离合器课程设计复习课程.docx

目 录
前言…………………………………………………………………………………………2
一、离合器概述……………………………………………………………………………3
1.1离合器设计的基本要求……………………………………………………………3
1.2膜片弹簧离合器结构………………………………………………………………3
1.3膜片弹簧离合器的优点……………………………………………………………4
二、离合器摩擦片参数的确定……………………………………………………………4
2.1摩擦片参数的选择…………………………………………………………………4
2.2摩擦片基本参数的约束条件………………………………………………………8
三、膜片弹簧的设计………………………………………………………………………10
3.1膜片弹簧基本参数的选择…………………………………………………………10
3.2膜片弹簧的弹性特性曲线…………………………………………………………11
3.3膜片弹簧基本参数的约束条件……………………………………………………13
3.4膜片弹簧强度计算与校核…………………………………………………………14
四、扭转减振器的设计……………………………………………………………………15
4.1扭转减振器主要参数………………………………………………………………15
4.2减振弹簧的计算……………………………………………………………………17
五、离合器其他主要部件的结构设计……………………………………………………19
5.1从动盘毂的设计……………………………………………………………………20
5.2从动片的设计………………………………………………………………………20
5.3离合器盖结构设计…………………………………………………………………20
5.4压盘的设计…………………………………………………………………………21
六、离合器的操纵机构……………………………………………………………………22
6.1离合器操纵机构的要求……………………………………………………………22
6.2操纵机构型式的选择………………………………………………………………22
七、设计小结………………………………………………………………………………22
八、参考文献………………………………………………………………………………23

前言
对于以内燃机为动力的汽车，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等四部分。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。
随着我国自动档轿车的增加，我国传统离合器行业的发展前景日益担忧，不少企业都在寻求新的持续发展的途径。
  DCT技术在中国良好的发展前景，将使我国摩擦片汽车离合器行业获得新的发展机遇。但是，市场竞争也很激烈，长春一东是国内汽车离合器制造行业龙头企业，已形成75万套的生产力，是国内规模最大，系列最宽的离合器生产厂家，行业地位较高。公司在主机配套市场处于龙头地位，面向全国64家主机厂供货，占领了国内中重型商用车市场的半壁江山。
  双质量飞轮是我国传统汽车离合器发展的一种方向，目前我国已经有Luk、Excedy等外资企业在中国组装生产双质量飞轮，吉林大华、湖北三环的双质量飞轮也进入产业化阶段，但双质量飞轮在我国发展前景依然有待市场进一步验证。
  液力变矩器需求随着我国汽车自动档比重的增加而加大，国内除上海萨克斯早已量产液力变矩器产品外，广州优达佳、上海Excedy、南京Valeo等外资企业已经相继开始组装生产液力变矩器。由于我国AT技术的本土化存在很大困难，发展液力变矩器对国内企业仍存在较高的风险。

一、 离合器概述
1.1离合器设计的基本要求
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) 操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。
7) 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。
在本次离合器设计中，采用膜片弹簧离合器。
1.2膜片弹簧离合器结构
膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。
1) 离合器盖
离合器盖一般为120°或90°旋转对称的板壳冲压结构，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) 膜片弹簧
膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周表面上开有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，可以穿过支承铆钉，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承凸台，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转动，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，压盘相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作均由传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。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，同时还承受在高速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，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。
1.3膜片弹簧离合器的优点
膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点：
1) 膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性；
2) 膜片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) 膜片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) 膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好

二、 离合器摩擦片参数的确定
2.1 摩擦片参数的选择
2.1.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b
摩擦片外径是离合器基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和寿命，它和离合器所需传递转矩大小有一定关系。
在确定外径D时，有下列经验公式可供初选时使用：
D=KDTemax
式中，为发动机最大转矩,本设计中=247N·m
KD为直径系数，对于乘用车取KD=14.6。
所以，D=14.6×247=229.46mm
离合器摩擦片尺寸系列和参数表
外径D/mm
160
180
200
225
250
280
300
325
350
380
405
430
内径d/mm
110
125
140
150
155
165
175
190
195
205
220
230
厚度b/mm
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
4
4
4
4
c=d/D
0.687
0.694
0.700
0.667
0.620
0.589
0.583
0.585
0.557
0.540
0.543
0.535
1- c3
0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827
0.843
0.840
0.847
单位面积
106
132
160
221
302
402
466
546
678
729
908
1037

