优缺十字轴万向节结构简单强度高耐久性好传动效率高生产成本低，应用军用越野车的转向驱动桥，由于是周期为的周期函数所以也为同周期的周期函数，转速不均匀系数表示万向节传动的不等速性。
06汽车设计讲稿-第四章
第四章万向传动轴设计
§4-1 概述
二、设计要求：
1）保证所连接的两轴的夹角及相对位置在一定范围内变化时能可靠而稳定地传递动力
2）保证所连接的两轴尽可能等速运转。且由于夹角存在而引起的附加载荷、振动、噪声均在允许范围内，在使用车速范围不应产生共振
3）高，寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等
四、分类： 挠性万向节：靠弹性另件传递动力
不等速：瞬时角速度变化，平均角速度相等一十字轴 刚性等速：瞬时角速度相等一球叉式、球笼式
准等速：设计角度下，瞬时角速度相等一双联式、凸块、
三销轴式、球面滚轮
§4-2万向节结构方案分析
一、十字轴万向节
A.构造：典型的十字轴万向节主要由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件等组成。
B.优缺：十字轴万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。但所连接的两轴夹角不宜过大，当夹角由4°增至16°时，十字轴万向节滚针轴承寿命约下降至原来的1/4。
C.最大夹角，不宜过大
D.应用：广泛
二、准等速万向节（近似等速）
1、双联式
A.构造：由两个十字轴万向节组合而成。为了保证两万向节连接的轴工作转速趋于相等，可设有分度机构。偏心十字轴双联式万向节取消了分度机构，也可确保输出轴与输入轴接近等速。
B.优缺：允许两轴间的夹角较大（一般可达50°，偏心十字轴双联式万向节可达60°），轴承密封性好，效率高，工作可靠，制造方便。缺点是结构较复杂，外形尺寸较大，零件数目较多。
C.最大夹角，一般50°，偏心60°
D.应用：军用越野车的转向驱动桥
2、凸块式：
A.构造：主要由两万向节叉1和4及两个不同形状的特殊凸块2和3组成。
B.优缺：工作作可靠，加工简单。但由于工作面全为滑动摩擦，摩擦表面易磨损，传动效率低，对密封和润滑要求高。
C.最大夹角，50°
D.应用：传递转矩较大的越野车转向驱动桥
三、等速万向节
1、球叉式：
（1）圆弧槽滚道型
A.构造：两万向节球叉，其上各有4个侧向的圆弧槽滚道，四传力钢球和一定心球。
B.优缺：结构较简单，夹角较大，但单位压力较大，磨损较快，磨损增加后传动等速性破坏，严重时钢球会脱落。
C. 最大夹角，32°－33°
41
D.应用：总质量不大的越野车转向驱动桥
§4-3万向传动的运动和受力分析
一、单十字轴万向节传动
1、从动轴角速度2与1的关系，
当十字轴万向节的主动轴I与从动轴II间的夹角为关系为时，主动轴I与从动轴II的角速度1,2转角间关系为：2cos（4-1） 2211sincos1
式中：1为主动叉转角
2、十字轴万向节传动的不等速性
由于cos1 是周期为2π的周期函数，所以 2也为同周期的周期函数。当1 为0、π1
时， ω2 达最大值 ω2max ,且为ω1/cosα；当1为 π/2、3π/2时，ω2有最小值 ω2min 且为ω1cosα。因此，当主动轴以等角速度转动时，从动轴时快时慢，此即为普通十字轴万向节传动的不等速性。
3、转速不均匀系数k—表示万向节传动的不等速性
k2max2minsintg （4-2） 1
4、从动轴转矩T2
如不计万向节中的摩擦损失，主、从轴的功率相等
∴T11T22（A）
式中：T1、T2为主从动轴转矩
1,2为主从动轴转动角速度
