离合器设计说明书

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1、.理工大学理工大学离合器课程设计说明书离合器课程设计说明书设计题目：设计题目：宇通城市客车离合器设计宇通城市客车离合器设计学院班级：学院班级：汽车与交通学院车辆汽车与交通学院车辆 123123 班班小组组长：小组组长：岳川元岳川元(201224257)(201224257)小组成员：王小铭小组成员：王小铭(201224233)(201224233)卫卫(201224204)(201224204)明杰明杰(201224252)(201224252)登民登民(201224244)(201224244)指导教师：指导教师：林荣会林荣会时时间：间：20142014 年年 1111 月月 1010 日日

2、.v.目录一离合器设计方案选择 1一离合器设计根本要求 1二离合器设计主要参数 2三离合器构造方案选择 2四离合器构造概述 4五膜片弹簧离合器的工作原理 5六膜片弹簧离合器的优点 6二离合器摩擦片参数选择 6一后备系数6二初选摩擦片外径 D、径 d、厚度 b7三离合器传递的最大静摩擦力矩 TC8四离合器单位压力 P09三离合器根本参数的校核 10一摩擦片外径 D10二摩擦片外径比 c10三后备系数值 .11四摩擦片径 d11五单位摩擦面积传递的转矩 Tco11六单位压力 Po11七单位摩擦面积滑磨功 W11八摩擦片相关参数整理 12四膜片弹簧的设计 12一截锥高度 H 与板厚 h 比值和板厚

3、h 的选择 12二自由状态下碟簧局部大端 R、小端 r 的选择和 R/r 比值 13三膜片弹簧起始圆锥底角的选择 13四别离指数目 n 的选取 13五切槽宽度1、2 及半径 13六压盘加载点半径 R1和支承环加载点半径 r1确实定 13.v.七膜片弹簧材料的选择 13八膜片弹簧相关参数整理 14五扭转减振器的设计 14一扭转减振器的作用 14二扭转减振器的选择 15三扭转减振器参数确实定 15四减振弹簧的计算 17五扭转减振器参数整理 19六离合器操纵机构设计 19一操纵机构设计要求 19二操纵机构的选择 20三液压式操纵机构的设计和计算 20七从动盘总成设计 21一从动盘总成设计要求 21二

4、从动片的选择 21三从动盘毂的设计 22四波形片和减震弹簧的选择 23八离合器盖总成设计 23一离合器盖设计要求 23二压盘设计要求 24三压盘构造示意图 25四传动片设计 25五别离杠杆装置 25六支承环 26九别离轴承总成设计及总装 26一别离轴承总成设计 26二设计总装配 27十设计心得 27十一参考文献 28附录 28.v.绪论离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成， 其主要功用是切断和实现发动机与传动系的平顺接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系别离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损

5、坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。离合器设计目的是通过选型能了解不同型式离合器之间的差异及优缺点， 根据给定车型要求选择适宜构造形式的离合器，熟悉离合器设计的一般过程，对离合器选材、 设计和制造工艺有一定了解。在离合器设计过程中学会如何查找文献资料、相关书籍，培养我们动手设计工程、自学的能力，掌握单独设计课题和工程的方法， 设计出满足整车要求并符合相关标准、具有良好的制造工艺性且构造简单、 便于维护的汽车离合器，为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它工程奠定良好的根底；这也使我们充分地认识到设计一个工程工程所需经历的步骤， 以及身为一个工程技术人员所需具备的素质和所应当完成的工作，为即将进

6、入社会提供了一个良好的学习时机。一离合器设计方案选择一离合器设计方案选择一离合器设计根本要求一离合器设计根本要求为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应该满足如下根本要求：1在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储藏，又能防止过载；.v.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别离时要迅速、彻底；4从动局部转动惯量要小，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有足够的吸热能力和通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命；6应具有防止和衰减传动系的扭转振动，缓和冲击和降低噪声的能力；7操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳；

