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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
摘 要
汽車離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，離合器的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行駛過程中，駕駛員可根據需要踩下或松開離合器踏板，使發(fā)動機與變速箱暫時分離和逐漸接合，以切斷或傳遞發(fā)動機向變速器輸入的動力。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。
本設計主要是對中型貨車的膜片式彈簧離合器進行設計。根據車輛使用條件和車輛參數，按照離合器系統的設計步驟和要求，首先進行了基本參數的選擇，其次對零部件設計：壓盤、離合器蓋、彈性傳動片，分離裝置，以及從動盤、從動片和從動盤轂，操縱機構，扭轉減震器中的螺旋彈簧的設計。根據各零部件的工作條件，并對其進行了相關校核。確保所設計的離合器能最大限度傳遞發(fā)動機的輸出轉矩。
關鍵詞：壓盤；膜片彈簧；摩擦片；操縱機構；離合器
ABSTRACT
Automobile clutch gearbox is located between the engine and flywheel shell, with screw assembly will be fixed in the clutch after the plane of the flywheel, clutch gearbox output shaft is the input shaft. In the car, the driver can be down or release the clutch pedal, so that the temporary separation of the engine and gearbox, and the gradual bonding to cut off or transfer the engine to the transmission input power. At present, widely used in all kinds of cars on friction clutch is a moving part of the friction between the subordinate to transfer power and can separate device.
This design is mainly to the medium truckloads of diaphragm type spring clutch on the design. According to the using conditions and vehicle parameters of vehicles, according to clutch system design steps and requirements, the basic parameters of the first choice, second to parts design: pressure plate, clutch cover, elastic transmission piece, separation device, and driven plate, driven plate and platen hub, operation, reverse design of the spiral spring shock absorber. According to various spare parts working conditions, and analyses the relevant respectively. Ensure that the design of the clutch can utmost transfer engine torque.
Keywords: Pressure Plate; Diaphragm Spring; Friction Disc; Control agencies;Clutch
II
目 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1 離合器的研究背景 1
1.2 國內外研究現狀 3
1.3 離合器設計的主要內容 4
第2章 離合器方案設計及功能 5
2.1膜片彈簧離合器結構以及運動方式 5
2.2膜片彈簧離合器性能構造 6
2.3 膜片彈簧離合器工作原理 6
2.4 膜片彈簧離合器的優(yōu)點 6
2.5 膜片彈簧離合器設計基本要求 7
2.6 本章小結 7
第3章 膜片彈簧離合器零部件的結構設計 9
3.1 摩擦片基本結構尺寸參數的選擇 9
3.2 從動盤總成設計 11
3.2.1 從動片設計 11
3.2.2 從動盤轂設計 11
3.3 壓盤設計 13
3.3.1 壓盤參數的選擇和校核 13
3.3.2 傳動片設計 15
3.3.3 離合器蓋設計 16
3.4 離合器分離裝置的設計 17
3.4.1 分離軸承及分離套筒 17
3.4.2 分離軸承的設計計算 17
3.5 膜片彈簧的設計 18
3.5.1 膜片彈簧結構形狀的特點 18
3.5.2 膜片彈簧的變形特性 19
3.5.3 膜片彈簧基本參數的選擇 19
3.5.4 膜片彈簧參數的校核 21
3.5.6 膜片彈簧的強度計算 22
3.6 扭轉減振器設計 25
3.6.1 扭轉減振器的功能 25
