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1 概述 1
1.1 离合器的组成与工作原理 1
1.2 离合器的功用 1
1.3 汽车离合器设计的基本要求 2
2 结构方案选择 3
2.1从动盘数及干、湿式的选择 3
2.2 压紧弹簧的结构型式及布置的选择 3
2.3 操纵机构的选择 4
2.4 离合器的通风散热 4
2.5 膜片弹簧的支承形式 4
2.6 压盘的驱动方式 4
2.7 分离轴承的类型的选择 5
3 离合器主要参数的选择 6
3.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b 6
3.2 后备系数β 6
3.3 摩擦因数f、离合器间隙Δt 6
3.4 单位压力P0 6
3.5 主要参数校核 7
3.5.1最大圆周速度 7
3.5.2 摩擦片内、外径之比c 7
3.5.3 后备系数β 7
3.5.4 扭转减振器的优化 7
3.5.5 单位压力P0 7
3.5.6总摩擦功w 7
3.5.7 单位摩擦面积传递的转矩Tc0 8
4 离合器盖总成设计 9
4.1 膜片弹簧的设计 9
4.2 膜片弹簧弹性特性分析 10
4.3 强度校核 10
4.4 膜片弹簧材料及制造工艺 11
4.5 压盘设计 11
4.5.1 压盘传动方式的选择 12
4.5.2 压盘几何尺寸的确定 12
4.5.3 压盘温升的校核 12
4.6 传动片 13
5从动盘总成设计 14
5.1 扭转减振器的设计 14
5.1.1 扭转减振器主要参数 14
5.1.2 极限转矩Tj 14
5.1.3 扭转刚度kφ 14
5.1.4 阻尼摩擦转矩Tμ 15
5.1.5 预紧转矩Tn 15
5.1.6 减振弹簧的位置半径R0 15
5.1.7 减振弹簧个数Zj 15
5.1.8 减振弹簧总压力FΣ 15
5.2 减振弹簧的计算 15
5.2.1 减振弹簧的分布半径R1 16
5.2.2 单个减振器的工作压力P 16
5.2.3 减振弹簧尺寸 16
6 从动盘总成的设计 18
6.1 从动盘毂 18
6.2 从动片 18
6.3 离合器盖 19
7 离合器的操纵系统设计 20
7.1 离合器操纵机构的基本要求 20
7.2 踏板位置 20
7.3 踏板行程 20
总结 22
参考文献 23
1 概述
1.1 离合器的组成与工作原理
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1和压盘借摩擦作用传给从动盘2，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，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2两面的压力消失，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2压紧在飞轮上1，这样发动机的扭矩又传入变速器.
图1.1 离合器工作原理图
1—飞轮；2—从动盘；3—离合器踏板；4—压紧弹簧；5—变速器第一轴；6—从动盘毂
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 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。
2 结构方案选择
2.1从动盘数及干、湿式的选择
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结合平顺。因此，广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车，在发动机转矩不大于1000牛/米的大型客车和重型货车上也有所推广。当转矩更大时可采用双片干式或双片湿式摩擦离合器。因本设计的离合器是用于微型货车上的，选用单片干式摩擦离合器。
2.2 压紧弹簧的结构型式及布置的选择
周置弹簧离合器的压价弹簧均采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在同一个圆周上。有的重型汽车将压紧弹簧布置在同心的两个圆周上。其结构简单制造容易，因此用比较广泛。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，压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最大转速很高时周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，是弹簧压紧力下降，离合器传递转矩的能力随之降低。此外，弹簧靠到它的定为面上，造成接触部位严重磨损，甚至出现弹簧断裂的现象。
中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心，这是压紧弹簧不与压盘直接接触，因此压盘由于摩擦而长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，使操纵轻便。采用中央圆柱螺旋弹簧是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：挡在货汽车的发动机转矩大于400～450牛/米时，常常采用中央弹簧离合器。
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α斜向作用于传力套上，跟着在推动压杆并按杠杆比放大后作用与压盘上。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，其踏板力可降低35%左右。
膜片弹簧离合器的结构主要特点是采用一个膜片代替传统的螺旋弹簧和分离杠杆。其结构特点如下：
