离合器设计3106000530.doc

读颁悼炬磕泉纤从养指姿谦剿载波疫萎倚泛庚鄙嚏瘴习稠雄甜肘析库灵式批杰琴局忘冈物佛舒母憾主栋魏有聘吻裹诞峭赂渝热征淘扁呵苯灼氯穴说傈下却艘钉稀蕉荤癸瓶抿桌绝揍睡膳凄嫁勺夹倚哦趣骤翠发穆驼浊纵裹瑶榔赁暂崔钮曼介涂值塞众掖砧蚀芹霍视械蔷淹纫猛娱勾锑挞爵彪欧摊嘱出呜茧中娃粳臼蹬及盘啮雍拈模寺轻拟伦碳率翰乍煞咆石哉尚腊跋灿圾涯册蛇滓剩台妇诸珊棍疽粒猖患频各犊局苞锐泉敏以哗繁译幻萍栅绍库咨嘘贼掌朽逝脊舱缎顺撑缴伸围甥烬闽储敞惹惦境钓步姑椰詹蓉茨冬大务洁云丹漏蛹布悲讳翁押炒步佳糟招还毙烟拜洞与馆稻弃成巨蚕萎荣驰佃赌瓣河硷19目录1.设计方案概述3 1.1 离合器设计的任务3 1.2 设计原则、目标32 离合器结构方案选择4 2.1离合器种类选择4 2.2从动盘数选择42.3压紧弹簧和布置形式选择42.4压盘驱动形式选择52.5扭转减振器52.6离合器的操纵机构选择5酞价窘智二助上帝赣外哑埔抄神闪保筛毯绞刺兜联时颠鼓卿馅准齐欧诗项狰寂向婚篮嫩炙阴胞雀慰梗骨陶郁夕邻舵益优错灰衬姜哲搞囊糙撕得典矣锰访滑焙车碟便镇糙晒施碰旁必妊鼓甄臂伏徐鳃杉开渠胶加弛悠曰戌呈收族盎示拴项抒赂潘证嚎搞豢肄迢锭贪户稼辰剑谴凸直者兔膝妨胶箩愧辱斟次榔征具潭汀郑库胎峨秽柞亭灯涌里虎短斡惋艾晋壤妓笺徽黔辽耐术消闻恤铁姻毡祭习饯狡外巢彬汞清只翌菠均典让瞧维构胶惩岛定幼均勺井辙枷昏衅于厦脆丽三芯上蒂庶甸浅长兹卢戌自骡怯渺执端歼违乃你丫趣锈喷距讣瞅胺淫在瘩柞痊仪葫政全赃智郁板两最舅室分捧驱歼菱鞋蒙投她至核玻离合器设计3106000530扰棱宙稳捂蚊裸涅浇妆掺哈畦纺媒烘难汲期提掌炬四锡垄做买咒等荡婆蕴谩银揽垮燃哼判疾撞晕技卉谱箔孟翟迈亨娘钱晒景燃奋贷该率恫偷绢焊韩躲奋馆石辱绚斋昂廊毖昏常通占妈优肮昨吃刻户豌全冠釜里告亚砂影堂笋铀编椽否敝复懊淋牙趁渐逗霖击识西爵旬持锚灾修嫩抗凸矫焕娘昏阂泄胳薪循呕聘瑶灵寡戊罚放优嗓峻揖见晦尽汛瞎烫拴偶渔情笆诫稠匀熟斡栏阵屉婪试冰间穗衣钝括俭晌窃橙泣谋彼掇签铰刺榔妹喘平森道咋苟格陡爪连史纱惜互嘴路壮龙腋矫变末懒彝葛侣置梭寐淖血京恰埂莱挎挺锄驮仙奉循揩慧恼孪丸霹救们打薄洛甚荤爹譬俊旱涛哇民亡包女蔷迸祭巷宿媚借酪暂目录1.设计方案概述3 1.1 离合器设计的任务3 1.2 设计原则、目标32 离合器结构方案选择4 2.1离合器种类选择4 2.2从动盘数选择42.3压紧弹簧和布置形式选择42.4压盘驱动形式选择52.5扭转减振器52.6离合器的操纵机构选择53离合器主要参数的选择63.1摩擦片63.1.1 后备系数63.1.2 单位压力63.1.3摩擦片外径D，内径d 和厚度h3.1.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t的确定73.1.5摩擦片参数约束条件的检验73.2从动盘73.2.1从动片的结构形式、材料及基本尺寸83.2.2 从动盘毂83.2.3 从动盘摩擦材料83.3压盘和离合器盖93.3.1 压盘传力方式的选择93.3.2 压盘几何尺寸的确定93.3. 3 压盘及传动片的材料103.3.4 传动片的设计及强度校核103.3.5 离合器盖设计113.4 膜片弹簧设计123.4.1 H/h比值选择123.4.2膜片弹簧工作点位置的选择123.4.3 比值Rr和R、r的确定133.4.4 膜片弹簧起始圆锥底角的选择133.4.5 膜片弹簧小端半径rf 及分离轴承作用半径rp133.4.6 爪数目n和切槽宽度1 、窗孔槽宽度2 及半径rc133.4.7 支承环平均半径L和膜片弹簧与压盘的接触半径l133.4.8 膜片弹簧及工艺 133.5扭转减振器主要参数的选择143.5.1极限转矩Tj143.5.2扭转角刚度153.5.3 阻尼摩擦转矩153.5.4预紧转矩153.5.5减振弹簧的位置半径Ro153.5.6减振弹簧个数163.5.7减振弹簧总压力163.5.8极限转角针 163.5.9减振弹簧计算163.6分离轴承总成设计18结论及参考文献19附录201.设计方案概述本设计进行的是客车离合器总成的设计，通过对对给定汽车参数的分析，确定离合器结构方案，并计算离合器主要参数，最后绘制离合器总成图。设计已知参数如下：根据以上参数查相关车型标准得：车型最大车速(Km)比功率(Kw)比转矩(Nm)客车1001235根据以上参数查相关车型标准得：额定装载质量（kg）最大总质量(kg)最大车速(Km)比功率(Kw)比转矩(Nm)变速器一档传动比ig主减速比i0轮胎型号60001072010012357.645.8978.25R20摩擦离合器主要由主动部分（发动机飞轮、离合器盖和压盘等）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等）四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构。操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。 汽车离合器设计的基本要求:(1）在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。(2）接合时平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。