毕业设计-离合器课程设计中型载重车膜片弹簧离合器设计.doc

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:
题 目:中型载重车膜片弹簧离合器设计
（后备功率中）
年级/专业/班:
学 生 姓 名:
学　　 号:
开 始 时 间: 2010 年 12 月 27 日
完 成 时 间: 2011 年 1 月 14 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

目录
摘要 …………………………………………………………………………………2
引言 ………………………………………… ………………………………………3
1 离合器基本参数及尺寸的确定 …………………………………………………4
1．1摩擦片的外径D及其他尺寸的确定 ………………………………………4
1.2离合器后备系数β的确定 ……………………… ……………………………4
1.3单位压力P0的确定 ……………………………………………………………5
2 离合器基本参数的约束条件 ………………………………………………………7
3 离合器主要零部件的设计计算 ……………………………………………………7
3.1膜片弹簧设计 …………………………………………………………………8
3.2压盘设计………………………………………………………………………14
3.3离合器盖设计…………………………………………………………………15
3.4从动盘设计……………………………………… ……………………………15
4 操纵机构设计计算 ……………………………… ………………………………16
4.1选择操纵机构的型式…………………………………………………………17
4.2确定操纵机构尺寸参数………………………………………………………17
4.3校核踏板行程…………………………………………………………………18
4.4校核踏板力……………………………………………………………………18
5参考文献 …………………………………………………………………………20
6 致谢 ……………………………………………… ………………………………21

摘要
本次设计的是中型载重车膜片弹簧离合器，根据所给汽车发动机的最大转矩、最大转速、最大功率等基本参数确定离合器基本参数。在本次设计中主要对膜片弹簧、压盘、离合器盖、从动盘及操纵机构进行设计，同时也对膜片弹簧及操纵机构等的结构和性能进行了校核。在设计过程中注重对膜片弹簧及操纵机构进行设计。同时应用计算机语言编程对相关参数进行校核及调整。
关键词：膜片弹簧 、膜片弹簧离合器、操纵机构、强度

引言
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。
随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，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延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。

1 离合器基本参数及尺寸的确定
1.1 摩擦片的外径D及其他尺寸的确定
1.1.1 摩擦片的外径D是离合器的基本尺寸，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性影响。设计上通常首先确定摩擦片的外径D。
在确定外径D时，有下列经验公式可供初选时使用：
D= （1-1）
为直径系数，Temax为最大转矩
轿车：KD=14.5
轻、中型货车：单片KD=16.0～18.5
双片KD=13.5～15.0
重型货车：KD=22.5～24.0
本次设计所设计的是轻型载重车（Temax/nT为303.8Nm/2550rpm、Pemax/nP为80.05kw/4500rpm）的膜片弹簧离合器。
所设计的离合器摩擦片为单片，由于KD=16.0～18.5，所以
D=（16.0～18.5）×=274.4～317.27（mm）
故取D=280mm。
1.1.2 摩擦片的内径d及摩擦片厚度b
由表1所示的摩擦片尺寸系列可确定摩擦片的内径D及摩擦片厚度b
表1：摩擦片的尺寸系列
D(mm)
160
180
200
225
250
280
300
325
350
380
405
430
d(mm)
110
125
140
150
155
165
175
190
195
205
220
230
B(mm)
3.2
3.5
4.0
因此，由表1选取：D=280mm d=165mm B=3.5mm
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。
汽车离合器后备系数推荐如下：
轿车和微型、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=1.50～2.25
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。通常轻型载重型货车β=1.20-1.75。结合设计实际情况，故选择β=1.5。
1.3 单位压力P0的确定
摩擦面上的单位压力P0值和离合器本身的工作条件，摩擦片的直径大小，后备系数，摩擦片的材料及质量等因素有关。
离合器使用频繁，发动机后备功率较小时，P0应取小些；当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外缘热载荷，P0应取小些；后备系数较大时，可适当增大。
当摩擦片采用不同材料时，P0按下列范围选取：
石棉基材料 P0 =0.10～0.35MPa
粉末冶金材料 P0 =0.35～0.60MPa
金属陶瓷材料 P0 =0.70～1.50MPa
本次设计中我们选取摩擦片的材料为石棉基材料。
离合器摩擦力矩根据摩擦定律可表示为：
Tc=fFZRc (1-2)
式中，Tc-------静摩擦力矩；
f--------摩擦面间的静摩擦因素，计算时一般取0.25～0.30；选取f=0.25
F--------压盘施加在摩擦表面上的工作压力；
Rc ------摩擦片的平均摩擦半径；
Z--------摩擦面数，是从动盘的两倍； 所以，Z=2
假设摩擦片上工作压力均匀，则有：
F= P0 A= P0π(D2-d2)/4 （1-3）
式中，P0------摩擦片单位压力；
A------一个摩擦面面积；
D------摩擦片外径；
d-------摩擦片内径.
摩擦片的平均半径Rc根据压力均匀的假设，可表示为：
Rc =(D3-d3)/3(D2-d2) (1-4)
当d/D≥0.6时，Rc可相当准确的有下式计算：
Rc =（D+d）/4
因为d=165mm、D=280mm，所以d/D=0.59＜0.6，则Rc用（1-4）式计算
将（1-3）、（1-4）式代入（1-2）得：
Tc=πfZ P0(1-)/12 （1-5）
式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D,一般在0.53～0.70之间。
为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的，设计时Tc应大于发动机的最大转矩，即
Tc =βTemax （1-6）
式中，Temax=303.8N.m为发动机最大转矩；β=1.5为离合器的后备系数。
把（1-6）式代入（1-5）式得：
P0=12βTemax/[πfZ (D2-d2)（D+d）]
代入各参数可得P0=0.20MPa
所得P0在石棉基材料单位压力范围内，所以我们选取材料的单位压力P0符合设计要求。
2 离合器基本参数的约束条件
2.1 摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度VD不超过65～70m/s，即
VD= nemaxD×10-3π/60≤65～70m/s
式中，nemax为发动机的最高转速（r/min）。本次设计中nemax=4500 r/min，所以
VD= 4500×280×10-3π/60=65.97m/s符合VD≤65～70m/s的约束条件。
2.2 摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70内。
c=d/D=165/280=0.589符合约束条件
2.3 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，应使1.2≤β≤4.0，在前面参数选取中，我们选取β=1.5，符合此约束条件。
2.4 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 。d=165mm，取Ro=50mm符合要求。减振弹簧的数目：6
2.5 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
Tc0=4Tc/πZ(D2-d2) ≤ [Tc0]
式中：Tc0为单位摩擦面积传递的转矩（N.m/mm^2）；[Tc0]为许用值（N.m/mm^2），按表2选取。
通过计算：Tc0=0.0057 N.m/mm^2。
表2、单位摩擦面积传递转矩的许用值
离合器的规格D/mm
≤210
>210～250
>250～325
>325
[Tc0]/ 10-2
0.28
0.30
0.35
0.40
通过表2比较，Tc0≤[Tc0]符合设计要求。
2.6 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力P0对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，P0为0.10～1.50MPa。
我们选取摩擦片的材料为石棉基材料，并且选取P0=0.20MPa，符合此约束条件。
3 离合器主要零部件的设计计算
3.1 膜片弹簧设计
3.1.1 材料选取
我们选取60Si2MnA高精度钢板材料为膜片弹簧材料。
3.1.2 主要参数选择
3.1.2.1 比值H/h和h的选择
此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式1中载荷与变形1之间的函数关系可知，当时，F2为增函数；时，F1有一极值，而该极值点又恰为拐点；时，F1有一极大值和极小值；当时，F1极小值在横坐标上，见图1。
       （1）
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