7、8具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长；9构造简单紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装维修、调整方便等；10作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。二离合器设计主要参数二离合器设计主要参数设计车型：宇通 ZK6126 型城市客车整车质量：11700 kg最大总质量：16500 kg最大扭矩：890 Nm最大扭矩转速：12001700 rpm最大功率转速：2200 r/min三离合器构造方案选择三离合器构造方案选择离合器构造方案很多，本设计采用盘形摩擦式离合器，主要构造选择如下：.v.1从动盘数：单片特点：构造简单，调

8、整方便，别离彻底，散热性好，适合转矩小于1000N.m的场合。2压紧弹簧形式：膜片弹簧特点：轴向尺寸小而径向尺寸大；无需别离杠杆，构造简单、零件少、质量轻且操纵轻便；压力分布均匀，磨损与离心对压紧力影响小，性能稳定，易于实现良好的通风散热。广泛应用于转矩为 80-2000N.m 的各种汽车上。3别离时离合器受力形式：拉式特点：拉式可产生更大的压紧力或减小压盘尺寸；拉式杠杆比大，操纵更轻便；拉式构造更为简单、紧凑，质量更轻；支承环磨损后不会产生冲击和噪音，使用寿命长；别离轴承构造复杂，安装拆卸不方便。4压盘驱动形式：传力片式特点： 传动片式是近年来广泛采用的构造， 沿周向布置的三组或四组钢带传动

9、片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓形式联接， 传动片的弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时，钢带受拉；当反拖发动机时，钢带受压。此构造中压盘与飞轮对中性能好， 使用平衡性好， 使用可靠， 寿命长。 但反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。5扭转减振器：存在扭转减振器作用：为了防止共振，缓和传动系所受到的冲击载荷。带扭转减振器的离合器广泛用于各种轿车和轻、中、重型货车上。6离合器操纵机构：液压式操纵机构特点：主要由吊挂式离合器踏板、主缸、工作缸、管路系统和回位弹簧等局.v.部组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、 发动机

10、的振动和驾驶室或车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点，广泛应用于各种形式的汽车中。四离合器构造概述四离合器构造概述离合器主要包括主动局部、从动局部、压紧机构和操纵机构四局部。主动局部包括飞轮、离合器盖、压盘；从动局部有从动盘；压紧机构是压紧弹簧；操纵机构包括别离叉、别离轴承、离合器踏板和传动部件。主、从动部件和压紧机构是保证离合器处于结合状态并能传递动力的根本构造，操纵机构是使离合器主、从动局部别离的装置。膜片弹簧离合总成由离合器盖、膜片弹簧、压盘、从动盘和别离轴承总成等局部组成。1离合器盖离合器盖一般为 120或 90旋转对称的板壳冲压构造， 通过螺栓与飞轮联结在一起。 离合器

11、盖是离合器中构造形状比较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。2膜片弹簧膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件， 在其孔圆周外表上开有许多均布的长径向槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形窗孔，可以穿过支承铆钉，这局部称之为别离指； 从窗孔底部至弹簧外圆周的局部形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧局部。3压盘.v.压盘的构造一般是环形盘状铸件， 离合器通过压盘与发动机严密相连。压盘靠近外圆周处有断续的环状支承凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。4从动盘离合器接合时， 飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动；在离合器别离时，压盘

12、相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作均由传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转；在离合器别离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向别离并使操纵力减小。5别离轴承总成别离轴承总成由别离轴承、 别离套筒等组成。别离轴承在工作时主要承受轴向别离力， 同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。目前国产的汽车中多使用角接触推力球轴承，采用全密封构造和高温铿基润滑脂，其端面形状与别离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。五膜片弹簧离合器的工作原理五膜

13、片弹簧离合器的工作原理离合器盖与发动机飞轮用螺栓紧固在一起， 当膜片弹簧被加预紧力压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘的压紧力，使得压盘与从动摩擦片之间产生摩擦力。当离合器盖总成随飞轮转动时构成离合器主动局部 ，就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力。要别离离合器时，将离合器踏板踏下，通过操纵机构，使别离轴承总成前移.v.推动膜片弹簧别离指，使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处于别离位置，切断了发动机动力的传递。六膜片弹簧离合器的优点六膜片弹簧离合器的优点膜片弹簧离合器相比于其他形式的离合器，有

