周置螺旋弹簧离合器设计说明书.doc

车辆与交通工程学院课程设计说明书

车辆与交通工程学院

课程设计说明书

设计类型 专业课程设计
设计题目 周置螺旋弹簧离合器设计
姓 名 施聪
学 号 121403130118
完成日期
指导教师

河南科技大学

目 录
第一章 离合器概述....................................................3
1.1离合器的基本组成和分类 ...........................................3
1.2 离合器的功用......................................................3
1.3离合器的工作原理..................................................3
1.4汽车离合器设计的基本要求..........................................4
第二章 离合器结构方案选取 ............................................5
2.1离合器设计的技术条件...............................................5
2.2离合器基本结构尺寸、参数的选择 ....................................5
2.2.1 离合器后备系数β.............................................5
2.2.2 离合器转矩容量Tc. ............................................5
2.2.3摩擦片尺寸...................................................6
2. 3单位压力的确定....................................................7
2. 4摩擦片的一些约束条件..............................................7
2. 4.1最大圆周速度的约束..............................................7
2. 4.2扭转减振器布置半径的约束........................................7
2.4.3单位摩擦面积传递的转矩的约束.................................8
2.4.4 单次接合的单位摩擦面积滑磨功的约束...........................8
第三章 离合器零部件的结构选型及设计计算...............................8
3.1 从动盘选型........................................................8
3.1.1 设计从动片.................................................9
3.1.2 从动盘毂....................................................10
3.1.3从动盘摩擦材料..............................................11
第四章 压盘和离合器盖.................................................11
4.1.压盘设计 .........................................................11
4.1.1压盘的几何尺寸的确定.........................................11
4.1.2压盘传动片的材料选择.........................................11
4.2离合器盖的设计....................................................11
第五章 离合器的分离装置..............................................12
5.1分离杆设计 .......................................................12
5.2 分离轴承及分离套筒 ..............................................13
第六章 圆柱螺旋弹簧设计..............................................13
6.1 结构设计要点.....................................................13
6.2 结构设计.........................................................13
6.3 弹簧的材料及许用应力.............................................13
6.4 弹簧的参数计算...................................................14
第七章 扭转减震器....................................................16
7.1扭转减震器的设计..................................................17
结论.................................................................20
参考文献.............................................................20

第一章 离合器概述
1.1离合器的基本组成和分类
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，它的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行使过程中，驾驶员可根据需要踩下离合器或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离或逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。一般由主动部分（飞轮、离合器盖、压盘）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）、分离机构（分离拉杆、分离叉、分离套筒、分离轴承、分离杠杆等）和操纵机构（离合器踏板）五大部分组成。 摩擦离合器按从动盘的数目分为：单片离合器和双片离合器；按压紧弹簧的结构形式分为：螺旋弹簧离合器和膜片弹簧离合器。

1.2 离合器的功用
离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。其主要作用；
①.汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；
②.在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；
③.限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；
④.有效地降低传动系中的振动和噪声。

1.3离合器的工作原理
离合器觉体来说应该由两部分组成：离合器和离合器操纵机构就摩擦式离合器本身而言，按其功能要求，结结构上应有下列几部分：主动件、从动件、压紧弹簧和分离杠杆。结构原理如下图：

图1-3 汽车摩擦式离合器结构简图

（a） 接合； （b） 分离
1-飞轮；2-从动盘总成；3-压盘；4-分离杆；5-分离套筒；6-离合器制动；7-离合器踏板；8-压紧弹簧；9-离合器盖；10-变速器第一轴（离合器输出轴）；11-分离拨叉及操纵连接杆