3.6.2 扭轉減振器的結構類型的選擇 25
3.6.3 扭轉減振器參數確定 26
3.7 本章小結 31
第4章 離合器操縱機構設計 32
4.1操縱機構的設計要求 32
4.2 液壓式操縱機構的結構原理 32
4.3 操縱系統周邊工作環(huán)境和時間因素的影響 33
4.4 離合器踏板的設計 34
4.5 操縱系統的傳動比計算 34
4.6主缸及工作缸的設計計算 35
4.6.1 主缸的設計 36
4.6.2 分缸的設計 36
4.7 本章小結 37
結論 38
參考文獻 39
致謝 41
附錄 42
黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
1.1 離合器的研究背景
自十九世紀末第一輛貨車誕生以來，貨車工業(yè)經歷了一百多年的發(fā)展過程。由于社會生產力和科學技術日新月異的發(fā)展，也推動了貨車設計日臻精巧，并且其運輸能力和各項性能也得到不斷提高?，F今貨車不管是國民經濟，還是人們的日常生活中都是一種不可缺少的交通工具。因此貨車工業(yè)的發(fā)展規(guī)模和技術水平往往標志著一個國家的經濟水平和科技水平[1]。
貨車傳動系統的基本功用是將發(fā)動機發(fā)出的動力傳給驅動輪。離合器是貨車傳動系中直接與發(fā)動機相聯系的部件。在貨車起步前，先要起動發(fā)動機，這時應使變速器處于空擋位置，將發(fā)動機與驅動輪之間聯系斷開，以卸除發(fā)動機負荷。待發(fā)動機已起動并開始正常的轉速運轉后，方可將變速器掛上一定檔位，使貨車起步。貨車起步時，貨車是從完全靜止的狀態(tài)逐步加速的。如果傳動系（它聯系著整個貨車）與發(fā)動機剛性地聯系，則變速器一掛上檔，貨車將突然向前沖動一下，但并未能起步。這是因為貨車從靜止到前沖時，產生很大慣性力。對發(fā)動機造成很大的阻力矩。在這慣性阻力矩作用下，發(fā)動機在瞬時間轉速急劇下降到最低轉速（一般為300-500r/min）以下，發(fā)動機即熄火而不能工作，當然貨車也不能起步。
??離合器的首要功用是保證貨車平穩(wěn)起步。在傳動系中裝設了離合器后，在發(fā)動機起動后，貨車起步之前，駕駛員先踩下離合器踏板，將離合器逐漸接合，在離合器逐漸接合過程中，發(fā)動機所受阻力矩也逐漸增加，故應同時逐漸踩下加速踏板，即逐步增加對發(fā)動機的燃料供給量，使發(fā)動機的轉速始終保持在最低穩(wěn)定轉速以上，不致熄火。由于離合器的接合緊密程度增大，發(fā)動機經傳動系傳給驅動車輪的轉矩便逐漸增加。到牽引力足以克服起步阻力時，貨車即從靜止開始運動并逐步加速。
?離合器的另一項功用是保證傳動系換檔時工作平穩(wěn)。在貨車行使過程中，為了適應不斷變化的行使條件，傳動系經常要換用不同檔位工作。實現齒輪式變速器的換檔，一般是撥動齒輪或其它掛檔機構，使原用檔位的某一齒輪副退出傳動，再使另一檔位的齒輪副進入工作。在換檔前也必須踩下離合器踏板，中斷動力傳遞，便于使原用檔位的齒輪副脫開，同時有可能使新檔位齒輪副的嚙合部位的速度逐漸相等（同步），這樣，進入嚙合時的沖擊可以大為減輕。
離合器的第三功用是防止傳動系過載。當貨車進行緊急制動時，若沒有離合器，則發(fā)動機將因和傳動系剛性相連而急劇降低轉速，因此其中傳動件會產生很大的慣性力矩（數值可能大大超過發(fā)動機正常工作時所發(fā)出大最大轉矩），對傳動系造成超過其承載能力的載荷,而是其機件損壞。有了離合器，便可依靠離合器主動部分和從動部分之間可能產生的相對運動以消除這一危險。
欲使離合器起到以上幾個作用，離合器應該是這樣一個傳動機構，其主動部分和從動部分可以暫時分離，又可以逐漸接合，并且在傳動過程中還要有可能相對轉動。所以，離合器的主動件與從動件之間不可采用剛性聯系，而是借二者接觸面之間的摩擦作用來傳遞轉矩（摩擦離合器），或是利用液體作為傳動的介質（液力耦合器），或是利用磁力傳動（電磁離合器）。在摩擦離合器中，為產生摩擦所需的壓緊力，可以是彈簧力、液壓作用或電磁吸力。如圖1.1所示：
圖1.1 離合器
離合器的具體結構，首先，應在保證發(fā)動機最大轉矩的前提下，滿足四個基本性能要求：
（1）離合迅速，平穩(wěn)無沖擊，分離徹底，動作準確可靠。
（2）結構簡單，重量輕，慣性小，外形尺寸小，工作安全，效率高。
（3）接合元件耐磨性高，使用壽命長，散熱條件好。
（4）操縱方便省力，制造容易，調整維修方便。
其次，離合器從動部分的轉動慣量要盡可能小。離合器的功用之一是當變速器換檔時，中斷動力傳遞，以減輕齒輪沖擊。如果與變速器主動軸相連的離合器從動部分的轉動慣量大，當換檔時，雖然由于分離了離合器，使發(fā)動機與變速器之間聯系脫開，但離合器從動部分較大的慣性力矩仍然輸入給變速器，其效果相當于分離不徹底，就不能很好的起到減輕齒輪間沖擊的作用。
此外，還要求離合器散熱良好。因為在貨車行駛過程中，駕駛員操縱離合器的次數是很多的，這就使離合器中由于摩擦面間頻繁地相對滑磨而產生大量的熱。離合器接合愈柔和，產生熱量愈大。這些熱量如不及時地散發(fā)，對離合器的工作將產生嚴重影響。
1.2 國內外研究現狀
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[2]。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[3]。那么可以看出，對于輕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。
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[1]。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[2]。
