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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計
摘 要
離合器裝在發(fā)動機與變速器之間，汽車從啟動到行駛的整個過程中，經(jīng)常需要使用離合器。它的作用是使發(fā)動機與變速器之間能逐漸接合，從而保證汽車平穩(wěn)起步；暫時切斷發(fā)動機與變速器之間的聯(lián)系，以便于換檔和減少換檔時的沖擊；當(dāng)汽車緊急制動時能起分離作用，防止變速器等傳動系統(tǒng)過載，起到一定的保護(hù)作用。
所設(shè)計的離合器是膜片彈簧離合器，此設(shè)計說明書詳細(xì)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，按照離合器系統(tǒng)的設(shè)計步驟和要求，對摩擦片外徑的確定，離合器后備系數(shù)的確定，單位壓力的確定,以及從動盤設(shè)計包括從動片設(shè)計和從動盤轂設(shè)計，主動部分的設(shè)計，包括壓盤、離合器蓋設(shè)計、彈性傳動片設(shè)計，其中離合器蓋的設(shè)計只是簡單的設(shè)計，操縱機構(gòu)的設(shè)計是大體上計算出踏板的行程、踏板力，是否符合人體工程學(xué)要求。
關(guān)鍵詞：離合器；設(shè)計；膜片彈簧；從動盤；壓盤；摩擦片
ABSTRACT
The coupling installs between the engine and the transmission gearbox, the automobile from the start to the travel entire process, needs to use the coupling frequently. Its function is causes between the engine and the transmission gearbox can join gradually, thus guaranteed that the automobile starts steadily; Shuts off between the engine and transmission gearbox's relation temporarily, is advantageous shifts gears and reduces shifts gears the time impact; When automobile emergency brake can play the separation role, prevents transmission systems and so on transmission gearbox to overload, plays certain protective function.
The clutch designed is diaphragm spring clutch, the design manual detailed the process of the diaphragm spring clutch designing of light vehicle structure, including parameter selection and calculation process, the determination of friction plate diameter, back-up clutch coefficient determination unit to determine the pressure, as well as the follower plate follower piece design includes the design and the design of the driven wheel disc, part of the design of the initiative, including the pressure plate, Clutch cover design, flexible drive chip design, which covered the design of the clutch is a simple design, is designed to manipulate the whole body out of the trip pedal, pedal power, with the ergonomic requirements. reverse the shock absorber of the coil spring design.
Key words：Clutch; Design；Diaphragm Spring; Driven Plate; Pressure Plate; Friction Disc.
II
第1章 緒 論
1.1 離合器的設(shè)計要求
離合器是設(shè)置在發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞機構(gòu)，其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞，保證汽車平穩(wěn)地起步；保證傳動系換檔時工作平穩(wěn)；限制傳動系所能承受的最大扭矩，防止傳動系過載。
為了保證離合器具有良好的工作性能，設(shè)計離合器應(yīng)滿足在任何條件下行駛，既能可靠的傳遞的發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備,有能防止傳動系過載，接合時要完全，平順，柔和，保證汽車起動時沒有抖動和沖擊，分離時要迅速，徹底，從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換擋時的變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減少同步器的磨損；應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)能力，以保證工作時的溫度不致過高，延長其使用壽命；應(yīng)能避免和衰減傳動系的扭轉(zhuǎn)與振動，并且具有吸收振動，緩和沖擊和降低噪聲的能力；操縱輕便，準(zhǔn)確，以減輕駕駛員的疲勞。作用在從動盤的總壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能；具有足夠的強度與動態(tài)平衡，以保證其工作可靠，使用壽命長；結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝，維修，調(diào)整方便等要求。
1.2 離合器的工作原理
當(dāng)離合器工作時，發(fā)動機飛輪是離合器的主動部件，帶有摩擦片的從動盤和從動盤轂借滑動花鍵與變速器第一軸（離合器從動軸）相連。壓緊彈簧將從動盤緊在飛輪端面上。發(fā)動機轉(zhuǎn)矩即靠飛輪與從動盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動盤上，在由此經(jīng)過變速器的第一軸和傳動系統(tǒng)中一系列部件傳給驅(qū)動輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉(zhuǎn)矩也越大。
