离合器说明书1汇总
汽车离合器的使用方法内容说明
一、离合器的作用离合器是汽车的重要组成部分，其主要作用是在发动机与变速器之间实现动力传递的接合与分离。
在驾驶过程中，离合器的正确使用对汽车的安全、性能和寿命具有重要影响。
二、离合器结构及工作原理1. 离合器结构：离合器主要由主动盘、从动盘、压盘、离合器壳、分离轴承、离合器片、弹簧等部件组成。
2. 工作原理：当离合器踏板被踩下时，分离轴承带动分离轴承套筒，进而带动压盘与主动盘分离，使发动机的动力与传动装置暂时分离。
当离合器踏板被松开时，弹簧使离合器压盘与从动盘接触，发动机的动力通过离合器传递到传动装置。
三、离合器使用方法1. 起步时的操作（1）将变速器置于空挡位置。
（2）踩下离合器踏板，使离合器分离。
（3）启动发动机，调整发动机转速至适当水平。
（4）缓慢松开离合器踏板，当离合器进入半联动状态时，感觉发动机声音有变化。
（5）继续缓慢松开离合器踏板，直至离合器完全结合，汽车平稳起步。
2. 换挡时的操作（1）踩下离合器踏板，使离合器分离。
（2）根据需要将变速器置于相应挡位。
（3）缓慢松开离合器踏板，使离合器进入半联动状态。
（4）根据发动机转速和车速，适当调整油门踏板。
（5）当离合器完全结合后，缓慢松开离合器踏板，完成换挡。
3. 低速刹车时的操作（1）踩下离合器踏板，使离合器分离。
（2）根据需要将变速器置于低速挡。
（3）缓慢松开离合器踏板，使离合器进入半联动状态。
（4）根据车速，适当调整油门踏板。
（5）缓慢松开离合器踏板，直至离合器完全结合，完成低速刹车。
4. 堵车时的操作（1）踩下离合器踏板，使离合器分离。
（2）将变速器置于低速挡。
（3）保持离合器踏板踩下状态，根据车速调整油门踏板。
（4）当需要停车时，松开油门踏板，使汽车缓慢减速。
四、注意事项1. 避免长时间踩下离合器踏板，以免造成离合器打滑、离合器片烧蚀等现象。
2. 起步时，要确保离合器完全结合，避免发动机动力传递不顺畅。
3. 换挡时，要迅速踩下离合器踏板，避免发动机与传动装置产生冲击。
货车离合器设计说明书
目录前言 (1)1、离合器的作用 (1)2、离合器的组成 (1)3、货车离合器的选用 (2)3.1、从动盘选择 (4)3.1.1单片离合器 (4)3.1.2双片离合器 (4)3.2、压紧弹簧和布置形式的设计 (4)3.3膜片弹簧的支承形式 (6)3.4压盘驱动方式 (7)离合器主要参数的选择 (7)1、摩擦片的计算 (8)2、离合器基本参数优化 (13)3、膜片弹簧主要参数的选择 (16)4、膜片弹簧的载荷与变形关系 (18)5、膜片弹簧工作点位置的选择 (19)6、膜片弹簧的应力计算 (20)7、扭转减振器的设计 (22)8、减振弹簧的设计 (22)9、从动盘榖 (25)10、从动轴的计算 (26)11、分离轴承的寿命计算 (27)12、离合器操纵机构的设计 (27)总结 (31)货车离合器设计说明书前言1、离合器的作用汽车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，离合器的输出轴就是变速器的输入轴。
摩擦离合器作为一种典型离合器为现代各类型汽车广泛采用，实际上是一种依靠主、从动部件间的摩擦来传递动力且能分离的机构。
离合器保证汽车平稳起步、保证变速器换挡时工作平顺、限制超额转矩的传递，防止传动系统过载。
离合器是联系发动机和汽车传动系统的“纽带”，因而是汽车传动系统的重要部件。
2、离合器的组成离合器装置有离合器和离合器操纵机构组成。
离合器主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、操纵机构四个部分组成，组成可以有图1表示：离合器的主动部分是发动机的飞轮、离合器盖、离合器中的压盘，离合器盖通过螺栓固定在飞轮上，离合器盖的动力通过传动片传给压盘。
从动部分是从动盘和与之通过花键连接的从动轴（变速器第一轴），从动盘位于压盘和飞轮之间。
压紧弹簧装在离合器盖内，周向分布，对亚盘产生压紧力。
分离杠杆的指点在离合器盖上，一端作用于压盘，另一端被分离轴承作用。
当从动盘被压盘和飞轮加紧形成一个整体时。
离合器设计说明书
目录一离合器结构设计 (2)离合器结构选择与论证离合器结构设计要点离合器主要零件的设计二离合器的设计计算及说明 (7)离合器设计所需数据摩擦片主要参数选择摩擦片基本参数设计优化膜片弹簧主要参数的选择膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的载荷与变形关系膜片弹簧的应力计算扭转减震器设计减震弹簧的设计踏板行程及踏板力计算从动轴的计算从动盘毂分离轴承的寿命计算三心得体会 (25)四参考文献 (26)一离合器的结构设计为了达到计划书所给的数据要求，设计时应根据车型的类别、使用要求、制造条件，以及“系列化、通用化、标准化”的要求等，合理选择离合器结构。
离合器结构选择与论证摩擦片的选择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。
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。
离合器开关的使用说明.
离合器开关的使用说明书
为了减少服务站的误判以及加深客户对产品功能状态的深入了解,特出此说明书,以作参考!
