雪佛兰新赛欧-离合器毕业设计

┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊长春大学毕业设计（论文）纸共28页第7页摘

要

我国的车辆工业与世界其他先进国家相比，还比较落后，虽然从国外引进了许多新产品、新技术，但是离全面掌握核心技术还有很长的差距。本设计主要以当前比较常见的小轿车汽车技术参数为依据，对其进行膜片弹簧离合器设计。希望能使自己对离合器的自主开发能力及产品设计水平得到一定的提高。

现代汽车摩擦离合器在设计中根据车型的类别，使用要求，与发动机的匹配要求，制造条件以及标准化、通用化、系列化要求等，合理地设计离合器总成的结构显的尤为重要。本文研究了离合器的结构知识、设计理念及方法等。并且对离合器及其操纵机构的主要零件进行了详细的设计计算，其中重点研究了膜片弹簧、扭转减振器和摩擦片的设计方法、思路、理论。对结构元件分析、主要参数及零件载荷的确定、强度计算方法都有详细的介绍。

这次的设计，可以对原有离合器的设计提出优化和修改的建议，对其以后的设计过程起参考作用。通过这次设计达到了优化改进原有离合器，提高该型汽车使用性，舒适性，并提高了汽车的工作效率的目的。关键词：离合器；膜片弹簧；摩擦片；操纵机构；设计

ABSTRACTVehicleindustryinChina,comparedwithotheradvancedcountriesintheworldisstillrelativelybackward,althoughmanynewproducts,newtechnologiesintroducedfromabroad,butfromacomprehensivegraspcoretechnologystillhasalonggap.Thisdesignismainlytothecurrentcommoncarautotechnologyparametersasthebasis,carriesonthediaphragmspringclutchdesign.Hopetobeabletomaketheirindependentdevelopmentabilityandproductdesignofclutchlevelbeimproved.Hyundaimotorfrictionclutchaccordingtothecategoryofvehiclesinthedesign,applicationrequirements,andenginematchingrequirements,manufacturingconditionsandtherequirementsonstandardization,generalizationandseriation,reasonabledesignthestructureoftheclutchassemblyisparticularlyimportant.Thispaperstudiestheclutchofknowledgestructure,designideaandmethod,etc.Andmainpartsoftheclutchanditsoperatingmechanismhascarriedonthedetaileddesignandcalculation,whichfocusesonthedesignofthediaphragmspring,torsiondamperandfrictionplatemethod,trainofthoughtandtheory.Analysisofstructuralcomponents,thedeterminationofmainparametersandpartsload,strengthcalculationmethodaredetailedintroduction.Thedesign,cantheoriginalclutchdesignoptimizationandmodificationSuggestions,playsaroleofreferenceofthedesignprocessinthefuture.Throughthisdesignachievedbyimprovingtheoriginalclutch,improvethetypeofcaruse,comfort,andimprovetheefficiencyofthecar.Keywords:clutch;Diaphragmspring.Frictionslices.Operatingmechanism;design

目录第一章绪论 11.1前言 11.2雪佛兰新赛欧1.4L介绍 21.3课程设计目的 31.4设计要求 4第二章离合器方案的确定 52.1方案选择 52.1.1从动盘数的选择：单片离合器 52.1.2压紧弹簧和布置形式的选择：推式膜片弹簧离合器 52.1.3膜片弹簧的支撑形式选择：双支承环形式 62.1.4扭转减振器 72.1.5膜片弹簧离合器的工作原理 7第三章离合器基本参数的确定 83.1后备系数β 83.2单位压力P0 93.3摩擦片外径D、内径d和厚度b 93.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t 11第四章离合器基本参数的优化 124.1摩擦片外径D（mm） 124.2摩擦片的内、外径比c 124.3后备系数β 124.4摩擦片内径d 124.5单位摩擦面积传递的转矩Tco 124.7离合器单位摩擦面积滑磨功 13第五章离合器零件的结构选型及设计 145.1从动盘总成设计 145.1.1从动盘总成的结构型式的选择 145.1.2从动片结构型式的选择 145.1.3从动盘毂的设计 145.2离合器盖总成设计 165.2.1离合器盖设计 165.2.2压盘设计 165.3离合器分离装置设计 175.3.1分离轴承和分离套筒 175.4膜片弹簧的设计 185.4.1膜片弹簧基本参数的选择 185.4.2膜片弹簧基本参数约束条件的检验 195.4.3膜片弹簧材料及制造工艺 205.5扭转减振器 215.5.1扭转减振器的功用 215.5.2减振器的结构设计 21第六章离合器输出轴的设计 24谢辞 25参考资料 25