1Sin2cos21将（4-1）式代入上式，可得：T2T1（4-3） cos
若T1不变，从（A）式，T2T111,不变，当22min最小时，从动轴转矩T2最大，2
T2maxT111TT11 2min1coscos
42
22max时，从动轴转矩T2最小，T2minT11cos2max(a)代入T11T1cos 1
cos
∴cosT21（B） T1cos
即当T1和一定时，从动轴上的转矩T2为一周期函数，且在其最大，最小值间每转变化两周。（∵最大最小值每转变化两周）
5、单万向节的转速特性
比较（A）、（B），且如输入轴为等速，1=定值，则
1cos21（C） cos
从动轴为不等速旋转。
6、附加弯曲力偶矩的分析
具有夹角 α 的十字轴万向节，仅在主动轴驱动转矩和从动轴反转矩的作用下是不能平衡的。从万向节叉与十字轴之间的约束关系分析可知，主动叉对十字轴的作用力偶矩，除主动轴驱动转矩T1之外，还有作用在主动叉平面的弯曲力偶矩 。同理，从动叉对十字轴也作用有从动轴反转矩T2和作用在从动叉平面的弯曲力偶矩 。在这四个力矩作用下，使十字轴万向节得以平衡。
二、双万向节传动
1、布置方法
为使处于同一平面的输入、输出轴等速旋转，在汽车传动中常采用双万向节传动： 1）把（同传动轴相连的）两万向节叉布置在同一平面内
2）使（同传动轴相连的）两万向节交叉夹角,(轴平行、轴相交)可使输入、出等速。
2、附加力矩的作用
1）当输入轴与输出轴平行时（图4-11a），直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩，使传动轴发生如图4-6b中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动。
2）当输入轴与输出轴相交时（图4-11c），传动轴两端万向节叉上所受的附加弯矩方向相同，不能彼此平衡，传动轴发生如图4-6d中双点划线所示的弹性弯曲。
§4-4传动轴结构分析与设计：
长度与夹角，足够的强度和足够高的临界转速
1、长度与夹角及变化：由总布置确定
长度：保证在传动轴长度处于最大值的，花键套与轴有足够的配合长度; 而在长度处于最小时
不顶死。
夹角: 影响万向节十字轴和滚针轴承寿命、万向传动效率和十字轴旋转的均匀性
2、临界转速nk
旋转的传动轴因质量偏心，产生离心惯性力，该力是引起传动轴弯曲振动的干扰力。此力频
率与传动轴转速相同。一旦传动轴转速等于其弯曲振动固有频率时，则发生共振。使振幅↑，直到折断，这个转速称为临界转速nk，
由机械振动理论可知，对应弯曲振动的一阶固有频率的传动轴临界转速为：
nk1.2108Dc2dc
Lc2（r/min）（4-26）
式中：Lc—传动轴的支承长度（两万向节中心间距离）
Dc,dc—传动轴管外、内径，mm，提问：实心轴和空心轴哪个好？
设计时，取安全系数K=nkmax=1.2～2.0，nmax为传动轴最高转速，K取1.2用于精确动平衡，高精度的伸缩花键及万向节间隙较小时。
3、实心与空心
由（4-26），实心时dc0，nk比空心低，且费材料，∴广泛采用空心轴，（注意无缝管好于焊接管，∵制造时不准）
另外，为↑nk以及总布置方便，将传动轴断开成二、三根，万向节用三、四个，而在中间传动轴上加支承。
应用：实心-等速万向节相连的转向驱动桥半轴，断开式驱动桥的摆动半轴
空心-万向传动轴
4、强度计算：
1）轴管扭转应力：
e16DCT1T1T[e]300MPa 44DWn(DCdc)(D4d4)/322
式中：T1-传动轴计算扭矩
5、传动轴的不平衡：→弯曲振动
原因： 十字轴轴向窜动—装配时严格控制
花键间隙—提高精度
