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范文一：货车螺旋弹簧离合器说明书
目 录
第1章 绪 论 .............................................................. 1 第2章 方案设计 ........................................................... 3 2.1离合器的作用及设计要求 ................................................ 3 2.2离合器的分类 .......................................................... 3 2.3压盘的驱动方式 ........................................................ 5 2.4离合器的通风散热措施 .................................................. 5 2.5离合器的操纵方式 ...................................................... 6 2.6方案论证结论 .......................................................... 6 第3章 基本尺寸参数选择 ................................................... 7 3.1离合器基本性能关系式 .................................................. 7 3.2后备系数的选择 ........................................................ 7 3.3摩擦片外径的确定 ...................................................... 8 3.4 校核离合器所选尺寸 .................................................... 9 第4章 离合器零件的结构选型及设计计算 .................................... 11 4．1 从动盘总成 .......................................................... 11 4.1.1从动盘的设计 ..................................................... 11 4.1.2从动盘毂 ......................................................... 11 4.1.3 减震器弹簧的尺寸确定 ............................................. 13 4.1.4 减震器弹簧的计算 ................................................. 14 4.2压盘和离合器盖 ....................................................... 16 4．2．1 压盘设计 ....................................................... 16 4．2．2 离合器盖设计 ................................................... 20 4．3 离合器分离装置的设计 ................................................ 20 4．3．1 分离杆 ......................................................... 20 4．3．2 分离轴承及分离套筒 ............................................. 22
4．4 圆柱螺旋弹簧设计 .................................................... 23 4．4．1 结构设计要点 ................................................... 23 4．4．2 弹簧的材料及许用应力 ........................................... 24 4．4．3 弹簧的计算 ..................................................... 24 4．4．4 离合器的平衡 ................................................... 26 结 论 ................................................................... 27 致 谢 ................................................................... 28 参 考 文 献 .............................................................. 29
第1章 绪 论
根据德国出版的2003年汽车年鉴，2002年世界各国114家汽车公司所生产的1864款乘用车中，手动机械变速器车款数为1337款；在我国，乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的26.53%；若考虑到商用车中更是多数采用手动变速器，手动挡汽车目前仍然是世界车款的主流（当然不排除一些国家或地区自动挡式车款是其主流产品）。至于未来，考虑到传动系由MT向自动传动系过渡，采用AMT技术其产品改造较为容易，因此AMT技术是自动传动系统有力的竞争者。可以说，从目前到将来离合器这一部件将会伴随着内燃机一起存在，不可能在汽车上消失。
在早期研发的离合器机构中，锥形离合器最成功。他的原型设计曾在1889年德国戴姆勒公司生产的钢质车轮的小汽车上，它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。采用锥体离合器的方案一直沿用到20世纪20年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比较容易，摩擦面易修复。它的摩擦材料曾用过驴毛带、皮革带等。那是也曾出现过蹄-鼓式离合器代替锥形离合器，其结构形式有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。蹄-鼓式离合器用的摩擦元件为木块、皮革带等，蹄-鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。无论锥形离合器或蹄-鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动见根本无法分离的自锁现象。
现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。多片离合器最主要的优点是，在汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。早起设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一青铜盘片。采用纯粹的金属对金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更满意的性能。
浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外有野容易把金属盘片粘住，不易分离。
石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘片式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更高的温度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可以用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是有多片离合器向单片离合器转变的关键。
早期单片干式离合器有与锥形离合器先类似的问题，即离合器接合时不够平顺。但是由于单片干式离合器结构紧凑散热量好，转动惯量小所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。
第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上没有摩擦面片，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上。后来改用多个直径较小的弹簧（一般至少6个），沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。这种布置在设计上带来了实实在在的好处，是压盘上弹簧的工作压力分布更均匀，并减小里轴向尺寸。
随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘
用车上愈来愈多地采用双质量飞轮的扭转减震器，能更有效地降低传动系噪声。
近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型牵引汽车和自卸汽车上有开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低（不超过93°），因此起步时长时间打滑不至于的烧损摩擦片。据报道这种离合器有着良好的起步能力，其使用寿命可达干式离合器的5-6倍。?1?
第2章 方案设计
2.1离合器的作用及设计要求
对于业内然机为动力的汽车，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直接相连接的总成。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、压紧机构和操纵机构。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递动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。离合器的主要功用是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平顺地接合，保证汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，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，能限制传动系所承受得最大转矩，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音。为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足以下基本要求；
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，又能防止传动系过载。
2.接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车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，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡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散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。
6.应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪音的能力。
7.操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。
8.作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因素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。
9.具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、实用寿命长。 10.结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便。?2?
2.2离合器的分类
1、按压紧弹簧和布置形式分如表2.1
表2.1离合器的分类
2﹑按从动盘数分如表2.2
表2.2离合器的分类
综合上述各离合器的优缺点，根据我所选的车型东风天锦180的需求，再依据经济、可靠、操作方便的原则，所以我选择从动盘数为双盘的周置圆柱螺旋弹簧离合器。
2.3压盘的驱动方式
压盘的驱动方式主要有凸块-窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等。前三种的共同缺点是在连接件之间都有间隙，在传动中将产生冲击和噪音，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘以柳钉或螺栓联结，传动片的弹性允许其作轴向移动。弹性传动片驱动方式的结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。使用弹性传动片的方式不仅消除了前三种的缺点，而且简化了结构，降低了对装配精度的要求且有利于压盘的定中，故选择弹性传动片式驱动方式。
2.4离合器的通风散热措施
试验证明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的。当压盘工作表面温度超过
180-200度时，摩擦片磨损将急剧增加，而且过高的温度还会使压盘受热变形产生裂纹或破裂。为使摩擦表面温度不过高，除要求压盘有足够高的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风良好。改善离合器散热通风的结构措施有：在压盘上设散热或通风筋；在离合器盖上开较大的通风口；在离合器外壳上设置通风窗；在双盘离合器的中间压盘内铸出通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装一导流罩，加强通风。由于本设计为双盘离合器设计，其散热问题尤其应值得重视。在以后的离合器结构设计中，将视压盘温升的具体情况采取适当的结构措施以保证离合器压盘工作表面温度不致过高。
2.5离合器的操纵方式
按分离离合器所需的操纵能源不同，离合器操纵机构可分为人力式和气动式两类，而人力式操作机构又可分为机械式和液压式两种。机械式质量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难，寿命短，用于轻型车。液力式传动效率高，质量小，布置方便，离合器接合较柔和，有可能降低猛接离合器时传动系的动载荷。它不仅用于中、小型车，在重型汽车上也日益增多。气压式突出优点是操纵轻便。依据经济、可靠、操作方便的原则，故选择液压式。
2.6方案论证结论
本设计选择的是双盘离合器，根据双盘离合器的特点及以上对离合器各种结构的分析比较，其有关结构可采取表2.3的形式：
表2.3离合器的结构选择
第3章 基本尺寸参数选择
3.1离合器基本性能关系式
摩擦片或从动盘的外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响，并根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发动机最大转矩?cmax，离合器的静摩擦力矩?c应大于发动机最大转矩?cmax，而离合器传递的摩擦力矩?c又决定于其摩擦面数Z、摩擦系数f、作用在摩擦面上的总压紧力PΣ与摩擦片平均摩擦半径Rm，即
?c???cmax?ZfPrRmN?m 式中：?——离合器的后备系数。
f——摩擦系数，计算时一般取0.25～0.30。 ?cmax——发动机最大转矩
（3-1）
3.2后备系数的选择
离合器的后备系数，选择时应考虑摩擦片磨损后仍能传递?cmax及避免起步时滑磨时间过长；同时应考虑防止传动系过载及操纵轻便等。各类汽车离合器后备系数?的取值范围见表3.1。
表3.1后备系数表
本设计是基于东风天锦180货车的离合器设计，该车型属于重型货车类型，故选择本次设计的后备系数β在1.60～2.25之间选择。由于后备系数随着汽车总质量的增大而增大，根据此次设计的题目汽车的总质量为ma=15000kg，所以综合考虑取β=2.0。
3.3摩擦片外径的确定
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来确定D时，可以查表3.2来确定摩擦片外径D的尺。?3?
表3.2离合器尺寸选择参数表
所选的尺寸D应符合有关标准(JB1457-74)的规定。表3.2给出了离合器摩擦片的尺寸系列和参数。另外，所选的D应符合其最大圆周速度不超过65～70m/s的要求，且重型汽车不应超过50m/s。
根据发动机参数该车型发动机最大转矩Te max为650N·m及本车将使用双片式离合器，查表2.2可得离合器摩擦片外径为350mm。再查表3.3即可得到摩擦片的具体参数，如下：
摩擦片外径D=350mm 摩擦片内径d=195mm 摩擦片厚度h=4mm 摩擦片内外径比d/D=0.557
单位面积F=67800mm2
表3.3离合器摩擦片尺寸系列和参数
3.4 校核离合器所选尺寸
离合器尺寸的校核可用如下公式
12
式中 D——摩擦片外径，mm；
TC??Temax?
?
fZp0D3(1?d3D3) （3－2）
d——摩擦片内径，mm； p0——单位压力，MPa；
Z——摩擦片工作面数，单片为2，双片为4； Temax——发动机最大转矩，N· m； ?——离合器后备系数；
TC——离合器的转矩容量，N· m； f——摩擦系数。
综上所述，由于采用的是螺旋弹簧，基本上在公路上行使，取?＝2.0，摩擦系数f＝0.3，Temax＝650N.m，外径D＝350mm，内径d＝195mm，代入（2－2）得：
p0＝0.117MPa
单位压力p0在容许的范围内，因此所选择的离合器尺寸。参数合理。
第4章 离合器零件的结构选型及设计计算
4．1 从动盘总成
无论选择什么类型的从动盘，它都应该满足一下的要求：
（1）为了减少变速器换挡时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小； （2）为了保证汽车的平稳起步，摩擦片上的压力分布要均匀，从动盘应具有轴向的弹性；
（3）要有足够的抗暴裂强度；
（4）为了避免传动系统的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中尽量安装扭转减震器。
4.1.1从动盘的设计
从动盘一般都比较的薄，通常是常用的1.3-2.0mm厚的钢板冲制而成。为了使从动钢片有轴向的弹力，在从动盘上开“T”形槽，外缘形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。根据设计要求选取从动钢片的厚度为2mm,表面硬度35～40HR.
4.1.2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GB1144－1974选定从动盘毂花键尺寸系列表4.1选取其尺寸入下： 从动盘外径D＝380mm，发动机转矩Temax＝650 N· m，花键齿数n＝10，花键外径D?＝40mm，花键内径d?＝32mm，齿厚b＝5mm，有效长度l＝55mm，挤压应??15.2MPa。
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。
表4.1 从动盘毂花键尺寸系列
2）从动盘毂花键的强度校核
①花键齿的侧面压力
P?
4Temax
（4-1）
(D??d?)Z
式中Z――从动盘毂的数目,
因此 P?18055.56N ②挤压应力
?挤?
P
（4-2） nhl
式中h――花键齿的工作高度，m，h?(D??d?)2。 因此 ?挤?8.21MPa?????15.2MPa ③剪
4Temax
?6.57MPa?????15MPa
(D??d?)Znlb
?剪?
(4-3)
所以花键的选取合适?4?
4.1.3 减震器弹簧的尺寸确定
压盖和在设计离合器的减震器时，需要合理的选择减振器的扭转刚度、摩擦力矩、预紧力矩及刚度级数，以确保系统的性能。 1)极限转矩Tj
极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩，它与发动机的最大转矩有关，一般可取：
Tj=(1.5~2.0)Temax （4-4）
式中，Temax的系数对于商用车取1.5，乘用车取2.0. 所以 Tj=975N·m 2)扭转角刚度k?
为了避免引起系统的共振，要合理的选择减振器的扭转刚度k?，是共振现象不发生在发动机的常用工作转速范围内。
k??13Tj （4-5）
因此 k?=12000N?m/rad
3)阻尼摩擦转矩T?
由于减振器扭转刚度k?受结构及发动机的最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效的消除，必须合理的选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩
T?。一般可按照下式选择
T??(0.06~0.17)Temax?39~110.5N?m （4-6） 取T?=100N?m 4)预紧转矩Tn
减振器的弹簧在安装时都要有一定的预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将会向减小频率的方向转移，这是有利的，但是Tn不应大于T?，否则在反向工作时，扭转减震将
提前停止工作，故取
Tn?(0.05~0.15)Temax （4-7） 取Tn=65N?m
5)减振弹簧位置半径R0
R0的尺寸应该尽可能的大一些，
d
（4-8） 2
其中d为摩擦片的内径 R0?(0.60~0.75)
计算可取 R0=73mm 6)减振弹簧的个数Zj
根据摩擦片的外径350mm可以查表4.2，取Zj=10
表4.2减振弹簧的选取
7)减振器弹簧的总压力F?