1）膜片弹簧的轴向尺寸较小而径向尺寸很大，这有利于在提高离合器传递转矩能力的情况下离合器的轴向尺寸。
2）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，故不需专门的分离杠杆，使离合器结构大大简化，零件数目少，质量轻。
3）由于膜片弹簧轴向尺寸小，所以可以适当增加压盘的厚度，提高热容量；而且还可以在压盘上增设散热筋及在离合器盖上开设较大的通风孔来改善散热条件。
4）膜片弹簧离合器的主要部件形状简单，可以采用冲压加工，大批量生产时可以降低生产成本。
由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断地提高，因而这种离合器在轿车及微型和中型客车、货车上得到广泛的应用，而且逐渐扩展到大型货车上。
综上所述：本设计采用膜片弹簧。
2.3 操纵机构的选择
由于机械式结构简单，制造容易，工作可靠多应用于货车，但该装置质量大，杠杆之间饺点多，因而摩擦损失较大，传动效率低，其工作受到发动机震动以及车身或车架变形的影响，不采用那种吊挂式的踏板结构。在平头汽车上杆系的结构复杂，合理布置杆系也较困难，踏板的自由行程将加大，刚度也变差。然而，液力操纵机构具有摩擦阻力小，转动效率高，质量小，布置方便，便于采用吊挂踏板，驾驶室容易密封，发动机的振动和车架或驾驶室的变形不会影响其正常工作，离合器接合柔和等优点。综上所述，本次设计选用液压式操纵机构。
2.4 离合器的通风散热
实验表明，离合器的磨损是随温度的升高而增大的，当压盘工作表面温度超过一定温度时，摩擦片磨损急剧增加。在正常使用条件下的离合器压盘工作表面温度在180℃。在特别严酷的使用条件下，压盘表面的瞬时温度有可能高达1000℃。过高的温度能使压盘受热变形产生裂纹。为了使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够的重量以保证足够的热容量外，还要求通风散热性良好。改善离合器的通风措施有：
1）在压盘上设置散热筋；
2）在离合器盖上开较大的通风口，在离合器外壳上设有通风窗；
2.5 膜片弹簧的支承形式
推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同可分三种：
1）双支承环形式 用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单；
2）单支承环形式 在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台来代替后支承环，使架构简单，或在铆钉前侧以弹性当环代替前支承环，以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙；
3）无支承环形式 利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将膜片弹簧铆合在一起，取消前后支承环，或在铆钉前侧以弹性当环代替前支承环，离合器盖上的环形凸台代替后支承环，使结构更简化或取消铆钉，离合器盖内边缘处伸出的许多舌片将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形凸台弯合在一起，结构最为简单。本次设计选用双支承环式。
2.6 压盘的驱动方式
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，所以他应与飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由作轴向移动。
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多种。前三种的共同缺点是在连接件之间有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，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。弹性传动片式是最近广泛采用的驱动方式，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于离合器盖和压盘以铆钉或螺栓连接，传动片的弹性允许压盘做轴向移动。弹性传动片驱动方式简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。故本次选用弹性传动片式。
2.7 分离轴承的类型的选择
分离轴承和支持总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作中主要承受轴向分离时，他那个是还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。以前主要采用推力球轴承或向心球轴承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低。目前国外以采用角接触推力轴承，采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平断面或凹弧形端面。本次设计选用推力球轴承。
3 离合器主要参数的选择
3.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b
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的关系。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（N· m）来选定时，根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式2-9，有公式