轴两端定心精度—提高精度
高速旋转时轴弹性变形—设计缩短长度
点焊平衡片热影响—冷却后再检验
06汽车设计讲稿-第五章
第五章驱动桥
§5-1概述
三、设计要求：
1、i0应保证良好的动力性，经济性
2、外形尺寸喧足够的最小离地间隙hmin，满足通过性
3、工作平稳、噪声小
4、η高
5、强度、刚度足够，质轻→非簧载质量小（平顺性好，降低动载）
6、与悬架导向机构运动协调，转向驱动桥，还应与转向机构运动协调
7、结构简单，工艺性好，制造容易，维修调整方便
§5-2结构方案分析 型式选择：断开式：独立悬架
取决于悬架
非断开式：非独立悬架1、断开式：左右驱动轮无刚性连接
提问：独立悬架和非独立悬架有何优缺点？
优：↓簧下质量，提高平顺性
↓车桥动载，↑寿命
↑最小离地间隙，↑通过性
使车轮与路面接触良好，↑抗侧滑
缺：结构复杂，成本高
用：越野车或乘用车
2、非断开式：左右驱动轮刚性连接
优：结构简单、成本低
可靠性较好
缺：非簧载质量大，平顺性差、hmin 低
用：商用车和部分乘用车
§5-3主减速器设计
一、结构型式
按齿轮类型，减速形式和支承分类
（一）齿轮类型
1、弧齿锥齿轮传动：（图5-4a）
特：两齿轮轴线交于一点
优：同时啮合的齿数多，
工作平稳,振动和噪声小
缺：对啮合精度很敏感，锥顶稍有不吻合，就使工作条件急剧变坏，磨损和噪声↑
2、双曲面齿轮传动：（图5-4b）
1）特点：
A、两齿轮轴线交错，永不相交
B、有偏移距E
C、螺旋角
a)螺旋角定义：锥齿轮节锥表面展开图上的齿形线任一点A的切线与该点和节锥顶点连线之
-- 49
间的夹角。（图5-4b）将螺旋角画在一张图上。
b)中点螺旋角：齿面宽中点处的螺旋角。通常螺旋角即指中点螺旋角。
c)螺旋角β1≠β2，且β1>β2,β1-β2=ε为偏移角
D、主、从动齿轮圆周力F1、F2之比
∵啮合面上法向力相等Ff1Ff2 ∴F1F2Fcos1 1圆周力比等于螺旋角余弦之比 cos1cos2F2cos2
E、传动比
1M2F2r2r2cos2（5-2） ios2M1F1r1r1cos1
式中：r1、r2分别为主、从动齿轮的平均分度圆半径 令Kcos21,则iosKiol由于β1>β2，∴K>1，一般为1.25～1.50 弧齿锥齿轮传动比iolr2 r1
2）优点：与弧齿锥齿轮比
A、尺寸相同时，双曲面齿轮传动比更大。
B、如传动比一定，从动齿轮尺寸相同，双曲主动齿轮直径大，齿轮强度高，齿轮轴和轴承的刚度大
C、如iosiol，主动齿轮尺寸相同，双曲从动齿轮直径喧↑离地间隙。
Δ 其他优点：
D、有沿齿长的纵向滑动，改善磨合，↑运转平稳性
E、啮合齿数多，重合度大，↑传动平稳，↑w约30%
F、双曲主动齿轮直径及螺旋角大，相啮合齿的当量曲率半径大，↓j
G、双曲主动齿轮β1大，不产生根切的最小可少
H、主动齿轮大，加工刀具寿命长
I、布置：主动轴在从动齿轮中心水平面下方：↓万向节传动高度，↓车身高度，↓地板高。
主动轴在从动齿轮中心水平面上方：↑离地高度（贯通式驱动桥）
3） 缺点
A、纵向滑动使损失↑,η↓
B、抗胶合能力低，要特种润滑油
4）应用：广泛，i>4.5且尺寸限制时，双曲
i<2，弧齿锥齿轮
2 < i < 4.5，弧齿锥齿轮和双曲两均可
3、圆柱齿轮传动（图5-4c）：斜齿
用：前置前驱动，且发动机横置
双级主减速器驱动桥
-- 50
轮边减速器
4、蜗轮蜗杆：（图5-4d）
优：1）i0大，但尺寸和质量不大
2）工作平稳无噪音
3）便于总体布置及贯通式
4）承载大，寿命长
5）结构简单，拆装方便，调整容易
缺：成本高，效率低
（二）减速型式：
分类：
1）单级
2）双级：整体式