当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减震器弹簧传递转矩达到Tj时，减振器弹簧收到的压力F?
F??
TjR0
?13356.16N （4-9）
4.1.4 减震器弹簧的计算
1)单个减振器弹簧的工作负荷
F?
F?Zj
?1335.62N (4-10)
2)减振弹簧尺寸
①弹簧中径Dc，一般由结构布置来决定，通常Dc?11~15mm，取Dc?11mm ②弹簧钢丝直径d
d?8FDC
??
(4-11)
Dc算出后应该调整为标准值，式中:扭转许用应力?= 550~600MPa，一般为3~4mm
左右。代入数值，得d?3.966mm,符合要求。
③减振弹簧的刚度K，应根据已选定的减振器扭转刚度k?及其分布半径R0，由下式算出，即
K?
k?1000RZj
2
o
?225.18N?m (4-12)
④减震器弹簧的有限圈数i
Ed4
i? (4-13) 3
8DcK
式中：E为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取E?8.3?104MPa。 因此 i?4.50 ⑤减振器弹簧总圈数n。
n?i?(1.5~2) (4-14)
可取得n=6
⑥减振器弹簧最小长度lmin。指减振器弹簧在最大的工作负荷下的工作总长度，考虑到此时弹簧的被压缩各圈之间仍需要留出一定的间隙，可确定为
lmin?n(d??)?1.1dn?26.17mm (4-15)
⑦减振器弹簧的总变形量?l。指减震器弹簧在最大工作负荷下所能产生的最大压缩
F
变形，为?l??5.93mm
K
⑧减振器弹簧的自由高度:
lo?lmin??l?32.10mm (4-16)
⑨减振器弹簧的预变形量?l'，它和选取的预压紧力矩Tn有关：
?l、?
Tn
?0.40mm (4-17)
KZjR0
⑩减振器弹簧的安装工作高度l，它关系到从动盘毂等零件窗口尺寸的设计，为
l?l0??l'?31.70mm (4-18)
3)从动盘钢片相对从动盘毂的最大转角?j
减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动钢片相对从动盘毂的极限转角?j与减振器弹簧的工作变形量?l''(?l''??l??l')有关，其值为
?l''
?j?2arcsin?2arcsin?5.19?
(4-19) 2Ro
?j通常取3?~12?，所以所选择的减振器弹簧能够满足要求。
4.2压盘和离合器盖
4．2．1 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。在双片离合器中一般都采用综合式的连接方法，即中间压盘通过键，压盘则通过凸台。还可以用销子传力。
根据经验、参照磁品，采用6个传力销将飞轮与中间压盘、压盘连接在一起。传力
?0.07
销的尺寸为?18.50。传力销的材料为中碳钢（35号?0.084，压盘上的传力销尺寸为?190
钢），压盘材料为灰铸铁。?5? 2传力销的强度校核
由图4-1可知，传力销同时承受由力Q?、Q??所引起的弯曲应力和P（接合时的弹
簧压紧力）引起的拉伸应力。此外，传力销表面在宽度S1与S2的范围内还受其Q?和Q??的挤压作用。由《机械设计手册》中可查得35钢的剪切许用应力????80MPa，许用压力?P??40MPa，其强度校核如下。
图4-1 传力销的受力图
1拉弯复合应力
①作用力
Q??
Temax
（4-20） 2nRn
Temax
（4-21） 4nRn
Q???
式中Temax――发动机最大转矩，N· m； n――传力销数目；
Rn――力Q?和Q??的作用半径，m,由所选压盘结构及参照双盘离合器有关零
件图得;Rn?(350/2)?(18.5/2)?1?185.25mm
因此 Q??
650
?292.40N ?3
2?6?185.25?10
Q???
650
?146.20N ?3
4?6?185.25?10
Temax(2a?b)
（4-22）
3
②传力销的弯曲应力
?弯?MBB?
4Rnn?0.1d式中MB――弯矩，N· m，MB?Temax(2a?b)4Rnn；
d――传力销根部直径，cm； W3B――传力销抗弯截面模量，cm；
a,b――力Q?和Q??的作用力臂，cm,其中a=27mm，b=48mm。因此，?650?(2?27?48)
弯?
4?185.25?6?0.1?18.5
3
?23.55MPa<>
?4P
拉??d2
n
式中：P――接合时弹簧产生的压紧力，N，P?P0?F 因此 ?4?0.117?67800
拉?3.14?18.52?6
?4.92MPa
④传力销的复合应力
?合??弯??拉 因此 ?合=23.55+4.92=28.47MPa
2)传力销的挤压应力
???Q?
挤
S 1d1?100
????Q??
挤
S 2d1?100
式中，d1――传力销的直径，cm；
S1，S2――作用宽度，cm。
因此 ??292.40
挤
?15?18.5?100
?1.05MPa
??146.挤??2
15?18.5?100
?0.53MPa
经校核，传力销的强度符合要求。 （4-23） （4-24）
（4-25）
（4-26）
3)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内、外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸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：①压盘应具有足够的质量；②压盘应具有较大的刚度。因此，压盘一般都做得比较厚（一般不小于10mm），而且在内缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的凸起。此外，压盘的结构设计还应注意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔。
根据经验、参照同类产品，本次设计选取的压盘外径为380mm，内径为190mm，厚度为15mm，材料为3号灰铸铁。?6? 4)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。它指的是离合器在接合过程中有多少机械能变成热能。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许用值，即：
w?
4W
??w? (4-27) 22
?Z(D?d)
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?=0.40J/mm2，对于最大总质量小于6.0t的商用车：?w?=0.33J/mm2，对于最大总质量大于6.0t的商用车：?w?=0.25J/mm2，W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J）,可根据下式计算：
W?
?2?ne2?ma?rr2
1800?i?i
2
2g
(4-28)
式中，ma为汽车总质量（Kg）；rr为车轮滚动半径（m）；i0 为主减速器传动比；rg
为汽车起步时变速器挡位的传动比；ne为发动机转速（r/min）,计算时乘用车取2000r/min，商用车取1500r/min。
根据本次设计的车型，选取轮胎规格为10.00R20，则rr=0.5m，i0=9.63，rg=11.7，
ma=8025kg。将数据代入得：
W?37581J
w=0.14J/mm2??w? 故符合要求。
4．2．2 离合器盖设计
离合器盖一般都和飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分扭矩。此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。因此，在设计中应特别注意一下几个问题：
（1)应具有足够的刚度，以免影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为2．5～4．0mm；在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。因此，为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用2.75毫米厚的08钢板，经冲压加工制成。
（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。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。
（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，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风口，将离合器制成特殊的叶轮形状，或在盖上加设通风扇片等，用以鼓风。
由于本设计选用的是传动销传动方式，因而，离合器盖通过传动销与飞轮连接在一起，传递一部分发动机扭矩，其对中性则就由六个传动销来保证。?7?
4．3 离合器分离装置的设计
4．3．1 分离杆
1）分离杆结构型式的选择
在离合器分离和接合的过程中，踏板与压盘之间的运动联系最后的环节为分离杆。周布螺旋弹簧离合器的分离杆数目一般采用3～6个。分离杆的结构型式与压紧弹簧的类型有着密切的关系。本次设计选用的是周布弹簧离合器，采用6个分离杆。
在沿圆周分布的圆柱螺旋弹簧离合器中常见的分离杆结构有以下几种类型，如图4-2所示。
图4-2（a）是锻造后经加工制成的。与图中其他三种结构相比，它的加工量最大，结构也比较复杂。
图4-2（b）所示是一些重型汽车上采用的结构。分离杆也是锻制的。由于铰链处全部采用了滚针轴承，因此具有摩擦损失小、传动效率高的优点。另外它的调整螺母在离合器上，所以调整也比较方便。
图4-2（c）中，分离杆由钢板冲压而成，加工比较简单，而且调整螺钉在分离杆外端，调整也比较方便。
图4-2（d）所示的是中小型汽车上采用的结构。这种被称为摆动块式的分离杆也是由钢板冲压而成的，结构简单。分离杆在压盘上的支承方式也很简单。此外它还具有磨损小、调整方便等优点，所以目前在中小型汽车上采用很多。
综上所述，根据经验、参照同类产品，选择图4-2（c）所示的分离杆结构，由低碳钢板（08钢板）冲压而成。
图4－2 分离杆结构
2）分离杆设计
分离杆设计时应注意如下几个问题： ①分离杆要有足够的刚度
在分离离合器时，分离杆要承受很大的力，如果刚度不够，会引起较大的变形，这不仅要降低离合器操纵机构的传动效率，甚至还可能出现离合器分离不彻底。因此在结构设计时，一定要设法增加分离杆的刚度，提高其抗弯曲的能力，以减少在受力时的变形。从图4-2所列举的结构中可以看到，分离杆都有加强筋。
②分离杆的铰接处应避免运动上的干涉
分离离合器时，压盘沿其轴线做平行移动，分离杆与压盘的铰接点也跟着压盘一起平移。与此同时，这个铰接点还必须绕分离杆的中间支点作圆弧运动。显然，同一个点同时做两种运动是不可能的，这就是所说的运动干涉现象。为了避免这种运动干涉，保证离合器能顺利分离，在分离杆铰接处的结构上必须采取相应的措施。
在图4-2（c）结构中，分离杆的支撑叉与离合器的连接处采用了带球面的调整螺母，
而且支撑叉与离合器盖的孔之间还留有间隙。与图4-2（b）相比，其活动支点不在中间而是在分离杆外端与压盘的铰接处。这样，在离合器分离时，支撑叉可在离合器盖的孔中摆动，以避免分离杆的运动干涉。
③分离杆内端的高度可以调整
为了保证在离合器分离时分离轴承能同时压紧所有的分离杆，使每个分离杆的受力均衡，并使压盘不致产生歪斜，造成离合器分离不彻底和结合过程中离合器的抖动现象，要求各分离杆的内端必须在平行于压盘的同一平面上（其高度差一般不超过0.2mm）。
为了达到这个要求，分离杆在结构上都有相应的调整环节，我们是通过调整分离杆外端的高度来实现的。
④分离杆的铰接处应采用滚针轴承或刀口支撑
为了减少磨损和提高效率，分离杆的铰接处应采用滚针轴承或刀口支撑。?8?
4．3．2 分离轴承及分离套筒
分离轴承在工作中主要承受轴向力。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?＝3～4mm ，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（??25?），外形尺寸为：内径D=55mm，外径D=90mm，宽度B=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。为例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。
4．4 圆柱螺旋弹簧设计
4．4．1 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n的倍数，即
Z?m?n (4-29)
式中m——为任意正整数。设计中摩擦片外径D=350mm，根据表4.3，可得弹簧数目为12—18个，但考虑到该离合器分离杆为6个，且弹簧数目应为分离杠杆数的整数倍，因而选取弹簧数目为Z=18，并根据离合器工作总压力，确定每个弹簧的工作压力P：
P?
P?
(4-30) Z
式中P?——工作总压力，N；
Z——离合器压簧的数目。
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 。
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簧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，有利于压簧在不同的离合器上通用。
表4.3周置圆柱螺旋弹簧的数目
4．4．2 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簧。锰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，但锰弹簧钢价格便宜，原材料易得，故很适合于做离合器弹簧。?9?
弹簧材料的许用应力???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[?]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。
4．4．3 弹簧的计算
已知摩擦片外径D=350mm，压紧弹簧的数目Z=18，离合器的总压紧力P=7932.6N。弹簧的相关计算如下： 每一个弹簧的工作压力
材料选用65Mn钢
实际设计计算离合器工作压簧时，对于单个压簧可参考表4.4 中的取值。 根据p?440.7N表4.4的数据可选择下面一组数据：工作压力P=441N，弹簧外径
D=27mm，钢丝直径d1=3.75mm，工作高度H=40mm，自由高度H0=58mm，总圈数1
n=8，有效圈数i=6，弹簧刚度K=24.5N/mm，最大应力?=623MPa。
2
P?7932.6
N (4-31) P???440.7N?1000
Z18
弹簧指数C?
D01D?d127?3.75
???6.2 (4-32) d1d13.75
表 4.4 离合器压簧数据
表 4.5 曲度系数K?值
当C=6.2时根据表4.5可得曲度系数K?=1.24 对于此弹簧数据的校核： 1）弹簧的工作变形
f?PK （4-33） 因此
f?
440.7
?18.00mm 24.5
2）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 =1.5～2.5；对于双片离合器?f=1.5～3.0。
因此取?f=2.5mm。 3）弹簧的最大负荷
Pmax?K?f?P (4-34)
因此 Pmax?24.5?2.5?440.7?501.95N
Pmax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 Pmax??1.15～1.20?P
Pmax501.95
??1.14?1.15P (4-35) P440.7
4）弹簧的许用应力：
8PCK'??=613.84MPa?623MPa (4-36) 2
?d1
因此符合规定要求。
4．4．4 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·cm 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。
?10?
