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重型載貨汽車雙片離合器設計與仿真
摘 要
離合器是汽車傳動系中的重要部件，主要功用是是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車平穩(wěn)起步，保證傳動系統(tǒng)換擋時工作平順以及限制傳動系統(tǒng)所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動系統(tǒng)過載。膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型汽車上廣泛采用的一種離合器，它的轉(zhuǎn)矩容量大而且較穩(wěn)定，操作輕便，平衡性好，也能大量生產(chǎn)，對于它的研究已經(jīng)變得越來越重要。此設計說明書詳細的說明了輕型汽車膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)形式，參數(shù)選擇以及計算過程。
本文通過對各個部分設計方案的原理闡釋和優(yōu)缺點的比較，確定了相關(guān)部分的基本結(jié)構(gòu)及其零部件的制造材料。根據(jù)車輛使用條件和車輛參數(shù)，按照離合器系統(tǒng)的設計步驟和要求，主要進行了以下工作：選擇相關(guān)設計參數(shù)主要為：摩擦片外徑D的確定，離合器后備系數(shù)β的確定，單位壓力P0的確定。并進行了總成設計主要為：分離裝置的設計，以及從動盤設計（從動盤轂的設計）和膜片彈簧設計等。
關(guān)鍵詞：離合器，雙片摩擦片，機械操縱，膜片彈簧
Abstract
Clutch is important automotive driveline components , the main function is to realize the engine is off and the power transmission to the drive train to ensure a smooth start the car , when the transmission shift work to ensure smooth torque transmission and limit the maximum exposure to prevent transmission overload . Diaphragm spring clutch is a clutch in recent years on cars and light-duty vehicles is widely used , it 's a large torque capacity and relatively stable , easy operation, good balance , but also to mass production , for which research has become more and more important . This design specification in the form of a detailed description of the structure of light vehicles diaphragm spring clutch , parameter selection and calculation process.
This paper compares the various parts of the design principles of interpretation and the advantages and disadvantages to determine the basic structure of the relevant parts of manufacturing materials and components. According to the vehicle conditions and vehicle parameters , in accordance with the requirements of the design steps and clutch systems , mainly for the following work: mainly select the relevant design parameters : Determine the outer diameter D of friction plates and clutch reserve coefficient β is determined , the unit pressure OK. And were designed primarily for assembly : Design separation device , and driven plate design ( driven disc hub design ) and diaphragm spring design.
Keywords : Clutch , Two-piece friction plate, Mechanically operated , Diaphragm spring
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第一章 緒論 1
1.1 離合器概述 1
1.2 汽車離合器的現(xiàn)狀及發(fā)展 1
1.2.1 汽車離合器的現(xiàn)狀 1
1.2.2 汽車離合器的發(fā)展 2
1.3 離合器設計要求 3
第二章 方案分析與選定 4
2.1 從動盤數(shù)的選擇 4
2.2 壓緊彈簧和布置形式的選擇 5
2.3 膜片彈簧支承形式的選擇 8
2.4 壓盤的驅(qū)動方式 9
第三章 摩擦片參數(shù)設計 10
3.1 摩擦片參數(shù)設計基本原理 10
3.2 摩擦片參數(shù)設計計算 11
3.2.1摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t 11
3.2.2摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b的確定 11
3.2.3離合器后備系數(shù)β的確定 12
3.2.4離合器傳遞的最大靜摩擦力矩TC 12
3.2.5 單位壓力 12
3.3 離合器摩擦片基本參數(shù)的校核 13
3.3.1 最大圓周速度 13
3.3.2 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 13
3.3.3 單位壓力 14
3.3.4 單位摩擦面積滑磨功 14
第四章 膜片彈簧設計 15
4.1 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 15
4.1.1 H/h比值的選擇 15
4.1.2 R及R/r的確定 16
4.1.3 膜片彈簧起始圓錐底角α 16