14、一系列的优点：1膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性；2膜片弹簧兼起压紧弹簧和别离杠杆的作用，构造简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；3高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；4膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀且摩擦损失少，传递效率高，操纵轻便；5在接合或别离状态下，离合器盖变形量小，刚度大，别离效率更高；6易于实现良好的通风散热，使用寿命长；7膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。二离合器摩擦片参数选择二离合器摩擦片参数选择一后备系数一后备系数适宜的后备系数 保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩， 同时它有助于减少汽车起步时的滑磨， 提

15、高了离合器的使用寿命。 但为了离合器的尺寸不致过大，减少传递系的过载，使操纵轻便等，后备系数又不宜过大。当发动机后备功率较大、使用条件较好时， 可选取小些；当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少.v.离合器滑磨， 应选取大些；货车总质量越大， 也应选得越大，双片离合器的 值应大于单片离合器。各类汽车离合器 的取值围见表 2-3。表 1离合器后备系数的取值围车型乘用车及最大总质量小于6t 的商用车最大总质量为 614t 的商用车挂车后备系数1.201.751.502.251.804.00考虑到城市公交客车起步换挡比较频繁， 汽车总质量较大，又采用的是柴油机，单片离合器，综合以上因素，选取 为 1.

16、7。二初选摩擦片外径二初选摩擦片外径 D D、径、径 d d、厚度、厚度 b b摩擦片外径是离合器根本尺寸，它关系到离合器的构造、重量和寿命，它和离合器所需传递转矩大小有一定关系。D= =KDTemax=417mm式中，Temax为发动机最大转矩，取890N m；KD为直径系数，取 14，查询离合器摩擦片尺寸系列参数表：表 2离合器摩擦片尺寸系列和参数外径 D/mm160180200225250280300325350380405径 d/mm110125140150155165175190195205220厚度 b/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54.04.04.0c=d/

17、D0.6870.6940.7000.6670.620.5890.5830.5850.5570.540.5431- c30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.840单面面积F/mm2106132160221302402466546678729908.v.4302304.00.5350.8471037根据表中摩擦片标准系列尺寸，本文取：离合器摩擦片外径：D=430mm离合器摩擦片径：d=230mm离合器摩擦片厚度：b= 4 mm单面的摩擦片面积：F=1037mm2三离合器传递的最大静摩擦力矩三离合器传递的最大静摩擦力矩 T TC C

18、摩擦离合器是靠存在于主、 从动局部摩擦外表的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器静摩擦力矩 Tc 为：式中：f摩擦面间的静摩擦系数，一般取 0.250.3；Z摩擦面数，单片离合器 Z=2，双片离合器 Z=4；Po单位摩擦面上所承受的压力；D摩擦片外径；c 摩擦片、外径之比，c=d/D一般在 0.530.7 。为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 Tc应大于发动机的最大转矩，常按照经历公式计算，即：Tc=Temax因此，代入数据可解得：Tc=Temax=1.7x890=1513Nm式中：离合器后备系数必须1 。 越大，离合器滑磨时间就越短，越能可靠传递发动机最大转矩，但容

19、易导致离合器尺寸偏大，并引起冲击过载和操纵费力。其选择的总原那么是：汽车越.v.重，使用条件越差， 也应选大些。四离合器单位压力四离合器单位压力 P P0 0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高；4热稳定性要好，要求在高温时别离出的粘合剂较少，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外表；6油水对摩擦性能的影响应较小；7结合时应平顺而

20、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粉末冶金摩擦材料摩擦片，由基体金属铜、铁或其他合金 、润滑组元铅、石墨、二硫化钼等 、摩擦组元二氧化硅、石棉等3 局部组成。其摩擦系数高，能很快吸收动能，制动、传动速度快、磨损小；强度高，耐高温，导热性好；抗咬合性好，耐腐蚀，受油脂、潮湿影响小。粉末冶金摩擦材料(铜基)是以铜粉为主要成分再添加摩擦和防止粘结的非金属粉末制成的摩擦材料。Po对离合器工作性能和使用寿命影响很大,应根据使用条件、摩擦片尺寸、材料、汽车重量等因素来选取。摩擦面上的单位压力 Po的值也和离合器本身的工作条件、摩擦片的直径大小、后备系数、摩擦片材料及质量等有关。离合器

