离合器课程设计绝对精品

1、佳木斯大学机械工程学院-13级车辆工程专业课程设计佳木斯大学课程设计说明书题目:北京牌轻型双排座载货汽车离合器的设计学生姓名：王世欣学号：专业年级：车辆13级指导教师：所属学院：机械工程学院二一六年七月六日摘要汽车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，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴在汽车行驶过程中驾驶员可以根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时的分离和断开，使发动机向变速器输入动力：（1）是汽车平稳起步。（2）中断给传动系的动力，配合档位。（3）防止传动系过载。本设计主要针对某轿车设计的离合器。根据车辆使用条件和车辆参数，按着离合器系统的

2、设计步骤和要求，主要进行以下工作；摩擦片外径的确定，离合器后备系数的确定，单位压力的确定。并进行总成设计主要为；分离装置的设计，及从动盘的设计（从动盘毂的设计），及圆柱螺旋弹簧的设计等。关键字：单片；干式；膜片弹簧；液压操纵；1Abstractthe clutch is located in between the engine and transmission of the flywheel crust, screwed the clutch assembly fixed after the flywheel plane, clutch output shaft is gearbox inp

3、ut shaft. In automobile driving process. The driver stepped on the fly can according to need or loosen the clutch, make the engine and transmission temporarily separation and disconnected, make the engine to the transmission input power: (1) is car smooth start. (2) the interrupt to transmission pow

4、er, cooperate a gear. (3) prevent transmission overload. This design is mainly aimed at a car designed clutch. According to the vehicle use condition and vehicle parameters, according to the clutch system design steps and requirement, mainly for the following work; Friction slices diameter determina

5、tion, and clutch determination of unit is lengthened, pressure determination. And assembly design mainly for, Separation device design, and driven plate design (platen hub design), and the design of cylindrical helical spring etc.Monolithic   Dry type; Film spring; Hydraulic

6、; control1目 录摘要Abstract第1章 绪论1 1.1 概述1 1.2 离合器的基本组成和分类2 1.3 离合器的功用2 1.4 汽车离合器设计的基本要求2第2章 摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择4 2.1 摩擦片外径4 2.2 摩擦片内径4 2.3 摩擦片厚度5 2.4 校核离合器所选尺寸5第3章 离合器零件的结构选型及设计计算7 3.1 从动盘总成7 3.1.1 从动片7 3.1.2 从动盘毂7 3.2 压盖和离合器盖9 3.2.1 压盘设计9 3.2.2 离合器盖设计11 3.3 分离轴承及分离套筒11第4章 膜片弹簧的优化设计13 4.1 膜片弹簧设计 13

7、4.2  膜片弹簧的结构特点 13 4.3 膜片弹簧基本参数的选择 13 4.4  膜片弹簧的优化设计14 4.5 弹簧材料及制造工艺 15第5章 扭转减震器的设计16IV 5.1 扭转减震器的概述16 5.2 扭转减震器的概述16 5.3 减震弹簧的计算17第6章 操纵机构设计20 6.1 选择操纵机构的结构型式20 6.1.1 机械式操纵机构 20 6.1.2 液压式操纵机构 20 6.1.3机械式和液压式操纵机构的助力器 20 6.2  操纵机构的工作原理及尺寸参数的确定 21 6.2.1

8、  操纵机构的工作原理21 6.2.2  操纵系统和分离杠杆传动比的估算 21 6.2.3  踏板行程的计算校核 22 6.2.4  踏板力的计算校核 23 6.2.5  踏板和分离叉摆臂工作半径的计算23 6.3 离合器的平衡23参考文献24第1章 绪论1.1概述离合器是汽车传动系的重要部件。汽车从启动到行驶的整个过程中，离合器它的作用是使发动机与变速器之问能逐渐接合从而保证汽车平稳起步；替时切断发动机与变速器之间的联系以便于换档和减少换档时的冲击：当汽车紧急制动时能起分离作用，防止变速器等传动系统过载，起到一定

9、的保护作用：离合器类似开关接合或切断动力传递作用，因此任何形式的汽车都有离合装置，只是形式不同而已。随着科技的飞速发展，特别是液压技术、电子技术在汽车领域的广泛应用，汽车传动系发生了巨大的变化。作为传动系重要组成部件之一的离合器总成，担负着传力、减震和防止系统过载等重要作用。伴随着自动变速器技术及与之相配套的离合器技术的完善，离合器产品不论是性能结构方面还是生产制造方面都发生了很大变化。1981年，法国人制成了摩擦片式离合器，此后浸在油中工作的湿式多片离合器逐渐取代了锥形离合器，但多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘住，致使离合器分离不彻底，造成换档困难，所以它又逐渐被干式多片离合器取代。

