螺旋弹簧离合器毕业设计.doc

1 绪论
1.1 汽车离合器的发展
根据德国出版的2003年汽车年鉴，2002年世界各国114家汽车公司所生产的1864款乘用车中，手动机械变速器车款数为1337款；在我国，乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的26.53%；若考虑到商用车中更是多数采用手动变速器，手动挡汽车目前仍然是世界车款的主流（当然不排除一些国家或地区自动挡式车款是其主流产品）。至于未来，考虑到传动系由MT向自动传动系过渡，采用AMT技术其产品改造较为容易，因此AMT技术是自动传动系统有力的竞争者。可以说，从目前到将来离合器这一部件将会伴随着内燃机一起存在，不可能在汽车上消失。
在早期研发的离合器机构中，锥形离合器最成功。他的原型设计曾在1889年德国戴姆勒公司生产的钢质车轮的小汽车上，它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。采用锥体离合器的方案一直沿用到20世纪20年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比较容易，摩擦面易修复。它的摩擦材料曾用过驴毛带、皮革带等。那是也曾出现过蹄-鼓式离合器代替锥形离合器，其结构形式有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。蹄-鼓式离合器用的摩擦元件为木块、皮革带等，蹄-鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。无论锥形离合器或蹄-鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动见根本无法分离的自锁现象。
现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。多片离合器最主要的优点是，在汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。早起设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一青铜盘片。采用纯粹的金属对金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更满意的性能。
浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外有野容易把金属盘片粘住，不易分离。
石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘片式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更高的温度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可以用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是有多片离合器向单片离合器转变的关键。
早期单片干式离合器有与锥形离合器先类似的问题，即离合器接合时不够平顺。但是由于单片干式离合器结构紧凑散热量好，转动惯量小所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。
第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上没有摩擦面片，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上。后来改用多个直径较小的弹簧（一般至少6个），沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。这种布置在设计上带来了实实在在的好处，是压盘上弹簧的工作压力分布更均匀，并减小里轴向尺寸。
随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘用车上愈来愈多地采用双质量飞轮的扭转减震器，能更有效地降低传动系噪声。
近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型牵引汽车和自卸汽车上有开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低（不超过93°），因此起步时长时间打滑不至于的烧损摩擦片。据报道这种离合器有着良好的起步能力，其使用寿命可达干式离合器的5-6倍。
1.2 离合器的功能和要求
在以内燃机为动力的汽车机械传动系中，离合器一般布置在发动机和变速器之间，用来切断和接合动力的传递。其主要功用是在起步时将发动机与传动系平顺的接合，使汽车能平稳起步；在换挡时将发动机与传动系迅速彻底分离，减少变速器中齿轮间的冲击，以便换挡；在工作过程中受到过大载荷时，依靠离合器打滑保护传动系，防止零部件因过载而损坏。
为保证离合器具有良好的工作性能，应对其提出如下基本要求：
1、 在任何行驶条件下都可靠地传递发动机最大转矩，并有适当的能力储备；
2、 接合时要平顺，以保证汽车起步平稳没有抖动和冲击；
3、 分离时要彻底、迅速；
4、 离合器从动部分转动惯量要尽可能小，以便换挡和减少换挡时的齿轮冲击；
5、 应设有扭转减振阻尼装置，使汽车传动系在工作转速范围内避免扭转共振，且具备吸收振动能量、缓和冲击、降低噪音的能力，对于怠速时的振动和噪音亦要引起足够重视。
6、 具有良好的通风散热条件和必要的热容量，以保证离合器工作温度不至过高；
7、 操纵轻便；
8、 使用寿命要长，力求与汽车传动系其他总成等寿命；
9、 离合器的使用过程中，摩擦扭矩变化小，以保证离合器工作性能稳定。
此外，亦要求离合器结构简单、紧凑、质量小、工艺性好、维修方便及适合大批量生产。
1.3 离合器的工作原理
离合器由主动部分、从动部分、压紧机构、分离机构和操纵机构五部分组成。
离合器主动部分包括飞轮4(如图1.1 所示)、离合器盖6 和压盘5。飞轮用螺栓与曲轴1 固定在一起，离合器盖通过螺钉固定在飞轮后端面上，压盘与离合器盖通过传动片连接。这样，只要曲轴旋转，发动机发出的动力便经飞轮、离合器盖传至压盘，使它们一起旋转。
离合器从动部分由装在压盘和飞轮之间的两面带摩擦衬片17的从动盘3和从动轴2组成。从动盘通过内花键孔与从动轴滑动配合。从动轴前端用轴承18 支承在曲轴后端中心孔中，后端支承在变速器壳体上并伸入变速器。离合器的从动轴通常又是变速器的输入轴。
离合器压紧机构由若干沿圆周均匀布置的螺旋弹簧16 组成，它们装于压盘和离合器盖之间，用来对压盘产生轴向压紧力，将压盘压向飞轮，并将从动盘夹紧在压盘和飞轮之间。
离合器分离机构由分离拨叉11、分离套筒和分离轴承9、分离杠杆7、回位弹簧10等组成。它们同离合器主从动部分及压紧装置一起装于离合器壳(飞轮壳)内。分离杠杆中部支承在装于离合器盖的支架上，外端与压盘铰接，内端处于自由状态。分离轴承压装在分离套筒上，分离套筒松套在从动轴的轴套上。分离拨叉是中部带支点的杠杆，内端与分离套筒接触，外端与拉杆铰接。