21、使用频繁，工作条件比较恶劣单位压力 Po较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力 Po，因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度变大，滑磨时发热严重，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了防止这些不利因素，单位压力 Po应随摩擦片外径的增加而降低。选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因.v.素。其中，单位压力 Po的选取标准见下表：表 3单位压力 Po的选取摩擦材料石棉基材料粉末冶金材料金属瓷材料模压编织钢基或铁基单位压力 P0/MPa0.15-0.250.25-0

22、.350.35-0.50.7-1.50注：对于石棉基材料的，一般轿车取 0.18-0.28MPa，货车为 0.14-0.23MPa，城市公交取0.1-0.13MPa，其中小值对应于使用频繁和载重大的汽车。由汽车设计课本指导书知，对于城市公交车，考虑到中间的散热困难，离合器的单位压力初选 Po为 0.1 MPa。摩擦片材料选择粉末冶金摩擦材料铜基 ，Po为单位压力，为 0.1 MPa，而 f 为摩擦因数，取值 0.3。三离合器根本参数的校核三离合器根本参数的校核一摩擦片外径一摩擦片外径 D D摩擦片外径 D 的选取应使最大圆周速度vD不超过 6570m/s,即：式中：vD摩擦片最大圆周速度m/s

23、；nemax发动机最高转速取 2200r/min；D摩擦片外径径取 430mm；代入数据计算并验证知，摩擦片外径 D 的选择符合条件。二摩擦片外径比二摩擦片外径比 c c根据资料查询，摩擦片的外径比 c 应在 0.53-0.70 围最适宜，前文已选用 c 为0.53，故符合条件。.v.三后备系数值三后备系数值 为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的后备系数值 应在一定围，最大围为 1.2-4.0，前文已选用 值为 1.7，故符合条件。四摩擦片径四摩擦片径 d d为了保证扭转减振器的安装，摩擦片径 d 必须大于减振器器弹簧位置直径2R0约 50mm，前面已选用 d 值

24、为 230mm，故符合条件。五单位摩擦面积传递的转矩五单位摩擦面积传递的转矩 T Tcoco为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力， 单位摩擦面积传递的转矩应该小于其许用值，即：Tc0=413944Tc 0.0034 Tc02222Z(D d )4(430 230 )式中，Tc为离合器传递的最大静摩擦力矩 1394Nm；Tc0为其允许值；当摩擦片外径 D325mm 时，Tc00.004Nm/mm2，所以符合要求。六单位压力六单位压力 P Po o为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力Po根据所用的摩擦材料在一定围选取， 选取单位压力 Po的最大围为 0.11.5Mp

25、a，前面已确定 Po值为 0.1MPa，故符合条件。七单位摩擦面积滑磨功七单位摩擦面积滑磨功 WW为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨， 防止摩擦片外表温度过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即：式中：w为单位摩擦面积滑磨功J/mm2 ；w为其许用值J/mm2 ， 对于乘用车：w=0.40 ；.v.W汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功J 。其中 W 可根据以下公式计算：W 73479J2 21800i0ige2n2marr2式中：ma为汽车总质量kg ；rr为轮胎滚动半径mig为为汽车起步时所用变速器档位的传动比取 6.11；i0为主减速器传动比取 5.74

26、；ne为发动机转速r/min ，计算时乘用车取 2000r/min，商用车取1500r/min。由以上校核式得知，单位摩擦面积滑磨功小于其许用值，符合要求。八摩擦片相关参数整理八摩擦片相关参数整理经计算和校核，摩擦片的相关参数如下表：表 4摩擦片相关参数整理摩擦片外径 D430mm摩擦片径 d230mm后备系数1.7厚度 b4mm单位压力 Po0.1MPa综合设计后其构造如以下图 1 所示：图 1摩擦片构造简图四膜片弹簧的设计四膜片弹簧的设计一截锥高度一截锥高度 H H 与板厚与板厚 h h 比值和板厚比值和板厚 h h 的选择的选择为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便， 汽车离合器用膜片弹

