赵海云1.8L轿车离合器设计2.docx

1.8L轿车离合器
摘要：离合器是组成汽车传动系统的重要部件，汽车的动力性、安全性、驾驶舒适性和经济性都将受到其影响。所以我们在汽车离合器设计中应根据车型的类别，使用要求，与发动机的匹配要求，生产条件以及通用化、标准化、系列化等系列要求，选择合适的离合器总成和有关组件。本文将主要根据车辆使用条件和车辆参数，按着离合器系统的设计步骤和要求，主要进行离合器后备系数的确定，摩擦片内外径的确定，单位压力的确定。和离合器部件设计主要为：分离装置的设计，及从动盘的设计，从动盘毂的设计，及圆柱螺旋弹簧的设计等，并分别进行校核和优化。

关键词：离合器 膜片弹簧 从动盘

目 录
1前言 3
1.1 离合器的分类 3
1.2设计主要内容 4
2离合器方案的确定 4
2.1 方案选择 4
3离合器基本参数的确定 7
3.1 后备系数β 7
3.2 单位压力P0 8
3.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b 9
3.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t 9
3.5离合器基本参数的优化 10
4离合器零件的结构选型及设计 12
4.1 从动盘总成设计 12
4.2 离合器盖总成设计 14
4.3 膜片弹簧的设计 16
4.4 扭转减振器 19
5离合器的操纵机构 21