分开式：第一级：中央减速器（驱动桥中部）
第二级，轮边减速器（轮边）
3）双速
4）贯通式：单级、双级
5）单、双级减速配轮边减速
1、单级主减速器：（图5-7）
优：1）结构简单
2）质量小
3）成本低，制造容易
4）拆装维修方便
缺：只用转矩不大处（转矩↑→模数↑→尺寸↑→↓hmin）
主传动比i0不能太大，i0≤7（否则，如↑从动轮直径→↓离地间隙，↓主动轮直径→根切） 用：乘，ma较小的商
2、双级主减速器：（图5-8）
优：离地间隙一定时，可得到大的传动比
缺：尺寸、质量、成本大
用：ma较大的商（中重货，大客，越野）
1）整体式
A、结构方案：
图5-9a第一级：螺旋锥（或双曲面齿轮）；第二级圆柱齿轮
图5-9b第一级：行星齿轮；第二级：螺旋锥（或双曲面齿轮）
图5-9c第一级：圆柱；第二级：螺旋锥（或双曲面）
B、锥-柱式的布置方案
图5-9d纵向水平布置可降低质心高度，但使驱动桥纵向尺寸加大；用于长轴汽车可稍减传
动轴长度，用于短轴汽车会增大万向节的夹角，（∵轴距一定）。
图5-9f垂向布置使驱动桥纵向尺寸减小，可减小传动轴夹角；但∵主减速器壳固定在桥壳
上方，∴增大垂向尺寸，且↓桥壳刚度→对齿轮工作不利。适用于贯通式驱动桥 图5-9e倾斜布置则对传动轴布置和提高桥壳刚度有利
C、锥-柱式的传动比i0分配：（5-9a）：
-- 51
a）一般，圆柱齿轮副的较大，圆锥齿轮副的较小，（一般为1.7～３.3）
b）目的：↓轴向力，↓齿轮载荷，↑主动锥齿轮齿数，↑轴颈尺寸, 改善支承刚度，
↑啮合平稳度和工作可靠性
2）分开式（主减速器配轮边减速器）
优：a) 驱动桥i0大（大巴、重型车的总传动比大，为了使变速器、分动器、传动轴等总成受
载小，常将驱动桥i0取大）
b) 驱动桥中央尺寸可↓，hmin大
c) 半轴、差速器、主减速器齿轮等零件可↓（∵转速↑，扭矩↓）
缺：结构复杂，簧下质量↑，成本↑，布置（轮毂、轴承、车轮和制动器）困难
A、园柱行星齿轮：a)圆柱；b)圆锥
B、外啮合园柱齿轮
a）主动齿轮上置：hmin大，用于高通过性越野车
b）主动齿轮下置：地板低，质心高度低，用于城市、长途客车
3、双速主减速器（图5-11）
主减速器有高低档两种减速比，与变速器配合，可得到双倍于变速器的档位。
换档—远距离操纵，停车进行
应用—单桥驱动且ma较大车
4、贯通式主减速器（图）
将一根贯通轴穿过中桥并通向后桥， 用于多桥驱动汽车
1）单级：ma较小
2）双级：ma较大
（三）主从动锥齿轮的支承方案
主、从动锥齿轮正确啮合条件：1）加工质量
2）装配调整
3）轴承、壳体刚度
4）支承刚度
1、主动锥齿轮支承：
1）悬臂式（图5-14 a）
A、结构特点：
a、圆锥滚子轴承大端向外，（有时用圆柱滚子轴承）
b、为↑支承刚度，两支承间的距离b应＞2.5a（a为悬臂长度）
c、轴颈d应≦a
d、左支承轴颈比右大
B、优缺：结构简单，刚度差
C、用：传递转矩小的
2）跨置式（图5-14 b）
A、结构特点：
a、两端均有支承（三个轴承）→刚度大，齿轮承载能力高
b、两圆锥滚子轴承距离喧主动齿轮轴长度↓，可减少传动轴夹角，有利于总体布置c、壳体需轴承座→壳体结构复杂，加工成本高
d、空间尺寸紧张→
B、用：传递转矩大的
2、从动锥齿轮支承（图5-14 c）
1）圆锥滚子大端向内，↓跨度cd
2) cd≦70%D2
3) c≥d → 载荷平均分配
4) 大从动锥齿轮背设辅助支承销, 间隙0.25mm（图5-15）
5）齿轮受载变形或位移的许用偏移量（图5-16）
二、主减速器基本参数选择与计算载荷确定
（一）计算载荷的确定
锥齿轮切齿法有格里森和奥利康两种方法，以下仅介绍格里森齿轮计算载荷的三种方法
