车辆工程毕业设计（论文）长安杰勋汽车膜片弹簧离合器设计【全套图纸】

本科学生毕业设计长安杰勋汽车膜片弹簧离合器设计院系名称：汽车与交通工程学院专业班级：车辆工程学生姓名：指导教师：职称：讲师TheGraduationDesignforBachelor'sDegreeDesignofChanganJiexunAutomobileDiaphragmSpringClutchCandidate：Specialty：VehicleEngineeringClass：B07-6Supervisor：LecturerHeilongjiangInstituteofTechnology 摘要离合器是汽车传动系中的重要部件，主要功用是是切断发动机对传动系的动力传递，保证汽车平稳起步，保证传动系统换挡时工作平顺以及限制传动系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载。此设计说明书详细的说明了膜片弹簧离合器的参数选择以及计算过程。本文根据长安杰勋汽车的性能参数，确定了以推式膜片弹簧离合器作为设计目标。根据推式膜片弹簧离合器工作原理和使用要求，确定了各部分的基本结构及其零部件的制造材料。按照系统化的设计方法确定了离合器的摩擦片外径D、后备系数β、单位压力P、摩擦因数f、摩擦面数z以及离合器间隙Δt，设计了膜片弹簧、从动盘总成、离合器盖总成和分离操纵机构，对压盘进行了温升校核，对摩擦片进行了滑摩功校核。全套图纸，加153893706关键字：离合器；膜片弹簧；从动盘；摩擦片；操纵机构ABSTRACTClutchisanimportantpartofvehicledrivetrain,mainfunctionistocutoffenginepowertothetransmissionsystem,ensurethecarasmoothstarttoensureworkssmoothshiftingofthetransmissionsystem,andlimitsthemaximumtorqueonthetransmissionsystem,preventdrivesystemoverloads.Thisdesigngaveadetaileddescriptionoftheprocessparametersselectionandcalculationofdiaphragmspringclutch.ThisarticleaccordingtotheChang'anJieXunperformanceparametersofthecar,identifiedasadesigngoaltopushthediaphragmspringclutch.Accordingtopushthediaphragmspringclutchworkprincipleandapplicationrequirements,determinesthebasicstructureofthepartsandcomponentsmanufacturingmaterials.Ascertainedinaccordancewithsystematicdesignmethodoftheclutchfrictionplatediameterd,reservecoefficientβ,pressurep,f,thenumberoffrictionsurfacefrictioncoefficientzandclutchgapΔt,designthediaphragmspring,clutchdrivenplateAssembly,clutchcoverAssemblyandseparationcontrol,checkingthetemperatureriseofthepressureplate,checkingthefrictionofslidingfriction.Keywords:Clutch；Diaphragmspring；Drivenplate；Frictionplate；Control目录摘要 IAbstract II第１章绪论 11.1引言 11.2选题的目的及意义 31.3离合器的研究现状 31.4设计的主要内容 4第2章离合器的基本参数确定 52.1离合器设计所需数据 52.2摩擦片主要参数选择 52.3摩擦片基本参数优化 62.4离合器后备系数β的确定 82.5单位压力P的确定 82.6摩擦因数f摩擦面数z和离合器间隙Δt的确定 92.7本章小结 10第3章离合器零部件的设计 113.1膜片弹簧的结构特点 113.2膜片弹簧的变形特性 113.3膜片弹簧的参数确定 123.3.1H/h比值的确定 123.3.2R及R/r确定 123.3.3膜片弹簧起始圆锥底角α 133.3.4膜片弹簧小端半径和分离轴承的作用半径 133.3.5分离指数n和切槽宽度 133.3.6压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定 133.3.7膜片弹簧的优化设计 133.3.8膜片弹簧的工作状态分析 143.3.9膜片弹簧的应力计算 163.3.10膜片弹簧的支承形式 183.4扭转减震器设计 183.5扭转减震器基本参数确定 193.6减震弹簧设计 193.6.1减震弹簧的安装位置 193.6.2减震弹簧的工作负荷 193.6.3减震弹簧的个数选取 203.6.4减震弹簧的尺寸计算 203.7从动盘总成设计 223.7.1从动盘的设计要求 223.7.2从动片设计 233.7.3从动盘毂设计 233.7.4摩擦片与从动片的紧固方式选择 243.8离合器盖总成设计 243.8.1离合器盖设计 243.8.2压盘的几何尺寸的确定 253.8.3离合器一次接合的温升校核 263.8.4压盘的驱动方式 263.8.5离合器的散热通风 263.9分离轴承总成设计 273.9.1分离轴承的作用 273.9.2分离轴承的选择 273.10本章小结 27第4章离合器操纵机构设计 284.1离合器操纵机构的要求 284.2操纵机构的选择 284.3操纵机构的设计计算 284.3.1踏板行程计算 294.3.2踏板力计算 294.4本章小结 30结论 31参考文献 32致谢 33附录A 34附录B 36第１章绪论1.1引言对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。目前，各种汽车主要采用的摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。摩擦离合器所能传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面状况等，即主要取决于离合器基本参数和主要尺寸。