福特福克斯两厢-离合器设计doc资料.doc

专业课课程设计说明书

设计主题：
福特福克斯两厢1.8手动经典型离合器设计
学 院：
机械与车辆学院
专业班级：
车辆工程
姓 名：

学 号：

指导教师：

成 绩：

摘 要
离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断和实现对传动系的动力传递，保证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；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；在工作中受到大的动载荷时，能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；有效地降低传动系中的振动和噪声。
本文通过对福特福克斯两厢1.8手动经典型整车参数的分析，对轿车离合器进行设计，使得轿车离合器设计更合理。

关键词：离合器 膜片弹簧 设计 校核

目 录
摘要 i
一、离合器设计的目的及离合器概述 1
1.1离合器设计的基本要求 1
1.2技术参数及论文要求 1
1.3膜片弹簧离合器结构 2
1.4膜片弹簧离合器的优点 3
1.5膜片弹簧离合器的工作原理 3
二、离合器摩擦片参数的确定 4
2.1 摩擦片参数的选择 4
2.1.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b 4
2.1.2 后备系数β 5
2.1.3 离合器传递的最大静摩擦力矩TC 6
2.1.4 单位压力P0 6
三、离合器其它主要部件的结构设计 7
3.1 从动盘设计 7
3.1.1 从动盘设计要求 7
3.1.2 从动片的选择和设计 8
3.1.3从动盘毂的设计 9
3.2压盘的设计 10
3.2.1压盘传力方式选择 10
3.2.2 压盘的材料选择 11
3.2.3压盘的几何尺寸的确定 11
3.2.4离合器盖结构设计的要求 12
四、膜片弹簧的设计与计算 13
4.1 膜片弹簧的基本参数的选择 13
4.1.1 截锥高度H与板厚h比值 和板厚h的选择 13
4.1.2自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和 比值 14
4.1.3膜片弹簧起始圆锥底角 的选择 14
4.1.4分离指数目n、切槽宽度δ1、δ2及半径 14
4.1.5膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径的确定 15
4.1.6 压盘加载点半径 和支承环加载点半径的确定 15
4.1.7膜片弹簧工作点位置的选择 15
4.1.8膜片弹簧材料 16
4.2膜片弹簧的强度校核 16
4.2.1绘制膜片弹簧的特性曲线 17
4.2.2 确定膜片弹簧的工作点位置 18
4.2.3 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷F2 19
42.4 求分离轴承的行程λ2 19
4.2.5 膜片弹簧强度校核 20
五、扭转减振器简单设计 20
5.1 扭转减振器主要参数 20
5.1.1 扭转刚度k 21
5.1.2 阻尼摩擦转矩 21
5.1.3 预紧转矩 22
5.1.4 减振弹簧的位置半径 22
5.1.5 减振弹簧个数 22
5.1.6 减振弹簧总压力 22
5.2 减振弹簧的计算 23
5.2.1单个减振器的工作压力P 23
5.2.2 减振弹簧尺寸 23
六、 设计小结 25
七、 参考文献 25

一、 离合器设计的目的及离合器概述
了解轿车离合器的构造，掌握轿车离合器的工作原理。了解从动盘总成的结构，掌握从动盘总成的设计方法，了解压盘和膜片弹簧的结构，掌握压盘和膜片弹簧的设计方法，通过对以上几方面的了解，从而熟悉轿车离合器的工作原理。学会如何查找文献资料、相关书籍，培养学生动手设计项目、自学的能力，掌握单独设计课题和项目的方法，设计出满足整车要求并符合相关标准、具有良好的制造工艺性且结构简单、便于维护的轿车离合器，为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。通过这次课程设计，使学生充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤，以及身为一个工程技术人员所需具备的素质和所应当完成的工作，为即将进入社会提供了一个良好的学习机会，对于由学生向工程技术人员转变有着重大的实际意义。
离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器，实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系个零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。
1.1离合器设计的基本要求
1) 在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止过载
2) 接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。
3) 分离时要迅速、彻底。
4) 从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。
5) 应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。
6) 操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。
7) 具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。
1.2技术参数及课程设计要求
车型：福特福克斯两厢手动1.8L经典型
项目
参数
最高车速

