汽车离合器设计说明书分析解析.doc

离合器设计说明书
第1章 汽车离合器综述
1.1 离合器的功能
离合器是汽车传动系统中直接与发动机相联系的部件，主要作用是保证汽车起步平稳，保证传动系统换挡时工作平顺，防止传动系统过载等，在离合器的具体结构上，首选，在保证传递发动机最大转矩的前提下，应满足两个基本要求：首先，分离彻底、接合柔和。离合器从动部分的转动惯量要尽可能的小。此外，还要求离合器散热良好。
1.2 离合器的类型
膜片弹簧推式离合器
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-分离轴承 9-轴
1.4 对离合器的要求
摩擦式离合器的结构类型非常多，而且有多种组合方式，但不管哪种结构类型，也不管什么组合方式，对它们的使用要求是一致的。
1. 能可靠地传递发动机的最大转矩，并有转矩储备。
2. 接合平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。
3．分离迅速、彻底。
4．离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡齿轮间的冲击，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。
6．应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。
7．操纵轻便、准确。
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，以保证有稳定的工作性能。
9．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。
10．结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。

第2章 设计方案的分析与确定
2.1离合器分类
离合器结构类型较多，且可有多种组合。
按传递扭矩的方式，离合器可分为摩擦式离合器、液力式离合器和电磁式离合器；按离合器操纵方式可分为强制操纵式和自动操纵式。
摩擦式离合器是利用摩擦力把转矩从主动元件传递给从动元件的离合器。它是目前各种汽车传动系中应用最广泛的一种结构。摩擦式离合器按摩擦表面的形状可分为锥式、鼓式和片式三种，汽车多采用片式。片式按其从动盘的数目可分为单片、双片和多片；按其压紧弹簧布置形式可分圆周布置、中央布置和斜向布置；按其压紧弹簧不同可分圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧；按其分离时作用力的方向可分拉式和推式。
液力式离合器的主、从两元件间利用液体介质进行转矩的传递。常见的有液力耦合器和液力变矩器两种，但不能起到离合器的全部作用。
电磁式离合器的主、从两元件间利用电磁力的作用而传递转矩的。
强制操纵式离合器是根据驾驶员意志通过一定形式的操作机构强制性地进行。通常有机械式、液力式和气动式几种。
自动操纵式离合器能根据汽车的行驶速度或发动机的转速变化自动地进入接合或分离，无须驾驶员操作，使得汽车的操纵系更为简单，驾驶更轻便舒适。
2.2离合器形式的选择
2.2.1 摩擦片的选择
根据从动盘数分离合器可分为单片、双片和多片。
单片离合器具有结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，分离彻底、接合较平顺等优点。 轿车和微型、轻型货车发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸允许时离合器通常只设有一片从动盘。
双片离合器由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大;在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小，另外接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。
多片离合器多为湿式。它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点。（以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中）但它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使用寿命长等优点。主要应用于重型牵引车和自卸车上。
由于本设计的车是轿车，转矩相对较小，在布置上也较为合理，所以选择单片离合器即可。
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。
周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧其特点结构简单、制造容易。
中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧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。此结构轴向尺寸较大。由于可选较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便。压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受热退火，通过调整垫片或螺纹容易实现对紧力的调整。这种结构多用于重型汽车上。
斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力动盘上，并通过压杆作用在压盘上。这种结构的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎保持不变。与上述两种离合器相比具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。
膜片弹簧离合器中的膜片弹簧是一种具有特殊结构的碟形弹簧，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。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点[9]：
（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）由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，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，我选用膜片弹簧式离合器。
2.2.3 分离时离合器受力形式选择
从提高离合器工作性能的另一个角度出发，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和使用寿命，适应高转速，增加传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。
推式膜片弹簧离合器杠杆小于拉式膜片弹簧离合器杠杆比，结构简单，安装方便，使用寿命长，装配时推式膜片弹簧离合器锥顶朝后，大端靠在压盘上，对压盘施加外力。
故选择推式膜片弹簧。
2.2.4 压盘的驱动方式
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[9]：
（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。
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。
经比较，我选择径向传动驱动方式。
2.2.5 分离杠杆、分离轴承
分离杠杆的作用由膜片弹簧承担，其作用是通过分离轴承克服离合器弹簧的推力并推动压盘移动，从而使压盘与从动盘和从动盘与飞轮相互分离，截断动力的传递，分离杠杆要具有足够的强度和刚度，以承受反复作用在其上面的弯曲应力，分离轴承的作用是通过分离叉的作用使分离轴承沿变速器前端盖导向套作轴向移动，推动旋转中的膜片弹簧中部分离前端，使离合器起到分离作用。分离本次设计选用的是油封轴承，它可以将润滑脂密封在轴承壳内，使用中不需要增加润滑，相比供油式轴承则需增加。
2.2.6 扭转减振器
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。
故要有扭转减振器。