图1.1 离合器结构和工作原理示意图
1—曲轴 2—从动轴 3—从动盘 4—飞轮 5—压盘 6—离合器盖 7—分离杠杆 8—弹簧 9—分离轴承 10、15—复位弹簧 11—分离拨叉 12—踏板 13—拉杆 14—调节叉 16—压紧弹簧 17—从动盘摩擦片 18—轴承

离合器操纵机构由离合器踏板12、拉杆13、拉杆调节叉14及复位弹簧15等组成。离合器踏板中部铰接在车架(或车身)上，一端与拉杆铰接。它们装在离合器壳外部。
(1)接合状态 离合器处于接合状态时，踏板12(见图13.1)未被踩下，处于最高位置，分离套筒被回位弹簧10拉到后极限位置，分离杠杆7内端与分离轴承9之间存在间隙Ä(离合器自由间隙)，压盘5 在压紧弹簧16 作用下将从动盘压紧在飞轮上，发动机的转矩即经飞轮及压盘通过两个摩擦面传给从动盘，再经从动轴2传给变速器。
(2) 分离过程 需要分离离合器时，只要踏下离合器踏板，拉杆拉动分离叉，分离叉内端推动分离套筒、分离轴承首先消除离合器自由间隙Ä；然后推动分离杠杆内端向前移动，分离杠杆外端便拉动压盘向后移动，解除对从动盘的压紧力，摩擦作用消失，中断动力传递。
(3) 接合过程 当需要恢复动力传递时，缓慢抬起离合器踏板，分离轴承减小对分离杠杆内端的压力；压盘在压紧弹簧的作用下向前移动，并逐渐压紧从动盘，接触面间的压力逐渐增大，相应的摩擦力矩也逐渐增大。 当飞轮、压盘和从动盘接合还不紧密时，主、从动部分可以不同步旋转，即离合器处于打滑状态。随着飞轮、压盘和从动盘压紧程度的逐步加大，离合器主、从动部分转速也渐趋相等，直至离合器完全接合而停止打滑，结合过程结束。