4.1.4 分離指的數(shù)目n和切槽寬δ1、δ2及半徑re 16
4.1.5 支承圈平均半徑l和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑L 16
4.2 繪制膜片彈簧的特性曲線 16
4.3 確定膜片彈簧的工作點位置 17
4.4 求離合器徹底分離時分離軸承作用的載荷F2 18
4.5 求分離軸承的行程λ2 18
4.6 膜片彈簧強度校核 19
4.7 膜片彈簧材料及制造工藝 19
第五章 其他主要部件的設計 20
5.1 從動盤總成設計計算 20
5.1.1 從動片 20
5.1.2 從動盤轂 20
5.2 壓盤和離合器蓋的設計 21
5.2.1 壓盤幾何尺寸的確定 21
5.2.2 離合器蓋的設計 22
5.2.3 支承環(huán) 22
5.3 操縱系統(tǒng)的設計 22
5.3.1 對操縱機構(gòu)的基本要求 23
5.3.2 踏板位置 23
5.3.3 踏板行程 23
結(jié) 論 24
參考文獻 25
致 謝 26
27
第一章 緒論
1.1 離合器概述
以內(nèi)燃機作為動力的機械傳動汽車中,無論是AMT或MT，離合器都作為一個獨立的部件而存在。雖然發(fā)展自動傳動系統(tǒng)是汽車傳動系的發(fā)展趨勢，但是有人指出：根據(jù)德國出版的2003年世界汽車年鑒，2002年世界各國114家汽車公司所生產(chǎn)的1864款乘用車中，手動機械變速器車款數(shù)為1337款；在我國,乘用車中自動擋車款式只占全國平均數(shù)的26.53%；若考慮到商用車中更是多數(shù)采用手動變速器，手動擋汽車目前仍然是世界車款的主流(當然并不排除一些國家或地區(qū)自動擋式車款是其主流產(chǎn)品)。談到未來，考慮到傳動系由MT向自動傳動系過渡，采用AMT技術(shù)其產(chǎn)品改造較為容易，因此AMT技術(shù)是自動傳動系統(tǒng)有力的競爭者?？梢哉f，從目前到將來離合器這一部分將會伴隨著內(nèi)燃機一起存在，不可能在汽車上消失。
離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成，其主要功用是切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞，以保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。
1.2 汽車離合器的現(xiàn)狀及發(fā)展
1.2.1 汽車離合器的現(xiàn)狀
如今單片干式摩擦離合器在結(jié)構(gòu)設計方面相當完善。采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器結(jié)合的平順性。離合器從動盤總成中裝有扭轉(zhuǎn)減振器，防止了傳動系統(tǒng)的過載、共振，并且減小了傳動系噪聲。
近年來，出現(xiàn)了扭轉(zhuǎn)減振特性和性能價格比較為理想的雙質(zhì)量飛輪結(jié)構(gòu)，這種飛輪由初級飛輪、扭轉(zhuǎn)減振器和次級飛輪組成，采用徑向布置減振彈簧，在有限的空間可以獲得相當好的減振效果。它突破了傳統(tǒng)的飛輪鑄造生產(chǎn)方法，以鋼板沖壓取而代之。
隨著汽車運輸業(yè)的發(fā)展，離合器還要在原有的基礎上不斷提高和改進，以適應新的使用條件。從國外的發(fā)展動向來看，近年來車輛在性能上向高速發(fā)展，發(fā)動機的功率和轉(zhuǎn)速不斷提高，載貨汽車趨于大型化，國內(nèi)也有類似情況。此外，離合器的使用條件也日酷一日。因此，提高離合器的傳扭能力、提高其使用壽命、簡化操作已成為離合器目前發(fā)展的趨勢。
對于重型離合器，由于商用車趨于大型化，發(fā)動機功率不斷加大，但離合器允許加大尺寸空間有限，離合器的使用條件日酷一日，增加了離合器扭轉(zhuǎn)能力，提高其使用壽命，簡化操作，已成為重型離合器發(fā)展的趨勢。為了提高離合器的扭轉(zhuǎn)能力，在重型汽車上可采用雙片干式離合器。從理論上講，在相同的徑向尺寸下，雙片離合器的扭轉(zhuǎn)能力和使用壽命是單片1倍。但受到其它客觀因素的影響，實際效果要比理論值低一些。
近年來濕式離合器在技術(shù)上不斷的改進，在國外某些重型牽引汽車和自卸汽車上又開始采用多片濕式離合器。與干式離合器相比，由于油泵進行強制冷卻的結(jié)果，摩擦表面溫度較低，因此起步時長時間打滑也不致燒損摩擦片。據(jù)報道，這種離合器有著良好的起步能力，其使用壽命可達干式的5~6倍。
1.2.2 汽車離合器的發(fā)展
在早期研發(fā)的離合器結(jié)構(gòu)中，錐形離合器最為成功。它的原型設計曾裝在德國戴母勒公司的鋼制車輪的小汽車上。它是將發(fā)動機飛輪的內(nèi)孔做成錐體作為離合器的主動部件。采用錐形離合器的方案一直延續(xù)到20世紀20年代中葉，對當時來說，錐形離合器修復比較簡單，摩擦面容易修復。它的材料曾用過駝毛帶、皮革帶等。
現(xiàn)今所用的盤式離合器的先驅(qū)是多片盤式離合器，它是直到1925年以后才出現(xiàn)的，多片離合器最主要的優(yōu)點是在汽車起步時離合器的結(jié)合比較平順，無沖擊。早期的設計中，多片按成對布置設計，一個鋼盤片對著一青銅盤片。采用純粹的金屬對金屬的摩擦副，把它們置于油中工作，能達到更為滿意的性能。
在油中的盤式離合器，摩擦片直徑不能太大，以避免在高速時把油給甩掉。此外，油也容易把金屬盤片粘住，不容易分離。但畢竟優(yōu)點大于缺點。因為在當時，許多離合器還在探索原創(chuàng)階段，性能很不穩(wěn)定。
石棉基材料的引入和改進，使得盤式離合器可以傳遞更大的轉(zhuǎn)矩，能耐受更高的溫度。此外，由于采用石棉基摩擦后可用較小的摩擦面積，因而可以減少摩擦片數(shù)，這是由多片離合器向單片離合器轉(zhuǎn)變的關(guān)鍵。20世紀20年代末，直到30年代時，只有工程車輛、賽車和大功率的轎車上才使用多片離合器。
離合器執(zhí)行系統(tǒng)的使用環(huán)境非常惡劣，長時間的經(jīng)受高溫，而且又暴露在壓力油和潤滑劑中。以往主動缸和從動缸組件都必須使用金屬，近年來，美國一汽車產(chǎn)品公司向各大洲的車商提供用塑料制的離合器執(zhí)行系統(tǒng)，該商品的商標為CSC，是用LFRT，即用50%的長纖維增強的黑色尼龍，該材料的硬度大、重量輕、比模量超過鋁合金。它的纖維分布均勻，是隨機分布的，尺寸穩(wěn)定性好、收縮率低、約為0.2%。由于纖維完全浸潤在尼龍樹脂中，而且端頭較少，完全能保證有出色的光亮表面。50%的長纖維，使熱膨脹系統(tǒng)幾乎與金屬相同，該公司認為，如果仔細地將注塑件的尼龍成份燒掉，留下的骨架部分（纖維）幾乎仍保留制品的形狀。這表明產(chǎn)品中的纖維的分布是各向同性，所以收縮一致，抑制了翹曲。CSC的表面光潔度較鑄鋁件好，有助于延長從動缸的密封壽命。該產(chǎn)品的型號是PA66.GF50-02，完全符合所有的長期爆炸測試要求，室溫下的抗拉強度幾乎達到50000lb/ft2，疲勞強度高，抗蠕變能力強，在149℃下，抗拉強度仍有20000lb/ft2，50%長玻纖增強的PA，密度為1.5g/cm3，所以也減輕了重量。通過注塑成型生產(chǎn)結(jié)構(gòu)復雜的零件與鑄鋁相比，節(jié)約了成本。