式中——摩擦片外径，mm
——发动机最大转矩，178N· m
——为直径系数，乘用车取14.6
则 =194.79mm，根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表3.2.1可知，取D=200mm,d=140mm, b=3.5mm。
3.2 后备系数β
由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加），再加上车用车的后备功率比较大，使用条件较好，故取β＝1.3。
3.3 摩擦因数f、离合器间隙Δt
摩擦因数f=0.25
离合器间隙Δt=3mm
摩擦面数 Z=2
3.4 单位压力P0
根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表3.2.1可知
由Tc=
Tc=β得=0.34Mpa
故根据根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2－2可知
当0.25Mpa<<0.35Mpa时，摩擦片材料选择石棉基编织材料,取P0=0.25～0.35Mpa,摩擦系数f为0.25。
3.5 主要参数校核
3.5.1最大圆周速度
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－10）知，
式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）; 为发动机最高转速6000（r/min）
所以，=3.14／60×6000×0.20=62.8m/s≤65故符合条件。
3.5.2 摩擦片内、外径之比c
c=d/D=0.700，满足0.53≤c≤0.70的条件范围。
3.5.3 后备系数β
初选后备系数β＝1.3,满足1.2≤β≤4.0
3.5.4 扭转减振器的优化
对于摩擦片内径d=140mm, 而减振器弹簧位置半径：
R0＝(0.6-0.75)d/2＝42-52.5(mm)，
同时R0应满足d>2R0+50mm
故取R0为45mm。
3.5.5 单位压力P0
为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力的最大范围为0.1Mpa—1.5Mpa
由公式 Tc=
Tc=β
得=0.34Mpa 在规定范围内，故满足要求
3.5.6总摩擦功w
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－13）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即：
，其中W=
为轮胎轨动半径0.314m，为一档传动比3.836,为主减速比4.55,汽车满载总质量约=1800kg
W==17982.4J
符合要求。
3.5.7 单位摩擦面积传递的转矩Tc0
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
式中，为单位摩擦面积传递的转矩；为其允许值，按表3-1选取。
表3-1 单位摩擦面积传递转矩的允许值
离合器规D/mm
0.28
0.30
0.35
0.40
其中 Tc=β=1.3x178=231.4
代入数据=0.0072<0.28 符合要求
4 离合器盖总成设计
4.1 膜片弹簧的设计
(1) 比值和h的选择
为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的一般
为1.5～2.0，板厚h为2～4mm
故初选h=2.5mm, =1.6则H=4.0mm.
图4.1
(2) 比值和R、r的选择
比值R/r对弹簧的载荷及应力特性都有影响，从材料利用率的角度，比值在1.2～1.35时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧的质量利用率和好。因此设计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。对于汽车离合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要来决定，一般R/r取值为1.2～1.3.对于R,膜片弹簧大端外径R应满足结构上的要求和摩擦片的外径相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当H，h及R/r等不变时，增加R有利于膜片弹簧应力的下降。
由于摩擦片平均半径Rc=(D+d)/4=(200+140)/4=85mm，
对于推式膜片弹簧的R应大于或等于Rc值,
故取R=90mm,再结合实际情况取R/r=1.25,则r=72mm。
(3) α的选择
α＝arctanH/(R-r)=arctan4.0/(90-72)≈12.53°，满足7°～15°的范围。
(4) 分离指数目n的选取
根据实际情况通常为18。
(5) 膜片弹簧小端内半径r0以及分离轴承作用半径rp
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－28）
推式： （D+d）/4rD/2
1R-7
06
r0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。根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表4.2.1初选=25mm, p=28mm.
(6)切槽宽度δ1、δ2及半径re
取δ1＝3.4mm, δ2=10mm, 满足r-δ2,则r-δ2=72-10=62mm。
故取＝60mm.