本课题设计完成了重型载货汽车螺旋弹簧离合器的结构选型和设计计算。对重型载货汽车离合器的结构型式进行了分析和比较，完成了离合器的选型和其内部各零件的设计计算。
本设计主要做了下面的工作：
根据给定的相关汽车性能参数完成了汽车离合器的总体设计。对离合器结构型式进行分析及选型，并对离合器基本尺寸参数进行选择，对离合器各零件进行了选型、设计计算和校核，完成了离合器的匹配设计。
本次设计经过对螺旋弹簧离合器的校核计算，参数选择和计算，结果符合要求。但由于时间的限制，加之经验不足，设计中可能还有很多不足之处，有待今后进一步深化。
通过本次设计，深入理解了离合器的结构原理，懂得了设计工作中的具体程序和工作内容，为今后参加设计工作打下了基础，对今后的工作很有帮助。
本次毕业设计是对大学所学知识的一次全面考验，它也是对即将走向社会的我们的进行的一次有效的训练。回顾这场毕业设计，它令我获益菲浅。本次设计的课题是一个设计研究类的课题，它让我体会到做研究的艰难，苦心设计出零件，然后又要考虑对数据进行分析研究，分析工艺系统中加工因素与之对应关系等等，这些基础知识平时在课堂没学透的，通过整个设计过程和查阅了大量相关资料让我对这些知识有了更深的了解。所以我认为这次毕业设计锻炼了我很多方面的能力，它使我面对困难不退缩，勇于克服困难。
感谢本次毕业设计的指导老师楼江燕老师，她教导我们做事要严谨细致、一丝不苟；导师渊博的专业知识，严谨的治学态度，精益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师德，严以律己、宽以待人的崇高风范，朴实无华、平易近人的人格魅力对我影响深远。不仅使我树立了远大的学术目标、掌握了基本的研究方法，还使我明白了许多待人接物与为人处世的道理。在此，谨向导师表示崇高的敬意和衷心的感谢！
本论文的顺利完成，离不开各位老师、同学和朋友的关心和帮助。在此，向曾经帮助我的老师和同学表示衷心的感谢。
广西科技大学2013届毕业设计说明书
参 考 文 献
[1] 徐石安，江发潮.汽车离合器[M].清华大学出版社,2005,2.
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[4]刘惟信主编.汽车设计[M].清华大学出版社,2001,7.
[3] 臧杰,阎岩.汽车构造[M].机械工业出版社,2005,8.
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[6] 王霄锋主编，《汽车底盘设计》，清华大学出版社，2010
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[14] 王国权、龚国庆主编，《汽车设计课程设计指导书》，机械设计出版社，2009
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[17]Ahern,Kathy,Manathung,Catherine.Clutch-StaringStalleDResearchStuDets.InnovativeHigherEDucation.2004.
29
范文二：重型载货汽车螺旋弹簧离合器
目 录
1前言····························································· 错
误！未定义书签。
2总体方案论证 ·················································3
2.1离合器总成的结构和有关组件的结构 ................................. 3
2.1.1从动盘数及干、湿式的选择 .................................... 3
2.1.2压紧弹簧的结构型式及布置 .................................... 3
2.1.3 压盘的驱动方式 ............................................. 4
2.1.4分离杠杆的结构型式 .......................................... 5
2.1.5分离轴承的类型 .............................................. 5
2.1.6离合器的通风散热措施 ........................................ 6
2.1.7从动盘的结构型式 ............................................ 6
2.1.8 离合器的操纵机构选择 ....................................... 7
2.2 结论 ............................................................. 7 3汽车离合器的设计计算·········································9
3.1离合器主要参数的选择 ............................................. 9
3.2摩擦离合器主要零件的设计计算 ..................................... 12
3.2.1压紧弹簧的设计计算 ........................................... 12
3.2.2压盘的设计计算 ............................................... 13
3.2.3从动片与从动盘毂的设计计算 ................................... 14
3.2.4分离杠杆的设计计算 ........................................... 15
3.2.5离台器盖的设计计算 ........................................... 16
3.3离合器操纵机构设计 ·············································15
3.3.1离合器操纵机构的结构型式选择 ................................. 16
3.3.2离合器分离行程及性能计算 ..................................... 18 4结论 ···························································19
····················································19 参 考 文 献
致 谢 ······························································20
附 录·······················································22
1前 言
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对传动系的动力传递，以保证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；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到大的动载荷时，能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；有效地降低传动系中的振动和噪声。
摩擦离合器主要由主动部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)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递动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。
本课题来源于生产实际，为解决多数摩擦离合器存在散热能力不足，摩擦片易磨损等缺点的现状，保证离合器具有良好的工作性能，依据经济、可靠、操作方便的原则，对汽车离合器设计提出如下基本要求：
a.在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。
b.接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。
c.分离时要迅速、彻底。
d.从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。
e.有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用寿命。
f.操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。
g.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，以保证有稳定的工作性能。
h.应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。
i.结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。
汽车自19世纪末诞生至今100余年期间，汽车工业从无到有，以惊人的速度发展，写下了人类近代文明史的重要篇章。汽车是数量最多，最普及，活动范围最广泛，运输量最大的现代化交通工具。可以断言，没有哪种机械产品像汽车那样对社会产生如此广泛而深远的影响。
在以内燃机作为动力的机械传动汽车中，无论是AMT或MT，离合器都作为一个独立的部件而存在。虽然发展自动传动系统是汽车传动系的发展趋势，但有人指出：根据德国出版的2003年世界汽车年鉴，2002年世界各国U4家汽车公司所生产的1864款乘用车中，手动机械变速器车款数为1337款；在我国，乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的26．53％；若考虑到商用车中更是多数采用手动变速器，手动挡汽车目前仍然是世界车款的主流(当然并不排除一些国家或地区自动挡式车款是其主流产品)。谈到未来，考虑到传动系由MT向自动传动系过渡，采用AMT技术其产品改造较为容易，因此AMT技术是自动传动系统有力的竞争者。可以说，从目前到将来离合器这一部件将会伴随着内燃机一起存在，不可能在汽车上消失。
在早期研发的离合器结构中，锥形离合器最为成功。它的原型设计曾装在1889年德国戴姆勒公司生产的钢质车轮的小汽车上，它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。采用锥形离合器的方案一直延续到20世纪20年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比较容易，摩擦面容易修复。它的摩擦材料曾用过驼毛带、皮革带等。那时也曾出现过蹄—鼓式离合器来替代锥形离合器，该结构采用的是内蹄—鼓式。这种结构型式有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。蹄—鼓式离合器用的摩擦元件为木块、皮革带等，蹄—鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。无论锥形离合器或蹄—鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动件根本无法分离的自锁现象(当时所提供的材料复合体的摩擦系数变化很大，容易引起自锁)。
现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。多片离合器最主要的优点是，在汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。早期的设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一青铜盘片。采用纯粹的金属对金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更为满意的性能。
浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外，油也容易把金属盘片粘住，不易分离。但毕竟还是优点大于缺点。因为在当时，许多其他离合器还在原创阶段，性能很不稳定。
石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘片式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更高的温度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用较小的摩擦面积，阅而可以减少摩擦片数，这是由多片离合器向单片离合器转变的关键。20世纪20年代末，直到进入30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才使用多片离合器。
早期的单片干式离合器有与锥形离合器相类似的问题，即离合器接合时不够平顺。但是，由于单片干式离合器结构紧凑，散热良好，转动惯量小，所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功地开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。
实际上早在l920年就出现了单片干式离合器，这和前面提到的与发明了石棉基的摩擦面片有关。但在那时相当一段时间内，由于技术设计上的缺陷，造成了单片离合器在接合时不够平顺等问题。第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上是没有摩擦面片的，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上。后来改用多个直径较小的弹簧(一般至少6个)，沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。这种布置在设计上带来了实实在在的好处，使压盘上弹簧的工作压力分布更均匀，并减小了轴向尺寸。
多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式摩擦离合器，因为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，而且由于在结构上采取——定措施，已能做到接合平顺，因此现在广泛用于大、中、小各类车型中。
2 总体方案论证
2.1离合器总成的结构和有关组件的结构
离合器是作为汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其性能的好坏直接影响汽车平稳起步、变速器中换挡齿轮之间的冲击、传动系中的振动和噪声。现代汽车摩擦离合器在设计中应根据车型的类别，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，合理地选择离合器总成的结构和有关组件的结构，现分述如下：
2.1.1从动盘数及干、湿式的选择
a.单片干式摩擦离合器
其结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘时也能接合平顺。因此，广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车上，在发动机转矩不大于1000N·m的大型客车和重型货车上也有所推广。
b.双片干式摩擦离合器
与单片离合器相比，由于摩擦面增多使传递转矩的能力增大，接合也更平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，其径向尺寸较小，踏板力较小。但轴向尺寸加大且结构复杂；中间压盘的通风散热性差易引起过热而加快摩擦片的磨损甚至烧伤碎裂；分离行程大，调整不当分离也不易彻底；从动件转动惯量大易使换档困难等。仅用于传递的转矩大且径向尺寸受到限制时。
c.多片湿式离合器
摩擦面更多，接合更加平顺柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨损小。但分离行程大、分离也不易彻底，特别是在冬季油液粘度增大时；轴向尺寸大；从动部分的转动惯量大，故过去未得到推广。近年来，由于多片湿式离合器在技术方面的不断完善，重型车上又有采用，并有不断增加的趋势。因为它采用油泵对摩擦表面强制冷却，使起步时即使长时间打滑也不会过热，起步性能好，据称其使用寿命可较干式高出5～6倍。
单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，在使用时能保证分离彻底，接合平顺。多片离合器分离不彻底，轴向尺寸大，质量大，易烧坏摩擦片。依据经济、可靠、操作方便的原则，故选择单片离合器。
2.1.2压紧弹簧的结构型式及布置
离合器压紧弹簧的结构型式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。可采用沿圆周布置、中央布置和斜置等布置型式。根据压紧弹簧的型式及布置，离合器分为：
a.周置弹簧离合器
周置弹簧离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。有的重型汽车将压紧弹簧布置在同心的两个圆周上。周置弹簧离合器的结构简单、制造方便，过去广泛用于各种类型的汽车上。现代由于轿车发动机转速的提高(最高转速高达5000～7000r／min或更高)，在高转速离心力的作用下，周置弹簧易歪斜甚至严重弯曲