发动机最大功率及转速

发动机最大转矩及转速

主减速器传动比

变速器最大传动比

轮胎型号
前205/55 R16
后195/65 R15
滚动半径
R=316mm
整备质量

满载质量

本次课程设计的基本内容有：
1. 根据所给的车型及整车技术参数,选择合适离合器的结构类型,设计计算确定其相关参数与尺寸；
2. 绘制离合器总成工程图纸与零件图；
3. 完成设计说明书一份；
1.3膜片弹簧离合器结构
膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。
1) 离合器盖
离合器盖一般为120°或90°旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮联结在一起。离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。
2) 膜片弹簧
膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周表面上开有许多均布的长径向槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形窗孔，可以穿过支承铆钉，这部分称之为分离指；从窗孔底部至弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。
3) 压盘
压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连。压盘靠近外圆周处有断续的环状支承凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。
4) 传动片
离合器接合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动；在离合器分离时，压盘相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作均由传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转；在离合器分离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。
5) 分离轴承总成
分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作时主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。目前国产的汽车中多使用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温铿基润滑脂，其端面形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。
1.4膜片弹簧离合器的优点
膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点：
1) 膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性；
2) 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，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，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；
4) 膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀；
5) 易于实现良好的通风散热，使用寿命长；
6) 膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好
1.5膜片弹簧离合器的工作原理
由图可知，离合器盖与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘的压紧力，使得压盘与从动摩擦片之间产生摩擦力。当离合器盖总成随飞轮转动时(构成离合器主动部分)，就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力
要分离离合器时，将离合器踏板踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成前移推动膜片弹簧分离指，使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处于分离位置，切断了发动机动力的传递。

图1.1 膜片弹簧离合器结构图

二、 离合器摩擦片参数的确定
2.1 摩擦片参数的选择
2.1.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b
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β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（N.m）按如下经验公式选用
（2.1）
式中，为直径系数，取值范围见表3-1。
由选车型得= 161N·m，=14.6，
则将各参数值代入式后计算得 D=185.3mm
表2-1 直径系数的取值范围
车 型
直径系数
乘用车
14.6
最大总质量为1.8～14.0t的商用车
16.0～18.5(单片离合器)
13.5～15.0(双片离合器)
最大总质量大于14.0t的商用车
22.5～24.0

根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表2-2
表2-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即JB1457—74）
外径D/mm
160
180
190
200
225
250
280
300
325
350
内径d/mm
110
125
130
140
150
155
165
175
190
195
厚度h/mm
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
4
=d/D
0.687
0.694
0.684
0.700
0.667
0.589
0.583
0.585
0.557
0.540
1－
0.676
0.667
0.680
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827

鉴于在式（2.3）校验时，首选值D=200mm项的值为，不在许用单位应力的范围之内，综合取值，对照摩擦片相关标准尺寸，选取一个非首选值，如下：
外径D=190mm 内径d=130mm 厚度h=3.5mm
内径与外径比值C′=0.684 1－=0.680

2.1.2 后备系数β
后备系数β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β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。通常普通轿车β=1.10～1.25。
本设计的是1.3吨微型轿车离合器，参看有关统计资料“离合器后备系数的取值范围”（见下表2-3）。
结合设计实际情况，故选择β=1.2

表2-3　离合器后备系数的取值范围
车 型
后备系数β
普通轿车
1.10～1.25
高级轿车
1.20～1.40
轻型货车
1.15～1.30

2.1.3 离合器传递的最大静摩擦力矩
（2.2）
2.1.4 单位压力

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,工作条件比较恶劣单位压力P较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦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。选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。

（2.3）
式中，为摩擦因数取0.3；
为单位压力（MPa）；
为摩擦面数取2；
为摩擦片外径取190；
为摩擦片内径取130；
摩擦片材料选择石棉基编织材料，为单位压力0.264，许用单位应力[P]为0.25～0.35。
综上，可认为所选摩擦片符合尺寸要求。
则摩擦片的相关参数如表：
摩擦片外径D
摩擦片内径d
后备系数β
厚度b
单位压力Po
190mm
130mm
1.2
3.5
0.264MPa

三、 离合器其它主要部件的结构设计
3.1 从动盘设计

带扭转减振器的从动盘
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
3.1.1 从动盘设计要求
从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：
（ 1 ） 从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。
（ 2 ） 从动盘应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。
（ 3 ） 应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。