2.2.7 离合器的散热通风
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。

第3章 主要零部件设计计算和验算的简要过程
3.1 摩擦片的设计
3.1  离合器设计所需数据
表3.1　离合器原始数据长城酷熊 09款1.5豪华型的主要参数
汽车型号
长城酷熊 09款1.5豪华型
发动机最大功率

整备质量

发动机最大扭矩

轮胎规格

最高车速

车轮半径

最高转速

后桥主减速器比

载重量

变速器挡的传动比

3.2  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（）
（1）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。结合设计实际情况，故选择β=1.5。
则有β可有表3.2查得  β＝1.3。

表3.2　离合器后备系数的取值范围
车型
后备系数β
乘用车及最大总质量小于6t的商用车
1.20～1.75
最大总质量为6～14t的商用车
1.50～2.25
挂车
1.80～4.00
摩擦片的外径可有式: （3.3） 求得        
为直径系数，取值见表3.3   取14.6   得D=171.51mm。
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1.8～14.0t的商用车
16.0～18.5(单片离合器)
13.5～15.0(双片离合器)
最大总质量大于14.0t的商用车
22.5～24.0
摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表(部分):
表3.4　初选离合器摩擦片尺寸和参数
外径D\mm
225
内径d\mm
130
厚度/mm
3.5

0.831

0.553
单面面积cm2

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Δt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Δt一般为3～4mm。取Δt=4mm。
表3.5　摩擦材料的摩擦因数的取值范围
摩擦材料
摩擦因数
石棉基材料
模压
0.20～0.25
编织
0.25～0.35
粉末冶金材料
铜基
0.25～0.35
铁基
0.30～0.50
金属陶瓷材料
0.4
离合器的静摩擦力矩为：       =1.3*138=179.4 N.m （3.4）
与式（3.1）联立得：          
                                           （3.5）    
代入数据得：单位压力1 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
0.15~0.25
编织
0.25~0.35
粉末冶金材料
模压
0.35~0.50
编织
金属陶瓷材料
0.70~1.50
3.3   摩擦片基本参数的优化
（1）摩擦片的内、外径比应在0.53～0.70范围内，即
0.53
（2）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β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0。
（3）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器振器弹簧位置直径约50mm，即
mm   
（4）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
=               （3.7）式中，[]为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm2)，可按表3.6选取
＝
=0.00298(N./) ,合格。
表3.7　单位摩擦面积传递转矩的许用值
离合器规格

0．28
0．30
0．35
0．40
（5）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力的最大范围为0.11～1.50MPa,即

（6）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其许用值,即
                        （3.8）
式中,为单位摩擦面积滑磨(J/mm2)；为其许用值(J/mm2)，对于乘用车：J/mm2，对于最大总质量小于6.0t的商用车：J/mm2，对于最大总质量大于6.0t商用车：J/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
                          （3.9）
式中，为汽车总质量(Kg)；为轮胎滚动半径（m）；为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速r/min，计算时乘用车取r/min，商用车取r/min。代入数据到式（3.9）得W=14118.9J，代入式（3.8）得，合格。
3.2扭转减振器的设计
3.1.1扭转减振器主要参数
（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。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) [2]
对于乘用车，系数取2.0。
则Tj=2.0×＝2.0×200＝400（N.m）
（2）扭转刚度k
为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。
由经验公式k Tj[2] 初选
即k＝Tj＝13×400＝5200（N.m/rad）
（3）阻尼摩擦转矩Tμ
由于减振器扭转刚度k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的消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。
根据公式初选Tμ
Tμ＝（0.06～0.17）[2]
取Tμ=0.1 =0.1×200=20 (N.m)
（4）预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。Tn增加，共振频率将向减小的频率的方向移动，这是有利的。但是Tn不应大于Tμ
由于Tn满足以下关系：
Tn＝（0.05～0.15）[2]
且TnTμ＝20N.m
而（0.05～0.15）＝6.9～20.7 N.m
则初选Tn＝12N.m
（5）减振弹簧的位置半径R0
R0的尺寸应尽可能大些，一般取
R0=(0.60～0.75)d/2[2]
则取=0.60d/2=0.6×130/2=39 (mm),可取为39mm。
（6）减振弹簧个数Zj
根据表4.1[2]知，