5.1操纵机构结构形式选择 21
5.2离合器踏板行程和踏板力计算 22
谢辞 23
参考资料 24

1 前言
对于燃烧为驱动的汽车，离合器在是作为一个独立的组件在传动系统中存在的，它在汽车传动系中与发动机直接连接的部件。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是依靠主、从动部分之间的摩擦作用来传递动力。它主要包括压紧机构和操作机构、主动部分、从动部分等部分。离合器的主要功用是:
（1）确保汽车起步的平稳性:汽车由静止到行驶的过程，其速度应由零逐渐增大，如果这时发动机与传动系统之间没有离合器，一旦挂上档，汽车将由于瞬间接上动力前冲，不但会造成机械的损伤，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。
（2） 便于换挡:汽车在行驶过程中，需要经常换用不同档位工作，实现齿轮式变速器的换挡，这时必须先踩下离合器，中断动力传递，便于原来档位齿轮副脱开。汽车在起动时，切断发动机和传动系统的联系，利于提高起动转速，提高起动成功率。
（3) 防止传动系过载:汽车紧急制动时，超过传动系承载能力的载荷，从而使机件损坏。配有离合器之后，它依靠靠摩擦力来传递转矩的惯性力矩超过其允许的最大摩擦力矩时，离合器主、从动部分就相对滑转，从而防止传动系统过载。
对汽车离合器设计提出如下基本要求，它应满足下列要求：
1）具有合适的储蓄容量，使其在在任何驾驶条件下都能可靠地传递发动机的最大扭矩又能防止传输系统过载；
2）接合时要平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击；
3）分离时要迅速、彻底，便于换挡和发动机起步;
4）离合器从动部件转动惯量要小，以减轻变速时传动齿轮间的冲击，容易减小同步器的磨损；
5）应有良好的吸热能力和良好的通风散热效果，避免工作温度过高，能延长其使用年限；
6）能使传动系不会扭转共振，缓解冲击并降低噪音噪声的能力；
7）操纵轻便、准确，能减轻驾驶员的疲劳；
8）从动盘上面的压力和摩擦材料的摩擦系数在使用过程中都要尽可能小的变化，保证有稳定的工作性能；
9）有足够的强度和良好的动平衡，保证其工作可靠、寿命长；
10）要求结构应简单、紧凑、质量小，优良的制造工艺性，维修、拆组、调节方便等。
1.1离合器分类
汽车离合器有摩擦离合器、液力变矩器、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离合器为干式摩擦式离合器，按其从动盘的个数，又可以分成三种有单盘式、双盘式和多盘式。
湿式摩擦式离合器浸在油中，这样利于散热，其多数是多盘式。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。压紧弹簧是膜片弹簧的离合器称为膜片弹簧离合器。
1.2设计主要内容
现在轿车上应用最普遍的离合器是干式摩擦式离合器。摩擦离合器由四部分组成，即所述有源部分（发动机飞轮，离合器盖和压盘等），被驱动部（驱动盘），加压装置（压缩弹簧）和控制机构（释放叉，分离轴承，离合器踏板和变速器组成），本次离合器设计的基本内容包括：
1.摩擦式离合器的结构尺寸和参数的选择(摩擦片外径D、离合器后备系数β和单位压力p)及计算。
2.选择离合器部件的结构及设计
1) 绘制离合器装配图；
2) 设计从动盘总成；
3) 设计离合器盖总成；
4) 选择膜片弹簧主要参数、并设计和强度校核；
2离合器方案的确定
在离合器的设计时，应根据车辆种类、使用性质、生产条件以及“三化”要求等，对离合器的结构进行选择。并结合实际情况，对轿车离合器分析并选择合适的设计方案。
2.1 方案选择
汽车离合器多数都是盘形（单片、双片和多片）摩擦离合器。根据压紧弹簧的不同形式的布置，也可以分为中央布置、圆周布置和斜向布置等多种形式。根据分离时所受作用力的方向不同，又可以分为拉式和推式两种。根据压紧弹簧形式不同，也可分为膜片弹簧离合器、圆柱螺旋弹簧和圆锥螺旋弹簧。
2.1.1从动盘数的选择
对于乘用车和最大总质量小于6t的商用车，发动机的最大转矩一般不大的，在构造尺寸允许的条件下，离合器可以选择单片的。而对于双片离合器，由于其摩擦面数相对于单片离合器增加一倍，传递转矩的能力较大，接合更加平顺、柔和，这种结构通常用在较大的传递转矩且限制径向尺寸的选择，故选择单片离合器，即Z=2.
2.1.2压紧弹簧和布置形式的选择
周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，会使弹簧压紧力下降，离合器传递扭矩的能力也会跟着降低，另外，弹簧压到它的定位面上，造成接触部位的严重磨损，会出现弹簧的断裂现象。
中央弹簧离合器的压紧弹簧布置在离合器的中心，有足够的压紧力，操纵方便。但其结构比较的复杂，轴向尺寸也较大。
斜置弹簧离合器的传力盘承受着斜向弹簧压力的作用，最后传到压盘上。其工作性能稳定，踏板力较小。适用于最大总质量大于14t的商用车上。
而膜片弹簧离合器和其他形式的离合器相比，有以下的优点：
1)膜片弹簧有较理想的非线性弹性特性，在允许磨损的范围内摩擦板弹簧压力几乎保持不变，从而使离合器扭矩可以保持在传递几乎不变的状态；相对圆柱螺旋弹簧来说，其压力很大的下降，当离合器分离时，弹簧压力会有所下降，踏板力从而相对下降。而对于圆柱螺旋弹簧来说，其压力很大的增加。
2）膜片弹簧同时起到压紧弹簧和分离杠杆的作用，其结构简单、紧凑，且轴向尺寸小，零件少，质量小。
3）在高速旋转时，弹簧压紧力降低不多，性能比较稳定；而圆柱螺栓弹簧压紧力却有明显的下降。
4）膜片弹簧的整个圆周与压盘接触，使其所受压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损也很均匀。
5）能很好地实现良好的通风散热使用的年限长。
6）离合器的中心线和膜片弹簧的中心线刚好重合，平衡性较好。
膜片弹簧离合器的结构简图如图2-2下：