为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有：
（ 1 ） 在从动片外缘开 6 — 12 个 T 形槽 ， 形成许多扇形 ， 并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上 。 T形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形 。 这种结构主要应用在商用车上。
（ 2 ） 将扇形波形片的左右凸起段分别与左右侧摩擦片铆接，由于波形片（厚度小于 1.0mm ）比从动片（厚度 1.5-2.5 ）薄。这种结构的轴向弹性较好，转动惯量较小 ， 适宜于高速旋转 ， 主要应用于乘用车和最大总质量小于 6t 的商用车上 。
（ 3 ） 利用阶梯铆钉的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上 。 这种结构的弹性行程大 ， 弹性特性较理想 ， 可使汽车起步极为平顺。这种结构主要应用于发动机排量大于 2.5L 的乘用车上。
（ 4 ） 将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片 ， 右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合 。 这种结构的转动惯量大 ， 但强度较高，传递转矩的能力大，主要应用于商用车上。
3.1.2 从动片的选择和设计
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，因为设计的是轿车的离合器，故采可以用整体式弹性从动片 ，离合器从动片采用 2 ㎜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 190 ㎜ ， 内径由从动盘毂的尺寸决定 ， 这将在以后的设计中取得 。 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 , 将外圆部分分割成许多扇形 , 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 6 ～ 1 2 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 . 相关结构尺寸参看设计图纸。
从动片材料一般采用高碳刚或弹簧刚板冲压而成 ， 经热处理后达到所要求的硬度 , 相关尺寸见零件图。
3.1.3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，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据从动盘的外径D与发动机的最大转矩T,按国标GB/T 1144—2001《矩形花键尺寸、公差和检验标准》规定的花键尺寸系列，设计时花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩选取。
表3-1离合器从动盘毂花键尺寸系列
从动盘
外径
D/mm
发动机的转矩
Temax/N·m
花键尺寸
挤压应力
σj/Mpa
齿数
N
外径
D′/mm
内径
d′/mm
齿厚
b/mm
有效齿长
l/mm
160
50
10
23
18
3
20
10
180
70
10
26
21
3

20
11.8
200
110
10
29
23
4
25
11.3
225
150
10
32
26
4
30
11.5
250
200
10
35
28
4
35
10.4
280
280
10
35
32
4
40
12.7
300
310
10
40
32
5
40
10.7
325
380
10
40
32
5
45
11.6
350
480
10
40
32
5
50
13.2

则选取的花键尺寸如下表：
表3-2花键尺寸表
从动盘外径 D/mm
发动机转矩/(N·m)
花键尺寸
挤压应力/MPa
齿 数n
外径
内径
齿厚t/mm
有效齿长l/mm
190
161
10
35
28
4
35
10.4
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（MPa）计算公式：
式中，P为花键的齿侧面压力(N)，它由下式确定：
花键的齿侧面压力
式中，d′，D′分别为花键的内外径(m)；
Z为从动盘毂的数目；
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)；
l为花键有效长度(m).
则
故

因此，该花键毂花键尺寸选取合适。

3.2压盘的设计
3.2.1压盘传力方式选择
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 ，所以它必须和飞轮连接在一起 ， 但这种连接应允许压盘在离合器的分离过程中能自由的沿轴向移动 。所以我采用传动片式的传力方式 。由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上 ，另一端用螺钉固定在压盘上 ，为了改善传动片的受力情况，沿圆周布置。
3.2.2 压盘的材料选择
压盘形状一般比较复杂 ，而且还需要耐磨 ，传热性好和具有较高的摩擦系数 ，故通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为170 ～ 227 HB ， 其摩擦表面的光洁度不低与 1.6 。为了增加机械强度，可另外添加少量合金元素。
3.2.3 压盘的几何尺寸的确定
由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。压盘外径 D=200mm 压盘内径 d=120 mm 那么压盘的的尺寸归结为确定其厚度。压盘的厚度确定主要依据以下两点：
(1) 压盘应有足够的质量在离合器的结合过程中 ， 由于滑磨功的存在 ， 每结合一次都要产生大量的热 ，而每次结合的时间又短（大约在 3 秒钟左右 ） ，因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器 ，这种温升更为严重 。 它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降 ， 磨损加剧 ， 严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏 。 由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差 ， 在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收 ， 为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量以吸收热量。
(2) 压盘应具有较大的刚度压盘应具有足够大的刚度 ， 以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形 ， 而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。 鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚，一般不小于 10 ㎜ , 在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为10㎜ 。 在初步确定该离合器压盘厚后 ， 应校核离合器接合一次时的温升 ， 其接合一次的温升不得超过 8 °— 10 ° 。若温升过高可以适当增加压盘的厚度。
则校核如下：