1.3 離合器設計要求
為了保證離合器具有良好的工作性能，對汽車離合器設計提出如下基本要求：
1)在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備。
2)接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。
3)分離時要迅速、徹底。
4)離合器從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。
5)應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。
6)應使傳動系避免扭轉(zhuǎn)共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力。
7)操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。
8)作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中變化要盡可能小，以保
9)應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。
10)結(jié)構(gòu)應簡單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。
摩擦離合器主要由主動部分(發(fā)動機飛輪、離合器蓋和壓盤等)、從動部分(從動盤)、壓緊機構(gòu)(壓緊彈簧)和操縱機構(gòu)(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件等)四部分組成。主、從動部分和壓緊機構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機構(gòu)是使離合器主、從動部分分離的裝置。
本次設計的原始數(shù)據(jù)為：
1）發(fā)動機的最大功率 P=157 KW
2）發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)速 P=1500 r/min
3）發(fā)動機的最大扭矩 T=1086 N.m
4）摩擦片外徑 D?450 mm
設計方向：
雙盤式摩擦離合器
第二章 方案分析與選定
汽車離合器有摩擦式、電磁式和液力式三種類型，其中摩擦式的應用最廣。盤形摩擦離合器，按其從動盤的數(shù)目可分為單片、雙片和多片三類；根據(jù)壓緊彈簧布置形式不同，可分為圓周布置、中央布置和斜向布置等形式；根據(jù)使用的壓緊彈簧不同，可分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧離合器；根據(jù)分離時所受作用力的方向不同，又可分為拉式和推式兩種形式。
2.1 從動盤數(shù)的選擇
對轎車和輕型、微型貨車而言，發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩一般不大。在布置尺寸允許的條件下，離合器通常只設有一片從動盤。單片離合器(圖2-1)結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，散熱良好，用時能保證分離徹底、接合平順。因此，廣泛用與各級轎車及微、輕、中型客車與貨車上，在發(fā)動機轉(zhuǎn)矩不大于1000 N.m的大型客車和貨車上也有所推廣。
圖2-1 單片離合器
雙片離合器(圖2-2)與單片離合器相比，由于摩擦面數(shù)增加一倍，因而傳遞轉(zhuǎn)矩的能力較大；在傳遞相同轉(zhuǎn)矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小，另外接合較為平順但中間壓盤通風散熱不良，兩片起步負載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。設計時在結(jié)構(gòu)上必須采取相應的措施。這種結(jié)構(gòu)一般用在傳遞轉(zhuǎn)矩較大且徑向尺寸受到限制的場合。
多片離合器多為濕式，它有分離不徹底、軸向尺寸和質(zhì)量大等缺點，以往主要用于行星齒輪變速器換擋機構(gòu)中。但它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小、使用壽命長等優(yōu)點，主要應用于重型牽引車和自卸車上。
本次設計為重型載貨汽車離合器的設計，設計原始數(shù)據(jù)為：發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩 T=1086 N.m，其大于1000 N.m，故選用雙片磨擦離合器作為本次設計對象。它由從動盤、壓盤驅(qū)動裝置、壓緊彈簧、離合器蓋、分離杠桿、分離軸承等構(gòu)成。
圖2-2 雙片離合器
2.2 壓緊彈簧和布置形式的選擇
周置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧(圖2-1)，其特點是結(jié)構(gòu)簡單、制造容易，因此應用較為廣泛。此結(jié)構(gòu)中彈簧壓力直接作用于壓盤上。為了保證摩擦片上壓力均勻，壓緊彈簧的數(shù)目不應太少，要隨摩擦片直徑的增大而增多，而且應當是分離杠桿的倍數(shù)。在某些重型汽車上，由于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩較大，所需壓緊彈簧數(shù)目較多，可將壓緊彈簧布置在兩個同心圓周上。壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速很高時，周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力隨之降低。此外，彈簧靠到它的定位面上，造成接觸部位嚴重磨損，甚至會出現(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。
中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，此結(jié)構(gòu)軸向尺寸較大。由于可選較大的杠桿比，因此可得到足夠的壓緊力，且有利于減小踏板力，使操縱輕便。此外，壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，不會使彈簧受熱退火，通過調(diào)整墊片或螺紋容易實現(xiàn)對壓緊力的調(diào)整。這種結(jié)構(gòu)多用于重型汽車上。
