汽车离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行驶过程中，驾驶员可根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。其功用为：（1）使汽车平稳起步；（2）中断给传动系的动力，配合换档；（3）防止传动系过载。
膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，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。此设计说明书详细的说明了轻型汽车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。
本文主要是对载重2吨轻型汽车的膜片式弹簧离合器进行设计。根据车辆使用条件和车辆参数，按照离合器系统的设计步骤和要求，主要进行了以下工作：选择相关设计参数主要为：摩擦片外径D的确定，离合器后备系数的确定，单位压力p的确定。并进行了总成设计主要为：分离装置的设计，以及从动盘设计（从动盘毂的设计）和圆柱螺旋弹簧设计等。
关键词: 离合器 , 膜片弹簧 , 从动盘 , 压盘 , 摩擦片
ABSTRACT
Automobile Clutch in the engine and gearbox between the flywheel shell,
with screw will be fixed in the clutch assembly after the plane of the flywheel, clutch gearbox output shaft is the input shaft。In the process of moving vehicle, the driver may need Pedal or release the clutch pedal so that the engine and gearbox temporary separation and progressive joint, to cut off the engine or transmission to the transmission input power. Its function as: (1) the car a smooth start, (2) to interrupt the transmission of power to meet the shift, (3) to prevent transmission of the overload.
In recent years theca spring clutch is a kind of clutch that widely Adopted in
vehicle and light vehicle . It has great capacity of torque And more stabley ,manipulate easy and convenient ,well equilibrium ,And also can produce batch .so the research of the clutch is more and more important . This design manual elaborated on the construction form,parametre choose and process of calculate of the light vehicle.
This paper is the single-car theca spring clutch design. According to traffic conditions and vehicle parameters, in accordance with the clutch system of steps and requirements, mainly for the following work：Select the design for the main parameters: the determination of friction-diameterD, the determining factor clutch reserve, the pressure on the units identified P. And the design of the main assembly: the separation device design, set design and follower (the hub-driven design) and cylindrical coil spring design,and so on.
KEY WDRDS: clutch , theca spring, driven plate , friction disc
绪言
汽车是重要的交通运输工具，是科学技术发展水平的标志，随着现代生活的节奏越来越快，人们对交通工具的要求也越来越高。汽车作为最普通的交通工具，在日常的生活和工作中起了重要的作用。因此，汽车工业的规模及产品的质量就成为衡量一个国家技术的重要标志之一。
对于汽车来说，由于它要求具有自重轻、行驶速度高、加速性好、适于各种路面上甚至无路地区行驶及机动灵活等特点，长期以来，它的发动机都采用内燃机。但是，由内燃机的扭矩—转速特性曲线可知，在其整个工作转速范围内扭矩变化小，最低稳定转速较高，不能适应汽车可能遇到的各种行驶条件：如起步、爬坡、通过各种路面和无路地区等。因此，在汽车上需要有一套复杂的传动系统，以使内燃机能适应汽车行驶的需要。现代汽车上常用的是机械传动系统，它是由离合器及变速器、万向节传动轴、主减速器、差速器和驱动车轮的传动装置等部件组成。
在上述机械式传动系统中，离合器作为一个的部件而存在。它实际上是一种是一种依靠其主、从动件之间的摩擦来传递动力且能分离的机构，5
5 离合器工作原理图
1—飞轮；2—从动盘；3—离合器踏板；4—压紧弹簧；5—变速器第一轴；6—从动盘毂
离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的部件，用来分离或给发动机与变速
器之间的动力传递。
其基本功用有三：
第一：在汽车起步时，通过离合器主动部分（和发动机曲轴相连）和从动部分（与变速器第一轴相接）之间的滑磨、转速的逐渐接近，使旋转着的发动机和原来静止的传动系平稳地联接起来，以保证汽车平稳起步。
第二：当变速器换档时，通过离合器主从动部分的迅速分离来切断动力传递，以减轻换档时齿轮间的冲击，便于换档。
第三：当传给离合器的扭矩超过其所能传递的最大力矩（即离合器的最大摩擦力矩）时，其主从动部分将产生相对滑磨。这样离合器就起着保护传动系防止其过载的作。
由于离合器上述三方面的功用，使离合器在汽车结构上有着举足轻重的地位。然而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。因此为了克服上述困难，可以选择膜片弹簧离合器，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。本设计就是设计传动装置中的离合器在设计中对各种离合器类型进行分析，探讨，最后设计出使用于载重量为2T的汽油发动机轻型汽车车用离合器。
第1章 概述
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，对于轻型车膜片弹簧离合器的设计研究对于改善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。
作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是由弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧有支承圈，而后者借助于固定在离合器盖上的一些（为径向切槽数目的一半）铆钉来安装定位。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，甚至膜片弹簧几乎变平。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后移使离合器分离。膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此设计摩擦片磨损后，弹簧压力几乎不变，且可以减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压紧力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著缩短了轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，摩擦均匀，也易于实现良好的通风散热等。
