汽车离合器的设计(DOC)

目录
第一章摘要 (2)
第二章离合器主要参数选择，离合器设计与计算 (3)
2.1后备系数的选择 (3)
2.2摩擦片基本尺寸的确定 (4)
2.3校核离合器所选尺寸 (6)
第三章膜片弹簧的设计 (7)
3.1膜片弹簧的结构选择 (7)
3.2膜片弹簧的基本参数选择 (7)
3.3膜片弹簧的优化设计 (9)
3.4膜片弹簧材料选择及制造工艺 (11)
第四章扭转减震器的设计 (13)
4.1确定扭转减震器主要参数 (13)
4.2减振弹簧的计算 (15)
第五章从动盘的设计 (17)
5.1从动片 (17)
5.2从动盘毂 (17)
第六章离合器盖总成设 (20)
6.1离合器盖结构的设计注意事项： (20)
6.2离合器盖主要零件的设计 (20)
第七章操纵机构的设计 (22)
7.1操纵机构的工作原理及尺寸参数的确定 (22)
第八章三维图 (25)
第九章设计总结 (37)
第一章摘要
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箱的输入轴．在汽车行驶过程中．驾驶员飞可以根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时的分离和断开，使发动机向变速器输入动力：（1）是汽车平稳起步。

（2）中断给传动系的动力，配合档位。

（3）防止传动系过载。

本设计主要针对日产天籁轿车设计的离合器。

本设计主要分析了膜片弹簧离合器，对膜片弹簧离合器进行了分类，阐述了膜片弹簧离合器的原理和组成，及其特性。

通过详细的推导过程积累了大量的数据，并成功的绘制出了膜片弹簧离合器的成品图。

叙述了离合器的发展现状，和它的工作原理，在此过程中，经过对比结合，初步确定了合适的离合器结构形式，选取了推式膜片弹簧离合器，并且带有扭转减振器，为后面的计算提供了理论基础。

在计算中，首先确定摩擦片外径尺寸，然后根据该尺寸对其他部件总成进行了计算和设计。

通过计算校核摩擦片外径尺寸，计算选择出其他部件的外形尺寸，再对其进行校核，确定是否能达到设计要求。

设计包括对从动盘总成的设计校核，对压盘的设计校核，对离合器盖的设计校核及离合器盖的设计校核和优化。

具体设计计算了摩擦片、扭转减振器、膜片弹簧、压盘、离合器盖、传动片等多个部件总成
在上述工作完成之后，通过计算机SolidWorks软件的学习运用，对离合器总体装配图、从动盘总成、压盘、膜片弹簧、摩擦片进行了绘制，在绘制的过程中对离合器的装配又有了进一步的理解，并且完善了计算部分的遗漏。

这次的设计，可以对原有离合器的设计提出优化和修改的建议，对其以后的设计过程起参考作用。

通过这次设计达到了优化改进原有离合器，提高该型汽车使用性，舒适性，并提高了汽车的工作效率的目的。

关键词：离合器、从动盘、膜片弹簧、扭转减震器、SolidWorks
第二章 离合器主要参数选择，离合器设计与计算
摩擦片或从动盘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最大转矩m ax c T ，离合器的静摩擦力矩c T 应大于发动机最大转矩m ax c T ，而离合器传递的摩擦力矩c T 又决定于其摩擦面数Z 、摩擦系数f 、作用在摩擦面上的总压紧力P Σ与摩擦片平均摩擦半径R m ，即
m N R ZfP e r c c •=T =T max β （2.1）
式中：β—离合器的后备系数，见下表。

f —摩擦系数，计算时一般取0.20～0.25（石棉基材料压膜）
，该车型发动机最大转矩m ax c T 为190N ·m ，取摩擦系数f 为0.23.
2.1后备系数的选择
离合器的后备系数，后备系数β是离合器一个重要的设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。

在选择β时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。

因此，在选择β时应考虑以下几点：
1)
为可靠传递发动机最大转矩，β不宜选取太小； 2)
为减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大； 3)
当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些； 4) 当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应
选取大些；
5)
汽车总质量越大，β也应选得越大； 6)
发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些； 7)
螺旋弹簧离合器选取β值可比膜片弹簧离合器大些； 8)
双片离合器的β应大于单片离合器； 9) 不同车型的β值应在一定范围内，最大范围β为1.2～4.0.
选择时应考虑摩擦片磨损后仍能传递m ax c T 及避免起步时滑磨时间过长；同
时应考虑防止传动系过载及操纵轻便等。