膜片弹簧离合器在技术上比较先进，经济性合理，同时其性能良好，使用可靠性高寿命长，结构简单、紧凑，操作轻便，在保证可靠地传递发动机最大扭矩的前提下，有以下优点[1]：1、膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特征，工作中能保持传递的转矩大致不变；2、膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆作用，结构简单紧凑，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，压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀；5、易于实现良好的通风散热，使用寿命长；6、膜片弹簧中心与离合器中心重合，平衡性好。离合器的第一个功用是使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。发动机启动后，以最低稳定转速运转，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就必然造成汽车猛烈攒动，或是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。如图1.1所示，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮2和压盘4借摩擦作用传给从动盘3，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒7和分离轴承6，将分离杠杆的内端推向左方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖5上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向右，这样，从动盘3两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向左，仍将从动盘3压紧在飞轮上2，这样发动机的扭矩又传入变速器[２]。1-轴承2-飞轮3-从动盘4-压盘5-离合器盖6-分离轴承7-分离套筒图1.1离合器总成1.2选题的目的及意义在汽车领域膜片弹簧离合器已得到了广泛的使用，但由于我国膜片弹簧离合器技术起步比较晚，故技术还不成熟，存在很多不足之处。与国际的产品相比，国内产品的不足主要表现在技术含量低，产品的研发缺乏前瞻性，标化程度低。通过此次设计了解离合器的构造，掌握离合器的工作原理。熟悉从动盘、压盘、膜片弹簧的设计方法以及优化方法。学会如何查找文献资料，培养自学能力，掌握单独设计课题和项目的方法，设计出满足整车要求并符合相关标准的汽车离合器，为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。经过为期四个月的毕业设计，使学生充分地认识到设计一个工程项目所需的步骤，以及身为工程技术人员所需具备的素质和应当完成的工作，为即将进入社会提供了一个良好的学习机会，对于由学生向工程技术人员转变有着重要意义。1.3离合器的研究现状随着社会节奏的加快以及人们生活水平的提高，对汽车来说，人们要求它有自重轻、行使速度高、加速性能好、可以在各种路面上甚至无路地区行驶及机动灵活等特点。为了满足汽车各种行使的需求，在汽车上要需要有一套复杂的传动系统。现代汽车上最常用的是机械式传动系统，它是由发动机以及离合器、变速器、万向节传动轴、主减速器、差速器和驱动车轮的传动装置（如半轴）等部件组成。其中离合器是作为一个独立的部件而存在的。它在传动系统中起着传递扭矩、分离传动、减振和过载保护多重功用，其品质直接影响汽车的性能，对于使用工况复杂、超载严重的中国汽车更是如此[3]。在采用离合器的传动系统中，早期离合器的结构形式是锥形摩擦离合器。锥形摩擦离合器传递扭矩的能力，比相同直径的其他结构形式的摩擦离合器要大。但是，其最大的缺点是从动部分的转动惯量太大，引起变速器换挡困难。而且这种离合器在接合时也不够柔和，容易卡住。此后，在油中工作的所谓湿式的多片离合器逐渐取代了锥形摩擦离合器。但是多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘住（尤其是在冷天油液变浓时更容易发生），导致分离不彻底，造成换挡困难。所以它又被干式所取代。多片干式摩擦离合器的主要优点是由于接触面数多，故接合平顺柔和，保证了汽车的平稳起步。但因片数较多，从动部分的转动惯量较大，还是感到换挡不够容易。另外，中间压盘的通风散热不良，易引起过热，加快了摩擦片的磨损甚至烧伤和破裂。如果调整不当还可能引起离合器分离不彻底[4]。多年的实践经验使人们逐渐趋向于采用单片干式摩擦离合器。它具有从动部分转动惯量小，散热性好，结构简单，调整方便，尺寸紧凑，分离彻底等优点。而且只要在结构上采取一定措施，也能使其接合平顺。因此，它得到了极为广泛的应用。如今，单片干式摩擦离合器在结构设计方面也相当完善：采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性；离合器中装有扭转减振器，防止了传动系统的共振，减少了噪音；以及采用了摩擦较小的分离杆机构等。另外，采用了膜片弹簧作为压簧，可同时兼起到分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。膜片弹簧和压盘的环形接触，可保证压盘上的压力均匀。由于膜片弹簧本身的特性，当摩擦片磨损时，弹簧的压力几乎没有改变，且可减轻分离离合器时所需要的踏板力。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上多采用多片干式离合器。次外，近年来由于多片湿式离合器在技术上的不段改善，在国外的某些重型牵引汽车和自卸车上又开始采用多片湿式离合器，并有不断增加的倾向。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制制冷的结果，摩擦表面的温度较低（不超过93℃近年来随着我国汽车工业的飞速发展，汽车发动机转速和功率的不断提高、汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。如何在高转速大功率下保证离合器的稳定工作成为国内外研究的主要课题。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式结构发展，传统的操作形式正向自动操作形式发展，传统的离合器作为单一总成也正在向离合器与其它总成复合集成化发展。因此，提高离合器的可靠性和使用寿命，适应高转速，增加传递转矩的能力和简化操作，已成为离合器的发展趋势。1.4设计的主要内容本次设计主要包括如下内容：1、完成膜片弹簧离合器的基本结构尺寸和参数的选择（摩擦片外径D、离合器后备系数β和单位压力p）、性能计算和设计；2、从动盘总成设计；3、压盘和离合器盖总成设计；4、离合器装配图；5、离合器操纵机构的设计计算。第2章离合器的基本参数确定2.1离合器设计所需数据离合器的主要参数选择需要根据发动机的功率、转矩和传动系的传动比来确定。表2.1为此次设计车型的基本数据。