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，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80~~、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28~32t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。
第2章 离合器结构方案选取
《设计任务书》给定参数和结构设计要求
发动机最大功率及转速： 63Kw/3800rpm 发动机最大转矩及转速： 179 整车总质量： 装载质量： 2吨 主减速比： 变速器低档传动比： 轮胎型号：
在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件以及“三化”（系列化，通用化，标准化）要求等，合理选择离合器的结构。 在离合器的结构设计时必须综合考虑以下几点： 1：保证离合器结合平顺和分离彻底。
2：离合器从动部分和主动部分各自的连接形式和支承。 3：离合器轴的轴向定位和轴承润滑 4：运动零件的限位 5：离合器的调整。
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。
从动盘数及干湿式选取
根据已知条件知道载重2吨轻型汽车可选取单片干式膜片弹簧摩擦离合器，因为这种结构的离合器结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘结合平顺，广泛用于轿车及微、中型客车和货车上，。因此该离合器选取单片干式膜片弹簧离合器。
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、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。
作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是由弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形状的
截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧有支承圈，而后者借助于固定在离合器盖上的一些（为径向切槽数目的一半）铆钉来安装定位。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，甚至膜片弹簧几乎变平（）。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。膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此设计摩擦片磨损后，弹簧压力几乎不变，且可以减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压紧力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著缩短了轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，摩擦均匀，也易于实现良好的通风散热等。
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，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80~~、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28~32t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()。
5
（a）自由状态； （b）压紧状态； （c）分离状态
8
推式和拉膜片弹簧力作用点位置对照图
（a）推式离合器 ;（b）拉式离合器
8
(a) 一般压式操纵 (b)拉式操纵
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，但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。
压盘与飞轮的连接方式或驱动方式有：凸块—窗孔式、传力销式、键式以及弹性传动片式等（）。近年来广泛采用弹性传动片式。因为另外几种方式有一个共同的缺点，即连接之间有间隙（）。这样在传动时将产生冲击和噪声，甚至可能导致凸块根部产生裂纹而造成零件的早期破坏。另外，在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵部分的传动效率。弹性传动片是由薄弹簧钢冲压而成（），其一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，且一般用3~4组（每组2~3片）沿圆周切向布置以改善传动片的受力状况，这时，当发动机传动片时受拉，当由车轮滑行时反转受压。这种利用传动片驱动压盘的方式不紧消除了上述缺点，而且简化了结构，降低了对装配精度的要求且有利于压盘的定中。所以该离合器采用弹性传动片。
8
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
分离轴承的类型
分离轴承在工作中主要承受轴向力，在分离离合器时由于分离轴承旋转产生离心力，形成其径向力。故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，;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（）。它有内圈旋转轴承，轴承罩，波形片簧（）中4，㎜的65Mn钢带制成，油淬、模内回火度HRC43～51）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。 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3~~4mm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端（多为膜片弹簧）经常贴合，以减轻磨损和减少踏板行程。
8
1—分离轴承罩；2—分离轴承；3—分离套筒；4—波形弹簧片
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。
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180℃～200℃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，载货汽车一般不小于15㎜。
第3章 离合器基本结构参数的确定
在初步确定了离合器的结构形式之后就要确定其基本结构尺寸参数。
摩擦片外径及其它尺寸的确定
摩擦片的外径D是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，所以应先确定摩擦片的外径D
在确定外径时，可以根据以下经验公式（）计算出：
Temax 式() A式中： D——摩擦片外径，㎜ D=100
Temax——发动机最大扭矩，
A——和车型及使用条件有关的常数 设计原始数据：T
emax=
2吨轻型载货汽车：单片摩擦离合器 A=36 由公式（）代入相关数据，则得： D=223㎜
根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，“离合器摩擦片尺寸系列和参数”（即GB1457—74）
8外径D/㎜ 内径d/㎜ 厚度/㎜ 160 180 200 110 125 140 225 150 250 155 280 165 300 175 325 190 350 195 4 380 205 4 405 220 4 430 230 4 C=d/D 1－C 单位面积/3106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 cm3
可取：摩擦片有关标准尺寸：
外径D=225㎜ 内径d=150㎜ 厚度h=㎜
内径与外径比值C′=
后备系数 保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩，同时它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高了离合器的使用寿命。但为了离合器的尺寸不致过大，减少传递系的
过载，使操纵轻便等，后备系数又不宜过大。在开始设计离合器时一般是参照统计质料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式等特点，初步选定后备系数 。 汽车离合器的后备系数的推荐值： 小轿车： =— 载重车: =— -
带拖挂的重型车或牵引车: =—
本设计的是2吨轻行载货汽车用离合器，参看有关统计质料“我国一些汽车离合器的主要参数”（），并根据最大总质量不超过6吨的载货汽车=—，选定其后备系数=