10、多片干式离合器的住要优点是由于接触面多，故接合平顺柔和，保证了汽车的平稳起步；但因片数多，从动部分的转动惯量大，还是感到换档不够容易 。另外，中间压盘的通风散热不良，容易引起过热，加快了离合器的磨损，甚至烧伤和碎裂，如果调整不当还可能引起离合器分离不彻底。随着汽车运输业的发展，离合器还要在原有的基础上不断提高改进，一适应新的使用条件。从国外的发展动向来看，近年来车辆在性能上向高速发展，发动机的功率和转速不断提高，载货汽车趋于大型化，国内也有类似情况。此外，随着汽车发动机转速功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高，离合器的使用条件也越来越苛刻。从提高离合器性能的角度出

11、发，传统推式膜片弹簧离合器的结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操作，已成为离合器目前发展趋势。 在离合器的操纵机构中，由于重型和中型汽车的离合器压紧弹簧的压紧力很大，人们又采取各种助力装置来减轻驾驶员的劳动强度，如日本产TKL20型重型汽车采用弹簧助力；红岩CQ261和北京BJ370等重型车采用气压助力等。1.2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，

12、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。其构造一般由主动部分（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。1.3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，

13、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。1.4汽车离合器设计的基本要求为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足如下基本要求： （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。

14、（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。 28第2章 摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择2.1摩擦片外径摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命。它和离合器所需传递的转矩大小有一定的关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩（N

15、83; m）来选定时，可根据公式 (2-1)式中 摩擦片外径，mm 发动机最大转矩，N·m为直径系数，查表可知取16.0到18.5。此处，我们取18.0 所给题目中的最大转矩为171.5N· m，则摩擦片外径为235.7照我国摩擦片尺寸标准，由表21最终选定摩擦片的尺寸为255mm。2.2摩擦片内径摩擦片的内径不作为一个独立的参数，它和外径有一定的关系，用比值来反映，定义为 (2-2)比值关系到从动片总成的结构设计和使用性能。增加有利于离合器的散热和减少摩擦片内外缘滑磨速度差。但是，过分增加会使得摩擦片面积减小，影响其传递转矩的能力。按照目前的设计经验，一般说来，发动机转速

16、越高，取值越大。由离合器摩擦片的要求，内径160mm。表21离合器尺寸系列和参数 外径内径厚度内外径之比C单位面积1601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.583466003251903.50.5855460035019540.5576780038020540.540729002.3摩擦片厚度对摩擦片的厚度，我国已规定了3种规格：3.2 mm，3.5 mm和4 mm。根据离合器摩擦片的尺寸

17、系列和参数表21，取厚度3.5 mm。综上所述，选取摩擦片外径255mm，内径160 mm，厚度3.5 mm，0.627。2.4校核离合器所选尺寸离合器尺寸的校核可用如下公式 （2-3）式中 摩擦片外径，mm； 摩擦片内径，mm； 单位压力，mpa； 摩擦片工作面数，单片为2； 发动机最大转矩，N·m； 离合器后备系数； 离合器的转矩容量，N·m。后备系数是离合器一个重要的设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择时应考虑以下几点：（1）为可靠传递发动机最大

18、转矩，不宜选取太小； （2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大； （3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小些； （4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，应选取大些； （5）汽车总质量越大，也应选得越大； （6）发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些； （7）双片离合器的应大于单片离合器； （8）不同车型的值在一定范围内最大范围为1.24.0，据表2-1可知取1.7综上所述，由于采用的是膜片弹簧，基本上在公路上行使，取1.7，摩擦系数0.25，p0.41N/mm，内径140mm，代入（23）可得D240mm。所求的D与按第一个求得D相近，因此所选择的离合器

19、尺寸。参数合理。第3章 离合器零件的结构选型及设计计算3.1从动盘总成从动盘有两种结构形式：带扭转减振器的和不带扭转减震器的，本次设计中选取的是不带扭转减振器的从动盘，其结构简单、重量较轻，从动盘中的从动片直接铆在从动盘毂上。按从动盘数可分为单片离合器、双片离合器和多片离合器，单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底、接合平顺。双片离合器传递转矩能力较大，径向尺寸较小，接合平顺。但中间压盘通风散热不良，分离不够彻底。多片离合器主要用于行星齿轮变速器换档机构中，它具有接合平顺柔和、摩擦表明温度较低、磨损较小，使用寿命长的优点，主要应用于重型