鼓出而显著降低压紧力；另外，也使弹簧靠到定位座柱上而使接触部位严重磨损甚至出现断裂现象。因此，现代轿车及微、轻、中型客车多改用膜片弹簧离合器。但在轻、中、重型货车上，周置弹簧离合器仍得到广泛采用。
b.中央弹簧离合器
采用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧或用1～2个圆柱螺旋弹簧做压簧并布置在离合接触，因此压盘由于摩擦而产生的热量不会直接传给弹簧而使其回火失效。压簧的压紧力是经杠杆系统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可用力量较小的弹簧得到足够的压盘压紧力，使操纵较轻便。采用中央圆柱螺旋弹簧时离合器的轴向尺寸较大，而矩形断面的锥形弹簧则可明显缩小轴向尺寸，但其制造却比较困难，故中央弹簧离合器多用在重型汽车上以减轻其操纵力。根据国外的统计资料：当载货汽车的发动机转矩大于400～450N·m时，常常采用中央弹簧离合器。
c.斜置弹簧离合器
是重型汽车采用的一种新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧，分别以倾角（弹簧中心线与离合器中心线间的夹角）斜向作用于传力套上，后者再推动压杆并按杠杆比放大后作用到压盘上。这时，作用在压杆内端的轴向推力等于弹簧压力的轴向分力。当摩擦片磨损后压杆内端随传力套前移，使弹簧伸长，压力减小，倾角亦减小，而cos值则增大。这样即可使在摩擦片磨损范围内压紧弹簧的轴向推力几乎保持不变，从而使压盘的压紧力也几乎保持不变。同样，当离合器分离时后移传力套，压盘的压紧力也大致不变。因此，斜置弹簧离合器与前两种离合器相比，其突出优点是工作性能十分稳定。与周置弹簧离合器比较，其踏板力约可降低35％。
d.膜片弹簧离合器
膜片弹簧离合器由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。
周置弹簧在轻、中、重型货车上，周置弹簧离合器得到广泛采用，其结构简单、调整方便，分离彻底。中央弹簧此结构轴向尺寸大。斜置弹簧在重型汽车上使用，突出优点是工作性能十分稳定，踏板力较小。膜片弹簧弹簧其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，提高使用寿命，平衡性好。依据经济、可靠、操作方便的原则，故选择周置弹簧。
2.1.3 压盘的驱动方式
凸块—窗孔式、销钉式、键块式它们缺点是在联接件间有间隙，在驱动中将产生冲击噪声，而且零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低离合器传动效率。传动片式此结构中压盘与飞轮对中性好，使用平衡性好，简单可靠，寿命长。是在单片离合器中长期采用的传统结构(见图2-1)。该结构是在压盘外缘铸出3～4个凸块，装配时伸入离合器盖对应的长方形窗孔中。而离合器盖则与飞轮相连。考虑到摩擦片磨损后压盘将向前移，
因此凸块应突出窗孔以外；其结构简单。
图2-1 凸块—窗孔式压盘驱动
缺点是连接之间有间隙（如凸块与窗孔之间的间隙约为0.2mm左右）。这样，在传动时将产生冲击和噪声。依据经济、可靠、操作方便的原则，故选择凸块—窗孔式。
2.1.4分离杠杆的结构型式
在周置弹簧离合器中一般采用3～6个分离杠杆，采用如图2-2所示的结构型式。对它们的共同要求是：杠杆应有足够的刚度；其支承处的摩擦损失要小；其支承机构与压盘的驱动机构在运动时不发生干涉；分离杠杆内端的位置应便于调整以便分离轴承能同时均衡地压紧所有的分离杠杆；分离杠杆的质心要设计得尽量靠近其中间支承处，以避免在高速时因分离杠杆的离心力造成压紧力的降低。
分离杠杆由锻造后加工制成，其中间支承叉用螺钉紧固在离台器盖上，固定在支承叉孔中的支承销上切有平面，分离杠杆的中间孔就支承在支承销及与支承销平面相接触的小滚销上。在它们之间有配合间隙，因此当分离离合器时，滚销可在支承销的平面上移动，使分离杠杆的中间支点成为一个可活动的支承，以适应压盘运动的要求。
2.1.5分离轴承的类型
分离轴承在工作中主要承受轴向力；在分离离合器时由于分离轴承旋转产生离心力，形成其径向力。故离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。前者适于高转速低轴向负荷，后者适于相反情况。常用含润滑脂的密封止推球轴承；小型车有时采用含油石墨止推滑动轴承。
分离套筒支承着分离铀承并位于变速器第一轴轴承盖的轴颈上，可轴向移动。离合器接合后，分离轴承与分离杠杆间一般有3～4mm间隙，以免在摩擦片层损后引起压盘压力不足而导致离合器打滑使摩擦片及分离轴承烧损。此间隙使踏板有段自由行程。有的轿车采用无此间隙的内圈恒转式结构，用轻微的油压或弹簧力使分离轴承与杆端（多为膜片弹簧）经常贴合，以减轻磨损和减小踏板行程。
图2-2 离合器分离杆杠
1 滚销 2 支承销（切有平面）
2.1.6离合器的通风散热措施
提高离合器工作性能的有效措施是借助于其通风散热系统降低其摩擦表面的温度。在正常使用条件下，离合器压盘工作表面的温度一般均在180?C以下。随着其温度的升高，摩擦片的磨损将加快。当压盘工作表面的温度超过180?C～200?C时，摩擦片的磨损速度将急剧升高。在特别严酷的使用条件下，该温度有可能达到1000?C，在高温下压盘会翘曲变形甚至会产生裂纹和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也会烧裂和破坏。为防止摩擦表面的温度过高，除压盘应有足够的质量以保证有足够的热容量外，还应使其散热通风良好。为此，可在压盘上没置散热筋或鼓风筋；在双片离合器中间压盘体内铸出足够多的导风槽，这种结构措施在单片离合器压盘上也开始采用；将离合器盖和压杆设计成带有鼓风叶片的结构；在保证有足够刚度的前提下在离合器盖上开出较多或较大的通风口，以加强摩擦表面的通风散热和清除摩擦产生的材料粉末；在离合器壳上设置离合器冷却气流的入口和出口等所谓通风窗，在离合器壳内装设为冷却气流导向的导流罩，以实现对摩擦表面有较强定向气流通过的通风散热等。
2.1.7从动盘的结构型式
简单的从动盘由从动片、摩擦片及从动盘毂铆接而成，其结构简单、质量小，
有时
用于重型汽车尤其是双片离合器中。
为了使离合器接合平顺，从动片尤其是单片离合器的从动片，一般都使其具有轴向弹性。最简单的方法是在从动片上开T形槽，外缘形成许多扇形，并将它们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铆在每相隔一个的扇形片上。在离合器接合时，从动片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分被逐渐压平，使从动盘上的压力和传递的转矩逐渐增大，故接合平顺柔和。这种切槽有利于减少从动片的翘曲。其缺点是很难保证每片扇形部分的刚度完全一致。
分开式结构中，波形弹簧片与从动片分别冲压成型后铆在一起。由于波形弹簧片是由同一模具冲制，故其刚度比较一致；由于波形弹簧是采用比从动片更薄的钢板(厚度仅为0.7mm)，故这种结构容易得到更小的转动惯量，这些方面都优于整体式结构。上述两种结构尤其是后一种多为轿车所采用。
在载货汽车上常采用一种所谓组合式从动片。这种结构在靠近压盘一侧的从动片上铆着波形弹簧片，摩擦片则铆在波形弹簧片上，而靠近飞轮一侧的摩擦片则直接铆在从动片上。其转动惯量较大，但对于要求刚度较高、外形稳定性较好的大型从动片来说，这种结构也是可以采用的。当载货汽车离合器的直径小于380mm时，则从动片仍可采用前两种结构。
采用组合式从动片它能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率，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，控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声，缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。
2.1.8 离合器的操纵机构选择 机械式质量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难，寿命短，用于轻型车。液力式传动效率高，质量小，布置方便，离合器接合较柔和，有可能降低猛接离合器时传动系的动载荷。它不仅用于中、小型车，在重型汽车上也日益增多。气压式突出优点是操纵轻便。依据经济、可靠、操作方便的原则，故选择液压式。
2.2总体方案论证结论
该设计的离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。该构简单、制造方便。其构造见图2-1。离合器的主动部分、从动部分和压紧机构都装在发动机后方的离合器壳内，而操纵机构的各个部分则分别位于离合器壳内部、外部和驾驶室中。
发动机的飞轮和压盘是离合器的主动部分，离合器盖和压盘之间是通过四组传动片来传递转矩的。传动片用弹簧钢片制成．每组两片，其一端用传动片铆钉铆在离合器盖上，另一端则用传动片固定螺钉与压盘连接，离合器盖用螺钉固定在发动机的飞轮上。因此，压盘能随飞轮一起旋转。在离合器分离时，弹性的传动片产生弯曲变形（其两端
沿离合器轴向作相对位移）。为使离合器分离时不至于破坏压盘的对中和离合器的平衡。四组传动片是相隔90?沿圆周切问均匀分布的。
在飞轮和压盘之间装有一片带有扭转减振器的从动盘组件（以下简称从动盘）。铆装在从动盘毂上的从动盘本体由薄钢片制成，故其转动惯量较小。从动盘本体的两面各铆有一片用石棉合成物制成的摩擦片。从动盘毂的花键孔套在从动轴(即变速器第一轴)前端的花键上，并在花键上作轴向移动。
9个沿圆周分布的螺旋压紧弹簧将压盘压向飞轮．并将从动盘夹紧在中间，使离合器处于结合状态。这样，在发动机工作时，其转矩一部分将由飞轮经与之接触的摩擦片直接传给从动盘本体；另一部分则由飞轮通过8个固定螺钉传到离合器盖，并由此经四组传动片传到压盘，最后也通过摩擦片传给从动盘本体。从动盘本体再将转矩通过从动盘毂的花键传给从动轴，由此输入变速器。
图 2-1周布弹簧离合器
离合器须与曲轴飞轮组组装在一起进行动平衡校正。为了在拆卸离合器后重新组装是仍保持动平衡，离合器盖与飞轮的相对角位置由离合器盖定位销定位。在压紧弹簧的作用下，离合器经常处于接合状态．只有在必要时暂时分离。位于离合器内部的分离操纵机构主要有分离杠杆、带分离轴承的分离套筒和分离叉。它有四个径向安装的、用薄钢板冲压制成的分离杠杆，其中部以分离杠杆支承柱孔中的浮动销为支点．外端通过摆动支片抵靠着压盘的钩状凸起部。当在分离杠杆内端施加一个向前的水平推力时。杠杆将绕支点转动，其外端通过摆动支片推动压盘克服压紧弹簧的力而后移，从而撤除对从动盘的压紧力，于是摩擦作用消失，离合器不再传递任何转矩，即离合器转入了分离状态。当需要使离合器由分离状态恢复接合时，驾驶员可放松离合器踏板．踏板和分离叉分别在回位弹簧的作用下退回原位，压紧弹簧又重新使离合器恢复接合状态。为使结合柔和，驾驶员应逐渐地放松踏板。
3 汽车离合器的设计计算
3.1 离合器主要参数的选择
摩擦片或从动盘的外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响，并根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发动机最大转距Temax，离合器的静摩擦力矩Tc应大干发动机最大转矩Temax，而离台器传递的摩擦力矩Tc又决定于其摩擦面数z、摩擦系数f，作用在摩擦面上的总压紧力 P?与摩擦片平均摩擦半径Rm，即
Tc??Temax?ZfP?Rm?ZfRmp0?(D2?d2) (3-1)
=1.75×175N?m=306N?m
取??1.75
摩擦片平均摩擦半径Rm（当压力均布时）为
1D3?d32R3?r3
? Rm? （3-2） 22
3D?d3R2?r2
当 dD?0.6时，Rm可足够精确地由下式求得： D?dR?rRm??
42
设P0为摩擦表面所承受的单位而积上的压力，则单元摩擦面积ds(见图3-1)上产生的单元摩擦力为
dF?fp0ds?fp0?d?d?
而单元摩擦力矩为
dT?fp0?2d?d?
图3-1 摩擦片上的单元摩擦面积
整个摩擦片上产生的摩擦力矩则为
T?fp0?
Rr
?
2?0
R3?r3
?d?d??2?fp0 (3-3)
3
2
而单位压力为
p0?
P?
?(R2?r3)
（3-4）
对于具有Z对摩擦表面的离合器，其摩擦力矩则为
R3?r3
) Tc?ZT?Z(2?fp0
3
（3-5）
得：
2R3?r3
Tc?Zfp?(22)
3R?r
（3-6）
离合器应按转矩容量及热容量设计，摩擦片或从动片外径D是其基本尺寸。它关系到结构尺寸及质量的大小和使用寿命的长短。设计时通常首先确定D值。
决定离合器轮廓尺寸及其摩擦表面耐磨性的因素之一是作用在其摩擦表面上的单位面积压力P0。现根据式（3-5），及式(3-1)有
2?fzd3333
p0D(1?3)??Temax Tc??fzp0(R?r)?
312D
（3-7）
通常取r=(0.55～0.65)R，若以r=0.6R代入上式，经整理则可得到摩擦片或从动
片外径：
D?2R?
（3-8）
当发动机的最大转矩Temax已知，离合器的结构型式和摩擦片材料已定，z和、f便已定，上式便成了离合器的D,β, P0三参数的关系式。选好β及P0，则摩擦片尺寸即可确定。对于石棉基摩擦材料，通常取P0=0.15～0.25MPa，
且较小值用于发动机后备功
率较小、离合器使用频繁的汽车，装载质量大或在坏路面上行驶的汽车。当摩擦片外径较大时，为降低其外缘处的热负荷，也应降低P0值。货车为0.18～0. 28MPa。选择β时应考虑到：为了能可靠地传递发动机最大转矩及防止过长时间的滑磨，β应取较大值；为了防止传动系过载、保证操纵轻使以及使离合器尺寸不致过大，β应取较小值。当发动机后备功率大，使用条件好，离合器压盘的压力在使用中可调整或变化不大时，β可选小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车以及为了提高起步能力，减少滑磨时，β可取大些。
离合器摩擦片外径D(mm)也可参照表3-2或按经验公式：
D?Temax??245mm A30
根据Temax初选。
式中Temax—发动机最大转矩，N·m
A—系数，货车：单片离合器取30一40
所选的尺寸D
应符合有关标准[6]的规定。表3-2给出了离合器摩擦片尺寸系列和参数。另外，所选的D应符合其最大圆周速度不超过65～70m/s的要求。
为了便于布置扭转减振器，要求加大内径，从而加大了内、外径之比值。此比值的增大也有利于离合器的散热和减小摩擦片内外缘滑磨速度差。但过多地增大此比值会使摩擦面积减小，影响传递转矩的能力。一般来说对高速发动机此比值应取大些。
基本参数主要有性能参数β和ρ0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。
后备系数β是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β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β时应考虑以下几点：
a为可靠传递发动机最大转矩，β不宜选取太小；
b为减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大； c当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；
d当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些； e汽车总质量越大，β也应选得越大；
f柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些； g发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些； h膜片弹簧离合器选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些； i双片离合器的β值应大于单片离合器。
单位压力ρ0对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。
离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，ρ0应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，ρ0应取小些；后备系数较大时，可适当增大ρ0 。
综合以上计算内容，取D=250mm，d=155mm,h=3.5mm
3.2摩擦离合器主要零件的设计计算
3.2.1压紧弹簧的设计计算
离合器压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧，材料选用65Mn制造，硬度HRC40～50。 周置圆柱螺旋弹簧的数目9个，以便得到均匀的压力，且应是分离杠杆数目的整数倍，以避免压盘在分离时偏斜。在确定弹簧数目对应考虑到对轻型装载量的汽车来说，每个弹簧的压紧力不应超过600～700N。螺旋弹簧的两端应拼紧并磨平以便使两端支承面较大、各圈受力均匀，且弹簧的垂直度偏差较小。周置压紧弹簧的外径通常限制在27～30mm之间，弹簧的工作高度做成相同的尺寸，用改变钢丝直径和工作圈数的方法获得不同压紧力，以利于在不同的离合器上通用。
a.弹簧指数（旋绕比）
D24C?m??8
d3
b.曲度系数
4C?10.6154?8?10.615K'?????1.164
4C?4C4?8?48
c.弹簧的工作压力/MPa
8PCK'??
