（终稿）CA1091中型载货汽车膜片弹簧离合器设计（CAD图纸全套完整）

由上述分析得比值为.故.。

图.膜片弹簧内截锥示意图大端外径和小端外径的选择比值对弹簧的载荷及应力特性都有影响。

从材料利用率的角度，比值在时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧重量的利用率好。

因此在设计用来缓和冲击吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧时选用。

对于汽车离合器膜片弹簧，设计上并不要求储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离力的需要来决定，般取值为。

对于，膜片弹簧大端外径应满足结构上的要求而和摩擦片的外径尺寸相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。

此外，当，及等不变时，增加将有利于膜片弹簧应力的下降。

结合同类车型，取，取.，故。

自由状态下圆锥底角的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度关系密切。

.式中，内截锥高度膜片弹簧厚度。

代入数值得.，本次设计取。

分离指数的选择分立指数目通常取为，大尺寸膜片弹簧可取，小尺寸膜片弹簧可取。

本次设计选取膜片弹簧的小端内径及分离轴承作用半径的确定由离合器的结构决定，其最小值大于变速器第轴花键外径。

第轴花键外径为.式中，经验系数为，本次设计选取.发动机最大转矩。

代入数值得.，本次设计选取，应大于，选取。

切槽宽度及分离半径的确定切槽宽度的范围为，本次设计选取.。

窗孔槽宽，本设计选取。

窗孔的内半径的取值应满足。

本次设计选取。

压盘加载点半径和支承环加载点半径压盘的加载点半径和支承环加载点半径影响膜片弹簧的刚度。

应略大于且接近，应略小于且接近。

本次设计选取，。

.膜片弹簧的校核外径的校核摩擦片外径的选取应使最大圆周速度不超过。

.式中，发动机的最高转速摩擦片最大圆周速度。

代入数值得.，故认为摩擦片外径选取合适。

滑磨功的校核为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦表面温度过高而发生烧伤，离合器每次结合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值。

.式中，单位摩擦面积滑磨功许用值，本次设计车型.汽车起步时离合器结合次所产生的总滑磨功总滑磨功可根据下式计算式中，为轮胎的滚动半径汽车总质量汽车起步时所用变速器挡位传动比，.主减速器传动比，.发动机转速车论的滚动半径为式中，计算常数，子午线胎.车轮半径，本设计中综上所述并代入数值，得.，.。

所以。

故认为该离合器单位面积滑磨功符合要求。

膜片弹簧的强度校核由上述分析可知.，.，。

根据图.膜片弹簧特性曲线图，设式中，工作压力弹性模数，钢材取.泊松比，钢材取.碟簧部分内截锥高大端变形整理上面两式得.把有关数值代入上式，得.确定弹簧工作点的位置取离合器接合时大端变形量.，.由式算得膜片弹簧压紧力校核后备系数.式中，.，。

把数值带入上式，得.，符合之间。

离合器刚开始分离时，大端的变形量为.式中为压盘升程.式中每对摩擦片间隙.，代入数值，得.，.。

摩擦片磨损后，最大磨损量.其中在之间，本设计取.，代入数值得.。

故.求离合器彻底分离时分离轴承的载荷膜片弹簧小断分离轴承处有分离轴承力与膜片弹簧压盘接触处的变形和的关系式.取.，代入数值得.。

求分离轴承行程轴向变形和小端分离轴承的轴向变形的关系式.取.则代入数值，得.。

宽度系数，为代入数值.，.。

弯曲附加变形由分离指受力引起.代入有关数值，得.，故.强度校核膜片弹簧大端的最大变形量为离合器彻底分离时的变形量.把有关数值代入上式，得，通常强度不大于，故认为强度条件适合。

.本章小结本章对离合器主要参数后备系数单位压力和摩擦片的主要尺寸进行了选择，主要计算了膜片弹簧离合器的主要参数，和对膜片弹簧尺寸的合理选择，并且对膜片弹簧进行了详细认真的校核，使其能更好的与实际相结合。

第章扭转减振器的设计计算汽车传动系扭转振动减振器，按其所在位置可分为两类类装在从动盘总成中，另类装在飞轮处。

两者都和离合器的结构有关。

本设计采用第类。

汽车行驶中，传动系传递发动机转矩时，由于内燃机工作不均衡，转矩周期性地变化会引起传动系扭转振动。

如果传动系发生扭转共振，将会使传动系零件的应力成倍增加，而这种应力具有交变的性质，会使传动系零件的疲劳寿命大大下降。

扭转振动还是引起齿轮噪声的重要原因，尤引人注目。

.扭转减振器的特性及主要参数的选取图.为离合器扭转减振器特性曲线图例。

图中反映了扭转减振器特性的些参数，其中斜线表示扭转力矩，朝上方共有段斜线，表示有级刚度垂直线表示从级进入另级需要克服的预紧力矩两斜线间的间隔反映了减振器工作时的摩擦离合器减振器特性曲线在水平坐标上的距离表示离合器从动盘毂花键中的间隙图.扭转减振器特性曲线示例扭转减振器的角刚度减振器扭转角刚度决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公式初选角刚度.式中，为极限转矩按下式计算.式中，.适用乘用车，.适用商用车，本设计为商用车，选取.，为发动机最大扭矩，代入数值得.，.本设计初选•。