20、牵引车和自卸车上。根据课题及参照同类产品，本次设计选取双片离合器。从动盘由从动片、摩擦片和从动盘毂等3个基本部分组成。3.1.1从动片设计从动片时应满足以下要求：（1）、设计时要尽量减少其重量，并使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量；（2）、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。采用具有轴向弹性的从动片结构比较复杂，此外由于轴向弹性需要增加分离行程才能保证离合器的彻底。从动片都要保证其结构形状的热稳定性，防止翘曲变形，以免摩擦面片压力不均。根据经验，参照同类产品，选取从动片的材料为50热处理HRC4050，外径为280mm。

21、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。1. 从动盘毂花键尺寸选择根据GB11441974选定从动盘毂花键尺寸系列表31选取其尺寸入下：从动盘外径280mm，发动机转矩171.5N·m，花键齿数

22、10，花键外径35mm，花键内径32mm，齿厚4mm，有效长度40mm，挤压应12.7MPa。表31 从动盘毂花键尺寸系列从动盘外径D/mm发动机转矩/ N· m花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm键齿宽b/mm有效齿长l/mm挤压应力/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2380

23、60010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5摩擦片与从动片之间有两种紧固方法：铆接法和粘接法，本次设计中选取铆接法，其优点是可靠及磨损后换装摩擦片方便。2从动盘毂花键的强度校核 （1）花键齿的侧面压力 （3-1）式中 从动盘毂的数目。因此 （2）挤压应力 （3-2）式中 h花键齿的工作高度，m，。因此 所以符合要求。根据经验、参照同类产品，选取从动盘摩擦材料为石棉基摩擦材料。采用它的原因是，一方面石棉有良好的耐热性能，而另一方面它又得到铜丝或锌丝的加强，可以说是一种性能比较良好的摩擦材料.3.

24、2压盖和离合器盖3.2.1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两个方面。1压盘传力方式的选择压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮有一定的联系，但这种联系又应允许压盘在离合器分离过程中能自由地做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。压盘和飞轮间常用的连接方式有：凸台式、键式、销式。这几种传力方式有一个共同的缺点，即传力处之间有间隙，这样在传力开始的瞬间，将产生冲击和噪声。由于传力零件之间有摩擦，将降低离合器操纵部分的传动效率。为了消除上述缺点，本设计采用传力片的传动方式。2压盘几何尺寸的确定在摩擦片的尺寸确定后与它摩擦相接触的压盘

25、内外径尺寸也就基本确定下来了。这样压盘几何尺寸最后归结为如何去确定它的厚度。压盘厚度的确定主要依据以下两点：压盘应具有足够的质量来吸收热量；压盘应具有较大的刚度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。本设计压盘的厚度为20mm。与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520 g·cm。压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。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。3滑磨功的计算离合器滑磨的严重程度常用滑磨功的大小来衡量。它

26、指的是离合器在接合过程中有多少机械能变成热能。离合器的滑磨功越大，意味着变成热能的数量越多，那么零件的发热和磨损也就越严重。计算公式如下：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，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于其许用值w。汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功为：W = ()式中，m 为汽车总质量(kg)； 为轮胎滚动半径(m)；i为汽车起步时所用变速器档位的传动比；i为主减速器传动比；n为发动机转速(r/min)；乘用车n取2000r/min。 ()=J 满足要求4压盘的结构设计与选择取温升t=10 t = =0.5×12213.5/(c

27、×481.4) = 9 m = = = 1.285kg 所以h=6取h=15 为铸铁密度，取7800 kg/m，V为压盘估算面积式中，为压盘温不超过810；为压盘的比热容，铸铁：=481.4J/(kg·)；为压盘质量(kg)；为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘。5压盘的材料压盘形状一般都比较复杂，而且还要求耐磨、传热性好和具有较理想的摩擦性能，本设计压盘材料为灰铸铁，为了增加其机械强度，另外增添了少量的锰。3.2.2离合器盖设计离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。在设计时应特别注意以下几个