表2.1长安杰勋汽车基本数据汽车的驱动形式4×2汽车满载质量2010kg发动机最大功率112KW发动机最大转速6000r/min发动机最大扭矩192N.m/4500rpm离合器形式机械、干式、单片、膜片弹簧操纵形式液压人力操纵传动比ig0=3.74ig1=3.40ig2=2.048ig3=1.346ig4=0.972ig5=0.769轮胎型号195/65R152.2摩擦片主要参数选择摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩已知，适当选取后备系数β和单位压力P0，可估算出摩擦片外径。摩擦片外径D（mm）也可以根据发动机最大转矩按如下经验公式选用：（2.1）式中:—直径系数，取值范围见表2.2。由所选车型得=192N·m，=14.6，表2.2直径系数的取值范围车型直径系数乘用车14.6最大总质量为1.8～14.0t的商用车16.0～18.5(单片离合器)13.5～15.0(双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车22.5～24.0则将各参数值代入式后计算得D=202.3mm根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据表2.3；表2.3离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm160180200225250280300325350内径d/mm110125140150155165175190195厚度h/mm3.53.54=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.5401－0.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827单位面积F/106132160221302402466546678应取摩擦片相关标准尺寸：外径D=280mm内径d=165mm厚度h=3.5mm2.3摩擦片基本参数优化摩擦片主要参数优化步骤如下[5]:1、摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过65～70m/s，即（2.2）式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最大转矩时转速(r/min)。2、摩擦片的内、外径比应在0.53～0.70范围内，即3、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β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0。β=1.34、为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器振器弹簧位置直径约50mm，即5、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小于其许用值，即（2.3）式中:—单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm2)，可按表2.4选取经检查,合格。表2.4单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格0．280．300．350．406、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，单位压力的最大范围为0.11～1.50MPa,即7、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,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值,即（2.4）式中:—单位摩擦面积滑磨功(J/mm2)；—其许用值(J/mm2)，对于乘用车：J/mm2，对于最大总质量小于6.0t的商用车：J/mm2，对于最大总质量大于6.0t商用车：J/mm2：W—汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可根据公式2.5计算（2.5）式中:—汽车总质量(Kg)；—轮胎滚动半径（m）；—汽车起步时所用变速器挡位的传动比；—主减速器传动比；—发动机转速r/min，计算时乘用车取r/min，商用车取r/min。其中：代入式得，，合格。2.4离合器后备系数β的确定后备系数β是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择β时，应从以下几个方面考虑：a.摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b.防止离合器本身滑磨程度过大；c.要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车β=1.2～1.75。本设计的是2吨小型轿车离合器，参看有关资料“离合器后备系数的取值范围”（见下表2.5），并根据最大总质量不超过6吨的载货汽车=1.20～1.75，结合设计实际情况，故选择β=1.3。则有β可由表2.5查得β＝1.3。表2.5离合器后备系数的取值范围车型后备系数β乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.20～1.75最大总质量为6～14t的商用车1.50～2.25挂车1.80～4.002.5单位压力P的确定摩擦面上的单位压力P的值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。离合器使用频繁,工作条件比较恶劣(如城市用的公共汽车和矿用载重车),单位压力P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P。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大，滑磨时发热厉害，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，为了避免这些不利因素，单位压力P应随摩擦片外径的增加而降低[5]。前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸；外径D=280mm内径d=165mm厚度h=3.5mm内径与外径比值由公式（2.6）得P=0.11MPa表2.6摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力/MPa石棉基材料模压0.15～0.25编织0.25～0.35粉末冶金材料模压0.35～0.50编织金属陶瓷材料0.70～1.502.6摩擦因数f摩擦面数z和离合器间隙Δt的确定摩擦片的摩擦因数取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。