表2.1后备系数表
本设计是基于日产天籁汽车的离合器设计，该车型属于轿车类型，故选择本次设计的后背系数β在1.20～1.75之间选择。

因为该车型为轿车，不需要太大的后备系数，取β=1.75 可得离合器的静摩擦力矩c T 为190X1.75=332.5N ·m
2.2摩擦片基本尺寸的确定
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来确定，可以由经验公式：
max e D T K D ==
（2.2）
表2.2直径系数的取值范围
K取18
本设计是基于日产天籁这款乘用车，所以
D
所以带入公式2.2得D=18x190=248mm
所以本设计D取：D=250mm
由表2.3可以确定摩擦片的其他尺寸
表2.3离合器摩擦片尺寸系列和参数
为190N·m本车将使用单片式根据发动机参数该车型发动机最大转矩T
e max
离合器，且离合器摩擦片外径为250mm。

再查表2.3即可得到摩擦片的具体参数，如下：
摩擦片外径D=250mm
摩擦片内径d=155mm
摩擦片厚度h=3.5mm
摩擦片内外径比d/D=0.620
单面面积F=30200mm2
2.3校核离合器所选尺寸
离合器尺寸的校核可用如下公式 )1(12333max D d ZpD T T e C -==μπβ （式2.3） 式中 D ——摩擦片外径，250mm ；
d ——摩擦片内径，155mm ；
p ——单位压力，0.25MPa ；
Z ——摩擦片工作面数，单片为2，双片为3；
m ax e T ——发动机最大转矩，190N · m ；
β——离合器后备系数,1.75；
C T ——离合器的转矩容量，332.5N · m 。

综上所述：β＝1.75，摩擦系数μ＝0.23，p ＝0.25N/mm ，内径C ＝0.6.带入式（2.3）得：
mm C D x x x x 552.241)1(25.0223.11219075.133=-=π
可得D ＝241.552mm
所求的D 与按第一个求得D 相近，因此所选择的离合器尺寸。

参数合理。

第三章 膜片弹簧的设计
3.1膜片弹簧的结构选择
由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧选择的是膜片弹簧。

而膜片弹簧离合器又分为推式和拉式，本设计中采用推式结构。

3.2膜片弹簧的基本参数选择
1.截锥高度H 与板厚h 比值H h 和板厚h 的选择 比值H h 对膜片弹簧的弹性影响极大，当H h ＜√2时，F 1=f （λ1）当为增函数；当H h =√2时，F 1=f （λ1）有一极值，该极值点恰为拐点；当H h ＞√2时，F 1=f （λ1）有一极大值和一极小值；当H h =2√2时，F 1=f （λ1）的极小值落在横坐标上。

所以，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H h 一般为1.5～
2.0，板厚h 为2～4mm
本设计初选h=3mm ,H h =1.8则H=1.8h=5.4mm . H=1.8h=5.4mm 2.自由状态下碟簧部分大端R 、小端r 的选择和R r 比值 已知，摩擦片平均半径R c =D+d 4=250+1554=101.25mm
为了使摩擦片上的压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R 值，应满足R 大于或等于摩擦片的平均半径R c 。

本设计取R=110mm
研究表明，越R r ⁄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，且应力越高。

根据结构布置和压紧力的要求，R r ⁄一般为1.20～
1.35。

所以，本设计取R r ⁄=1.3
r=R 1.3⁄=84.62mm 。

3.膜片弹簧起始圆锥底角α的选择
膜片弹簧自由状态下圆锥底脚α与内截高度H 关系密切
α＝arctan H （R −r ）⁄≈ H （R −r ）
⁄=9.30°，(满足9°～15°的范围) 4.膜片弹簧工作点位置的选择
膜片弹簧工作点位置如图所示。

该曲线的拐点H 对应着膜片弹簧的压平位置，而且λ1H =（λ1M +λ1N ）2
⁄ 新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B 一般取在凸点M 和拐点H 之间，且靠近或在H 点处，一般λ1B =（0.8～1.0）λ1H 以保证摩擦片在最大磨损限度Δλ范围内的压紧力从F 1B 到F 1A 变化不大。