斜置彈簧離合器的彈簧壓力斜向作用在傳力盤上，并通過壓桿作用在壓盤上。這種結(jié)構(gòu)的顯著優(yōu)點是在摩擦片磨損或分離離合器時，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。與上述兩種離合器相比，具有工作性能穩(wěn)定、踏板力較小的突出優(yōu)點。此結(jié)構(gòu)在重型汽車上已有采用。
膜片彈簧離合器(圖4－4)中的膜片彈簧是一種具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指組成，它與其它形式的離合器相比具有如下一系列優(yōu)點：
1)膜片彈簧具有較理想的非線性特性如圖2-12所示，彈簧壓力在摩擦片允許磨損范圍內(nèi)基本不變(從安裝時工作點B變化到A點)，因而離合器工作中能保持傳遞的轉(zhuǎn)矩大致不變；對于圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降(從月點變化到A，點)。離合器分離時，彈簧壓力有所下降 (從B點變化到C點)，從而降低了踏板力；對于圓柱螺旋彈簧，壓力則大大增加(從月點變化到C，點)。
2)膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構(gòu)簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目
少，質(zhì)量小。
3)高速旋轉(zhuǎn)時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力則明顯下降。
4)由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命。
5)易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長。
6)平衡性好。
7)有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。
圖2-3 膜片彈簧離合器 圖2-4 拉式膜片彈簧離合器
但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材質(zhì)和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，膜片彈簧離合器不僅在轎車上被大量采用，而且在輕、中、重型貨車以及客車上也被廣泛采用。
拉式膜片彈簧離合器(圖2-4)中，其膜片彈簧的安裝方向與推式相反。在接合時，膜片彈簧的大端支承在離合器蓋上，而以中部壓緊在壓盤上。將分離軸承向外拉離飛輪，即可實現(xiàn)分離。與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有如下優(yōu)點：
1)由于取消了中間支承各零件，并只用一個或不用支承環(huán)，使其結(jié)構(gòu)更簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更小。
2)由于拉式膜片彈簧是以中部與壓盤相壓，因此在同樣壓盤尺寸條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，從而提高了壓緊力與傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，而并不增大踏板力；或在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，可采用尺寸較小的結(jié)構(gòu)。
3)在接合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，故分離效率更高。
4)拉式的杠桿比大于推式杠桿比，且中間支承少，減少了摩擦損失，傳動效率較高，使踏板操縱更輕便。拉式踏板力比推式一般約可減少25％～30％。
5)拉式無論在接合狀態(tài)或分離狀態(tài)，膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環(huán)磨損后不會產(chǎn)生沖擊和噪聲。
6)使用壽命更長。
但是，拉式膜片彈簧的分離指是與分離軸承套筒總成嵌裝在一起的，需專門的分離軸承(參見圖2-19)，結(jié)構(gòu)較復雜，安裝和拆卸較困難，且分離行程略比推式大些。由于拉式膜片彈簧離合器綜合性能優(yōu)越，它已在一些汽車中得以應用。
2.3 膜片彈簧支承形式的選擇
推式膜片彈簧支承結(jié)構(gòu)按支承環(huán)數(shù)目不同分為三種。圖2-5為雙支承環(huán)形式，其中圖2-5a用臺肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個支承 圖2-4 拉式膜片彈簧離合器環(huán)與離合器蓋定位鉚合在一起，結(jié)構(gòu)簡單，是早已采用的傳統(tǒng)形式；圖2-5b在鉚釘上裝硬化襯套和剛性擋環(huán)，可提高耐磨性和使用壽命，但結(jié)構(gòu)較復雜；圖2-5c取消了鉚釘，在離合器蓋內(nèi)邊緣上伸出許多舌片，將膜片彈簧、兩個支承環(huán)與離合器蓋彎合在一起，使結(jié)構(gòu)緊湊、簡化、耐久性良好，因此其應用日益廣泛。
圖2-5 推式膜片彈簧雙支承環(huán)形式 圖2-6 推式膜片彈簧單支承環(huán)形式
圖2-6為單支承環(huán)形式。在沖壓離合器蓋上沖出一個環(huán)形凸臺來代替后支承環(huán)(圖2-6a)使結(jié)構(gòu)簡化，或在鉚釘前側(cè)以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)(圖2-6b)，以消除膜片彈簧與支承環(huán)之間的軸向間隙。
圖2-7為無支承環(huán)形式，利用斜頭鉚釘?shù)念^部與沖壓離合器蓋上沖出的環(huán)形凸臺將膜片彈簧鉚合在一起而取消前、后支承環(huán)(圖2-7a)；或在鉚釘前側(cè)以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)，離合器蓋上環(huán)形凸臺代替后支承環(huán)(圖2-7b)，使結(jié)構(gòu)更簡化；或取消鉚釘，離合器蓋內(nèi)邊緣處伸出的許多舌片將膜片彈簧與彈性擋環(huán)和離合器蓋上的環(huán)形凸臺彎合在一起(圖2-7c)，結(jié)構(gòu)最為簡單。
圖2-8為拉式膜片彈簧支承結(jié)構(gòu)形式，其中圖2-8a為無支承環(huán)形式，將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋沖出的環(huán)形凸臺上；圖2-8b為單支承環(huán)形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環(huán)上。這兩種支承形式常用于轎車和貨車上。
圖2-7 推式膜片彈簧無支承環(huán)形式 圖2-8 拉式膜片彈簧支承形式