2 离合器的结构方案设计
按离合器传递转矩方式的不同，主要可以分为摩擦式、电磁式、液力式、和综合式等类型。其中，电磁式离合器是靠本身的电磁力来传递转矩的，而液力式主要是靠液体之间的耦合作用进行传动的。
摩擦式离合器是一种依靠主、从动部件之间的机械摩擦来传递动力且能分离的装置，目前在各种汽车传动系中得到了广泛的应用。摩擦式离合器由主动部分（飞轮、离合器盖、压盘）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）、操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板、传动部分）等组成。摩擦式离合器的分类，按从动盘数分类可分为单片、双片、多片；按压紧弹簧的形式分类可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧、膜片弹簧；按弹簧布置形式分类可分为圆周布置、中央布置、斜向布置；按作用力方向分类可分为推式、拉式等等。
2.1 从动盘数的选择
单片离合器只设有一个从动盘，它的结构简单，轴向尺寸紧凑。这种离合器散热性能好，维修调整方便，并且从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底，当采用轴向有弹性的从动盘时可以保证接合平顺。在各种乘用车以及微型、轻型、中型客车与货车上，发动机的最大转矩一般都不大，因而在布置尺寸容许的条件下，大都采用单片离合器。
双片离合器有两个从动盘，与单片离合器相比，摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力也相应增大，而且结合更加平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，由于径向尺寸较小，因而踏板力也较小。但是这种结构存在一些缺点，如轴向尺寸较大，结构复杂；中间压盘通风散热性差，容易引起摩擦片过热而加快其磨损甚至烧坏；从动部分的转动惯量大容易造成换挡困难；分离行程大，不易彻底分离等。
多片离合器多为湿式，其摩擦片浸在油中工作，摩擦表面温度低，磨损小，使用寿命长且接合更加平顺、柔和。缺点是分离行程大，分离不彻底，特别是在低温情况下油粘度增加时更是如此；同时，多片离合器的轴向尺寸和从动部分转动惯量也较大。这类离合器主要应用在最大质量大于14T的商用车的行星齿轮变速器换挡机构中，目前在国外某些中型牵引车和自卸车上也得到应用。
经过分析比较，该设计是2T载货汽车，属于轻型汽车，所以在设计中考虑用单片离合器。
2.2 压紧弹簧的形式和布置形式选择
离合器压紧弹簧有圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等形式，压紧弹簧可采用圆周布置、中央布置和斜置布置形式。
周置弹簧离合器是将圆柱螺旋弹簧均匀布置在一个或者同心的两个圆周上。周置弹簧离合器的结构简单，制造方便，过去曾广泛应用于各种类型的汽车上。现在由于乘用车发动机转速的提高，在高转速离心力的作用下，周置弹簧易产生歪斜甚至严重弯曲鼓出而显著降低压紧力。另外由于弹簧靠在其定位座上，容易使接触部位严重磨损甚至出现弹簧断裂现象。因此现代乘用车多改用膜片弹簧离合器。但是在中型和重型货车上，周置弹簧离合器任然得到广泛应用。
中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或者一个圆锥螺旋弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心。中央弹簧的压紧力是通过杠杆放大而作用在压盘上的，由于在结构上可以选择较大的杠杆比，所以采用刚度较小的弹簧即可获得较大的压紧力，这也有利于减轻踏板力，使操作轻便。当摩擦表面磨损后，可以通过调整垫片或者螺纹对压盘的压紧力调整，使其恢复规定的压紧力。此外，中央弹簧与压盘不直接接触，因此压盘由于摩擦而产生的热量不会直接传给弹簧，不会使弹簧回火失效。采用圆柱螺旋弹簧作为压紧弹簧时，离合器的轴向尺寸一般较大；采用矩形断面的圆锥弹簧可以明显缩短轴向尺寸，但是结构复杂，制造比较困难，因而中央弹簧离合器多用于发动机转矩大于400-500N.m的重型汽车上，以减轻其操纵力。
斜置弹簧离合器的弹簧压力是斜向作用在传力套上，并通过压杆作用在压盘上。这种离合器与周置弹簧离合器和中央离合器相比，突出的优点是：在摩擦片磨损或者分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎保持不变，工作性能十分稳定，踏板力较小。这种结构设计方案多用于在最大质量大于14T的商用车上。
膜片弹簧离合器是一种由弹簧钢丝制成的具有特殊结构的蝶形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。膜片弹簧离合器与其他离合器相比有如下优点：
1.膜片弹簧具有较理想的非线性特征，弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变，因而在离合器的工作过程中能保持传递的转矩大致不变。
2.膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，因而结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目小，质量小。
3.膜片弹簧的安装位置对离合器的轴的中心线是对称的，平衡性好，高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能稳定。
4.膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，摩擦片接触良好，因而压力分布均匀，磨损均匀，也易于实现良好的通风散热，延长使用寿命。
但是膜片弹簧的制造工艺复杂，制造成本较高，对材质和尺寸精度要求高，其非线性弹性特征在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损等等。
由于本次设计是2T轻型货车，故决定采用周置圆柱螺旋弹簧作为压紧装置。
2.3 压盘的驱动方式
压盘在传递发动机转矩时和飞轮一同驱动从动盘转动，在离合器分离过程中能自由的作轴向移动。
压盘的驱动方式主要有凸块-窗空式、传力销式、键块式和弹性传动片式等。前三种驱动方式存在的共同缺点是在连接件之间存在间隙，因而在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动过程中会产生摩擦和磨损现象，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是近年来广泛采用的传力方式，其结构布置方案是沿圆周切向布置三组或者四组薄弹簧钢带传动片，传动片两端分别与离合器盖与压盘以铆钉或者螺栓连接。当发动机驱动时，传动片受拉；当拖动发动机时，传动片受压，传动片的弹性允许压盘作轴向移动。弹性传动片的驱动方式的优点是结构简单，平衡性好，压盘与飞轮对中性好，工作可靠且寿命长。缺点是反向承载能力较差，汽车反拖时容易折断传动片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。
综合比较，在本次设计中采用传动片式作为压盘的驱动方式。