27、簧的 H/h一般为 1.52.0，板厚 h 为 24mm故初选 h=3mm,H/h=2 那么 H=2h=6mm。.v.二自由状态下碟簧局部大端二自由状态下碟簧局部大端 R R、小端、小端 r r 的选择和的选择和 R/rR/r 比值比值当 d/D 小于或者等于 0.6 时，摩擦片平均半径：Rc=Dd430230165(mm)44对于拉式膜片弹簧的 R 值，应满足关系 RRc=165mm。故取 R=170,再结合实际情况取 R/r=1.25,那么 r=136mm。三膜片弹簧起始圆锥底角的选择三膜片弹簧起始圆锥底角的选择arctanH/(R-r)=arctan6/(170-136)=10，满足 9

28、15的围。四别离指数目四别离指数目 n n 的选取的选取别离指数目 n 常采取 18， 大尺寸膜片弹簧可取 24， 小尺寸膜片弹簧可取 12。本文针对宇通城市公交客车，故取为 n=18。五切槽宽度五切槽宽度1 1、2 2 及半径及半径取13.3mm, 2=10mm,r故取e126mm。rerr满足 r-e=2,那么e35010由区间选取可知：Zj10.v.故取：Zj=127减振弹簧总压力 F当限位销与从动盘毂之间的间隙1或者2被消除，减振弹簧传递的转矩到达最大值 Tj 时，减振弹簧受到的压力 F为：FTj/R01335/77103)17.34 kN8极限转角t减震器从预紧转矩 Tn增加到极限转

29、矩 Tj时， 从动片相对从动盘毂的极限转角t为：式中：t减震弹簧的工作变形量。t通常取 3-12 度，汽车平顺性要求高或者发动机工作不均匀时，t取上限。四减振弹簧的计算四减振弹簧的计算在初步选定减振器的主要参数以后， 即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。1减振弹簧的分布半径 R1R1的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.600.75)d/2式中：d离合器摩擦片径。故：R1=0.7220/2=77mm，即为减振器根本参数中的 R02单个减振器的工作压力 P由工作关系中压力分配关系得知， 各个减震器的受力状况一样，那么可求得单个减震器的工作压力为：P= F/Z=17340/12144

30、5 N3减振弹簧尺寸弹簧中径 Dc其一般由布置构造来决定，通常Dc=1115mm.v.取：Dc=12mm弹簧钢丝直径 d查询资料得到弹簧钢丝直径 d 的计算公式为：d=38PDc38144512=4.24mm580式中：扭转许用应力可取 550600Mpa，故取为 580Mpa。减振弹簧刚度 k应根据已选定的减振器扭转刚度值 k及其布置尺寸 R1确定，即：k=k1000R1Zj217500189.4(N /mm)1000(77103)212减振弹簧有效圈数i根据经历公式可计算减震器弹簧的有效圈数为：减振弹簧总圈数 n其一般在 6 圈左右，与有效圈数i之间的关系为：n=i+(1.52)=12减振

31、弹簧最小高度：lmin n(d ) 1.1dn=55.97mm弹簧总变形量：l P1445 7.63mmk189.4减振弹簧总变形量：l0=lminl=55.97+7.63=63.6mm减振弹簧预变形量：80103Tn=0.457mml kZR1189.41277减振弹簧安装工作高度l：l l0 l=63.6-0.457=63.143mm从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角和减振弹簧的工作变形量l(l l l)有关，其值为：.v. 2arcsin(l/2R1)=4.13限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙1式中：R2限位销的安装尺寸；1值一般为 2.54mm。所以可取1为 3mm，R2为 42.86

32、mm。限位销直径dd按构造布置选定，一般：d9.512mm可取d为 10mm。五扭转减振器参数整理五扭转减振器参数整理经计算和校核，扭转减振器的相关参数整理如下表所示：表 7扭转减振器相关参数表极限转矩 Tj1335Nm阻尼摩擦转矩 T89 Nm预紧转矩 Tn80 Nm减振弹簧的位置半径 R0弹簧个数 Zj77mm12综合设计后其构造如以下图 6 所示：图 6扭转减振器构造简图六离合器操纵机构设计六离合器操纵机构设计一操纵机构设计要求一操纵机构设计要求为保证驾驶的平安性和可靠性，车辆的离合器操纵机构应该满足以下要求：1 踏板力要尽可能小， 乘用车一般在 80-150N 围， 商用车不大于 15