当分离时，膜片弹簧工作点从B 变到C 。

为最大限度的减小踏板力，C 点应尽量靠近N 点。

膜片弹簧工作点位置
5.分离指数目n 的选取
分离指数目n 常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12 本设计取为n=18.
6.膜片弹簧小端内半径r 0及分离轴承作用半径r f 的确定
r 0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。

r f 应大于r 0。

本设计取r 0=28mm ， r f =31mm
7.切槽宽度δ1、δ2及半径r ｅ
δ1=3.2～3.5mm ，δ2=9～10mm
本设计取δ1=3,5mm ，δ2=10mm
已知r=84.62，又r ｅ的取值应满足r-r ｅ≥δ2的要求
所以，取r
=70mm
ｅ
8.压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定
R1和r1的取值将影响膜片弹簧的刚度。

r1应略大于r且接近于r，R1应略小于R且尽量接近于R。

故选择R1＝108mm，r1＝86mm.
3.3膜片弹簧的优化设计
膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合要求。

1.目标函数
目前，国内关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几种：
1）弹簧工作时的最大应力为最小。

2）在从动盘摩擦片磨损前后，弹簧压紧力之差的绝对值为最小。

3）在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承上的分离操纵力的平均值为最小。

4）在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。

2.约束条件
1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H h⁄与初始锥角H
⁄应
（R−r）
在一定范围内，即
=1.8＜2√2
√2＜H
h
9＜α≈H
⁄=9.30＜15
（R−r）
2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即
1.20＜R r⁄=1.3＜1.35
70＜2R h⁄=73.33＜100
⁄=3.93＜5.0
3.5＜R r
3）为了使摩擦片上的压紧分力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径R1应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即
D+d 4=101.25＜R 1=108＜D 2⁄=125
4）根据弹簧结构布置要求，R 1与R ，r 1与r ，r f 与r 0之差应在一定范围内，即
1＜R-R 1=2＜7
0＜r 1-r=1.4＜6
0＜r f -r 0=3＜4
5）膜片弹簧的分离指起分离弹簧的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即
2.3＜r 1
−r
f R 1−r 1=2.5＜4.5 3.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F 1 (N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为λ1 (mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：
F 1=f(x 1)=[πEhλ16(1−μ2)]ln(R r ⁄)
(R 1−r 1)2[(H-λ1R−r R 1−r 1)(H-λ1
2R−r R 1−r 1)+h 2]
式中，E ――弹性模量，钢材料取E=2.06×510Mpa ；
b ――泊松比，钢材料取b=0.3；
R ――自由状态下碟簧部分大端半径110mm ；
r ――自由状态下碟簧部分小端半径84.62mm ；
R1――压盘加载点半径108mm ；
r1――支承环加载点半径86mm ；
H ――自由状态下碟簧部分内截锥高度5.4mm ；
h ――膜片弹簧钢板厚度3mm 。

图形如下：
膜片弹簧的相关参数如下表
截锥高度H板厚h分离指数n 圆底锥角
5.4mm 3mm 18 9.30°
3.4膜片弹簧材料选择及制造工艺
国内膜片弹簧一般采用AM2Si60n和VAC50r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1.6mm，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，其分离指端得相互高度差一般要求小于0.8～1.0mm。

第四章 扭转减震器的设计
4.1确定扭转减震器主要参数
1.极限转矩j T
极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙1∆时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。

它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
()max
0.2~5.1e j T T =
一般乘用车：系数取2.0 即
m
N T j ⋅=⨯=3801902
2.扭转角刚度K ϕ
j T K 13≤ϕ
故
rad
m N K /494038013⋅=⨯≤ϕ，取
rad
m N K /4900⋅=ϕ
3.阻尼摩擦转矩T μ
由于减振器扭转刚度
K ϕ
受结构及发动机最大转矩的限制，不能很低为了在
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：()max
17.0~06.0e T T =μ
取
m
N T T e ⋅=⨯==191901.01.0max μ
4.预紧转矩n T
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。

