路宝汽车离合器设计本科学位论文.doc

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1、第1章 绪 论1.1离合器的发展历史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

2、，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。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正相当完善：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

3、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行接触，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）。因此，允许起步时长时间地打滑或用高档起步而不致烧损摩擦片，具有良好的起步能力。据说这种离合器的使用寿命可达干式离合

4、器的五、六倍。为了实现离合器的自动操纵，有自动离合器。采用自动离合器时可以省去离合器踏板，实现汽车的“双踏板”操纵。与其他自动传动系统（如液力传动）相比，它具有结构简单，成本低廉及传动效率高的优点。因此，在欧洲小排量汽车上曾得到广泛的应用。但是在现有自动离合器的各种结构中，离合器的摩擦力矩的力矩调节特性还不够理想，使用性能不尽完善。例如，汽车以高档低速上坡时，离合器往往容易打滑。因此必须提前换如低档以防止摩擦片的早期磨损以至烧坏。这些都需要进一步改善。随着汽车运输的发展，离合器还要在原有的基础上不断改进和提高，以适应新的使用条件。从国外的发展动向来看，近年来汽车的性能在向高速发展，发动机的功率

5、和转速不断提高，轻型汽车趋向大型化，国内也有类似的情况。此外，对离合器的使用要求也越来越高。所以，增加离合器的传扭能力，提高其使用寿命，简化操作，已经成为目前离合器的发展趋势。1.2 离合器的功用离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。如前所述，现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为300500r/min，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，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地

6、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

7、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，在汽车紧急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。1.3离合器的工作原理如图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

8、盘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、分离套筒和分离轴承8，将分离杠杆的内端推向右方，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左，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右，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。图1.1 离合器总成1-轴承 2-飞轮 3-从动盘 4-压盘 5-离合器盖螺栓 6-离合器盖 7-膜片弹簧 8

9、-分离轴承 9-轴1.4 膜片弹簧离合器的特点膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器。因其作为压簧，可以同时兼起分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，质量减少，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次，由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，使压力分布均匀。另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性，故能在从动盘摩擦片磨损后，弹簧仍能可靠的传递发动机的转矩，而不致产生滑离。离合器分离时，使离合器踏板操纵轻便，减轻驾驶员的劳动强度。此外，因膜片是一种对称零件，平衡性好，在高速下，其压紧力降低很少，而周布置弹离合器在高速时，因受离心力作用会产生横向挠曲，弹簧严重鼓出，从而降低了对压盘的压

10、紧力，从而引起离合器传递转矩能力下降。那么可以看出，对于轻型车膜片弹簧离合器的设计研究对于改善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是由弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧有支承圈，而后者借助于固定在离合器盖上的一些（为径向切槽数目的一半）铆钉来安装定位。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，甚至膜片弹簧几乎变平。同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。当离

11、合器分离时，分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动压盘后移使离合器分离。膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此设计摩擦片磨损后，弹簧压力几乎不变，且可以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，因此其压紧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，使离合器结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著缩短了轴向尺寸；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，摩擦均匀，也易于实现良

12、好的通风散热等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得到广泛运用，而且正大力扩展到载货汽车和重型汽车上，国外已经设计出了传递转矩为802000N.m、最大摩擦片外径达420的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿车、客车、轻型和中型货车上。甚至某些总质量达2832t的重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的，但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要高。膜片弹簧离合器的操纵曾经都采用压式机构，即离合器分离时膜片弹簧弹性杠压杆内端的分离指处是承受压力。当前膜片弹簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承

13、圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简化，零件减少、装拆方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。而在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程。与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更少；拉式膜片弹簧是中部与压盘相压在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠

14、杆比大于推式的杠杆比，且中间支承减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和哭声；使用寿命更长。1.5 设计的主要内容 本次设计主要内容包括：膜片弹簧的尺寸计算、摩擦片的尺寸计算、压盘、离合器盖的结构设计、扭转减震器、分离装置、操纵系统的结构设计。CAD图纸的绘制。 第2章 离合器的结构方案选取 2.1离合器设计的基本要求为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足以下要求：（1）能在任何行驶情况下，可靠地传递发动机的