可由表2.6查得：摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。本题目设计单片离合器，因此Z=2。离合器间隙Δt是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙Δt一般为3～4mm。取Δt=3mm。表2.7摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料摩擦因数石棉基材料模压0.20～0.25编织0.25～0.35粉末冶金材料铜基0.25～0.35铁基0.30～0.50金属陶瓷材料0.42.7本章小结本章根据长安杰勋汽车的基本参数，确定了摩擦片的基本尺寸并进行了优化，选择了离合器的主要参数，包括：后备系数β、单位压力P、摩擦因数f、摩擦面数z和离合器间隙Δt。为下章的离合器计算提供依据。第3章离合器零部件的设计3.1膜片弹簧的结构特点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[6]。3.2膜片弹簧的变形特性膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分，碟簧部分的弹性变形特性和螺旋弹簧是不一样的，它是一种非线性的弹簧，其特性和碟簧部分的原始内截锥高H及弹簧片厚h的比值H/h有关。不同的H/h值可以得到不同的特性变形特性。一般可以分成下列四中情况[7]：1、＜如图3.1中H/h=0.5的曲线,其曲线形状表现为:载荷P的增加,变形总是不断增加.这种弹簧的刚度很大,可以承受很大的载荷,适合与作为缓冲装置中的行程限制器。2、=如图3.1中H/h=1.5≈的曲线,弹性特性曲线在中间有一段很平直,变形的增加,载荷P几乎不变.这种弹簧叫做零刚度弹簧.3、＜＜2如图3.1中=2.75者,弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域,即当变形增加时,载荷反而减少具有这种特性的膜片弹簧很适合用于作为离合器的压紧弹簧,因为可利用其负刚度区,达到分离离合器时载荷下降,操纵省力的目的,当然负刚度过大也不适宜,以免弹簧工作位置略微变动造成弹簧压紧力过大.4、＞如图3.2,这种弹簧的的特性曲线中具有更大的负刚度不稳定工作区,而且有载荷为负值的区域.这种弹簧适合于汽车液力传动中的锁止机构。图3.1三种不同H/h值时的无因次特曲线图3.2各种不同H/h值时的无因次弹性变形特性3.3膜片弹簧的参数确定3.3.1H/h比值的确定此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，根据对膜片弹簧的变形特性的分析，参照图3.1为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h通常在1.5～2范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为2～4mm，本设计，h=3mm，则H=6mm。3.3.2R及R/r确定通过分析表明，R/r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1.2～1.35的范围内取值。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。本设计中取，摩擦片的平均半径，因为取、则。3.3.3膜片弹簧起始圆锥底角α汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α一般在°范围内，本设计中得°在°之间，合格。3.3.4膜片弹簧小端半径和分离轴承的作用半径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。应大于。本设计所取，。3.3.5分离指数n和切槽宽度分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧有取24的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取12的，本设计所取分离指数为18。，，取，，应满足的要求,。3.3.6压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定应略大于且尽量接近r，应略小于R且尽量接近R。本设计取，。3.3.7膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化步骤如下[8,9]：1、为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的与初始锥角应在一定范围内，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，推式膜片弹簧的压盘加载点半径（或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即推式：4、根据弹簧结构布置要求，与，与之差应在一定范围内选取，即5、膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，，因此杠杆比应在一定范围内选取，即推式：由4和5得，。3.3.8膜片弹簧的工作状态分析碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图3.3，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分——分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F1表示，加载点间的相对变形（轴向）为λ1，则压紧力F1与变形λ1之间的关系式为[10]:（3.1）式中：E—弹性模量，对于钢，μ—泊松比，对于钢，μ=0.3H—膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度h—弹簧钢板厚度R—弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径r—弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径R—压盘加载点半径r1—支承环加载点半径图3.3膜片弹簧表3.1膜片弹簧弹性特性所用到的系数RrR1r1Hh119921139463代数据入上式得求一次导数，可解出λ1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点。凸点：mm时，凹点：mm时，拐点：mm时，当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为F2，对应此载荷作用点的变形为λ2。