28、问题： 1刚度问题离合器分离杆支承在离合器盖上，如果盖的风度不够，则当离合器分享时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时可能导致分享不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换档困难。 2通风散热为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开许多通风窗口。 3对中问题离合器盖内装有压盘、分离杆、压紧弹簧等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。对中方式常用的有以下两种：一是用止口对中，铸造的离合器盖以外圆与飞轮上的内圆止口对中。二是用定位销或定位螺栓对中。3.3分离轴承及分离套筒分离轴承在工作中

29、主要承受轴向力。在分离离合器时，犹豫分离轴承的旋转，在离心力的作用下，它同时还承受径向力。所以在离合器中采用的分离轴承主要有径向推力轴承和推力轴承两种。径向推力类适用于高速、第轴向负荷的情况，而推力类则适用低速、高轴向负荷的情况。除此之外，在某些轻型汽车上还采用由浸油的碳和石墨混合压制而成的滑动止推轴承。在以往的设计中，分离轴承在内圈通常压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外轴颈上，可以自由移动，分离离合器时轴承内座圈不动，外座圈旋转。在离合器处于结合状态时，分离轴承的端面与分离杆的内端之间应留有间隙34mm ，以备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

30、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。现在离合器操纵中常装有间隙自动调整装置，则0，踏板自由行程可减小。 因此，根据经验、参照同类产品，选取角接触球轴承，它能同时承受径向、轴向联合载荷，公称接触角越大，轴向载荷能力也越大。离合器分离轴承型号为：7011AC（），外形尺寸为：内径=55mm，外径=90mm，宽度=18mm。轴承套筒座是用尼龙和玻璃纤维材料模压成形，为例减轻摩擦磨损，制作时在套筒座中加有1%的二硫化钼，起着自润滑作用。套筒座的内孔开有矩形键槽，目的是减少滑动阻力，减缓来自变速器轴承盖套筒的振动，同时也起到通风散热和导屑的作用。分离套筒上开有用

31、来注润滑油的缺口，而在离合器壳上装有注油杯，并用软管（或硬管）通到分离套筒的缺口处，在分离套筒内还有一定的空间供储存润滑油。为保存润滑油并防止它飞溅到离合器摩擦片上，分离轴承外圈包有薄钢板冲压成的防护罩。第4章 膜片弹簧的优化设计4.1膜片弹簧设计  膜片弹簧的设计比较复杂，必须利用反求工程原理进行设计。即按照参考样件或先期的经验初步选定膜片弹簧的结构尺寸，然后对其工作弹性、应力强度等作出分析，最终经过优选定出其合理的结构尺寸。为此，需要清楚地了解膜片弹簧的结构特点、工作特性及失效的形式和原理，在此基础上要掌握有关膜片弹簧的弹性、强度等方面的计算方式。4.2膜片弹簧的结构特点

32、0;由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧是膜片弹簧。而膜片弹簧离合器分推式和拉式，在本设计中采用拉式结构。膜片弹簧在结构形状上分为两部分。在膜片弹簧的大端处为一完整的截锥体，它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。碟形弹簧的弹性作用是这样：沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形所。可以说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式。所不同的是，在膜片弹簧上还包括有径向开槽部分。膜片弹簧上的径向开槽部分像一圈瓣片，它的作用是，当离合器分离时作为分离杠杆。故它又称分离爪。分离爪与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方圆形孔。这样做，一

33、方面可以减少分离爪根部应力集中，一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧，分离爪根部的过渡圆角R4.5。4.3膜片弹簧基本参数的选择  1比值H/h 和 h 的选择  H/h比值是指碟簧的原始内截锥高度H及弹簧片厚度h之比。设计膜片弹簧时，要利用其非线性的弹性变形规律，因此要正确选择其弹性特性曲线的形状，以获得最佳的使用性能。膜片弹簧的弹性特性和H/h比值有关，不同的H/h比值可以得到不同的弹性特性曲线。一般汽车汽车膜片弹簧的H/h值的范围在1.52.5之间，板厚h为24mm。本次设计取h=2.5mm，H/h=2.2，即H=2.2h=5.5

34、mm。 2比值和、的选择 通过分析表明，越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r常在1.21.3的范围内取值。本设计中取=1.3，大于人，由于摩擦片的平均半径为故取=100mm，则mm。 3膜片弹簧起始圆锥底角膜片弹簧自由状态下圆锥角与内截锥高度H关系密切，一般在9°15°范围内。，代入数值计算可得=13.4，符合要求。 4分离指数目、切槽宽、窗孔槽宽、及半径汽车离合器膜片弹簧的分离指数目12，一般在18左右，采用偶数，本次设计取分离指数目n=18。切槽宽=3.23.5mm，窗孔槽宽2=910mm，

