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重型自卸汽车设计离合器设计离合器装在发动机与变速器之间，汽车从启动到行驶的整个过程中，经常需要使用离合器它的作用是使发动机与变速器之间逐渐接合，从而保证汽车平稳起步；暂时切断发动机与变速器之间的联系，以便于换档和减少换挡时的冲击；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，起到一定的保护作用离合器类似开关，接合或断离动力传递作用，因此，任何形式的汽车都有离合装置，只是形式不同而已其结构是否合理，性能是否与整车匹配，直接关系到汽车的操纵性、动力性及经济性本说明书主要研究离合器与整车的匹配性设计，具体内容做了以下几个方面1根据设计的要求完成了汽车的总体设计，并且对汽车的结构型式和主要参数进行了选择2对离合器的结构方案进行了分析对比，选择离合器形式3根据前面的汽车总体设计，对离合器基本尺寸、参数进行了选择4对高合器零部件进行选型、匹配性设计和校核计算5对离合器操纵系统的设计通过对机械式操纵系统和液压式操纵系统特点的分析，并选取了液压式操纵系统，对其进行了设计和尺寸计算关键词离合器，螺旋弹簧，匹配dump truckClutch DesignThecoupling installsbetween the engine and the transmission gearbox,theautomobile fromthe startto thetravel entireprocess,needs to use thecoupling frequently.Its functionis causesbetween the engine and the transmissiongearbox canjoin gradually,thus guaranteedthat the automobile startssteadily;shuts offbetween theengine andtransmissiongearboxs relationtemporarily,is advantageousshifts gearsand reducesshiftsgears thetime impact;When automobileemergency brakecan playthe separationrole,prevents transmissionsystems andso ontransmissiongearboxto overload,定Do2）按发动机的最大转矩Tee（N-m）来初选D,可参考下列公式根据所选发动机飞轮尺寸475mm粗选磨擦片外径为430mm式中，系数A反映了不同结构和使用条件对D的影响，可参考下列范围选取小轿车A二47；一般载货汽车A=36（单片）或A=50（双片）；自卸车或使用条件恶劣的载货汽车A=
19.无论用哪种方法初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，就近套用标准尺寸表2-3为我国摩擦片尺寸的标准表离合器摩擦片尺寸系列和参数2-3外径D/160180200225250280300325350380405430mm内径d/nun110125140150155165175190195205220230厚度/mm
3.24444C=d/D1-C3单面面1061321602213024024665466787299081037积/mm2摩擦片内径d不作为一个独立的参数，它和外径D有一定关系，用比值5来反映，定义为C=d/D比值5关系到从动盘钢片总成的结构设计和使用性能具体来说，由于现在广泛采用扭转减振器，所以布置扭转减振器时要求加大内径d,从而5要变大；但过分加大5值会使摩擦面积变小，这也是不利的按照目前的设计经验，推荐一般来说，发动机转速越高，G取值越大.由上表得外径为430mm,内径选为230mm§单位压力的确定确定单位压力P的时候，应从两个方面考虑一是摩擦材料的耐压强度（可从表3-2中查到）；二是摩擦材料的耐磨性，影响摩擦片磨损的直接物理量是pv,表面上看，单独考虑p的大小对摩擦片耐磨性的影响是没有直接意义的,但是对同一转矩容量的离合港来说，降低P值就意味着要增加摩擦片面积，这样就增大了摩擦材料的可磨损体积，直接意义是提高了摩擦离合器的使用寿命因此，在一定意义上来说，p的大小反映了离合器的使用寿命，p值小，寿命长；P值大，寿命短这样，在确定摩擦片上的单位压力p值时，在保证离合器的可靠使用性能的前提下，应尽可能选择小的P值，以利于提高离合器的寿命如果知道离合器的工作条件，选择p的原则是当离合器使用频繁（如城市公共汽车和矿用载重车）时，相对滑磨的时间就长，单位压力p取较小的值为好因为只有降低单位压力P，增大摩擦面积，加大容许的磨耗的体积，才能延长使用时间对于采用有机材料作为基础的摩擦面片，下列一些数据可以作为参考对于小轿车，历,MPa由上表的摩榛片的选材和单位压力摩榛因素/=
0.25,选用石棉基，其单位压力〃0=
0.15吗我选的是双片离合器静摩榛力T§摩橡片的约束条件
（1）摩榛片的外径D应满足:所以符合条件二
2114.476N・M
（2）摩榛片的内外径应满足c=
0.535符合条件Temax1500
（3）后备系数/应满足所以£=
1.409符合条件
（4）摩梭片内径d必须大于减震器弹簧直径的2%约50〃博d=230,所以符合条件
（5）为反映离合器传递转矩并保护过载的能力单位摩榛面积传递的转矩应小于其许用值离合器规格%二210〃加7210~250250〜325325所以符合条件
（6）为了降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩榛片受损