由（3.2）（3.3）列出表3.2:表3.2膜片弹簧工作点的数据2.936.984.9610.5525.1317.8612706.67255.29925.443557.852031.462779.12膜片弹簧工作点位置的选择:从膜片弹簧的弹性特性曲线图分析出，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧压平位置，而。新离合器在接合状态时膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般,以保证摩擦片在最大磨损限度Δλ范围内压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C，为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近N点。为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力应大于或等于新摩擦片时的压紧力。3.3.9膜片弹簧的应力计算定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O转动。断面在O点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于中性点O。令X轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意点的切向应力为：（3.4）式中:φ—碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）α—碟簧部分子有状态时的圆锥底角e—碟簧部分子午断面内中性点的半径e=（R-r）/In(R/r)（3.5）图3.4膜片弹簧工作点位置为了分析断面中断向应力的分布规律，将上式写成Y与X轴的关系式：（3.6）由式（3.6）可知，当膜片弹簧变形位置φ一定时，一定的切向应力αt在X-Y坐标系里呈线性分布。当时，因为的值很小，我们可以将看成，由上式可写成。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点O而与X轴承角的直线上。从式（3.16）可以看出当时无论取任何值，都有。显然，零应力直线为K点与O点的连线，在零应力直线内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。由此可知，碟簧部分内缘点B处切向压应力最大，A处切向拉应力最大，分析表明，B点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核B处应力就可以了，将B点的坐标X=（e-r）和Y=h/2代入公式有：（3.7）令可以求出切向压应力达极大值的转角（3.8）由于：所以：，B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力F2作用下还受有弯曲应力：（3.9）式中:n—分离指数目n=18br—单个分离指的根部宽因此：由于σrB是与切向压应力σtB垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论，B点的当量应力为：膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能力，一般要经过以下工艺：先对其进行调质处理，得到具有较高抗疲劳能力的回火索氏体，对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持12～14h），使其高应力区产生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，提高弹簧疲劳寿命，对分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以用设数据合适。膜片弹簧使用优质高精质钢。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料为60SiMnA。3.3.10膜片弹簧的支承形式推式膜片弹簧支承结构按支承环数目的不同分为三种，分别为双支承环形式，单支承环形式，无支承环形式。本设计选择双支承环形式，用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支撑环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单，耐久性良好。3.4扭转减震器设计扭转减震器有线性和非线性两种特性。单级线性减震器的扭转特性，如图3.5，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛用于汽油机汽车中。由于长安杰勋汽车采用的是汽油发动机，故其扭转减震器的类型应选择单级线性扭转减震器。减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。3.5扭转减震器基本参数确定减震器极转矩摩擦转矩预紧转矩扭转角刚度图3.5扭转特性图3.6减震器尺寸简图3.6减震弹簧设计3.6.1减震弹簧的安装位置的尺寸尽可能的大一些根据图3.6，一般取结合，得取54mm。3.6.2减震弹簧的工作负荷1、全部减振弹簧总的工作负荷2、单个减振弹簧的工作负荷3.6.3减震弹簧的个数选取式中Z为减振弹簧的个数，按表3.3选择：故取Z=6。表3.3减振弹簧个数的选取摩擦片的外径D/mm225～250250～325325～350〉350Z4～66～88～10〉103.6.4减震弹簧的尺寸计算1、选择材料，计算许用应力[11]根据《机械原理与设计》(机械工业出版社)采用65Mn弹簧钢丝，设弹簧丝直径,,。2、选择旋绕比，计算曲度系数根据表3.4选择旋绕比：表3.4旋绕比的荐用范围d/mmC确定旋绕比，曲度系数3、强度计算，与原来的d接近，合格。中径；外径mm4、极限转角°取°，则5、刚度计算弹簧刚度其中，为最小工作力，弹簧的切变模量，则弹簧的工作圈数取，总圈数为6、弹簧的最小高度7、减振弹簧的总变形量8、减振弹簧的自由高度9、减振弹簧预紧变形量10、减振弹簧的安装高度11、定位铆钉的安装位置取，则°，，，，合格。图3.7扭转减震器3.7从动盘总成设计现代汽车上一般都采用带有扭转减振的从动盘,用以避免汽车传动系统的共振,缓和冲击,减少噪声,提高传动系统零件的寿命,改善汽车行使的舒适性,并使汽车平稳起步。从动盘主要由从动片，从动盘毂，摩擦片等组成，由图3.8可以看出，摩擦片1，13分别用铆钉14，15铆在波形弹簧片上，而后者又和从动片铆在一起。从动片5用限位销7和减振12铆在一起。这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片5和减振盘12上圆周切线方向开有6个均布的长方形窗孔，在在从动片和减振盘之间的从动盘毂8法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧11，以便三者弹性的连接起来。