由于膜片彈簧結(jié)構(gòu)簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量小，廣泛用于中、重型貨車上，固本次設計采用膜片彈簧的布置形式。
2.4 壓盤的驅(qū)動方式
壓盤的驅(qū)動方式主要有凸塊一窗孔式、銷釘式、鍵塊式和傳動片式多種。前三種的共同缺點是在聯(lián)接件之間都有間隙，在驅(qū)動中將產(chǎn)生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器傳動效率。傳動片式是近年來廣泛采用的結(jié)構(gòu)，沿周向布置的三組或四組鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接(圖2-2)，傳動片的彈性允許其作軸向移動。當發(fā)動機驅(qū)動時，鋼帶受拉；當拖動發(fā)動機時，鋼帶受壓。此結(jié)構(gòu)中壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，使用可靠，壽命長。但反向承載能力差，汽車反拖時易折斷傳動片，故對材料要求較高，一般采用高碳鋼。
使用彈性傳動片的方式不僅消除了前三種的缺點，而且簡化了結(jié)構(gòu)，降低了對裝配精度的要求且有利于壓盤的定中，固選用彈性傳動片式驅(qū)動壓盤。
第三章 摩擦片參數(shù)設計
3.1 摩擦片參數(shù)設計基本原理
摩擦離合器是靠摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的。離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為
（3-1）
式中，為靜摩擦力矩；為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計算時一般取0.25-0.30；F為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；為摩擦片的平均摩擦半徑；Z為摩擦面數(shù)，是從動盤數(shù)的兩倍；為離合器的后備系數(shù)；為發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩。
假設摩擦片上工作壓力均勻，則有
（3-2）
式中，為摩擦面單位壓力，A為一個摩擦面的面積；D為摩擦片外徑，D=2R；d為摩擦片內(nèi)徑，d=2r。
摩擦片的平均摩擦半徑R，根據(jù)壓力均勻的假設，可表示為
（3-3）
當d／D≥0.6時，可相當準確地由下式計算
將式(3-2)與式(3-3)代人式(3-1)得
(3-4)
式中，C為摩擦片內(nèi)外徑之比，C=d／D，一般在0.55～0.65之間。
為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，設計時應大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，即
(3-5)
式中，為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；β為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩之比，β必須大于1。
離合器的基本參數(shù)主要有性能參數(shù)β和，尺寸參數(shù)D和d及摩擦片厚度b。
3.2 摩擦片參數(shù)設計計算
3.2.1摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t
表摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍
摩擦片材料
摩擦因數(shù)f
石棉基材料
模壓
0.20-0.25
編織
0.25-0.35
粉末冶金材料
銅基
0.25-0.35
鐵基
0.35-0.50
金屬陶瓷材料
0.70-1.50
本離合器選取摩擦因數(shù)f為0.3
本次設計為雙片摩擦片離合器，所以取Z=4
離合器間隙△t是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回拉彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿之間留有的間隙。
該間隙△t一般為3-4mm。
3.2.2摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b的確定
摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b是離合器的基本尺寸，它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小有一定關(guān)系。顯然，傳遞大的轉(zhuǎn)矩，就需要有大的尺寸。發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是重要的參數(shù)，當按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）來選定D時，有
(2.7)
式中，系數(shù)A反映了不同結(jié)構(gòu)和使用條件對D的影響，可參考下列范圍：
小轎車A=47，載貨車A=36（單片）或A=50（雙片）；
本次設計選取A=50。
所以求得D=419.4~466mm。
離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)
外徑D/mm
250
280
300
325
350
380
405
430
內(nèi)徑d/mm
155
165
175
190
195
205
220
230
厚度b/mm
3.5
3.5
3.5
3.5
4
4
4
4
c=d/D
0.620
0.589
0.583
0.585
0.557
0.540
0.543
0.535
1-c3
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827
0.843
0.840
0.847
單位面積
302
402
466
546
678
729
908
1037
根據(jù)離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表
取得：D=430mm；d=230mm；b=4mm；C=0.537；1-c3=0.847
3.2.3離合器后備系數(shù)β的確定
后備系數(shù)β是離合器的重要參數(shù)，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇β時，應從以下幾個方面考慮：
1.摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩；
2.防止離合器本身滑磨程度過大；c.要求能夠防止傳動系2過載。
通常轎車和輕型貨車β=1.2～1.75。