3 离合器的基本参数及尺寸选择
摩擦离合器是靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可以表示为
（ a ）
式中，为静摩擦力矩；f为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.25~0.30；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数，是从动盘数目的两倍。在该设计中，f取0.3，Z取2。
假设摩擦片上工作压力均匀，则有
F= （ b ）
式中，为摩擦面单位压力，A为一个摩擦面的面积；D为摩擦片外径；d为摩擦片内径。
摩擦片的平均摩擦半径根据压力均匀的假设，可以表示为
= （ c ）
当d/D≥0.6时，可相当准确地由下式计算
=（D+d）/4 （ d ）
将式（ b ）、式（ c ）代入式 （ a ）得
（ e ）
式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在0.53~0.70之间
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，设计时应该大于发动机最大转矩，即
=βT （ f ）
式中，T为发动机的最大转矩；β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，β必须大于1。
由此可得出，离合器的基本参数主要有性能参数β和，尺寸参数D和d以及摩擦片厚度b。
3.1 离合器后备系数β的确定
后备系数β是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β时，应该考虑到以下几点：
(1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。
(2)要防止离合器滑磨过大。
(3)要能防止传动系过载。
显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，β不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些；货车总质量越大，β也应该选取得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应该大于单片离合器。
各类汽车β值的取值范围通常为：
轿车和微型、轻型货车 β=1.20~1.75
中型和重型货车 β=1.50~2.25
越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车 β=1.80~4.00
本次设计为2T载货汽车，属轻型货车，取β=1.50。
3.2 单位压力的确定
单位压力对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应该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，应该取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，应该取小些；后备系数较大时，可以适当增加。
当摩擦片采用不同材料时，按下列范围选取：
石棉基材料 =0.10~0.35MPa
粉末冶金材料 =0.35~0.60MPa
金属陶瓷材料 =0.70~1.50MPa
在该设计中，摩擦片材料选择是石棉基材料，故取0.20MPa。
3.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b
磨擦片外径是离合器的基本尺寸,它关系到离散合器的结构重量和使用寿命,它和离合器所需传递的转矩大小有一定的关系。显然，传递大的转矩，就需要有大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机的最大转矩（N·m）来选定D时，有下列公式，可作参考：

式中，系数A反映了不同结构和使用条件对D的影响，可参考下列范围：
小轿车A=47
一般载货汽车A=36（单片）或A=50（双片）
自卸车或使用条件恶劣的载货汽车A=19
在本设计中，A=36，=180N·m，发动机的额定功率=52.5Kw,
代入数据计算得D=223.6mm,根据表3.1离合器磨擦片尺寸系列和参数选取
D=225,d=150,h=3.5,c=d/D=0.667, =0.703，单面面积为221，由公式
计算得
==0.215MPa
=βT=1.5180=270N·m

表3.1 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB1457—74）
外径d/mm
160
180
200
225
250
280
300
325
350
内径d/mm
110
125
140
150
155
165
175
190
195
厚度h/mm
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
4
=d/D
0.687
0.694
0.700
0.667
0.589
0.583
0.585
0.557
0.540
1－
0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827
单位面积F/
106
132
160
221
302
402
466
546
678

4 离合器基本参数的优化
在设计离合器的时候，首先就是要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能；其次，在确定了基本参数以后，必然要对参数进行优化处理。---
1、设计变量
后备系数β可由式（ a ）和（ f ）确定，可以看出β取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。
单位压力可以由式（ b ）确定，也取决于F和D以及d。因此离合器基本参数的优化设计变量选为
[ ]=[F D d]
2、目标函数
离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为

3、约束条件
1）摩擦片的外径D（mm）的选取应该使最大圆周速度不超过65~70m/s，即
≤65~70m/s （ i ）
式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速（r/min）。
2）摩擦片的内外径比c应该在0.53~0.70范围内，即
0.53≤c≤0.70
3）为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围β为1.2~4.0，即
1.2≤β≤4.0
4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2约50mm，即
d＞2+50
5）为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即
（ j ）
式中，为单位摩擦面积传递的转矩（N·m/mm）；为其允许值（N·m/mm），按下表选取。
表4.1 单位摩擦面积传递转矩的许用值
6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围为0.10~1.50MPa，即
0.10 MPa≤≤1.50MPa
7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即
（ k ）
式中，ω为单位摩擦面积滑磨功（J/mm）；[ω]为其许用值（J/mm），对于轿车：[ω]=0.40J/mm，对于轻型货车：[ω]=0.33 J/mm，对于重型货车：[ω]=0.25 J/mm；W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可以根据下式计算
（ l ）
式中，为汽车总质量（kg）；为轮胎滚动半径（m）；为起步时所用变速器挡位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速（r/min），计算时货车取1500r/min。