?d2
d.弹簧钢丝的直径/mm
d??3
e.弹簧中径/mm
Dm?D?d?27?3?24mm f.弹簧刚度/N/mm
Gd4Pmax?PK???30N?m 3
8Dmi?fg.弹簧工作圈数
Gd4
i??7 3
8DmKh.弹簧总圈数
n?i?(1.5~2.0)?8.5
i.工作负荷下的变形/mm
f?PK?37
j.弹簧的附加变形量/mm 单片离合器：?f?1.5~2.5 k.弹簧的自由高度/mm
H0?(n?0.5)d?f??f?i??61mm l.弹簧最大负荷是的间隙/mm ??1.0?1.5
m.弹簧的工作高度/mm
H?H0?f?35mm n.弹簧最大负荷/N
Pmax?K?f?P?700N 3.2.2压盘的设计计算
压盘形状较复杂，要求传热性好、具有较高的摩擦系数及耐磨。由灰铸铁HT200铸成,金相组织呈珠光体结构，硬度HB170～227。另外可添加少量金属元素（如镍、铁、锰合金等）以增强其机械强度。压盘的外径可根据摩擦片的外径由结构确定。为了使每次结合的温升不致过高，压盘应具有足够大的质量以吸收热量；为了保证在受热情况下不致翘曲变形，压盘应具有足够大的刚度且一般都较厚(载货汽车的离台器压盘，其厚度一般不小于15mm)。此外，压盘的结构设计还应注意其通风冷却要好，例如在压盘体
内铸出导风槽。压盘的厚度初步确定后，应校核离合器一次接合的温升不应超过8?C?10?C。温升?的校核按式(3—22)进行。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。压盘单件的平衡精度应不低于15—20g·cm。
压盘与飞轮通过弹性传动片连接时，则传动片应进行拉伸应力的强度校核；通过凸块-窗孔连接时，则应进行挤压应力的强度校核：
?1??TemaxRzF) （3-9）
=14MPa
现有结构按上式计算的挤压应力多在10～15MPa范围内. 另外，传力销还承受着由压盘和中间压盘作用引起的弯曲应力和离合器压紧弹簧引起的拉伸应力。因此，还需进行拉弯复合应力的强度校核。 作用力：
P1?
Temax175
??0.233 2nR2?3?125
P2?
Temax175
??0.117 （3-10） 4nR4?3?125
传力销根部的弯曲应力?w（MPa）
?w?
P1a?P2bTemax(2a?b)175?(2?6?14)
???0.14MPa （3-11） 333
0.1d4Rn0.1d4?125?3?0.1?6
传力销的拉伸应力为
4P
（3-12） ?d2n4?0.52?
??62?3
?0.006MPa
传力销的拉弯复合应力为
?L?
????w??L （3-13）
MPa ?0.14?0.006?0.146
3.2.3从动片与从动盘毂的设计计算
从动片通常用1.3～2.0mm厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至
0.65～1.0mm，以减小其转动惯量。分开式从动片采用08钢板，氰化表面硬度HRC45，层深0.2～0.3mm。
从动盘毂的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接，以便从动盘毂能作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按选取(见表3-4)。从动盘毂花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的(1.0～1.4)倍(上限用于工作条件恶劣的离合器)，以保证从动盘毂沿轴向移动时不产生偏抖。
花键尺寸选定后应进行挤压应力
?1?
?j
（MPa）及剪切应力
?j
（MPa）的强度校核：
8Temax
???1??30 （3-14） 22
(D?d)znl
?1
8?175
?0.009?30
(352?282)?1?10?35
?1?
4Temax
???1??15 （3-15）
(D?d)znl
4?175
?0.286?15
(35?28)?1?10?35
?1?
从动盘毂通常由40Cr锻造，并经调质处理，HRC28～32。 3.2.4分离杠杆的设计计算
分离杠杆的结构型式如图2-2所示。由35号钢等中碳钢锻造(锻件硬度HB131～156)。为了提高耐磨性，均进行表面氰化处理，层深0.15～0.30mm，硬度HRC58～63。
分离杠杆需进行弯曲强度校核。如图2-2所示，N为分离离合器时作用于分离杠杆内端的力；l，e分别为危险断面和中间支承中心至N力约垂直距离；f为两铰接中心间的距离，则分离杠杆危险断面的弯曲应力为
?W?
NlPmaxfl
（3-16） ?
WwenWw
700N?14?58
?363.4MPa
68?3?8
分离杠杆的弯曲许用应力可取??w??300?400MPa。
?W?
3.2.5离合器盖的设计计算
[10]
一般采用厚2.5～5mm的低碳钢08钢板冲压制造，以增强其刚性。离合器盖的形状和尺寸由离台器的结构设计确定。在设计时要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换档困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，其对于飞轮轴线的对中十分重要。对中方式可采
用定位销或定位螺栓以及止口对中。为了加强通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口等通风窗，甚至将盖设计成带有鼓风叶片的结构。
3.3离合器操纵机构设计
离合器的操纵比较频繁，除自动离合器外，离合器都是由司机左脚踩踏板操纵。为减轻司机的疲劳，要求踏板力尽可能地小，载货汽车不应超过150～200N；踏板总行程也不宜过大，一般应在80～150mm范围内，最大应不超过180mm。应具有踏板自由行程的调整装置以便在离合器摩擦片磨损后用来调整和恢复分离轴承与分离杠杆间的正常间隙量；还应有踏板行程限位装置以防止操纵机构的零件受过大载荷而损坏。此外，操纵机构的传动效率要高，具有足够的刚度，不会因发动机的振动以及车架和驾驶室的变形而干涉其正常工作，工作可靠、寿命高，维修保养简易、方便等。 3.3.1离合器操纵机构的结构型式选择
离合器操纵机构分为机械式、液压式、气压式和自动操纵机构四种。为了降低中型以上货车的踏板力，在机械式和液压式操纵机构中有时采用助力器。
图 3-2 离合器的液压操纵机构
1 踏板臂；2 分离叉球形支座；3 分离叉回位弹簧； 4 分泵（工作缸）；5 总泵（主缸）；6 补偿孔；7 进油孔
a．机械式操纵机构
有杆系传动和钢索传动两种型式。杆系传动结构简单、制造容易、工作可靠，广泛用于各种类型的汽车上。但质量及摩擦损耗都较大；传动效率低。当离合器需远距离操纵时，则杆系的结构复杂、布置困难，踏板的自由行程将加大，刚度及可靠性也会变差。钢索传动寿命较短，传动效率也不高，仅用于某些轻型轿车中。
b．液压式操纵机构 如图3-2所示，液压式操纵机构由吊挂式离合器踏板、总泵(主缸)、分泵(工作缸)、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，接合柔和(有助于降低猛接离合器时传动系的动载荷)，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。
c．机械式和液压式操纵机构的助力器 在中型以上的汽车上，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大型客车和重型货车上并与离合器液压操纵系组合。当踩下踏板时，工作油液由总泵经管路及油孔A压向离合器分离活塞，同时推动活塞压
缩膜片的压簧，使气路畅通并打开进气阀、关闭排气阀，使压缩空气进入活塞的进气空间，推动活塞克服弹簧力并给离合器分离活塞1以助力。与此同时，部分压缩空气经孔进入膜片的压簧一侧空间，给压簧以助力，起随动平衡作用。设计时应根据离合器踏板力不应大于150N的要求来选择各活塞、弹簧以及膜片等的尺寸，并且要求当助力器失效时不会影响人力操纵。
3.3.2离合器分离行程及性能计算 液压式操纵机构的总传动比为：
2
i?(a/b)(c/d)(e/f)(d2/d12) （3-16）
总行程为：
2S???(a/b)(c/d)(d2/d12)?S?i （3-17）
=160mm
式中Δ——分离轴承的自由行程，一般为2～4mm，反映到踏板上即为踏板自由行程，
一般为20～30mm；
S——压盘行程：S?Zc?S??m
Zc——离合器的摩擦表面数(单片为2，双片为4)；
SΔ——离合器在分离状态下对偶摩擦面间的间隙，对单片离合器取0.75～1.0mm，双片取0.5～0.6mm；
m——离合器在接合状态下从动盘的变形量，对具有轴向弹性的从动盘取m=1.0～1.5mm，对非弹性从动盘取m=0.15～0.25mm。
离合器彻底分离时的踏板力Q
Q?
P?max
?Qh （3-18） i??