1、从动锥齿轮的计算转矩Tc
1）按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce： TceTse1i0GkdTemaxki1ifi0
n (5-4)
2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcsTcsTss1i0rrG2m2
imm
Ftrt
immn （5-5） 3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf TcfTsf1i0
4）计算转矩取值Tc
计算最大应力：TcminTce,Tcs
计算疲劳寿命：TcTcf
2、主动锥齿轮间的计算转矩TzTz （5-6） Tc
i0G（5-7）
式中：G—主、从动锥齿轮间的传动效率，对弧齿锥G=95%，双曲面i06时，G=85%；i06
时，G=90%
(二)锥齿轮主要参数的选择：
1、主、从动锥齿轮齿数z1，z2：
1）z1与z2不应有公约数（以使主动轮各齿与从动轮各齿都能啮合，磨合均匀）
2）z1+z2≥40，（以得到理想的重合度，高的轮齿弯曲强度）
3）z1 不能太小：乘z1≦9，商z1≦6（以使啮合平稳，噪声小，疲劳强度高）
4）i0较大时，z1尽量取小，以↑离地间隙
5）对不同的i0，z1与z2搭配适宜
2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms：
1）D2：↑D2，↓离地间隙；
↓D2，影响跨置式主动齿轮前支承座安装空间和差速器安装↓
初选择经验公式：
D2KD2mm(58)
从动齿轮计算转矩，TcminTce,Tcs
直径系数，取13.0-15.3
2）ms：msD2 （5-9） z2
3ms应使ms(0.30.4)c （5-10）
3、主、从动锥齿轮齿面宽b1,b2
1）齿宽b过宽的影响：
A、使小端齿槽宽↓→切削刀头顶面宽↓，刀尖圆角↓→↓齿根圆角半径，↑应力集中，↓刀具寿命
B、因安装偏差或制造变形等原因，出现负荷集中于轮齿小端→小端过早损坏和疲劳损伤
C、装配空间↓
2）齿宽b过窄的影响：→轮齿表面耐磨性↓
3）推荐： b2≤0。3 A，且b2≤10ms,
或b2=0.155D2
对 螺旋锥b1>110%b2
4、双曲面齿轮副偏移距E
1）影响： E过大→纵向滑动大→引起齿面早期磨损和擦伤
E过喧不能发挥优点
2）推荐：乘、ma小的商E≤0.2D2，且E≤40%A
ma小的商E≤（0.10～0.12）D2，且E≤20%A
3）上下偏移：
5、中点螺旋角β：齿面宽中点螺旋角
单个锥齿轮：大端β大，小端β小
一对锥齿轮：弧齿锥，1m
1）影响：
齿面重合度系数F↑→传动平稳，噪声低，F=1.5-2最好
β轮向力↑
2）取值：常取β=35°～40°
乘：取较大（平稳，噪声）
商：取较小（防轴向力过大），通常35度
6、螺旋方向2m 双曲面β1>β2，偏移角ε=β1-β2
1）左、右旋:A、从锥顶看，齿形从中心线上半部从小端至大端向右倾斜为右旋
B、主、从动轮的螺旋向相反
2）螺旋方向和主动齿轮转向影响主动齿轮所轴向力方向（加图）
3）旋向选择：根据轴向力确定，当汽车前进时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶点，即使主
从动齿轮有分离趋势，否则使两齿轮靠紧，引起齿轮卡住（图5-17）
4）汽车主减速器小锥齿轮旋向一般为左旋，大齿轮为右旋（∵发动机转向与小锥一致）
7、法向压力角
1）↑，齿轮强度↑，zmin↓