图中可以看到，压盘3、分离杆4和压紧弹簧8一起组装在离合器盖9内，俗称为离合器盖总成。盖总成通过螺栓安装到发动机飞轮上。飞轮1和压盘3为主动件，发动机的转矩通过这两个主动件输入。飞轮1和压盘3之间为从动盘总成2，它作为从动件通过摩擦接受由主动件传来的输入转矩，并通过其中间的从动盘毂花键输出转矩（由变速器第一轴10接受）。压紧弹簧8通过压盘3把从动盘总成紧紧压在飞轮上，形成工作压力。当发动机工作带动飞轮1和压盘3一道旋转时，通过压盘上压紧弹簧产生的工作压力所形成的摩擦力，带动从动盘总成旋转，完成转矩的输出。
离合器通常总是处于接合状态如图1-3（a）所示，当需要切断动力时，驾驶员通过踩踏离合器操纵系统中的离合器踏板7，并经过操纵传动杆系及分离拨叉11推动分离套筒5向前，消除间隙，使分离杆4绕其在离合器盖9上的支点转动，克服压紧弹簧8的工作压力，压盘3向后移动，从动盘总成2和压盘3脱离接触。离合器分离时的状态如图1-3（b）所示，此时，从动盘总成2不再输出转矩。分离套筒向左移时，在消除间隙后，输出轴10受到制动，转速很快下降。此种状况成为离合器制动，其目的是为了容易换挡。但这种离合器制动主要用在重型离合器上，一般离合器不一定采用。

1.4汽车离合器设计的基本要求
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.在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止过载。
②.接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。
③.分离时要迅速、彻底。
④.从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小
同步器的磨损。
⑤.应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。
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.操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。
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.具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。
⑩.结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。

第二章 离合器结构方案选取
2.1 离合器设计的技术条件
发动机基本参数如下：
型号：6G72
最大功率（kw/r/min）：118/5000
最大扭矩（nm/r/min: 240/2500
整车最大总质量：2000 kg
最高车速：140 km/h

2.2离合器基本结构尺寸、参数的选择
汽车上所用的摩擦离合器，一要传递发动机的转矩，二要靠它的滑磨使得汽车平稳起步，工作条件非常恶劣。所以在设计离合器时，要求它在所有情况下都能可靠的传递发动机的转矩另外还要有足够的使用寿命，这就要合理的选择离合器的结构尺寸和其设计参数。
在确定离合器的结构之后，要确定其基本尺寸参数，它们是：
摩擦片外径D
单位压力p
后备系数β
下列一些参数对上面参数的选择有很大的影响：
发动机的最大转矩Tmax
整车质量ma
传动系总的速比i0
变速器传动比和主减速器速比的积
车轮滚动半径rk
2.2.1 离合器后备系数β
后备系数β是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择β时，应从以下几个方面考虑：a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车β=1.2～1.75。
本设计是2吨乘用车离合器，参看有关统计质料“离合器后备系数的取值范围”（见下表2.2.1），结合设计实际情况，故选择β=1.2。
则有β可有表2.2.1查得 β＝1.2
车 型
后备系数β
乘用车及最大总质量小于6t的商用车
1.20～1.75
最大总质量为6～14t的商用车
1.50～2.25
挂车
1.80～4.00
表2.2.1　离合器后备系数的取值范围

2.2.2 离合器转矩容量Tc
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表示为
式中，β是离合器的后备系数 。

2.2.3摩擦片尺寸
摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。
当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩已知，适当选取后备系数β和单位压力P0，可估算出摩擦片外径。
发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩来确定D.
可由经验公式：
表2.2.3　直径系数KD
车 型
直径系数KD
乘用车
14.6
最大总质量为1.8～14t的商用车
单片离合器16～18.5
最大总质量大于14t的商用车
22.5～24.0

初取D后还需注意摩擦片尺寸系列化和标准化并且选取时选取尺寸应略大于计算尺寸可承受较大静摩擦力矩。
表2.2.4离合器尺寸选择参数表
摩擦片外径D/mm
发动机最大转矩Te max/N·m
单片离合器
双片离合器
重负荷
中等负荷
极限值
225
—
130
150
170
250
—
170
200
230
280
—
240
280
320
300
—
260
310
360
325
—
320
380
450
350
—
410
480
550
380
—
510
600
700
410
—
620
720
830
430
350
680
800
930
450
380
820
950
1100