摩擦片标准系列尺寸，取D=250mm d=155mm b=3.5mm c=0.620 1-c3=0.762

2.1.2 离合器后备系数β的确定
后备系数β保证了离合器能可靠地传递发动机转矩，同时，它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。
为可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；但是为了使离合器尺寸不致过大，减少传动系的过载，使操纵更轻便等，后备系数不宜过大。当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了提高起步能力，减少离合器滑磨，β取大些；货车总质量较大，β也应该选取大些；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取β应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β也应选取小些。
在开始设计离合器时，一般是参照统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式的特点，初步选定后备系数β。
汽车离合器后背系数β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
由于所设计的是轿车的离合器，所以选择β=1.3
2.1.3 离合器传递的最大静摩擦力矩TC
TC=βTemax=1.3×247=321.1N·m
2.1.4 单位压力P0
摩擦面上的单位压力P的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及质量等有关。
离合器使用频繁,工作条件比较恶劣单位压力P较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力P。因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力P应随摩擦片外径的增加而降低。选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。

P0=12×TCπD3(1-C3)=12×321.1π×0.3×2×2503×0.762=0.17MPa
式中，为摩擦因数取0.3；
为单位压力（）
为摩擦面数取2；
为摩擦片外径取250；
为摩擦片内径取155；
摩擦片材料选择石棉基材料，为单位压力0.17，为摩擦因数取0.3。
当摩擦片采用不同的材料时，P0取值范围如下表
摩擦片材料
单位压力P0/MPa
石棉基材料
0.15-0.35
粉末冶金材料
0.35-0.50
金属陶瓷材料
0.70-1.50

摩擦片的工作条件比较恶劣，为了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：
⑴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。
⑵要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。
⑶要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好
⑷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
⑸磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面
⑹油水对摩擦性能的影响应最小
⑺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左右,在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。
2.2 离合器基本参数的约束条件
⑴ 最大圆周速度
摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度υD不超过65~70m/s,即
υD=π60nemaxD×10-3=π60×4000×250×10-3=52.4m/s≤65~70m/s
式中， 为摩擦片最大圆周速度（m/s）；
为发动机最高转速取4000；
为摩擦片外径径取250；
故符合约束条件。
⑵ 摩擦片的内、外径比c应在0.53~0.70内
c=dD=155250=0.62
故符合约束条件
⑶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，即
1.2≤β≤4.0
本设计中所选β=1.3，故符合约束条件。
⑷ 为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R0约50mm，即
d>2R0+50mm
本设计中d=155mm，R0=50mm（见后面扭转减振器设计），故符合约束条件。
⑸单位摩擦面积传递的转矩
Tc0=4TcπZ(D2-d2）=4×321.1π×2（2502-1552）=0.0053N·m∕mm2
式中，为离合器传递的最大静摩擦力矩321.1N·m；

单位摩擦面积传递转矩的许用值 (N∙m∕mm2)
离合器规格D/mm
≤210
﹥210～250
﹥250～325
﹥325
[Tc0]/×10-2
0.28
0.30
0.35
0.40

故符合约束要求。
⑹ 单位压力
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P0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取， 的最大范围为0.10～1.50Mpa，
由于已确定单位压力＝0.17Mpa，在规定范围内，故满足要求
⑺单位摩擦面积滑磨功
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，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于其许用值[w]。
汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：
W=π2ne21800marr2i02ig2=π2×2000218001479×0.326224.42×3.52=14539 J
式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)
m 为汽车总质量取1479kg；
rr 为轮胎滚动半径0.3262m；
i为汽车起步时所用变速器档位的传动比3.5；
i为主减速器传动比4.4；
n为发动机转速(r/min),乘用车n取2000 r/min;
ω=4WπZ(D2-d2)=4×14539π×2(2502-1552)=0.24 J∕mm2
式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取14539J
对于乘用车：ω=0.40J∕mm2，则ω≤[ω]，符合约束条件。