1:产品外观构造:
产品直观结构是由拉杆,上盖,底座及两个插脚组成。
2:产品工作原理:
离合器踏板开关原理是无操作状态下为导通状态,按下拉杆使两插脚断路,形成断开状态。
3.关键部件的特性:
拉杆底部是由11个锯齿状得卡扣组成。
4.底座内分解与拉杆相关的零件:
5.限位固定拉杆的是卡簧,如下图所示:
由于卡簧是有韧性的,顶杆在受力不同后会停在11和锯齿状卡槽的任何一段,但其通断的行程是不会受到影响的。
当顶杆卡到最下面的极限限位卡槽内为正常状态。
如果在受外力太大后会导致卡簧卡在最上面的极限限位槽内,就会出现如下图的状况:
这种状态不是表明产品损坏,但会影响到装车,只需用适当的力把拉杆向上拔,就会使顶杆的下极限限位槽被卡簧固定住,回复其离合器的功效。
以上是介绍离合器开关顶杆被压入底座后的原因以及恢复的办法,如有疑问可致电上海阳明汽车部件有限公司,咨询电话:
021-********-8025,谢谢!。
离合器毕业设计说明书内容
目录摘要 (Ⅰ)Abstract (Ⅱ)第1章绪论 (1)1.1 选题的目的 (1)1.2 离合器发展历史 (1)1.3 离合器概述 (1)1.3.1 离合器的功用 (2)1.3.2 现代汽车离合器应满足的要求 (3)1.3.3 离合器的工作原理 (3)1.3.4 拉式膜片弹簧离合器的优点 (4)1.4 设计的预期成果 (4)第2章离合器设计 (5)2.1 离合器结构选择与论证 (5)2.1.1 摩擦片的选择 (5)2.1.2 压紧弹簧布置形式的选择 (5)2.1.3 压盘的驱动形式 (6)2.1.4 分离杠杆、分离轴承 (6)2.1.5 离合器的散热通风 (6)2.1.6 从动盘总成 (6)2.2 离合器结构设计的要点 (8)2.3 离合器主要零件的选择 (8)2.3.1 从动盘 (8)2.3.2 摩擦片 (8)2.3.3膜片弹簧 (9)2.3.4压盘 (9)2.3.5离合器盖 (9)2.4 本章小结 (9)第3章离合器的设计计算及说明 (10)3.1 离合器设计所需数据 (10)3.2 离合器主要参数的选择 (10)3.3 离合器基本参数的优化 (12)3.4 膜片弹簧主要参数的选择 (14)3.5 膜片弹簧的优化设计 (15)3.6 膜片弹簧的载荷与变形关系 (16)3.7 膜片弹簧的应力计算 (18)3.8 扭转减振器设计 (21)3.9 减振弹簧的设计 (21)3.10 操纵机构 (23)3.10.1 离合器踏板行程计算 (24)3.10.2 踏板力的计算 (25)3.11 从动轴的计算 (26)3.12 从动盘毂 (26)3.13 轴承的寿命的计算 (27)3.14 本章小结 (28)结论 (29)参考文献 (30)致谢 (31)摘要离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其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；在换档时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮之间的冲击；在工作中受到最大的动载荷时，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。
离合器说明书1
2离合器结构方案选取2.1 离合器车型的选定设计参数：发动机型号：DA462Q发动机最大转矩：51.5/3750【N •m/(r/min)】 传动系传动比：1挡3.428、主减速比：5.142 驱动轮类型与规格：4.50-12-8PR 汽车总质量：1425(kg) 使用工况：城乡 离合器形式：单片3 离合器基本结构参数的确定3.1摩擦片主要参数的选择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。
摩擦片外径D （mm ）也可以根据发动机最大转矩max e T （N.m ）按如下经验公式选用max e D T K D （3.1）式中，D K 为直径系数，取值范围见表3-1。
由选车型得max e T =51.5N ·m ，D K =14.6 则将各参数值代入式后计算得 D=104.78mm根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3-2表3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB1457—74）外径D=160mm 内径d=110mm 厚度h=3.2mm 3.2离合器后备系数β的确定结合设计实际情况，故选择β=1.75。
表3-3 离合器后备系数的取值范围3.3单位压力P 的确定前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸；外径D=160㎜ 内径d=110㎜ 厚度h=3.2㎜ 内径与外径比值C ′=0.687 1-C ′=0.676 f=0.25由公式D ³πfZP （1-c ³）=12βmax e T 得 P=0.253Mpa3.4 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0v 不超过65～70m/s ，即7.4910250380060106033max =⨯⨯⨯=⨯=--ππD n v e D m/s 70~65≤m/s式中，0v 为摩擦片最大圆周速度（m/s ）；m ax e n 为发动机最高转速(r/min)。
离合器设计说明书资料(00001).doc
第一章绪论现代汽车工业具有世界性,是开发型的综合工业,竞争也越来越激烈｡我国自1953年创建第一汽车制造厂至今,已有130多家汽车制造厂,700多家汽车改装厂｡随着我国国民经济的快速发展和人们生活水平的不断提高,对汽车的使用功能不断提出新的要求｡目前大部分汽车采用离合器作为汽车的动力传递机构｡离合器的发展概况在采用离合器的传动系统中,早期离合器的结果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｡次后,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,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｡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,发动机的功率和转速不断提高,载重汽车趋向大型化,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｡第二章方案论证第一节选定离合器的车型本次设计所选车型大众polo1.4mt该车主要参数如下表:表2-1大众polo1的主要性能参数第二节离合器设计基本要求为了保证离合器具有的工作性能,设计离合器应满足如下基本要求:(一)在任何行使条件下,既能可靠地传递发动机最大转矩,并有适当的转矩储备,又能防止传动系过载;(二)接合完全､平顺､柔和,使汽车起步时无抖动､无冲击,分离彻底､迅速;(三)工作性能(最大摩擦力矩或后备系数)稳定,即作用在摩擦片上的总压力不应因摩擦表面的磨损而有明显的变化,摩擦系数在离合器工作过程中应力求稳定;(四)从动部分的转动惯量要小,以减小挂档时的齿轮冲击,便于换档和减小同步器的磨损;(五)应能避免和衰减传动系的扭振,并具有吸收振动､缓和冲击和降低噪声的能力;(六)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,延长其使用寿命通风;(七)操纵轻便､准确,以减轻驾驶员的疲劳;(八)具有足够的强度,工作可靠､使用寿命长;(九)力求结构简单､紧凑,质量小,制造工艺性好,拆装､维修､调整方便;(十)设计时要注意对旋转件的动平衡要求和离心力的影响｡