33、0-200N；2踏板行程一般在 80-150mm 围，最大不应超过 180mm；3 应有踏板行程调节装置， 保证摩擦片磨损后别离轴承自由行程可以复原；4应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏；5应具有足够的刚度；6传动效率要高；7发动机震动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作；.v.8工作可靠、寿命长，维修保养方便。二操纵机构的选择二操纵机构的选择常用的离合器操纵机构主要有机械式、 液压式、机械式和液压式操纵机构的助力器、气压式和自动操纵机构等。机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系操纵机构构造简单、工作可靠，广泛应用与各种汽车中。但其质量大，传动效率低， 发动机的振动

34、和车架或驾驶室的变形会影响其正常工作， 在远距离操纵时，布置困难。 绳索操纵机构可抑制上述缺点，且可采用适宜驾驶员操纵的吊挂式踏板构造，其寿命较短，机械效率仍不高，多用于发动机排量小于 1.6L 的乘用车中。液压式操纵机构主要由吊挂式离合踏板、主缸、工作缸、管路系统和回位弹簧等局部组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、 发动机的振动和驾驶室或车架的变形不会影响其正常工作、离合器结合较柔和等优点，故广泛应用于各种形式的汽车中。综合以上比较，本文选择液压式操纵机构。三液压式操纵机构的设计和计算三液压式操纵机构的设计和计算离合器液压操纵系统机构示意图 7，如下：图

35、 7液压操纵系统机构踏板行程 S 自由行程 S1工作行程 S2两局部组成，即：式中：S0f别离轴承的自由行程，一般为 1.53.0mm，反映到踏板上的自由行程 S1一般为 20-30mm；d1,d2分别为主缸和工作缸的直径；Z摩擦片面数；S为离合器别离时对偶摩擦片面间的间隙其中单片：；S=0.85-1.30mm，双片：S=0.75-0.90mm.v.a1,a2,b1,b2,c1,c2杠杆尺寸。S1取 25mm，S2取 32mm，所以 S 为 57mm。踏板力 Ff为：式中：F离合器别离时，压紧弹簧对压盘的总压力；2a2b2d2i操纵机构总传动比，i=4.25；2a1b1d1机械效率，液压式：=

36、80%-90%，机械式：=70%-80%，取 0.85；Fs抑制回位弹簧 1、2 的拉力所需的踏板力，在初步设计时可以略之。不考虑回位弹簧的作用，别离离合器所做的功 Wf为：式中：F1离合器结合状态下压紧弹簧的总压紧力。在规定的踏板力和行程的允许围， 驾驶员别离离合器所做的功不应大于 30J。工作缸直径 d2确实定，与液压系统所允许的最大油压有关。考虑到橡胶软管及其管接头密封要求，最大允许油压一般为 5-8MPa。七从动盘总成设计七从动盘总成设计一从动盘总成设计要求一从动盘总成设计要求从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：1从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的

37、冲击；2 从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损；3应安装扭转减振器，以防止传动系共振，并缓和冲击。二从动片的选择二从动片的选择1构造形式：从动片的设计常有三种典型形式：.v. 整体式弹性从动片；分开式弹性从动片；组合式弹性从动片。本文采用分开式弹性从动片。2材料选择从动片材料与所用的构造型式有关，不带波形弹簧片的从动片即整体式一般用高碳钢或弹簧片冲压而成，经热处理后到达硬度要求。采用波形片即分开式或组合式时，从动片用低碳钢，波形片用弹簧钢。3从动片根本尺寸从动片直径对照摩擦片尺寸确定， 为了减少从动盘转动惯量，从动片一般较薄，通常为 1.32mm