式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功；
γ为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘. γ=0.5；
m为压盘质量(kg)
V为压盘估算体积（）；
c为灰铸铁材料压盘的比热容：c=544.28J/(kg·)；
为铸铁密度，取7800 kg/m；
为摩擦片外径取190；
为摩擦片内径取130；
h为压盘厚度，取=10mm；
t为压盘温升（）
汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：

式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)
m 为汽车总质量取1696kg；
rr 为轮胎滚动半径316mm；
i为汽车起步时所用变速器档位的传动比3.58；
i为主减速器传动比4.06；
n为发动机转速(r/min),乘用车n取2000 r/min;
则计算下式可得
温升超过8~10范围内，故把压盘厚度定为15mm,则：
所以当厚度为15mm时满足压盘温升不超过8~10要求。
3.2.4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。
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。
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。
本次设计初选08钢板厚度为3mm
四、 膜片弹簧的设计与计算
4.1 膜片弹簧的基本参数的选择
4.1.1 截锥高度H与板厚h比值和板厚h的选择
如图，载荷P与变形λ之间的关系：
a) 当时，载荷F增加，变形λ不断增加；
b) 当时，弹簧的特性曲线在中间有一段很平直，变形增加时，载荷几乎 维持不变；
c) 当时，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。
d) 当时，具有更大的负刚度区域；
e)当时，具有载荷为负值的区域。

即为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器膜片弹簧的一般在1.5～2.0范围内选取，而常用的膜片弹簧板厚h为2～4
故初选h=2, =2则H=1.6h=4mm

4.1.2自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和比值
研究表明。R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲受直径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求。R/r一般为1.20～1.35 。为使摩擦片上的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的r值宜为大于或等于Rc。
当时，摩擦片平均半径Rc=，对于拉式膜片弹的R值，应满足关系100RRc=80mm,且rRc ,故取r=80mm,再结合实际情况取R/r=1.2,则R=96mm。

4.1.3膜片弹簧起始圆锥底角的选择
膜片弹簧自由状态下圆锥角与内截锥高度H关系密切，一般在9°～15°范围内。

即，所得结果满足9°～15°的范围。
4.1.4分离指数目n、切槽宽度δ1、δ2及半径
分离指数目n常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12 。取分离之数目n =18 。
，， 的取值应满足
本次设计取，，
故取＝70mm.
4.1.5膜片弹簧小端内半径及分离轴承作用半径的确定
r由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。应大于
则： （）

4.1.6 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定
应略大于r且尽量靠近r，应略小于R且尽量靠近R
同时，和需满足下列条件：

故选择，
4.1.7膜片弹簧工作点位置的选择
膜片弹簧的弹性特性曲线，如图，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且λ1H= (λ1M +λ1N)／2。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λ1B =(0.8～1.0) λ1H，以保证摩擦片在最大磨损限度△λ范围内压紧力从F1B到F1A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。

4.1.8膜片弹簧材料
制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA或50CrVA。

4.2膜片弹簧的强度校核
由前面所算得，各参数值汇总如下表：

D=190mm

D=130mm

4.2.1绘制膜片弹簧的特性曲线

根据工作压力和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形关系式为

式中，E――弹性模量，钢材料取E=2.06×Mpa；
μ――泊松比，钢材料取μ=0.3；
画出特性曲线:
将各数值代入上式算得：

利用matlab进行仿真，画出特性曲线：
程序为：x=0:0.01:7;
y=193.6015*x.^3-1887.6148*x.^2+5112.29*x;
plot(x,y) 膜片弹簧的F1-λ1弹性特性曲线

4.2.2 确定膜片弹簧的工作点位置
取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为，
由特性曲线图可查的膜片弹簧的压紧力：
校核后备系数：
离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为
压盘的行程
故
离合器刚开始分离时，压盘的行程，此时膜片弹簧大端的变形量为

摩擦片磨损后，其最大磨损量
故
上面演算式中 :
Z—— 摩擦片总的工作面数
—— 每一摩擦面工作面的最大允许磨损量，可取，。
——彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，可取，。
4.2.3 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷F2
由膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力F2时膜片弹簧压盘接触处的变形λ1和F2的关系式