8 车型 离合器弹簧数摩擦片尺寸 的形式 目 D㎜ 254 d㎜ 150 总压力摩擦力后备系单位压力P矩 数 （Kg） （） 上海单、干 9 531 25．9 1．68 （Kg） 2cm1．61 SH130 北京单、干 6 254 150 471 23．8 1．36 1．43 BJ130 跃进单、干 9 254 150 740 37．3 1．82 2．20 NJ130 单、干 12 280 165 672 76．5 2．4 1．69 CA10B 交通单、干 12 276 178 720 41 1．52 2．05 SH142 黄河单、干 6 350 195 704 96 1．41 1．04 JN150 东风单、干 16 325 190 1072 69 1．8 1．96 EQ140
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。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。
前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸；
外径D=225㎜ 内径d=150㎜ 厚度h=㎜ 内径与外径比值C′= 又初选=（）可以校核单位压力P
Zcd33Temax= Temax=PD(1－3) 式 ()
12D
上式中：ZCc对弹片离合器取2
对用有机材料摩擦片，在设计时，其摩擦系数可取= 根据式（）代入相关数据则得：P==㎝2
：由摩擦片外径D=225㎜，从图中的关系可查得：该离合器摩擦片的单位容许单位压力[P]为：[P]= Kg/㎝2
也即是摩擦面上的单位压力P＜[P],。
8
1—适用于小轿车；2—适用于载货汽车
第4章 离合器从动盘设计
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，，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。
8 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
从动盘设计
设计从动盘时一般应满足以下几个方面的要求:
（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
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，~㎜厚的薄钢板冲压而成,为了进一步减小从动片的转动惯量,～㎜,使其质量更加靠近旋转中心。
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2吨轻型载货汽车的离合器，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225㎜，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,,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6～12个切槽,并常常将扇形部分与部分的连接处切成 T形槽,目的是进一步减小刚度,。 从钢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。
8
1—从动片；2—摩擦片；3—铆钉
从动盘毂在变速器第一轴前端的花键上，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，花键之间为动配合，以便在离合器分离和结合时从动盘毂能够在轴上自由移动。 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，可以根据从动盘外径和发动机的扭矩来选取。
在本设计中，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，由GB1144—74，：
花键齿数 n=10 花键外径 D′=34㎜ 花键内径 d′=27㎜ 齿厚 b=4㎜ 有效齿长 L=33㎜
从动盘毂一般用中碳钢锻造而成，并经调质处理，挤压应力不应超过[]=20MP，本从动盘毂材料选用40Cr。
为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动时不产生偏斜，而影响离合器的彻底分离，从动盘毂的轴向尺寸不应过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在严重情况下工作的离合器，其长度更大，。 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式（）： =
P（MP） 式() nhl式中：P——花键的齿侧面压力，N。它有下式确定： P=
4Temax
(Dd)ZD′,d′——分别为花键的外径，内径，m Z——从动盘毂的数目 Temax——发动机最大转矩， N——花键齿数
h——花键齿工作高度，m；h='(Dd)
2 l——花键有效长度，m 代入相关数据可得：P=11737N 该花键毂花键的=﹤[]=20MP
8=
所以该花键毂花键的尺寸合适,，，从动盘毂见零件图纸。
从动盘发动机花键齿花键外花键内齿厚/㎜ 外径D/转矩Te/ 数n ㎜ 160 180 200 225 250 50 70 110 150 200 10 10 10 10 10 23 26 29 32 35 18 21 23 26 28 3 3 4 4 4 径D/㎜ 径d/㎜ 有效齿 长l/㎜ 挤压应力/MPa 20 20 25 30 35 10 10．8 11．3 11．5 10．4 280 300 325 350 380 410 430 450
280 310 380 480 600 720 800 950 10 10 10 10 10 10 10 10 35 40 40 40 40 45 45 52 32 32 32 32 32 36 36 41 4 5 5 5 5 5 5 6 40 40 45 50 55 60 65 65 12．7 10．7 11．6 13．2 15．2 13．1 13．5 12．5
8花键结构示意图
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：
⑴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擦系数的影响小。
⑵要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。
⑶要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好
⑷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
⑸磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面 ⑹油水对摩擦性能的影响应最小
⑺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，。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、耐高温、耐磨和较高摩擦系数（）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。
在该设计中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。
第5章 压盘的设计
压盘传力方式的选择
压盘（其结构见零件图）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。如前面所述采用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，它一般都是沿圆周布置。
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=231㎜ 压盘内径d=138㎜
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（载重汽车上一般不小于15㎜），但一般不小于10㎜
在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为13㎜。
在初步确定该离合器压盘厚度以后，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。 根据下面公式（）来进行校核： =式中：——温升，℃ L——滑磨功，,L=a2L 式 () cm压o=
2ne2marr1800iig22 ,m压=ma=v
——分配到压盘上的滑磨功所占的百分比：单片离合器压盘= C——压盘的比热容，对铸铁压盘，C=(㎏·K) m压——压盘质量，㎏
根据公式（）代入相关数据可得；=5℃ 此数值=5℃＜8°—10°
故该厚度符合要求
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HB170～227，。为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素。在本设计中用材料为3号灰铸铁JS—1，.