第三节确定离合器的结构型式一摩擦离合器机构型式的选择汽车离合器有摩擦式､电磁式和液力式三种类型｡其中,摩擦式的应用最广泛｡现代汽车摩擦离合器的典型结构型式是单片或双片干式,它由从动盘､压盘､压盘驱动装置､压紧弹簧(有沿圆周均布的圆柱螺旋弹簧､中央布置的锥形或圆柱螺旋弹簧和膜片弹簧等)､离合器盖､分离杠杆､分离轴承等构成｡本次设计选定的机构型式为单片摩擦式｡二从动盘数及干､湿式的选择(一) 单片干式摩擦离合器如图2-2,2-3,2-4所示,其结果简单,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柔顺｡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｡当转矩更大时可以采用双片离合器｡(二) 双片干式摩擦离合器如图2-4所示｡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｡(三) 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｡通过各结构优缺点的比较及本次设计所针对的车型,故本次设计选用的是单片干式摩擦离合器｡图2-1 双片离合器图2-2 拉式膜片弹簧离合器图2-3 膜片弹簧离合器图2-4 单片离合器第三章设计计算及参数的选择第一节离合器基本结构参数的选择一摩擦片设计离合器摩擦片在性能上应满足如下要求:1) 摩擦因数较高且稳定,工作温度､单位压力､滑磨速度的变化对其影响要小;2) 有足够的机械强度与耐磨性;3) 密度小,以减小从动盘的转动惯量;4) 热稳定性好,在高温下分离出的粘合剂少,无味,不易烧焦;5) 磨合性能好不致刮伤飞轮和压盘表面;6) 接合时应平顺,不产生“咬合”或“抖动”现象;7) 长期停放后,摩擦面不发生“粘着”现象｡摩擦片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,离合器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的最大的转矩Temax的静摩擦力矩Tc应大于发动机的最大转矩T,而离合器传递的最大静摩擦力矩Tc又取决于emax其摩擦面数Z､摩擦系数f､作用在摩擦面上的总压紧力P∑与摩擦片平均半径Rm,即Tc=βTemax=1.5.×126=189N.M式中β——离合器的后备系数｡β(一) 后备系数[2]后备系数β是离合器设计时用到的一个重要参数,它反映了离合器传递发动机转矩的可靠程度｡在选择β时应考虑以下几点:1）摩擦片在使用中磨损后,离合器还应能可靠地传递发动机的最大转矩｡2） 要防止离合器滑磨过大 3） 要能防止传动系过载显然,为了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;为了使离合器尺寸不致过大,减少传动系过载,保证操纵轻便,β又不能选取太大;当发动机后备功率较大,使用条件较好时,β可选择小些;当使用条件恶劣,需要拖带挂车时,为提高起步能力,减少离合器磨损,β应选取大些;货车总质量越大,β也应选得越大;采用柴油机时,由于工作比较粗暴,转矩较不平稳,选取的β值应比汽油机大些;发动机缸数越多,转矩波动越小,β可选取小些;膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定,选取的β值可以比螺旋弹簧的小些;双片离合器的β值应大于单片离合器｡各类汽车β值的选取范围通常为:轿车和微型车､轻型货车——β=1.20~1.75 中型和重型货车——β=1.50~2.25越野车､带拖挂的重型汽车和牵引汽车——β=1.80~4.00 根据上述原因及所选车型,选取β=1.50｡ (二) 单位压力[2]0P单位压力0P 对离合器工作性能和使用寿命有很大的影响,选取时应考虑离合器的工作条件,包括发动机的后备功率大小,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,0P 应取小些;当摩擦片外径缴大时,为了降低摩擦片外缘处的热负荷,0P 应取小些;后备系数较大时,可适当增大0P ｡当摩擦片采用不同材料时,0P 按下列范围选取: 石棉基材料:0P =0.10~0.35MPa 粉末冶金材料:0P =0.35~0.60MPa ≥金属陶瓷材料:0P =0.70~1.5MPa根据所选车型及摩擦片所用材料,选取 0.10mp ≤0P ≤1.50mp 本次取0P =0.30MPa ｡ (三) 摩擦片外径D ､内径d 和厚度h 的确定离合器应按转矩容量或热容量设计,摩擦片或从动片外径D 是基本尺寸｡它关系到结构尺寸及质量的大小和使用寿命的长短设计是通常首先确定D 的值｡由以下公式计算D 的值:(3-2)式中:max e T ——发动机的最大转矩 f ——摩擦系数 z ——摩擦面数 或由经验公式得:Te D maxDK =由选车型得K D =14.6max e T = 126N·m,D=163.88mm在同样外径时,选用较小的内径d 虽可增大摩擦面积,提高传递转矩的能力,但是会使摩擦面上的压力分布不均匀,使内外沿圆周的相对滑磨速度差别太大而造成摩擦面磨损不均匀,且不利于散热和扭转减振器的安装｡摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准GB5764—1998(《汽车用离合器面片》),所选的D 应使摩擦片最大圆周速度不超过65~70m/s,以免摩擦片发生飞离｡所以由计算所得D 值及参照摩擦片尺寸系列标准GB5764—1998,最后选定摩擦片的尺寸为下表表3-1选定的摩擦片的尺寸(四) 摩擦片的校核:1､摩擦片外径D(mm)的选取应使最大圆周速度D V 不超过65~70m/s,即3[1]max 1065~70/60D e D m s v n π-=⨯≤ (3-3)式中,D V 为摩擦片的最大圆周速度(m/s);n max e 为发动机最高转速(r/min)｡ 将n max e =5000r/min,D=180mm,代入(3-3)式得: VD=47.1m/s<65~70m/s则摩擦片的最大圆周速度在安全范围内｡2､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应小于其许用值,即 [1]224[]()co co TcT T z D d π=≤- (3-4) 式中,co T 为单位摩擦面积传递的转矩(2/N m mm );[co T ]为其允许值(2/N m mm ),按表3-2选取｡表3-2 单位摩擦面积传递的转矩 (2/N m mm )由D=180mm,选取co T =0.28×210-2/N m mm .则由(3-1)､(3-4)得:Tco=0.00712/N m mm >0.28×210-2/N m mm 不满足要求 故重新选取D=250mm d=155mm重新校核 :3[1]max 1065~70/60D e D m s v n π-=⨯≤VD=65.41<65~70m/[1]224[]()co co TcT T z D d π=≤- Tco=0.00312/N m mm 符合要求3摩擦片的内外径比c 应在0.53~0.70内 c=d/D=125÷180=0.694故符合要求4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2Ro 约50mm,即d≥2Ro+50 ｡