由于汽車在行駛過程中需經(jīng)常保持動力傳遞，而中斷傳動只是暫時的需要，所以汽車離合器的主動部分和從動部分應(yīng)經(jīng)常處于接合狀態(tài)。摩擦副之間采用彈簧作為壓緊裝置即是為了適應(yīng)這一要求。欲使離合器分離時，只要踩下操縱機構(gòu)中的離合器踏板，套在從動盤轂環(huán)槽中的撥叉便撥動從動盤，克服壓緊彈簧的壓力向右移動而與飛輪分離，摩擦副之間的摩擦力消失，從而中斷了動力傳遞。
當(dāng)需要重新恢復(fù)動力傳遞時，為使汽車速度和發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化比較平穩(wěn)，應(yīng)該適當(dāng)控制放松離合器踏板的速度，使從動盤在壓緊彈簧的壓力作用下向左移動，與飛輪恢復(fù)接觸，二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應(yīng)的摩擦力矩也逐漸增加。當(dāng)飛輪和從動盤接合還不緊密，摩擦力矩比較小時，二者可以不同步旋轉(zhuǎn)，即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪和從動盤接合緊密程度的逐步增大，二者的轉(zhuǎn)速也漸趨相等。直到離合器完全接合而停止打滑時，汽車速度才與發(fā)動機轉(zhuǎn)速成正比。
摩擦離合器所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩取決于摩擦副間的最大靜摩擦力矩，而后者又取決于摩擦間的壓緊力、摩擦因數(shù)以及摩擦面的數(shù)目和尺寸。因此，對于結(jié)構(gòu)一定的離合器來說，最大靜摩擦力矩是一個定值。當(dāng)輸入轉(zhuǎn)矩達(dá)到此值時，則離壓合器出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，因而限制了傳給傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)矩，以防止超載。
由上述工作原理可以看出，摩擦離合器主要由主動部分、從動部分、壓緊機構(gòu)和操縱機構(gòu)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)，而離合器的操縱機構(gòu)主要是使離合器分離的裝置。
在保證可靠的傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的前提下，離合器的具體結(jié)構(gòu)應(yīng)能滿足主、從動部分分離徹底，接合柔和，從動部分的轉(zhuǎn)動慣量要盡可能小，散熱良好，操縱輕便，良好的動平衡等基本性能要求。
1.3 離合器的研究內(nèi)容
早期的離合器結(jié)構(gòu)尺寸大，從動部分轉(zhuǎn)動慣量大，引起變速器換檔困難，而且這種離合器在結(jié)合時也不夠柔和，容易卡住，散熱性差，操縱也不方便，平衡性能也欠佳。本次設(shè)計的目的是克服上述困難，使離合器的尺寸減小，便于安裝盒布置；減小從動部分的轉(zhuǎn)動慣量，保證換擋容易，使用起來效果更好，而且具有穩(wěn)定性好、操縱方便等優(yōu)點。膜片彈簧離合器，它的轉(zhuǎn)矩容量大且較穩(wěn)定，操縱輕便，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。
本設(shè)計是設(shè)計膜片彈簧離合器，在設(shè)計中確定出結(jié)構(gòu)方案，再對離合器的各基本參數(shù)進(jìn)行選擇計算，設(shè)計出各零件，最終設(shè)計出適用于輕型貨車的離合器。
第2章 離合器的主要參數(shù)選擇
現(xiàn)代各類汽車上應(yīng)用最廣泛的離合器是干式盤形離合器，可按從動盤數(shù)目不同、壓緊彈簧布置形式不同、壓緊彈簧結(jié)構(gòu)形式不同和分離時作用力方向不同分類。
2.1設(shè)計參數(shù)和結(jié)構(gòu)要求
選定車型的參數(shù)在表2.1中有詳細(xì)描述。
表2.1 選定車型的參數(shù)
名稱
參數(shù)
發(fā)動機最大功率
75Kw
發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速
170 N.m/4500r/mm
整備質(zhì)量
4325kg
主減速比
6.17
變速器低檔傳動比
5.913
在離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計時必須綜合考慮以下幾點：
（1）保證離合器結(jié)合平順和分離徹底；
（2）離合器從動部分和主動部分各自的連接形式和支承；
（3）離合器軸的軸向定位和軸承潤滑；
（4）運動零件的限位，離合器的調(diào)整。
2.2 從動盤數(shù)的選取
對乘用車和最大總質(zhì)量不超過6t商用車而言，發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩一般不大，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設(shè)有一個從動盤，本設(shè)計選取單片干式摩擦離合器，因為這種結(jié)構(gòu)的離合器結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉(zhuǎn)動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤結(jié)合平順，廣泛用于轎車及微、中型客車和貨車上，在發(fā)動機轉(zhuǎn)矩不大于1000N.m的大型客車和重型貨車上也有所推廣。
2.3 壓緊彈簧的結(jié)構(gòu)形式及布置
離合器的壓緊彈簧布置有：沿圓周布置、中央布置、和斜置等布置形式。本設(shè)計所選取的是膜片彈簧離合器。
作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼沖壓成的，具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜片，且自其小端在錐面上開有許多徑向切槽，以形成彈性杠桿，而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側(cè)有支承圈，而后者借助于固定在離合器蓋上的一些（為徑向切槽數(shù)目的一半）鉚釘來安裝定位。當(dāng)離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支承圈則壓膜片彈簧使其產(chǎn)生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧幾乎變平，圖2.1描述了膜片彈簧離合器的工作原理，同時在膜片彈簧的大端對壓盤產(chǎn)生壓緊力使離合器處于結(jié)合狀態(tài)。當(dāng)離合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧壓前支承圈并以其作為支點發(fā)生反錐形的轉(zhuǎn)變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤移到膜后移使離合器分離。膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此設(shè)計摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎不變，且可以減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的，因此其壓緊力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器結(jié)構(gòu)大為簡化，零件數(shù)目減少，質(zhì)量減小并顯著縮短了軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，摩擦均勻，也易于實現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱等。