本設計為重型貨車的離合器，參看有關(guān)統(tǒng)計質(zhì)料“離合器后備系數(shù)的取值范圍”（見下表2-2），并根據(jù)最大總質(zhì)量不超過6噸的載貨汽車=1.20—1.75，結(jié)合設計實際情況，故選擇β=2。
表2-2離合器后備系數(shù)的取值范圍
車型
后備系數(shù)β
乘用車及最大總質(zhì)量小于6t的商用車
1.20～1.75
最大總質(zhì)量為6～14t的商用車
1.50～2.25
掛車
1.80～4.00
3.2.4離合器傳遞的最大靜摩擦力矩TC
3.2.5 單位壓力
摩擦面上的單位壓力P0的值和離合器本身的工作條件,摩擦片的直徑大小,后備系數(shù),摩擦片材料及質(zhì)量等有關(guān)。
離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣單位壓力P0較小為好。當摩擦片的外徑較大時也要適當降低摩擦片摩擦面上的單位壓2力因為在其它條件不變的情況下，由于摩擦片外徑的增加，摩擦片外緣的線速度大，滑磨時發(fā)熱厲害，再加上因整個零件較大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻，為了避免這些不利因素，單位壓力P0應隨摩擦片外徑的增加而降低。選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。
（2.8）
由公式（2.8）的
式中，f為摩擦因數(shù)取0.3；
為單位壓力（MPa）
Z為摩擦面數(shù)取4；
D為摩擦片外徑取430；
d為摩擦片內(nèi)徑取230；
摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車的的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求：
⑴應具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數(shù)的影響小。
⑵要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。
⑶要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好
⑷熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦
⑸磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面
⑹油水對摩擦性能的影響應最小
⑺結(jié)合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象
由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數(shù)大約在0.3左右,在該設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦片。
3.3 離合器摩擦片基本參數(shù)的校核
3.3.1 最大圓周速度
式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）；
為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速取1500；
為摩擦片外徑徑取430；
故符合條件。
3.3.2 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩
=(N·/)
式中，為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩1090.5；
當摩擦片外徑D325mm時，=0.006N·/，故符合要求
3.3.3 單位壓力
為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.10～1.50Mpa，
由于已確定單位壓力＝0.205Mpa，在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求
3.3.4 單位摩擦面積滑磨功
為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次結(jié)合的單位摩擦面積滑磨功w應小于其許用值[w]。
汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J)為：
W=()=()=2486.6(J)
式中，W為汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J)
m為汽車總質(zhì)量取15800kg；
rr為輪胎滾動半徑0.775m；
i為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比6.0；
i為主減速器傳動比2.92；
n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速1500r/min;
===J/mm
式中，W為汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功取2486.6J
滿足<[w]=0.40J/mm要求。
摩擦片的相關(guān)參數(shù)
摩擦片外徑D
摩擦片內(nèi)徑d
后備系數(shù)β
厚度b
單位壓力
430mm
230mm
2
4
0.205MPa
第四章 膜片彈簧設計
膜片彈簧的設計比較復雜，必須利用反求工程原理進行設計。即按照參考樣件或先期的經(jīng)驗初步選定膜片彈簧的結(jié)構(gòu)尺寸，然后對其工作彈性、應力強度等作出分析，最終經(jīng)過優(yōu)選定出其合理的結(jié)構(gòu)尺寸。為此，需要清楚地了解膜片彈簧的結(jié)構(gòu)特點、工作特性及失效的形式和原理，在此基礎上要掌握有關(guān)膜片彈簧的彈性、強度等方面的計算方式。
4.1 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇
4.1.1 H/h比值的選擇
H/h比值是指碟簧的原始內(nèi)截錐高度H及彈簧片厚度h之比。設計膜片彈簧時，要利用其非線性的彈性變形規(guī)律，因此要正確選擇其彈性特性曲線的形狀，以獲得最佳的使用性能。膜片彈簧的彈性特性和H/h比值有關(guān)，不同的H/h比值可以得到不同的彈性特性曲線。如圖4.1所示，載荷F與變形λ之間的關(guān)系：
（1）當時，載荷F增加，變形λ不斷增加；
（2）當時，彈簧的特性曲線在中間有一段很平直，變形增加時，載荷幾乎維持不變；
（3）當時，彈簧的特性曲線中有一段負剛度區(qū)域，即當變形增加，載荷反而減小。具有這種特性的膜片彈簧很適用于作為離合器的壓緊彈簧。
（4）當時，具有更大的負剛度區(qū)域；
（5）當時，具有載荷為負值的區(qū)域。一般汽車離合器膜片彈簧的H/h值在1.5～2范圍內(nèi)選取。常用的膜片彈簧板厚為2～4mm，本設計取。
圖4-1膜片彈簧的彈性特性曲線
1.，2.，3.，4.，5.