（a）膜片弹簧离合器 （b）膜片弹簧

图2-1 膜片弹簧离合器的结构
1- 飞轮 2-从动盘 3-压盘 4-离合器盖 5-膜片弹簧 6-膜片弹簧支撑圈
7-调整螺母 8-分离拨叉 9-拉杆 10-离合器踏板 11-分离轴承
12-分离套筒 13-回位弹簧 14-支架 15-离合器轴 16-离合器轴承
2.1.3膜片弹簧的支撑形式选择
根据推式膜片弹簧的支撑环数目不同有以下三种——双支承环形式，用台肩式铆钉将两个支撑环、膜片弹簧通过离合器盖上的定位铆钉接在一起；单支撑环形式，是将膜片弹簧大端支承在冲压离合器盖中的支承环上，膜片弹簧与支撑环的轴向间隙得以消除；无支承环形式，是在离合器盖冲出的环形凸台上放置膜片弹簧的大端支承。本次设计中将采用双支承环形式。
综上所述，本次轿车离合器设计将采用单片推式膜片弹簧离合器。膜片弹簧离合器的总成是由膜片弹簧、离合器盖、压盘、从动盘、传动片和分离轴承等部分组成。
2.1.4 扭转减振器
它不但能降低发动机曲轴与传动系的扭转刚度，调谐着传动系的扭振固有频率，使传动系扭振阻尼增加，使扭转共振响应振幅得到抑制，而且能减减因冲击而产生的瞬态扭振控制动力传动系怠速时离合器与变速器的扭振与噪声，不稳定工况下仍能缓和传动系的扭转冲击，而改善离合器的接合平顺性。
2.1.5膜片弹簧离合器的工作原理
由图2-3，用螺栓把离合器盖和发动机的飞轮固定于一起，当膜片弹簧被预加压紧力后，离合器处于接合位置，膜片弹簧的大端对压盘有压紧力，这时其之间会产生一些摩擦力。当离合器盖总成随着飞轮转动时，就会带动从动盘总成和变速器一起转动，用来传递发动机动力。
需要分离离合器时，将离合器的踏板踏下，膜片弹簧在分离轴承总成推动作用下分离，使膜片弹簧呈反锥形的形状变形，压盘会在传动片的弹力作用下离开摩擦片，用来切断了发动机动力的传递。

图2-2 膜片弹簧离合器结构

3离合器基本参数的确定
此次设计的基本参数：最大扭矩：177/3800 N·m/rpm，最大功率：105/6200 KW/rpm。
摩擦离合器是依靠摩擦力矩来传递发动机转矩。离合器的静摩擦力矩为：
（3-1）
式中，ƒ为摩擦面间的静摩擦因数，一般在0.25～0.30内选取;F为摩擦面上压盘施加的压力；Re为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数目，单片离合器的Z=2。
保证离合器在所有工况下都将发动机的最大转矩平稳传递，设计时应离合器的静摩擦力矩应大于发动机最大转矩，即
（3-2）
式中，β为离合器的后备系数，定义为离合器所传递的最大静摩擦力矩与发动机的最大转矩之比，β必须大于1。
综上可得，F*Re必须小于295。
3.1 后备系数β
后备系数β是离合器设计过程中的一个重要参数。选择β时，选择时应考虑能传递及避免起步时过长的滑磨时间；同时还应考虑防止传动系过载及操纵轻便等问题。膜片弹簧离合器在使用过程中摩擦片磨损后压力依然可以保持较稳定，β值可略小于比螺旋弹簧离合器的数值；双片离合器后备系数应大于单片离合器。因此，在选择β时应考虑以下几点
1） 为了能可靠传递发动机最大转矩，β不宜选太小；
2） 为了减少传动系过载，保证其操纵轻便，β又不宜选太大；
3） 当发动机的后备功率较大、使用条件较好时，β可选小些；
4） 条件恶劣时，为了提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选大些；
5） 汽车总质量越大，β应选得大些；
6） 柴油机工作粗糙，转矩稳定性较差，选的β值应比汽油机大些；
7） β值，可以比螺旋弹簧离合器小些；
8） 双片离合器的β值应该大于单片离合器。
各类汽车离合器β的取值范围见表3-1。
表3-1 离合器后备系数β的取值范围
车型
后备系数β
乘用车及最大质量小于6t的商用车
1.20～1.75
最大总质量为6-14t的商用车
1.50～2.25
挂车
1.80～4.00