（7）为了减少汽车起程中离合器每次接合的单位摩楝面积滑磨功应小于许用值对于重型货车网二
0.25j/nin^所以符合条件第三章离合器的结构设计与计离合器的结构类型很多，以下主要以单片干式摩擦离合器为主，详细介绍其主要零件的结构选型及设计计算从动盘有两种结构型式不带扭转减振器的和带扭转减振器的不带扭转减振器的从动盘结构简单，重量较轻，转动惯量小，主要使用在早期和多片离合器的载货汽车上带扭转减振器的从动盘，可以避免汽车传动系的共振，缓和冲击，减少噪声，提高传动系零件的寿命，改善汽车行驶的舒适性，并使汽车起步平稳，已被现代汽车广泛采用不论从动盘是否带有减振器，它们都有从动盘钢片、摩擦片和从动盘毂等3个基本组成部分两者不同之处在于，不带扭转减振器的从动盘中从动盘钢片直接卸在从动盘毂上；而在带扭转减振器的从动盘中，其从动盘钢片和从动盘毂之间是通过减振弹簧弹性地连接在一起无论选择什么类型的从动盘，它都应该满足以下要求
（1）为了减少变速器换挡时轮齿间的冲击，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更均匀等，从动盘应具有轴向弹性
（3）要有足够的抗爆裂强度
（4）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应尽量选装扭转减振器根据上述分析，结合所设计离合器的使用情况，确定从动盘总成的结构下面分别叙述从动盘钢片、从动盘毂和摩擦片等零件的结构选型和设计:§从动盘钢片从动盘钢片应达到以下几个方面的要求1）尽量小的转动惯量2）具有轴向弹性结构为了使离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动盘钢片一般都做成具有轴向弹性的结构这样，在离合器盘接合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的现代常用的具有轴向弹性的从动盘钢片，主要有以下3种结构类型
①整体式弹性从动盘钢片整体式弹性从动盘钢片的结构如图3-1所示为使具有轴向弹性，将钢片沿半径方向开槽，将钢片外缘部分分割成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形，两边的摩擦片则分别卸在扇形片上在离合器接合时，从动盘钢片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分逐渐被压平，从动盘摩擦面片所传递的转矩逐渐增大，使接合过程（即转矩增长过程）较平顺、柔和图3-1整体式弹性从动盘钢片1-从动盘钢片，2-摩擦片，3-钾钉根据从动盘钢片尺寸的大小可制成6~12个切槽这种切槽还有利于减少从动盘钢片的翘曲为了进一步减小从动盘钢片的刚度，增加其弹性，减少应力集中，常常将切槽的跟部切成T形
②分开式弹性从动盘钢片它是将刚片沿半径尺寸方向分开，装配后才能达到刚片的使用尺寸，结构组成见图371优点是具有更小的转动惯量，因为波形弹簧片较薄，且位于从动盘钢片的最大半径上，从动盘钢片的尺寸较大，但它在旋转中心图3-6中的从动盘刚片也是这种结构图3-2分开式弹性从动盘钢片（a）-分开式弹性从动盘总成（b）-波形弹簧片・波形弹簧片，
2、6-摩擦片，3-摩擦片钾钉，4-从动盘钢片，5-波形弹簧片钾钉
③组合式弹性从动盘钢片前面两种结构的从动盘钢片都属于双向轴向弹性，在传动负荷不太大的小型车上广泛采用，它们工作的特点是，在离合器分离与结合的过程当中，两边的摩擦片都要产生变形，引起从动盘毂沿变速器笫一轴轴向移动，有可能造成从动盘在飞轮一侧分离不彻底（从动盘毂花键滑动阻力较大时），影响变速器挂挡性能因此在载货汽车上常采用另一种所谓组合式的从动盘钢片（图3-3）所谓组合式弹性从动盘钢片，就是将从动盘钢片沿轴向分开，在从动盘钢片上附加一些波形弹簧片设计和装配时一定要注意使靠近飞轮的一侧无波形弹簧片，否则，这种结构失去它的意义显然，这种组合式从动盘钢片的转动惯量比前两种的大，但对于要求刚度较高、传动负荷比较大的大型从动盘钢片来说，这个缺点是可以容忍的图3-4的从动盘钢片结构也属于此类图3-3组合式弹性从动盘钢片1-从动盘钢片，2-摩擦片钾钉，3-波形弹簧片钾钉，4-摩擦片，5-波形弹簧片采用具有轴向弹性的从动盘钢片结构将比较复杂，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分离因此某些特殊情况下（如双片离合器），从动盘钢片采用刚性的更有利从动盘钢片的材料与所采用的结构型式有关，不带波形弹簧片的从动盘钢片（即整体式）一般用高碳钢板或弹簧钢板冲压而成，经热处理后达到所要求的硬度采用波形弹簧片时（即分开式或组合式），从动盘钢片可用低碳钢板，波形弹簧片用弹簧钢板无论何种从动盘钢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匀§从动盘毂从动盘毂结构形状如图3-4,需要确定的主要参数有扭转减振器弹簧装配窗孔半径；花键相关尺寸等扭转减振器弹簧装配窗孔半径尺寸受到摩擦片内径的限制，在结构条件允许的情况下，该尺寸尽可能大一点从动盘毂的花键孔与变速器第1轴的花键轴配合，目前大都采用齿侧定心的矩形花键，花键副之间为动配合，目的是在离合器分离和接合过程中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动花键相关尺寸包含两个方面1）花键形状尺寸花键形状尺寸可以采用两种结构形式
①采用SAE（美国汽车工程师学会）标准，结构见图3-5,有关尺寸见表3-4O图3-4从动盘毂结构1-扭转减振器弹簧装配窗孔图3-5从动盘毂花键结构a-花键孔，b-花键轴表矩形花键尺寸系列3-4SAE mm标记SAE DDi LiD2D3l_2-M10C2318-H1OC143-IOC18-10C12-IOC183-H10B143-H10C142n10C