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 離合器設計的主要內容
摩擦離合器所能傳遞的最大轉矩的數值取決于摩擦面間的壓緊力和摩擦系數，以及摩擦面的數目和尺寸。若欲增大離合器所能傳遞的最大轉矩，可選用摩擦系數較大的摩擦材料，或適當加強壓緊彈簧的壓緊力，或加大摩擦面的尺寸。
摩擦離合器根據從動盤的數目可分為單盤離合器、雙盤離合器和多盤離合器。采用若干個螺旋彈簧作壓緊彈簧，并沿摩擦盤圓周分布的離合器稱為周布彈簧離合器。僅具有一個或兩個較強力的螺旋彈簧，并安置在中央的離合器則稱為中央彈簧離合器。還有一種采用膜片彈簧作為壓緊彈簧的，稱為膜片彈簧離合器。
主要設計的內容如下：
（1）從動盤總成設計，包括從動片、從動盤轂；
（2）壓盤設計，包括傳動片、壓盤；
（3）分離裝置設計，包括分離套筒、分離軸承；
（4）膜片彈簧設計；
（5）扭轉減振器設計，包括減振片、減振彈簧；
（6）離合器操縱機構設計，包括主缸、分缸。
第2章 離合器方案設計
2.1膜片彈簧離合器結構以及運動方式
膜片彈簧離合器的主要特點是用一個膜片彈簧代替?zhèn)鹘y的螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧離合器的主要結構為飛輪，離合器蓋，分離軸承，夾扣，分離叉，保護罩。
(l)主動部分
離合器凡直接與發(fā)動機連接在一起的機件稱為主動部分,主要要由飛輪、膜片彈簧和離合器蓋組戚。離合器蓋由螺栓固定在發(fā)動機飛輪上,與發(fā)動機一起旋轉。因此,離合器蓋必須具有良好的旋轉平衡性和散熱性能。
膜片彈簧是用優(yōu)質彈簧薄鋼板制成碟形的彈簧,開有若干徑向的槽,槽的末端有圓孔,形成若干個彈性桿件,它既可以起壓緊機構的作用,又可起分離杠桿的作用。這樣可使離合器的結構大為簡化,縮短了離合器的軸向尺寸。
(2)從動部分
它由鋼片總成、摩擦片和扭轉減振器組成。鋼片的周圍用鉚釘固裝著波浪形曲面的扇形彈簧片,在波浪形彈簧片兩側分別鉚著摩擦片,在其摩擦面上開有許多槽,以防止真空吸附作用,也有助于分離徹底。
(3)操縱機構
中型貨車的離合器操縱機構均為液壓機械傳動,它主要由踏板、離合器總泵、撓性軟管、分離叉、離合器分泵、分離軸承等組成。離合器總泵由貯液筒、活塞、連接管、防塵套等組成?？偙貌捎弥苿右?其液壓是由活塞在泵體內的滑動而產生的,離合器分泵主要由泵體、彈簧、活塞、防塵套、推桿、溢流孔塞等組成。
離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉矩經飛輪和壓盤傳給了動盤兩側的摩擦片，帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減振器盤轉動。動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉振動會使從動盤轂相對于動盤本體和減振器盤來回轉動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉振動的能量，將扭轉振動衰減下來。
當離合器接合時，主、從摩擦元件總是經歷轉速不等到轉速一致的摩擦過程。在交通繁忙的城市使用條件下，離合器頻繁的接合和滑磨，使摩擦片很容易磨損，滑磨產生的熱量使壓盤和飛輪等零件的溫度升高。若摩擦表面溫度過高，將加劇摩擦片磨損，降低離合器使用壽命。離合器在起步過程中的滑磨比換檔時嚴重得多，而離合器滑磨的嚴重程度常用滑磨功來衡量.
2.2膜片彈簧離合器性能構造
膜片彈簧離合器所用的壓緊彈簧是一個用薄彈簧鋼板制成的帶有一定錐度，中心部分開有許多均布徑向槽的圓錐形彈簧片。膜片彈簧是碟形彈簧的一種，它可以看成由碟簧部分和分離指部分所組成。
膜片彈簧：用優(yōu)質彈簧鋼板制成，形狀為碟形，開有徑向切槽，切槽內端連通，外端為圓孔。兩個切槽之間鋼板形成一個彈性杠桿，即是壓緊彈簧又是分離杠桿。
壓緊裝置：壓緊裝置由壓盤、離合器蓋、膜片彈簧、支承圈、定位鉚釘、分離鉤、傳動片組成。
接合狀態(tài)：彈簧將壓盤、飛輪及從動盤互相壓緊，發(fā)動機的轉矩經飛輪及壓盤通過摩擦面的摩擦力矩傳至從動盤。
分離過程：踩下踏板，套在從動盤轂滑槽中的撥叉，便推動從動盤克服壓緊彈簧的壓力右移而與飛輪分離，摩擦力消失，從而中斷了動力傳動。
接合過程：緩慢地抬起離合器踏板，使從動盤在壓緊彈簧壓力作用下左移與飛輪恢復接觸，二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應的摩擦力矩逐漸增加，離合器從完全打滑、部分打滑，直至完全接合。
2.3 膜片彈簧離合器工作原理
由圖2.1可知，離合器蓋1與發(fā)動機飛輪用螺栓緊固在一起，當膜片彈簧3被預加壓緊，離合器處于接合位置時，由于膜片彈簧大端對壓盤5的壓緊力，使得壓盤與從動盤6摩擦片之間產生摩擦力。當離合器蓋總成隨飛輪轉動時(構成離合器主動部分)，就通過摩擦片上的摩擦轉矩帶動從動盤總成和變速器一起轉動以傳遞發(fā)動機動力要分離離合器時，將離合器踏板8踏下，通過操縱機構，使分離軸承總成7前移推動膜片彈簧分離指，使膜片彈簧呈反錐形變形，其大端離開壓盤，壓盤在傳動片的彈力作用下離開摩擦片，使從動盤總成處于分離位置，切斷了發(fā)動機動力的傳遞。
2.4 膜片彈簧離合器的優(yōu)點
膜片彈簧離合器與其他形式離合器相比，具有一系列優(yōu)點：
（1）膜片彈簧離合器具有較理想的非線性彈性特性；
（2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量??；
（3）高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；