本次课程设计的对象为1.8L轿车，属于乘用车，本次课程设计的后备系数β范围为1.20～1.75，初取β=1.5。
3.2 单位压力P0
离合器使用频繁，发动机后备系数较小， P0应取小些；当摩擦片外径较大，为了降低摩擦片外缘处的热负荷， P0应该取小些；β较大时，可适当增大P0。
当摩擦片采用不同的材料时，P0取值范围见下表3-2。
表3-2 摩擦片单位压力P0的取值范围
摩擦片材料
单位压力P0/MPa
石棉基材料
模压
0.10～0.25
编织
0.25～0.35
粉末冶金材料
铜基
0.30左右
铁基
金属陶瓷材料
0.35～0.65

因为该车型为1.8L轿车，不需要太大的后备系数，本次设计摩擦片选为石棉基材料，P0的选择范围：0.10～0.35MPa, 初取P0=0.25MPa。
3.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b
摩擦片外径影响着离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命。
其计算公式有：
（3-3）
摩擦片外径D（mm）也可根据发动机最大转矩（N﹒m）按如下经验公式计算：
（3-4）
式中，为直径系数，取值范围见表3-3。
表3-3 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

本次设计的对象是1.8L轿车离合器设计，属于乘用车，故=14.6，由车型分析选择该车型发动机的最大扭矩：177/3800 N·m/rpm。故可算出摩擦片外径D=203.35mm。
按初选D以后，还需要尽量参照摩擦片尺寸的系列化和标准化，标准表3-4为我国摩擦片尺寸的标准。

表3-4 离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径D\mm
160
180
200
225
250
280
300
325
内径d\mm
110
125
140
150
155
165
175
190
厚度/mm
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5

0.687
0.694
0.700
0.667
0.620
0.589
0.583
0.585

0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
单面面积cm2
106
132
160
221
302
402
466
546

我国已规定了摩擦片的厚度b的3种规格：3.2mm，3.5mm和4mm，初步选取摩擦片的尺寸为：D=225mm，d=150mm,厚度b=3.5mm,c=0.667,单位面积=221。
3.4 摩擦因数ƒ、摩擦面数Z和离合器间隙Δt
摩擦片的摩擦因数ƒ的影响因素有摩擦片的材料、其工作温度、单位压力和滑磨速度等。不同材料的摩擦因数见下表3.5。
表3-5 摩擦材料的摩擦因数ƒ的取值范围
摩擦片材料
单位压力P0/MPa
石棉基材料
模压
0.10～0.25
编织
0.25～0.35
粉末冶金材料
铜基
0.30左右
铁基
金属陶瓷材料
0.35～0.65

摩擦因数取0.3，在前面的设计分析中已经初步为本次设计选用的是单片推式膜片弹簧离合器，Z=2。
离合器间隙Δt是离合器在接合状态、分离被拉到后极限位置时，为了保证摩擦片在正常磨损过程中离合器仍能完全接合，Δt一般为3～4mm，取Δt=4mm。
3.5离合器基本参数的优化
1）摩擦片外径D（mm）
摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准要求，摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度控制在65～70以内，以免摩擦片发生飞离。
（3-5）
经计算，该式成立。
式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速(r/min)。

2） 摩擦片的内、外径比c
摩擦片的内、外径比c应控制在0.53～0.70内，即：
0.53≤0.657≤0.70 （3-6）
由此可见，满足要求。
3)后备系数β
为了传递发动机的转矩可靠，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0。即
（3-7）
该式合格。
4)摩擦片内径d
为了保证扭转转速器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径约50mm，即
mm （3-8）
该式合格。
5）单位摩擦面积传递的转矩
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不超过其许用值，即：

(3-9)