摩擦片的相关参数如下表
摩擦片外径D
摩擦片内径d
后备系数
厚度b
单位压力P0
250mm
155mm
1.3
3.5mm
0.17MPa

三、 膜片弹簧的设计
3.1 膜片弹簧的基本参数的选择
3.1.1 截锥高度H与板厚h比值和板厚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Hh一般为1.5～2.0，板厚h为2～4
故初选h=3, =1.8则H=1.8h=5.4.
3.1.2自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和比值
当时，摩擦片平均半径Rc=(D+d)/4=(250+155)/4=101.25mm
对于拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于Rc，即r≥Rc=101.25mm
取r=102mm，R/r=1.25，则R=127.5mm，为了计算方便，R取整数R=128mm，则R/r=1.255
3.1.3膜片弹簧起始圆锥底角的选择
＝arctanH/(R-r)=arctan5.4/(128-102)≈11.7°，满足9°～15°的范围。
3.1.4 分离指数目n的选取
取为n=18。
3.1.5 膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承作用半径rf的确定
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。rf应大于r0。
取r0=34mm，rf=35mm
3.1.6 切槽宽度δ1、δ2及半径re
取δ1＝3.4mm, δ2=10mm, 满足r-≥δ2,则
≤r-δ2=102-10=92mm
故取＝90mm.
3.1.7 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定
R1和r1需满足下列条件：
1≤R-R1≤7
0≤r1-r≤6
故选择R1＝124mm， r1＝104mm.
3.1.8膜片弹簧材料
制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA或50CrVA。
3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线
假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。
设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷F1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：
F1=fx1=πEhx161-μ2lnR/rR1-r12[H-x1R-rR1-r1H-x12×R-rR1-r1+h2]
式中，E:弹性模量，钢材料取E=2.06×Mpa；
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:支承环加载点半径，mm；
H:自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm；
h:膜片弹簧钢板厚度，mm

膜片弹簧特性曲线图如下图所示

3.3 膜片弹簧基本参数的约束条件
3.3.1为保证各工作点A、B、C有较合适的位置，应使λ1Bλ1H=0.8~1.0即
0.8≤λ1BH(R-rR1-r1)≤1.0
由上图可知λ1H=λ1M+λ1N2=2.56+5.812=4.185mm，λ1B=(0.8~1.0)λ1H
0.8≤λ1BHR-rR1-r1=4.185×0.8~1.05.4(128-102124-104)≤1.0
符合设计要求。
3.3.2 为满足离合器的使用性能的要求，应该满足：
1.6≤H/h≤2.2
9O≤α≈H/（R-r）≤15O
本设计中H/h=5.4/3=1.8和α≈11.7O都符合离合器的使用性能的要求。
3.3.3 弹簧各部分有关尺寸比值符合一定的范围，即
1.2≤R/r≤1.35
70≤2R/h≤100
3.5≤R/rO≤5.0
根据所确定的参数可得R/r=128/102=1.255、2R/h=2×128/3=85.33、R/rO =128/34=3.76都符合上述要求。
3.3.4 为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，应满足：
推式：（D+d）/4≤R1≤D/2
拉式：（D+d）/4≤r1≤D/2
根据所确定的参数可得（D+d）/4=101.25，D/2=125，r1=104。符合上述要求。
3.3.5 根据弹簧结构布置的要求，应满足：
1≤R-R1≤7； 0≤r1-r≤6； 0≤rf- r0≤4
根据所确定的参数可知都符合弹簧结构布置的要求。
3.3.6 膜片弹簧的分离指起分离杠杆作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即：
3.5≤R1-rfR1- r1≤9.0
根据所确定的参数可得R1-rfR1- r1=124-35124-104=4.45符合设计要求。
3.4膜片弹簧强度计算与校核
分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度。B点的应力σtB为
σtB=E1-μ2r{e-r2φ2-e-rα+h2φ}
令dσtBdφ=0,可求出σtB达到极大值时的转角φP
φp=α+h2(e-r)
自由状态时碟簧部分的圆锥底角α=11.7O =0.2rad
中性点半径e=(R-r)/ln(R/r)=114.5mm。此时
φP=0.2+3/(114.5-102)/2=0.32rad
离合器彻底分离时,膜片弹簧子午断面的实际转角为φf≥φp,计算时σtB，φ应取φp；如果φf<φp，φ则取φf。
在分离轴承推力F2（N）的作用下，B点还受弯曲应力σrB，其值为
σrB=6（r-rf)F2nbrh2
式中，n为分离指数目（n=18）；br为一个分离指根部的宽度（br=21mm）。
考虑到弯曲应力σrB是与切向压应力σtB相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度理论，B点的当量应力为
σjB=σrB-σtB
在这次设计中，膜片弹簧材料采用60Si2MnA，通常应使σjB不大于1500-1700MPa。本次设计中符合应力要求