（a）自由狀態(tài)； （b）壓緊狀態(tài)； （c）分離狀態(tài)
圖2.1 膜片彈簧離合器的工作原理圖
膜片彈簧的安裝有正裝和反裝。正裝應(yīng)用于壓式操縱機構(gòu)，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內(nèi)端的分離指處是承受壓力。反裝應(yīng)用于拉式操縱機構(gòu)，將支承圈在膜片彈簧的大端附近，原理如圖2.2（b）,使結(jié)構(gòu)簡化，零件減少、裝拆方便；膜片彈簧的應(yīng)力分布也得到改善，最大應(yīng)力下降；支承圈磨損后仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的自由行程不受影響。而在壓式結(jié)構(gòu)中支承圈的磨損會形成間隙而增大踏板的自由行程，原理如圖2.2（a）,設(shè)計選用壓式操縱機構(gòu)，即膜片彈簧正裝。
（a） 一般壓式操縱 （b） 拉式操縱
圖2.2 拉式操縱機構(gòu)與壓式操縱機構(gòu)的原理
2.4 壓盤的驅(qū)動方式
壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時它和飛輪一起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，在不傳遞扭矩時，又應(yīng)能夠與從動盤脫離接觸，所以這種連接應(yīng)允許壓盤在離合器分離過程中能自由的作軸向移動。
壓盤與飛輪的連接方式或驅(qū)動方式有：凸塊—窗孔式、傳力銷式、鍵式以及彈性傳動片式等多種。如圖2.3,近年來廣泛采用彈性傳動片式。因為其他方式有一個共同的缺點，即連接之間有間隙。這樣在傳動時將產(chǎn)生沖擊和噪聲，甚至可能導(dǎo)致凸塊根部產(chǎn)生裂紋而造成零件的早期破壞。另外，在離合器分離時，由于零件間的摩擦將降低離合器操縱部分的傳動效率。
彈性傳動片是由薄彈簧鋼沖壓而成（見圖2.4e），其一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，且一般用3~4組（每組2~3片）沿圓周切向布置以改善傳動片的受力狀況，這時，當(dāng)發(fā)動機傳動片時受拉，當(dāng)由車輪滑行時反轉(zhuǎn)受壓。這種利用傳動片驅(qū)動壓盤的方式不緊消除了上述缺點，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。所以該離合器采用彈性傳動片。
a— 凸塊窗孔式； b—鍵齒式；c—傳力銷式；d—鍵槽—指銷式；e—彈性傳動片式
圖2.3 壓盤的驅(qū)動方式
2.5 分離軸承的類型
分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成。分離軸承在工作中主要承受軸向力，在分離離合器時由于分離軸承旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生離心力，形成其徑向力。故離合器的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承兩種。前者適合于高速低軸向負(fù)荷，后者適合于相反情況.常用含潤滑油脂的密封止推球軸承;小型車有時采用含油石墨止推滑動軸承。分離軸承與膜片彈簧之間有沿圓周方向的滑磨，當(dāng)兩者旋轉(zhuǎn)中不同心時也伴有徑向滑磨。為了消除因不同心導(dǎo)致的磨損并使分離軸承與膜片彈簧內(nèi)端接觸均勻，膜片彈簧離合器廣泛采用自動調(diào)心式分離裝置結(jié)構(gòu)原理如圖2.4。它有旋轉(zhuǎn)軸承，軸承罩，波形片簧如圖2.4中2，它由厚約為0.7㎜的65Mn鋼帶制成，油淬、模內(nèi)回火度HRC43～51）及分離套筒組成。由于軸承與套筒間都留有足夠徑向間隙以保證分離軸承相對于分離套筒可以徑向移動1mm左右，所以當(dāng)膜片相對分離套筒有偏斜時，由于波形片簧能夠產(chǎn)生變形，允許分離軸承產(chǎn)生相對的偏斜，以保證膜片彈簧仍能被均勻的壓緊，也防止了膜片彈簧分離指處的異常磨損并減少了噪音。另外由于分離指與直徑較小的軸承內(nèi)圈接觸，則增大了膜片彈簧的杠桿比。
分離套筒支撐著分離軸承并位于變速器第一軸軸承蓋的軸頸上，可以軸向移動。分離器結(jié)合后，分離軸承與分離杠桿之間一般有3~4mm間隙，以免在摩擦片磨損后引起壓盤壓力不足而導(dǎo)致離合器打滑使摩擦片以及分離軸承燒壞。此間隙使踏板有段自由行程。有的轎車采用無此間隙的內(nèi)圈恒轉(zhuǎn)式結(jié)構(gòu)，用輕微的油壓或彈簧力使分離軸承與杠桿端（多為膜片彈簧）經(jīng)常貼合，以減輕磨損和減少踏板行程。本設(shè)計采用自動調(diào)心分離軸承，其結(jié)構(gòu)如圖2.4所述。
1—分離軸承；2—波形彈簧；3—分離軸承罩；4—分離套筒
圖2.4 動調(diào)心軸承裝置
2.6 本章小結(jié)
本章根據(jù)車型的參數(shù)，對離合器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行選擇，包括從動盤數(shù)目干濕的選擇，壓緊彈簧的分布形式選擇，壓盤的驅(qū)動方式，分離軸承的類型等。
第3章 離合器基本參數(shù)的確定
本章主要是對離合器的結(jié)構(gòu)參數(shù)，如摩擦片內(nèi)外徑、后備系數(shù)單位工作壓力等進(jìn)行計算與確定，從而得到與符合設(shè)計的離合器參數(shù)。
3.1 離合器基本參數(shù)的確定
離合器的基本參數(shù)主要有性能系數(shù)和單位壓力P,尺寸D、d和摩擦片厚度以及結(jié)構(gòu)參數(shù)摩擦片面數(shù)Z和摩擦因數(shù)f等組成。
3.1.1 后備系數(shù)的選取
后備系數(shù)是離合器設(shè)計中的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度，同時它有助于減少汽車起步時的滑磨，提高了離合器的使用壽命。但為了離合器的尺寸不致過大，減少傳遞系的過載，使操縱輕便等，后備系數(shù)又不宜過大。在開始設(shè)計離合器時一般是參照統(tǒng)計質(zhì)料，并根據(jù)汽車的使用條件，離合器結(jié)構(gòu)形式等特點，初步選定后備系數(shù)。