即:2Ro ≤75符合要求第二节 膜片弹簧设计(一) 膜片弹簧的结构特点膜片弹簧的结构形状如图3-1所示,它由弹簧钢板冲制而成｡从图中可以看出,膜片弹簧在结构形状上分成两部分,在膜片弹簧大端处为一完整的截锥体,如图3-2的样子｡它的形状像一个无底的碟子,与一般机械上用的碟形弹簧完全一样,故称作碟簧部分,膜片弹簧起弹性作用的正是此部分｡碟形弹簧的弹性作用是这样的 沿其轴线方向加载,碟簧受压变平,卸载后又恢复原形(如图3-2所示)｡可以说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式,所不同是在膜片弹簧上还包含有径向开槽部分,此部分像一圈瓣片,其作用是:当分离离合器时作为分离杆,故此瓣片又称作分离指｡分离指与碟簧部分交接处的径向槽呈长方圆形孔,这样做一方面可以减少分离指根部的应力集中(分离指根部过渡圆角半径应大于4.5mm),另一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧｡图3-1 膜片弹簧 图3-2 碟形弹簧(二) 膜片弹簧的加载方式和变形情况离合器在接台与分离时,膜片弹簧的加载情况不一样,相应地存在着两种加载方式和变形形状｡1､接合时 离合器接合时,膜片弹簧起压紧弹簧的作用｡在压盘､离台器盖总成未与飞轮装台之前,膜片弹簧近似处于自由状态(如图3-3a所示),膜片弹簧对压盘无压紧作用｡当压盘､离台器盖总成与飞轮装合时,离台器盖前端面与飞轮前端面靠拢,因此离台器盖通过支承环1对膜片弹簧施加载荷1P,膜片弹簧几乎被压平(如图3-3b所示),同时在压盘处也作用有载荷1P,1P即为压紧力｡图3—3 膜片弹簧在不同工作状态时的变形 a)自由状态 b)压紧状态 c)分离状态2､分离时当分离轴承以2P力作用在膜片弹簧小端的分离爪上时,支承环1逐渐不起作用,而支承环2开始起作用,当力2P达到一定值耐,膜片弹簧被压翻,离合器分离(如图3-3c所示),2P称为分离力｡(三)膜片弹簧的弹性变形特性如前所述,膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分,碟簧部分的弹性变形特性和螺旋弹簧不一样,它是一种非线性弹簧,其特性与碟簧部分的内截锥高H及弹簧片原h之比值 H/h有关｡不同的H/h值可以得到不同的弹性变形特性, 一般可分成下列四种情况:1 ､H/h<2如图3-4所示,图中曲线A为 H/h=0.5时的无因次特性曲线,,从曲线形状可知:随着载荷P的增加,变形 也不断增加,这种膜片弹簧刚度很大,可以承受很大的载荷,适台于作为缓冲装置中的行程限制器｡图3-4 不同H/h值的无因次特性曲线图3-5 膜片弹簧的弹性变形特性2､H/h2图3-4中曲线B为H/h=1.5时的无因次特性曲线,曲线中间有一段很平直､变形在增加.载荷P几乎保持不变,这种弹簧叫做零刚度弹簧｡3､22图3-4中曲线C为H/h=2.75时的无因次特性曲线,图中可以看到膜片弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域,即当变形增加时.载荷反而减小,具有这种特性的膜片弹簧很适用于作为离台器的压紧弹簧｡因为可利用其负刚度区达到分离离台器时操纵省力之目的｡当然.负刚度区域过大也不适宜,以免弹簧工作位置略微变动造成弹簧压紧力变化过大｡4､2如图3-5所示,图中曲线为H/h=3时的无因次特性曲线,这种弹簧的特性曲线中具有更大的负刚度不稳定工况区,而且有载荷为负值的区域,这种弹簧适用于汽车液力传动中的锁止机构｡(四) 膜片弹簧基本参数的选择1､比值H/h和h的选择如前所述,比值H/h对膜片的弹性特性影响极大,因此,要H/h 对弹簧特性的影响,正确地选择该比值,以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能｡为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H/h一般为1.5~2.2,板厚为2~4mm｡根据上述原因及所选车型,选取 h=3mm,则H=5.4mm｡2､R/r比值及R､r的选择研究表明,R/r越大,弹簧材料利用率越低,弹簧越硬,弹性特性曲线受直径误差的影响越大,而且应力越高｡碟形弹簧储蓄弹性能的能力,在R/r=1.8~2.0为最大,用于缓和冲击､吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧最佳｡但对汽车离合器的膜片弹簧而言,并不要求储存大量的弹性能,而应根据结构布置和压紧力的要求,通常取R/r为1.2~1.35｡为使摩擦片上压力分布较均匀,推式膜片弹簧的R值应取大于或等于摩擦片的平均半径R c,拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于R c｡根据上述原因及所选车型,选取,R=105mm,则r=80mm｡3､α的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截锥高度H 关系密切,α=arctanH/(R-r)≈H/(R-r),一般在9°~15°范围内｡则代入H ､R ､r 值得:α=11°｡4､压盘加载点半径1R 和支承环加载点半径1r 的确定 1R 和的取值将影响膜片弹簧的刚度｡1r 应略大于r且尽量接近r,1R 应略小于R 且尽量接近R,因此,选取1R =124mm,1r =104mm ｡5､分离指数目n 的选取 分类指数目n 常取为18,大尺寸膜片弹簧可取24,小尺寸可取12｡考虑到所选车型,选取n=18｡ 图3—6 膜片弹簧的尺寸简图6､切槽宽度1δ､2δ及半径e r (图3-6)的确定 1δ=3.2~3.5mm,2δ=9~10mm,e r 的取值应满足r -e r ≥2δ的要求｡因此选取1δ=3.4mm,2δ=9mm,e r =92mm ｡7､膜片弹簧小端内半径0r (图3-6)及分离轴承作用半径f r 的确定 0r 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｡因膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用,因此其杠杆比在一定范围内选取[1],即推式:2.3≤111fr r R r --≤4.5 拉式:3.5≤111fR r R r --≤9.0本设计为推式,折中选取杠杆比为3,而已知1R =124=mm ､ 1r =104mm,则: 1113*()f r r R r =--=30mm而f r 与0r 的差值应在0≤f r -0r ≤4范围内[1],则选取0r =30mm ｡第三节 扭转减振器的设计一､扭转减振器的功能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｡扭转减振器具有线性和非线性特性两种｡单级线性减振器的扭转特性如图3—9所示,其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧,广泛应用于汽油机汽车中｡当发动机为柴油机时,由于怠速时发动机旋转不均匀度较大,常引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击,从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声｡在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧,使其在发动机怠速工况下起作用,以消除变速器怠速噪声,此时可得到两级非线性特性,第一级的刚度很小,称为怠速级,第二级的刚度较大｡