5 圆柱螺旋弹簧的设计
压紧弹簧沿着离合器压盘四周布置时,通常都是圆柱螺旋弹簧.螺旋弹簧的两端压紧并磨平,如下图,这样可使弹簧的两端支承面较大.各圈受力均匀,且弹簧的垂直度偏差较小。

图5.1
为了保证离合器摩擦片上有均匀的压紧力，螺旋弹簧的树木一般不少于六个，而且应该随外径的增大而增加弹簧的数目。此外，在布置圆柱螺旋弹簧时，要注意分离杆的数目，是弹簧局部与分离杆之间。因此，弹簧的数目Z应该是分离杆数的倍数，即
Z=m·n
式中，m：任意正整数。
周置弹簧离合器所需要的弹簧数目i可以由表5-1选取。
表5.1 周置圆柱弹簧的数目
摩擦片外径（毫米）
弹簧数目
〉200
6
200~280
9~12
280~380
12~18
300~450
18~30
故取弹簧个数i=12。
此时每个弹簧工作压力=460N；
弹簧工作应力；
其中为弹簧圈平均直径，mm；
d为弹簧钢丝直径，mm；
为旋绕比，等于，一般取6~8；
为考虑剪力和弹簧曲率影响的校正系数，且；
离合器分离的时候弹簧压力达到最大值，因此弹簧最大应力为。
通常而言，离合器工作应力在700N/mm左右，最大不宜超过900N/mm，常用65Mn。
我们取=7；则=6/5。
根据机械设计手册第四版第三卷，选择材料为碳素弹簧钢丝，它的切变模量G=79GPa，弹性模量E=206GPa,选用C级。
初取钢丝直径d=4.5mm，此时它的抗拉极限强度b=1520MPa。
根据弹簧受载荷情况选择II类，由机械设计手册第四版第三卷表11-2-6知，压缩弹簧许用切应力p=0.4b=0.41520=608MPa，且由经验知=1.2p,由公式得，4.4mm；
按机械设计手册第四版第三卷表11-2-19取d=4.5；
此时=6d=27mm,按表11-2-9取D=25mm;
此时工作极限Pj=853.3N，工作极限载荷下的单圈变形量fj=3.293mm；
弹簧刚度可按K=确定，其中为离合器分离过程中弹簧的变形量，等于压盘行程，对于单片离合器，=1.7~2.6，计算时取=2.5mm，则K==36.8N/mm；
弹簧的有效圈数，其中G=79GPa，故n=3.52；
根据机械设计手册第四版第三卷表11-2-10取n=3.75圈；
因此总圈数=n+2=5.75圈；
工作极限载荷下的变形量Fj=nfj=3.753.293=12.35；
节距；
自由高度；
根据机械设计手册第四版第三卷表11-2-12取；
弹簧外径；
弹簧内径；
工作高度；
最大载荷时的高度；
螺旋角；
展开长度；