汽車離合器的后備系數(shù)的推薦值：
乘用車及最總大質(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。
本設(shè)計的是輕型載重貨車用離合器，根據(jù)其質(zhì)量與后背功率選定其后備系數(shù)=1.5。
3.1.2 單位壓力的確定
單位壓力P決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應(yīng)考慮離合器的共走條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。
離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣,單位壓力P較小為好。當(dāng)摩擦片的外徑較大時也要適當(dāng)降低摩擦片摩擦面上的單位壓力P。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P應(yīng)隨摩擦片外徑的增加而降低。
根據(jù)初選=1.50運用公式（3.1）可以校核單位壓力P：
T=PD(1－) （3.1）
式中：Z對單片離合器取2；
為摩擦系數(shù)，可取=0.25；
代入相關(guān)數(shù)據(jù)則得：P=0.209MP。
又由表3.1中的查得：石棉基材料（在后面設(shè)計中，摩擦片材料選擇石棉基材料）單位壓力[p]=0.15~0.25Mpa，也即是摩擦面上的單位壓力P＜[P],沒有超出允許范圍。因此上述各基本結(jié)構(gòu)參數(shù)合適。
表3.1 摩擦片單位壓力的取值范圍
摩擦片材料
單位壓力 /Mpa
石棉基材料
模壓
0.15~0.25
編織
0.25~0.35
粉末冶金材料
銅基
0.35~0.50
鐵基
金屬陶瓷
0.70~1.50
3.1.3 摩擦片外徑、內(nèi)徑及厚度的確定
摩擦片的外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質(zhì)量和使用壽命有決定性的影響。
在確定外徑時，可以根據(jù)以下經(jīng)驗公式（3.2）計算出：
D=100 （3.2）
式中:D——摩擦片外徑，mm；
T——發(fā)動機最大扭矩，N.m；
A——和車型及使用條件有關(guān)的常數(shù)。
將數(shù)據(jù)：T=170N.m，貨車單片摩擦離合器A=46,代入式（3.1），則得：D=229.97mm。
根據(jù)離合器摩擦片的標(biāo)準(zhǔn)化，系列化原則，由表3.2“離合器摩片尺寸系列和參數(shù)”獲得有關(guān)摩擦片內(nèi)外徑的標(biāo)準(zhǔn)尺寸：
外徑D=225㎜，徑d=150mm厚度h=3.5mm內(nèi)徑與外徑比值C′=0.667。
表3.2 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)
外徑D/㎜
160
180
200
225
250
280
300
325
350
380
405
430
內(nèi)徑d/㎜
110
125
140
150
155
165
175
190
195
205
220
230
厚度/㎜
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
4
4
4
4
=d/D
0.687
0.694
0.700
0.667
0.589
0.583
0.585
0.557
0.540
0.543
0.535
0.532
1－
0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827
0.843
0.840
0.847
單位面積/
106
132
160
221
302
402
466
546
678
729
908
1037
3.1.4 摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)和離合器間隙的選擇
摩擦片的摩擦因數(shù)取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。本設(shè)計采用石棉纖維編織，摩擦因數(shù)=0.25。
摩擦面數(shù)Z為離合器從動盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩的大小及結(jié)構(gòu)尺寸。本設(shè)計為單片離合器設(shè)計，所以摩擦面數(shù)Z=2。
離合器間隙△t是指離合器處于正常接合狀態(tài)，分離套筒被回位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內(nèi)端之間留有的間隙，該間隙一般為3~4mm。
3.2 本章小結(jié)
本章根據(jù)公式計算出摩擦片的內(nèi)外徑尺寸，由標(biāo)準(zhǔn)尺寸表中選出合適的尺寸。同時對離合器的后備系數(shù)、單位壓力、摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)等進(jìn)行選取和計算，找出適用于離合器的參數(shù)。
第4章 離合器從動盤設(shè)計
離合器從動盤是離合器的從動部分，與變速器輸入軸相連，動力最終經(jīng)過從動盤傳到變速器輸入軸上。從動盤對離合器的工作性能有著很重要的作用，是離合器不能缺少的一部分。
4.1從動盤結(jié)構(gòu)總成和設(shè)計
從動盤是離合器的從動部分，主要由摩擦片，從動片，從動盤轂等組成。圖4.1具體說明了離合器從動盤的結(jié)構(gòu)，由下圖4.1可以看出，摩擦片1，10分別用鉚釘鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片3用限位銷5和減振盤9鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在一起了。在從動片3和減振盤9上圓周切線方向開有6個均布的長方形窗孔，在在從動片和減振盤之間的從動盤轂6法蘭上也開有同樣數(shù)目的從動片窗孔，在這些窗孔中裝有減振彈簧8，以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片4。當(dāng)系統(tǒng)發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉(zhuǎn)動，系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。
1，10—摩擦片；2波形彈簧片；3—從動盤鋼片；4—摩擦阻尼片；
5—鉚釘；6從動盤轂；7—調(diào)整墊片；8—減震彈簧；9—減震盤
圖4.1從動盤總成圖
4.1.1從動片的選擇