减振器摩擦力矩由于减振器扭转刚度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。

般可按下式初选为.取.，本设计按其选取.。

预紧力矩减振弹簧安装时应有定的预紧。

这样，在传递同样大小的极限转矩它将降低减振器的刚度，这是有利的，但预紧力值般不应该大于摩擦力矩否则在反向工作时，扭转减振器将停止工作。

般选取.减振弹簧的分布半径减振弹簧的分布尺寸的尺寸应尽可能大些，般取.其中为摩擦片内径，代入数值，得。

减振弹簧数目可参考表.选取，本设计，故选取。

表.减振弹簧的选取离合器摩擦片外径减振弹簧数目以上减振弹簧的总压力当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大。

.式中，的计算应按的大者来进行每个弹簧工作压力减振弹簧的尺寸确定在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。

弹簧的平均直径般由结构布置决定，通常选取左右。

本设计选取。

弹簧钢丝直径.式中，扭转许用应力，算出后应该圆整为标准值，般为左右。

代入数值，得.，符合上述要求。

减振弹簧刚度减振弹簧的有效圈数.式中，为材料的扭转弹性模数，对钢，代入数值，得.。

减振弹簧的总圈数.。

减振弹簧在最大工作压力时最小长度式中，.为弹簧圈之间的间隙。

减振弹簧的总变形量减振弹簧的自由高度减振弹簧的预变形量减振弹簧安装后的工作高度从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角和减振弹簧的工作变形量.限位销与从动盘缺口侧边的间隙.式中，为限位销的安装半径，般为.。

本设计取。

.限位销直径按结构布置选定，般.，本设计取。

.从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸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的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大些，如图.所示。

图.从动盘窗口尺寸简图般推荐。

这样，当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参加工作，刚度较小，有利于缓和冲击。

本设计取.，.，。

.本章小结本章介绍了扭转减振器的特性以及扭转减振器的参数选取，对减振弹簧的尺寸进行了确定，还对从动片相对从动盘毂的最大转角限位销与从动盘缺口侧边的间隙限位销直径从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸进行了详细的计算，并且列出了必要的公式。

第章离合器操纵机构的设计汽车离合器操纵机构是驾驶员用来离合器分离使之柔和接合的套机构。

它始于离合器壳体内的分离轴承。

由于离合器使用频繁，因此离合器操纵机构首先要求操作轻便。

轻便包括两个方面，是加在离合器踏板上的力不应该过大，另方面是应该有踏板形成的校核机构。

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液压式等等。

本设计选取操纵形式为液力操纵式。

在众多的操纵机构中，气压助力液压式操纵机构具有操纵轻便，布置简单而被中重型汽车广泛采用。

液压式传动操纵的工作原理简单踩下踏板，由主缸产生的油压经管路传输至分缸，由分缸中的推杆推动分离叉使离合器分离。

离合器操纵系统功能是，把驾驶员对离合器的踏板的输入变成分离轴承上的输出，来控制离合器的接合和分离，从而完成对汽车传动系统的动力切断或传递。

因此，离合器踏板的布置位置相关尺寸作用力以及行程大小都要符合人体工程学的要求。

综合起来，设计离合器操纵系统需要考虑如下些因素操纵系统的输出对输入的放大比率周边工作环境对系统的影响时间因素对系统性能的综合影响。

.离合器的踏板位置行程和踏板力踏板位置离合器踏板的操纵通常设计为由左脚控制，因此，踏板的最佳位置应和左脚保持处在条直线上最为舒适，为此，离合器踏板在车内的位置就要更偏左，它给车内左侧留下的横向剩余空间要小些。

考虑到这些因素，大部分离合器踏板实际布置位置还需适当靠右，即靠向人体中间部位。

具体布置应该以人体左右对称为准向左偏移，作为离合器踏板中心线的位置。

踏板行程踏板行程是指从踏板最高点至其最低点所划过的距离。

踏板最佳行程受许多因素影响，其中要考虑人群应从分位的女性到分位的男性。

从有关方面获得的人体工程学资料为踏板最大行程应小于。

踏板力对于定的离合器总成，离合器踏板力取决于离合器分离轴承的输出力及操纵系统