表4.2 减振弹簧个数的选取

当摩擦片外径D250mm时，=4～6 ,故取Zj=6
（7）减振弹簧总压力F
当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，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
F= Tj/R0（4-1）
＝400/(39×)
＝10.3 (kN)
3.2 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。
（1）减振弹簧的分布半径R1
由于R1的尺寸应尽可能大些[1]，一般取
R1=(0.60～0.75)d/2 （3-1）
式中，d为离合器摩擦片内径
故R1=0.60d/2=0.60×130/2=39(mm)，即为减振器基本参数中的R0
（2）单个减振器的工作压力
P=F/Z=10300/6=1716(N) （3-2）
（3）减振弹簧尺寸
1）弹簧中径Dc
弹簧中径一般由布置结构来决定[1]，通常Dc=11～15mm
故取Dc=12mm
2）弹簧钢丝直径d
d= （3-3）
式中，扭转许用应力]可取550～600Mpa,故取为550Mpa
所以d==4.57mm。
3）减振弹簧刚度k
根据式kФ=1000knR12[1]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= （3-4）
则K=
4）减振弹簧有效圈数
6.9 （3-5）
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)=8.5
减振弹簧最小高度
=42.7mm （3-6）
6）从动片相对从动盘毂的最大转角取12°
弹簧总变形量

=8.15 （3-7）
减振弹簧总变形量
==42.7+8.15=50.85mm （3-8）
减振弹簧预变形量
（3-9）
减振弹簧安装工作高度
=50.85-0.09=50.76m （3-10）

3.3 膜片弹簧的设计
（一）膜片弹簧的基本参数的选择
（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=2.6mm, =1.5则H=3.9，h=2.6mm。
（2）比值和R、r的选择
由于摩擦片平均半径Rc=， （3-6）
对于推式膜片弹簧的r值，应满足关系RRc=91.25mm。
故取R=100mm，再结合实际情况取R/r=1.25，则r=80mm。R1=98mm r=82mm
（3）α的选择
α＝arctanH/(R-r)=arctan3.9/(100-80)≈11° （3-7）
故满足9°～15°的范围。
（4）分离指数目n的选取
取为n=18。
（5）压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定
由于R1和r1需满足下列条件[2]：

故选择R1＝98mm， r1＝82mm。
（6）膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径的确定

3.5（3-8）
＝20mm,再取分离轴承＝24mm。
推式2.3（3-9）
(7)切槽宽度δ1、δ2及半径
取δ1＝3.2mm, δ2=10mm, 满足r->=δ2,则<=r-δ2=80-10=70mm
故取＝70mm。
3.3.2 膜片弹簧的载荷与变形关系
碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图3.2，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分——分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象
集中在支承点处，用F1表示，加载点间的相对变形（轴向）为λ1，则压紧力F1与变形λ1之间的关系式为:
       （3-10）
式中： E——弹性模量，对于钢，
μ——泊松比，对于钢，μ=0.3
H——膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度
h——弹簧钢板厚度
R——弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径
r——弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径
R1——压盘加载点半径
r1——支承环加载点半径

图3.2　膜片弹簧的尺寸简图
表3.8　膜片弹簧弹性特性所用到的系数
R
r
R1
r1
H
h
100
80
98
82
3.9
2.6
代入（3-10）得
     （3-11）
对（3.11）式求一次导数，可解出λ1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点。
凸点： mm时，F1=5485.46 N
凹点：mm时，F1=5312.16N
拐点： mm时，F1=5398.83 N
2、当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为F2，对应此载荷作用点的变形为λ2。由    
      F =    （3-12）
                             （3-13）
列出表3.8:
表3.9　膜片弹簧工作点的数据