=150N
式中PΣmax——离合器彻底分离时压紧弹簧的总压力；
i——操纵机构的总传动比； η——操纵机构的总传动效率，对机械式操纵机构取0.7～0.8；对液压式取0.8～0.9；
Qh——克服各回位弹簧（例如分离套筒及踏板等的回位弹簧）拉力所需的踏板力。 为减轻司机的疲劳，要求踏板力尽可能地小，轿车在80～130N左右，载货汽车不应超过150～200N。踏板总行程也不宜过大，一般应在80～150mm范围内，最大应不超过180mm。
4结论
本课题设计的重型载货汽车中针对多数摩擦离合器存在散热能力不足，摩擦片易磨损等缺点的现状，根据生产的实际情况和需要，依据经济、可靠、操作方便的原则，采用单片干式摩擦离合器，为保证其技术先进性和经济合理性，还采取了以下措施：（1）为使离合器保证结构简单，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，选择采用单片盘摩擦片。（2）为保证结构简单、制造容易，保证结构简单，制造方便，考虑压紧弹簧的结构形式选用周置弹簧，压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧。（3）压盘的驱动方式选用凸块-窗孔式，采用3个分离杠杆，且分离杠杆保证足够的刚度，使其工作可靠。（4）分离轴承选用开式的推力球轴承，改进润滑措施后，解决了这类轴承润滑条件差、磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低等缺点，在保证工作可靠的条件下降低制造成本。
在本设计中，执行工作的从动件能满足生产工艺提出的运动形式、运动规律、功能范围和运动性能等诸方面的具体要求。结构简单，尺寸大小适度，在整体布置上占有空间小，布局紧凑。制造加工容易，维修拆装方便，工作中稳定可靠，使用安全，具有足够的寿命。并且其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，而且在结构上采取一定的措施，能使其结合平顺。本机符合生产的需要，具有较高的生产率和经济效益。
参 考 文 献
[1] 陈家瑞．汽车构造（下册）[M]．北京：机械工业出版社，2005． [2] 刘惟信.汽车设计[M].北京：清华大学出版社，2001. [3] GB18320-2001，农用运输车 安全技术条件[S]． [4] 汽车工程手册编辑委员会．汽车工程手册（设计篇）[M]．北京：人民交通出版社，
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[2] 顾培民，等。汽车离合器虚拟仿真及测试[J] .杭州电子科技大学 机械工程学院[J].2009(8)
致 谢
本次毕业设计是对我大学四年所学知识的一次全面考验，它也是对即将走向社会的我们的进行的一次有效的训练。回顾这场毕业设计，它令我获益菲浅。我的课题是一个设计研究类的课题，它让我体会到做研究的艰难，苦心设计出零件，然后又要考虑对数据进行分析研究，分析工艺系统中加工因素与之对应关系等等，这些基础知识平时在课堂没学透的，通过整个设计过程和查阅了大量相关资料让我对这些知识有了更深的了解。所以我认为这次毕业设计锻炼了我很多方面的能力，它使我面对困难不退缩，勇于克服困难。
感谢我的设计指导老师刘老师，她教导我们做事要严谨细致、一丝不苟；导师渊博的专业知识，严谨的治学态度，精益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师德，严以律己、宽以待人的崇高风范，朴实无华、平易近人的人格魅力对我影响深远。不仅使我树立了远大的学术目标、掌握了基本的研究方法，还使我明白了许多待人接物与为人处世的道理。在此，谨向导师表示崇高的敬意和衷心的感谢！
本论文的顺利完成，离不开各位老师、同学和朋友的关心和帮助。在此，向曾经帮助我的老师和同学表示衷心的感谢。
附 序号 图名 1 周置螺旋弹簧离合
器总装配图 LHQ
2 离合器压盘及盖总
成
3 离合器压盘壳 4 离合器壳底盖 5 离合器从动片 6 离合器摩擦片（前） 7 离合器摩擦片（后） 8 离合器从动盘毂 9
离合器分离杆
录
图号 LHQ-1
LHQ-2 LHQ-3 LHQ-4 LHQ-5 LHQ-6 LHQ-7 LHQ-8
A0 A1 A1 A1 A2 A2 A2 A3 A3
图幅
范文三：周置螺旋弹簧离合器设计说明书
车辆与交通工程学院
课程设计说明书
设计类型 专业课程设计 设计题目 周置螺旋弹簧离合器设计
姓 名 施聪
学 号 121403130118
完成日期
指导教师
河南科技大学
目 录
第一章 离合器概述....................................................3
1.1离合器的基本组成和分类 ...........................................3
1.2 离合器的功用......................................................3
1.3离合器的工作原理..................................................3
1.4汽车离合器设计的基本要求..........................................4
第二章 离合器结构方案选取 ............................................5
2.1离合器设计的技术条件...............................................5
2.2离合器基本结构尺寸、参数的选择 ....................................5
2.2.1 离合器后备系数β.............................................5
2.2.2 离合器转矩容量Tc. ............................................5
2.2.3摩擦片尺寸...................................................6
2.3单位压力的确定....................................................7
2.4摩擦片的一些约束条件..............................................7
2.4.1最大圆周速度的约束..............................................7
2.4.2扭转减振器布置半径的约束........................................7
2.4.3单位摩擦面积传递的转矩的约束.................................8
2.4.4 单次接合的单位摩擦面积滑磨功的约束...........................8
第三章 离合器零部件的结构选型及设计计算...............................8
3.1 从动盘选型........................................................8
3.1.1 设计从动片.................................................9
3.1.2 从动盘毂....................................................10
3.1.3从动盘摩擦材料..............................................11
第四章 压盘和离合器盖.................................................11
4.1.压盘设计 .........................................................11
4.1.1压盘的几何尺寸的确定.........................................11
4.1.2压盘传动片的材料选择.........................................11
4.2离合器盖的设计....................................................11
第五章 离合器的分离装置..............................................12
5.1分离杆设计 .......................................................12
5.2 分离轴承及分离套筒 ..............................................13
第六章 圆柱螺旋弹簧设计..............................................13
6.1 结构设计要点.....................................................13
6.2 结构设计.........................................................13
6.3 弹簧的材料及许用应力.............................................13
6.4 弹簧的参数计算...................................................14
第七章 扭转减震器....................................................16
7.1扭转减震器的设计..................................................17
结论.................................................................20
参考文献.............................................................20
第一章 离合器概述
1.1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，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。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。
1.2 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，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。
1.3离合器的工作原理
离合器觉体来说应该由两部分组成：离合器和离合器操纵机构就摩擦式离合器本身而言，按其功能要求，结结构上应有下列几部分：主动件、从动件、压紧弹簧和分离杠杆。结构原理如下图：
图1-3 汽车摩擦式离合器结构简图
（a）接合； （b） 分离 1-飞轮；2-从动盘总成；3-压盘；4-分离杆；5-分离套筒；6-离合器制动；7-离合器
踏板；8-压紧弹簧；9-离合器盖；10-变速器第一轴（离合器输出轴）；11-分离拨叉及操纵连接杆
图中可以看到，压盘3、分离杆4和压紧弹簧8一起组装在离合器盖9内，俗称为离合器盖总成。盖总成通过螺栓安装到发动机飞轮上。飞轮1和压盘3为主动件，发动机的转矩通过这两个主动件输入。飞轮1和压盘3之间为从动盘总成2，它作为从动件通过摩擦接受由主动件传来的输入转矩，并通过其中间的从动盘毂花键输出转矩（由变速器第一轴10接受）。压紧弹簧8通过压盘3把从动盘总成紧紧压在飞轮上，形成工作压力。当发动机工作带动飞轮1和压盘3一道旋转时，通过压盘上压紧弹簧产生的工作压力所形成的摩擦力，带动从动盘总成旋转，完成转矩的输出。
离合器通常总是处于接合状态如图1-3（a）所示，当需要切断动力时，驾驶员通过踩踏离合器操纵系统中的离合器踏板7，并经过操纵传动杆系及分离拨叉11推动分离套筒5向前，消除间隙，使分离杆4绕其在离合器盖9上的支点转动，克服压紧弹簧8的工作压力，压盘3向后移动，从动盘总成2和压盘3脱离接触。离合器分离时的状态如图1-3（b）所示，此时，从动盘总成2不再输出转矩。分离套筒向左移时，在消除间隙后，输出轴10受到制动，转速很快下降。此种状况成为离合器制动，其目的是为了容易换挡。但这种离合器制动主要用在重型离合器上，一般离合器不一定采用。
1.4汽车离合器设计的基本要求
在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件以及“三化”（系列化，通用化，标准化）要求等，合理选择离合器的结构。在离合器的结构设计时必须综合考虑以下几点：
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。 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。
第二章 离合器结构方案选取
2.1 离合器设计的技术条件
发动机基本参数如下：
型号：6G72
最大功率（kw/r/min）：118/5000
最大扭矩（nm/r/min: 240/2500
整车最大总质量：2000 kg
最高车速：140 km/h
2.2离合器基本结构尺寸、参数的选择
汽车上所用的摩擦离合器，一要传递发动机的转矩，二要靠它的滑磨使得汽车平稳起步，工作条件非常恶劣。所以在设计离合器时，要求它在所有情况下都能可靠的传递发动机的转矩另外还要有足够的使用寿命，这就要合理的选择离合器的结构尺寸和其设计参数。
在确定离合器的结构之后，要确定其基本尺寸参数，它们是：
摩擦片外径D
单位压力p
后备系数β
下列一些参数对上面参数的选择有很大的影响：
发动机的最大转矩Tmax
整车质量ma
传动系总的速比i0
变速器传动比和主减速器速比的积
车轮滚动半径rk
2.2.1 离合器后备系数β
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。
本设计是2吨乘用车离合器，参看有关统计质料“离合器后备系数的取值范围”（见下表2.2.1），结合设计实际情况，故选择β=1.2。
2.2.2 离合器转矩容量Tc
离合器是靠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根据摩擦定律可表示为
Tc??Temax 式中，β是离合器的后备系数 。
Tc?1.2X240?288N.m
2.2.3摩擦片尺寸
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Temax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。
发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩来确定D.
可由经验公式：D?K
D?K??248mm
初取D后还需注意摩擦片尺寸系列化和标准化并且选取时选取尺寸应略大于计算尺寸可承受较大静摩擦力矩。
按我国摩擦片尺寸的标准。所以综合表2.2.4各组数据，选择最佳的摩擦片外径D为300mm。
摩擦片内径d不作为一个独立的参数，它和外径D有一定的关系。
C?=d/D?0.53~0.70
表2.2.5离合器摩擦片尺寸系列表
由表选d=175mm
对于摩擦片厚度h,我国已规定了三种规格: 3.2mm, 3.5mm , 4mm。
初选h=3.5mm
综上初选摩擦片参数为：
Ｄ＝300ｍｍ
ｄ＝175ｍｍ
ｈ＝3.5ｍｍ
D?/ C?=d0 .
2.3单位压力的确定
单独考虑p的大小对摩擦片摩擦损耗的影响没有意义。但是对于离合器，降低p就意味着要增加摩擦片面积，提高了允许磨耗，直接意义是提高了摩擦片的磨耗距离。所以p的大小在一定程度上反映了离合器的使用寿命p值小，寿命长p值大，寿命短。所以确定摩擦片上的单位压力p值大小，就要考虑到离合器本身的工作条件、摩擦片的直径大小、摩擦材料及其品质等因素。 当摩擦片的外径比较大的时候要适当降低摩擦面上的单位压力p。因为在其它条件不变时，摩擦片外径的增加会造成摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热严重，再加上整个零件尺寸较大，造成零件的温度梯度也大，零件受热不均匀。趋利避害单位压力p应随摩擦片的外径增加而降低实际上是降低pv值。
对于小轿车D230mm时，p
可由下式选取p?1.18/对于载货车D=230mm时，p约为0.2MPa D=380~480mm时p约为0.1MPa，考虑中间盘散热困难。
由于摩擦片采用的是有机材料作为基础的摩擦材料
所以p?1.18/?0.068MPa
单位压力ｐ０在容许范围之内认为所选离合器的尺寸、参数合适。
2.4摩擦片的一些约束条件
2.4.1最大圆周速度的约束
摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度ＶＤ不超过65—70s
2.4.2扭转减振器布置半径的约束
d>2R０+50是为了保证扭转减振器的安装和其总刚度，这个由后面的扭转减振器安装半
Vd??npDX10?3/60?65~70m/s
径决定，这里不作校核。
2.4.3单位摩擦面积传递的转矩的约束
单位摩擦面积传递的转矩的约束为反映离合器传递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。
2.4.4 单次接合的单位摩擦面积滑磨功的约束
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，接合时单位面积滑磨功应小于其许用值． Tc0?0.35??Tc0?
w?4Wmax/?Z(D2-d2)??w?
对于轿车?w??0.4J/mm2,对于小于6t的商用车?w??0.3J/mm2
Wmax??2ne2?marr2/i02ig2?/1800
m为汽车总质量(kg)
r为轮胎滚动半径(m)
ig为起步时所用变速器挡位的传动比
I0为主减速器传动比
ne为发动机转速(r/min)
参考同类车型取：乘用车n=2000r/min ,商用车n=1500r/min
I0=5.73 Ig=3.5
得：Wmax=13576.3J
W=0.146J/mm2 小于许用值，符合条件。
第三章离合器零部件的结构选型及设计计算
3.1 从动盘选型
从动盘分为两种结构形式，带扭转减振器的和不带扭转减振器。不带扭转减振器的从动盘结构简单，重量轻。但现在几乎所有的汽车上都采用带扭转减振器的从动盘，用以避免汽车传动系统的共振，并缓和冲力，减少噪声，延长传送系零件的。寿命，改善汽车行驶的舒适性，并保证汽车起步平稳。 不管从动盘是否带有减振器，它们都有从动片、摩擦片和从动盘毂3个基本组成部分。两者的不同之处在于不带扭转减振器的从动盘中从动片直接铆在从动盘毂上，而带扭转减振器的从动盘其从动片和从动盘毂之间却是通过减振弹簧弹性的连接在一起。
这里设计采用的是带有扭转减振器的从动盘。图3-1是离合器的各组成部件的模型图。
图3-1是离合器的各组成部件的模型图
在从动盘设计中考虑到以下问题：
1为了减少变速器换挡时齿轮间的冲击要使从动盘的转动惯量尽可能小 。 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为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷从动盘应装有扭转减振器 4从动盘总成应具有足够的抗爆裂强度
3.1.1 设计从动片
要减轻从动片重量并使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以期得到最小的转动惯量。离合器从动盘转速的变化引起的惯性力使变速器换挡齿轮的轮齿间产生冲击或使变速器中的同步器装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，所以为了减小转动惯量从动片一般都做得很薄。通常用1.3~2.0mm厚的钢板冲压而成。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薄至0.65~1.0mm，这样其质量分布就更加靠近旋转中心。 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。这样，在离合器的接合过程中，主动盘和从动盘之间的压力就逐渐匀速增加。
具有轴向弹性的从动片有以下3种结构形式整体式弹性从动片、分开式弹性从动片和组合式弹性从动片。
在本设计中，因为设计的是型轿车的离合器，故可以采用整体式弹性从动片，离合器从动片采用2㎜厚的的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取300㎜，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，还在从动刚片上沿径向开有几条切口。
1从动片 2摩擦片 3铆钉
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。
从动盘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，应进行高频处理。
从动盘毂花键尺寸选择根据GB1144－1974选定从动盘毂花键尺寸系列表3－1选取
尺寸入下:从动盘外径D＝300mm花键齿数n＝10，花键外径D′＝40mm，花键内径d′＝32mm，齿厚b＝5mm，有效长度l＝40mm，挤压应=σ10.7MPa。
花键选取后应进行挤压应力σj（MPa）强度校核：
?j?8Temax[2]?[?j](D2?d2)znl
式中，z为从动盘毂的数目；其余参数见表。
则由公式校核得：
σj=10.6MPa<[σj]=18.3>
所以，所选花键尺寸能满足使用要求.