4.1.2 R及R/r的確定
通過分析表明，R/r越小，應力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。汽車離合器膜片彈簧根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R/r常在
1.2～1.3的范圍內(nèi)取值。本設計中取，當時，摩擦片平均半徑，
RRc，故取R=350,則。
4.1.3 膜片彈簧起始圓錐底角α
汽車膜片彈簧一般起始底角α在10°～14°之間，。本設計取α=11.5°，則，。
4.1.4 分離指的數(shù)目n和切槽寬δ1、δ2及半徑re
n取為18，δ1=3.2～3.5mm，δ2=9～10mm，re的取值應滿足（r-re）>δ2。本設計取n=18，δ1=3.2mm；δ2=10mm。
4.1.5 支承圈平均半徑l和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑L
l應略大于且盡量接近r，L應略小于R且盡量接近R。本設計取L=275mm，l=225mm。膜片彈簧應用優(yōu)質(zhì)高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內(nèi)常用的碟簧材料的為60Si2MnA，當量應力可取為1700～1900N/mm2。
4.2 繪制膜片彈簧的特性曲線
根據(jù)工作壓力F1和膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形λ1關(guān)系式
（4.4）
畫出F1——λ1特性曲線。
設，則
（4.5）
已知，，把數(shù)值代入得，
由不同的計算出的及和，結(jié)果列表如下：
表4-1載荷F與變形λ之間的關(guān)系
0.1
0.2
0.4
0.6
0.8
1.026
1.2
1.4
1.6
1.896
2.0
0.071
0.131
0.220
0.274
0.302
0.310
0.307
0.299
0.295
0.312
0.328
mm
0.21
0.42
0.84
1.26
1.68
2.15
2.52
2.94
3.36
3.98
4.20
N
812
1494
2508
3129
3443
3539
3499
3414
3367
3559
3743
畫出F1——λ1特性曲線，如圖4-2。
圖4-2 膜片彈簧的F1-λ1彈性特性曲線
4.3 確定膜片彈簧的工作點位置
取離合器接合時膜片彈簧的大端變形量為，
由特性曲線圖可查的膜片彈簧的壓緊力：
校核后備系數(shù)：
離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形量為
壓盤的行程，故
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，其最大磨損量，故
4.4 求離合器徹底分離時分離軸承作用的載荷F2
由膜片彈簧小端分離軸承處作用有分離力F2時膜片彈簧壓盤接觸處的變形λ1和F2的關(guān)系式（4.6）
取則得
4.5 求分離軸承的行程λ2
由膜片彈簧壓盤接觸處的軸向變形λ1和小端分離軸承處的軸向變形λ2′的關(guān)系式
，取得，
寬度系數(shù)
在F2力作用下膜片彈簧的小端變形λ2由兩部分組成：在F2力作用下，由于壓盤接觸處膜片彈簧的軸向變形λ1而引起的小端變形λ2′，以及因分離指受F2力作用引起的彎曲附加變形。
即
（4.7）
代人有關(guān)數(shù)值，得，則
4.6 膜片彈簧強度校核
膜片彈簧的大端的最大變形（離合器徹底分離時）。
（4.8）
代人有關(guān)數(shù)值，得<[]=1700
故滿足強度要求。
4.7 膜片彈簧材料及制造工藝
國內(nèi)膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質(zhì)量等要求，需進行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理，即沿其分離狀態(tài)的工作方向，超過徹底分離點后繼續(xù)施加過量的位移，使其過分離3～8次，并使其高應力區(qū)發(fā)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應力。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理，即以高速彈丸流噴射到膜片彈簧表面，使表層產(chǎn)生塑性變形，形成一定厚度的表面強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高疲勞壽命。為提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻感應加熱淬火或鍍鉻。為了防止膜片彈簧與壓盤接觸圓形處由于拉應力的作用產(chǎn)生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應力源。
膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為45～50HRC，分離指端硬度為55～62HRC，在同一片上同一范圍內(nèi)的硬度差不大于3個單位。碟簧部分應為均勻的回火托氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一般不得超過厚度3％。膜片彈簧的內(nèi)外半徑公差一般為H1l和h11，厚度公差為±0.025mm，初始底錐角公差為±10’。上、下表面的表面粗糙度為1.6μm，底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相互高度差一般要求小于0.8～1.0mm。
第五章 其他主要部件的設計
5.1 從動盤總成設計計算
從動盤有兩種結(jié)構(gòu)形式，帶扭轉(zhuǎn)減震器的和不帶扭轉(zhuǎn)減震器的，通常扭轉(zhuǎn)減震器的適用于乘用車和中小型載貨車，不帶扭轉(zhuǎn)減震器的適用于重型載貨，因此本次設計的從動盤為不帶扭轉(zhuǎn)減震器的形式。
從動盤總成設計時應滿足一下幾個方面的要求：
為了減少變速器換擋是輪齒間的沖擊，從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應盡可能?。粸榱吮ＷC汽車平穩(wěn)起步，摩擦面上的壓力分布更均勻等，從動盤應具有軸向彈性；具有足夠的抗暴裂強度。
5.1.1 從動片
設計從動片時，應盡量減輕其重量，并應使其質(zhì)量的分布盡可能的靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。從動片一般都做的比較薄，通常使用1.3～2.0mm厚的鋼板沖制而成。本次設計的重型貨車，故取從動片厚度為2.0mm。
為了使離合器結(jié)合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)。這樣，在離合器的結(jié)合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的。
具有軸向彈性的從動片有整體式、分開式和組合式三種型式。比較三種型式的優(yōu)缺點，本次設計從動片采用整體式彈性從動片。整體式彈性從動片能達到軸向彈性的要求，且生產(chǎn)效率高，生產(chǎn)成本低。
5.1.2 從動盤轂
發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔內(nèi)。從動盤轂和變速器輸入軸的花鍵結(jié)合方式采用齒側(cè)定心的矩形花鍵。
設計花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸時參照國標GB1144-1974的花鍵標準