目前,在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器如图3—10所示｡图3-9 单级线性减振器的扭转特性 图3-10 三级非线性减振器的扭转特性二､扭转减振器的主要参数选择 减振器的扭转刚度C α和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩f T 是两个主要参数｡其设计参数还包括极限转矩j T 和预紧转矩Ty 等｡1． 极限转矩j T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(图2—15)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[]2max max (1.2~1.4)j e j e T T T T =+∆= (3-19)取j T =2.0Temax,则由所选车型可得:j T =252N·m ｡2､扭转刚度是Cα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｡C α决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸(图2—15)｡C α=13j T =13×252=3276N·m /rad ｡3､阻尼摩擦转矩f T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T μ｡一般可按下式初选Tf=(0.06-0.17)Temax (3-23)则取f T =15.12 N·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,y T 增加,共振频率将向减小频率的方向移动,这是有利的｡但是y T 不应大于f T ,否则在反向工作时,扭转减振器将提前停止工作,一般取Ty =(0.06-0.17)Temax,则Ty =12.6N·m ｡三､ 减振器的结构设计在初步选定减振器的主要参数后,即可根据布置上的可能来确定它的具体结构尺寸,并设计减振弹簧以满足其减振性能的要求｡1､减振弹簧的位置半径RoRo 的尺寸应尽可能大些,如图3—11所示,一般取2)75.0~60.0(0d R = (3-24) 式中,d 为离合器摩擦片内径｡则取Ro =0.6×155÷2=46.5mm ｡2､减振弹簧个数nn 参照表3—3选取｡表3—3 减振弹簧个数的选取3､减振弹簧总压力∑F当限位销与从动盘毂之间的间隙△1或△2被消除,减振弹簧传递转矩达到最大值时,减振弹簧受到的压力∑F 为0/R T F j =∑ =252÷0.0465=5419.35N (3-25)则F=5419.35 N｡（一）从动盘总成从动盘总成主要由从动盘毂､摩擦片､从动片､扭转减振器等组成｡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,以减小变速器换档时轮齿的冲击｡（2）从动盘应具有轴向弹性,使离合器接合平顺,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｡1.轴向弹性从动盘的结构形式为了使从动盘具有轴向弹性,常用的方法有:（1）在从动片外缘开6—12个“T”形槽,形成许多扇形,并将扇形部分冲压成依次不同方向弯的波浪形｡两侧的摩擦片则分别铆在每隔一个的扇形上｡“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｡这种结构主要应用在商用车上｡（2）将扇形波形片的左､右凸起段分别与左､右侧摩擦片铆接,由于波形片(1.0mm)比从动片(1.5mm)薄,这种结构的轴向弹性较好,转动惯量较小,适宜于高速旋转,主要应用于乘用车和最大总质量小于6t的商用车上｡（3）利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上,并交替地把右片铆在右侧摩擦片上｡这种结构的弹性行程较大,弹性特性较理想,可使汽车起步极为平顺｡这种结构主要应用于发动机排量大于2.5L的乘用车上｡（4）将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上,只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片,右侧摩擦片用铆钉与波形铆合｡这种结构的转动惯量大,但强度较高,传递转矩的能力大,主要应用于商用车上｡2.从动盘毂从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件,它几乎承受发动机传来的全部转矩｡它一般采用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上,花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax按国标GB1144-74选取(见表3—4)｡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｡花键选取后应进行挤压应力σj(MPa)及剪切应力τj(MPa)的强度校核:表3—3 离合器从动盘毂花键尺寸系列摩擦片外径发动机的最大转矩花键尺寸挤压应力σj/Mpa 齿数外径内径齿厚有效齿长。
离合器与操纵机构说明书
第一章前言§1.1 概述对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系直接与发动机相连接的总成。
目前，各种汽车广泛使用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。
离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。
主要功用：(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。
§1.1.1 离合器设计的原则1.在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备；2.接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击；3.分离时要迅速、彻底；4.离合器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，便于换挡和减少同步器的磨损；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.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；8.操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳；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.结构简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。
§1.1.2 离合器的组成1. 主动部分主动部分包括飞轮、离合器盖、压盘等机件组成。
这部分与发动机曲轴连在一起。
离合器盖与飞轮靠螺栓连接，压盘与离合器盖之间是靠3－4个传动片传递转矩的2. 从动部分从动部分是由单片、双片或多片从动盘所组成，它将主动部分通过摩擦传来的动力传给变速器的输入轴。
从动盘由从动盘本体，摩擦片和从动盘毂三个基本部分组成。