按我国摩擦片尺寸的标准。所以综合表2.2.4各组数据，选择最佳的摩擦片外径D为300mm。
摩擦片内径d不作为一个独立的参数，它和外径D有一定的关系。
表2.2.5离合器摩擦片尺寸系列表
由表选d=175mm

对于摩擦片厚度h,我国已规定了三种规格: 3.2mm, 3.5mm , 4mm。
初选h=3.5mm
综上初选摩擦片参数为：
　　　　　　　　　　Ｄ＝300ｍｍ
　　　　　　　　ｄ＝175ｍｍ
　　　　　　　　ｈ＝3.5ｍｍ

2.3单位压力的确定
单独考虑p的大小对摩擦片摩擦损耗的影响没有意义。但是对于离合器，降低p就意味着要增加摩擦片面积，提高了允许磨耗，直接意义是提高了摩擦片的磨耗距离。所以p的大小在一定程度上反映了离合器的使用寿命p值小，寿命长p值大，寿命短。所以确定摩擦片上的单位压力p值大小，就要考虑到离合器本身的工作条件、摩擦片的直径大小、摩擦材料及其品质等因素。 当摩擦片的外径比较大的时候要适当降低摩擦面上的单位压力p。因为在其它条件不变时，摩擦片外径的增加会造成摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热严重，再加上整个零件尺寸较大，造成零件的温度梯度也大，零件受热不均匀。趋利避害单位压力p应随摩擦片的外径增加而降低实际上是降低pv值。
对于小轿车D＜230mm时，p约为0.25MPaD＞230mm时，p可由下式选取
对于载货车D=230mm时，p约为0.2MPa　D=380~480mm时p约为0.1MPa，考虑中间盘散热困难。
由于摩擦片采用的是有机材料作为基础的摩擦材料
所以
单位压力ｐ０在容许范围之内认为所选离合器的尺寸、参数合适。
2.4摩擦片的一些约束条件
2.4.1最大圆周速度的约束
摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度ＶＤ不超过65—70s

2.4.2扭转减振器布置半径的约束
d>2R０+50是为了保证扭转减振器的安装和其总刚度，这个由后面的扭转减振器安装半径决定，这里不作校核。
2.4.3单位摩擦面积传递的转矩的约束
单位摩擦面积传递的转矩的约束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。

2. 4.4 单次接合的单位摩擦面积滑磨功的约束
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，接合时单位面积滑磨功应小于其许用值．

m为汽车总质量(kg)
r为轮胎滚动半径(m)
ig为起步时所用变速器挡位的传动比
I0为主减速器传动比
ne为发动机转速(r/min)
参考同类车型取：乘用车n=2000r/min ,商用车n=1500r/min
I0=5.73 Ig=3.5
得：Wmax=13576.3J
W=0.146J/mm2 小于许用值，符合条件。
第三章离合器零部件的结构选型及设计计算
3.1 从动盘选型
从动盘分为两种结构形式，带扭转减振器的和不带扭转减振器。不带扭转减振器的从动盘结构简单，重量轻。但现在几乎所有的汽车上都采用带扭转减振器的从动盘，用以避免汽车传动系统的共振，并缓和冲力，减少噪声，延长传送系零件的。寿命，改善汽车行驶的舒适性，并保证汽车起步平稳。 不管从动盘是否带有减振器，它们都有从动片、摩擦片和从动盘毂3个基本组成部分。两者的不同之处在于不带扭转减振器的从动盘中从动片直接铆在从动盘毂上，而带扭转减振器的从动盘其从动片和从动盘毂之间却是通过减振弹簧弹性的连接在一起。
这里设计采用的是带有扭转减振器的从动盘。图3-1是离合器的各组成部件的模型图。