38、厚钢板冲压而成，从动片的外沿局部即波形弹簧片厚度在 0.65-1.0 之间。从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料常用中碳钢板或低碳钢板。外表硬度为 3540HRC。本次设计初选从动片厚度为 1.5mm。三从动盘毂的设计三从动盘毂的设计花键毂装在变速器第一轴前端，是离合器承受载荷最大的零件。目前，常采用齿侧定心的矩形花键，花键之间是动配合。花键毂一般采用锻钢 45、40Cr等，外表和心部硬度为2632HRC。花键毂轴向长度不宜过小，一般取 1.0 至1.4 倍花键轴直径。1从动盘毂设计参照下表从动盘毂花键尺寸系列表 8花键尺寸表发动机最大摩擦片外径 D/mm转矩Temax/(

39、N齿数 n外径花键尺寸径齿厚t/mm有效尺长 l/mm挤压应力D/mmd/mmc/MPa.v.m)430890104032550132花键强度校核花键破坏的主要形式是外表受力过大而破坏， 因此应进展花键的挤压应力校核，应力过大可增加花键毂的轴向长度。挤压应力：式中：P花键侧面压力N；式中：d、D分别为花键的外径mm；Z为从动盘毂数；n花键的齿数；l花键有效长度mm ；h花键的工作高度mm。应力校核：由此知，强度符合要求。四波形片和减震弹簧的选择四波形片和减震弹簧的选择波形片一般采用 65Mn， 厚度小于 1mm,硬度为 4046HRC 并经过外表发蓝处理。减震弹簧常采用 60Si2MnA、50

40、CrVA、65Mn 等弹簧钢丝。本次设计波形片厚度 0.8mm,减震弹簧采用 60Si2MnA。八离合器盖总成设计八离合器盖总成设计一离合器盖设计要求一离合器盖设计要求对离合器盖构造的设计要求：.v.1)应具有足够的刚度，否那么影响离合器的工作特性，增大操纵时的别离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底别离；2应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作；3盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度；4 为了便于通风散热，防止摩擦外表温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。为了降低本钱、增加刚度，尺寸较大的离合器盖一般用铸铁材料。本次设计初选厚度为 4mm。二

41、压盘设计要求二压盘设计要求对压盘构造的设计要求:1)压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘；2)压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底别离，厚度约为1525 mm ；3)与飞轮应保持良好的对中，并要进展静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于 1520 gcm ；4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。5)一般压盘外径比摩擦片外径大12mm，径比摩擦片小23mm。本文已设计出摩擦片

42、外径 430mm，径 230mm。.v.压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用 HT200、HT250、HT300，硬度为 170227HBS。本次设计初选压盘厚度 20mm，HT250，硬度 210HBS，外径 432mm，径228mm。三压盘构造示意图三压盘构造示意图最终压盘设计构造简图如以下图 8 所示：图 8压盘构造简图四传动片设计四传动片设计传动片的作用是在离合器接合时， 离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，别离时， 又可利用它的弹性来牵动压盘轴向别离并使操纵力减小。由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡。传动片常

43、用 34 组，每组 24 片，每片厚度为 0510mm，传力片常采用中碳钢35,硬度 HRC5562，渗碳处理。本次设计初选传动片 4 组，每组 3 片。五别离杠杆装置五别离杠杆装置对于别离杠杆装置的构造设计要求：1别离杠杆应具有较大的弯曲刚度，以免别离时杆件弯曲变形过大， 减小了压盘行程，使别离不彻底；2应使别离杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干预；3别离杠杆端高度应能调整，使各端位于平行于压盘的同一平面，其.v.高度差不大于 0.2mm；4别离杠杆支承处应采用滚针轴承、滚销或刀口支承，以减小摩擦和磨损；5应防止在高速旋转时因别离杠杆的离心力作用而降低压紧力；6为提高通风散热能力，

44、应将别离杠杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风。别离杠杆主要由 08 低碳钢板冲压和 35 等中碳钢锻造成型锻件硬度为 131156HBS而成。六支承环六支承环支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性好。支承环一般采用 3.04.0mm 的碳素弹簧钢丝。九别离轴承总成设计及总装九别离轴承总成设计及总装一别离轴承总成设计一别离轴承总成设计别离轴承总成由别离轴承、 别离套等组成。 别离轴承在工作中主要承受轴向别离力， 同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。以前主要采用推力球轴承或深沟球轴承，但其润滑条件差，磨损严重，噪声大，可靠性差，使用寿命低。目前，国外已采用角接触球轴承并采用全密封构造和高温