35、半径re的取值应满足.本次设计取，=10，。5膜片弹簧小段内半径及分离轴承作用半径的确定的值主要由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。分离轴承作用半径应大于。本次设计取26mm，=30mm。6压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定 和的取值将影响膜片弹簧的刚度。应略大于且尽量接近，应略小于且尽量接近。故选择=98，=80。4.4膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。 1为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h 与初始底锥角应在一定范围内，

36、即  2弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 3为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1应位于摩擦片的膜片弹簧的分离指起分离杠平均半径与外半径之间，即 4根据弹簧结构布置要求，R1与R，与之差应在一定范围内杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即4.5弹簧材料及制造工艺 国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移

37、，使其过分离38次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般为4550HRC，分离指端硬度为5562HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般

38、不得超过厚度3。膜片弹簧的内外半径公差一般为H1l和h11，厚度公差为±0025，上、下表面的表面粗糙度为1.6，底面的平面度一般要求小于0.1，初始底锥角公差为±10。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0.81.0。第5章 扭转减震器的设计5.1扭转减震器的概述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段扭转刚度，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。因此，扭转减振器

39、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（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及噪声。（4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。（5）减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩是两个主要参数，决定了减振器的减震效果。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。5.2扭转减震器的概述 1极限转矩极限转矩是指减振器在消除了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

40、用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取 = （1.52.0）Temax。一般中型货车：系数取1.5即=1.5Temax=257.25N²m 2扭转角刚度kj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。扭转角刚度决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸，设计时可按经验来初选，即 3阻尼摩擦转矩Tm 由于减振器扭转刚度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。一般可按下式初选：=（0.06

41、0.17）Temax，取=0.15Temax = 25.725N²m。 4预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是Tn不应大于T，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取 n=（0.050.15）Temax。取Tn=0.12Temax=20.58N²m 5减振弹簧的位置半径R0故R0 的尺寸应尽可能大些，一般取=(0.600.75)d/2，故=（0.600.75）175/2 = （4860）mm同时满足取=50mm。 6减振弹簧个数ZZ

42、参照摩擦片外径D = 255mm ，可选择Z为68，选取Z=6。 7减振弹簧总压力F当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减震弹簧传递的转矩达到最大值T时，减震弹簧受到的压力F为F = T/R = 396000Nmm/50= 5145N 8极限转角本次设计取10°。5.3减震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根据根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，的尺寸应尽可能大些，一般取=，式中为离合器摩擦片内径。 故(mm)，即为减振器基本参数中的。2单个减振器的工作压力 3减振弹簧尺

43、寸（1）弹簧中径根据根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，其一般由布置结构来决定，通常=1115mm，故取=12mm。（2）弹簧钢丝直径式中，扭转许用应力可取550600Mpa，故取为550Mpa。（3）减振弹簧刚度 根据根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）式4.7.13知，应根据已选定的减振器扭转刚度值及其布置尺寸确定，即（4）减振弹簧有效圈数i根据根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，。（5）减振弹簧总圈数 其一般在6圈左右，与有效圈数i之间的关系为， 减振弹簧最小高度弹簧总变形量 减振

44、弹簧总变形量减振弹簧预变形量减振弹簧安装工作高度l（6）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（）有关，其值为（7）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙和式中，1R为限位销的安装尺寸。值一般为2.54mm。 所以可取其为4mm, 为45.6mm。比稍大一些取=4.5。（8）限位销直径结构布置选定，一般为9.512mm。可取为11mm。第6章 操纵机构设计6.1选择操纵机构的结构型式6.1.1机械式操纵机构 机械式操纵机构有杆系和绳系两种形式。杆系传动结构简单、制造容易、工作可靠，缺点是质量大、摩擦损耗大、机械效率低，车架和驾驶室的变形会影响其正常工作