为了避免转动方向的共振，缓和传动系受到的冲击载荷，大多数汽车都在离合器的从动盘上附装有扭转减震器。
离合器设计说明书
离合器设计说明书离合器设计说明书设计目的：本文档旨在详细说明离合器的设计原理、结构以及使用方法，以便于生产商和用户能够正确理解和操作离合器。
1：引言1.1 离合器的作用：离合器是一种机械装置，用于控制两个旋转轴之间的传动连接与分离。
它允许发动机和传动系统之间的动力传输，同时也能实现车辆的启动、换挡和停止。
1.2 设计背景：离合器设计是汽车制造中的重要环节，对于汽车的性能和安全性具有关键影响。
本文档意在提供一套完整的离合器设计方案，满足汽车制造商和用户的需求。
2：设计原理2.1 离合器工作原理：离合器由一个压盘、一组离合片和压盘螺旋弹簧组成。
当离合器踏板松起时，压盘受到压盘螺旋弹簧的作用，离合片与压盘分离，传动系统断开。
当离合器踏板踩下时，离合器压盘受到离合器释放器的作用，压盘受力，离合片与压盘连接，传动系统连接。
2.2 离合器设计要点：- 离合器尺寸和材料选择- 离合片结构和摩擦片材料的选择- 离合器的加载力和压盘压力- 离合器的热耐受能力- 离合器的寿命和可靠性3：离合器设计方案3.1 尺寸和材料选择：根据传动系统的要求，确定离合器的直径和厚度。
选择适当的材料，如钢、铸铁和复合材料等。
3.2 离合片结构和摩擦片材料选择：根据传动系统需求和工作环境，选择适当的离合片结构和摩擦片材料，如有机摩擦片、金属摩擦片和碳化硅摩擦片等。
3.3 加载力和压盘压力：根据发动机的最大扭矩和传动系统的要求，确定离合器的最大加载力和压盘压力。
3.4 热耐受能力：通过热传导分析和热力学计算，确定离合器的热耐受能力，以确保离合器在高温环境下的稳定工作。
3.5 寿命和可靠性：通过材料强度分析和疲劳寿命测试，确定离合器的寿命和可靠性，以确保离合器在长时间使用中的稳定性能。
4：使用说明4.1 离合器的安装：详细介绍离合器的安装步骤和注意事项，包括传动系统的拆卸和组装、离合器的对中和调整等。
4.2 离合器的调试：介绍离合器安装后的调试步骤，包括行车试验和性能检查等。
(整理)离合器说明书
交通与汽车工程学院课程设计说明书课程名称: 汽车设计课程设计课程代码: 8203381题目: 越野车膜片弹簧离合器设计（后备功率中）年级/专业/班:2008级/车辆工程/3班学生姓名: 许中山学号: 332008*********开始时间:2011 年12 月19 日完成时间:2012 年 1 月 6 日课程设计成绩：学习态度及平时成绩（30）技术水平与实际能力（20）创新（5）说明书（计算书、图纸、分析报告）撰写质量（45）总分（100）指导教师签名：年月日汽车设计课程设计任务书学院名称：交通与汽车工程学院课程代码：__8203381____专业：车辆工程年级：2008一、设计题目：越野车膜片弹簧离合器设计（后备功率中）二、主要内容：1．离合器基本参数及尺寸确定；2．离合器主要部件设计计算；3．离合器操纵机构设计计算；4．绘制膜片弹簧零件图；5．绘制膜片弹簧离合器装配图。
三、具体要求及应提交的材料1．每一位同学按照指定的参数进行设计；2．膜片弹簧设计计算编制程序完成，并打印出膜片弹簧特性曲线图（图必须标明六个点及主要参数）；3．说明书不得抄袭，必须独立完成；4．必须按时完成；5．设计说明书按规定格式书写；6．完成应提交的材料：设计说明书一份、离合器装配总图一张（1：1）、膜片弹簧零件图一张（1：1）。
四、主要技术路线提示1．根据已知数据初算摩擦片尺寸，然后根据相关约束条件进行验算；2．根据摩擦片外径初步确定膜片弹簧外径；3．初步确定膜片弹簧有关参数及用程序进行对参数调整直到满足要求为止；4．压盘传动及定中方式确定；5．操纵机构设计计算。
五、进度安排1．准备及任务布置1天；2．离合器基本参数及尺寸确定1天；3．离合器主要部件设计计算4天；4．离合器操纵机构设计计算1天；5．绘制膜片弹簧零件图1．5天；6．绘制膜片弹簧离合器装配图4天；7．编写设计说明书2天；8．机动时间0．5天。
六、推荐参考资料(不少于3篇)1. 王望予主编汽车设计北京：机械工业出版社2006.1；2．徐石安等主编汽车离合器北京：清华大学出版社2005；3．陈家瑞主编汽车构造北京：人民交通出版社2002.6；4．吴宗泽主编机械零件设计手册北京：机械工业出版社2004；5．刘怀信汽车设计北京：清华大学出版社2001.7指导教师签名日期年月日系主任审核日期年月日目录摘要 (3)引言 (4)1 离合器基本参数及尺寸的确定 (5)1.1摩擦片的外径D及其他尺寸的确定 (5)1.2离合器后备系数β的确定 (5)的确定 (6)1.3单位压力P2 离合器基本参数的约束条件 (8)3 离合器主要零部件的设计计算 (9)3.1膜片弹簧设计 (9)3.2压盘设计 (14)3.3离合器盖设计 (14)3.4从动盘设计 (15)4 操纵机构设计计算 (19)4.1选择操纵机构的型式 (19)4.2操纵机构的传动方案图 (19)4.3确定操纵机构尺寸参数 (19)4.4校核踏板行程 (20)4.5校核踏板力 (20)5 结论 (22)6 致谢 (23)7 参考文献 (24)摘要本次设计的是越野车膜片弹簧离合器，根据所给汽车发动机的最大转矩、最高转速、后备功率等基本参数确定离合器基本参数。
汽车离合器教材及说明
3.2 离合器系统3.2.1.1 紧固件规格3.2.1.2 一般规格3.2.2 描述和操作离合器总成位于发动机和变速箱之间，通过螺栓将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的花键毂和变速箱的输入轴刚性连接。
在汽车行驶过程中，驾驶员可根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。
离合器系统主要包括以下部件：●主动件：离合器压盘离合器压盘用螺栓固定在飞轮上。
●从动件：带花键毂的离合器盘。
花键毂能沿输入轴的花键自由轴向滑动，并通过这些花键驱动输入轴。
主动件和从动件靠弹簧压力保持接触。
该压力是由压盘总成内的膜片弹簧施加的。
●工作件：离合器分离系统包括离合器踏板、分离轴、拨叉和分离轴承。
当踩下离合器踏板时，拔推动分离轴承。
接着轴承推动压盘总成内的分离杆，从而使离合器分离。
3.2.3 系统工作原理1.保证汽车平稳起步：起步前汽车处于静止状态，如果发动机与变速箱是刚性连接的，一旦挂上档，汽车将由于突然接上动力突然前冲，不但会造成机件的损伤，而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生的巨大惯性力，使发动机转速急剧下降而熄火。
如果在起步时利用离合器暂时将发动机和变速箱分离，然后离合器逐渐接合，由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着滑转现象，可以使离合器传出的力矩由零逐渐增大，而汽车的驱动力也逐渐增大，从而让汽车平稳地起步。
2.便于换档：汽车行驶过程中，经常换用不同的变速箱档位，以适应不断变化的行驶条件。
如果没有离合器将发动机与变速箱暂时分离，那么变速箱中啮合的传力齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿面间的压力很大而难于分开。
另外，对于待啮合齿轮会因二者圆周速度不等而难于啮合。
即使强行进入啮合也会产生很大的齿端冲击，容易损坏机件。
利用离合器使发动机和变速箱暂时分离后进行换档，则原来啮合的一对齿轮因载荷卸除，啮合面间的压力大大减小，就容易分开。
而待啮合的另一对齿轮，由于主动齿轮与发动机分开后转动惯量很小，采用合适的换档动作就能使待啮合的齿轮圆周速度相等或接近相等，从而避免或减轻齿轮间的冲击。