4.2 膜片弹簧弹性特性分析
假设膜片弹簧承载过程中，其子午断面上的某中性点转动。
设通过支撑环和压盘的加载膜片弹簧上的载荷F1(N)集中在支撑点处，加载点间的相对轴向变形为（mm），则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：
（4-1）
式中：E——弹性模量，钢材料取E=2.06×105MPa；
μ——泊松比，钢材料取μ=0.3；
R——自由状态下碟簧部分大端半径，mm；
r——自由状态下碟簧部分小端半径，mm；
R1——压盘加载点半径，mm；
r1——支撑环加载点半径，mm；
H——自由状态下碟簧部分内锥高度，mm；
h——膜片弹簧钢板厚度，mm。
4.3 强度校核
膜片弹簧大端的最大变形量，λ1N=5.35mm
取=88，=72
则宽度系数由下列公式，
代入数据，有=0.57
根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）公式4 .6.13可知:
σB=1655Mpa.许用值1500-1700MPa,故符合要求。
4.4 膜片弹簧材料及制造工艺
国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA和50CrVA等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何尺寸、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分3～8次，以产生一定的塑性变形，从而是膜片弹簧的表面产生于使用状态反方向的残余应力而达到强化的目的。一般说，经强化处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命5%～30%。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片表面，使表面产生塑性变形，从而形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可以提高承载能力和疲劳强度。
为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高温淬火、喷镀铬和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触处，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。
膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般在45～50HRC，分离指端硬度为55～62HRC，在同一片上同一范围的硬度差不应大于3个单位，碟簧部分应为均匀的回火屈氏体和少量的索氏体。单面脱碳层得深度一般不得超过厚度的3%。膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11，厚度公差为±0.025mm，初始底锥角公差为±10′。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6，地面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端相互高度差一般要求小于0.8～1.0mm。
4.5 压盘设计
对压盘结构设计的要求：
1)压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，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，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。
2)压盘应具有较大刚度，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与离合器的彻底分离，厚度约为15～25 mm，本设计取20mm 。
3)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15～20 g·cm 。
4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。
压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170～227HBS。
4.5.1 压盘传动方式的选择
由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。
另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，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间。
4.5.2 压盘几何尺寸的确定
由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。
压盘外径D=205㎜ 压盘内径d=135㎜
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。
4.5.3 压盘温升的校核
本次设计压盘厚度取20mm。在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器结合一次的温升，它不应超过8～10℃。
校核公式：
（5-4）
式中：-温升，℃；
L-滑磨功，N.m；
-分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘=0.50；
C-压盘的热容量，对于铸铁压盘：c=481.4J/(Kg.K)；
m-压盘质量，Kg。
m=v=7.0××3.14×（0.2052-0.1352）×0.020=2.62Kg
==4.7℃＜10℃符合要求
4.6 传动片
由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。
传动片可选为3组，每组3片，每片厚度为2mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。
5从动盘总成设计
5.1 扭转减振器的设计