式中，为单位摩擦面积传递转矩(N.m/mm2)，可按表3.6选取，经检查,合格。
表3.6　单位摩擦面积传递转矩的许用值
离合器规格

0.28
0.30
0.35
0.40

6）单位压力
为了减少离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片被损伤，对于不同车型，单位压力应在一定范围内选取，的最大范围为0.11～1.50MPa,即
MPaMPaMPa (3-10)
7）单位摩擦面积滑磨功
为减少汽车起步过程中离合器打滑摩擦面，防止摩擦片因过热而烧损，离合器在每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值，即

（3-11）

式中，为单位摩擦面积滑磨功()；；为其许用值(J/mm2)，对乘用车：J/mm2，对最大总质量小于6.0t的商用车：J/mm2，对最大总质量大于6.0t商用车：J/mm2：；W是汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功，根据下式计算：
（3- 12）
式中，是汽车整车整备质量(Kg)；是汽车起步变速器挡位的传动比；是主减速器传动比；是发动机转速r/min，计算时乘用车选取2000r/min。，，m ，Kg代入式（3.9）得W=47236.79J，代入式（3.8）得（乘用车取J/mm2），合格。
4离合器零件的结构选型及设计

图4-1 离合器的结构简图
1-飞轮 2-压盘盖总成 3-从动盘总成
4-变速器轴 5-分离套筒 6-分离轴承总成

图4-1离合器的结构简图，轿车采用膜片离合器，它由主动部分（由螺钉将壳体、膜片弹簧、压盘等部件固定飞轮上），被动部分（由摩擦片与从动盘组成）和操纵部分组成。被动部分装在飞轮与压盘之间，滑动花键将其套在变速器的输入轴上。
4.1从动盘总成设计
从动盘也可以称之为后压盘，能够在后面给离合器摩擦片一个力。从动盘达到控制离合器的作用，从动盘的前后移动来压紧和放松摩擦片，来达到汽车动力的断合。因此手动挡汽车的从动盘是易耗损零件。
从动盘分为带扭转减振器和不带扭转减振器两种，没有扭转减振器的汽车从动盘在结构简单，有较轻质量，转动惯量也小，它的应用主要是在早期的装载汽车和多片离合器的装载汽车上；带扭转减振器的汽车从动盘通过从动盘钢片直接在从动盘毂上被铆接。
4.1.1 从动盘总成的结构型式的选择
从动盘部件见图4-2主要有四部分即从动片、从动盘毂、摩擦片和扭转减振器。从动盘对离合器工作性能的影响很大，在设计时应满足如下设计要求：
1） 降低转动惯量，使变速器换挡时轮齿之间的冲击较小。
2） 有轴向弹性，使得离合器接合平顺。
3） 应设置扭转减振器，防止传动部分共振，缓和冲击。

图4-2 从动盘的总成
1-摩擦片 2-减震器弹簧 3-预减震装置 4-从动盘轮毂
5-从动盘本体 6-从动盘铆钉 7-摩擦片铆钉 8-减震器盘

4.1.2 从动片结构型式的选择
在进行从动片设计时，应尽量减轻其重量，并使其质量的分布尽可能靠近旋转中心，使其获得最小的转动惯量，保证汽车能平稳起步，单片离合器从动片一般都做成轴向结构的，这样的从动片有1、整体式弹性从动片；2、组合式弹性从动片3、分开式弹性从动片3种结构型式。本次设计选择整体式弹性从动片。
4.1.3 从动盘毂的设计
从动盘毂承受着由发动机传来的绝大部分转矩，在离合器部件中是承受载荷最大的零件，装在变速器输入轴前端的花键上，从动盘毅的花键孔与变速器第一轴的前端花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合联接。
从动盘毂轴向长度不能设计过小，避免在花键轴上滑动时产生偏斜使得分离不彻底，一般取花键轴直径的1.0～1.4倍。本次设计取1.4倍的花键轴直径。从动盘毂多数采用锻钢(如45，40Cr等)，表面和心部硬度多数都在26～32HRC。为了提高花键内孔表面硬度及耐磨性，可以采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及从动片配合处应进行高频处理。
花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按如下国标GB1144—1974和从动盘毂花键参数选取。
表4-1 GB1144-74
从动盘外径D/mm
发动机转矩/Nm
花键齿数n
花键外径D/mm
花键
内径
d/mm
键齿宽b/mm
有效齿长l/mm
挤压应力/MPa
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
380
600
10
40
32
5
55
15.2
410
720
10
45
36
5
60
13.1
430
800
10
45
36
5
65
13.5
450
950
10
52
41
6
65
12.5