离合器说明书
汽车离合器的设计说明书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。
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1.摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择： 1．1 摩擦片外径D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max T （N · m ）来选定D 时，可根据公式AT D e max100 (2-1)式中D 摩擦片外径，mmmax T 发动机最大转矩，N · m 110A 和车型及使用情况有关的系数，小轿车A ＝47； （单片） 则摩擦片外径为D=10047/145=176mm自己算按照我国摩擦片尺寸标准，由表2－1最终选定摩擦片的尺寸为D＝200mm。
1．2 摩擦片内径d摩擦片的内径d不作为一个独立的参数，它和外径D有一定的关系，用比值C'来反映，定义为错误！未找到引用源。
(2-2)比值错误！未找到引用源。
关系到从动片总成的结构设计和使用性能。
增加错误！未找到引用源。
有利于离合器的散热和减少摩擦片内外缘滑磨速度差。
但是，过分增加错误！未找到引用源。
会使得摩擦片面积减小，影响其传递转矩的能力。
按照目前的设计经验，7.0~53.0='C一般说来，发动机转速越高，错误！未找到引用源。
取值越大。
由离合器摩擦片的尺寸系列和参数表2－1取得错误！未找到引用源。
离合器使用说明书(压力控制器)
4、三号压力控制器（工作压力检测）压力调到 6.5kg/cm2（0.65MPa）。 5、减压阀压力调到 7kg/cm2。(0.7MPa) 6、若整个系统连锁正常，有关设备均已处于"起动准备”状态，磨机启动前的准备工作
即告完成。 九、磨机的启动
启动磨机之前应作如下常规检查 1、确认减压阀、安全阀的调定压力符合规定，压力表的读数不低于 7 Kgf/cm2(0.7Mpa)； 2、检查整个系统是否漏气，发现问题，及时处理。 ㈠ 离合器的试启动 1、磨机主电机不开，调减压阀压力到 7～7.3kg/cm2，向离合器冲气，离合器冲气迅速无 堵塞。 2、离合器调好后放气迅速。 3、冲放数次。 ㈡ 磨机的启动 1、确认指示灯指示离合器内无大于 0.4kgf/cm2(0.04MPa)的压力后，启动磨机主电动机。 2、气动离合器电控箱上的绿灯亮时，电动机即已达到其同步转速。 3、电动机达到同步转速后，向离合器充气。磨机启动，此时应测定磨机由静止状态达到 额定转速所需的时间，磨机达到额定速度的时间不应超过 7 秒。 4、放出离合器里的压缩空气，使离合器脱开。 5、调整单向节流阀，使磨机由静止至达到额定转速的时间（加速全过程）在 4～7 秒之间 完成，拧紧背帽，锁紧调整螺钉。调整单向节流阀一定要针对磨机负荷条件进行。磨机满负荷 运行时单向节流阀全开。 6、必须避免连续三次以上的启动，防止烧坏离合器。两次启动的间隔时间不得少于 15 分钟。 十、离合器的维护 1、空压机 2～4 周定期排水。 2、进气‘分水滤汽器’每班定期排水排脏，出气‘分水滤汽器’每班定期排水排脏。冲 气不畅更换滤芯。 3、空压机定期更换润滑油。 十一、操作 首先要确认电动机控制柜上的指示灯指示离合器内无空气压力后，方能起动主电动机，
工作至关重要，要按规定的管子尺寸接入和接出气动控制系统。
汽车离合器设计说明书
汽车离合器设计说明书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。
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沈阳理工大学应用技术学院2离合器结构方案选取2.1 离合器车型的选定设计参数：发动机型号：DA462Q发动机最大转矩：51.5/3750【N •m/(r/min)】 传动系传动比：1挡3.428、主减速比：5.142 驱动轮类型与规格：4.50-12-8PR 汽车总质量：1425(kg) 使用工况：城乡 离合器形式：单片3 离合器基本结构参数的确定3.1摩擦片主要参数的选择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。
摩擦片外径D （mm ）也可以根据发动机最大转矩max e T （N.m ）按如下经验公式选用max e D T K D （3.1）式中，D K 为直径系数，取值范围见表3-1。
由选车型得max e T =51.5N ·m ，D K =14.6 则将各参数值代入式后计算得 D=104.78mm根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3-2表3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB1457—74）外径D=160mm 内径d=110mm 厚度h=3.2mm 3.2离合器后备系数β的确定结合设计实际情况，故选择β=1.75。
表3-3 离合器后备系数的取值范围3.3单位压力P 的确定前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸；外径D=160㎜ 内径d=110㎜ 厚度h=3.2㎜ 内径与外径比值C ′=0.687 1-C ′=0.676 f=0.25由公式D ³πfZP （1-c ³）=12βmax e T 得 P=0.253Mpa3.4 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0v 不超过65～70m/s ，即7.4910250380060106033max =⨯⨯⨯=⨯=--ππD n v e D m/s 70~65≤m/s式中，0v 为摩擦片最大圆周速度（m/s ）；max e n 为发动机最高转速(r/min)。
（2）摩擦片的内、外径比'C 应在0.53～0.70范围内，即7.062.053.0'≤=≤C（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β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0。
（4）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02R 约50mm ，即5020+>R d mm（5）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()[]0220212.04c cc Td D Z T T ≤=-=π（3.7）式中，0c T 为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm 2)，可按表3.6选取 经检查,合格。