研究表明，n 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n T 不应大于T μ
，否则在反向工作时，扭转
减振器将提前停止工作，故取
()max
15.0~05.0e n T T = 且
μ
T T n ≤
即
()()m
N T n ⋅=⨯=5.28~5.919015.0~05.0
取
m
N T n ⋅=15
5.减振弹簧的位置半径0R 0R 的尺寸应尽可能大些，一般取
()275.0~60.00d
R =
取mm d R 25.5421557.027.00=⨯== 即mm R 550=
6.减振弹簧个数j Z
j
Z 参照下下表选取
j
Z 参照摩擦片外径D = 250mm ，故选取4
=j Z
7.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，减震弹簧传递的转矩达到最大值T j 时，减震弹簧受到的压力F ∑为
N R T F j
09.6909105.5380
2
=⨯=
=
-∑
8.极限转角j ϕ
j ϕ通常取
12~3，在此取j ϕ 8=
当汽车平顺性要求高或发动机工作不均匀，
j
ϕ取上限
4.2减振弹簧的计算
减震弹簧常采用MnA Si 260弹簧钢丝
1.减振弹簧的分布半径R1
R1的尺寸应尽可能大些，一般取
()275.0~60.01d
R =
取
mm R 25.542155
7.01=⨯=
取1R 为55mm
2.单个减振器的工作压力P
N Z F p j
27.17274
09
.6909==
=
∑
3.确定减振弹簧尺寸 弹簧中经2D
一般由结构布置来决定，通常mm D 15~112=。

取2D =12mm 弹簧钢丝直径d
[]
mm PD d 45.483
2
==τπ
扭转许应力[]τ可取的范围为取550~600MPa ，取600MP
故d 取4.5mm
4.减振弹簧刚度K
根据选定的减震器扭转刚度值K ϕ及布置尺寸
mm
N Z R K K j
/94.60410002
1==
ψ
5.减振弹簧有效圈数i
483
24
≈=K D Gd i
6.减振弹簧总圈数n
总圈数n 和有效圈数i 间的关系为 ()0.2~5.1+=i n
故624=+=n
7.减振弹簧最小长（高）度min l 减振弹簧最小长（高）度指减振弹簧在最大工作负荷下地作长（高）度，
考虑到此时弹簧的被压缩各圈之间仍需要留一定的间隙，可确定为
()mm nd d n l 70.2965.41.11.1min =⨯⨯=≈+=δ
8.减振弹簧总变形量l ∆
减震弹簧总变形量是指减震弹簧在最大工作负荷下所产生
最大的压缩变形，为
mm K P l 86.294
.60427
.1727===
∆
9.减振弹簧自由高度0l
振弹簧自由高度指减振弹簧无负荷时的高度，为
mm
l l l 56.3286.270.29min 0=+=∆+=
10.减振弹簧预变形量'
l ∆
减震弹簧预变形量是指减震弹簧安装时的预压变形，它和取
预紧力矩，其值为
mm KZR T l n 14.0105.4494.60415
2
0=⨯⨯⨯==
∆-
11.减振弹簧安装工作高度l
减振弹簧安装工作高度关系到从动盘榖等零件窗口尺寸的
设计，为
mm
l l l 42.3214.056.320=-=∆-=
第五章从动盘的设计
5.1从动片
设计从动片时应满足以下要求：1、设计时要尽量减少其重量，并使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量；2、为了使离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。

采用具有轴向弹性的从动片结构比较复杂，此外由于轴向弹性需要增加分离行程才能保证离合器的彻底分离。

因此在一些情况下（如双片离合器），从动片采用刚性的更有利。

根据题目要求，本次设计选取的从动片不做成具有轴向弹性的。

这首先是因为双片离合器的接合过程本身就比较平顺；其次，若双片离合器从动片做成弹性的，其结果是要大大增加踏板的工作行程（或是要缩小离合器传动装置的传动比而使踏板操纵力增大），才能保证离合器的分离彻底。

显然，这些都不利于离合器的操纵。

无论何种从动片都要保证其结构形状的热稳定性，防止翘曲变形，以免摩擦面片压力不均。

根据经验，参照同类产品，选取从动片的材料为50热处理HRC40～50，外径为250mm。

5.2从动盘毂
发动机转矩是从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在该花键孔内。

从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式，目前都采用齿侧定心的矩形花键。

花键之间为动配合，这样，在离合器分离和结合过程中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动。

为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动不产生歪斜，影响离合器的彻底分离，从动盘毂的轴向长度不宜过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在艰难情况下工作的离合器，其盘毂的长度更大，可达花键外径的1.4倍。