花键尺寸选定后该应进行挤压应力 ( MPa)及剪切应力τj ( MPa)的强度校核：
挤压应力计算公式：
（4.1）
（4.4）
式中： ，—分别为花键外径及内径(mm)；
n—花键齿数；
，b—分别为花键的有效齿长及键齿宽(mm)；
z—从动盘毅的数目；
—发动机最大转矩(Nmm)。
从动盘毅通常是由40Cr ， 45号钢、35号钢锻造，并经过调质处理，HRC28～32,由表4-1选取得：
花键齿数n=10；
花键外径D=35mm；
花键内径d=28mm；
键齿宽b=4mm；
有效齿长l=35mm；
挤压应力=10.4MPa；
校核=8.99MPa；
剪切应力τ=15 MPa
=5.6MPa符合强度得要求。
4.2离合器盖总成设计
离合器盖部件除了压紧弹簧外，还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置以及支撑环等。
4.2.1 离合器盖设计
在设计中要注意的是刚度、对中、通风散热等因素的影响。离合器盖的刚度不够，会产生较大的变形量，这不仅仅会影响操纵系统的传动效率，还很可能会使变速器换挡困难。离合器盖内装有压盘、传动片、分离杠杆、压紧弹簧和支撑环等，因此，应该与飞轮保持良好的对中，避免影响总成的平衡和正常的工作。
离合器盖的膜片弹簧支承处有较高的尺寸精度。为了加强离合器的通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，其满足刚度要求的同时，在盖上设置循环气流的入口和出口，甚至可将盖设计成带有鼓风叶片的结构。
本次设计的离合器盖要求离合器的摩擦片外径小于离合器盖内径，使其他组件能被包括其中。
4.2.2 压盘设计
对压盘结构设计要求：
1）较大质量的压盘，使其热容量增大，而减小温升，以防其产生裂纹和破碎，可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，用来帮助散热通风。中间压盘可以铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。
2）较大刚度的压盘，使得摩擦面上的压力能均匀并减小受热后的变形，避免影响摩擦片的均匀压紧以及离合器的彻底分离，厚度约为15～25mm。
3）与飞轮应保持良好的对中关系，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应该不得低于15～20g.cm。
4）压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。
压盘的材料为灰铸铁HT20铸成，其密度为7.2×10³kg/m³，比热容C=481.4J/(kg.℃)。之后应校核离合器一次接合的温升不应该超过8℃～10℃，温升τ的校核公式为：
τ=γL/mc （4-3）
式中：γ—传到压盘的热量所占的比率。对单片离合器，γ=0.5；
m—压盘的质量，此次设计选2200kg；
c—压盘的比热容；
L—滑磨功，J。
温升过高，可以适当增加压盘的厚度，压盘单件的平衡精度应大于15～20g·cm。选择压盘其厚度12mm，外径280mm，内径165mm。代入公式（4-5）进行校核计算，τ=7.℃满足要求。
4.3 膜片弹簧的设计
4.3.1 膜片弹簧基本参数的选择