表3.7 单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格210≤250~210> 325~250>325>[]2010/-⨯c T0．280．300．350．40（6）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0p 的最大范围为0.11～1.50MPa,即10.0MPa 253.00=≤p MPa 50.1≤MPa（7）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()[]ωπω≤-=224dD Z W（3.8） 40.0][=ωJ/mm 2式中,ω为单位摩擦面积滑磨(J/mm 2)；对于最大总质量小于6.0t 的商用车：33.0][=ωJ/mm 2，对于最大总质量大于 6.0t 商用车：25.0][=ωJ/mm 2：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⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=2202221800g r a e i i r m n W π （3.9）式中，a m 为汽车总质量(Kg)；r r 为轮胎滚动半径（m ）；g i 为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；0i 为主减速器传动比；e n 为发动机转速r/min ，计算时乘用车取2000r/min ，商用车取1500r/min 。
其中：83.50=i 647.51=g i 357.0=r r m3450=a m Kg 代入式（3.9）得5000=W J ，代入式（3.8）得][33.0082.0ωω=≤=，合格。
（8）离合器接合的温升mcWt γ=式中,t 为压盘温升,不超过10~8°C；c 为压盘的比热容，4.481=c J/(Kg ·°C)；γ为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘；5.0=λ，m 为压盘的质量2.4=m Kg代入6.1=t °C，合格。
4 离合器从动盘设计4.1 从动盘设计从动盘总成应满足如下设计要求：（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4.1.1 从动片的选择和设计在本设计中，采用分开式弹性从动片，离合器从动片采用1㎜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250㎜，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。
4.1.2 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，它几乎承受发动机传来的全部转矩。
它一般采用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D 与发动机的最大转矩Temax 按国标GB1144－74选取。
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。
花键选取后应进行挤压应力σj （MPa ）及剪切应力τj （MPa ）的强度校核：[2]22max j j 8[]()e T D d znlσσ=≤- （4.1）[2]max4[]15()j j e T D d znlbττ=≤=+ （4.2）式中，z 为从动盘毂的数目；其余参数见表（4-1）。
表4-1 离合器从动盘毂花键尺寸系列根据摩擦片的外径D=250mm 与发动机的最大转矩Temax=181.3 N ·m ，由表4-1查得n=10，D ′=35mm ，d ′=28mm ，b=4mm ，l=35mm ，σj=10.2Mpa ，则由公式校核得：σj=9.4MPa<[σj]=10.2MPa 。
τj=8.22 MPa < [τj]=15MPa 。
所以，所选花键尺寸能满足使用要求4.1.3摩檫片的材料选取及与从动片的固紧方式在该设计中选取的是无石棉有机的摩擦材料。
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 离合器压盘设计5.1压盘的传力方式的选择本设计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。
5.2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，故压盘的内外径也可因此而确定。
压盘外径D=255㎜ 压盘内径d=155㎜ 压盘的厚度确定主要依据以下两点：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 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（1）压盘应有足够的质量（2）压盘应具有较大的刚度在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为21㎜5.3压盘传动片的材料选择压盘形状需要耐磨，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。
5.4离合器盖的设计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.5.5传力片的设计及强度校核初定离合器压盘传力片的设计参数：设3组传力片（i=3），每组3片（n=3），传力片的几何尺寸为：宽度b=19mm；厚度h=1mm；传力片上两孔之间距离l=60mm；孔的直径d=5mm；传动片切向布置，圆周半径R=1442.5mm；传力片材料的弹性模量5210aE MP=⨯。
(1)计算传力片的有效长度1l:11.560 1.5552.5l l d mm=-=-⨯=(2)计算传力片的弯曲总刚度:533311122101513312120.373/52.51000x EJ niK MN m l ∑⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯===⨯(3) 根据上述分析，计算以下3种工况的最大驱动应力及传力片的最小分离力：①彻底分离时，max max max maxmax 22136e e f Eh T f T l inRbh inRbh σ=-+按照设计要求，0,0e f T ==,由上述公式可知0σ=.②压盘和离合器盖组装成总成时,0e T =,通过分析计算可知max 5f mm =计算最大应力5max max2213352101108852.5af Eh MP l σ⨯⨯⨯⨯===③离合器传扭时，分正向驱动（发动机向车轮）和反向驱动（车轮向发动机），max f 出现在离合器摩擦片磨损到极限状况时，通过尺寸链计算可知max f =5mm （Ⅰ）正向驱动：max max max maxmax 22152236352101615051000181.3100052.533142.515133181.3151862e e af Eh T f T l inRbh inRbhMP σ=-+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=-+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=（Ⅱ）反向驱动：max max max maxmax 221522363521016181.351000181.3100052.533142.515144142.51511415e e af Eh T f T l inRbh inRbhMP σ=+-⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+-⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=可见反向驱动最危险，由于在取计算载荷时比较保守，明显偏大，因此传力片的许用应力可取其屈服极限。