②按表3-5选取花键结构参数，花键结构尺寸的选择依据是从动盘外径和发动机转矩，更详细的内容请参阅GB1144-2001表从动盘毂花键尺寸系列3-5发动机转花键挤压应从动盘花键外径花键内齿厚b/有效齿矩齿数力外D/mm径d/mm mm长//mm径Te/N•m n:0/MPaD/mm
16050102318320180701026213202001101029234251022515010322643011.
825020010352843511.
328028010353244011.
530031010403254012.
732538010403254511.
635048010403255013.
138060010403255513.
541072010453656012.54308001045365654509501052416652花键毂轴向工作长度应满足以下两个方面的要求
②强度要求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，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度从上节由表3—5表查得从动盘的外径%机发动机转矩%所以我选用花键齿,2=1花键的外径D=40/77/7花键内径I d-32/zzw齿厚〃=5有效齿长/=挤压应力加尸=
15.2MP挤压应力的计算公式如下式中，P一一花键的齿侧面压力，No它由下式确定d1,D1-分别为花键的内外直径，m；Z一从动盘毂的数目；Tea------发动机最大转炬，N•m；n一花键齿数；h一花键齿工作高度，m；h二（D-d）/2；I一花键有效长度，mo从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPao所以符合条件§从动盘摩橡片在离合器接合、分离过程中，它将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求摩擦面片应有下列一些综合性能1）在工作时有相对较高且稳定的摩擦系数；2）具有小的转动惯量，材料加工性能良好；3）在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的热稳定性能；4）能承受较高的压盘作用载荷；5）能抵抗高转速下，相对较大的离心力载荷而不破坏；6）有足够的剪切强度；7）摩擦副对偶面有高度的容污性能，不易影响它们的摩擦作用；8）具有优良的性能/价格比，不会污染环境摩擦面片来说，有两个方面要选择确定，一是结构尺寸，内、外直径已在前面选定，厚度可根据使用寿命确定二是材料，近年来，摩擦材料的种类增长极快，常用的摩擦材料有1）石棉基摩擦材料石棉基摩擦材料是由石棉纤维和铜丝或锌丝绕制成石棉线绳制成它的特点是，石棉有良好的耐热性能，而铜丝或锌丝有相对高的强度是一种性能比较良好的摩擦材料但它的粉尘对环境有污染，国外已经淘汰2）替代石棉的有机摩擦材料美国杜邦公司曾开发出一种由芳香族聚酰胺纤维派生出来的摩擦材料，属于高分子尼龙家族，商业名称为芳纶（kevlar aramid）它相对石棉基的面片有如下一些工o作特性1）在正常工作压力和温度范围内有较高的耐磨性能，在高的工作温度下有稳定的摩擦特性，温度达到425℃以后才开始烧裂（而不是变软、熔化），这种状况持续到500℃2）重量比石棉材料轻，因而从动盘的转动惯量小，其抗拉强度是钢的5倍3）有较高的抗离心力强度，能有效抵抗摩擦面片的飞裂用有机材料代替石棉材料时，离合器的结构等完全相同3）金属陶瓷摩擦材料口§压盘设计压盘的设计主要包括几何尺寸的选择和传力方式的确定两个方面
（1）压盘几何尺寸的确定压盘的结构形状与传力、压紧和分离方式有关当采用周布圆柱螺旋弹簧压紧时，压盘上应铸有圆柱形凸台作为弹簧的导向座当采用膜片弹簧或中央弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之用前面已经分析了如何确定摩擦片的内、外径尺寸当摩擦片的尺寸确定后，与它配合工作的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了这样，压盘儿何尺寸最后归结为如何确定它的厚度压盘厚度的确定主要依据以下两点
①压盘应具有足够的质量由离合器工作原理可知，在离合器的接合和分离过程中都要产生大量的热，而每次接合和分离的时间很短（大约3s左右），因此热量根本来不及全部散发出去，大部分热量滞留在摩擦副中，必然导致摩擦副的温升为了使每次接合和分离时的温升不致过高，故要求压盘具有足够大的质量来吸收热ffio
②压盘应具有较大的刚度要使压盘在正常工作的情况下，不产生翘曲变形，则压盘必须具有较大的刚度为满足上述要求，压盘应做得厚些（一般不小于I0mm）o此外，还应注plays certainprotectivefunction.Therefore,any formsautomobile hasthe engagingand disengaginggear,is onlythe fromis different.The structureof the clutch isreasonable ornot,whether the performance matchingto thetotal vehicle,is directlyrelated to theautomotive easeof use,vehicle dynamics and theeconomics and the economy.Thispaper studiestheclutch and matchingto thevehicle design.Specific