2）对小尺寸齿轮, ↑→齿顶易变尖，刀尖宽度过小, 齿轮端面ε↓
3）对小负荷齿轮, 采用小，使运动平稳，噪声↓
4） 弧齿锥 双曲面
20乘1430或16 19，
2230 商20 或2230 20，
三、锥齿轮的强度计算
五、锥齿轮材料
1、驱动轿锥齿轮特点：载荷大，作用时间长，变化多，有冲击
2、要求：1）弯曲和接触强度高，表面硬度高
2）蕊部韧
3）锻、切削、热处理性能良好
4）选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅的合金钢
3、材料用渗碳合金钢：20CrMnTi
20MnVB
20MnTiB
22CrNiMo
16SiMn2WmoV
4、渗碳钢特点：
优：1）表面可为硬化层、耐磨、抗压、蕊软→弯曲和接触强度高，表面硬度高
2）本身含碳量低，易于锻、切
缺：1）热处理费用高
2）基软、受载大时易产生塑性变形
3）如蕊、面含碳量差别多，易引起表面硬化层剥落。
措施：为改善新齿轮的磨合，防止出现早期磨损、擦伤、胶合或咬死、锥齿轮常常在热处理及精加工后，作磷化处理或镀铜、镀锡。
喷丸处理可提高寿命25%
滑动速度大的可表面硫化处理，以提高耐磨性
§5-5 车轮传动装置设计
1、功用：传转矩给车轮
2、主要零件： 断开式或转向驱动桥：万向传动装置
非断开式：半轴
一、结构形式分析：
1、半浮式半轴（图5-31a）：外端直接受轴承约束，承受弯矩大，用于乘、ma较小商 2、3/4浮式半轴（图5-31b）：外端通过套管受轴承约束，受弯矩较小，用于乘、ma较小商
3、全浮式半轴（图5-31c）：外端联轮毂再受轴承约束，理论上只受转矩，用于ma较大商 “副表示不受弯矩，只受转矩
06汽车设计讲稿-第二章
第二章 离合器设计
一、设计要求：
1、 可靠地传递发动机最大转矩，并有储备，防止传动系过载
2、 接合平顺
3、 分离要迅速彻底
4、 从动部分转动惯量小，减轻换档冲击
5、 吸热和散热能力好，防止温度过高
6、 应避免和衰减传动系扭转共振 ，并具有吸振、缓冲、减噪能力
7、操纵轻便
8、作用在摩擦片上的总压力和摩擦系数在使用中变化要小
9、强度足，动平衡好
10、结构简单、紧凑，质量轻、工艺性好，拆装、维修、调整方便
§2-2离合器结构方案分析
汽车应用最广泛的是干式盘形摩擦离合器。
干式盘形摩擦离合器分类：
1、按从动盘数：单、双、多
2、按弹簧布置形式：周、中央、斜
3、按弹簧形式：圆柱、圆锥、膜片
4、作用力方向：推、拉
二、压紧弹簧和布置形式的选择
1周置弹簧离合器：多用圆柱弹簧，一般用单圆周，重型货车用双圆周。 优：结构简单、制造方便、
缺：弹簧易回火，发动机转速很大时，传递力矩能力下降；弹簧靠在定位座上，接触部位磨损严重。
应用：广泛
2中央弹簧离合器： 离合器中心用一至两个圆柱（锥）弹簧作压紧弹簧。 优：压紧力足，踏板力小，弹簧不易回火
缺：结构复杂、轴向尺寸大
应用：转矩大于400～450N·m的商用车上
3斜置弹簧：
优：工作性能稳定，踏板力较小
缺：结构复杂、轴向尺寸较大
应用：总质量大于14t的商用车
4膜片弹簧：轿车、轻、中型货车及客车（大部分）
1）优：a.弹簧压力在使用过程中不变 → 传递转矩的能力大致不变
分离时，弹簧压力↓，踏板力↓
b.膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用、结构紧凑、尺寸孝零件少、质量校c.高速旋转时，摩擦力矩降低很少，性能较稳定
d.整个圆周大面积环形接触，压力均匀，磨损均匀
e.散热通风好，寿命长
f.平衡性好
2）缺：a.工艺复杂,成本高
19
b.尺寸精度要求高，60SGi2MnA.