图4-3 膜片弹簧示意图
在膜片弹簧的设计时，初选定其全部的基本参数尺寸，然后再进行的检查，最后优选出最合适的尺寸。其结构示意图4-3。

1) 比值H/h和h的选择
设计膜片弹簧时要利用其非线性的弹性变化规律，以获得最佳的使用性能。比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大，不同的比值H/h可以获得不同的弹性特性曲线。如下图，载荷F与变形λ之间的关系：当时，载荷F增加，变形λ也不断增加；‚当时，弹簧的弹性特性曲线在中间有一段很平直即使变形增加，载荷仍基本不变；ƒ当时，弹簧的弹性特性曲线中有一段反函数区域，即当变形增加时，载荷反而在减小，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当时，负刚度区域变得更大;⑤当时，具有载荷为负值的区域。为保证离合器压紧力基本能稳定， H/h比值一般为1.5～2.0,弹簧板厚h为2～4mm，本设计 ，h=3mm ，则H=6mm 。

图4-4 H/h对膜片弹簧弹性特性的影响
2) R/r比值和R、r的选择
R/r越大，弹簧材料的损失率越高，弹簧就越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响也就越大。R/r一般为1.20～1.35。本设计中取，摩擦片的平均半径mm，，取mm，则mm，则取整mm 则。
3) 圆锥底角α的选择
膜片弹簧自由状态时，圆锥底角α与内截高度H的关系很密切，一般在9°～15°范围内。本设计中，可算得α=14.32°,则满足要求。
4) 膜片弹簧工作点位置的选择
膜片弹簧工作点位置如图4-6所示，在离合器接合处于新状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点T之间，且靠近或在T点处，一般，λ1B(0.8～1.0)λ1H，用来保证摩擦片在最大磨损限度Δλ范围内的压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变化到C。为了能最大限度的减小踏板力，C点应尽量地靠近在N点。

图4-5 膜片弹簧工作点位置

5) 分离指数目n的选择
小膜片弹簧取12，大尺寸的取24，分离指数目n常取为18。本次设计就取n=18。
6) 膜片弹簧内径r0和分离轴承半径rf的确定
r0值取决于离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径，即rf是应大于r0。取r0=28mm，rf=32mm。
7) 切槽宽度、及半径的确定
mm，mm，取mm，mm，应满足的要求，本次设计取.4mm, δ2=9mm。
8) 压盘和支承环加载点半径R1、 r1的确定
R1和r1的取值将影响着膜片弹簧的刚度。r应稍微小于r1，且r1应接近r，R应略大于R1，R1接近R。设计时取，mm，mm。。

4.3.2膜片弹簧基本参数约束条件的检验
(1)弹簧各部分有关尺寸的比值范围应是：
1.2≤R/r≤1.35
70≤2R/h≤100 （4-4）
3.5≤R/r0≤5.0
满足条件
(2)为了摩擦片上的压紧力分布的比较均匀, R1应位于摩擦片的平均半径与外半径之间。即
（4-5）
满足要求。
(3)因为弹簧的结构布置需求,R1与R, r1与r,与之差应在一定范围内,即
1≤R- R1≤7
0≤r1-r≤6 (4-6)
0≤rf-r0≤4
满足要求。
(4) 膜片弹簧杠杆比也应控制在一定范围内, 有：

（4-7）

符合要求。
4.3.3 膜片弹簧材料及制造工艺
国内的膜片弹簧一般都是采用60Si2MnA或50CrVA等高精度的钢板材料。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，沿其分离时工作方向，当超过彻底分离点后仍施加过量的位移，分离3～8次，产生一定的塑性变形，使其达到强化的目的。一般来说，经强压处理后，在相同的工作条件下，可以提高膜片弹簧的疲劳寿命。其次，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，使其表层产生塑性变形，从而使其形成一定厚度的表面强化层，延长其疲劳寿命。
为了提高分离指的耐磨特性，可对分离指端部进行高频淬火。为了消除由于拉应力的作用而产生裂纹，需要对膜片弹簧与压盘接触圆形处进行挤压处理，用来消除应力源。
4.4扭转减振器
扭转减震器组成组件有弹性元件即减震弹簧或橡胶和阻尼元件等组成结构，其具有线性和非线性两种特性。目前广泛采用的是具有怠速级的两级非线性扭转减震或三级非线性扭转减震器。带扭转减振器的从动盘总成结构如图4-6