传力片材料选用80号钢,根据前面所设计的压盘,摩擦片及从动片的厚度,以及以往的设计经验,：
8
初步定传动片的设计参数如下：共设3组传动片（i=3）,每组2片（n=2）,传动片的几何尺寸为：宽b=14㎜
，厚h=1㎜,传力片上孔间的距离l=50㎜,孔的直径d=6
㎜，传力片切向布置，圆周半径（也即是孔中心所在圆周半径）R=249㎜，传动片的材料弹性模量E=2×105MP，根据上面所选定的尺寸进行传动片的强度校核， 根据下面几个相关公式：
l1=l－d (有效长度l1) 式()
K=Kn=12EJxni/l1 （总刚度K） 式()
3max=3fmaxEh/l12(压盘，膜片弹簧和离合器盖组装时的最大应力) 式() max=3fmaxEh/l12－6Temaxfmax/inRbh2+Temax/ inRbh(正向驱动时应力公式)
式()
max=3fmaxEh/l12+6Temaxfmax/inRbh2－Temax/ inRbh(反向驱动时应力公式)
式()
F弹=K·f(弹性恢复力) 式()
根据以上公式进行校核，该传动片符合要求。
离合器盖一般都与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩。此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。因此，在设计中应注意以下几个问题：
⑴离合器的刚度
离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为4㎜的低碳钢板（如08钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。
⑵离合器的通风散热
为了加强离合器的冷却离合器盖必须开有许多通风窗口，通常在离合器压紧弹簧座处开有通风窗口。
⑶离合器的对中问题
离合器盖内装有分离杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件，因此它相对与飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作。
离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中。
第6章 离合器分离装置的设计
离合器的分离装置包括分离杆，分离轴承和分离套筒。
本设计才用的是膜片弹簧的压紧机构，分离杆的作用由膜片弹簧中的分离指来完
成。其结构尺寸参数在后续设计中确定。 在设计分离杆时应注意以下几个问题：
①分离杆要有足够的刚度②分离杆的铰接处应避免运动上的干涉③分离杆内端的高度可以调整
分离轴承在工作中主要承受轴向力，在离合器分离时，由于分离轴承的旋转，在受
离心力的作用下，还承受径向力。在传统离合器中采用的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承。而在现代汽车离合器中主要采用了角接触式的径向推力球轴承，并由轴承内圈转动。
本设计的是膜片弹簧离合器，为了保证在分离离合器时分离轴承能均匀地压紧膜片弹簧内端，采用可以自位（自动调准中心）的分离装置，，可以弥补因几何上偏移造成的强烈振动。
4
1—分离轴承罩；2—分离轴承；3—分离套筒；4—波形弹簧片 自位分离轴承和分离套筒通过碟形弹簧装配在一起成为一体，碟形弹簧小端卡紧在轴承套筒座的外凸台部位，其大端压紧轴承外圈的内端面，依靠摩擦把分离轴承与轴承套筒连在一起。—㎜。这种轴承的内外圈可由80Cr2轴承钢冲制加工而成，,表面有硫化氟橡胶,。
分离套筒装在变速器第一轴承盖的轴颈上，两者之间为间隙配合，可以在自由
移动，㎜,分离轴承的端面与分离杠杆之间应留有3—4㎜间隙，以备在摩擦片磨损的情况下，不致防碍压盘继续压紧从动盘总成，以保证可靠地传递发动机转矩。这个间隙反映为踏板上的一段自由行程。
在本设计中，由前面选择的花键毂花键的尺寸（外径34，内径27）因而根据有关结构尺寸数据可初选一系列有关分离轴承和分离套筒及轴颈之间的配合尺寸： 分离轴承内径 分离套筒外径 分离套筒内径 第一轴轴承盖第一轴轴承盖轴颈外径 0.08550.05 轴颈内径 38 530.05 44 0.075440.15
分离轴承必须进行润滑，本设计采用的润滑方式为定期进行润滑，在分离套筒上开有用来注润滑油的缺口，而在离合器壳上装有注油杯并用软管通到分离套筒的缺口处。 分离套筒的有关结构见装配图。