45、锂基润滑脂，其端部形状与别离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。本次设计选用拉式自动调心式别离轴承装置。.v.图 9拉式自动调心式别离轴承拉式膜片弹簧离合器与压式相比，具有以下特点：1拉式可产生更大的压紧力或减小压盘尺寸；2拉式杠杆比大，操纵更轻便；3拉式构造更为简单、紧凑，质量更轻；4支承环磨损后不会产生冲击和噪音，使用寿命长；5别离轴承构造复杂，安装拆卸不便。二设计总装配二设计总装配图 10总装图去后盖主视图图 11总装配局部图图 12总装配剖视图图 13总装配 CAD 图十设计心得十设计心得课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，

46、 也是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程。本设计以机械设计、汽车设计、二维制图模型为主线，利用 AutoCAD 软件绘制了离合器总成和局部零件的二维图形，此次设计充分利用了已学过的汽车设计和机械设计知识， 使我们对所学知识有了一个系统的认识、复习、稳固和深入。通过这次的汽车课程设计， 使我之前学习的课本知识得以稳固，同时也更加系统全面的了解了汽车离合器的相关知识。 我们组设计的离合器是拉式膜片弹簧离合器，虽然设计的不是非常理想，但是我们认认真真的做了，初步了解了离合器的构造设计，这对我们以后的工作开展有很大的帮助。通过这次设计， 我们还对机械设计和汽车设计有了更深刻的认识，也初步掌.

47、v.握了机械设计的方法和使用有关机械设计手册的方法；对机械零件、汽车部件、装配技术、计算机软件使用技术等作了一个全新的认识和再学习，加深了理解，并扩展了知识面；充分利用计算机 CAD 技术进展了绘图；提高了计算机的使用能力。 自己平日的理论知识虽然仍没有真正应用于实际生产中，但利用课程设计这个平台， 使我们充分认识到自己理论学习中的缺乏， 熟悉了一些新的设计方法。尤其是在画图方面，进一步熟练、稳固，这次课程设计为我以后的学习及毕业设计打下了根底，增强了我们实践操作和动手应用能力，提高了独立思考的能力。由于设计资料和能力比较有限， 此次设计尚有许多缺乏之处，恳请各位教师和同学给予批评指正。最后，

48、对于设计前期指导教师认真细致的讲解、指导和帮助，我们全组人员表示最真挚的感！十一参考文献十一参考文献1王望予，汽车设计M.：机械工业，2014.22恒，作模，文杰.机械原理M.八版.：高等教育，2013.53裘建新，机械原理课程设计M.：高等教育，2012.24家瑞，汽车构造M.：机械工业，2014.1附录附录：附表 1本组员分工班级学号分工主要任务收集资料制定任务和车辆 123组长岳川元201224257组员分工负责整个设计报告容、 格式的编写和检查数据的处理和计算车辆 123组员王小铭201224233压盘 CAD 简图绘制相关数据的计算和公式编辑相关数据的验证和整理所有 CAD 图纸的检

49、查和验收设计报告最终校核相关数据的验证CAD图纸的互相检查分工辅助任务.v.数据校核车辆 123组员从动盘 CAD 简图绘制卫201224204相关数据的计算和公式编辑数据校核总装配 CAD 简图绘制登民201224244相关公式的编辑和处理、 计算数据校核摩擦片 CAD 简图绘制明杰201224252液压操纵机构 CAD 示意图绘制相关公式的编辑设计报告最终校核相关数据的验证CAD图纸的互相检查设计报告最终校核相关数据的验证CAD图纸的互相检查设计报告最终校核相关数据的验证CAD图纸的互相检查设计报告最终校核车辆 123组员车辆 123组员注：从开场设计到最终说明书成型， 各项任务组员都有参与，并根据各人特长进展主、辅分工，共同完成该离合器课程设计说明书。.v.