图4-6 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
4.4.1 扭转减振器的功用
1) 能使发动机曲轴部分与传动组件的接合部分扭转刚度降低，调谐传动系扭振固有频率；
2) 能增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振对影响振幅；
3) 能控制传动系总成在怠速时离合器与变速器轴系的扭振，使变速器怠速时的噪音减弱；
4) 在缓和非稳定的工况下传动系的扭转冲击载荷，能使离合器有良好的接合平顺性。
4.4.2减振器的结构设计
1) 极限转矩Tj
极限转矩Tj是指减振器在消除限位销与从动盘毂缺口间的间隙时最大转矩。它的影响因素有减振弹簧的许用应力等，与最大转矩有关，一般可取：
Tj=（1.5～2.0） （4-8）
式中，2.0为乘用车适用，1.5为商用车适用，本设计为乘用车，选取2.0。代入数据可得，Tj=354.0 N·m。
2) 扭转角刚度
为了传动系不会产生共振，合理选择减振器的扭转角刚度，使得共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。是由减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸所决定的。设计时可按下列公式初选角刚度：
（4-9）
可算得，3406N·m/rad，本设计初选=80000N·m/rad。
3) 阻尼摩擦转矩Tμ
减振器结构及发动机最大转矩的限制扭转刚度大小，故为了在发动机工作转速范围内可以最有效地消除振动，须合理地选择阻尼摩擦转矩Tμ。一般可以按下式初选为：
（4-10）
本设计取，取Tμ=0.15，本设计可算得Tμ=126.6·m
4) 预紧力矩Tn
减振弹簧安装时需要一定预紧。那么，在传递同样大小的极限转矩时，可以降低减振器的刚度，但预紧力大小通常不小于摩擦力矩，否则扭转减振器在反向工作时，将停止工作。一般选取:
（4-11）
本设计取Tn=0.12N·m。
5) 减振弹簧位置半径R0
减振弹簧位置半径R0的尺寸应该尽可能大一些，一般取：
R0=(0.60～0.75)d/2 （4-13）
式中，d为摩擦片内径，本设计取系数0.7，代入数值，得Ro=52.5mm。
6) 减振弹簧个数Zj
参照表4-3选取。
表4-3 减振弹簧个数的选取
摩擦片外D/mm
225～250
250～325
325～350
>350
Zj
4～6
6～8
8～10
>10

本设计D=225mm，故选取Zj=4。
7) 减振弹簧总压力F
当消除限位销与从动盘毂间的间隙时，弹簧所传递扭的矩Tj达到最大，减振弹簧受到的压力F为：
（4-14）
可算得，F=3371.43N。。
8) 极限转角a
减振器从预紧转矩Tn增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的最大转角为a
=3.40 （4-15）
式中：Δl为减振弹簧的工作变形量，a通常取3°～12°，本设计a=3.40°。
5离合器的操纵机构
离合器操纵机构应满足以下的要求：
1) 踏板力要小，轿车一般在80～150N范围内；
2) 轿车的踏板行程一般在80～150mm范围内；
3) 可以调整踏板行程，保证摩擦片磨损后可以复原分离轴承的自由行程；
4) 应该装有对踏板行程进行限位的装置，避免操纵机构因受力过大而损坏；
5) 应该具有足够大的刚度；
6) 传动效率高；
7) 发动机振动及车架和驾驶室发生变形也不会影响其工作状态
5.1 操纵机构结构形式选择
常用离合器的操纵机构主要有机械式、液压式、机械式和液压式操纵机构助力器、气压式和自动操纵机构等多种
机械式操纵机构有杠系和绳索系两种传动形式，杠传动形式结构简单，工作可靠，但是机械效率较低，质量通常较大，驾驶室的形变可影响其正常工作，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命较短，机构效率低。
本次设计的普通轮型离合器操纵机构，选用液压式操纵机构。液