绪论1.1前言对于内燃机为驱动力的汽车，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，各种汽车广泛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。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操作机构等四部分。离合器的主要功用是:确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系统分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系统所承受的最大转矩以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声；切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系统平顺地结合。

1.2雪佛兰新赛欧1.4L介绍雪佛兰新赛欧是上海通用汽车有限公司对今天的中国家庭用车的实际需求，在基于原赛欧上打造新产品。泛亚汽车技术中心，其优秀的开发团队积累，历时近两年，在原赛欧的条款整体形象，内饰，驱动系统，全面更新，使新赛欧更符合中国汽车消费者的普及对于普通家轿的电流需求为消费者带来了全新的体验。雪佛兰新赛欧协作​​，严格通用汽车全球产品开发流程（GVDP）和全球工程GM创建的质量标准，研发，采购，制造，质量等功能块覆盖整个业务链的体系能力，确保新赛欧达到全球统一的质量标准和全球雪佛兰品牌。作为上海通用汽车研发中心，泛亚和技术引进初期吸收，国内转换时，在别克新君威，别克君越同步发展，雪佛兰科鲁兹等全球性平台，未来的参与，我们有一个伟大的一批优秀的受过培训的专业人员，并积累了丰富的实践经验。不仅泛亚是一家领先的汽车研发实力，它已成为通用汽车全球六大研发中心之一。构建遵循通用汽车全球产品开发流程的雪佛兰新赛欧，泛亚精英团队，在分析和参考通用汽车现有的基础设施，建立一个符合新的结构与中国市场需求。在此期间，随着通用汽车动力总成，占主导地位的新开发的1.4L发动机的全球资源的支持。上海通用汽车和泛亚因此车辆开发的形式功能包括发动机在真正意义上，实现新的突破，对本土品牌的国际化发展。值得一提的是，雪佛兰新赛欧的核心技术将占到34项专利：在家里专利油箱最大的驾乘空间，传递扭矩控制标定专利保证了更好的驾驶舒适性，新的后保险杠条专利条提供了更好的安全性，允许公差类型的紧固装置专利间隙补偿更高版本的设备成为可能。雪佛兰新赛欧上海通用能够为汽车市场的价值的质量打造一个新的标杆，他的10年感谢积累业务的完整的系统优势连锁化，规模和核心竞争力不断提高的经济体。强大的零部件供应链体系，上海通用起到了雪佛兰新赛欧项目中的重要作用。雪佛兰新赛欧95％的现有通用汽车全球体系，其中超过40％为世界集团或合资企业的大部分属于保证供应商的新赛欧配件在质量，服务，技术和价格（QSTP）按照国际标准和雪佛兰品牌其他方面来满足。上海通用的制造工艺和质量管理体系一脉相承，也为雪佛兰新赛欧国际品质的重要保证。更严格的全球质量管理流程，并在研发，采购，生产，认证方面的做法。在此基础上，根据中国市场在不同的地理环境，特别是雪佛兰新赛欧，高强度质量认证的实施。例如：为了加强道路只有八典型国家的地区开展试验，则达到累积10万公里的续航里程。正是这种不妥协的精神，雪佛兰新赛欧成为优质细分市场的新标杆。1.3课程设计目的汽车设计课程是培养学生的专业基础课的汽车设计能力，是课程设计专业的学生在学习了“汽车构造”，“汽车工程”，“汽车设计”，“AutoCAD2010的”，“机械制图”课程一项重要的实践课之后，基本的目的是：通过毕业设计，综合运用汽车设计课程和其它选修课程的理论和实践知识，解决汽车设计问题，掌握汽车设计的一般规律，树立正确的设计思想，培养分析和解决实际问题的能力；学会分析和评价汽车及各总成的结构与性能，合理选择结构方案及有关参数，掌握一些汽车主要零部件的设计与计算方法；学会考虑所设计部件的制造工艺性、使用、维护、经济和安全等问题，培养汽车设计能力；通过计算，绘图，熟练运用标准，规范，手册，图册和查阅有关技术资料，进一步培养学生的专业设计技能；鼓励学生充分利用计算机进行参数的优化设计，CAD绘图，锻炼学生利用计算机进行设计和绘图的能力。1.4设计要求通过毕业设计，汽车离合器结构，从动盘总成，压盘和离合器盖总成和膜片弹簧设计的更深入和信任。首先，通过互联网提供查阅文献资料，以了解自动离合器，组成和功能的基本原则，通过分析，流量分析和模式分析，整体的概念，开发模型访问。与汽车膜片弹簧离合器进一步的认识和建模，并填写老师的帮助下，膜片弹簧离合器设计。为了保证汽车离合器设计的良好表现，使离合器以下基本要求：不管在什么行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩并有适当的转矩储备；接合时要平顺柔和，能够保证汽车起步时不会出现抖动和冲击；分离的时候要彻底，迅速、；汽车离合器从动部分的转动惯量要求要小，用来减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，有利于换挡和减小同步器的磨损；应该要有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，用来保证工作温度不致于过高，以延长其使用的寿命；应该使传动系避免扭转共振，并且要具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力；操纵机构要求要轻便、准确，以更好的减轻驾驶员的疲劳；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的小，用来保证具有稳定的工作性能；应该要有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长；结构应该要求简单、紧凑、质量小，制造的工艺性要好，拆装、维修、调整的时候要求要方便等。本次设计要求如下：离合器装配图一张，视图投影准确，结构合理，画法规范，图面整洁，字体按规定用工程字书写，标题栏及零件明细表完整；零件图要求结构合理，尺寸公差标注规范，基准选择恰当；毕业设计说明书一份；