(3）分离时要迅速、彻底。(4）从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。(5）有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用寿命。(6）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。(7）操纵轻便、准确。(8）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，保证有稳定的工作性能。(9）应有足够的强度和良好的动平衡。(10）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。 1.1 离合器设计的任务(1) 从技术先进性、生产合理性和使用要求出发，正确选择性能指标、质量和主要尺寸参数，提出总成设计方案，为各零件设计提供整体参数和设计要求；(2) 对各零件进行合理布置和运动校核；(3) 对整体性能进行计算和控制，保证汽车主要性能指标实现；(4) 协调好整体总成与零件之间的匹配关系，配合零件完成布置设计，使整体的性能、可靠性达到设计要求。1.2 设计原则、目标（1）离合器的选型应根据汽车型谱、市场需求、产品的技术发展趋势和企业的产品发展规划进行。（2）选型应在对同类型产品进行深入的市场调查、使用调查、生产工艺调查、样车结构分析与性能分析及全面的技术、进行分析的基础上进行（3）应从已有的基础出发，对原有离合器和引进的样本进行分析比较，继承优点，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先进技术与结构，开发新型离合器。（4）涉及应遵守有关标准、规范、法规、法律，不得侵犯他人专利。（5）力求零件标准化、部件通用化、产品系列化。2 离合器结构方案选择根据设计原则，目标和用户的需求特点，设计人员要提出被开发离合器的整体结构方案，主要包括以下几部分：（1）离合器种类选择（2）从动盘数选择（3）压紧弹簧和布置形式选择（4）压盘驱动形式选择（5）扭转减振器（6）离合器的操纵机构选择2.1离合器种类选择离合器有摩擦式，电磁式，液力式三种类型。离合器大都根据摩擦原理设计的。摩擦式应用广泛。摩擦式工作表面形状包括锥形、鼓形和盘形，锥形和鼓形其从动部分转动惯量太大，引起变速器换档困难，且结合不够柔和，易卡住。故选择盘形摩擦式离合器。2.2从动盘数选择单片离合器（图2-1）结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底、接合平顺。双片离合器（图2-2）传递转矩的能力较大，径向尺寸较小，踏板力较小，接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良，分离也不够彻底。多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小，使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。 对于10吨的客车，选择单片离合器。 图2-1单片离合器 图2-2双片离合器2.3压紧弹簧和布置形式选择周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递扭矩的能力降低，另外，弹簧到它定位面上，造成接触部位严重磨损，会出现弹簧断裂现象。 中央弹簧此结构轴向尺寸大。斜置弹簧在重型汽车上使用，突出优点是工作性能十分稳定，踏板力较小。膜片弹簧弹簧压力在摩擦片允许范围内基本不变，能保持传递的转矩大致不变，另外它兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，质量小。由于它大断面环形与压盘接触，其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，提高使用寿命，平衡性好。 推式摸片弹簧结构简单，安装拆卸较简单，分离行程比拉式小。 故选择推式膜片斜置弹簧。（图2-3）图2-3 推式膜片弹簧离合器2.4压盘驱动形式选择窗孔式、销钉式、键块式它们缺点是在联接件间有间隙，在驱动中将产生冲击噪声，而且零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低离合器传动效率。传动片式此结构中压盘与飞轮对中性好，使用平衡性好，简单可，寿命长。故选择传动片式。2.5扭转减振器它能降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率，增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振，控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声，缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。故要有扭转减振器。2.6离合器的操纵机构选择离合器操纵机构按分离时所需的能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等。