3.1.3从动盘摩擦材料
离合器摩擦片在离合器接合过程中滑磨严重在相对很短的时间内会产生大量的热,因此要求摩擦片具有一定的综合性能:
1.工作时间内要有相对较高的摩擦系数。
2.在整个工作寿命周期内应维持其摩擦特性。
3.在短时间内能吸收相对高的能量。
4.能承受较高的压盘作用载荷。
5.能抗高转速下大的离心力载荷而不破坏。
6.在传递发动机转矩时有足够的剪切强度。
7.具有小的转动惯量材料加工性能良好。
8.在整个正常工作过程中，和对偶材料压盘、飞轮等都要有良好的兼容摩擦性能 。 9.具有优良的性能、价格比不会污染环境。
近年来摩擦材料的种类增长极快。挑选摩擦材料的原则是：满足较高性能的标准、成本最小、考虑替代石棉。 现在，在我国离合器的摩擦材料中，多数还是以石棉为基础的材料编织而成。但是为了获得更好的耐磨性，耐热性，抗拉强度并减小从动盘的转动惯量。这里选用比石棉更轻的有机摩擦材料。
摩擦片尺寸根据离合器基本参数确定外径D=300mm内径d=159mm。
第四章 压盘和离合器盖
4.1 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以及强度校核。
1.压盘传力方式
压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一同带动从动盘转动，所以它应和飞轮连接在一起。但压盘在离合器分离过程中应能作自由的轴向移动。如前面所述采用采用传动片式的传力方式。
由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。
4.1.2压盘的几何尺寸的确定
由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定,故压盘外径D=300㎜ ,压盘内径d=150㎜ 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。
鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚（载重汽车上一般不小于15㎜），但一般不小于10㎜
在该设计中，初步确定：
该离合器的压盘的厚度为24㎜
4.1.3压盘传动片的材料选择
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。为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素。在本设计中用材料为3号灰铸铁JS—1，工作表面光洁度取为1.6。
4.2离合器盖的设计
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，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。
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4㎜的低碳钢板（如08钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。
（2）离合器的通风散热
为了加强离合器的冷却离合器盖必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。
（3）离合器的对中问题
离合器盖内装有分离杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件，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.
第五章 离合器的分离装置
5.1分离杆设计
1.分离杠杆结构型式
在离合器分离和接合过程中踏板与压盘之间运动的最后环节为分离杆。周置螺旋弹簧离合器的分离杆数目采用3~6个。
2.分离杠杆的结构
a.分离杠杆应具有足够的刚度,以免分离时杆件弯曲变形过大,降低离合器操纵机构的传动效率,减小了压盘行程,使分离不彻底,分离杆中加入加强板。
b.应使分离杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干涉。分离离合器时压盘沿其轴线做平行移动分离杆与压盘的铰接点也跟着压盘一起平移。与此同时这个铰接点还必须绕分离杆的中间支点做圆弧运动。显然同一个点同时要做两个运动是不可能的这就是所说的运动干涉现象。
综上所以采用摆动块式的分离杆。
3.数量、选材和尺寸
分离杆材料和热处理：
分离杆由低碳钢板,08钢或由中碳钢,35号钢,锻造而成。为了提高耐磨性能，表面进行氰化处理，层深0.150.3mm硬度为HRC58--63。 分离杆的尺寸的杠杆比取分i=5 ，
分离杆数量选3个 。取分离杆、压盘的铰接点与分离杆、离合器盖的铰接点的距离
f=10mm ，分离杆、离合器盖的交接点与摆动块之间的距离e=50mm 。
5.2 分离轴承及分离套筒
分离轴承在工作过程中主要承受轴向力。在分离离合器时由于分离轴承的旋转，在离心力的作用下，它同时还受到径向力。所以在离合器采用的分离轴承主要有两类，径向推力轴承和推力轴承，径向推力轴承适用于高速、低轴向负荷的情况。推力轴承则适用于低速、高轴向负荷的情况。 在以往的设计中，分离轴承的内圈通常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的外轴径上，可以自由移动，分离离合器时轴承内座圈不动，外座圈旋转。在离合器处于接合状态时，分离轴承的端面与分离杆的内端之间应留有间隙=3~4mm，以便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。现今离合器操纵中常装有间隙自动调整装置，则δ=0踏板自由行程可减小。由于现今大多数发动机转速超过6000min/r离心力造成的径向力很大，因此，汽车离合器分离轴承广泛采用了角接触式的径向推力球轴承，并把它做成全密封、充满耐高温的锂基润滑脂的轴承，而且把传统的由轴承外圈转动变成由轴承内圈转动。这些结构措施使轴承的使用寿命更长并免维护。
由于本设计选用的发动机最高转速较低，所以还是选用标准推力轴承，根据花键尺寸选取51113，内径65mm，外径90mm，平面座型推力轴承。
第六章 圆柱螺旋弹簧设计
6.1 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两端支承面较大，各圈受力均匀，且弹簧垂向的垂直偏差较小。为了使离合器摩擦片上有均匀的压紧力，螺旋弹簧的数目一般多于6个，而且应该随着摩擦片的外径的增大而增加弹簧数量。在布置圆柱螺旋弹簧时，要注意分离杆的数目，使弹簧均匀分布于分离杆之间。因此弹簧的数目Z应该是分离杆数n的倍数。
6.1.2 结构设计
由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧是圆柱螺旋弹簧。
本次设计的周布式弹簧离合器采用的压紧弹簧是圆柱螺旋弹簧。在设计螺旋弹簧的时候，螺旋弹簧的两端必须保证平整却螺旋弹簧一二圈之间没有间隙，每一端需保证有一圈是齐平的，这样可以增加螺旋弹簧与压盘和离合器盖的接触面积。也能保证弹簧工作时各圈的受力均衡，而却不会倾斜。螺旋弹簧是周布在压盘上的，而却弹簧的数目通常不少于6个。但是如果摩擦片的外径很大的话，螺旋弹簧的数目就必须增加而却是分离杆的整数倍,。具体的关系见表6.1.2，这样可以使离合器摩擦片上有均匀的压紧力。
在本设计中根据摩擦片外径D=300mm,取螺旋弹簧数Z=10。
6.3 弹簧的材料及许用应力
周布弹簧离合器的弹簧钢丝直径不大，通常在4mm左右，工作环境的温度也在正
常状态下，所以它的材料一般选用65Mn钢、碳素弹簧钢等。弹簧材料的许用应力[?]对
（0.3~0.4）?b约为（450~600）MPa。离合于碳素和硅锰钢其推荐许用应力[?]一般为
器的压紧弹簧的直径较小则用冷卷法制成。但是一般都不会做淬火处理，用低温回火来消除内应力就行了。本设计选用65Mn钢。
6.4 弹簧的参数计算
每一个弹簧的工作压力P
设计圆柱螺旋弹簧时，应根据摩擦片的外径D选定弹簧数目Z，并根据离合器工作
的总压力P?，确定每一个弹簧的工作压力P：
P?P?Z
式中：
P?为工作总压力，N
Z为离合器压簧数目。
通过下式计算工作总压力：
P???Temax
fD(1?d/D)?2425 N
每个弹簧的工作压力：P = 202.2 N
6.1.4离合器弹簧数据表：
由6.1.4离合器弹簧数据表的单个弹簧参数如下：
根据p=202N 选择下面一组数据
工作压力P=390N 弹簧外径D=27mm 钢丝直径d1=3.75mm
工作高度H=40mm 自由高度H0=58mm 总圈数n=4
弹簧刚度K=22.0N/mm 最大应力=554MPa 弹簧指数6.2
当C=6.2时 曲度系数K'=1.24
对于此弹簧数据的校核
弹簧的附加变形量Δf/mm
对于单片离合器?f/mm?1.5~2.5mm；对于双片离合器?f/mm?1.5~3.0mm。
本设计取?f?1.9。
弹簧最大负荷Pmax/N
Pmax?K?f?P?202N?554N通过验算可知满足强度要求。
第七章 扭转减震器
7.1扭转减震器的设计
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端扭转刚度，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。所以，扭转减振器具有如下功能：
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率。
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与噪声。
4.缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。
减振器的扭转刚度k?和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩T?是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩Tj、预紧转矩Tn和极限转角?j等。
1.极限转矩Tj
极限转矩为减振器在消除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，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可取：
Tj?(1.5~2.0)Temax?1.5?240?360(N·m)
2.扭转刚度
扭转刚度是为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度c?，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。c?决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸,需要加在从动片上的转矩为：
T?1000CZR1
式中：
C：弹簧刚度
Z：弹簧数目
R1：减震器弹簧分布半径
设计时可按经验来初选是c?
c?≤13Tj=4680 (N·m)
2
可知：c?=4680(N·m)
3.阻尼摩擦转矩Tf
由于减振器扭转刚度是，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，通过计算与实践表明Tf一般可按下式初选：
Tf?(0.06??0.17)Temax
取 Tf?0.15Temax?36N·m
4.预紧转矩Ty
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Ty增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是Ty不应大于Tf，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取：
Ty＝(0.05--0.15)Temax=24 N·m
5.减振弹簧的位置半径R1
R1的尺寸应尽可能大些，一般取
R1?(0.60~0.75)d 2
式中，d为离合器摩擦片的内径。
由于摩擦片的内径要满足d?2R1?50mm
结合两个条件，取R1=55mm
6.减振弹簧个数Z
取Z=6
7.扭转减振器减振弹簧的总压力 当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大Tj
P总?Tj/R1
式中：Tj=360N·m
代入，得：P总=6530.6N
每个弹簧工作压力 ：P=P总/z =1088.4N
8.限位销直径
限位销直径d'按结构布置选定，一般d'=9.5～12mm，本设计取d'=11
9.从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸
为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些，如图所示。
图7.2 从动盘窗口尺寸简图
一般推荐A1-A=a=1.4～16mm。这样，当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参加工作，刚度较小，有利于缓和冲击。本设计取a=1.5mm，A=25mm，A1=26.5
10.减振弹簧的尺寸确定
在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。
弹簧的平均直径D2：一般由结构布置决定，通常选取D2=11～15左右。本设计选取D2=12。
弹簧钢丝直径：
d1? 式中：扭转许用应力?=550～600MPa，D1算出后应该圆整为标准值，一般为
3～4mm左右。代入数值，得d1=3.82mm，符合上述要求。
减振弹簧刚度：
c?caR12z =257.85N/mm
减振弹簧的有效圈数：
i=G1
348D2C
式中：
G为材料的扭转弹性模数，对钢G=83000N/mm2，代入数值， 得：i=7.05
减振弹簧的总圈数n?i??1.5～2?=9.05。
减振弹簧在最大工作压力P时最小长度：
Lmin?n?d1????1.1d1n =37.82mm
式中：
??0.1d1=0.382为弹簧圈之间的间隙。
减振弹簧的总变形量：
?l?P/c =4.23 mm
减振弹簧的自由高度：
l0?lmin??l =42.05 mm
减振弹簧的预变形量：
?l`=T预/czR1=0.28mm
减振弹簧安装后的工作高度：
l?l0??l`=42.05-0.28=41.77mm
车辆与交通工程学院课程设计说明书
结 论
本次课程设计根据给出的设计要求和原始设计参数，以及周置螺旋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，大致确定了离合器及其操纵机构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，选用带扭转减振器的单片周置螺旋弹簧离合器，压盘驱动方式采用传动片传动，分离轴承采用自动调心式分离轴承，操纵机构采用液压式。
计算方面：确定了离合器的主要参数β、P0、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，同时进行了强度校核。
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，所含錳，加强了耐高温性；传动片采用80刚，满足其强度需要；压盘采用HT200，提高了耐磨性；离合器盖从用铸铁，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，能最高效率传递发动机扭矩，符合计划书及国家标准。
由于此次设计中因选取的部分零件作为主要设计对象，存在很多的不完善，设计过程中也遇到很多的困难，所以在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。
参 考 文 献
[1] 机械设计手册编委会.机械设计手册[M].机械工业出版社.2004.
[2] 陈家瑞.汽车构造 [M]. 机械工业出版社.2005.
[3] 王望予.汽车设计[M]. 机械工业出版社.2006.
[4] 刘惟信.汽车设计[M].清华大学出版社.2001.
[5] 徐石安,江发潮.汽车离合器[M].清华大学出版社.2005.
[6] 张毅，潘可耕，刘红波.离合器及机械变速器[M].化学工业出版社.2005.
[7] 刘惟信.机械最优化设计（第二版）[M].清华大学出版社，1994.
[8] 谭庆昌，赵洪志.机械设计[M].高等教育出版社.2005.