第二章离合器方案的确定2.1方案选择2.1.1从动盘数的选择：选择双片离合器。Z=4图2-1膜片弹簧离合器2.1.2压紧弹簧和布置形式的选择：推式膜片弹簧离合器周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递扭矩的能力降低，另外，弹簧压到它定位面上，造成接触部位严重磨损，会出现弹簧断裂现象。图2-2两种膜片弹簧离合器(1)膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，有如下优点：膜片弹簧具有理想的非线性的弹性特性一直保持摩擦板不变的允许磨损内的弹簧压力，以便工作，以便离合器扭矩以维持基本恒定的传输;相反螺旋弹簧下降的压力强时，离合器弹簧的压力减少，从而减少踏板作用力。为螺旋弹簧，压力大大增加。膜片弹簧要求要兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向的尺寸小，零件的数目少，质量小。高速旋转的时候，弹簧压紧力降低得少，性能比较稳定；然而圆柱螺栓弹簧压紧力则明显下降。膜片弹簧是以整个圆周与压盘相接触的，使压力分布比较的均匀，摩擦片接触良好，磨损比较均匀。容易实现良好的通风散热的效果，使用的寿命还长。膜片弹簧中心与离合器中心线相重合，平衡性比较好。(2)推式膜片弹簧离合器是现在汽车离合器中比较流行的新结构。它克服了拉式膜片弹簧离合器分离轴承的结构复杂和拆装较困难的缺点。2.1.3膜片弹簧的支撑形式选择：双支承环形式推动支持膜片弹簧的形式有三种-双轴承环形状铆钉步骤隔膜，两个支撑环和离合器盖铆合定位;支撑环上的膜片弹簧大端形式的单一支撑环支撑离合器盖;无支撑环的形状，膜片弹簧的大端部在从环状凸起离合器盖直接支持。本次的设计采用了双支承环形式。综合上面所述，本次的课程设计采用了单片推式膜片弹簧离合器。膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。2.1.4扭转减振器它可分为发动机曲轴扭转刚性和驱动啮合部分，由于减少所产生的过渡的扭转振动的影响调谐驱动扭转振动固有频率，驱动扭转振动阻尼，抑制响应的扭转振幅和衰减，检查空闲装配线和变速器离合器旋转振动和噪声，非稳定状态反向驱动列车荷载的影响动力传动促进和改善了乘坐舒适性离合器接合。它必须阻尼器。2.1.5膜片弹簧离合器的工作原理拧在一起，如下面的图中，离合器盖和飞轮时所示向前压隔膜，在接合位置的离合器，膜片弹簧，夹紧力的压板的大端，以使压力板在板和产生磨擦之间从动摩擦，当离合器盖组件可枢转地连接到所述飞轮（的离合器形式的活动部分），从动皮带轮装置和传输一起旋转来传送发动机动力通过在摩擦板的摩擦转矩被驱动。分离离合器，离合器踏板由控制机构按压，超前轴承组件分离膜片弹簧指分离，膜片弹簧反锥形变形，压力板，使在转印片片摩擦的弹性力，切断发动机动力的传递。图2-3膜片弹簧离合器结构