contentof the following aspectsof thepaper on thefollowingmain areasofresearch:According to the designrequirements of theautomobileto completethe totaldesign,and chosethe structure type andthe structuretype andthe mainparameters of thevehicle.Compared tothe structureof theClutch,and chosethe constructionform of theclutch.Under theprevious cardesign,made achoice tothe basicclutch sizeparameters.Made rightclutch partsfor theclutch parteselection,design andcalculation ofmatching.A clutchcontrol systemdesign.Through tothe mechanicaltype control systemand thehydraulic pressure type control system characteristics,and hasselected thehydraulicpressuretypecontrolsystem,has carriedon the design andthe sizecompulationt itKeywords:Clutch,Spiral Spring,Matching意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔，见图3-7近年0来这种结构也开始在单片离合器的压盘中采用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，通常由灰铸铁铸成（注意不能用低碳钢来代替铸铁，因为在低碳钢表面容易引成擦痕），其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170〜227,为了增加其机械强度，可另外增添少量合金元素（如锲、铁镒合金等）在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超过8~10℃若温升过高，可适当增加压盘的厚度校核计算的公式如下（3-7）式中，T—温升，℃；心一滑磨功，N・m,可根据式L=
0.5（就计算（其中J,为汽车整车质量转化的转动惯量，由式J=计算,nia为汽车总质量,人为车轮滚动半径,ia0图3-7黄河JN150型汽车离合器中间压盘（材料HT18~36）为主传动比，ik是变速器起步挡传动比；线是离合器开始滑磨时发动机的角速度）；,一分配到压盘上的滑磨功所占的百分比单片离合器压盘，///c一•K）；叫卡一压盘质量，kgom7•2啖根据自己的设计可得出j=-^=
1503.
5032.729%冶/
4.8862x
7.6420k压盘的外径应大于摩榛片的外径D=430mm内径应小于等于摩橡片的内径d=205mm初定厚度〃=20m加校核离合器的温升，它不超过8~1（TC所以符合条件§压盘传力结构设计关系，周向与飞轮不能有相对转动，但轴向必须有相对移动图377是压盘和飞轮间常用的几种典型连接方式图377压盘的几种传力（动）方式（a）凸台式，（b）键式（轴向键），（c）键式（径向键），（d）销式，（e）传力片式传力片（传动片）的强度校核下面主要针对膜片弹簧离合器的压盘传力片（即最为复杂的情况）进行分析和讨论对于较为简单的周置螺旋弹簧离合器传力片的强度校核可按二力杆拉伸应力分析计算离合器在正常工作时，传力片既受弯又受拉（见图3-20）为精确校核传力片强度，首先应建立传力片的分析计算模型（这里略）图3-20传力片分析计算图（a）一传力片结构，（b）-变形图，（c）一弯矩图经过分析研究，膜片弹簧离合器压盘传力片的校核包含下面三个方面:A.正向驱3-15inRbh2inRbh动应力为3-16inRb/r inRbh反向驱动应力为轴向弹性恢复力为3-17式中/厂传力片有效长度，/,=Ii-传力片组数；n-每组有传力片数；人-每一传力片的截面惯性矩；E-材料弹性模量；/a-正常工作时传力片的轴向最大变形量;h-传力片厚度；R-传力片布置半径；b-传力片厚宽度；Lx发动机最大转矩由于在简化计算载荷时比较保守，取值偏大，因此，传力片的许用应力可取材料的屈服极限T=786N・M共设3组传力片每组4片emax宽b=25mm厚〃=传力片上两孔间的距离/=S4mm孔的直径d=1Onmi传力片切向布置，圆周半径R=178nmi传力片材料的弹性模量E=2xlO5MP通过参数计算了=
4.74a max传力片上有效长度4计算传力片的弯曲总刚度计算正向驱动应力为离合器盖是离合器的主动件之一，它必须与飞轮固定在一起，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问题D刚度问题为了增加刚度，小轿车和一般载货汽车的离合器盖常用厚度约为3〜5mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状重型汽车由于批量少，为了降低成本、增加刚度则常采用铸铁的离合器盖2）通风散热问题为了加强离合冷的冷却，离合器盖上必须开设多个通风窗口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，这种定位对中方式中的定位销孔或定位螺栓孔要现场“配做”.圆柱螺旋弹簧设计§
3.5§
3.