（4）膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻；
（5）易于實現良好的通風散熱，使用壽命長；
（6）膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好[12]。
（a）接合位置 （b）分離位置
1-離合器蓋 2-鉚釘 3-膜片彈簧 4-支撐環(huán) 5-壓盤
6-摩擦片 7-分離軸承總成 8-離合器踏板 9-輸出軸
圖2.1 膜片彈簧離合器的工作原理圖
2.5 膜片彈簧離合器設計基本要求
膜片彈簧設計的基本要求如下：
（1）能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩；
（2）接合過程要平衡、柔和，使汽車起步時沒有抖動和沖擊；
（3）分離時要迅速、徹底；
（4）離合器從動部分的轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪輪齒間的沖擊并方便換擋；
（5）高速旋轉時具有可靠的強度，應注意平衡并免受離心力的影響；
（6）應使汽車傳動系避免共振，具有吸收共振、沖擊和減小噪聲的能力；
（7）操縱輕便，工作性能穩(wěn)定，使用壽命長[22]。
2.6 本章小結
本章主要介紹了膜片彈簧離合器的結構運動方式及其組成和工作原理，通過對膜片彈簧離合器的類型對比，確定本設計的離合器為拉式膜片彈簧離合器。還介紹了膜片彈簧離合器的優(yōu)點及其設計的基本要求。
第3章 膜片彈簧離合器零部件的結構設計
3.1 摩擦片基本結構尺寸參數的選擇
為了可靠地利用離合器中的摩擦傳遞發(fā)動機轉矩,離合器靜摩擦力矩(實為力偶矩)T應大于發(fā)動機轉矩T,其數學表達式為:
Tc= βT0max （3.1）
式中：β-離合器的后備系數,必須大于1。
根據摩擦定律, 靜摩擦力矩可寫為:
Tc=?F∑ZRc （3.2）
式中：F∑-壓盤加于摩擦片的工作壓力，N;
Z-摩擦面數目;
? -摩擦系數,計算時一般取0.25-0.30;
Rc-摩擦片平均半徑，mm。
假定摩擦片上的壓力均勻分布,則:
Rc= D3-d33D2-d2 （3.3）
式中：D-摩擦片外徑，mm;
d-摩擦片內徑，mm。
當d/D0.6時, Rc可相當準確地由下式計算:
Rc= D+d4 （3.4）
壓盤工作壓力F∑為摩擦面單位壓力ρ0與一個摩擦面的面積A之積
F∑=ρ0A=ρ0πD2-d24
將上式與式3.3代入式3.2可得:
Tc=βTemax=π?Z12ρ0D3(1-C3) （3.5）
式中: C-摩擦片內、外半徑之比，Ｃ＝d/Ｄ。
當發(fā)動機最大轉矩Temax已知，離合器結構型式和摩擦片材料已定，Ｚ和f便已定，根據式3.5便可求出后備系數、單位壓力和摩擦片尺寸應滿足的關系式，例如，選好β和ρ0，則摩擦片尺寸即可確定。
后備系數β是離合器的重要參數，它能反映離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度．在選擇β時，應從以下考慮出發(fā)，摩擦片在使用中磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機的最大轉矩；要能防止離合器自身滑磨過大；要防止傳動系過載。為了可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大, β不可過??；為使離合器尺寸不致過大，防止傳動系嚴重過載，保證操縱輕便，β又不可過大。當發(fā)動機后備功率較大，當使用條件較好，離合器壓緊彈簧壓力在使用過程中可以調整或變化不大時，β應選小些。使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為提高起步能力，減少離合器滑磨，β應選大些為宜．通常β值，對于中型貨車為1.60～2.25。
單位壓力ρ0的選擇應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備系數的大小、摩擦片外徑、摩擦片材料以及質量等因素．若離合器使用頻繁，發(fā)動機后備功率較小，則ρ0應取小些，反之則可取大些．當摩擦外徑較大時，為降低摩擦片外援的熱負荷，ρ0應降低．當采用摩擦材料時，ρ0在0.14-0.3MPa(N/mm2)范圍內選取。
摩擦片尺寸主要外徑Ｄ和內徑d．Ｄ可根據已知參數按式3－5估算．摩擦片尺寸應符合尺寸系列標準ＪＢ1457-74。所選的D應使 最大圓周速度不超過65-70m/s。內、外徑之比C在0.53-0.7之間。
根據設計要求，查資料可知Temax=165N?m（35000r/min）；Pemax=100kw（10000r/min）。
查資料選取?=0.3，Z=2，P0=0.3 MPa，C=0.7，β=2
由公式3.5
D = 312βTemaxπ?ZP01-C3 = 239.50mm
取D= 250mm 則d=155mm
3.2 從動盤總成設計
從動盤總成主要由從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉減震器等組成。扇形波狀彈簧兩兩對置鉚接與從動鋼片上，兩側在鉚接摩擦片，鉚釘都采用鋁制埋頭鉚釘，摩擦襯面在鉚接后腰磨削加工，使其工作表面的不平度誤差小于0.2mm，從動盤本體采用45號鋼沖壓加工得到，為防止其彎曲變形而引起分離不徹底，一般在從動盤本體上設徑向切口。
設計從動盤時應該注意滿足以下幾個方面的要求：
（1）為了減少變速器換擋時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能?。?