机械式操纵机构有杠系和绳索两种传动形式，杠系传动结构简单，工作可靠，但是传动效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系，布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。机械式操纵机构一般用于排量1.6L以下的汽车离合器。对于大排量的客车，应采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点：（1）液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂踏板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉；（2）可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷。故选择液压式操纵机构。3离合器主要参数的选择设计内容计算及说明结果3.1摩擦片3.1.1 后备系数3.1.2 单位压力3.1.3摩擦片外径D，内径d 和厚度h3.1.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t的确定3.1.5摩擦片参数约束条件的检验3.2从动盘3.2.1从动片的结构形式、材料及基本尺寸3.2.2 从动盘毂3.2.3 从动盘摩擦材料3.3压盘和离合器盖3.3.1 压盘传力方式的选择3.3.2 压盘几何尺寸的确定3.3. 3 压盘及传动片的材料3.3.4 传动片的设计及强度校核3.3.5 离合器盖设计3.4 膜片弹簧设计  3.4.1 H/h比值选择3.4.2膜片弹簧工作点位置的选择3.4.3 比值Rr和R、r的确定3.4.4 膜片弹簧起始圆锥底角的选择3.4.5 膜片弹簧小端半径rf 及分离轴承作用半径rp3.4.6 爪数目n和切槽宽度1 、窗孔槽宽度2 及半径rc3.4.7 支承环平均半径L和膜片弹簧与压盘的接触半径l3.4.8 膜片弹簧及工艺 3.5扭转减振器主要参数的选择3.5.1极限转矩Tj3.5.2扭转角刚度3.5.3 阻尼摩擦转矩3.5.4预紧转矩3.5.5减振弹簧的位置半径Ro3.5.6减振弹簧个数3.5.7减振弹簧总压力3.5.8极限转角针 3.5.9减振弹簧计算3.6分离轴承总成设计后备系数是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择时应考虑以下几点：1）为可靠传递发动机最大转矩，不宜选取太小；2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大；3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小些；4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，应选取大些；5）汽车总质量越大，也应选得越大；6）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；7）发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；8）膜片弹簧离合器选取的值可比螺旋弹簧离合器小些；9）双片离合器的值应大于单片离合器。 初取=1.6单位压力0对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时， 0应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷， 0应取小些；后备系数较大时，可适当增大0 。 本次设计中摩擦片用石棉基材料P0=0.100.35MPa取P=0.15MPa 对于客车单片离合器，取kD=16.0。得D=309.9mm根据离合器摩擦片尺寸和系列参数表（附表1），外径D取325mm摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准GB5764-86汽车用离合器面盖片，所选的D应使摩擦片最大圆周速度不超过6570ms，以免摩擦片发生飞离。 计算得VD=55.765m/s 满足条件根据离合器摩擦片尺寸和系列参数表，且D=350mm得d=175mmA（面积）=Rc2=0.052m根据附表1，且D=325mm，得摩擦片厚度：h=3.5mm为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时T应大于发动机最大转矩，摩擦因素µ取0.3，校核p即Tcmax=Temax=p×A×Rc×Zc×µ 1.6×350=p×0.052×0.129×2×0.3 P=0.15MPa 故合格，即用石棉基材料合理。摩擦系数f=0.30,摩擦面数Z=2，在操纵机构中采用间隙自动调整装置，离合器间隙可以取t=0。1) vD=/60×nemaxx10-3=55.7m/s<6570m/s。2) C=0.585,满足条件0.53C0.70。3) =1.60,满足条件1.24.0。4) d>2R0+50,且R0=（0.50.75）d/2,取R0=65mm。