在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。在从动片和从动盘毂之间还装有减振摩擦片6，9。当系统发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收[12]。图3.8带扭转减振器的从动盘3.7.1从动盘的设计要求从动盘总成由摩擦片，从动片，减震器和从动盘穀等组成。它虽然对离合器工作性能影响很大的构件，但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。从动盘总成应满足如下设计要求：1、为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；2、为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性；3、为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器。3.7.2从动片设计设计从动片时要尽量减轻质量，并使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得小的转动惯量。这是因为汽车在行驶中进行换档时，首先要分离离合器，从动盘的转速必然要在离合器换档的过程中发生变化，或是增速（由高档换为低档）或是降速（由低档换为高档）。离合器的从动盘转速的变化将引起惯性力，而使变速器换档齿轮之间产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了见效转动惯量，从动片都做的比较薄，通常是用1.3～2.5mm厚的薄钢板冲压而成,为了进一步减小从动片的转动惯量,有时将从动片外缘的盘形部分磨至0.65～1.0mm,使其质量更加靠近旋转中心[13]。为了使离合器结合平顺，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，这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的，从而保证离合器所传递的力矩是缓和增长的。此外，弹性从动片还使压力的分布比较均匀，改善表面的接触，有利于摩擦片的磨损。具有轴向弹性的传动片有以下三种形式：整体式的弹性从动片，分开式的弹性从动片、及组合式弹性从动片。在本设计中，采用整体式弹性从动片，离合器从动片采用2mm厚的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取280mm，内径由从动盘毂的尺寸决定，这将在以后的设计中取得。为了防止由于工作温度升高后使从动盘产生翘曲而引起离合器分离不彻底的缺陷，还在从动片上沿径向开有几条切口。3.7.3从动盘毂设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩按表3.5选取。从动盘毂的轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0～1.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢（如35、45、40Cr等），并经调质处理。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合处，应进行高频处理[14]。表3.5花健的的选取摩擦片的外径/mm花健尺寸挤压应力/MPa齿数n外径/mm内径/mm齿厚/mm有效齿长/mm160491023183209．81806910262132011．620010810292342511．122514710322643011．325019610352843510．228027510353244012．530030410403254010．532537310403254511．435047110403255013．0根据摩擦片的外径D=280mm与发动机的最大转矩，由表3.5查得，，，，，。验证：挤压应力的计算公式为：式中，P为花键的齿侧面压力，它由下式确定：（3.10）式中：，分别为花键的内外径；h—花键齿工作高度；得，，合格。3.7.4摩擦片与从动片的紧固方式选择该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接，采用这种方法后，当在高温条件下工作时，黄铜铆接有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点[13]。3.8离合器盖总成设计3.8.1离合器盖设计离合器盖一般都与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩。此外，它还是膜片弹簧的支承壳体。因此，在设计中应注意以下几个问题：1、离合器的刚度离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为4mm的低碳钢板（如10钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状[16]。2、离合器的通风散热为了加强离合器的冷却离合器盖须开有许多通风窗口，通常在离合器压紧弹簧座处开有通风窗口，但此设计由于膜片弹簧本身散热性好，故不需再开通风口。3、离合器的对中问题离合器盖内装有许多重要零件，因此它相对与飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作。离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中。3.8.2压盘的几何尺寸的确定由于摩擦片的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定，压盘外径D=282mm压盘内径d=压盘的厚度确定主要依据以下两点：1、压盘应有足够的质量在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而每次结合的时间又短（大约在3秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量以吸收热量。2、压盘应具有较大的刚度压盘应具有足够大的刚度，以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。厚度约为15mm～25mm。在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为15mm。压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数，故通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170～227，其摩擦表面的光洁度不低与1.6。