15、最大扭矩。为此，离合器的摩擦力矩应大于发动机最大扭矩；（2）接合平顺、柔和。即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，以免汽车起步冲撞或抖动；（3）分离迅速、彻底。换档时若离合器分离不彻底，则飞轮上的力矩继续有一部份传入变速器，会使换档困难，引起齿轮的冲击响声；（4）从动盘的转动惯量小。离合器分离时，和变速器主动齿轮相连接的质量就只有离合器的从动盘。减小从动盘的转动惯量，换档时的冲击即降低；（5）具有吸收振动、噪声和冲击的能力；（6）散热良好，以免摩擦零件因温度过高而烧裂或因摩擦系数下降而打滑；（7）操纵轻便，以减少驾驶员的疲劳。尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车，非常重要；（8）摩擦式离合器，摩擦

16、衬面要耐高温、耐磨损，衬面磨损在一定范围内，要能通过调整，使离合器正常工作。 2.2离合器结构设计2.2.1摩擦片的选择对乘车用车和最大质量小于6t的商用车而言，发动机的最大扭矩一般不大，在布置尺寸可以的情况下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器因为结构简单，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，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此该设计选择单片离合器。摩擦片数为2。2.2.2压紧弹簧布置形式的选择离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧与

17、其他几类相比又有以下几个优点：（1）由于膜片弹簧有理想的非线性特征,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力；（2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；（3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降；（4）由于膜片弹簧大端面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命；（5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；（6）平衡性好；（7）有利于大批量生产，降低制造成本。但膜片弹簧的制造工艺

18、较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，膜片弹簧离合器不仅在乘用车上被大量采用，而且在各种形式的商用车上也被广泛应用，因而本次设计我选用膜片弹簧离合器。2.2.3压盘的驱动方式的选择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）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

19、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。2.3离合器主要零件的材料选择2.3.1从动盘的材料选择从动盘本体采用45号钢冲压加工得到，为防止其弯曲变形

20、而引起分离不彻底，一般在从动盘本体上设径向切口。2.3.2摩擦片的材料选择摩擦片在性能上要满足如下要求：（1）摩擦系数稳定，工作温度，滑磨速度，单位压力的变化对其影响；（2）具有足够的机械强度和耐磨性，热稳定性好；（3）有利于接合平顺；（4）长期停放离合器摩擦面会发生粘着现象。摩擦片选用材料为石棉基摩擦材料，它是由石棉或石棉织物、粘结剂和特种添加剂热压而成，其摩擦系数为。石棉基摩擦材料密度小，工作温度小于180，价格便宜，使用效果良好，在汽车离合器中广泛使用。2.3.3膜片弹簧的材料选择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。为了提高膜片弹簧的承载能力，

21、要对膜片弹簧进行调质处理，得具有高抗疲劳能力的回火索氏体。要防止膜片内缘离开，同时对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持小时），使其高压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，喷丸是0.8的白口铁小丸， 可提高弹簧的疲劳寿命。同时，为提高分离指的耐磨性，对其进行局部高频淬火式镀铬。采用乳白镀铬，若膜片弹簧许用应力可取为15001700N/mm2。2.3.4压盘的材料选择压盘的材料选用HT20-40铸造制成。它要有一定的质量和刚度，以保证足够的热容量和防止温度升高而产生的弯曲变形。压盘应与飞轮保持良好的对中，并进行静平衡。压盘的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于

22、0.8。2.3.5离合器盖的材料选择离合器盖的膜片弹簧支撑处须具有较大的刚度和较高的尺寸精度，压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小，支撑环和支撑铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性好，膜片弹簧的支撑形式采用铆钉作支承时，如果分离轴承与曲轴中心线不同心，可引起铆钉的过度磨损。提高铆钉硬度的套筒和支承与曲轴中心线不同心，亦可引起铆钉的过度。提高铆钉硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的结构措施，采用10钢材材料、HRc40-50。2.4离合器的通风散热试验表明，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

23、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。2.5本章小结 本章介绍了膜片弹簧离合器主要零件的结构，材料选取，为下一章节的计算打下基础。第3章 离合器基本结构参数的确定3.1 离合器设计所需数据表3.1离合器原始数据汽车的驱动形式42汽车最大加

24、载质量1270 kg汽车的质量895 kg发动机位置前置发动机最大功率48KW发动机最大转速5700r/min发动机最大扭矩170N.m离合器形式机械、干式、单片、膜片弹簧（拉式）操纵形式液压操纵摩擦片最大外径f=200mm踏板行程mmi0=4.388 ig1=3.416 ig2=1.894 ig3=1.280 ig4=0.914汽车最大时速140 km/h3.2 摩擦片主要参数的选择采用单片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机扭矩的，为保证可靠度，离合器静摩擦力矩应大于发动机最大扭矩摩擦片的静压力： （3.1） （ 式中：离合器后备系数（） 发动机的最大扭矩可由式: （3.2）求得式中： Kw,