[9] 余仁义,梁涛.汽车离合器操纵机构的设计[J].专用汽车.2003.
[10]禇祥元.汽车离合器膜片弹簧的优化设计[J].轻型汽车技术.2005.
20
范文四：汽车螺旋弹簧离合器的设计开题报告
题 目 汽车离合器结构分析和计算机辅助设计
指导教师 院 系 班 级 学 号 姓 名
二〇〇 年 月 日
1
一、选题的意义
在科学技术飞速发展的今天，任何一项新技术的产生都是各种技术互相渗透的结果。机电一体化是一种复合化技术，它是机械技术和微电子技术、信息技术相互渗透的产物，是机电工业发展的必然趋势。
机电一体化的实体部分是机械技术及电子技术，又通过信息技术把两者有机的结合在一起，从而构成功能更为先进的产品，按照系统分析的观点，机电一体化就是把机械部分和电子部分各作为一个环节统一在一个“系统”之中。为了使系统运行达最优化，应该是构成系统的所有硬件采取最佳组合方式，为了强化机电一体化产品的功能从系统观点出发把机械部分和电子部分融合在一起进行通盘考虑，决定那些采用机械技术，那些采用电子技术，并通过信息传输与处理把两者有机组合。因此，从某种意义上来说，机电一体化技术是系统工程学在机械、电子领域的应用，而机电一体化则显示出它的应用效果。
20世纪80年代中期，汽车离合器在国外得以迅速发展，普及率愈来愈高，发动机排量在ZL以下的轿车也大量装备离合器，而且不少车型都把它作为标准配置推出。汽车离合器在我国一直是处于十分落后状态，除了70年代长春第一汽车制造厂曾为红旗牌轿车配置了汽车离合器之后，将近二十多年来，国产轿车从未出现过汽车离合器总成。自从20世纪80年代以来，国外大量的现代轿车进人我国市场，特别在一些国际化大都市，装备有汽车离合器的进口轿车迅速增长。随着我国改革开放的进一步深入，国家对汽车工业的投资规模日益扩大，国内外汽车生产企业对高质量、高水平、高效率的汽车离合器的需求越来越迫切。
随着国内汽车市场的发育成长，汽车离合器产品型谱逐步细化，产品的针对性越来越强，因此在保证现有汽车离合器生产和改进的同时，要充分认识到加入WTO后良好的合作开发机遇，取长补短，同时更应认识到供方、买方、替代者、产品竞争者的巨大压力。要紧跟重型商用车行业向高档、高技术含量和智能化方向发展的趋势，要紧跟客车低地板化、绿色环保化、城市公交大型化的发展方向，开发和生产具有自主知识产权、适合我国国情的汽车离合器。
二、基本任务及要求
发动机转速: 3000rpm
最大传递转矩:200N.m
2
型 式: 单盘式
摩擦系数: 0.3
总压力，F: 7KN N
比较汽车用各种类型摩擦式离合器的组成结构、布置、传力路线和工作特性，分析螺旋弹簧离合器的优缺点及其应用。选择离合器的设计参数，校核离合器的工作性能。完成NJ1041汽车螺旋弹簧离合器的设计和绘制工程图。在设计过程中学会查阅相关技术文献、资料、手册，并进行计算和绘图及编写文本。在解决工程问题时必须有全局观点、生产观点和经济观点，并树立正确的设计思路和严谨的工作作风，熟悉机电液一体化技术工作的一般程序和方法。
三、毕业设计(论文)工作进度安排
1、2009/01/20-2009/03/20
熟悉内容，查阅资料，完成开题报告;熟悉计算机辅助设计软件。 2、2009/03/21-2009/05/31
资料翻译。根据技术指标进行离合器结构初步设计，性能计算，绘制结构草图。进行结构强度计算和稳定性分析。绘制离合器工程图。
3、2009/06/01-2009/06
完成毕设论文，答辩。
四、主要参考文献
1、陈家瑞，汽车构造(下册),北京，机械工业出版社，2001.1 2、王望予，汽车设计，北京，机械工业出版社，2000.1
3、刘世恺，汽车的传动系，北京，人民交通出版社，1978.5 4、徐石安，肖德炳，刘惟信，离合器，北京，人民交通出版社，1981 5、崔洪斌，方忆湘，张嘉钰，计算机辅助设计基础及应用(第2版)，北京，清华大学出版社，2004.12
6、刘继海，计算机辅助设计绘图，北京，国防工业出版社，2004 7、万小利，高志，计算机辅助机械设计，北京，机械工业出版社，2003 8、唐金松，简明机械设计手册，上海，上海科学技术出版社，1992.6
3
指导教师意见:
签名:
年 月 日
系毕业设计(论文)工作指导小组意见:
签名: 年 月 日
学院(直属系)毕业设计(论文)工作领导小组意见:
签名:
年 月 日
日期:6月10日
4
毕业设计(论文)指导教师评审表
序
评分项目(理工科、管理类) 评分项目(文科) 满分 评分 号
1 工作量 外文翻译 15 2 文献阅读与外文翻译 文献阅读与文献综述 10 3 技术水平与实际能力 创新能力与学术水平 25
研究成果基础理论与专业知
4 论证能力 25
识
5 文字表达 文字表达 10 6 学习态度与规范要求 学习态度与规范要求 15 是否同意参加答辩: 总分
评
语
指导教师签名:
另附《毕业设计(论文)指导记录册》 年 月 日 3
5
毕业设计(论文)评阅人评审表 学生姓名 专业班级 学号 设计(论文)题
目
评阅人 评阅人职称
序
评分项目(理工科、管理类) 评分项目(文科) 满分 评分 号
1 工作量 外文翻译 15 2 文献阅读与外文翻译 文献阅读与文献综述 10 3 技术水平与实际能力 创新能力与学术水平 25
研究成果基础理论与专业知
4 论证能力 25
识
5 文字表达 文字表达 10 6 学习态度与规范要求 学习态度与规范要求 15
总分
评
语
评阅人签名:
年 月 日
6
毕业设计(论文)成绩评定总表
学生姓名: 专业班级:
毕业设计(论文)题目:
成绩类别 成绩评定 ?指导教师评定成绩
?评阅人评定成绩
?答辩组评定成绩
总评成绩
?×40%+?×20%+?×40%
评定等级
7
8
9
范文五：螺旋弹簧式离合器设计开题报告
华北水利水电学院本科生毕业设计开题报告
年 月 日
机械设计制造及其自动化 学生姓名 学号 专业
题目名称 螺旋弹簧离合器设计
课题来源 模拟设计
1.汽车离合器的作用:
汽车离合器是汽车传动系统中的一个重要部件，主要用来接合和切断动力的传递，以满足汽车的起步、行驶、制动等情况时的需要，汽车在启动时如果不设置离合器则变速器中的一些齿轮及轴将会参与到工作中来，结果会造成发动机的启动负荷增加;设置离合器后，在汽车启动时，分离离合器使变速器不参与工作，这样发动机启动负荷减小，便于启动，尤其对于一些较大功率的发动机或蓄电池存点不足的发动机而言尤为重要。 离合器的设置还可以使换挡时减轻变速器的打齿现象。一方面使换挡时将进入啮合的齿轮的转速差减小，是换挡更加轻便，另一方面，让发动机逐步地承受载荷同时通过油门的控制来加大牵引力，以克服汽车的全部载荷，使汽车平稳地进入运行状态，这样才能保证乘坐的舒适性，另外使机件逐步参与工作，而延长使用寿命。
离合器不但能完成以上任务，它在汽车上还可以承担一个保险器的作用，用来防止发动机及相关传动部件因承受过大负荷而损坏，当车速急剧变化时，在惯性力的作用下，负荷将大大增加，这是已超过离合器所传递的扭矩，它便通过离合器打滑的形式对这种超负荷加以限制，保护了机件免遭损坏。
2.螺旋弹簧式离合器的结构组成: 主
要 螺旋弹簧式离合器由螺旋弹簧、离合器盖、压盖、传动片和分离轴承总成等部分组成。 内
1. 离合器盖 容
离合器盖一般仅为120?或90?旋转堆成的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮联结在一起。离合器盖是离合器中结构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. 螺旋弹簧
螺旋弹簧是离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周表面上揩油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，可以穿过支撑铆钉，这部分称之为分离指;从窗孔底部至弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。
3. 压盘
压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连。压盘靠近外圆周处有断续的环状支撑凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。
4. 传动片
离合器接合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起传动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动;在离合器分离时，压盘相对于离合器作自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作均有传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用轴向布置。在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转;在离合器分
离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。
5. 分离轴承总成
分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作时主要承受轴向分离力。同时还承受在告诉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，采用全密封结构和高温铿基润滑脂，其端面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，舌尖部位为弧形时采用平断面或凹弧形端面。 3.螺旋弹簧式离合器的优点
螺旋弹簧式离合器与其他形式的离合器相比，具有一些列优点:
1. 螺旋弹簧式离合器具有比较李向东 非线性弹性特性
2. 螺旋弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，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. 螺旋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; 5. 易于实现良好的通风散热，使用寿命长
6. 螺旋弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好
4.主要内容:
?确定离合器基本结构尺寸参数
?从动盘选型设计。
?压盘和离合器盖设计计算。
?传动片设计
?螺旋弹簧设计
?根据设计，建立螺旋弹簧式离合器的三维模型。
(一)离合器设计知识
离合器是汽车传动系统中直接与发动机相连接的总成。本毕业设计要求
学生仔细研究轻型车传动系统的工作原理。根据轻型乘用车的装备质量、前
后轴荷，设计螺旋弹簧离合器的基本参数和结构。并进行较为深入的理论分
析。同时基于CATIA进行三维实体设计和装配。
(二)三维软件CATIA
CATIA是由法国著名飞机制造公司Dassau1t开发并由IBM公司负责销售的
CAD/CAM/CAE/PDM应用系统，CATIA起源于航空工业，其最大的标志客户即美国
采取的主波音公司，波音公司通过CATIA建立起了一整套无纸飞机生产系统，取得了重大的成
要技术路功。
线或方法 围绕数字化产品和电子商务集成概念进行系统结构设计的CATIA V5版本，可为
数字化企业建立一个针对产品整个开发过程的工作环境。在这个环境中，可以对产品
开发过程的各个方面进行仿真，并能够实现工程人员和非工程人员之间的电子通信。
产品整个开发过程包括概念设计、详细设计、工程分析、成品定义和制造乃至成品在
整个生命周期中的使用和维护。
作为世界领先的CAD/CAM软件，CATIA可以帮助用户完成大到飞机小到螺丝刀
的设计及制造，它提供了完备的设计能力:从2D到3D到技术指标化建模，同时，作
为一个完全集成化的软件系统，CATIA将机械设计、工程分析及仿真和加工等功能有
机地结合，为用户提供严密的无纸工作环境从而达到缩短设计生产时间、提高加工质
量及降低费用的效果。
1)在设计初期阶段进行认真调研。在调研和充分理解课题内容和要求的基础上，写出
3000字左右的开题报告(其中包括文献综述)。要求查阅文献在10篇以上，开题报告中引用
的文献资料在5篇以上。
2)在设计初期进行毕业实习，实习时间为2周左右。实习过程应听从指导教师的指挥，
写出实习日记。实习结束后，对实习过程进行总结，提交实习报告(不少于2000字)。
3)在设计过程中，能运用一门外语翻译与课题有关的外文资料。要求译文准确、通顺，
字数在3000汉字以上。
预期的成4)在毕业设计后期，提交毕业设计论文一本。要求内容完整，含中外文摘要，条理清
果及形式 楚，文字通顺，书写规范。要求中文摘要字数在400字左右，关键词3,5个，论文正文字
数应在10000字以上。
第1-2周，根据课题内容进行调研，收集与课题相关参考文献和资料，(含外文翻译资料)熟悉离合器整体构造，根据设计内容书写开题报告，进行论文翻译。熟悉三维CAD软件和CATIA软件。
第3-4周，实习，了解离合器结构及制造工艺，了解离合器整体构造的拆装情况，书写实习报告。 时间安排
第5周，提交开题报告。
第6-10周，完成设计计算，初步完成实体设计。
第11-12周，根据总体情况进行设计修改，完成设计，书写说明书。 第13周，论文提交和根据导师意见修改，进行答辩准备。
第14周，毕业设计答辩。
指导教师
意见
签 名:
年 月 日
主要参考文献:
【1】陈家瑞，汽车构造，第五版，人民交通出版社，2008
【2】余志生，汽车理论，第四版，机械工业出版社，2006
【3】徐石安，江发潮，汽车离合器，清华大学出版社，2005
备注 【4】王望予，汽车设计，第四版，机械工业出版社，2008
【5】林世裕，螺旋弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造，东北大学，2005 【6】刘惟信，汽车设计，清华大学出版社，2001
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