膜片弹簧的相关参数如表
截锥高度H
板厚h
分离指数n
圆底锥角α
5.4mm
3mm
18
11.7°

四、 扭转减振器的设计
4.1 扭转减振器主要参数
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。
4.1.1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)
对于乘用车，系数取2.0。
则Tj=2.0×＝2.0×247＝494（N·m）
4.1.2 扭转刚度k
由经验公式初选
k Tj
即k＝Tj＝13×494＝6422（N·m/rad）
4.1.3 阻尼摩擦转矩Tμ
可按公式初选Tμ
Tμ＝（0.06～0.17）
取Tμ=0.1 =0.1×247=24.7(N·m)
4.1.4 预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
Tn满足以下关系：
Tn＝（0.05～0.15）且TnTμ＝24.7 N·m
而Tn＝（0.05～0.15）＝12.35～16.2 N·m
则初选Tn＝20N·m
4.1.5 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
则取R0=50mm
4.1.6 减振弹簧个数Zj
当摩擦片外径D250mm时，
Zj=4～6
故取Zj=6
4.1.7 减振弹簧总压力F
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
F∑=TjR0=49450×103=9.88 kN
4.2 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。
4.2.1 减振弹簧的分布半径R1
R1的尺寸应尽可能大些，一般取
R1=(0.60～0.75)d/2
式中，d为离合器摩擦片内径
故R1=R0=50mm
4.2.2单个减振器的工作压力P
P=F∑Z=98806=1646.7 N
4.2.3 减振弹簧尺寸
1）弹簧中径Dc
其一般由布置结构来决定，通常
Dc=11～15mm
故取Dc=14mm
2）弹簧钢丝直径d
d=38PDcπ[τ]=38×1646.7×14π×580=4.66mm
式中，扭转许用应力]可取550～600Mpa,故取为580Mpa
d取4.5 mm
3）减振弹簧刚度k
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=kφ1000R12n=64221000×0.052×6=428.1 N/mm
4）减振弹簧有效圈数
i=Gd48Dc3k=8.3×104×4.548×143×428.1=3.62
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
减振弹簧最小高度
=29.7mm
弹簧总变形量
∆l=Pk=1646.7428.1=3.85mm
减振弹簧总变形量
==29.7+3.85=33.55mm
减振弹簧预变形量
Δl'=TnkZR1=20428.1×6×50=0.156mm
减振弹簧安装工作高度
=33.55-0.156=33.394mm
6）从动片相对从动盘毂的最大转角
最大转角和减振弹簧的工作变形量有关，其值为
=4.234°
7）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙

式中，为限位销的安装尺寸。值一般为2.5～4mm。
所以可取为4mm, 为54mm.
8）限位销直径
按结构布置选定，一般
＝9.5～12mm。
可取为10mm

扭转减振器相关参数表
极限转矩Tj
阻尼摩擦转矩Tμ
预紧转矩Tn
减震弹簧位置半径R0
减震弹簧个数Zj
494N﹒m
24.7N﹒m
20N﹒m
50mm
6

五、 离合器其它主要部件的结构设计
5.1从动盘毂的设计
从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的迟钝可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩T

花键尺寸表
表5
摩擦片外径 D/mm
发动机最大转矩T/(N·m)
花键尺寸
挤压应力/MPa
齿数n
外径D’/mm
内径d’/mm
齿厚t/mm
有效尺长l/mm
250
196
10
35
28
4
35
10.2
5.2从动片的设计
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。
本次设计初选从动片厚度为2mm
5.3离合器盖结构设计：
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。
乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。
本次设计初选08钢板厚度为3mm
5.4压盘的设计
5.4.1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 。
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。
5.4.2压盘的结构设计与选择
t = (1)
m = = (2)
t=γWh(D2-d24)πρc=0.5×1453915×10-3×0.252-0.15524π×7800×481.4=4.27℃
式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功，取W=14539J
γ为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘. γ=0.5；
m为压盘质量(kg)
V为压盘估算面积；
c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg·)；
为铸铁密度，取7800 kg/m；
为摩擦片外径取250；
为摩擦片内径取155；
h为压盘厚度，取=15 mm；
t为压盘温升（）
满足压盘温升不超过8~10要求。
六、离合器的操纵机构
6.1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。
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。
6.2操纵机构型式的选择
常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。
液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。鉴于上述优点我们选择液压式操纵机构。

七、 设计小结
本次设计主要是对《汽车设计》这门课掌握程度以及锻炼同学们亲自设计制作的能力。在整个课程设计的过程中虽遇到了很多困难，但通过同学们间相互探讨、查阅书籍以及指导老师的帮助得到了解决。
课程设计时间虽然短暂，但却让我们学到了很多知识，对于书本上了理论有了一个很好的延伸和应用。为今后在工作岗位上打下了一个良好的基础。
对于指导老师认真细致的指导以及同学的帮助，我表示最真挚的感谢。

八、参考文献
[1].徐石安,江发潮.汽车离合器/汽车设计丛书 [M].北京：清华大学出版社,2005
[2].王望予.汽车设计[M]. 北京：机械工业出版社，2011
[3].陈家瑞.汽车构造[M].北京：人民交通出版社，2002
[4].刘惟信.汽车设计 [M].北京：清华大学出版社,2001