25、r/min。在1.11.3之间 ，取=1.2，则N.m（1）后备系数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=1.21.75。结合设计实际情况，初选择=1.5。根据表3.2查得 1.3。表3.2离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.201.75最大总质量为614t的商用车1.502.25挂车1.804.00摩擦片的外径可有式: （3.3） 为直径系数，取值见表3

26、.3 取 得D=181mm。表3.3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1.814.0t的商用车16.018.5(单片离合器)13.515.0(双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表(部分):表3.4离合器摩擦片尺寸系列和参数外径Dmm160180200225250280300325内径dmm110125140150155165175190厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.50.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.6760.6670.6570.70

27、30.7620.7960.8020.800单面面积cm2106132160221302402466546根据计算结果和尺寸装配关系选取200mm，140mm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3.5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t一般为34mm。取t=4mm。表3.5摩擦材料的摩擦因数的取值范

28、围摩擦材料摩擦因数石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.300.50金属陶瓷材料0.4离合器的静摩擦力矩为： （3.4）与式（3.1）联立得： （3.5） 代入数据得：单位压力MPa。表3.6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0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料模压0.350.50编织金属陶瓷材料0.701.503.3 摩擦片基本参数的优化（1）摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过6570m/s，即m/sm/s （3.6）式中为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速(r/min)。

29、（2）摩擦片的内、外径比应在0.530.70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，不同车型的值应在一定范围内，最大范围为1.24.0。的外径D与发动机的最大转矩由表5.1选取：一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用碳钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。取，mm，mm，mm，mm，MPa。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：从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底。 ，分别为花

30、键的内外径；Z为从动盘毂的数目；取Z=1h为花键齿工作高度；得N，MPaMPa，合格。表5.1花健的的选取摩擦片的外径/mm/N.m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/mm1604910231832098180691026213201162001081029234251112251471032264301132501961035284351022802751035324401253003041040325401053253731040325451143504711040325501305.2.3摩檫片的材料选取与从动片的固紧方式 摩擦片的工作条件比较恶劣，为了

31、保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：（1）应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。（2）要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。（3）要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好（4）热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦（5）磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面（6）油水对摩擦性能的影响应最小（7）结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3

32、左右。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定，温度，滑磨速度及单位压力的增加都将摩擦系数的下降和磨损的加剧。 所以目前正在研制具有传热性好、强度高、耐高温、耐磨和较高摩擦系数（可达0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。5.3扭转减震器设计1减振弹簧的设计减振弹簧的安装位置，结合mm，得取70mm，则。 Z为减振弹簧的个数，按表5.2选择：取Z=6表5.2减振弹簧个数的选取 摩擦片的外径D/mm225250250325325350350Z466881010 图5.2 扭转减振器4减振弹簧尺寸（1）选择材料，计算许用应力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m

33、m,MPa,MPa。（2）选择旋绕比，计算曲度系数根据下表选择旋绕比表3.11旋绕比的荐用范围d/mmC确定旋绕比，曲度系数（3）弹簧的工作圈数为3圈（4）弹簧丝直径D=20mm（5）弹簧的自由高度h=160mm在本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。5.3本章小结本章主要介绍了从动盘的设计，具

34、体介绍了减震弹簧等的尺寸设计，并没有涉及到优化条件的限制。第6章 操纵机构设计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。离合器操纵机构按分离时所需的能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等。离合器操纵机构应满足的要求是：（1）踏板力要小，轿车一般在80150N范围内，货车不大于150200N；（2）踏板行程对轿车一般在mm范围内，对货车最大不超

35、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。机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式，杠传动结构简单，工作可靠，但是机械效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系，布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。本次设计的普通轮型离合器操纵机构，采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点：（1）液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂

36、踏板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉；（2）可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷，正由于液压式操纵有以上的优点，故应用日益广泛，离合器液压操纵机构由主缸、工作缸、管路系统等部分组成。6.1离合器踏板行程计算踏板行程由自由行程和工作行程组成： （6.1）式中，为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。图6.1 液压操纵机构示意图6.2踏板力的计算踏板力为（6.2）式中，为离合器分离时，压紧弹簧

37、对压盘的总压力；为操纵机构总传动比，；为机械效率，液压式：%，机械式：%；为克服回位弹簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。N，%；则N合格。分离离合器所作的功为式中，为离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力，N，则J合格。6.3 分离轴承的选取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径向止推轴承和止推轴承。而在现代汽车离合器中主要采用了角接触式的径向推力球轴承，并由轴承内圈转动。本设计的是拉式膜片弹簧离合器，采用如图（6.1）的的自动调心式分离轴承装置，图中在轴承外圈2和分离套筒5外凸