5.1结构设计要点压紧弹簧沿着离合器压盘圆周布置时，通常都用圆柱螺旋弹簧螺旋弹簧的两端拼紧并磨平，这样就可使弹簧的两端支撑面较大，各圈受力均匀，且弹簧的垂直度偏差较小为了保证离合器摩擦片上有均匀的压紧力，螺旋弹簧的数目一般不得少于6个，而且应该随摩擦片外径的增大而增加弹簧的数目此外，在布置圆柱弹簧时，要注意分离杆的数目，使弹簧均匀布于分离杆之间因此，弹簧的数目Z应该是分离杆〃的倍数，即式中m——为任意正整数在设计圆柱螺旋弹簧时，应根据摩擦片D,选定弹簧的数目Z,并根据离合器工作总压力，确定每个弹簧的工作压力P式中3——工作总压力,N；Z——离合器压簧的数目摩擦片外径为400—450mm时，周布圆柱螺旋弹簧的数目一般为9〜12个，故取Z=
12.设计上，每一个周布圆柱螺旋弹簧的工作压力P应不超过1000N o周布压紧弹簧的外径通常限制在27〜30mm之间这样，便于把同样的压簧装在不同尺寸的离合器上有的离合器厂，有时还把用得较多的一些弹费的工作高度做成相同的尺寸，而用改变钢丝直径和工作圈数的办法，以获得弹簧不同压紧力，有利于压赞在不同的离合器上通用§
3.
5.2弹簧的材料及许用应力离合器周布螺旋弹簧的钢丝直径一般在4mm左右，由于其直径不大，周围环境的工作温度特也在正常范围之内，所以弹簧的材料大都选用65Mn钢或碳素弹簧钢碳素弹簧钢的特点是价格低廉，原材料来源方便，钢中杂质较少，在相同表面状态及热处理条件下，它的疲劳性能他也不低于合金钢弹赞锦弹簧钢与碳素弹簧钢比较，优点是淬性好和强度高，脱碳倾向小，虽然它有过热敏感性和回火脆性的缺点，但镒弹簧钢价格便宜，原材料易得，故很适合于做离合器弹簧弹簧材料的许用应力［t］必须按照弹簧的工作特点来确定一般弹簧按工作特点及所受负荷的类型可分为3类1类受动载荷的弹簧；2类受静负荷或负荷均匀增加的弹簧；3类不重要的弹簧由于弹簧的许用应力受材料、负荷特点、制造工艺等因素的影响，因此要根据具体情况规定许用应力值对于汽车离合器的压簧来说其符合状况介于1类和2类之间，按照目前我国的工艺条件，一般推荐其许用应力⑶为800Mpa左右离合器的压簧由于其簧丝直径较小，可用冷卷法制成，卷成后一般不再淬火处理，只需要低温回火以消除内应力
3.
4.3弹簧的计算已知摩擦片外径=43（）01%压紧弹簧的数目Z=12,离合器的总压紧P=9420No弹簧的相关计算如下:1）每一个弹簧的工作压力_^9420p===785NZ12材料选用65Mn钢2）弹簧丝直径,,久[PKC3-144=
1.6J--------V[r]式中，二785N,初选弹簧指数（旋绕比）二6,曲度系数K⑺=715Mpa,[785x
1.25x6=
4.60mmV715-代入上式得取钢丝标准直径4二mm3）由结构上确定弹簧的外径O[=30mm4）弹簧中径因此D=30-
4.5=
25.5mm（）I5）弹簧指数（旋绕比）因此C=-H=
5.