第三章离合器基本参数的确定雪佛兰新赛欧1.4L基本参数：76kw/6000131Nm/4200摩擦离合器是靠存在于主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩QUOTE为：QUOTE（3-1）式中，f为摩擦面间的静摩擦因数，计算式一般取0.25-0.30；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；QUOTE为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数，单片离合器的Z=2，双片离合器的Z=4。为了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QUOTE应大于发动机最大转矩，即（3-2）式中，QUOTE为发动机最大转矩；β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，β必须大于13.1后备系数β后备系数β是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β时，考虑到摩擦片在使用中磨损后仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系统过载以及操纵轻便等因素。因此，在选择β时应考虑以下几点：为了能可靠的传递发动机最大转矩，β不应该选取太小；为了减少传动系的过载，保证操纵的轻便性，β又不应该选取太大；当发动机的后备功率较大时、使用条件较好的时候，β可选取得小些；当使用的条件恶劣的时候，为提高起步的能力、减少离合器的滑磨，β应选取得大一些；汽车的总质量越大，β也应选得越大；柴油机工作的时候比较粗暴，转矩比较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；发动机的缸数越多，转矩波动越小，β可选取得小些；膜片弹簧离合器选取的β值可以比螺旋弹簧离合器选取得小些；双片离合器的β值应该要大于单片离合器。各类的汽车离合器β的取值范围见表3-1。表3-1离合器后备系数β的取值范围车型后备系数β乘用车及最大质量小于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1.80-4.00本次毕业设计的对象为雪佛兰新赛欧1.4L，它属于乘用车，故本次毕业设计的后备系数β的取值范围为1.20-1.75，初取取β=1.53.2单位压力P0压力对表面耐磨性的确定单元，和离合器的性能及使用寿命大大降低，因此选择离合器的工作条件时，应考虑保留的大小，使发动机的摩擦，材料，尺寸，质量和数量的备用部门，以及其他因素。离合器使用频繁时，发动机后备系数较小时，P0应取得小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，P0应取得小些；后备系数较大时，可适当的增大P0当摩擦片采用不用的材料时，P0取值范围见表3-2。表3-2摩擦片单位压力P0的取值范围摩擦片材料单位压力P0/MPa石棉基材料模压0.15-0.25编织0.25-0.35粉末冶金材料铜基0.35-0.50铁基金属陶瓷材料0.70-1.50本次设计摩擦片为石棉基材料，P0选择：0.10≤P0≤1.50MPa,初取P0=0.25MPa。3.3摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的重要参数，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QUOTE已知，适当选取后备系数β和单位压力P0，可估算出摩擦片的外径，即：（3-3）摩擦片外径D（mm）也可根据发动机最大转矩QUOTE（N﹒m）按如下经验公式选用：（3-4）式中，QUOTE为直径系数，取值范围见表3-3。表3-3直径系数QUOTE的取值范围车型直径系数KD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本次设计的对象属于乘用车，故QUOTE=14.6，由车型分析可知该车型的发动机的最大扭矩：131Nm/4200rpm。故可算出摩擦片外径D=167.1mm。按QUOTE初选以后，还需尽量注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，应符合尺寸系列标准《汽车用离合器面片》表3-4为我国摩擦片尺寸的标准。表3-4离合器摩擦片尺寸系列和参数外径180200225250280300325350内径125140150155165175190195厚度3.53.53.53.53.53.53.540.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827单位面积132160221302402466546678故，选取摩擦片的尺寸为D=200mm，d=140mm,厚度b=3.5mm,c=0.7,单位面积QUOTE=160QUOTE。3.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表3-5表3-5摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦材料摩擦因数f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0.35-0.50金属陶瓷材料0.4取f=0.30。在前面的设计分析中已经陈述了本次设计选用的是双片推式膜片弹簧离合器，故Z=4。离合器间隙△t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成接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。取△t=3mm。