從動片要求質(zhì)量輕，具有軸向彈性，硬度高，平面度要求高。這是因為汽車在行駛中進(jìn)行換檔時，首先要分離離合器，從動盤的轉(zhuǎn)速必然要在離合器換檔的過程中發(fā)生變化，或是增速（由高檔換為低檔）或是降速（由低檔換為高檔）。離合器的從動盤轉(zhuǎn)速的變化將引起慣性力，而使變速器換檔齒輪之間產(chǎn)生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與沖動盤的轉(zhuǎn)動慣量成正比，因此為了見效轉(zhuǎn)動慣量，從動片都做的比較薄，通常是用1.3~2.0㎜厚的薄鋼板沖壓而成,為了進(jìn)一步減小從動片的轉(zhuǎn)動慣量,有時將從動片外緣的盤形部分磨至0.65～1.0㎜,使其質(zhì)量更加靠近旋轉(zhuǎn)中心。
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作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，從而保證離合器所傳遞的力矩是緩和增長的。此外，彈性從動片還使壓力的分布比較均勻，改善表面的接觸，有利于摩擦片的磨損。
具有軸向彈性的的傳動片有以下三種形式：整體式的彈性從動片，分開式的彈性從動片、及組合式彈性從動片。
在本設(shè)計中，因為設(shè)計的是輕型貨車的離合器，故可以采用整體式彈性從動片，圖4.2說明了整體式從動片的結(jié)構(gòu)，離合器從動片采用2㎜厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑?jīng)Q定，在這里取D=225㎜，內(nèi)徑由從動盤轂的尺寸決定，由以后的設(shè)計取得d=43㎜。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產(chǎn)生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷，還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口。
由于其采用整體式彈性從動片，從動片沿半徑方向開槽,其結(jié)構(gòu)簡圖見下圖4.2,將外圓部分分割成許多扇形,并將扇形部分沖壓成依次向相同方向彎曲的波浪形,使其具有軸向彈性,兩邊的摩擦片則分別鉚在扇形片上.在離合器結(jié)合的過程中,從動片被壓緊,彎曲的波浪扇形部分被逐漸壓平從動盤摩擦面片所傳遞的轉(zhuǎn)矩逐漸增大,使其結(jié)合過程較平順,柔和,整體式彈性從動片根據(jù)從動片尺寸的大小可制成6～12個切槽,并常常將扇形部分與中央部分的連接處切成T形槽,目的是進(jìn)一步減小剛度,增加彈性.本離合器從動片開6個T形槽，寬度為4mm，橫槽分布圓周直徑=135mm。
從動片采用08鋼板沖壓而成，氰化表面硬度HRC45。扇形部分沖壓成波形片，壓縮彈性行程為0.8~1.5mm。
1—從動片；2—摩擦片；3—鉚釘
圖4.2 整體式彈性從動片
4.1.2從動盤轂的設(shè)計
從動盤轂是從動盤得主要零件之一，它是離合器中承受載荷最大的零件，其結(jié)構(gòu)由盤轂和法蘭兩部分組成，如圖4.3所描述。
圖4.3從動盤轂
從動盤轂在變速器第一軸前端的花鍵上，目前一般都采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，花鍵之間為動配合，以便在離合器分離和結(jié)合時從動盤轂?zāi)軌蛟谳S上自由移動。
從動盤轂的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側(cè)定心矩形花鍵的動配合相聯(lián)接，以便從動盤轂?zāi)茏鬏S向移動?；ㄦI的結(jié)構(gòu)尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉(zhuǎn)矩按GB1144-74選取(見表3.4)。從動盤轂花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的(1.0～1. 4)倍(上限用于工作條件惡劣的離合器)，以保證從動盤轂沿軸向移動時不產(chǎn)生偏斜。
花鍵擠壓應(yīng)力校核公式如下：
=（MPa） （4.1）
式中：P——花鍵的齒側(cè)面壓力，N。它有下式確定：
P= （4.2）
D′,d′——分別為花鍵的外徑，內(nèi)徑，m;
Z——從動盤轂的數(shù)目;
T——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N.m;
N——花鍵齒數(shù);
h——花鍵齒工作高度，m； ；
l——花鍵有效長度，m。
代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得：P=11724N，=13.02MP，該花鍵轂花鍵的=13.02MP﹤[]=20MP，所以該花鍵轂花鍵的尺寸合適。
從動盤轂通常由40Cr，45號鋼、35號鋼鍛造，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，HRC28～32。
根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機扭矩來選取從動盤花鍵轂花鍵的有關(guān)尺寸，表4.1闡述了摩擦片外徑、發(fā)動機轉(zhuǎn)矩與從動盤轂尺寸之間的關(guān)系，可以根據(jù)表4.1確定花鍵轂的尺寸：
花鍵齒數(shù) n=10
花鍵外徑 D′=32㎜
花鍵內(nèi)徑 d′=26㎜
齒厚 b=4㎜
有效齒長 L=30㎜
圖4.3花鍵結(jié)構(gòu)示意圖
表4.1 從動盤轂花鍵尺寸系列
從動盤外徑D/㎜
發(fā)動機轉(zhuǎn)矩/N.m
花鍵齒數(shù)n
花鍵外徑/㎜
花鍵內(nèi)徑/㎜
齒厚/㎜
有效齒
長l/㎜
擠壓應(yīng)力/M
160
180
200
225
250
280
300
325
350
380
410
430
450
50
70
110
150
200
280
310
380
480
600
720
800
950
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
23
26
29
32
35
35
40
40
40
40
45
45
52
18
21
23
26
28
32
32
32
32
32
36
36
41
3
3
4
4
4
4
5
5
5
5
5
5
6
20
20
25
30
35
40
40
45
50
55
60
65
65
10
10．8
11．3
11．5
10．4
12．7
10．7
11．6
13．2
15．2
13．1
13．5
12．5
4.1.3 摩擦片的材料選取
摩擦片是離合器的主要零件，它的性能對離合器有很大影響。摩擦片的性能應(yīng)滿足以下幾個方面的要求：
（1）應(yīng)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??；
（2）要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應(yīng)耐磨；
（3）要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應(yīng)較好；
（4）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；
（5）磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面；
（6）油水對摩擦性能的影響應(yīng)最?。?