6 从动盘的结构选型和设计
6.1 从动盘结构介绍
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，由下图6.1可以看出，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和减振盘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，在从动片5和减振盘12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。
图6.1 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
6.2 从动盘设计
从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和花键毂等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，应满足如下设计要求：
1）转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。
2）应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减少磨损。
3）应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。
为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有：
1）在从动盘上开“T”形槽，外缘形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种结构主要应用在货车上。
2）将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接。由于波形片比从动片薄，故这种结构轴向弹性较好，转动惯量小，适宜于高速旋转，主要应用于轿车和轻型货车。
3）利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。这种结构弹性行程大，弹性特性较理想，可使汽车起步极为平顺。它主要应用于中、高级轿车。
4）将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。这种结构转动惯量大，但强度较高，传递转矩能力大，主要应用于货车上，尤其是重型货车。
对于此次设计，我们选择方法2。
离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：
1）摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。
2）有足够的机械强度和耐磨性。
3）密度要小，以减少从动盘转动惯量。
4）热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。
5）磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。
6）接合时应平顺而不生产“咬合”或“抖动”现象。
7）长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。
6.2.1 从动片的选择和设计
设计从动片时，为了减轻其重量，并使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。离合器从动盘转速的变化将引起惯性力，惯性使变速器换挡齿轮的轮齿间产生冲击或使变速器中的同步器装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减小转动惯量以减轻变速器换挡时的冲击，从动片一般都做得很薄，通常用1.3~2.0厚的钢板冲制而成。为了进一步减小从动片的转动惯量，有时将从动片外缘的盘形部分磨薄至0.65~1.0，使其质量分布更加靠近旋转中心。为了离合器接合平顺，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。这样，在离合器的接合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。
这里我们选择前面所述的方法2：将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接。从动片采用08钢板，氰化表面硬度HRC45，层深0.2~0.3mm，外径143，厚1.5，外缘磨薄至0.8；波形弹簧片采用65Mn钢板，热处理硬度HRC43~51，选用0.7厚，波形弹簧片压缩行程1.0，摩擦片厚3.5。
6.2.2 从动盘毂的设计
从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax按国标GB1144－74选取。
从动盘的轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0-1.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢（如35、45、40Cr等），并经调质处理。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，应淬火处理，对减振弹簧窗口及从动片配合，应进行高频淬火处理。
花键部分的强度验算主要是进行花键的侧面的挤压应力计算，一般可取需用挤压应力。
依据机械设计手册第四版第2卷，花键尺寸可以根据摩擦片外径与发动机最大转矩选择为：。
花键挤压强度校核公式：。
T为转矩，N.mm；
为各齿载荷不均匀系数，一般取0.7~0.8；
为齿数；
为齿的工作（配合）长度，mm；
为平均直径，mm，矩形花键；
D为矩形花键大径；
为齿的工作高度，矩形花键,其中C为倒角尺寸；
为许用挤压应力，MPa；
取倒角C=0.5，计算得：
所以，所选择的花键尺寸满足使用要求。
6.2.3 摩檫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：
（1）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。
（2）要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。
（3）要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好
（4）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
（5）磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面
（6）油水对摩擦性能的影响应最小
（7）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，其摩擦系数大约在0.3左右。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（可达0.5左右）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。
摩擦片与从动片的联接方式有铆接法和粘接法。铆接法一般是采用低碳钢铆钉铆接联接，其优点是工作可靠，磨损后更换摩擦片方便；粘接法优点是可以增大实际摩擦面积，增加磨损余量，摩擦片厚度利用率高，还具有较高的抗离心力和切向力的能力，缺点是摩擦片磨损后更换困难，而且从动盘难以装波形片，没有轴向弹性，在实际中还存在着工作可靠性问题。
故在本设计中选择铆钉铆接法。
6.2.4 扭转减振器的设计
（1）扭转减振器的结构、功用及工作原理
扭转减振器是串联在传动系中的一个弹性—阻尼装置，主要由弹性元件和阻尼元件等组成。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，降低传动系的共振载荷、非共振载荷及噪声，改善离合器的接合平顺性。
扭转减振器具有线性和非线性两种特性。单级线性减振器的弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛用于汽油机汽车中。当发动机为柴油时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击，从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。在扭转减振器中，另设置一组刚度较小的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声。此时可得到两级非线性特性：第一级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。图6.2为扭转减振器在从动盘中的装配关系和工作示意图。
（2）扭转减振器的主要参数及相关计算
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
1、极限转矩

图 6.2 扭转减振器的组成及工作示意图
（a）扭转减振器的组成；（b）不工作时；（c）工作时
1、10-摩擦片；2-波形弹簧片；3-从动片；4-减振摩擦片；
5-限位销；6-从动盘毂；7-调整垫片；8-减振弹簧；9-减振盘

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
=1.5×180=270N·m
式中，由前面算得；系数选择：货车取1.5，汽车取2.0。
2、扭转刚度
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。
设计时根据经验公式初选
≤13=13×270=3510N·m/rad
取=3500N·m/rad
3、阻尼摩擦转矩
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的消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。
==0.1×180=18N·m
4、预紧转矩
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
==0.08×180=14.4N·m
5、减振弹簧的位置半径
的尺寸应尽可能大些，一般取
==0.75×150/2=56.25mm
6、减振弹簧个数
可参考下表选择

表6.1 减振弹簧个数的选取

根据此表格选取=6。
7、减振弹簧总压力
当限位销与从动盘毂之间的