674.5根据标准网整为
6.6）实际的工作应力_8x785x6x
1.25=
740.74MPar-
3.14x
4.52xl0-6因此初选弹簧刚度K=40N/mm7）弹簧的工作圈数式中，G——材料的剪切弹性模数，对于碳钢:G=
8.0xl04-
8.3xl0\WPt7［，1取i8）弹簧的实际刚度K二Gd二4一（3-19）对于离合器压簧来说，希望K尽量小，一般K二20〜45N/mm⑺山口
8.3xl04x
4.54皿因此K=----------------=
40.42N/mm8X
25.53X
6.59）弹簧的总圈数=Z+
1.5（3-20）汽车离合器上一般采用〃=i+
1.5,即每端3/4圈拧紧，并把端部钢丝磨薄至直径1/
4.因此10）弹簧的工作变形f=p/K3-21因此/=^-=
19.42mm
40.4211）弹簧的附加变形量弹簧的附加变形量即为压盘的分离行程，对于单片离合器F Af=l.5因此取A/12）弹簧的自由高度儿=5-54+/+V+份3-22式中，弹簧最大负荷时的间隙S.5mmo因此H=8-
0.5x
4.5+
19.42+
2.1+
6.5x
0.7=
59.82mm13）弹簧的工作高度o因此H mm14）弹簧的最大负荷因此匕a*=
40.42x
2.1+785=
869.88N6四为离合器彻底分离时的弹簧最大负荷，一般规定校核离合器分离时弹簧的最大负荷
21.15〜
1.20Pax%”较P增加了，*=嗤£=1/1因此符合规定要求§
3.
5.4离合器的平衡为了保证离合器工作的平衡性，离合器的旋转零件和总成均进行静平衡,这对告诉发动机来说尤为重要压盘单件的平衡精度不低于15〜20g-cm从动盘总成的平衡度不低于35g.em离合器压盘的平衡精度不低于30〜70g・cm消除不平衡的办法可在相应零件上钻孔如在压盘的弹簧导向座上钻孔；或在压盘外圆上钻孔等，或加平衡块一般加在从动盘上离合器总成与飞轮的相应位置靠定位销来保证，最后还必须对离合器总成与曲轴飞轮一体进行动平衡扭转减振器的设计§
4.6一单级线形减震港设计参数1极限转矩7\T.=
1.5-
2.0T=
1.5x786=1179N・Mj j\e max2扭转角刚度K K
137.=13x1179=15327PP J3阻尼摩橡转矩T T=
0.06〜
0.177=
0.14x786=
110.04/V*M4预紧转矩丁T=
0.05-
0.157=
0.12x786=
94.32N・Mn nv7e max5减振弹簧的位置半径勺=
0.6~
0.75-=
0.6x—=
61.5/wnU U7226减振弹簧的个数Z.查表得Z.=67减振弹簧的总压力尸F=^-=1179=
19170.73N生££
0.0615二减振弹簧计算
1.单个减振弹簧的工作负荷PP=F./Zj
2.减振弹簧尺寸（参见图3-32）
（1）弹簧中径DeDc=11~15nmi左右I8PD32）弹簧钢丝直径dd=J----------=4/w/wV乃⑶小K
（3）减振弹簧刚度k:k=----------一=
174.7（N/〃〃7Z）（3-29）1000磁.°J
（4）减振弹簧有效圈数i/=-^-=4c
（6）减振弹簧最小高度Linlmin=n（d+6）七
（7）减振弹簧总变形量A I:A
（8）减振弹簧自由高度Iolo=l+Amin
（9）减振弹簧预变形量△IN国kZj
（10）减振弹簧安装工作高度I:l=l°_A三极限转角外减振器从预紧转矩到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角化为
0.=10JP.sin—=^-22%M=2/sin5°=2x
61.5x
0.081=
10.72m〃z0第四章操纵机构设计计算§对离合器操纵机构的基本要求1）踏板力要尽可能小，乘用车一般在80〜150N范围内，商用车不大于150〜200N2）踏板行程一般在80〜150mm内，最大不应超过180mll13）应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后，分离轴承的自由行程可以复原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）应有足够的刚度，传动效率要高，工作可靠，寿命长，维修保养方便§常用离合器操纵机构的类型常用的离合器操纵机构，主要有机械式、液压式、气压式和自动操纵机构等，其中有些操纵机构还带有助力器机械式操纵机构有杆系式和拉索式两种，杆系操纵机构结构简单、工作可靠、早期广泛应用于各种车辆当中，但其质量大，传动效率低，车架、车身的变形会造成离合器在接合过程中出现抖动现象，特别是远距离操纵时，布置比较困难拉索式可克服上述缺点，且可采用适宜驾驶员操纵的吊挂式踏板结构液压式操纵机构，具有质量小、布置方便、传动效率高、便于采用吊挂式踏板、驾驶室容易密封、发动机的振动和驾驶室与车架变形不影响其正常工作、离合器结合比较柔顺等优点，故广泛应用于各种形式的汽车中在设计离合器操纵系统时，为了满足前述对踏板力和踏板行程的要求，需根据离合器的具体结构类型和操纵系统传动线路，合理地定出操纵系统的传动比i