（7）結(jié)合時應(yīng)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纖維摩擦片，是由耐熱和化學(xué)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。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定，溫度，滑磨速度及單位壓力的增加都將摩擦系數(shù)的下降和磨損的加劇。 所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數(shù)（可達(dá)0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在該設(shè)計中汽車使用條件良好，所以仍選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。
4.2 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計
扭轉(zhuǎn)減振器是從動盤的主要零件之一，其具有以下功能：
（1）降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率；
（2）增加傳動系扭振阻尼買一只扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振；
（3）控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振及噪聲；
（4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。
4.2.1 扭轉(zhuǎn)減振器的介紹
扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件（減振彈簧或橡膠）和阻尼元件（阻尼片）等組成，其主要功用是為了降低汽車傳動系的振動，通常在傳動系中串聯(lián)一個彈性阻尼裝置，它就是裝在離合器從動盤上的扭轉(zhuǎn)減振器。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉(zhuǎn)剛度，降低傳動系扭振系統(tǒng)三節(jié)點振型的固有頻率，以便將較為嚴(yán)重的扭振車速移出常用車速范圍(當(dāng)然，在實際中要做到這一點是非常困難的)；其阻尼元件用來消耗扭振能量，從而可有效地降低傳動系的共振載荷、非共振載荷及噪聲。
扭轉(zhuǎn)減震器具有線性和非線性兩種特性，單級線性減震器的特性，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，在汽油機車中,且越來越趨向采用單級的減振器。
減振器結(jié)構(gòu)尺寸簡圖如圖4.4所示。
圖4.4減振器尺寸簡圖
4.2.3減振彈簧的參數(shù)設(shè)計
根據(jù)《機械原理與設(shè)計》手冊，選取減振彈簧的材料為65號彈簧鋼絲，彈簧絲直徑d=4mm,即根據(jù)布置上的可能性來確定減振器彈簧設(shè)計相關(guān)尺寸。
（1）減振彈簧的分布半徑R：
R的尺寸應(yīng)盡可能取大些，一般取 R=（0.65～0.75）d／2=52.5取53(式中d為離合器摩擦片內(nèi)徑)。
（2）減振彈簧數(shù)量Z：
參看下表4.2，表對摩擦片的外徑與減震彈簧的關(guān)系做了相關(guān)描述。
表4.2 減振彈簧數(shù)量選取表
離合器摩擦片外徑/㎜
減振彈簧數(shù)量Z
225～250
4～6
250～325
6～8
325～350
8～10
＞350
10以上
因為摩擦片外徑為225mm，根據(jù)表4.2取減震彈簧數(shù)：Z=6。
（3）全部減振彈簧總的工作負(fù)荷P：
P=T／R （4.3）
式中：T為極限轉(zhuǎn)矩，乘用車取T=2.0 T。
T代入上式得：P= T／R =2.0 T／R=5965N。
（4）單個減振彈簧的工作負(fù)荷P：
（4.4）
代入數(shù)據(jù)得:P= P／Z=5965N／6=994N
（5）減振彈簧尺寸：
減震彈簧的各尺寸在圖4.5中已經(jīng)標(biāo)出。
彈簧中徑D:一般由結(jié)構(gòu)布置來決定,取D=16㎜。
彈簧鋼絲直徑d: 通常d取3～4㎜，所以取d=4㎜。
圖4.5減振彈簧計算簡圖
扭轉(zhuǎn)剛度：
=10T=3400N.m／rad （4.5）
彈簧剛度K：
= =174.41N／㎜ （4.6）
減振彈簧的有效圈數(shù)i：
i= （4.7）
式中：G為材料的剪切模量，對碳鋼可取G=8.3×10Mpa。
代入相關(guān)數(shù)據(jù)得：i=4.5
減振彈簧的總?cè)?shù)n,一般在6圈左右n=i+（1.5～2）=4.5+1.5=6。
減振彈簧的最小高度l: l=n(d+)≈1.1dn=16㎜。
減振彈簧總變形量： =P／R=6.538㎜。
減振彈簧自由高度l= l+=22.538㎜。
減振彈簧預(yù)變形量：
= （4.8）
式中：是預(yù)緊力矩，=27.45mm。
數(shù)據(jù)代入公式（4.6）得：=0.4㎜。
減振彈簧安裝工作高度l：l= l－=22㎜。
彈簧校核：
彈簧絲截面上的最大切應(yīng)力τ：
（4.9）
式中：C為纏繞比：，C=4；
F為所受載荷，F(xiàn)=1015.87N。
將數(shù)據(jù)代入式（4.8）中得：τ=667N.m，65號彈簧鋼絲的許用切應(yīng)力=810N.m, ,所以滿足剛度要求。
（6）從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角:
=2arcsin(／2R) （4.10）
式中=-=6㎜,代入上式得=3.3°。
（7）限位銷直徑d′:d′按結(jié)構(gòu)布置選定，一般d′=9.5～12㎜,取d′=10㎜ 。
4.3 本章小結(jié)
