离合器参数设计
3.1后备系数的选择
离合器的后备系数反映了离合器传递发动机最大扭矩的可靠度，它是离合器设计的一个重要参数。在选择β时，应考虑摩擦片磨损后仍能可靠地传递发动机最大扭矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系数过载以及操纵轻便等因素。
表3.1 后备系数表
车型 乘用车及总最大总质挂车 质量小于6t的商量为6~14t的商用车 后备系数 1.20～1.75 用车 1.50～2.25 1.80~4.00 本设计是基于一款轻型货车，故选择后备系数1.2~1.75，取后备系数β=1.5。
3.2摩擦片外径及其他尺寸的确定
摩擦片外径是离合器的基本尺寸参数，它对离合器的结构尺寸、质量的大小和使用寿命的长短都有很大的影响。
摩擦片外径D（mm）也可根据发动机最大扭矩Temax(N.m)按如下经验公式进行初选：
（3-1）
式中：KD为直径系数，轻卡取17；最大总质量为1.8～14.0t的商用车，单片离合器取16.0～18.5;Temax是发动机最大扭矩，原始设计数据为110N.m:
由公式（3-1）代入相关数据，取得：D=178mm
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根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3.2“离合器摩擦片尺寸系列和参数”（即GB1457—74）
表3.2离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径内径厚度内外径之比单位面积D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 h/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.5 0.583 0.585 0.557 0.540 F/mm2 10600 13200 16000 22100 30200 40200 46600 54600 67800 72900
取摩擦片外径D=250mm，选定摩擦片的内径d=155mm,厚度b=3.5mm。
单位压力的确定
离合器摩擦力矩Tc的计算
(3-2)
离合器压盘施加在摩擦面上的工作压力的计算
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(3-3)
施加在摩擦面的工作压力为
(3-4)
式中：z为摩擦面数，单片离合器的z=2,f为摩擦面间的静摩擦系数，这里取0.25。 单位压力：
(3-5)
粉末冶金铁基材料单位压力要求小于0.35MPa,本离合器的单位压力比规定值小，故满足要求。
5.3膜片弹簧基本参数的选择
1、比值H/h和 h的选择：此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用H/ h对弹簧特性的影响正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽车的膜片弹簧H/h值在如下范围之内：H/h=1.5～20。
2、R及R/r确定: 比值R/r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1.8～2.0时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧的质量利用率和好。因此设计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。对于汽车离合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要来决定，一般R/r取值为1.2～1.35.对于R,膜片弹簧大端外径R应满足结构上的要求和摩擦片的外径相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当H，h及R/r等不变时，增加R有利于膜片弹簧应力的下降。初步确定R/r= 3、 膜片弹簧起始圆锥底角: 汽车膜片弹簧一般起始圆锥底角 在9°～15°之间，
=13
4、膜片弹簧小端半径rf 及分离轴承的作用半径rp: rf的值主要由结构决定，最小值应大于变速器第一轴花键外径,分离轴承作用半径r p大于 rf 。
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5、分离指数目n、切槽宽 、窗孔槽宽 、及半径rc: 分离指数目n常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12，本设计取n=18。切槽宽约为4mm;窗孔槽宽
；窗孔半径rc一般情况下由
计算。
6、 承环的作用半径l和膜片与压盘接触半径L：由于采用推式膜片弹簧，l，L的大小将影响膜片弹簧的刚度，一般来说，l值应尽量靠近r而略大与r。L应接近R略小于R。
7、膜片弹簧材料：制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA。
5.4膜片弹簧的计算
参考同种类产品，并结合本车具体情况，初步选定弹簧的一些参数和尺寸如下：
,
,
,R=112.5mm
确定膜片弹簧的所有尺寸
H=7.4mm, h=3.7mm,R=112.5mm,r=90mm,l=92mm L=110mm,rf=27mm,rp=29mm,n=18,
,
1、根据下式（5.1）画出P1—1曲线
(5-1)
式中，E—弹性模数，钢材料取E=2.0×105Mp；
—泊松比，钢材料取0.3;
h—弹簧片厚，㎜;
H—碟簧部分内截锥高，㎜; 1—大端变形，㎜;
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R—碟簧部分外半径（大端半径），㎜; r—碟簧部分内半径，㎜;
L—膜片弹簧与压盘接触半径，㎜; l—支承环平均半径，㎜; （2）推式轴向变形的关系式
(5-2)
(3)膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力P2时膜片弹簧压盘接触处的变形和P2的关系式
(5-3)
(4)在P2力作用下膜片弹簧小端部分轴承处的变形
（5-4）
(5-5)
式中，为宽度系数：
(5-6) (5-7)
设
因此式(5.1)就成为：
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把有关数值代入上述各式得
P1=1429.3 =3.71
=0.8521-0.12+0.14613
图5.1 膜片弹簧特性曲线
2、确定膜片弹簧的工作点位置
取离合器结合时膜片弹簧的大端变形量为曲线图可查得磨片弹簧的压紧力：
校核后备系数：
,由特性
离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为
压盘的行程为
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,故
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离合器刚开始分离时，压盘的行程
摩擦片磨损后，其最大磨损量
,故
,此时膜片弹簧最大端的变形量为
3、求离合器彻底分离时分离轴承时轴承作用的载荷P2
由公式（5-3），取
则得
代入有关数值，得
4、求分离轴承的行程
由公式（5-2），取
，则
由公式（5-6）（5-7）得
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由公式（5-5）得
代入有关数值，得
=1.72mm
5、强度校核
膜片弹簧大端的最大变形（离合器彻底分离时）
。
将有关数值代入，得
7.1从动盘毂花键的设计计算
花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GB1144-74选取。
从发动机转花花花键有挤页脚内容
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动盘外径D/mm 矩emax/N•m 键 齿数 n 键 外径 D/mm 键 内径 d/mm 23 26 29 32 35 18 21 23 26 28 齿宽 b/mm 效 齿长 l/mm 压 应力 /MPa 160 180 200 225 250 50 70 110 150 200 10 10 10 10 10 3 3 4 4 4 20 20 25 30 35 4 10 11.8 11.3 11.5 10.280 280 10 35 32 4 40 7 12.300 310 10 40 32 5 40 7 10.325 350 380 480 10 10 40 40 32 32 5 5 45 50 2 11.6 13.380 600 10 40 32 5 55 2 15.410 430 720 800 10 10 45 45 36 36 5 5 60 65 5 13.1 13.450 950 10 52 41 6 65 5 12.
这里，所选择的相关尺寸参数为：花键齿数z1=10;花键齿长L=35mm;花键齿宽b=4mm;花键外径D外=35；花键内径D内=28mm;从动盘数n=1。
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作用在一个从动盘花键上的圆周力为
(7-1)
挤压应力为
以上所得的挤压应力值小于推荐许用值（30MPa）,故满足设计要求。 花键的剪切应力计算
计算结果表明，剪切压力较低，故满足要求。
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(7-2)
(7-3)