取则得
4.2.4 求分离轴承的行程λ2
由膜片弹簧压盘接触处的轴向变形λ1和小端分离轴承处的轴向变形的关系式
，取得，
宽度系数

在F2力作用下膜片弹簧的小端变形由两部分组成：在F2力作用下，由于压盘接触处膜片弹簧的轴向变形而引起的小端变形，以及因分离指受F2力作用引起的弯曲附加变形。
即

代人有关数值，得则
4.2.5 膜片弹簧强度校核
膜片弹簧的大端的最大变形（离合器彻底分离时）。

代入有关数值，得
因为膜片弹簧的材料为 60Si2MnA, 该材料许用应力 [ σ ] 为 1700--1900MPa
而，所以该膜片弹簧满足强度要求，比较合适。
膜片弹簧的相关参数如表
截锥高度H
板厚h
分离指数n
圆底锥角
4mm
2mm
18
14

五、扭转减振器简单设计
5.1 扭转减振器主要参数
带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图4.1所示弹簧摩擦式:

图4.2带扭转减振器的从动盘总成结构示意图
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—减振摩擦片
7—减振盘；8—限位销
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。
极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取，
=(1.5～2.0)
对于乘用车，系数取2.0。
则=2.0×＝2.0×161＝322（N·m）
5.1.1 扭转刚度k
由经验公式初选

即＝＝13×322＝4186（N·m/rad）
5.1.2 阻尼摩擦转矩
可按公式初选
＝（0.06～0.17）
取=0.12 =0.12×161=19.32 N·m
5.1.3预紧转矩
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
满足以下关系：
＝（0.05～0.15）且＝19.32 N·m
而＝（0.05～0.15）＝8.05～24.15 N·m
则初选＝19N·m
5.1.4 减振弹簧的位置半径
的尺寸应尽可能大些，一般取
=(0.60～0.75)d/2
则取=0.65d/2=0.65×130/2=42.25(mm),可取为43mm.
5.1.5 减振弹簧个数
减振弹簧数量选取表
离合器摩擦片外径/mm
减振弹簧数量Z
225～250
4～6
250～325
6～8
325～350
8～10
＞350
10以上

查上表3.2可得：Z=6
当摩擦片外径D225mm时，
=4～6
故取=6
5.1.6 减振弹簧总压力
当减振弹簧传递的转矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力为
＝＝322/(43×)＝7488 N
5.2 减振弹簧的计算
在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。
5.2.1单个减振器的工作压力P
P==7488/61248 N
5.2.2减振弹簧尺寸
1）弹簧中径和弹簧钢丝直径d
通常弹簧中径D:一般由结构布置来决定,通常D=11～15㎜左右,取D=11㎜,弹簧钢丝直径d: 通常d取3～4㎜，所以取d=4㎜
2）减振弹簧刚度K
应根据已选定的减振器扭转刚度值及其布置尺寸确定，即
K=
3）减振弹簧有效圈数

G为材料的剪切模量，对碳钢可取G=8.3×10Mpa
4）减振弹簧总圈数n
一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为
n=+(1.5～2) ≈7
减振弹簧最小高度
=30.8mm
弹簧总变形量

减振弹簧总变形量
==30.8+3.31=34.11mm
减振弹簧预变形量
=0.195mm
式中，减振弹簧的分布半径
减振弹簧安装工作高度
=34.11-0.195=33.915mm
5）从动片相对从动盘毂的最大转角
最大转角和减振弹簧的工作变形量有关，其值为
=4.15152°
6）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙

式中，为限位销的安装尺寸。值一般为2.5～4mm。
所以可取为3.6mm, 为50mm.
7）限位销直径
按结构布置选定，一般
＝9.5～12mm。
可取为10mm
扭转减振器相关参数
极限转矩
阻尼摩擦转矩
预紧转矩
减振弹簧的位置半径
减振弹簧个数
322 N·m
19.32 N·m
19 N·m
43mm
6

七、 设计小结
这次课程设计加强了我的绘图基本功的锻炼。巩固了很多知识，为我不久后走上工作岗位打下了基础。总之，此次设计另我收获颇多，我发现自己的专业知识还很欠缺，尤其是实际运用能力不足。自己的知识结构还需不断拓宽，分析问题和解决问题的能力还需进一步提高，以后还需要不断学习和加强锻炼。由于我的水平有限，设计中难免存在缺点和错误。

八、参考文献
[1].王国权，龚国庆.汽车设计课程设计指导书[M].北京：机械工业出版社，2009
[2].王望予.汽车设计[M].北京：机械工业出版社，2007
[3].刘惟信.汽车设计[M].北京：清华大学出版社,2001
[4].徐石安,江发潮.汽车离合器/汽车设计丛书[M].北京：清华大学出版社,2005
[5].陈家瑞.汽车构造[M].北京：人民交通出版社，2002