45、，在远距离操纵时布置困难。不宜采用适宜司机操作的吊挂式踏板结构，踏板处的地板密封困难；由于发动机与离合器是经弹性支撑安装在车架或车身上，而后者有刚性的支撑着踏板轴，因此发动机的较大振动以及车架或车身的变形都会影响其正常工作，为此，操纵机构的中间连接件之一必须采用球形支座以避免干涉。适宜发动机前置的各种汽车。绳索式传动机构可克服干系传动的诸多缺点，且适宜方便驾驶员操纵的吊挂式踏板结构。但其寿命较短，机械效率不高。多适用于轻型轿车。液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，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、驾驶室和车辆变形不会影响其正常工作、离合器结合较柔

46、和等优点。此形式广泛用于各种汽车。6.1.2液压式操纵机构 液压式操纵机构由吊挂式离合器踏板、总泵、分泵、管路系统、回位弹簧等组成。具有摩擦阻力小，传动效率高，质量小，布置方便，结合柔和（有助于降低猛接离合器时传动系统的动载荷），便于采用吊挂式踏板使该处地板易于密封，车架或车身的变形以及发动机的振动不会影响其工作，系统刚度好有助于减小踏板自由行程，也便于远距离操纵及采用可翻倾式驾驶室等优点。它不仅最广泛地用于轿车及中、轻型客车及货车上，而且在大客车和重型货车上的应用也日益增多，但在中型以上的汽车上使用时应该加装助力器。6.1.3机械式和液压式操纵机构的助力器 在中型以上的汽

47、车上，为减轻离合器踏板力，在机械式和液压式操纵机构中常采用各种助力器。气压式助力器多用于在大型重型汽车上，由于分离离合器时踏板力很大，驾驶员难以操作，在这种情况下常采用气压式助力器。气压式助力器是利用外界气源压力来协助分离离合器，理论上不需要人的体力，人对离合器踏板的操纵只是为了控制离合器的分离和接合，因此在设计上助力器的动作应满足随动作用的要求，并且还应保证在助力器失效的情况下，离合器仍然能够由人力来操纵。所谓随动作用，是指作用于分离轴承上的力（或它的位移）和驾驶员加于踏板上的力（或位移）构成确定的比例关系，后者跟着前者动而动、停而停，却与作用时间的长短无关。弹簧助力式虽助力效果有限，只能使

48、踏板力降低25%-30%。但其结构简单，便于设计，节约能源，安装、维修简单。轻型货车所需离合器踏板力适中，无需较强的助力。因此本此设计采用弹簧助力式离合器操纵机构。6.2操纵机构的工作原理及尺寸参数的确定 6.2.1操纵机构的工作原理当司机踩下离合器踏板时，在踏板力和助力弹簧的作用力下分离拉杆向左移动。由于分离叉摆臂和分离叉由键连接固定，不可转动，因此可视为一体。分离叉的一端与分离叉摆臂连接，另一端与车体上固定的轴承配合。分离拉杆带动分离叉摆臂下端向左移动时，分离叉摆臂和分离叉组成的整体绕车体上固定的轴承径向旋转。在分离叉上突出的俩分离耳的作用下分离套筒带动分离轴承右移，分离轴承施力

49、于分离杠杆，实现离合器的分离。当司机松开离合器踏板时，在复位弹簧的作用下，分离套筒和分离轴承右移，离合器处于合的状态。分离叉摆臂下端左移，分离拉杆左移，离合器踏板复位。6.2.2操纵系统和分离杠杆传动比的估算 式中 分离套筒所受的正压力 发动机输出的最大扭矩 摩擦片的摩擦因数  离合器操纵系统的总传动比 踏板力的最大值（货车的踏板力一般取120-180N）分离套筒所受正压力最大值：离合器操纵系统的总传动比最大值：取离合器操纵系统的总传动比，6.2.3踏板行程的计算校核离合器踏板储备行程。从离合器完全分离时起到踏板行程结束的距离，为了使离合器在所有情况下都能彻底分离以免造成变速器换挡时的齿轮撞击、换挡力增加等，至少应留 25mm 的踏板行程，即自由行程（取40mm）。这样能够保证离合器在所有情况下都能顺利的分离。接合开始点。踏板往上抬时的离合器结合过程，位于彻底分离点之上。若它距离储备点50mm以上，就难以从脚感上确定踏板的位置。结合调节区。它的范围是接合开始到离合器摩擦力矩等于发动机输出转矩之时，离合器的接合过程中，转矩容量是从零逐渐增大（已靠经踏板行程的最高顶点位置），故接合区域是不稳定的。当离合器传递发动机最大转矩时，离合器的完全结合发生在踏板行程靠近终了顶部，而在部分