3.8.3离合器一次接合的温升校核压盘厚度初步确定后，根据以下公式校核离合器一次接合温升（3.11）式中:t—压盘温升,不超过°C；c—压盘的比热容，铸铁：；γ为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘；，为压盘的质量约为代入公式3.11中，则°C，合格。3.8.4压盘的驱动方式在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种[1]：1、凸台—窗孔式：它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内，通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简单，应用较多；缺点：压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离不彻底。2、径向传动驱动式：这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起，此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部分，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；另外，工作时压盘和离合器盖径向相对位置不发生变化，因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动和噪声。3、径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起，除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的结构特征都与径向传动驱动方式相同。经比较，我选择径向传动驱动方式。3.8.5离合器的散热通风试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过°C时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度一般在°C以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果，故不需作另外设置。3.9分离轴承总成设计分离轴承总成由分离轴承和分离套筒等组成。3.9.1分离轴承的作用由于离合器压盘、膜片弹簧与发动机飞轮同步运转，而分离叉只能沿离合器输出轴轴向移动，直接用分离叉去拨分离杠杆显然是不行的，通过分离轴承可以使分离杠杆一边旋转一边沿离合器输出轴轴向移动，从而保证了离合器能够接合平顺，分离柔和，减少磨损，延长离合器及整个传动系的使用寿命。3.9.2分离轴承的选择分离轴承在工作中主要承受轴向力，在离合器分离时，由于分离轴承的旋转，在受离心力的作用下，还承受径向力。在传统离合器中采用的分离轴承主要有推力球轴承和向心球轴承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低。目前大多数已采用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分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[17]。本设计选择的轴承型号为7011C。图3.9推式自动调心式分离轴承装置3.10本章小结本章讲述了离合器的计算，包括膜片弹簧主要参数的选择与优化、通过膜片弹簧载荷与变形的关系计算离合器的压紧力与膜片弹簧的应力、扭转减振器与减振弹簧的计算，选取从动盘毂和分离轴承。第4章离合器操纵机构设计4.1离合器操纵机构的要求汽车离合器操纵机构是驾驶员用来控制离合器分离又使之柔和接合的一套机构。它始于离合器踏板，终止于离合器壳内的分离轴承。由于离合器使用频繁，因此离合器操纵机构首先要求操作轻便。轻便性包括两个方面，一是加在离合器踏板上的力不应过大，另一方面是应有踏板形成的校正机构。离合器操纵机构应满足的要求是[18]：1、踏板力要小，轿车一般在80～150N范围内，货车不大于150～200N；2、踏板行程对轿车一般在80～150mm范围内，对货车最大不超过180mm；3、踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可复原；4、应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏；5、应具有足够的刚度；6、传动效率要高；7、发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。4.2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。机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式。杠系操纵机构结构简单，工作可靠，但是其传动效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距离操纵杆时，布置困难。绳索操纵机构可克服上述缺点，且可采用适宜驾驶员操纵的吊挂式踏板结构；但其寿命短，机构效率仍然不高。液压式操纵机构具有传动效率高机构传动效率高，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，离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷。综上，本设计采用液压式操纵机构。4.3操纵机构的设计计算离合器液压式操纵机构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部分组成。其结构示意图如图4.1所示。图4.1液压式操纵机构示意图4.3.1踏板行程计算踏板行程由自由行程和工作行程组成：（4.1）式中:—分离轴承的自由行程，一般为mm，取mm；反映到踏板上的自由行程一般为mm；、分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦片面数；为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：mm，取mm；、、、、、为杠杆尺寸。其中，，，，，，，，得：，，合格。4.3.2踏板力计算踏板力为（4.2）式中:—离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；—操纵机构总传动比，；—机械效率，液压式：%，机械式：%；—克服回位弹簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。N，，%；则合格。分离离合器所作的功为（4.3）式中:-离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力，，则合格。4.4本章小结本章讲述离合器分离操纵机构的设计过程，主要包括踏板行程和踏板力的计算，以及操纵机构的校核。