2.52
3.72
3.12

9.07
13.39
11.23

5485.46
5312.16
5398.83

1535.92
1487.40
1511.67
（二）、膜片弹簧强度计算

假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O转动（图3.4）。断面在O点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于中性点O。令X轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意点的切向应力为：                                       
                  （3.14）

图3.3 
膜片弹簧工作点位置
式中   φ——碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）
α——碟簧部分子有状态时的圆锥底角
e ——碟簧部分子午断面内中性点的半径
e=（R-r）/In(R/r)                                （3.15）
为了分析断面中断向应力的分布规律，将（3.14）式写成Y与X轴的关系式：
                  （3.16）

图3.4  切向应力在子午断面的分布
由上式可知，当膜片弹簧变形位置φ一定时，一定的切向应力αt在X-Y坐标系里呈线性分布。
当时，因为的值很小，我们可以将看成，由上式可写成。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点O而与X轴承角的直线上。从式（3.16）可以看出当时无论取任何值，都有。显然，零应力直线为K点与O点的连线，在零应力直线内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。
由此可知，碟簧部分内缘点B处切向压应力最大，A处切向拉应力最大，分析表明，B点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核B处应力就可以了，将B点的坐标X=（e-r）和Y=h/2 代入（3.17）式有：                            

   （3.17）
令可以求出切向压应力达极大值的转角
由于：                
mm
所以： 
==-1485N/mm2
B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力F2作用下还受有弯曲应力：
                         （3.18）
式中   n——分离指数目 n=18
 br——单个分离指的根部宽

mm
因此：                  1511.67=598.89   N/mm2
由于σrB是与切向压应力σtB垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论，B点的当量应力为：

N/mm2
N/mm2
膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能力，一般要经过以下工艺：先对其进行调质处理，得到具有较高抗疲劳能力的回火索氏体，对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持12～14h），使其高应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，提高弹簧疲劳寿命，对分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。
故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以用设数据合适。

4章 主要部件结构设计说明
4.1从动盘总成的设计
4.1.1从动盘毂
从动盘毂轴向长度不宜过小[2]，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。故取从动盘毂轴向长度取为1.4d=1.4×26=36mm。从动盘毂的材料选取45钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般26～32HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处进行高频处理。根据摩擦片的外径D的尺寸及表4.1查出从动盘毂花键的尺寸。

表4.1 离合器从动盘毂花键尺寸系列[2]
摩擦片
外径
D/mm
发动机的
最大转矩
Temax/N·m
花键尺寸
挤压应力
σj/Mpa
齿数
N
外径
D′/mm
内径
d′/mm
齿厚
b/mm
有效齿长
l/mm
160
50
10
23
18
3
20
10
180
70
10
26
21
3
20
11.8
200
110
10
29
23
4
25
11.3
225
150
10
32
26
4
30
11.5
250
200
10
35
28
4
35
10.4
280
280
10
35
32
4
40
12.7
300
310
10
40
32
5
40
10.7
325
380
10
40
32
5
45
11.6
350
480
10
40
32
5
50
13.2