1.从动盘毂花键尺寸选择
根据GB1144－1974选定从动盘毂花键尺寸系列表3－1选取其尺寸入下：从
T＝190 N· m，花键齿数n＝10，花键外径D'
动盘外径D＝250mm，发动机转矩
C
σ10.4MPa。

＝35mm，花键内径d'＝28mm，齿厚b＝4mm，有效长度l＝35mm，挤压应=表3－1 从动盘毂花键尺寸系列
摩擦片与从动片之间有两种紧固方法：铆接法和粘接法，本次设计中选取铆接法，其优点是可靠及磨损后换装摩擦片方便。

2.从动盘毂花键的强度校核
①花键齿的侧面压力
Z
d D T P
e )(4max
'+'=
（4-1）
式中Z ――从动盘毂的数目。

因此 )(
9.47612
x 10x 2835150
x 4p 3=+=
-
②挤压应力
nhl
P
=
挤σ （4-2） 式中h ――花键齿的工作高度，m ，2)(d D h '-'=。

因此 94.110x 35x 10x 2
2835x 109
.47613
3=-=
- σMPa
所以符合要求。

根据经验、参照同类产品，选取从动盘摩擦材料为石棉基摩擦材料。

采用它的原因是，一方面石棉有良好的耐热性能，而另一方面它又得到铜丝或锌丝的加强，可以说是一种性能比较良好的摩擦材料.
第六章离合器盖总成设
6.1离合器盖结构的设计注意事项：
离合器盖与飞轮用螺栓在一起，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共体在设计时要注意以下几个问题（1）刚度问题
离合器分离支承在离合器盖的刚度不够，则当离合器分离时，可能会使盖产生较大度形，这样就会降低离合器操作部分的传动矩，严重时又能导致分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换挡困难。

（2）通风散热问题
为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开窗口
（3）对中问题
离合器盖内装有压盘，分离杆压紧弹簧等零件，因此相对发动机飞轮曲轴中必须有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响正常工作。

对中方式常有以下两种：一是用止口对中，铸造的离合器盖以外圆与飞轮上内圆正口对中。

二是用定位销或定位螺栓对中。

（4）为了减轻重量和增加刚度，离合器盖常用厚度约为3～5mm的低碳钢板（08钢板）冲压成比较复杂的形状。

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。

对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。

离合器盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。

为了加强离合器的冷却，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开通风窗口。

6.2离合器盖主要零件的设计
由于离合器与飞轮相连所以它的外径要与飞轮的外径一样大小，取外径
为270mm，内径与压盘配合，压盘突出的外径为150mm，所以离合器的内
外径就确定了，根据实际取离合器盖上的厚度5mm。

离合器盖上螺栓的尺寸
内径为4mm。

1.压盘设计及校核
1）、压盘设计包括对力的传递方式和几何尺寸确定。

本次选用凸台式。

鉴于压盘应具有足够的质量，固本次压盘厚度采用12mm。

2）已知摩擦盘的内外径，压盘的内径比其小外径比其大些，所以压盘几何尺寸压盘几何尺寸的确定初步确定压盘外径260mm,内径为150mm，厚度为12mm，材料为灰铸铁HT200铸成，硬度为HB170～227。

T=YW/mc=3度小于8度，符合要求。

2.分离杠杆和支撑环设计
分离杠杆结构形式本次设计采用摆块式的分离杠杆，其中，调整环节通过调整分离杠杆外端的高度来实现。

分离杠杆铰接处采用角接接触轴承。

本次其厚度取2.5mm的35号钢板冲压而成，并对表面进行氧化处理，深度0.15~0.3mm，硬度为HRC56~62.支撑环和支撑铆钉一般采用3.0~4.0mm的碳素弹簧钢丝。