（2）為了保證汽車平穩(wěn)起步摩擦面上的壓力分布均勻，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，從動盤應裝有扭轉減震器；
（4）要有足夠的抗爆裂力[17]。
3.2.1 從動片設計
設計從動片時，要盡量減輕其重量，并應該使其質量的分布盡可能的靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。這是因為在汽車行駛中進行換擋時，首先要切斷動力分離離合器，而在變速器掛擋的過程中，與變速器第一軸相連的離合器從動盤的轉速一定要發(fā)生變化，或者是增速，或者是減速。離合器從動盤轉速的變化將引起慣性力，慣性使變速器換擋齒輪的輪齒間產生沖擊或使變速器中的同步器裝置加速磨損。慣性力的大小與從動盤的轉動慣量成正比，因此為了減小轉動慣量以減輕變速器換擋時的沖擊，從動片一般都做得比較薄，通常用1.3～2.0mm厚的鋼板沖壓而成。從動片的材料與其結構型式有關，本設計選用整體式從動片，整體式即不帶波形彈簧片的從動片，用高碳鋼(50或85號鋼)或65Mn鋼板，熱處理硬度38～48HRC，厚度選取為1.8mm。
3.2.2 從動盤轂設計
從動盤毅的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側定心矩形花鍵的動配合相聯接，以便從動盤毅能作軸向移動?；ㄦI的結構尺寸可根據從動盤外徑和發(fā)動機轉矩按GB1144-74選取(見表3.1)。從動盤轂花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的(1.0～1.4)倍(上限用于工作條件惡劣的離合器)，以保證從動盤毅沿軸向移動時不產生偏斜。從動盤毅通常由40Cr、45號鋼、35號鋼鍛造，并經調質處理，表面和心部硬度在28～32HRC，本設計選45號鋼。
表3.1 GB1144-74
從 動 盤外 徑D/mm
發(fā) 動 機 轉矩/N·m
花 鍵
齒 數
n
花 鍵
外 徑
D/mm
花 鍵
內 徑
d/mm
鍵 齒寬
b/mm
有 效
齒 長
l/mm
擠 壓
應 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
由于本次設計從動盤外徑為D=250mm由表3.1選取得：
花鍵齒數n=10；
花鍵外徑=35mm；
花鍵內徑=28mm；
鍵齒寬b=4mm；
有效齒長=35mm；
擠壓應力=10.4MPa。
花鍵尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算，
擠壓應力的計算公式：
（MPa） （3.6）
式中：P—花鍵的齒側面壓力，N。它由下式確定：
（3.7）
式中：，—分別為花鍵外徑及內徑，mm；
—從動盤轂的數目；
—發(fā)動機最大轉矩，N·m；
—花鍵齒數；
—花鍵齒工作高度，m；h=(-)/2；
—花鍵有效長度，m。
代入公式（3.7）得：
代入公式（3.6）得：
經校核所選尺寸符合強度要求。
3.3 壓盤設計
對壓盤結構設計的要求：
（1） 壓盤應具有較大的質量，以增大熱容量，減小溫升，防止其產生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可采用傳熱系數較大的鋁合金壓盤。
（2）壓盤應具有較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為15～25mm。
（3）與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于15～20g·cm。
（4）壓盤高度（從承壓點到摩擦面得距離）公差要小[18]。
3.3.1 壓盤參數的選擇和校核
壓盤的材料選用HT20-40鑄造制成。它要有一定的質量和剛度，以保證足夠的熱容量和防止溫度升高而產生的彎曲變形。壓盤應與飛輪保持良好的對中，并進行靜平衡。壓盤的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于0.8。壓盤殼用M8×12mm螺栓將其一端固定在飛輪端面上，另一端固定在壓盤端面上。