本章主要是對從動盤進(jìn)行設(shè)計，對從動片的尺寸設(shè)計、從動盤轂的尺寸選擇，從動盤轂的強度校核，最后對各部分的緊固方式、材料做出的選擇。對扭轉(zhuǎn)減震器的周置彈簧進(jìn)行計算，最后校核彈簧的剛度。
第5章 離合器膜片彈簧的設(shè)計
膜片彈簧有眾多優(yōu)其他彈簧的優(yōu)點，廣泛的被采用，它具有較理想的非線性彈性特性，兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量小等優(yōu)點，是離合器重要結(jié)構(gòu)之一。
5.1 膜片彈簧的結(jié)構(gòu)特點
膜片彈簧是膜片彈簧離合器中最重要的零件，它由碟簧部分和分離指部組成，兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，膜片彈簧的結(jié)構(gòu)如下圖5.1，從圖中可以看出，膜片彈簧在結(jié)構(gòu)形狀上分為兩部分。在膜片彈簧的大端處為一完整的截錐體，像圖5.1（b）的樣子，它的形狀像一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。碟形彈簧的彈性作用是這樣：沿其軸線方向加載，碟簧受壓變平，卸載后又恢復(fù)原形如圖5.1（b）所示?？梢哉f膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結(jié)構(gòu)形式。所不同的是，在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片，它的作用是，當(dāng)離合器分離時作為分離杠桿。故它又稱分離爪。分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽較寬呈長方圓形孔。這樣做，一方面可以減少分離爪根部應(yīng)力集中，一方面又可用來安置銷釘固定膜片彈簧，分離爪根部的過渡圓角R＞4.5。綜合來說，膜片彈簧是由碟簧和分離爪組合在一起的一種特殊碟形彈簧。
（a）膜片彈簧 （b）碟形彈簧
圖5.1 膜片彈簧和碟形彈簧
膜片彈簧分正裝、反裝兩種，因為本設(shè)計采用的推式模式，所以選擇正裝。離合器在分離和接合時，膜片彈簧的加載情況不一樣，相應(yīng)的有兩種加載方式和變形情況：
⑴當(dāng)離合器分離時
當(dāng)分離軸承以P力作用在膜片彈簧的小端時，支承環(huán)4逐漸不起作用，而支承環(huán)5開始起作用。當(dāng)P力達(dá)到一定值時，膜片彈簧被壓翻。分離時在膜片彈簧的大端處及小端處將進(jìn)一步產(chǎn)生附加變形和。見圖5.2(c)此時膜片彈簧大端處的變形=+。
⑵當(dāng)離合器接合時
離合器接合時，膜片彈簧起壓緊彈簧之用，在壓盤——離合器蓋總成未與飛輪裝合以前，膜片彈簧近似處于自由狀態(tài)，如圖5.2（a）所示，膜片彈簧對壓盤無壓緊作用。當(dāng)壓盤——離合器蓋總成與飛輪裝合時，離合器蓋前端面向飛輪前端面靠攏。因此，離合器蓋通過支承環(huán)4對膜片彈簧施加載荷P，膜片彈簧幾乎變平見圖5.2（b）。同時在壓盤處也作用有載荷P。我們把P稱作壓緊力。支承環(huán)4和膜片彈簧壓盤接觸處之間的高度變化稱作大端變形，膜片彈簧分離軸承相對于壓盤高度的變化稱之為小端變形。
(a)自由狀態(tài)； （b）壓緊狀態(tài)； (c)分離狀態(tài)
圖5.2膜片彈簧在不同工作狀態(tài)時的情況
5.2膜片彈簧基本參數(shù)的選取
膜片彈簧是一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質(zhì)高精度的鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織和表面質(zhì)量等要求，需進(jìn)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(jìn)行強壓處理。所以對膜片彈簧的基本參數(shù)的選取要求很高。
（1）H/h比值的選取
比值H/h對膜片彈簧的彈性特性影響極大，因此要正確選擇其特性曲線的形狀，以獲得最佳性能。為了保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，一般汽車用離合器的膜片彈簧的H/h值一般在1.5～2.5之間，H/h=5/3=1.67，符合要求。
（2）R及R/r確定
比值R/r對彈簧的載荷及應(yīng)力特性都有影響，從材料利用率的角度，比值在1.8～2.0時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧的質(zhì)量利用率和好。因此設(shè)計用來緩和沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。對于汽車離合器的膜片彈簧，設(shè)計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據(jù)結(jié)構(gòu)布置與分離的需要來決定，一般R/r取值為1.2～1.3.對于R,膜片彈簧大端外徑R應(yīng)滿足結(jié)構(gòu)上的要求和摩擦片的外徑相適應(yīng)，大于摩擦片內(nèi)徑，近于摩擦片外徑。此外，當(dāng)H，h及R/r等不變時，增加R有利于膜片彈簧應(yīng)力的下降。確定R/r=107/85=1.26。
（3）圓錐底角的確定
膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切≈，代入數(shù)值計算可得：=11°58′，取12°，圓錐底角一般在9°～15°之間，符合要求。
（4）分離指數(shù)目n、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r
分離指數(shù)目n常取為18，大尺寸膜片彈簧常取為24，小尺寸膜片彈簧可取12，采用偶數(shù)，便于制造時模具分度。
（5）切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r