5.1.1 扭转减振器主要参数
带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图5.1所示弹簧摩擦式:
图5.1 带扭转减振器的从动盘总成结构示意图
1—从动盘；2—减振弹簧；3—碟形弹簧垫圈；4—紧固螺钉；5—从动盘毂；
6—减振摩擦片7—减振盘；8—限位销
由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获得,且越来越趋向采用单级的减振器。
5.1.2 极限转矩Tj
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－31）知极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取
Tj=(1.5～2.0)
乘用车系数取2.0
则Tj=2.0×＝2.0×178=356（N·m）
5.1.3 扭转刚度kφ
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－35）可知，
由经验公式初选k Tj
即k＝Tj＝13×356＝4628（N·m/rad），本设计中取k=4628N·m/rad
5.1.4 阻尼摩擦转矩Tμ
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－36）可知,
可按公式初选Tμ
Tμ＝（0.06～0.17）
取系数为0.15
Tμ=0.15×178=26.7(N·m)
5.1.5 预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－37）知，
Tn满足以下关系：
Tn＝（0.05～0.15），且TnTμ＝22.2N·m
一般取（0.05～0.15）
本次选Tn＝0.12=0.12×178=21.36N·m
5.1.6 减振弹簧的位置半径R0
R0＝(0.6-0.75)d/2＝42-52.5(mm)，
同时R0应满足d>2R0+50mm
故取R0为45mm。
5.1.7 减振弹簧个数Zj
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表（2－6）知，
Zj=4～6
故取Zj=4
5.1.8 减振弹簧总压力FΣ
当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F为
＝Tj/R0＝356/(45×) ＝7.911（kN)
5.2 减振弹簧的计算
在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。
5.2.1 减振弹簧的分布半径R1
根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，
R1的尺寸应尽可能大些，一般取
R1=(0.60～0.75)d/2，式中，d为离合器摩擦片内径
故R1取45mm，即为减振器基本参数中的R0
5.2.2 单个减振器的工作压力P
P= /Z=7911/4=1977.75 (N)
5.2.3 减振弹簧尺寸
1）弹簧中径Dc
根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，其一般由布置结构来决定，通常Dc=11～15mm
故取Dc=12mm
2）弹簧钢丝直径d
d=
式中，扭转许用应力]可取550～600Mpa,故取为600Mpa
所以d=4.7mm符合d=3～5
3）减振弹簧刚度k
根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）式4.7.13知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R1确定，即
k=
则K=571.4N/mm
4）减振弹簧有效圈数
根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，
i==5.13
5）减振弹簧总圈数n
其一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为
n=+(1.5～2)=6.5
减振弹簧最小高度
=28.6mm
弹簧总变形量
△=P/K=1977.75/571.4=3.5mm
减振弹簧总变形量
==32.1mm
减振弹簧预变形量
=21.36/(571.4x4x45×10-3)=0.21mm
减振弹簧安装工作高度
=32.1-0.21=31.89mm
6 从动盘总成的设计
设计从动盘时一般应满足以下几个方面的要求:
（1）为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；
（2）为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性；
（3）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器；
（4）要有足够的抗爆裂强度。
6.1 从动盘毂
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版），从动盘毂轴向长度不宜过小，以免再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。从动盘毂的材料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般26～32HRC。根据摩擦片的外径D的尺寸以及根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2－7查出从动盘毂花键的尺寸。
由于D=200mm,而最大转矩为178，则查表可得，
花键尺寸：齿数n=10， 外径=35mm, 内径＝28mm 齿厚b=4mm,
有效齿长l=35mm, 挤压应力=10.4Mpa
花键齿的侧面压力：
代入数据得P=11.3MPa<20MPa，符合要求。
挤压应力：
，其中
代入数据=9.23MP<10.4Mpa,符合要求。
6.2 从动片
从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：
1)从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。