图3-1是离合器的各组成部件的模型图
在从动盘设计中考虑到以下问题：
1为了减少变速器换挡时齿轮间的冲击要使从动盘的转动惯量尽可能小 。
2为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布更均匀等，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从动盘应装有扭转减振器
4从动盘总成应具有足够的抗爆裂强度
3.1.1 设计从动片
要减轻从动片重量并使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以期得到最小的转动惯量。离合器从动盘转速的变化引起的惯性力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，所以为了减小转动惯量从动片一般都做得很薄。通常用1.3~2.0mm厚的钢板冲压而成。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0.65~1.0mm，这样其质量分布就更加靠近旋转中心。 为了使离合器接合平顺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就逐渐匀速增加。
具有轴向弹性的从动片有以下3种结构形式整体式弹性从动片、分开式弹性从动片和组合式弹性从动片。
在本设计中，因为设计的是型轿车的离合器，故可以采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300㎜，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。
1从动片 2摩擦片 3铆钉

3.1.2 从动盘毂
发动机转矩是从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式，目前都采用齿侧定心的矩形花键。花键之间为动配合，这样，在离合器分离和结合过程中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动。 为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动不产生歪斜，影响离合器的彻底分离，从动盘毂的轴向长度不宜过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在艰难情况下工作的离合器，其盘毂的长度更大，可达花键外径的1.4倍。
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，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合，应进行高频处理。

从动盘毂花键尺寸选择根据GB1144－1974选定从动盘毂花键尺寸系列表3－1选取

尺寸入下:从动盘外径D＝300mm花键齿数n＝10，花键外径D′＝40mm，花键内径d′＝32mm，齿厚b＝5mm，有效长度l＝40mm，挤压应=σ10.7MPa。
花键选取后应进行挤压应力σj（MPa）强度校核：