38、缘和外罩壳3之间以及内圈1与分离套筒内凸缘之间都留用径向间隙，这些间隙保证了分离轴承相对于分离套筒可径向移动1mm左右。在外圈2与分离套筒5的端面之间装有以波形弹簧片4，用以将外圈紧紧顶在分离套筒凸缘的端面上，使轴承在不工作时不会发生晃动。当膜片弹簧旋转轴线与轴承不同心时，分离轴承便会自动径向浮动到与其同心的位置，以保证分离轴承能均匀压紧各分离指舌尖部。这样可减小振动和噪声，减小分离指与分离轴承端面的磨损，使轴承不会出现过热而造成润滑脂的流失分解，延长轴承寿命。另外，分离轴承由传动的外圈转动改为内圈转动、外圈固定不转，由内圈来推动分离指结构，适当地增大了膜片弹簧的杠杆比，且由于内圈转动，在离心

39、力作用下，润滑脂在内、外圈间的循环得到改善，提高了轴承使用寿命。这种拉式分离轴承是将膜片弹簧分离指舌尖直接压紧在蝶形弹簧6和挡环7之间，再用弹性锁环8卡紧，结构较简单。分离轴承的参数表6.1分离轴承参数表型号Crn7014C48.2KN1.234500r/min则由下式：得：h6.4本章小结本章主要介绍了操纵结构的设计，以及分离轴承的选择，选择自动调心轴承，有效的改变了原有轴承分离效率低等问题。结论通过以上对膜片弹簧离合器及液压操纵机构的工作原理的阐述及各构件的计算说明，可以看出离合器操纵机构的设计要从选材，尺寸约束，传递发动机扭矩，驾驶员操作等各方面的综合考虑。选材方面：摩擦片选用石棉基材料

40、，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。扭转减振器中的扭转弹簧选用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；设计后的离合器顺利通过温升校核，目的是防止摩擦元件过快地磨损和温度过高。在结构设计方面，取消了原有的分离钩，转而在压板与摩擦片之间安装了一个压紧弹簧，使离合器分离过程径向力减少，分离的更彻底。在操纵装置的设计上所选择的液压式操纵装置改变了现有的拉索式操纵装置摩擦阻力大，传动效率低、动作刚性程度大、布置复杂等缺点。在离合器盖子的设计上，在内端面铸造突起，取代了原有的膜片弹簧支撑圈，使离合器内部构造简单化，有效的缩短了离合器的轴向距离

41、。综上所述，本次设计数据全部通过优化条件检验，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，完全符合计划书及国家标准参考文献1 徐石安,江发潮.汽车离合器M.清华大学出版社.2005. 2 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 中国机械工程学会,中国机械设计大典编委会.中国机械设计大典M.江西科学技术出版社.2002. 5 余仁义,梁涛.汽车离合器操纵机构的设计J.专用汽车.2003. 6 董丽霞,张平.简明汽车技术词典M.人民交通出版社.2003. 7 张金柱,

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43、盛学斌.35膜片弹簧离合器校核设计J. 设计.计算.研究.2004（5）. 15 王宝玺.汽车拖拉机制造工艺学 M.机械工业出版社.2005. 16 A. C. Rao. Trans. On the Performance of Kinematic Chains. CSME J 12 No. 2 ,1998.17 夏华,胡亚民,黎勇等.汽车离合器盖成形工艺和模具设计J. 锻压技术.2005,2.18 D. G. Chetwynd and P. H. Phiuipsonx, An ivestigation of reference criteria used undness measuremen

44、t,J.Phys.E:Sciinstrum.J 1980,13(5):530 - 538. 致 谢毕业设计的顺利完成除了自己付出的汗水外，还有指导老师的辛勤教诲。在这里我要特别感谢臧杰老师，谢谢她在百忙之中对我的指正和教导，也因此使我在设计后的学习与人生的道路上向着更高更深层次的方向前进！臧杰老师知识渊博、平易近人、经常利用休息时间为我指导。我在画图方面基础很差，经常想不明白视图的正确表达方式，为此经常占用臧老师的课余时间，在底盘实验室，老师根据实物与CAD图的对比关系为我讲述怎么才能正确的将左视图与主视图的关系连接起来，臧老师仔细审阅我的CAD图纸，指出一系列的问题，使我的图纸得到完善。我是一个十分不仔细的人，说明书大到排版，小到章节的划分，字体符号的选择，都