2) 从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。
3)应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。
从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。
材料选用中碳钢板（50号），厚度为取为2mm,表面硬度为35～40HRC。
6.3 离合器盖
离合器盖结构设计的要求：
1)应具有足够的刚度，否则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。
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。
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窗孔，或在盖上加设通风扇片等。
板厚取2mm,乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。
应具有足够的刚度，板厚取3mm,乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。
7 离合器的操纵系统设计
7.1 离合器操纵机构的基本要求
1）踏板力要尽可能小，
2）踏板行程一般在80～150mm内，最大不要超过180mm。
3）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。
7.2 踏板位置
离合器踏板位置以人体左右对称中心向左移动80～100mm，作为离合器踏板中心线的位置。
7.3 踏板行程
踏板行程S由自由行程和工作行程两部分组成，即
S=+= （7-1）
式中为分离轴承的自由行程，一般为1.5～3.0mm，反映到踏板上的自由行程一般为20～30mm；本次取2mm。、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：=0.85～1.30mm，本次取1mm。=320mm、a=60mm、=80mm、=70mm、=71mm、=18mm为杠杆尺寸。
图7-1液力操纵机构示意图
踏板力，且踏板力不得大于300N。本次设计取踏板力180N，=320mm，=60mm，踏板传动比i=5.333。
则主缸所受的力为F
F=F×i （7-2）
代入数据得F=180×5.333=960N
考虑到橡胶软管及其管接头的密封要求，最大允许油压一般为5～8MP则
P= 4F(πd) （7-3）
代入数据得d最小值12.4mm，最大值15.6mm。
同理可得d的最小值12.4mm，最大值15.6mm。
故本次设计d=15 mm，d=12mm。
将数据代入公式7-1得
S=+==94.2mm
总结
在老师的指导下，我圆满完成了本次设课程计。在设计过程中，得到了老师认真细致的指导和帮助，对此，我表示最真挚的感谢！
本次设计主要是计算比较复杂，老师给一个数据，需要我们设计出一个合格的离合器，我们要根据理论知识来计算离合器的各个数据，还要进行安全校核，需要反复验算，然后用计算机CAD软件画出二维图。此次设计充分利用了已学过的汽车设计和机械设计知识，使我对所学知识有了一个系统的认识、复习、巩固和深入。通过这次设计，我对机械设计和汽车设计有了更深刻的认识，也初步掌握了机械设计的方法和使用有关机械设计手册的方法；对机械零件、汽车部件、装配技术、计算机软件使用技术等作了一个全新的认识和再学习，加深了理解，并扩展了知识面；充分利用计算机CAD技术进行了绘图；提高了计算机的使用能力。
这次设计内容要求较多，涉及范围较广，由于自己的知识量有限，设计出的离合器存在一定的缺陷，对其中的一些错误地方在老师的指导帮助下已经改正。这也让我认识到了自己的不足，设计人员必须根据国家相关标准为基础进行设计，不是想当然的事。
总之，此次设计另我收获颇多，我发现自己的专业知识还很欠缺，尤其是实际运用能力不足。自己的知识结构还需不断拓宽，分析问题和解决问题的能力还需进一步提高，以后还需要不断学习和加强锻炼。
在设计过程中，老师及同学给予了我的大量指导和帮助，对此，我再次表示谢意！由于我的水平有限，设计中难免存在缺点和错误，殷切欢迎老师进行批评和指正。
参考文献
[1] 王望予，汽车设计 第4版[M]，北京: 机械工业出版社, 2006。
[2] 陈家瑞，汽车构造[M]，北京：机械工业出版社出版，2005。
[3] 余志生，汽车理论，北京: 机械工业出版社，2000。
[4] 徐石安、江发潮，汽车离合器，上海：海科学技术出版社，1984。
目 录
第一章 总 论 1
第一节 项目名称及承办单位 1
第二节 研究工作的依据与范围 2
第三节 简要研究结论 3
第四节 主要经济技术指标 5
第二章 项目提出的背景及必要性 7
第一节 项目提出的背景 7
第二节 项目建设的必要性 13
第三章 市场预测与需求分析 19
第一节 车用生物燃气市场发展分析 19
第二节 有机肥市场分析 23
第四章 建设规模与产品方案 29
第一节 建设规模 29
第二节 产品方案 29
第五章 厂址选择与建设条件 31
第一节 厂址方案 31
第二节 建设条件 32
第六章 工艺技术方案 40
第一节 项目组成 40
第二节 生产技术方案 40
第三节 生产设备 53
第七章 原辅材料供应 56
第一节 原辅材料供应 56
第二节 公用设施 58
第八章 工程建设方案 59
第一节 总图运输 59
第二节 建筑结构工程 62
第三节 公用工程 70
第九章 环境保护、劳动安全卫生 75
第一节 环境保护 75
第二节 劳动安全卫生 77
第十章 节能与消防 84
第一节 节 能 84
第二节 消 防 89
第十一章 企业组织与劳动定员 92
第一节 企业组织 92
第二节 劳动定员 92
第三节 人员培训 93
第十二章 项目实施进度计划 94
第十三章 建设项目招标方案 95
第十四章 投资估算与资金筹措 97
第一节 投资估算 97
第二节 资金筹措 98
第十五章 财 务 评 价 100
第十六章 社会影响分析 105
第一节 社会效益分析 105
第二节 社会风险分析 106
24
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