3.传动片的设计
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。

传动片可选为三组，每组三片，每片厚度取0、5mm，宽a=15mm两孔间距为l=30mm孔直径d=5mm一般由弹簧钢带65Mn制成。

第七章 操纵机构的设计
7.1操纵机构的工作原理及尺寸参数的确定
1.操纵机构的工作原理
当司机踩下离合器踏板时，在踏板力和助力弹簧的作用力下分离拉杆向左移动。

由于分离叉摆臂和分离叉由键连接固定，不可转动，因此可视为一体。

分离叉的一端与分离叉摆臂连接，另一端与车体上固定的轴承配合。

分离拉杆带动分离叉摆臂下端向左移动时，分离叉摆臂和分离叉组成的整体绕车体上固定的轴承径向旋转。

在分离叉上突出的俩分离耳的作用下分离套筒带动分离轴承右移，分离轴承施力于分离杠杆，实现离合器的分离。

当司机松开离合器踏板时，在复位弹簧的作用下，分离套筒和分离轴承右移，离合器处于合的状态。

分离叉摆臂下端左移，分离拉杆左移，离合器踏板复位
2.离合器踏板力与踏板行程的计算与分析
踏板行程S 由自由行程S 1和工作行程S 2两部分组成：
式中，S 0f 为分离轴承自由行程，一般为1.5～3.0mm ，反映到踏板上的自由行程S 1一般为0～30mm ；d 1、d 2分别为主缸和工作缸的直径；Z 为摩擦面面数；△S 为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：△S=0.85～1.30mm ，双片：△S=0.75～0.90mm 。

a 1、a 2、b 1、b 2、c 1、c 2为杠杆尺寸。

有上公式和原有踏板的数据，确定各个杠杆尺寸，
a1=50，a2=100，b1=50，b2=95，c1=21.4，c2=50，d1=67，d2=135 S 0f =2.8mm,Z=2, c 2/ c 1=2.336可得:
S=（2.8+2×1.1×2.336）×15.43=122.5mm
2111222212021)(d b a d b a c c S Z S S S S f
∆+=+=2111222212021)(d b a d b a c c S Z S S S S f
∆+=+=
离合器踏板行程在规定范围内，满足设计要求，由于设计条件限制，个别参数取值比较自由，有可能引起较大的误差。

3.压盘的工作压力F 及缸径的计算
该型号发动机最大转矩为190N ·m,根据以上综述，选取后备系数β为1.5，摩擦片材料选用粉末冶金材料，单位压力0P 可取值0.4 Mpa ，则有
c T =fZF C R
另有
C T =βT max=1.5*190N ·m=285N ·m
摩擦片外D 径取250mm,d=c ·D=254×0.62=155mm
C R =)(32233d
D d D --=)
024.00625.0(300372.0015625.0--=0.1031 压盘工作压力F=C C fZR T =1031
.0223.0285⨯⨯=6009.36N 要想使离合器分离，必须有作用在分离轴承上的力 1F ＞F ，取分离叉的分离杠杆比为2，则工作缸推杆的作用力应为
2F =4400×1/2=3004.47N
图7.1 踏板力和踏板行程的计算
踏板力F f 可按下式计算
式中，F ＇为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力； 为操纵机构总传动比：
= η为机械效率，液压式：η=80%-90%；机械式：η=70%-80%；
Fs 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。

F(f)=3004.47/(36.05*085)=98.05N
经计算，踏板力符合要求。

工作缸直径d2的确定与液压系统所允许的最大油压有关。

考虑到橡胶软管及其他管接头的密封要求，最大允许油压一般为5～8Mpa 。

s
f F i F F + ∑ ' = η
∑i ∑i 2
111122
222d c b a d c b a
第八章三维图
摩擦片
阻尼片
膜片弹簧
减震器盘
弹簧
从动盘毂
装配图
压盘
离合器盖
操纵机构1
操纵机构2
操纵机构3
操纵机构合成图
第八章设计总结
经过两周的奋战，在同学们的不懈努力下我们的课程设计终于完成了。

课程设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。

通过这次课程设计使我们明白了自己的专业知识还比较欠缺，基础知识还不牢固，自己需要学习的东西还太多太多。

通过这次课程设计，我们明白学习是一个长期积累的过程，无论是在以后的工作还是生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。

在设计的过程中我们遇到了许多问题，不过在自己的努力下，我们去图书馆查阅资料，我们在网上查阅文献，我们和同学讨论，我们向老师请教，遇到的问题基本上都解决了。

通过这次课程设计我们有了初步的经验积累，不过对于迈向社会远远不够的，我还必须做出更大的努力。

通过这次毕业设计也使我们的同学间的关系更进一步，在此期间同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，一起讨论，听听不同的看法不同的意见，这使我们能更好的理解知识，透彻知识，运用知识，因此在这里我要非常感谢帮助我的同学，谢谢你们的帮助，谢谢你们！
最后要非常感谢我们的指导老师郭老师对我们悉心的指导，感谢老师给我的帮助，谢谢郭老师。