壓盤的外徑可根據摩擦片的外徑由結構確定。為了使每次接合的溫升不致過高，壓盤應具有足夠大的質量以吸收熱量；為了保證在受熱情況下不致翹曲變形，壓盤應具有足夠大的剛度且一般都較厚(載貨汽車的離合器壓盤，其厚度一般不小于15mm)。本設計初選壓盤厚為24mm。壓盤的外徑略大于摩擦片外徑D，取壓盤外徑為272mm，內徑略小于摩擦片內徑d，取壓盤內徑為150mm。此外，壓盤的結構設計還應注意其通風冷卻要好，例如在壓盤體內鑄出導風槽。
壓盤的厚度初步確定后，應校核離合器一次接合的溫升不應超過8℃～10℃溫升τ的校核按式為：
（3.8）
式中：—溫升，℃；
—傳到壓盤的熱量所占的比率。對單片離合器，=0.5；
—壓盤的質量，kg。
（3.9）
式中：—鑄鐵密度為。
代入公式（3-8）：
= 7.57kg
式中：—壓盤的比熱容，鑄鐵的比熱容為=544.28J/(kg·K)；
—滑磨功，J。
L = 0.5JaW0 （3.10）
式中：—離合器開始滑磨時發(fā)動機角速度；=334.9rad/s；
—汽車整車質量轉化為相當的轉動慣量。
(3.11)
式中：—汽車總質量，kg； =1760kg
—車輪滾動半徑，cm；=30cm
—主減速器傳動比； =4.56
—變速器傳動比。 =4.87
代入公式（3.11）得：
0.32
代入公式（3.10）得：
選擇壓盤厚度為=24mm，外徑=272mm，內徑=150mm。
代入公式（3.8）進行校核計算，
℃
=1.78℃＜8℃ 符合要求，壓盤厚度選擇的合理。
3.3.2 傳動片設計
傳動片在膜片彈簧離合器中要承擔傳遞發(fā)動機的轉矩，還有依靠傳動片的彈性作用使壓盤分離。利用傳動片來分離壓盤，在離合器結構設計上要簡單些，但傳動片受力狀況要復雜得多，傳動片的負荷也更嚴重，故必須仔細地對它進行強度校核。壓盤通過傳動片和離合器蓋相連而被驅動。根據對傳力片的功能要求，決定了它一端用鉚釘固定在壓盤上，另一端用螺釘與離合器蓋相連，它們沿圓周切向布置，本設計布置3組，而每組由4個彈性薄片組成。這里取長為65mm，寬為20mm，片厚為1mm保證其既有足夠的軸向彈性使壓盤容易分離，又有足夠的強度不至于因彎曲拉壓而斷裂。
在布置傳動片是要注意，通常情況下（即發(fā)動機正向輸出轉矩）傳動片應該受拉力，但是當由車輪驅動發(fā)動機時，傳動片將受壓，此時要當心它受壓時的壓桿穩(wěn)定性問題。傳動片與壓盤、離合器連接時的安裝高度，這樣設計：在離合器徹底分離時，壓盤由傳動片拉離至極端位置，此時，傳動片應處于或接近于非彎曲狀態(tài)（平直狀態(tài)，相當于彎曲應力為零）。按照這一設計思路，當離合器在結合狀態(tài)并傳遞轉矩時，傳動片將在彎、拉聯合作用下工作[20]。
傳動片有效長度為，則
（為螺釘孔直徑） （3.12）= 65-1.5×20=35mm
每組傳動片總剛度
Kn = 12Ejxn/l13 （3.13）
全部 組傳動片合成的總剛度為
K∑ = Kn = 12Ejxni/l13 （3.14）
式中：E—為傳動片的彈性模量，為
代入公式（3.14）得：
K∑=12×2×105×1/12×20×4×3/353×1/1000=0.112MN/M
壓盤與飛輪通過彈性傳動片連接時，則傳動片應進行拉伸應力的強度校核；若通過凸塊一窗孔、傳力銷或鍵連接時，則應進行擠壓應力的強度校核：
(3.15)
式中：—考慮發(fā)動機轉矩分配到壓盤上的比例系數，單片離合器取；
—力的作用半徑，1.2m；
—工作元件(例凸塊一窗孔、傳動銷、鍵)的數目，這里取3組每組4片；
—接觸面積，mm2，這里取長為65mm，寬為20mm，所以F=1300 mm2 。
計算得=15.22符合標準。
3.3.3 離合器蓋設計
離合器蓋的膜片彈簧支撐處須具有較大的剛度和較高的尺寸精度，壓盤高度（叢承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支撐環(huán)和支撐鉚釘的安裝尺寸精度要高，耐磨性好，膜片彈簧的支撐形式采用鉚釘作支承時，如果分離軸承與曲軸中心線不同心，可引起鉚釘的過度磨損。提高鉚釘硬度的套筒和支承與曲軸中心線不同心，亦可引起鉚釘的過度。提高鉚釘硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的結構措施，一般采用厚2. 5～5mm的低碳鋼鋼板沖壓制造。離合器蓋的形狀和尺寸由離合器的結構設計確定。在設計時要特別注意的是剛度、對中、通風散熱等問題。離合器蓋的剛度不夠，會產生較大變形，這不僅會影響操縱系統的傳動效率，還可能導致分離不徹底、引起摩擦片早期磨損，甚至使變速器換檔困難。離合器蓋內裝有壓盤、分離杠桿、壓緊彈簧等，因此，其對于飛輪軸線的對中十分重要。對中方式可采用定位銷或定位螺栓以及止口對中。為了加強通風散熱和清除摩擦片的磨損粉末，在保證剛度的前提下，可在離合器蓋上設置循環(huán)氣流的入口和出口，甚至將蓋設計成帶有鼓風葉片的結構。