式中，z为从动盘毂的数目；其余参数见表。
则由公式校核得：
σj=10.6MPa<[σj]=18.3 MPa。

所以，所选花键尺寸能满足使用要求.
3.1.3从动盘摩擦材料
离合器摩擦片在离合器接合过程中滑磨严重在相对很短的时间内会产生大量的热,因此要求摩擦片具有一定的综合性能:
1.工作时间内要有相对较高的摩擦系数。
2.在整个工作寿命周期内应维持其摩擦特性。
3.在短时间内能吸收相对高的能量。
4.能承受较高的压盘作用载荷。
5.能抗高转速下大的离心力载荷而不破坏。
6.在传递发动机转矩时有足够的剪切强度。
7.具有小的转动惯量材料加工性能良好。
8.在整个正常工作过程中，和对偶材料压盘、飞轮等都要有良好的兼容摩擦性能 。
9.具有优良的性能、价格比不会污染环境。
近年来摩擦材料的种类增长极快。挑选摩擦材料的原则是：满足较高性能的标准、成本最小、考虑替代石棉。 现在，在我国离合器的摩擦材料中，多数还是以石棉为基础的材料编织而成。但是为了获得更好的耐磨性，耐热性，抗拉强度并减小从动盘的转动惯量。这里选用比石棉更轻的有机摩擦材料。
摩擦片尺寸根据离合器基本参数确定外径D=300mm内径d=159mm。
第四章 压盘和离合器盖
4.1 压盘设计
压盘的设计包括传力方式的选择及其几何尺寸的确定以及强度校核。
1.压盘传力方式
压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一同带动从动盘转动，所以它应和飞轮连接在一起。但压盘在离合器分离过程中应能作自由的轴向移动。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。
4.1.2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,故压盘外径D=300㎜ ,压盘内径d=150㎜
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24㎜
4.1.3压盘传动片的材料选择
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，其摩擦表面的光洁度不低与1.6。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，工作表面光洁度取为1.6。
4.2离合器盖的设计
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：
（1）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。
（2）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。
（3）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.
第五章 离合器的分离装置
5.1分离杆设计 
1.分离杠杆结构型式
在离合器分离和接合过程中踏板与压盘之间运动的最后环节为分离杆。周置螺旋弹簧离合器的分离杆数目采用3~6个。
2.分离杠杆的结构
a.分离杠杆应具有足够的刚度,以免分离时杆件弯曲变形过大,降低离合器操纵机构的传动效率,减小了压盘行程,使分离不彻底,分离杆中加入加强板。
b.应使分离杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干涉。分离离合器时压盘沿其轴线做平行移动分离杆与压盘的铰接点也跟着压盘一起平移。与此同时这个铰接点还必须绕分离杆的中间支点做圆弧运动。显然同一个点同时要做两个运动是不可能的这就是所说的运动干涉现象。
综上所以采用摆动块式的分离杆。
3.数量、选材和尺寸
分离杆材料和热处理：
分离杆由低碳钢板,08钢或由中碳钢,35号钢,锻造而成。为了提高耐磨性能，表面进行氰化处理，层深0.150.3mm硬度为HRC58--63。 分离杆的尺寸的杠杆比取分i=5 ，
分离杆数量选3个 。取分离杆、压盘的铰接点与分离杆、离合器盖的铰接点的距离f=10mm ，分离杆、离合器盖的交接点与摆动块之间的距离e=50mm 。
5.2 分离轴承及分离套筒
分离轴承在工作过程中主要承受轴向力。在分离离合器时由于分离轴承的旋转，在离心力的作用下，它同时还受到径向力。所以在离合器采用的分离轴承主要有两类，径向推力轴承和推力轴承，径向推力轴承适用于高速、低轴向负荷的情况。推力轴承则适用于低速、高轴向负荷的情况。 在以往的设计中，分离轴承的内圈通常配在铸造的分离套筒上，而分离套筒则装在变速器第一轴轴承盖套管的外轴径上，可以自由移动，分离离合器时轴承内座圈不动，外座圈旋转。在离合器处于接合状态时，分离轴承的端面与分离杆的内端之间应留有间隙=3~4mm，以便在摩擦片磨损的情况下，分离杆内端后退而不致妨碍压盘继续压紧摩擦片，以保证可靠地传递发动机转矩。这个间隙反映在踏板上为一段自由行程。现今离合器操纵中常装有间隙自动调整装置，则δ=0踏板自由行程可减小。由于现今大多数发动机转速超过6000min/r离心力造成的径向力很大，因此，汽车离合器分离轴承广泛采用了角接触式的径向推力球轴承，并把它做成全密封、充满耐高温的锂基润滑脂的轴承，而且把传统的由轴承外圈转动变成由轴承内圈转动。这些结构措施使轴承的使用寿命更长并免维护。
由于本设计选用的发动机最高转速较低，所以还是选用标准推力轴承，根据花键尺寸选取51113，内径65mm，外径90mm，平面座型推力轴承。
第六章 圆柱螺旋弹簧设计
6.1 结构设计要点
压紧弹簧沿着离合器压盘圆周布置时通常都用圆柱螺旋弹簧。螺旋弹簧的两端拼紧并磨平这样两端支承面较大，各圈受力均匀，且弹簧垂向的垂直偏差较小。为了使离合器摩擦片上有均匀的压紧力，螺旋弹簧的数目一般多于6个，而且应该随着摩擦片的外径的增大而增加弹簧数量。在布置圆柱螺旋弹簧时，要注意分离杆的数目，使弹簧均匀分布于分离杆之间。因此弹簧的数目Z应该是分离杆数n的倍数。
6.1.2 结构设计
由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧是圆柱螺旋弹簧。
本次设计的周布式弹簧离合器采用的压紧弹簧是圆柱螺旋弹簧。在设计螺旋弹簧的时候，螺旋弹簧的两端必须保证平整却螺旋弹簧一二圈之间没有间隙，每一端需保证有一圈是齐平的，这样可以增加螺旋弹簧与压盘和离合器盖的接触面积。也能保证弹簧工作时各圈的受力均衡，而却不会倾斜。螺旋弹簧是周布在压盘上的，而却弹簧的数目通常不少于6个。但是如果摩擦片的外径很大的话，螺旋弹簧的数目就必须增加而却是分离杆的整数倍,。具体的关系见表6.1.2，这样可以使离合器摩擦片上有均匀的压紧力。
表6.1.2 周置圆柱弹簧的数目
摩擦片外径
螺旋弹簧数目
<200
6
200~280
9~12
280~380
12~18
380~450
18~30