第四章离合器基本参数的优化4.1摩擦片外径D（mm）摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准GB5764--86《汽车用离合器面盖片》，所选的D应使摩擦片最大圆周速度不超过65～70m／s，以免摩擦片发生飞离。（4-1（4-1）=π*6000*200*QUOTE/60=62.83m/s<70m/s满足要求。4.2摩擦片的内、外径比c摩擦片的内、外径比c应在0.53-0.70范围内，即：0.53≤0.70≤0.70（4-2）由此可见，满足要求。4.3后备系数β为了保证离合器能够可靠地传递发动机的转矩，并能够防止传动系过载，不同的车型的β值应在一定的范围之内，最大的范围是1.2-4.0。根据赛欧的车型情况，已经选取后备系数1.2≤1.5≤4.0（4-3）满足要求。4.4摩擦片内径d为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径QUOTE约50mm，即：QUOTE（4-4）得：QUOTE＜90mm4.5单位摩擦面积传递的转矩Tco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：QUOTE=QUOTE≤[QUOTE]（4-5）=0.204*QUOTE<0.28*QUOTE满足要求4.7离合器单位摩擦面积滑磨功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面积滑磨功应小于其许用值，即（4-6）式中，—单位面积滑磨功()；—其许用值()；对于乘用车：=0.4，对于最大总质量小于6.0t的商用车：=0.33，对于最大总质量大于6.0t的商用车：=0.25；为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功，可根据下式计算（4-7）式中，—汽车总质量；—轮胎滚动半径；—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；计算时乘用车取，商用车取。查得轮胎数据175/65R14QUOTE=(175*65%)+(14*25.4/2)（4-8）=291.6mm整备质量查得1060kgQUOTE=1060+QUOTE=1060+5*70=1410kg根据汽车理论，选取QUOTE=4QUOTE=4.4算得W=8489Jω=0.13J/QUOTE[ω]=0.4J/QUOTE满足要求