本設計離合器蓋要求離合器蓋內徑大于離合器摩擦片外徑，能將其他離合器上的部件包括其中即可，選厚度為5mm的低碳鋼。
3.4 離合器分離裝置的設計
3.4.1 分離軸承及分離套筒
分離軸承在工作中主要承受軸向力。在分離離合器時，由于分離軸承的旋轉，在離心力的作用下，它同時還承受徑向力。所以在離合器中采用的分離軸承主要有兩類：徑向推力軸承和推力軸承。徑向推力類適用于高速、低軸向負荷的情況；推力類則使用低速、高軸向負荷的情況。除此之外。在某些輕型汽車上還采用由浸油的碳和石墨混合壓制而成的滑動推軸承。
在以往的設計中，分離軸承的內圈通常壓配在鑄造的分離套筒上，而分離套筒則裝在變速器第一軸軸承蓋套管外軸頸上，可以自由移動，分離離合器時軸承內座圈不動，外座圈旋轉。在離合器處于接合狀態(tài)時，分離軸承的端面與分離桿的內端之間應留有間隙δ=3～4mm，以備在摩擦片磨損的情況下，分離桿內端后退而不致妨礙壓盤繼續(xù)壓緊摩擦片，以保證可靠地傳遞發(fā)動機轉矩。
由于現今大多數發(fā)動機轉速超過了6000r/min，離心力造成的徑向力很大，因此，汽車離合器分離軸承廣泛采用了角接觸式的徑向推力球軸承，并把它做成完全密封，充滿耐高溫的鋰基潤滑脂的軸承，而且把傳統的由軸承外圈轉動變成為由軸承內圈轉動，這些結構措施使軸承的使用壽命更加長并免維護。
3.4.2 分離軸承的設計計算
分離軸承選取推力球軸承，經機械設計手冊查得如下尺寸
D=85, d=45, T=28, B=12,額定動載荷=75.8kN，額定靜載荷=150KN。
1、 軸承壽命的計算
L = 10660ncp3 （3.16）
式中：P—當量動載荷：P = ?pFa；
—載荷系數：=1.2～1.8 選取=1.8。
P = 1110.1MPa
額定壽命 L=8.14×h
2、 分離軸承在離合器徹底分離時的載荷
=1916.7N≤75.8KN
3、 分離軸承靜強度計算
（3.17）
式中：為靜載荷安全系數，選取=4
代入公式（3-17）得：
=4440.4N
= 150kN≥
故所選分離軸承符合設計要求。
3.5 膜片彈簧的設計
膜片彈簧的大端處為一完整的截錐，類似無底的碟子，和一般機械上用的碟形彈簧一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。與碟形彈簧不同的是在膜片彈簧上還有徑向開槽部分，形成許多稱為分離指、起分離杠桿作用的彈性杠桿。分離指與碟簧部分小端交接處的徑向槽較寬且呈長方孔，分離指根部的過渡圓角半徑應大于4.5mm，以減少分離指根部的應力集中，長方孔又可用來安置銷釘固定膜片彈簧。
3.5.1 膜片彈簧結構形狀的特點
膜片彈簧是由彈簧鋼板沖制而成的。膜片彈簧在結構形狀上分成兩部分，第一部分在膜片彈簧大端處，為一完整的截錐體，它的形狀像一個無底的碟子，是膜片彈簧實際起彈性作用的部分，它和一般機械上所有的碟形彈簧完全類似，故把它稱為膜片彈簧的碟簧部分。碟形彈簧的工作原理為：沿碟簧的軸線方向加載，碟簧受到軸向載荷逐漸變平，卸載后又恢復原形。這就是碟形彈簧的彈性作用所反映出來的彈性表現現象。
3.5.2 膜片彈簧的變形特性
膜片彈簧的彈性特性是由其碟簧部分所決定，是非線性的，與自由狀態(tài)下碟簧部分的內錐高H及彈簧的鋼板厚h有關。不同的H/h值有不同的彈性特性(見圖3.1)。當(H/h)<時，P為增函數，這種彈簧的剛度大適于承受大載荷并用作緩沖裝置中的行程限制。當(H/h)=，特性曲線上有一拐點，若(H/h)=1.5≈，則特性曲線中段平直，即變形增加但載荷P幾乎不變，故這種彈簧稱零剛度彈簧。當
2，則特性曲線具有更大的負剛度區(qū)且具有載荷為負值的區(qū)域。這種彈簧適于汽車液力傳動中的鎖止機構[20]。
圖3.1 不同時的無彈性特性曲線
3.5.3 膜片彈簧基本參數的選擇
1、比值(H/h)的選擇和H、h的確定
H為膜片彈簧內截錐高，h為膜片彈簧鋼板厚度，比值(H/h)對膜片彈簧的彈性特性影響極大，因此，要利用H/ h對彈簧特性的影響正確地選擇該比值，以得到理想的特性曲線及獲得最佳的使用性能。一般汽車的膜片彈簧離合器多?。?