由于D=225mm,则查表可得，
花键尺寸：齿数n=10， 外径=32mm, 内径＝26mm 齿厚t=4mm,
有效齿长l=30mm, 积压应力=11.5Mpa
4.1.2 从动片
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钢，厚度为取为2mm，表面硬度为35～40HRC。
4.1.3 波形片和减振弹簧
波形片采用65Mn，厚度取为0.8mm，硬度为40～46HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA弹簧钢丝。
4.2离合器盖和压盘的方式选择
4.2.1 离合器盖
离合器盖是离合器的主动件之一，它与飞轮固定在一起，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。因此它需要具有足够的刚度，板厚取4mm，乘用车离合器盖用10钢等低碳钢板。
4.2.2 压盘
（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。
（2）压盘几何尺寸的确定
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，压盘几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：一是压盘应有足够的质量；二是压盘应具有较大的刚度。为满足上述要求压盘应做得厚些，本次设计采用20mm。
（3）传动片
传动片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。
传动片采用3组，每组3片的形式，具体尺寸为，宽a=25mm，厚b=1mm，两孔间距为l=20mm，孔直径为d=10mm，传动片弹性模量E=2MPa。
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。
4.3分离轴承的选择
由于=5700r/min,离心力造成的径向力很大，因此采用调心式角接触球轴承。
4.4离合器的通风散热
由于离合器尺寸小，在离合器盖上开通风窗口即能满足离合器通风散热的要求。
4.5离合器种类的选择
根据设计方案的分析，确定采用单片膜片弹簧离合器。
4.6分离时离合器受力形式的选择
由于小轿车质量轻，推式优点多，所以采用推式。
4.8离合器的操纵机构选择
4.8.1对离合器操纵机构的要求
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150-200N。
2）踏板行程一般在80-150mm范围内，最大不应超过180mm。
3）应有踏板行程调节装置，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。
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。
8）工作可靠，寿命长，维修保养方便。
4.8.2离合器操纵机构的型式及确定
按照操纵离合器的能源划分，离合器操纵机构分为人力式、助力式和动力式三种。按传动方式划分，离合器操纵机构有机械、液压和气压三种。
机械式离合器操纵机构有杆系传动装置和钢丝绳索传动装置两种。杆系传动装置中关节点多，所以摩擦损失大。车身和车架的变形会影响其工作。当离合器需要远距离操纵时，较难合理安排杆系。钢丝绳索传动结构简单，装置布置灵活，不受车身和车架变形的影响，但传递的力比较小。
液压式离合器操纵机构具有摩擦阻力小，传递效率高，接合平顺等优点。它结构比较简单，便于布置，不受车身和车架的变形的影响，是比较普遍采用的一种操纵型式。
由于机械操纵式操纵机构结构简单，工作可靠广泛应用于各种汽车，所以我设计的小轿车采用机械操纵式杆系操纵机构。
第5章 经济、技术分析及对设计所作的简要评语
5.1经济、技术分析
本离合器设计，在实际操作使用中，接合可靠分离彻底、动作迅速、操纵灵活、适应性强、分离与接合平稳无冲击；在结构设计造价和生产方面，离合器设计结构简单,实际加工制造容易,材料和加工成本低；在使用安全和寿命上，本设计工作安全、动力传动效率高、使用寿命长；在产品设计性能上，本设计重量轻、慢性小、外形尺寸小、散热能力强、调整维修方便，且维修保养成本低。
5.2简评
本次课程设计根据给出的设计要求和原始设计参数，以及推式膜片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推式膜片弹簧离合器，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，操纵机构采用机械操纵式操纵机构。
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。根据膜片弹簧基本参数之间的约束关系，初步确定了膜片弹簧的尺寸参数，并通过优化程序得出了膜片弹簧尺寸的优化值，并进一步确定了膜片弹簧的工作点，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50钢，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。
参考文献
1：王望予.《汽车设计》. 北京：机械工业出版社，2007.6
2：陈家瑞.《汽车构造》. 北京：人民交通出版社，2006.5
3:骆素君,朱诗顺.《机械课程设计简明手册》. 北京：机械工业出版社，2006.8
4:濮良贵 纪名刚.《机械设计》. 北京：高等教育出版社，2006.5
5: 《汽车工程手册》 人民交通出版社
6:余志生 《汽车理论》 机械工业出版社
心得体会
本次课程设计，由于只是根据一些参数来设计离合器，可以说是完全从零开始，所以开始自己都不知道该怎么动手，只能招来以前的课本，将离合器的结构和工作原理弄清楚，使自己有一个对离合器有一个整体的认识，并在网上和参考书找了一些离合器设计的相关资料和模板，才开始设计自己车型的离合器。在设计的过程当中，我遇到了很多问题，选择的参数总是达不到标准要求，设计往后面一步的时候，总是会有一两个参数是超标的，这使得了我的计算量变得很大，还得往前去重新来过，有时候算得自己都烦躁去。再设计完成的时候，我获得了不少经验，比如我之前没有对设计总体进行过了解，只是一步步的做下去，导致我的参数总会有超标的，其实有很多参数可以根据后面给出的数据提前做一下估计，这样就可以避免一些参数超标的问题，可以减少返工的次数，有利于设计的进度。同时通过这次设计，使我分析思路比以前更加清晰，避免了一些简单错误的发生。还有在我遇到困难的时候，我们班的同学给予我帮助和鼓励，他们耐心的解答给了我很大的动力，让我感到了集体的力量。谢谢大家！