oc常用离合器的结构类型和操纵系统传动线路简图见图4-1图4-1常用离合器的结构类型和操纵系统传动线路简图（a）机械式（b）液压式（c）带空气助力的液压式采用液压式离合器操纵机构1机构传动比1的确定由3-9表离合器的传动比一揽表2离合器踏板行程S”的确定S=（）mm AS=（）.5〃z0第五章传动轴的设计与计算已知传动轴支承长度L,=1503mni传动轴最高转速〃max=5000r7min1）传动轴管内外径确定得£+d=
12757.8又生*3mm2取2---------=3mm，则2——Lc为传动轴长度（mm）,即两万向节中心之间的距离；de和De分别为传动轴轴管的内、外径（mm）2）传动轴扭转强度校核由于传动轴只承受扭转应力而不承受弯曲应力，所以只需校核扭转强度，根据公式有（G为轴管许用扭转应力）上式说明设计参数满足扭转强度要求3）花键内外径确定取安全系数2,则初一一为许用扭转应力K一Dh一一花键外径心——花键内径U——为花键有效工作长度B——为键齿宽一一为花键齿数由于花键齿侧许用挤压应力较小，所以选用L较大尺寸的花键，查GB/T1144-2001,取4=56mm,Dh=62m/H=\Omm，=8,Lh=5O n/nAZO o
⑤花键挤压强度校核当花键齿面硬度为35I1RC时，许用挤压应力为[%]=25~50Mpa则gv[g],满足花键挤压强度最终确定花键尺寸外径D，=62z〃z、内径乩=、齿数,zo=S、花键总长L=150mm第六章结论本次毕业设计根据给出的设计要求和原始设计参数，以及螺旋弹簧离合器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，大致确定了离合器的基本结构和主要尺寸以及制造相关零部件所用的材料结构方面根据设计要求，考虑到使用条件和其显著的优点，选用带扭曲减震器的双片螺旋弹簧离合器，压盘驱动方式采用传动片传动计算方面确定了离合器的主要参数
0、P、D、d,结果按照基本公式运算得出并通过约束条件，检验合格根据螺旋弹簧基本参数之间的约束关系，初步确定了螺旋弹簧的尺寸参数，并通过优化程序得出了螺旋弹簧尺寸的优化值选材方面摩擦片选用编织石棉基材料，保证其有足够的强度和耐磨性、热稳定性、磨合性，不会发生粘着现象；膜片弹簧采用65Si2MnA,其中所含硅成分提高了机件的弹性，所含金流，加强了耐高温性；离合器盖常用厚度3〜5mni的低碳钢板，提高了散热能力；设计后的离合器温升校核合格综上所述，本次设计遵从了
（1）分离彻底；
（2）接合柔和；
（3）操纵轻便，工作特征稳定；
（4）从动部分转动惯量小的设计要点，数据全部通过约束条件检验，原件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，适宜安装，能以最高效率传递发动机扭矩，符合计划书及国家标准由于自己的水平有限，本次设计中可能有很多错误和遗漏，希望各位老师批评指正在这此设计中，我主要从摩擦片、螺旋弹簧、减振弹簧、操纵机构、传动轴这儿方面进行了相关的计算和校核基本上满足了预期的要求本次设计中的缺陷操纵机构需要改进由于本人能力有限，在设计中难免有错误，请老师批评改正参考文献
1.汽车离合器设计徐石安江发潮编著清华大学出版社
20052.联轴器、离合器设计与选用指南阮忠唐编著化学工业出版社
20063.离合器及机械变速器张毅编著化学工业出版社
20054.离合器、制动器选用手册周明衡编著化学工业出版社
