彈簧的加載情況不一樣，相應的有兩種加載方式和變形情況：
（1）接合時
離合器接合時，膜片彈簧起壓緊彈簧之用，在壓盤——離合器蓋總成未與飛輪裝合以前，膜片彈簧近似處于自由狀態(tài)，如圖7.1a所示，膜片彈簧對壓盤無壓緊作用。當壓盤——離合器蓋總成與飛輪裝合時，離合器蓋前端面向飛輪前端面靠攏。因此，離合器蓋通過支承環(huán)4對膜片彈簧施加載荷P，膜片彈簧幾乎變平見圖7.1b。同時在壓盤處也作用有載荷P。我們把P稱作壓緊力。支承環(huán)4和膜片彈簧壓盤接觸處之間的高度變化稱作大端變形，膜片彈簧分離軸承相對于壓盤高度的變化稱之為小端變形。
（2）分離時
當分離軸承以P力作用在膜片彈簧的小端時，支承環(huán)4逐漸不起作用，而支承環(huán)5開始起作用。當P力達到一定值時，膜片彈簧被壓翻。分離時在膜片彈簧的大端處及小端處將進一步產生附加變形和。見圖7.1]c此時膜片彈簧大端處的變形=+。
(a)自由狀態(tài)； （b）壓緊狀態(tài)； (c)分離狀態(tài)
圖7.1膜片彈簧在不同工作狀態(tài)時的作用力及變形情況
7.3 膜片彈簧的彈性變形特性
前面說過膜片彈簧起彈性作用的部分是其碟簧部分，碟簧部分的彈性變形特性和螺旋彈簧是不一樣的，它是一中非線性的彈簧，其特性和碟簧部分的原始內截錐高H及彈簧片厚h的比值H/h有關。不同的H/h值可以得到不同的特性變形特性。一般可以分成下列四中情況：
（1） ＜
如下圖7.2中H/h=0.5的曲線,其曲線形狀表現(xiàn)為:載荷P的增加,變形總是不斷增加.這種彈簧的剛度很大,可以承受很大的載荷,適合與作為緩沖裝置中的行程限制器。
（2） =
如圖7.2中H/h=1.5≈的曲線,彈性特性曲線在中間有一段很平直,變形的增加,載荷P幾乎不變.這種彈簧叫做零剛度彈簧.
（3）＜＜2
如圖7.2中=2.75者,彈簧的特性曲線中有一段負剛度區(qū)域,即當變形增加時,載荷反而減少具有這種特性的膜片彈簧很適合用于作為離合器的壓緊彈簧,因為可利用其負剛度區(qū),達到分離離合器時載荷下降,操縱省力的目的,當然負剛度過大也不適宜,以免彈簧工作位置略微變動造成彈簧壓緊力過大.
（4）＞
如下圖7.3,這種彈簧的的特性曲線中具有更大的負剛度不穩(wěn)定工作區(qū),而且有載荷為負值的區(qū)域.這種彈簧適合于汽車液力傳動中的鎖止機構。
圖7.2 三種不同H/h值時的無因次特曲線
圖7.3 各種不同H/h值時的無因次彈性變形特性
7.4 膜片彈簧的參數(shù)尺寸確定
在設計膜片彈簧時，一般初步選定其全部尺寸然后進行一系列的驗算，最后優(yōu)選最合適的尺寸。其結構示意圖見圖7.4
圖7.4 膜片彈簧示意簡圖
(1)H/h比值的選取
設計膜片彈簧時，要利用其非線性的彈性變形規(guī)律，因此要正確選擇其特性曲線的形狀，以獲得最佳性能。一般汽車汽車膜片彈簧的H/h值的范圍在1.5～2.5之間。
我設計的膜片彈簧，H=5.0mm；h=3.0mm
所以，==1.67
(2)R及R/r確定
比值R/r對彈簧的載荷及應力特性都有影響，從材料利用率的角度，比值在1.8～2.0時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧的質量利用率和好。因此設計用來緩和沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。對于汽車離合器的膜片彈簧，設計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據結構布置與分離的需要來決定，一般R/r取值為1.2～1.3.對于R,膜片彈簧大端外徑R應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑。此外，當H，h及R/r等不變時，增加R有利于膜片彈簧
應力的下降。參考下表可7-1
表 7-1 一些車型膜片彈簧的R和R/r的值
車型
外徑（㎜）
內徑（㎜）
半徑2R（㎜）
R/r
豐田
225
160
206
103/81=1.27
北京BJ751
228
150
210
105/8.5=1.25
上海SH771
280
165
252
126/103.5=1.21
由于摩擦片平均半徑Rc=D+d/4=200+140/4=85mm，對于推式膜片彈簧的R值，應滿足關系RRc=85mm.
故取R=96mm,再結合實際情況取R/r=1.263,則r=76mm。
初步確定R=96mm；r=76mm
(3)膜片彈簧起始圓錐底角
汽車膜片彈簧一般起始圓錐底角在10°～14°之間，≈代入數(shù)值計算可得：=12.4°
(4)膜片彈簧小端半徑r及分離軸承的作用半徑r
r的值主要由結構決定，最小值應大于變速器第一軸花鍵外徑，分離軸承作用半徑r大于 r，因為花鍵外徑D=29mm,要使2 r＞D，所以取r=25mm，r=28mm。(5)分離指數(shù)目n、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r
汽車離合器膜片彈簧的分離指數(shù)目n＞12，一般在18左右，采用偶數(shù)，便于制造時模具分度切槽寬≈3mm，≈10mm，窗孔半徑r一般情況下由
（r－r）≈(0.8～1.4) ,所以取r－r=1=10mm
參考下表7-2選取相關值。
表7-2 一些車型膜片彈簧的分離爪數(shù)n、切槽寬、及半徑
車型
n
（㎜）
（㎜）
r－（㎜）
豐田
18
3.2
9
11
北京BJ751
18
3.2
11
13
上海SH771
18
3.2
11
12.5
雪佛蘭
1