在轴承的设计过程中，应对其使用寿命和承载能力进行校核计算。在本设计中由于充分考虑到分离轴承的工作条件比较理想，以及每次分离的时间也不太长，因而对该项校核工作不予考虑，也即认为所选取的轴承型号能适应各个方面的要求。
第7章 离合器膜片弹簧的设计
膜片弹簧的结构特点
由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧是膜片弹簧。而膜片弹簧离合器分推式和拉式，在本设计中采用推式结构。
，它是由弹簧钢板冲压而成的。
8
（a）膜片弹簧 （b）碟形弹簧
从图中可以看出，膜片弹簧在结构形状上分为两部分。在膜片弹簧的大端处为一完整的截锥体，，它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。碟形弹簧的弹性作用是这样：沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，。可以说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式。所不同的是，在膜片弹簧上还包括有径向开槽部分。膜片弹簧上的径向开槽部分像一圈瓣片，它的作用是，当离合器分离时作为分离杠杆。故它又称分离爪。分离爪与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方圆形孔。这样做，一方面可以减少分离爪根部应力集中，一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧，分离爪根部的过渡圆角R＞
由于膜片弹簧采用推式结构，故其正装。离合器在分离和接合时，膜片弹簧的加载情况不一样，相应的有两种加载方式和变形情况： ⑴接合时
离合器接合时，膜片弹簧起压紧弹簧之用，在压盘——离合器盖总成未与飞轮装合以前，膜片弹簧近似处于自由状态，，膜片弹簧对压盘无压紧作用。当压盘——离合器盖总成与飞轮装合时，离合器盖前端面向飞轮前端面靠拢。因此，离合器盖通过支承环4对膜片弹簧施加载荷P1，。同时在压盘处也作用有载荷P1。我们把P1称作压紧力。支承环4和膜片弹簧压盘接触处之间的高度变化称作大端变形1，膜片弹簧分离轴承相对于压盘高度的变化称之为小端变形2。 ⑵分离时
当分离轴承以P2力作用在膜片弹簧的小端时，支承环4逐渐不起作用，而支承环5开始起作用。当P2力达到一定值时，膜片弹簧被压翻。分离时在膜片弹簧的大端处及小端处将进一步产生附加变形1f和2f。1=1f+1b。
8
(a)自由状态； （b）压紧状态； (c)分离状态
膜片弹簧的弹性变形特性
前面说过膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分，碟簧部分的弹性变形特性和螺旋弹簧是不一样的，它是一中非线性的弹簧，其特性和碟簧部分的原始内截锥高H及弹簧片厚h的比值H/h有关。不同的H/h值可以得到不同的特性变形特性。一般可以分成下列四中情况：
⑴
H＜2 h,其曲线形状表现为:载荷P的增加,,可以承受很大的载荷,适合与作为缓冲装置中的行程器。
⑵
H=2 h≈2的曲线,弹性特性曲线在中间有一段很平直,变形的增加,. ⑶2＜
H＜22 hH=,弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域,即当变形增加时,载荷反而减少具有h这种特性的膜片弹簧很适合用于作为离合器的压紧弹簧,因为可利用其负刚度区,达到分离离合器时载荷下降,操纵省力的目的,当然负刚度过大也不适宜,以免弹簧工作位置略微变动造成弹簧压紧力过大. ⑷
H＞2 h,这种弹簧的的特性曲线中具有更大的负刚度不稳定工作区,。
8
8
膜片弹簧的参数尺寸确定
在设计膜片弹簧时，一般初步选定其全部尺寸然后进行一系列的验算，最后优选最合适的尺寸。
8
H/h比值的选取
设计膜片弹簧时，要利用其非线性的弹性变形规律，因此要正确选择其特性曲线 的形状，以获得最佳性能。一般汽车汽车膜片弹簧的H/～。 一些车型的膜片弹簧的H/
表（7—1）一些车型的膜片弹簧的H/h值
车型 丰田 北京BJ751 H4.2== h2.5H/h 4.1= 2.3车型 上海SH771 雪佛兰 H/h 5.24= 2.9 4.3= 2.6 3.69= 2.8 R及R/r确定