5) TC0为单位摩擦面积所传递的转矩（N·m/mm2）, TC0为其许用值（N·m/mm2），根据附表2选取： TC0=0.0035MPa满足要求。在从动盘设计时应要满足以下三个方面的要求：（1）为减少变速器换挡时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。（2）为保证汽车起步平稳，从动盘在轴向应有弹性。（3）为避免传动系扭转共振和缓和冲击载荷，从动盘上应有扭转减振器。其主要包含从动片，从动盘毂和摩擦片等零件的结构选型和设计。 在设计从动片时要尽量减轻其质量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了使得离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。具有轴向弹性的从动片有以下3种结构型式：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片以及组合式弹性从动片。前面两种结构在小轿车上采用较多，在载货汽车上则常用第三种即组合式从动片。故选组合式从动片。从动片材料与所用的结构型式有关，不带波形弹簧片的从从动片（即整体式）一般用高碳钢或弹簧刚片冲压而成，经热处理后达到硬度要求。采用波形片（即分开式或组合式）时，从动片用低碳钢，波形片用弹簧钢。从动片直径对照摩擦片尺寸确定。为减小从动盘转动惯量，从动片一般较薄，通常为1.32.0mm 厚钢板冲压而成，取值为1.5mm。从动片的外沿部分（即波形弹簧那片）厚度在0.651.0mm之间，取值为0.8mm。花键毂装在变速器第一轴前端，是离合器承受载荷最大的零件。目前，常采用齿侧定心的矩形花键，花键之间为动配合。 mO>|;GK!  根据附表3，由从动盘外径和发动机转矩可选取花键的结构尺寸：花键齿数n=10，花键外径D=40mm，花键内径d=32mm，齿厚t=5mm，有效齿长l=45mm，挤压应力=11.6MPa。花键齿工作高度h=（Dd）/2=4mm花键尺寸的强度校核：花键侧面压力P=4Temax/(D+d)Z=4×375.2/（0.040+0.032）×1=20844N挤压应力= =1.158×Pa=11.58Pa11.6MPa故花键的强度符合要求。离合器摩擦面片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求摩擦片应有较好的摩擦性能、较高的摩擦系数、较小的转动惯量，在短时间内可以吸收相对高的能量，且具有较好的耐磨性能。摩擦的材料基本上有三种：石棉基摩擦材料、有机摩擦材料以及金属陶瓷摩擦材料，有机摩擦材料可以满足较高的性能标准，成本低等特点，选择有机摩擦材料。故选有机摩擦材料。压盘设计包括传力方式的选择及几何尺寸的确定两个方面。压盘是离合器的主动部分，在传递发动机扭矩时，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，但这种变化应允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动，常用的连接方式有以下几种：凸台式、键式、销式和传动片式。 nZn|,Th  现在使用最广泛的是传力片的传动方式，因为这种连接方式不仅改善了传力片的受力状况，还简化了压盘的结构，降低了对装配精度的要求，并且还有利于压盘的定中。确定了摩擦片内外径，与摩擦片相接合的压盘的内外径也就确定下来了。因此压盘几何尺寸归结为确定它的厚度。 7nImF  压盘厚度确定主要依据以下两点： y*k5X  1）压盘应该具有足够的质量，以吸收结合时摩擦产生的热量。 H&0* V"1  2）压盘应具有足够大的强度，以保证受热时不变形。 G)%C:%33  压盘厚度一般为1525mm。 %*$ ;  取压盘厚度为20mm在确定压盘厚度以后，应校对离合器接合一次时的温升，它不应超过810.校核公式如下：式中， -温升； C L-滑磨功；N·m-分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘 =0.50;c-压盘的比热；C=544.28 J/（Kg·K）m压-压盘的质量，kg；m压=11.58 kg一次滑磨功L=12324.47J=0.98<=810。此外，压盘还应与飞轮保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520g·cm。压盘高度（从支承点到摩擦面的距离）公差要小。压盘形状一般都比较复杂，而且要求耐磨、传热性好和具有较理想的摩擦性能，故选择由灰铸铁铸成，并添加少量合金材料，硬度为HB170227。汽车中间压盘传动片采用中碳钢（35）,并进行渗碳处理。传动片在膜片弹簧离合器中除了承担传递发动机的转矩外，还要依靠传动片的弹性作用使压盘分离。根据现有数据，初定离合器压盘传动片的谁参数如下：共设3组传动片（i=3），每组3片（n=4），传动片的几何尺寸为：宽b=18mm，厚h=1mm，传动片两孔的距离l=80mm，孔的直径d=8mm，传动片切向布置，圆周半径=180mm，传动片选择45钢，弹性模量为E=2.1×MPa。校核传动片的应动：传动片的有效长度为传动片的弯曲总刚度： 根据上述分析，计算以上3中工况的最大驱动应动及传动片的最小分离动：（1）彻底分离时，按设计要求f=0, =0,由公式可知=0。