结论本设计根据给出的设计要求和原始设计参数，以及推式膜片弹簧离合器及其操纵机构的工作原理和使用要求，通过对其工作原理的阐述、结构方案的比较和选择、相关零件参数的计算，确定了离合器主要零件的尺寸以及制造相关零件所用的材料和操纵机构的基本结构。首先根据长安杰勋汽车的基本参数，确定了摩擦片的基本尺寸并进行了优化，选择了离合器的主要参数，包括：后备系数β、单位压力P、摩擦因数f、摩擦面数z和离合器间隙Δt。其次对离合器的主要零件进行了设计，包括膜片弹簧主要参数的选择与优化、通过膜片弹簧载荷与变形的关系计算离合器的压紧力与膜片弹簧的应力、扭转减振器与减振弹簧的计算，选取从动盘毂和分离轴承。最后对离合器的分离操纵机构进行了设计，主要包括踏板行程和踏板力的计算，以及操纵机构的校核。综上所述，本设计采用系统化的设计方法，严格依照设计要求，所有计算数据全部通过约束条件检验，所使用的材料基本上符合耐磨，耐压和耐高温的要求，而且离合器尺寸合适，完全符合任务书及国家标准。但是，我的设计中仍存在大量的错误。对于我在设计中出现的错误，希望老师批评指正。参考文献[1]徐石安.汽车离合器[M].北京:清华大学出版社,2009.[2]王望予.汽车设计[M].北京:机械工业出版社,2004.[3]刘维信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2001.[4]余志生.汽车理论[M].北京:机械工业出版社,2000.[5]王宗国.离合器优化设计[J].山东农机,2003(11).[6]陈家瑞.汽车构造[M].北京:机械工业出版社,2009.[7]徐石安、江发潮.汽车离合器[M].北京:清华大学出版社,2005.[8]司传胜.汽车膜片弹簧离合器的优化设计[J].林业机械与木工设备,2004(12).[9]罗颂荣等.汽车拉式膜片弹簧片的优化设计[M].北京:机械工业出版社,2001.[10]娄岳海.膜片弹簧离合器工况特性分析[J].拖拉机与农用运输车,2008(04).[11]王三民.机械原理与设计[M].北京:机械工业出版社学,2002.[12]童敏勇、孟杰.汽车底盘构造[M].北京:科学出版社,2009.[13]张铁山等.汽车离合器传动片设计研究[M].北京:机械工业出版社,2001.[14]刘惟信.机械最优化设计（第二版）[M].北京:清华大学出版社，1994.[15]孙恒.机械原理[M].西安:西北工业大学出版社,2005.[16]成大先.机械设计图册[M].北京:化学工业出版社,1997.[17]机械设计手册编委会.机械设计手册[M].北京:机械工业出版社,2004.[18]余仁义、梁涛.汽车离合器操纵机构的设计[J].专用汽车,2003.[19]A.C.Rao.Trans.OnthePerformanceofKinematicChains.CSME[J]12No.2,1998.[20]D.G.ChetwyndandP.H.Phiuipsonx.Aninvestigationofreferencecriteriausedundnessmeasurement.[J].Phys.E:Sciinstrum,1980,13(5).致谢本设计是在朱荣福老师的悉心指导下完成的。从选题到理论研究和设计，一直到论文的撰写，整个过程都得到了导师的精心指导和全力帮助。导师渊博的学识、严谨治学的态度和忘我工作的精神，使我深受教益，铭记在心。从导师那里学到的东西将使我终身受益，在此对尊敬的导师表示衷心的感谢。同时感谢所有教育过我的专业老师，你们传授的专业知识是我不断成长的源泉也是完成本论文的基础。也感谢同我一组的组员和班里的同学是你们在我遇到难题是帮我找到大量资料，解决难题。再次真诚感谢所有帮助过我的老师同学。通过这次毕业设计不仅提高了我独立思考问题解决问题的能力而且培养了认真严谨，一丝不苟的学习态度。由于经验匮乏，能力有限，设计中难免有许多考虑不周全的地方，希望各位老师多加指教。附录AClutchbetweenengineandtransmissioninstalledinthecartotravelfromthestartthewholeprocess,oftenneedtousetheclutch.Itsroleistomaketheengineandtransmissioncanbegraduallybetweenthejoint,thusensuringasmoothstartcar;temporarilycutoffthelinkbetweentheengineandtransmissiontoshiftatthetimeofshiftandreducetheimpact;WhenthecarwhenemergencybrakingfromSeparateroleinpreventingthetransmissionandotherdrivesystemoverload,playaprotectiverole.Clutchsimilartotheswitch,spliceorbreakawayfromthepowertransmissionand,accordingly,haveanyformofautoclutch,buttheformisdifferent.Bythefrictionplateclutch,springs,pressureplateandthepoweroutputshaftcomposed,arrangedbetweentheengineandgearbox,theengineflywheeltothetorqueispassedtothestoredtransmission,toensurethatvehiclesindifferentdrivingconditionspassedtothedriverWheeldrivingforceandtherightamountoftorque,isthescopeofthepowertrain.Inthehalf-timeoflinkage,clutchandpowerinputpoweroutputallowedspeeddifference,thatis,thespeederrortoachievethroughitstransferanappropriateamountofpower.Clutchisdividedintothreeworkstatus,ietheclutchallconnections,someofthehalfclutchlinkageandtheclutchisnotlinked.Whenavehicleinnormaldriving,thepressureplateisjammedagainstthefrictionplateontheflywheel,pressureplateandfrictionplateatthistimethefrictionbetweenthelargestbetweentheinputshaftandoutputshaftremainedrelativelystaticfriction,