比值R/r对弹簧的载荷及应力特性都有影响，从材料利用率的角度，～，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧的质量利用率和好。因此设计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。对于汽车离合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要来决定，一般R/～,膜片弹簧大端外径R应满足结构上的要求和摩擦片的外径相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当H，h及R/r等不变时，增加R有利于膜片弹簧 应力的下降。
108 82.5表
8
车型 丰田 北京BJ751 上海SH771
外径（㎜） 225 228 280 内径（㎜） 160 150 165 膜片弹簧大端半径2R（㎜） 206 210 252 R/r 103/81= 105/= 126/= 膜片弹簧起始圆锥底角
汽车膜片弹簧一般起始圆锥底角在10°～14°之间，≈H(Rr)代入数值计算可得：=11°15′
膜片弹簧小端半径rf及分离轴承的作用半径rp
rf的值主要由结构决定，最小值应大于变速器第一轴花键外径，分离轴承作用半径rp大于 rf
因为花键外径D=34㎜要使2 rf＞D，所以取rf=25㎜，rp=28㎜ 分离指数目n、切槽宽1、窗孔槽宽2、及半径re
汽车离合器膜片弹簧的分离指数目n＞12，一般在18左右，采用偶数，便于制造时模具分度切槽宽1≈4㎜，2≈12㎜，窗孔半径re一般情况下由
（r－re）≈(～) 2,所以取r－re=12=12㎜
、切槽宽1、2及半径re
8、切槽宽1、2及半径re
车型 丰田 北京BJ751 上海SH771 n 18 18 18 r－re（㎜） 9 11 11 13 11 1（㎜） 2（㎜） 雪佛兰
18 10 10 =18, 1≈4㎜，2≈12㎜, re=
承环的作用半径l和膜片与压盘接触半径L
由于采用推式膜片弹簧，l，L的大小将影响膜片弹簧的刚度，一般来说，l值应尽量靠近r而略大与r。L应接近R略小于R。
8、接触班级L
车型 丰田 北京BJ751 上海SH771 雪佛兰
膜片弹簧大端半压盘接触半径L 碟簧部分半径r 径R（㎜） （㎜） （㎜） 支承环平均半径l (㎜) 103 105 101 103 81 83．5 84 126 114 120 114 103．6 105 93 97 可选择：l=84㎜，L=108㎜ 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。
膜片弹簧的计算
由前面已知数据：Temax= ,D=225㎜,d=150㎜
=,
HR=,=,=11°15′,R=108㎜,r=㎜,H=㎜, hrh=㎜,l=84㎜,L=102㎜,rf=25㎜,rp=28㎜,n=18, 1=4㎜，2=12㎜ re=㎜
⑴根据下式（）画出P1—1曲线
lnRPEh21=16(12)•r(Ll)H－Rr21Ll[H－12(RrLl)]+h 式中，E—弹性模数，钢材料取E=×105Mp； —泊松比， h—弹簧片厚，㎜ H—碟簧部分内截锥高，㎜ 1—大端变形，㎜
R—碟簧部分外半径（大端半径），㎜ r—碟簧部分内半径，㎜ L—膜片弹簧与压盘接触半径，㎜ l—支承环平均半径，㎜
设 P6(12)(Ll)1 =P1Eh4 1=
1h 因此公式()就成为：
P1= Rr[(HRrHR1ln
h－Llh-1r1)(2Ll)+1] 式 把有关数值代入上述各式，得： P1=P1 1=1
式 ( )
式( ) P1=13－1+1
2令dP1/d1=0 得：
0．121+=0
由不同的1值,计算P1及P1和1,计算结果列表如下:
1,计算P1及P
1 p1 1180 2190 1 3602 4569 1和
1,计算结果列表
5100 4712 4 4307 4305 4308 5 4381 6 5676 2 5011 1 p1
13 4969 —1
⑵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1b==㎜,根据特性曲线上可以查得膜片弹簧的压紧力P1=P=5049N 校核后备系数:
=P..Rc.ZcT