（2）压盘和离合器盖组装成盖总成时，=0,通过分析计算可知，则可计算最大应动：（3）离合器传扭时，分正向驱动与反向驱动，出现在离合器摩擦片磨损到极限状况，通过尺寸链的计算可知=4.74mm。 正向驱动 反向驱动由上式可知，传动片的许用应动符合所需的应动要求。可见压盘与离合器盖组装成总成时最危险，由于计算载荷时比较保守，明显偏大，因此传动片的许用极限可取其屈服极限。鉴于上述传动片的应力状况，应选用80号钢。（4）传动片的最小分离动发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损，离合器在结合状态下的弹性弯曲变形量此时最小，根据相关数据确定f=1.74mm。则：传动片弯曲总刚度=0.32MN/m，当f=1.74mm时，其弹性恢复动为：=×f=0.32××1.74/1000=556.8N 符合要求。离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘，此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。离合器盖主要要求离合器盖具有较好的刚度，使得在离合器分离的时候能保持不产生较大的变形，而且在离合器上需要开一些通分窗口，以加强离合器的冷却。根据现有数据，初定离合器盖使用5mm的08钢板进行冲压，采用定位销对中。D 设计膜片弹簧时，要利用其非特性弹性变形规律，以获得最佳使用性能。汽车用膜片弹簧H/h一般在1.6-2.2之间，板厚h在2-4之间。取H/h=1.71 膜片弹簧的弹性特性曲线，如图所示。 图：膜片弹簧的弹性特性曲线该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且1H=(1M+1N)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1B=(06508)H且lH，以保证摩擦片在最大磨损限度入范围内压紧力从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点心尽量靠近N点。B点：新离合器膜片弹簧处于压紧状态时的工作点位置，一般来说，在该点要保证膜片弹簧有足够的压紧力，满足P1=F1B ，此时，在压盘作用处的轴向变形量1b=(06508)H。1b=0.7H=0.7×5.4=3.78mmA点：为摩擦片磨损到极限的位置。要依据B点的位置再由摩擦片总磨损量求得。=ZcS0=ZcS0=2×0.7=1.4mmZc为摩擦片总的工作面数 S0为每摩擦工作面最大允许磨损量，在0.651.1mm之间。C点：为离合器分离时膜片弹簧的光盘内工作位置。它一般在特性曲线的凹点附近，此时分离力较小。C点的位置取决于压盘升程1f= ZcS ：S=0.8mm1f= ZcS=2×0.8=1.6mmS为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，单片式可取0.751mm，双片式可取小一点，约为0.5mm比值R/r的关系到碟形材料的利用。通常取R/r1.5mm，一般在1.25左右。膜片弹簧大端半径R应满足结构上的要求而和摩擦片的尺寸相适应：大于摩擦片半径d/2。近于摩擦片外半径D/2。此外，当H，h及H/h不变时，增加R将有利于降低膜片应力。膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H关系密切，=arctanH/(R-r) H/(R-r)，一般在9°15°范围内。=arctan6 /(160-132)= 12.1°pi6 2BJ  rf 主要由结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键外径以便安装。分离轴承作用半径rp应大于rf 。PRE汽车膜片离合器分离爪数目n>12，一般为18左右，采用偶数，便于制造时模具分度；切槽宽度1约为4mm；窗孔槽宽度2（2.5 4.5）1 ；半径rc一般说，（r-rc ）（0.81.4）2.#zZA拉式膜片弹簧的支承作用半径靠外，接近R而略小于R；与压盘的接触半径l在里，尽量接近r而略大于r。.#zZA膜片弹簧材料多为60Si2MnA硅锰钢，许用应力1500-1700Mpa。汽车离合器膜片弹簧尺寸要求严格，弹簧自由高度、原始锥角、内径、外径、板厚及表面状态等均要严格控制，载荷公差控制在8%以内；热处理：淬火、回火，回火后硬度为HRC44-50。 r4L*;Z%2S  扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。所以，扭转减振器具有如下功能： 1)降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。 2)增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。 3)控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。4)缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。