第五章离合器零件的结构选型及设计5.1从动盘总成设计5.1.1从动盘总成的结构型式的选择从动盘的总成主要是由摩擦片、从动片、减振器和从动盘毂等部分组成。从动盘对离合器工作性能的影响非常的大，应该要满足如下的设计要求：转动惯量应该要求尽量小，以能够减小变速器换挡时轮齿间的冲击。应该要具有轴向弹性，使离合器接合时平顺，方便于起步，而且使摩擦面压力分布要均匀，以减小磨损。应该要装扭转减振器，以更好的避免传动系共振，并且缓和冲击。摩擦面片要采用有机的材料。选用带扭转减振器的从动盘时，从动片通常是用1.3～2.0mm厚的钢板冲压而成的。将其外缘的盘形部分磨薄至0.65～1.0mm，以能够减小其转动惯量。整体式弹性的从动片一般要用高碳钢（如50）或65Mn钢板，热处理的硬度38～48HRC。5.1.2从动片结构型式的选择在设计驱动板，尽量减少重量，质量，交货应尽量靠近旋转中心，以达到最小的时候inertie.afin使离合器连接顺畅，保证汽车起步离合器驱动稳定的，一片单片结构通常具有这样的轴向驱动板，三种结构：1、弹性盘单片型；2、分离式弹性从动盘；3、组合式弹性从动片。选择整体式弹性从动片，它能满足达到轴向弹性的要求，生产率高。5.1.3从动盘毂的设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它是装在变速器输入轴前端的花键上的，一般采用的齿侧定心的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。输出毂轴向长度不应该太小，以免分散离开分离是不完全的，并且通常是在花键轴的花键轴的滑动的同时直径1.0至1.4倍。该草案需要花键轴直径的1.4倍。输出毂共同使用锻钢（对于45,40Cr等），表面硬度和芯一般是26〜32HRC。要完善内部花键孔的表面硬度和耐磨性，可以镶边，窗口和阻尼弹簧驱动件的结合部，应该是高频处理。减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。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—1974选取。表5-1花键轴规格表从动盘外径D(mm发动机最大扭矩(NM)花键齿数n花键外径(mm)花键内径(mm)齿厚(mm)有效齿长(mm)225150103226430250200103528435280280103528440300310104032550325380104032550350480104032555380600104032560410720104536565430800104536565根据发动机最大转矩为Temax=131NmQUOTEQUOTE，选取表5-2所选从动盘毂花键参数从动盘外径D/mm花键齿数花键外径D′/mm花键内径d′/mm齿厚b/mm有效齿长/mm挤压应力22510322643011.3花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算。挤压应力计算公式：挤压=（5-1）式中，P为花键的齿侧面压力()。它由下式确定：花键的齿侧面压力：QUOTE（5-2）式中，，—花键的内外径；Z—从动盘毂的数目,Z=1；—发动机最大转矩；—花键齿数；—花键齿工作高度；—花键有效长度。则故满足要求。5.2离合器盖总成设计5.2.1离合器盖设计为了减轻重量和刚度，自动离合器罩普通碳钢板的约3至5毫米（约08钢）冲压成复杂的形状的厚度。设计时特别要注意通风等问题的刚性。离合器盖刚度不够，大变形是产生，它不仅会影响操作系统的传输效率，而且还可能导致分离是不完全的，过早的耐磨内衬，齿轮换档困难。印刷版用印刷版，夹紧杆，弹簧等内置因此应该飞轮保持良好的对准，以免影响到组件的平衡和正常工作。与定位销或螺栓的过程中可被施加到销。膜片离合器盖支助厅应具有高的尺寸精度。改善通气和去除离合器摩擦磨损粉末，以防止摩擦表面温度过高，以确保的前提下的刚性，可以设置循环空气输入和离合器罩的输出，这是还设计有鼓结构的叶片盖。设计要求，离合器盖，离合器罩的直径比离合器板的外径大，可以包含连接部分上的其它部件在其中。5.2.2压盘设计对压盘设计的要求：压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，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，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。压盘应具有较大的刚度，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离合器的彻底分离，厚度约为15~25mm。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15~20g.cm。压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。初步确定压盘厚度为15mm，外径225mm，内径120mm。材料为灰铸铁HT20铸成，密度为。C=481.4J/(kg.℃)压盘的厚度初步确定后，应根据下式来校核离合器一次接合的温升式中，t—压盘温升（℃），不超过8~10℃；c—压盘的比热容，铸铁的比热容为℃)；—传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器，γ=0.5；可算得压盘质量m=3.816kg。温升t=2.177℃，满足要求。5.3离合器分离装置设计5.3.1分离轴承和分离套筒在一些主轴线分离力的股票，而且还告诉旋转的径向力作用下的离心力来承担。此前主要推力球轴承或深沟球轴承，但他们的润滑条件不好，磨损严重，噪声，可靠性差，寿命短。目前在国外有推力角接触球轴承，采用全封闭结构和高温锂基润滑脂，其分离舌手指形状端部的形状一起舌部通常是舌部弧形表面的球形表面被假定为前侧的平面或凹面。本设计采用角接触推力球轴承。本设计采用自调心轴承系统，列车断开联接。出口有轴承外圈和内圈和凸缘和壳体的凸缘径向间隙之间的距离之间的套管内的外释放套筒，以确保这些间隙的释放相对于轴承的套筒径向移动约1mm的间隔。如果轴承外圈不会晃动它不起作用。如果膜片轴承错位的旋转轴线，轴承将自动上同心径向位置漂浮到分离轴承可以保证即使压缩舌每个分隔指尖。这可以降低振动和噪音，磨损少意味着单独分离轴承部，无助于过热和脂肪分解的损失。延长轴承的寿命。此外，该分离轴承外圈是传统旋转的旋转改变了内和外旋转固定，内部结构以促进分离装置增加相应膜片弹簧杠杆比，而且由于内圈转动时，在离心力的作用，包括脂肪下，外圈之间循环改进，提高了轴承的使用寿命。膜片的拉出贮存室分离的压缩舌之间直接膜片弹簧和止动环，然后在弹性夹紧环夹紧结构是简单的。5.4膜片弹簧的设计5.4.1膜片弹簧基本参数的选择（1）比值H/h和h的选择比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。当H/h<时，为增函数；当H/h=时，有一极值，该极值点恰为拐点；当H/h>时，有一极大值和一极小值；当H/h=2时，的极小值落在横坐标上。