（4）操纵轻便、乘坐舒适采用自动变速器、电控动力转向、电控悬架、汽车空调、全球卫星定位系统、不停车收费系统、自动避撞系统等技术摩擦离合器是应用得最广也是历史最久的一类离合器，它基本上是由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传动动力的基本结构，而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置离合器大都根据摩擦原理设计摩擦离合器的工作表面形有盘形，锥形,鼓形三种后两种虽有较大的传递扭矩能力，但从动部分的转动惯量太大，换挡困难，结合不够平顺，长度达，同心度不好时以卡住，因此已被淘汰离合器按从动盘的数目可分为单片，双片和多片三类多片离合器多为湿式，在汽车上应用较少单片和双片离合器一般为干式，应用较为广泛经阅读收集材料，最后本人觉得选膜片弹簧离合器比较合适第二章离合器主要参数的选择汽车上所用的摩擦离合器，既要可靠传递发动机转矩，又要靠它的滑磨来使汽车平稳起步，工作条件甚为恶劣因此，要合理地选择离合器的设计参数和基本结构尺寸离合器转矩容量L,根据对压盘压力分布的两种假设，有两种计算公式
（1）假设压盘压力均匀分布Te=--Q―gZ3s2（%+RJ
（2）假设压盘压力从R到凡递减Te=0Z式中R、电-摩擦盘的内、外半径，m；F-作用在压盘上的正压力，N；〃-摩擦材料的摩擦系数；Z-摩擦盘工作面数，单盘为2,双盘为4……两种不同的假设，产生了上述两种的计算公式，它们是把复杂的现象作一系列简化后得出的，只能起到对离合器的转矩容量作估算的作用要精确地计算出离合器转矩容量L，是相当复杂的，因为实用工况中，以、F、R,（摩擦盘上摩擦力等效作用半径）都不是一简单的常数为了保证离合器能可靠地传递发动机的转矩，将离合器转矩容量L和发动机最大转矩T_写成如下关系式Te=B Temax或写成B Tmx=ZR°|1F式中3为离合器的后备系数，B1；Re为摩擦盘上摩擦力等效作用半径，不同的模型有不同的取值当引入单位压力p（p二F/A）这一参数时，就可把面积因素引入可把式改写成B T=ZR UpAeoax0式中A-摩擦片单面面积，m2o首先要确定离合器的结构型式（如单片、多片等），而后就要确定其基本结构尺寸和参数，它们是摩擦片外径D；单位压力p；后备系数P o在选定这些尺寸和参数时，发动机最大转矩「…；整车总质量m传动系总的速a；比（变速器传动比X主减速器速比）立；车轮滚动半径口等一些车辆参数对它们有重大影响§离合器后备系数P的确定后备系数B是离合器很重要的参数，它保证离合器能可靠传递发动机转矩的同时，还有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命在开始设计离合器时，一般是参照已有的经验和统计资料，并根据汽车的使用条件、离合器结构型式的特点等，初步选定后备系数汽车离合器的后备系数B推荐如下（供参考）小轿车3载货车3带拖挂的重型车或牵引车B在同类型汽车中，其后备系数也可不完全一样例如采用压簧工作压力可以调正的离合器时，B值就可以取小一些否则，像一般螺旋弹簧离合器，摩擦片磨损后工作压力要减小，就要适当加大后备系数§摩榛系数〃的确定摩擦系数〃的大小与选取的摩擦材料有直接的关系，常用摩擦材料的摩擦系数见表2-2表常用摩表擦材料的摩擦系数、许用应力和许用温度2-2摩擦副摩擦系数许用压强许用温度/℃[p]/MPa湿摩擦材料对偶材料干式湿式干式湿式干式式淬火钢淬火钢
0.05~
0.10~
0.
41.0260铸铁铸铁、钢
50.05~
0.12~
0.4~
1.0250铸铁、钢、青铜
0.
0.05~
0.
120.4~
1.0150青铜120钢基粉末冶铸铁、钢
0.25~
0.
330.10~
0.12~
3.0~
4.0560金铁基粉末铸铁、钢
0.3~
0.
40.10~
0.12~
3.0~
3.0680冶金石棉基摩擦铸铁、钢
0.25~
0.
400.08~
0.12~
0.3~
0.6260120材料纸基摩擦材铸铁、钢
0.10~
0.20料石墨基摩擦钢
0.12~
0.
156.0材料半金属基钢
0.26~
0.
370.12~
0.20350摩擦材料夹布胶木
0.10^
0.
120.6150120皮革铸铁、钢
0.3~
0.
40.12~
0.15~
0.15*
0.28110软木
0.3~
0.
50.15~
0.25~
0.
100.10^
0.15110§摩榇片外径D的确定摩擦片外径是离合器的重要尺寸之一，它直接影响离合器所能传递的转矩大小，也关系到离合器的结构重量和使用寿命在确定尺寸D时，发动机最大转矩参数必须是已知的在结构空间允许的情况下，尽量选用比较大的D尺寸，这样既可保证使用性能，也可提高离合器的使用寿命初步确定D的方法有两种1）用公式（3-4）反算参数A,再通过A和离合器的实际结构空间尺寸确。
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