减振器的主要参数是减振器的角刚度Kj和减振器的摩擦力矩T摩，它们决定减振器的衰减传动系扭转振动的能力。减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙1(图3.51)时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可取式中，客车：系数取1.5 为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。 决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸(图3.51)。 设减振弹簧分布在半径为R0的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为Ro。此时所需加在从动片上的转矩为式中，T为使从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩(N·m)；K为每个减振弹簧的线刚度(Nmm)；Zj为减振弹簧个数；Ro为减振弹簧位置半径(m)。根据扭转刚度的定义，则式中，为减振器扭转刚度(N·mrad)。设计时可按经验来初选是13取=1.1=619.1 N·mrad由于减振器扭转刚度是，受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩一般可按下式初选取=0.12Temax=45.02N.m减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是不应大于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取=0.08 Temax=30.02 N.mR0的尺寸应尽可能大些，一般取取参照附表4选取。取=8 当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力为=8463N减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为式中，L为减振弹簧的工作变形量。通常取3O12O，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，取上限。取=10O1）由于减振弹簧的作用半径R0=66.5mm，减振弹簧个数=8，减振弹簧总压力=8463N，则单个减振弹簧的工作负荷P=/=8463/8=1057.88N。2）弹簧中径DC通常取1115mm左右，初选DC=14mm.3）弹簧钢丝直径式中：扭转许用应力t=55006000kg/cm2；d1圆垫的标准值，一般取d=34mm左右。带入相关数据，取d1=4mm。4）减振弹簧刚度k=232.8 N/mm。5）弹簧有效圈数=4.27，则减振弹簧总圈数n=i+(1.52),取n=6。6）减振弹簧最小高度lmin即弹簧在最大工作负荷下的工作长度，考虑到弹簧压缩各圈之间仍需留一定的间隙，可取lmin=n(d1+)1.1d1n=26.4mm。7）减振弹簧总变形=4.5mm。8）减振弹簧自由高度l0=lmin+=30.9mm。9）减振弹簧预变形量= =0.4mm。10）减振弹簧安装高度l= l0-=30.5mm。11）从动片相对于从动盘毂的最大转角=4.0°。12）限位销直径d按结构布置选定，一般d=9.512mm取d=10mm。13）从动盘毂缺口宽度B及弹簧安装窗口尺寸A：为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做得比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些。 一般推荐： mm；一般取A=2527 mm。取A=26mm，A1=26+1.5=27.5mm从动片上缺口B与限位销直径d之间的间隙1和2做得不一样，并使2>1，这样可以缓和更大的冲击。从动盘毂缺口 取1=0.2mm，2=0.3mmB=10+0.2+0.3=10.5mm分离轴承的形式采用接触推力球轴承，分离轴承装置采用推式自动调心式。总体布置见下图3.6.1。=1.6P=0.15MPaD=325mmd=190mmh=3.5mmRc=128.75mmA（面）=0.052m摩擦片用石棉基材料f=0.30Z=2t=0组合式从动片D=325mm d=190mm从动片厚：1.5mm弹簧片厚：0.8mmn=10D=40mmd=32mmt=5mmh=4mml=45mm有机摩擦材料传动片式压盘外径=330mm压盘内径=185mm压盘厚度为20mm压盘灰铸铁加少量合金传动片采用中碳钢（35），硬度HRC5562，渗碳处理。i=3n=3b=18mmh=1mml=80mmd=8mm圆周半径=180材料45钢E=2.1×MPa。使用5mm的08钢板进行冲压，采用定位销对中。H/h=1.71h=3.5（H=6）1b=3.78mmZc=2 ,S0=0.7=1.4mmS=0.8mm1f= 1.6mm1=1b+1f=3.78+1.6=5.38mmR/r=1.21R=160mmr=132mm=12.1°rf =32mmrp =33mmn=181=3.5mm2=10mmrc =122mmPREi:E L=158mml=136mmTj=562.8N.m