鋼板厚度h為2～4之間。
選取h=3mm，H/h比值為1.5則膜片彈簧原始內截錐高H=4.5。
R/r和R、r的選擇
R為膜片彈簧大端半徑。
r為膜片彈簧分離指半徑。
膜片彈簧的大端半徑R應根據結構要求和摩擦片的尺寸來確定。大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑。比值R/r的選定影響到材料的利用效率。R/r愈小，則彈簧材料的利用效率愈好。碟形彈簧儲存彈性能的能力在R/r=1.8～2.0為最大，用于緩和沖擊、吸收振動等需要儲存大量彈性能的碟簧最佳。但對汽車離合器膜片彈簧來說，并不要求儲存大量的彈性能，而應根據結構布置及壓緊力的需要，通常取R/r =1.2～1.3(即1.25左右)。
本設計選取R=125mm；R/r=1.2
計算得r =104mm。
3、膜片彈簧在自由狀態(tài)下的圓錐底角α
膜片彈簧在自由狀態(tài)下的圓錐底角α與膜片彈簧內截錐高H關系密切，一般在10°～12°范圍內選擇。
α = arctanHR-r = arctan4.5125-104 = 12.09 （3.18）
取α=13°。
4、分離指的數目n的選擇
汽車離合器膜片彈簧的分離指數目n＞12，一般在18左右，采用偶數，便于制造時模具分度：n取18。
5、膜片彈簧小端半徑及分離軸承作用半徑
膜片彈簧小端半徑由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸的花鍵外徑。變速器第一軸的花鍵外徑為35mm，取膜片彈簧小端半徑=30mm。
分離軸承作用半徑應大于。按花鍵外徑選用=35.5mm。
6、切槽寬度、窗孔槽寬及半徑的確定
=4mm =12mm =91.8mm
7、支承圈作用半徑L和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑l
支承圈平均半徑與膜片彈簧與壓盤的接觸半徑的取值將影響膜片彈簧的剛度。應略大于r且盡量接近r；應略小于R且盡量接近于R。
=124 =100.25
3.5.4 膜片彈簧參數的校核
（1）摩擦片外徑D的選取應使最大圓周速度不超過65～70m/s
（3.19）
=（3.14/60）×5000×0.25=65.42m/s
所以摩擦片外徑D選取合適。
（2）為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨防止摩擦表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次結合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值，即
（3.20）
該車型
（3.21）
式中：—車輪的滾動半徑
rr=Fd2π （3.22）
式中： F=3.05 (子午線胎) d=750 mm
代入公式（3.22）（3.21）得：
W = 5802.6J
所以該離合器離合器單位面積滑磨功符合要求。
3.5.6 膜片彈簧的強度計算
已選定 H=4.5mm, h=3mm，R=125mm，r=104mm，=124mm， =100.25mm，n=18，=30mm，=35.5mm，=4mm，=12mm，=91.8mm。
工作壓力和膜片彈簧在壓盤接觸點S處的軸向變形關系式
P1=πEhλ161-μ2?lnRrL-l2H-λ1R-rL-lH-λ12R-rL-l+h2 (3.23)
設
式中： —彈性模數，??；
—泊松比，??；
—大端變形，mm；
—碟簧部分內截錐高，mm。
因此公式就成為
(3.24)
把有關數值代入上述各式，得
= 1617.4
= 3
=0.738-0.553-0.67
1、確定彈簧工作點的位置
取離合器結合時大端變形量=0.65H=2.9,得== 5465N。
校核后備系數 ：
(3.25)
其中103.6mm =2
把數值代入得 符合1.7～2.25 之間
離合器徹底分離時，大端的變形量為
(3.26)
式中：— —壓盤升程 =2.4mm
離合器剛開始分離時，壓盤的行程，此時膜片彈簧大端的變形量為，摩擦片磨損后，最大，磨損量。
2、求離合器徹底分離時分離軸承的載荷
由公式
(3.27)
取==5.3mm則得：
(3.28)
代入有關數值，得
=1689N
3、求分離軸承行程
由公式
(3.29)
取，則
由公式得
由公式得
把有關數值代入(3.29)，得：
1.85mm
故
4、強度校核
膜片彈簧大端的最大變形（離合器徹底分離時）。
(3.30)
把有關數值代入(3.30)中，得：
=1735MPa
3.6 扭轉減振器設計
汽車傳動系中的扭轉減振器，按其所在位置可分成兩類：一類裝在從動盤總成中，另一類裝在飛輪處。本設計選裝在從動盤總成中的扭轉減振器。
3.6.1 扭轉減振器的功能
扭轉減震器主要由彈性元