在本设计中根据摩擦片外径D=300mm,取螺旋弹簧数Z=10。
6.3 弹簧的材料及许用应力
周布弹簧离合器的弹簧钢丝直径不大，通常在4mm左右，工作环境的温度也在正常状态下，所以它的材料一般选用65Mn钢、碳素弹簧钢等。弹簧材料的许用应力对于碳素和硅锰钢其推荐许用应力一般为约为。离合器的压紧弹簧的直径较小则用冷卷法制成。但是一般都不会做淬火处理，用低温回火来消除内应力就行了。本设计选用65Mn钢。
6.4 弹簧的参数计算

每一个弹簧的工作压力P
设计圆柱螺旋弹簧时，应根据摩擦片的外径D选定弹簧数目Z，并根据离合器工作的总压力，确定每一个弹簧的工作压力P：

式中：
为工作总压力，N
Z为离合器压簧数目。
通过下式计算工作总压力：
2425 N
每个弹簧的工作压力：P = 202.2 N
6.1.4离合器弹簧数据表：

由6.1.4离合器弹簧数据表的单个弹簧参数如下：
根据p=202N 选择下面一组数据
工作压力P=390N 弹簧外径D=27mm 钢丝直径d1=3.75mm
工作高度H=40mm 自由高度H0=58mm 总圈数n=4
弹簧刚度K=22.0N/mm 最大应力=554MPa 弹簧指数6.2
当C=6.2时 曲度系数K'=1.24
对于此弹簧数据的校核
弹簧的附加变形量Δf/mm
对于单片离合器；对于双片离合器。
本设计取。
弹簧最大负荷Pmax/N
通过验算可知满足强度要求。
第七章 扭转减震器
7.1扭转减震器的设计
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。
1.极限转矩
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：
(N·m)
2.扭转刚度
扭转刚度是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,需要加在从动片上的转矩为：

式中：
C：弹簧刚度　　
Z：弹簧数目　　
R1：减震器弹簧分布半径
设计时可按经验来初选是
≤13=4680 (N·m)
可知：=4680(N·m)
3.阻尼摩擦转矩
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，通过计算与实践表明一般可按下式初选：

取　
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：
＝(0.05--0.15)Temax=24 N·m
5.减振弹簧的位置半径R1
R1的尺寸应尽可能大些，一般取

式中，d为离合器摩擦片的内径。
由于摩擦片的内径要满足
结合两个条件，取R1=55mm
6.减振弹簧个数
表7.1 减振弹簧数目参考表
摩擦片外径D/mm
225-250
250--325
325--350

>350

减震弹簧数目
4-6
6--8
8--10
>10

取Z=6

7.扭转减振器减振弹簧的总压力
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：=360N·m
代入，得：=6530.6N
每个弹簧工作压力 ：P=/z =1088.4N
8.限位销直径
限位销直径按结构布置选定，一般=9.5～12mm，本设计取=11
9.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一些，如图所示。

图7.2 从动盘窗口尺寸简图

一般推荐A1-A=a=1.4～16mm。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a=1.5mm，A=25mm，A1=26.5
10.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：一般由结构布置决定，通常选取=11～15左右。本设计选取=12。
弹簧钢丝直径：

式中：扭转许用应力=550～600MPa，D1算出后应该圆整为标准值，一般为
3～4mm左右。代入数值，得=3.82mm，符合上述要求。

减振弹簧刚度：
=257.85N/mm

减振弹簧的有效圈数：
=

式中：
G为材料的扭转弹性模数，对钢G=83000N/mm2，代入数值，
得：=7.05
减振弹簧的总圈数=9.05。
减振弹簧在最大工作压力P时最小长度：
=37.82mm

式中：
=0.382为弹簧圈之间的