表5-1從動盤轂花鍵的尺寸
摩擦片外徑mm
發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩N.m
齒數(shù)n
外徑mm
內(nèi)徑mm
齒厚mm
有效齒長mm
擠壓應力MPa
160
49
10
23
18
3
20
9.8
180
69
10
26
21
3
20
11.6
200
108
10
29
23
4
25
11.1
225
147
10
32
26
4
30
11.3
250
196
10
35
28
4
35
10.2
280
275
10
35
32
4
40
12.5
300
304
10
40
32
5
40
10.5
325
373
10
40
32
5
45
11.4
350
471
10
40
32
5
50
13.0
430
1200
10
50
40
6
55
從動盤轂花鍵尺寸如下：花鍵齒數(shù)：n=10；花鍵外徑：D=50mm；花鍵內(nèi)徑：d=40mm；齒厚：B=6mm；有效齒長：l=30mm。
由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而全破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算。有公式：
（5-1）
式中：P-花鍵的齒側(cè)面壓力，由下式確定：
P= （5-2）
式中：d，D-花鍵的內(nèi)外徑，mm；
Z-從動盤轂的數(shù)目；
-發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，N.m；
ｎ-花鍵齒數(shù)；
ｈ-花鍵工作高度，ｍ，h＝（D－d）/2；
ｌ-花鍵有效長度，ｍ。
由已知條件：
P＝＝38785.7N
＝＝15.4MPa
從動盤轂由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應力不應超過20MPa。故所選花鍵尺寸滿足要求。
5.2 壓盤和離合器蓋的設計
5.2.1 壓盤幾何尺寸的確定
在摩擦片的尺寸確定以后，與它摩擦相接觸的壓盤內(nèi)外徑尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結(jié)為如何去確定它的厚度。
壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點：
1）壓盤應具有足夠的質(zhì)量，以增大熱熔，減少升溫，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以以幫助散熱通風，使每次結(jié)合時的溫升不至于過高：
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少受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及離合器的分離，厚度約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）壓盤高度公差要小。
鑒于以上原因，本次設計壓盤厚度取20mm。在初步確定壓盤厚度以后，應校核離合器結(jié)合一次的溫升，它不應超過8～10℃。
校核公式：
（5-4）
式中：-溫升，℃；
L-滑磨功，N.m；
-分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合器壓盤=0.50；
C-壓盤的熱容量，對于鑄鐵壓盤：c=481.4J/(Kg.K)；
m-壓盤質(zhì)量，Kg。
m=v=7.0××3.14×（0.225×0.225－0.15×0.145）÷4×0.020=2.78Kg
==9.8℃＜10℃符合要求
5.2.2 離合器蓋的設計
離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉(zhuǎn)矩給壓盤。
對離合器蓋結(jié)構(gòu)設計的要求：
1）應具有足夠的剛度，否則將會影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減少壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此采取以下措施：適當增大蓋得板厚，一般為2.5～5mm。
2）應與飛輪保持良好的隊中性，以免影響總成的平衡和正常的工作。
3）蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。
4）為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風扇片等。
經(jīng)以上敘述與實物類比，本次設計取厚度5mm。
5.2.3 支承環(huán)
支承環(huán)和支承鉚釘?shù)陌惭b尺寸精度要高，耐磨性要好。支承環(huán)一般采用3～4mm的碳素彈簧鋼絲。本次設計取4mm。
5.3 操縱系統(tǒng)的設計
本次離合器的操縱系統(tǒng)采用機械操縱的方式
5.3.1 對操縱機構(gòu)的基本要求
1）踏板力要盡可能小；
2）踏板行程一般在80～150mm內(nèi)，最大不要超過180mm；
3）應有踏板行程調(diào)整裝置，以保證摩擦片磨損后，分離軸承的自由行程可以復原。
4）應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構(gòu)的零件因受力過大而損壞。
5）應有足夠的剛度，傳動效率要高，工作可靠，壽命長，維修保養(yǎng)方便。
5.3.2 踏板位置
離合器踏板位置以人體左右對稱中心向左移動80～100mm，作為離合器踏板中心線的位置。
5.3.3 踏板行程
踏板行程S由自由行程和工作行程兩部分組成，即
S=+= （6-1）
式中為分離軸承的自由行程，一般為1.5～3.0mm，反映到踏板上的自由行程一般為20～30mm；本次取20mm。Z為摩擦片面數(shù)；為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，雙片：=1.7～2.6mm，本次取2mm。=90mm、a=280mm、=90mm、=80mm、=18mm、=71mm為杠桿尺寸。
S=+==142.5mm，符合設計要求。
結(jié) 論
本設計分析了本設計所要采用的雙膜片彈簧離合器，對膜片彈簧離合器進行了分類，闡述了膜片彈簧離合器的原理和組成，及其特性。通過詳細的推導過程積累了大量的數(shù)據(jù)，并成功的繪制出了膜片彈簧離合器的成品圖。
主要敘述了離合器的發(fā)展現(xiàn)狀，和它的工作原理，在此過程中，經(jīng)過對比結(jié)合，初步確定了合適的離合器結(jié)構(gòu)形式，選取了拉式膜片彈簧離合器，并且?guī)в信まD(zhuǎn)減振器，為后面的計算提供了理論基礎。
在計算中，首先確定摩擦片外徑尺寸，然后根據(jù)該尺寸對其他部件總成進行了計算和設計。通過計算校核摩擦片外徑尺寸，計算選擇出其他部件的外形尺寸，再對其進行校核，確定是否能達到設計要求。設計包括對從動盤總成的設計校核，對壓盤的設計校核，對離合器蓋的設計校核及離合器蓋的設計校核和優(yōu)化。具體設計計算了摩擦片、扭轉(zhuǎn)減振器、膜片彈簧、壓盤、離合器蓋、傳動片等多個部件總成
在上述工作完成之后，通過計算機軟件的學習運用，對離合器總體裝配圖、從動盤總成、壓盤、膜片彈簧、摩擦片進行了繪制，在繪制的過程中對離合器的裝配又有了進一步的理解，并且完善了計算部分的遺漏。
這次的設計，可以對原有離合器的設計提出優(yōu)化和修改的建議，對其以后的設計過程起參考作用。通過這次設計達到了優(yōu)化改進原有離合器，提高該型汽車使用性，舒適性，并提高了汽車的工作效率的目的。
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