emax上式中：因为d/D=＞ 所以可以很准确的算出：RDdc=4= 所以由上公式可得: =
离合器彻底分离时,膜片弹簧的大端变形量为:
1d=1b+f(f即为1f)㎜
压盘的行程f可取为f=㎜,所以1d=+=㎜
离合器刚开始分离时,压盘的行程f′=㎜ ,此时膜片弹簧的变形量为:1c= 1b+f′=+=㎜ 摩擦片磨损后,其最大磨损量=Zc×S
式中: Zc——摩擦片总的工作面数
S——每一摩擦面工作面的最大允许磨损量，可取S=㎜ 所以计算可得: =2×=㎜
故1a=1b－=㎜
⑶求离合器彻底分离时,分离轴承作用的载荷P2
EhRP1ln2=r6(12)(Ll)(lr（H-Rrp)Ll）H-(Rr)112(Ll)
+h2 由公式（）取1=1d则得:
EhRP1dlnRr(Rr)2=r6(12)(Ll)(lr（H-1dLl）H-1d2(Ll)
p)+h2
代入有关数值,得
式（）
式（）
P2=1348N
⑷求分离轴承的行程2
2′=1lrpLl 式（）
由公式()取1=f时可得公式()
2′=flrpLl 式（）
代入相关数值计算得2′=㎜
又由下面两公式()和()
1=1－2=1－
1n(rfre)2n(rer) 式（）
式（）
代入有关数据得: 1= 2= 由公式():
6P2rp2=
Eh321112rerp22－1
－2(rerp－1)+ln
re rp +
1212r2rp2－
rerp22－2rr－erprp+lnr
re 式 ()
代入相关数据得:2 =㎜
故2=2′+2=㎜ ⑸强度校核
Rr=H
Llh+（L-l）－Rr2RRr1lnrln 式()
代入相关数据可得:=
而膜片弹簧的大端的最大变形(离合器彻底分离时)1d=, ＞1d
3rrpP2E+B当=
r2h212Rr－1Rrlnr
×
H11d－Rr2Ll1d1dh+
Ll2rLl 式 ()
把有关数值代入计算得:B当=
因为膜片弹簧的材料为60Si2MnA,该材料许用应力[]为1700--1900MPa 而B当=＜1700，所以该膜片弹簧满足要求，比较合适。 膜片弹簧的结构尺寸和工作要求见零件图
第8章 扭转减振器简单设计
扭转减振器的结构简单介绍
:
8
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。
4
减振弹簧设计
在初步选定减振器的主要参数过后，即根据布置上的可能性来确定减振器弹簧设计相关尺寸。
⑴减振弹簧的分布半径R1：
R1的尺寸应尽可能取大些，一般取 R1=（～）d／2(式中d为离合器摩擦片内径) 所以R1=×150／2=㎜ ⑵减振弹簧数量Z：
8
离合器摩擦片外径/㎜ 225～250 250～325 325～350 ＞350 ：Z=6
⑶全部减振弹簧总的工作负荷Pz：
Pz=Tj／R1 （式中Tj为极限转矩，其一般不会超过发动机转矩的2倍，一般可
减振弹簧数量Z 4～6 6～8 8～10 10以上 取Tj= Temax）
所以Pz= Tj／R1 = Temax／R1=5114N ⑷单个减振弹簧的工作负荷P
P= Pz／Z=5114N／6= ⑸减振弹簧尺寸 如下图
8
弹簧中径Dc:一般由结构布置来决定,通常Dc=11～15㎜左右,取Dc=11㎜, 弹簧钢丝直径d: 通常d取3～4㎜，所以取d=3㎜
在选定Ti过后，在结构设计范围内选定转角，一般在4°左右，极限可达12°在此选定6°。现在大多数厂家倾向于采用单级，本设计也采用单级，根据经验可取：
扭转刚度Kd=10Tj=／rad。 弹簧刚度K：K=
Kd=／㎜
1000R1n减振弹簧的有效圈数i：i=
Gd48Dck3
式中，G为材料的剪切模量，对碳钢可取G=×104Mpa 代入相关数据 i=
减振弹簧的总圈数n,一般在6圈左右n=i+（～2）=+=6 所以取n=6
减振弹簧的最小高度lmin: lmin=n(d+)≈= ×3×6=㎜ 减振弹簧总变形量：l =P／R=／=㎜ 减振弹簧自由高度l= lmin+l=+=㎜ 减振弹簧预变形量：l=
Tn kZR1Tn=×Temax= 所以l=㎜
减振弹簧安装工作高度l= l－l=㎜
⑹从动片相对从动盘毂的最大转角:=2arcsin(l／2R1) 因为l=l-l=㎜,所以==5°
⑺限位销与从动盘毂缺口间隙(参看图8-3)1=R2sin 式中R2为限位销的安装尺寸，取R2=53㎜ 所以1=, ⑻限位销直径d′
d′按结构布置选定，一般d′=～12㎜,所以取d′=10㎜