为保证离合器压紧力变化不打和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h一般为1.5~2.0，板厚h为2~4mm。初取h=3mm,H/h=1.5，H=4.5m（2）R/r比值和R、r的选择研究表明，R/r越大，弹簧材料的利用率就越低，弹簧就越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，而且应力越高。根据结构的布置和压紧力的要求，R/r一般为1.20~1.35。为使摩擦片上的压力分布比较均匀，推式膜片弹簧的R值宜取为大于或者等于摩擦片的平均半径QUOTE=85则可以初取r=87.5mm，R=105mm。（3）α的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截高度H关系密切，QUOTE一般在9°~15°范围内。可算得α=14.42°满足要求。（4）膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧工作点位置如图5-1所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且QUOTE。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QUOTE，以保证摩擦片在最大磨损限度QUOTEQUOTEQUOTE范围内的压紧力从QUOTE到QUOTE变化不打。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。为最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。图5-1膜片弹簧工作点位置（5）分离指数目n的选择分离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小膜片弹簧可取12。本次设计取n=16。（6）膜片弹簧小端内径QUOTE及分离轴承作用半径QUOTE的确定QUOTE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，QUOTE应大于QUOTE。取QUOTE=28mm，QUOTE=32mm（7）切槽宽度QUOTE、QUOTE及半径QUOTE的确定QUOTE=3.2~3.5mm，QUOTE=9~10mm,QUOTE的取值应满足r-QUOTE。本次设计取QUOTE=3.4mm,QUOTE=9mm，QUOTE=77.5mm，满足r-QUOTE（8）压盘加载点半径QUOTE和支承环加载点半径QUOTE的确定QUOTE的取值将影响膜片弹簧的刚度。QUOTE应略大于r且尽量接近r，QUOTE应略小于R且尽量接近R。本次设计，取QUOTE=87.5mm，QUOTE=100mm。5.4.2膜片弹簧基本参数约束条件的检验(1)弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围（5-5）R/r=1.2;2R/h=70;R/ro=3.75满足条件(2)为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应位于摩擦片的平均半径与外半径之间。即（5-6）符合要求。(3)根据弹簧结构布置要求,与,与,与之差应在一定范围内,即（5-7）R-R1=5;r1-r=0;rf-ro=4符合要求。(4)膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用,因此其杠杆比应在一定范围内先取,（5-8）符合要求。5.4.3膜片弹簧材料及制造工艺国产隔膜就像是优质精密不锈钢材料60Si2MnA钢或50CrVA规则。以确保其硬度，几何结构承载特性和表面质量的要求，需要进行一系列的处理。为了增加盘簧的承载能力，以在治疗的膜片弹簧极端压力，也就是沿工作方向分离的状态在完全独立的点继续施加移过量3-8倍隔开一定产生塑性变形，使得膜片弹簧和其使用的制造中的残余应力状态的表面来实现，反之亦然进行加固的目的。通常处理由相同的操作条件下的极压性，在5％至30％的膜片弹簧的疲劳寿命可能会增加。此外，该隔膜或双喷丸的凹面，即高速弹丸流被喷到膜片弹簧的表面上的塑性变形的表面，从而表面层具有一定厚度的加强的，发挥效应形成加工硬化也可以增加承载能力和耐久性。为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火。在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。光阑面可以无毛刺，裂纹，划痕，腐蚀等缺陷。硬度板簧部分通常是45〜50HRC，分离指尖硬度为55〜62HRC，在同一块上相同的硬度范围的差不超过3个单位以上。板簧部应均匀回火屈氏体和少量山梨醇。深度单个碳层一般不超过厚度的3％。内的隔膜，所述外半径公差规则H11和的±0.025毫米H11厚度公差为±10'的锥角公差的始端。上部和1.6微米，小于0.1毫米的一般要求的底表面的平坦膜片弹簧的表面粗糙度的下表面。当隔膜弹簧在接合状态，相互高度差分离指尖通常要求小于0.8〜1.0毫米5.5扭转减振器5.5.1扭转减振器的功用降低了发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐了传动系扭振固有频率；增加了传动系的扭振阻尼，抑制了扭转共振影响振幅，并衰减因冲击而产生的瞬间扭振；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和噪声；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。5.5.2减振器的结构设计(1)极限转矩QUOTE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QUOTE时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素，与最大转矩有关，一般可取：QUOTE（5-9）式中，2.0适用乘用车，1.5适用商用车，本设计为乘用车，选取2.0。代入数据可得，QUOTE262N·m。(2)扭转角刚度QUOTE为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度QUOTE，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。QUOTE决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸。可按下列公式初选角刚度：QUOTEQUOTE（5-10）可算得，QUOTE3406N·m/rad，本设计初选=30000N·m/rad。(3)阻尼摩擦转矩QUOTE由于减振器扭转刚度QUOTE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。一般可按下式初选为：（5-11）QUOTEQUOTE本设计取QUOTE