切槽寬≈4㎜，≈12㎜，窗孔半徑r一般情況下有（r－r）≈(0.8～1.4) ,所以取r－r=1×=12㎜。
（6）膜片彈簧小端半徑r及分離軸承的作用半徑r
r的值主要由結(jié)構(gòu)決定，最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵外徑，分離軸承作用半徑r大于 r，因為花鍵外徑D=32㎜,要使2 r＞D，所以取r=27㎜，r=31㎜。
（7）壓盤加載點半徑R和支承環(huán)加載點半徑r的確定
R和r的取值將影響膜片彈簧的剛度，r應(yīng)略大于r且盡量接近r，取r=86㎜；R應(yīng)略小于R且盡量接近R，取R=106㎜。
5.3 膜片彈簧的設(shè)計
根據(jù)前文可以得出下列已知數(shù)據(jù)：T=170N.m ,D=225mm,d=150mm=1.5,=1.67,=1.26,=12°,R=107mm,r=85mm,H=5mm,h=3mm, r=86mm, R=106mm,r=25mm,r=28mm,n=18, =3.4mm，=10mm，r=64mm。
（1）根據(jù)式（5.1）畫出P—曲線
=×H－[H－()]+ （5.1）
式中：E—彈性模數(shù)，鋼材料取E=2.0×10Mp；
—泊松比，鋼材料取0.3；
h—彈簧片厚，㎜；
H—碟簧部分內(nèi)截錐高，㎜；
—大端變形，㎜；
R—碟簧部分外半徑（大端半徑），㎜；
r—碟簧部分內(nèi)半徑，㎜；
L—膜片彈簧與壓盤接觸半徑，㎜；
l—支承環(huán)平均半徑，㎜。
設(shè) =，=，將、代入公式(5.1)，可化簡為：
= ln[(－)(-)+1] （5.2）
把有關(guān)數(shù)值代入上述各式，得：
P=11777.88 =2.4
=0.144－0.6757+0.938
令d/d=0 得：
0．431-1.35+0.938=0
由不同的值,計算及P和,計算結(jié)果如表5.1
表5.1 由不同的值,計算及P和,計算結(jié)果列表
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1.0
1.05
1.1
0.087
0.161
0.224
0.276
0.318
0.351
0.37
0.39
0.402
0.406
0.407
0.406
0.24
0.48
0.72
0.96
1.20
1.44
1.68
1.92
2.16
2.4
2.52
2.64
1027
1905
2645
3256
3748
4134
4419
4617
4738
4791
4795
4786
1.2
1.3
1.5
1.7
1.9
2.0
2.1
2.15
2.2
2.4
2.6
2.8
0.40
0.394
0.373
0.350
0.331
0.326
0.32
0.32
0.327
0.351
0.403
0.491
2.88
3.12
3.60
4.08
4.56
4.8
5.04
5.16
5.28
5.76
6.24
6.72
4734
4646
4398
4124
3905
3841
3823
3833
3858
4134
4750
5787
依據(jù)上表5.1的數(shù)據(jù)畫出P—曲線如下圖5.3
圖5.3 膜片彈簧彈性特性曲線
（2）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=0.8=3.02㎜,根據(jù)特性曲線上可以查得膜片彈簧的壓緊力P==4690N
校核后備系數(shù):
=
式中：R為平均工作半徑，因為d/D=0.70＞0.6，R==93.75mm；將數(shù)據(jù)代入可得: =1.48≈1.50。
（1）離合器徹底分離時,膜片彈簧的大端變形量:
=+(即為)；
壓盤的行程可取為=2.48㎜,所以=2.48+3.02=5.5㎜。
（2）離合器剛開始分離時,大端變形量：
壓盤的行程′=1.5㎜，膜片彈簧的變形量為:= +′=3.02+1.5=4.52㎜。
（3） 摩擦片磨損后的工作點：
摩擦片最大磨損量:
=Z×S
式中: Z——摩擦片總的工作面數(shù)；
S——每一摩擦面工作面的最大允許磨損量，可取S=0.65㎜。
將數(shù)據(jù)代入式中計算可得: =2×0.65=1.3㎜，故=－=1.72㎜。
（3）求離合器徹底分離時,分離軸承作用的載荷P
=（H-）H-+h （5.3）
式（5.3）取=則得:
=（H-）H-+h （5.4）
代入有關(guān)數(shù)值,得:
P=1368.768N。
（4）求分離軸承的行程：
′= （5.5）
公式(5.5)取=時可得公式(5.6)
′= （5.6）
代入相關(guān)數(shù)值計算得′=7.513㎜。
又由下面兩公式(5.7)和(5.8)：
=1－ （5.7）
=1－ （5.8）
代入有關(guān)數(shù)據(jù)得: =0. 78 ； =0. 59。
將，代入公式(5.9):
=－1－2(－1)+ln] +－ －2－+ln （5.9）
得: =0.312㎜。
故=′+=7.825㎜。
（5）強度校核：
膜片彈簧碟簧部分凸面的內(nèi)緣點B處的切向力最大，通常只計算B點處的應(yīng)力來校核膜片彈簧的強度，應(yīng)使B點的當(dāng)量應(yīng)力小于許用應(yīng)力，即。
利用公式（5.10）求出B點達(dá)到應(yīng)力極限時的大端變形：
=H+（L-l） （5.10）
代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得:=6.403mm。
而膜片彈簧的大端的最大變形(離合器徹底分離時)=5.5mm, ＞，所以利用、來計算最大應(yīng)力：
=+－1 ×－+ （5.11）
把有關(guān)數(shù)值代入（5.11）計算得:=1645.76MPa。
膜片彈簧的材料為60Si2MnA,該材料許用應(yīng)力[]1700--1900MPa=1645.76Mpa＜1700，根據(jù)計算得出膜片彈簧符合要求。
圖7.7 子午截面應(yīng)力示意圖
5.4 本章小結(jié)
設(shè)計時要基本了解膜片彈簧的結(jié)構(gòu)特點，對其變形和工