第9章 离合器壳的设计
在本设计中,由于不知道发动机曲轴,飞轮等零件的尺寸,因而只有本设计计算出的压盘以及该离合器的结构特点和以往经验来确定。该离合器壳采用灰铸铁铸造而成， 离合器外壳底盖的尺寸的确定也是根据压盘的尺寸来确定的，该零件的工作图参见设计图。㎜的08钢板材料冲压而成,再在表面图防锈漆。
结语
脚踏实地，总能成功！
在各位老师的指导下，和同组搭档的共同努力下，我们完成了本次毕业设计。在设计过程中，得到了文孝霞老师以及有关老师认真细致的指导和帮助，对此，我表示最真挚的感谢！
本设计以“机械设计、汽车设计、二维制图模型”为主线，主要采用AUTOCAD软件设计一个载重2吨的轻型汽车膜片弹簧离合器总成，由于时间和能力的，本设计对分离机构和操纵机构只作了简单的设计。
本次设计我利用AUTOCAD软件绘制了离合器总成和部分零件的二维图形，由于能力有限，难免有些不合理的地方，此次设计充分利用了已学过的汽车设计和机械设计知识，使我对所学知识有了一个系统的认识、复习、巩固和深入。通过这次设计，我对机械设计和汽车设计有了更深刻的认识，也初步掌握了机械设计的方法和使用有关机械设计手册的方法；对机械零件、汽车部件、装配技术、计算机软件使用技术等作了一个全新的认识和再学习，加深了理解，并扩展了知识面；充分利用计算机CAD技术进行了绘图；提高了计算机的使用能力。
第一次接触这种整体总成系统设计，起初对很多机械设计和汽车零件总成结构中的细节知识都已淡忘和模糊，并且尚有许多知识知之甚少。在设计过程中，遇到了许多困难。比如，膜片弹簧离合器中的许多零件是第一次接触，从陌生到熟悉的过程是不断摸索的一个过程。经过老师对相关课程的讲解和自学，最终完成了实体装配模型。，由于时间有限未能对其操纵机构进行设计。在以后的时间，我一定会加强汽车设计各总成的学习，拓宽自己的知识结构，以免以后学习和工作中又遇到同样的困难。
虽然这次设计内容要求较多，涉及范围较广，比如材料力学、汽车构造、CAD制图软件、汽车设计、一些生产工艺等，但它使我对实际项目的设计过程有了充分的了解。作为设计人员，必须充分考虑车间加工及客户使用要求。另外，也加深了我对一些相关知识的了解，因先前课本上学到的基础知识中，很多零部件的型号及标准都已更换，其材料选择、处理工艺等都已改进提高，可见我在这方面的认知度还不够。设计不是想当然的事，我们只有首先了解到加工工艺，国家相关标准，你设计出的产品才是一件成功的产品。
通过这次设计，一只雏鸟学会了使用翅膀，她张开双翅，练习飞翔！自己平日的理论知识虽然仍没有真正应用于实际生产中，但利用毕业设计这个平台，使我充分认识到自己理论学习中的不足，熟悉了一些新的设计方法。尤其是在画图方面，以前总是想当然。这次毕业设计加强了我的绘图基本功的锻炼。很多知识的学习和巩固，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。
在设计过程中，文孝霞老师给予了我的大量指导和帮助，以及许多老师和同学所给予的宝贵意见，对此，我再次表示谢意！由于我的水平有限，设计中难免存在缺点和错误，殷切欢迎广大读者进行批评和指正。
谢辞
毕业设计作为大学四年里的最后一门课程，是对我们大学所学知识的一个回顾与总结。
在近四年的学习中，我们系统的学习了很多基础课，专业课和一些实践课程，而这次的毕业设计是一个必不可少的一个环节。它需要我们把四年的所学的知识回顾再加以综合运用，在认真学习和总结他人经验的基础上，充分发挥我们的创造力和动手能力。
同过3个月的毕业设计，我感想颇深。想想在设计之初，可真是无从下手，脑子一片茫然。经过文孝霞老师的悉心指导，我们好不容易对自己的课题有一定了解，通过查阅大量的相关文献，并亲自下实验室观看，收集第一手数据，使我的眼界进一步得到开阔。在设计中，我参考大量质料和同学探讨，在有效的完成设计的同时还提高了我们协同共事的能力，培养了我们的团体精神和自我学习的能力。在此期间，计算机的运用贯穿始终，使我们应用AuTo CAD和WORD的能力得到充分提高。
当然在设计中不可避免的遇到了很多难题，可是我终于走了出来，通过这次毕业设计，还培育了我吃苦耐劳的品质，还会在今后的学习中和工作中让我收益匪浅。 在设计中，我得到了文老师的细心和悉心指导，在最后我向文老师表示衷心的感谢。
主要参考文献及书目
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