3）应用：广泛
4）拉式膜片弹簧离合器与推式的不同点、优缺点（自学）
§2-3.离合器主要参数选择
一、后备系数β：反映离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。
1、选择β的根据：1）摩擦片摩损后, 离合器还能可靠地传扭矩
2）防止滑磨时间过长（摩擦片从转速不等到转速相等的滑磨过程）
3）防止传动系过载
4）操纵轻便
2、β不宜取太大的原因：
1）在D 、d、 F等不变的条件下，若β取太大，需↑Z，使离合器尺寸过大
2）若β取太大，在紧急结合离合器时，T传动系 ≥Temax→传动系过载
不松开离合器紧急制动，T传=（15-20）Temax→传动系过载
3）为减少分离时踏板力，β不宜取太大
4）发动机后备功率大，使用条件良好（不常换档），压紧弹簧压力可调或变化不大时，β可取小些
5）发动机缸数越多，转矩波动越小，β可取小些
6）膜片弹簧离合器比螺旋弹簧离合器，β可取小些
7）其他尺寸、摩擦片数不变，则F↑，∴P0↑, 寿命↓
3、β不宜取太小的原因：
1）为可靠传递发动机最大扭矩，β不宜取太小
2）为减少滑磨，β不宜取太小
3）β对滑磨有影响，当使用条件差，需拖带挂车时，为提高起步能力，减少滑磨，β宜取大
4）柴油机转矩不平稳，β宜比汽油机取大
5）双片离合器的β应≥单片离合器
6）衬片磨损后弹簧伸长，F↓，Tc↓，∴β不宜取太小
4、取值：乘、商（ma<6t） 1.20-1.75
商（ma≥6t） 1.50-2.25
挂车1.80-4.00
二、单位压力p。（一般用于验证）
1．离合器使用频繁（市内车、农用车使用频繁），取小值（离合器压力大磨损大）
2．发动机后备功率小, 取小值（大则不常换挡，po大）
3．载质量大或经常在坏路上行驶，p。取小值
4．衬片外径大（外缘线速度大，摩擦热负荷↑） po取小
5．材料：石棉基0.15—0.35Mpa ，粉末冶金0.35—0.5，金属陶瓷0.70~1.50
三、摩擦片外径D、内径d和厚度b
1、 D：对离合器轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性影响。
1) 已知：f,Temax，Z, 按（2-6）及（2-7），选β、p。后，可估算D
D12Temax(2-8) fZ01c32）也可根据经验公式
D=KDemax （2-9）
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式中：KD为直径系数，取值：乘KD =14.6
商（ma=1.8-14.0t）：单片KD＝16-18.5, 双片13.5～15.0；
商（ma>14.0t）KD＝22.5～24.0
2、 d
1)按c=d/D=0.53～0.70确定
2）Ｄ一定，↓ｄ，则→Ａ↑，传递Ｔｃ↑，但压力分布不均，磨损↑，不利散热和安装扭转减振器
3）D、d应符合GB/T 5764-1998标准系列，D应使圆周速度不超65-70m/s
3、 厚b：3.2，3.5，4.0mm三种
4、摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙Δt
1) 摩擦因数f：石棉基0.20—0.35，粉末冶金0.25—0.5，金属陶瓷0.4
2）摩擦面数Z：从动盘数的两倍
3）离合器间隙Δt：3-4mm
§2-4 离合器的设计与计算
四、膜片弹簧主要参数选择：
1、H/h和h的选择
H/h（H为自由状态内截锥高度），此值对弹簧的弹性特性影响极大。
H/h取1.5-2.0 , h(板厚) 取2-4mm →保证压紧力变化不大和操纵轻便。
2、R/r和R、r选择
R/r越大，弹簧越硬，应力越高，
按结构布置和压紧力的要求, R/r一般为1.20—1.35
推式 取R≥Rc, Rc为摩擦片平均半径
拉式 取r≥Rc
3、底锥角α：α=arctg(H/(R-r))≈H/(R-r)
O一般9—15
4、工作点B位置的选择：
1) 膜片弹簧的弹性特性曲线: 图2-14, 压紧力F1与变形λ1关系.横坐标λ（压紧力F1作用点变1形）, 纵坐标F1 ，
拐点H一对应压平位置
凸点M, 凹点N, λ1H为凸、凹点M、N横坐标的均值
△λ-最大磨损限度, △λ1f-离合分离时变形量
2) 工作点B位置:新离合器在接合状态，工作点取为B，λ1B =（0.8～１）λ1H ，使摩擦片在最
大磨损限度△λ内压紧力变化不大。即从Ｂ→Ａ，Ｆ１变化不大。
分离时，工作点从Ｂ→Ｃ，Ｃ以靠近Ｎ好，这时Ｆ１小，∵F2正比于F1 ，Ｆ２也喧分离轴承推力↓→踏板力↓。
５、ｎ的选取
ｎ常取18（大尺寸约取24,小尺寸取12）
五、材料及制造工艺
1、材料：60Si2MnA或50CrVA
2、工艺：强压处理（压平１２－１４ｈ）
凹表面或双面喷丸→↑疲劳强度
分离指端部高频淬火或喷镀铬或镀镉或四氟乙烯。
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