1-  2- 
3-
4-  5-

图1  膜片弹簧的弹性特性曲线
为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h通常在1.5～2范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为2～4mm，本设计H/h=1.6，h=2.5mm ，则H=5mm 。
3.1.2.2 比值R/r和R、r的选择
通过分析表明，R/r越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r常在1.20～1.35的范围内取值。本设计中取R/r=1.20，摩擦片的平均半径 mm，R> 取R=115.36mm则r=96.133mm。
3.1.2.3 α的确定
汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α一般在°范围内，本设计中 得α=11.46°在°之间，合格。
3.1.2.4 膜片弹簧工作点位置的选择
膜片弹簧的弹性特性曲线，如图2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△λ范围内压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C，为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近N点。

图2
3.1.2.5 N的选择：分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧有取24的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取12的，本设计所取分离指数为18。
3.1.2.6 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。花键外径可由参考文献[2]P72表4.1.2根据从动盘外径及发动机转矩查得。rf应大于r0。所以选取r0=24mm，rf=26mm。
3.1.2.7 切槽宽度δ1、δ2及半径re的确定
δ1=3.2～3.5mm，δ2=9～10mm，re的取值应满足r-re≥δ2的要求。所以选取δ1=3.5mm，δ2=10mm，re=90mm。
3.1.2.8 压盘加载点R1半径和支承环加载点r1半径的确定
应略大于且尽量接近r，应略小于R且尽量接近R。本设计取mm， mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为60SizMnA，当量应力可取为1600～1700N/mm2。
3.1.3 膜片弹簧各尺寸的初步获得
用VB语言编写程序，把初选的各参数值代入该程序绘制膜片弹簧弹性特性曲线图。根据各个设计约束条件及设计要求对各个参数进行调整。最终获得膜片弹簧各参数为：H/h=1.90，h=2.55mm，H=4.86mm；R/r=1.35，R=114mm，r=85mm；N=18；r0=24mm，rf=26mm；δ1=3.5mm，δ2=9mm，re=76mm；R1=110mm，r1=90mm。
由上各调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图和六个特性点A、M、B、H、N、C及各点坐标如图3所示：

图3：调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图
3.1.4 检验所得尺寸是否符合设计的约束条件
3.1.4.1 应保证所设计的弹簧工作压紧力F1B与摩擦片工作压力Fy相等
由上图数据显示可知，F1B=4415.17N，Fy4303.83N，F1B≈FC符合设计要求。
3.1.4.2为保证各工作点A、B、C有较合适的位置，应使λ1B/λ1H=0.8～1.0即
0.8≤ ≤1.0

λ1B=2.88则（R-r）λ1B/[（R1-r1）H]=(120-100)×2.88/[（116-102）×4.0]=1.00符合设计要求。
3.1.4.3为保证膜片弹簧磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因素的下降，摩擦后弹簧工作压紧力F1A应满足F1A＞F1B。
由上特性曲线可知F1A=4421.14N，F1B =4415.17N，满足F1A＞F1B的设计要求。
3.1.4.4为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的与初始锥角应在一定范围内，即
1.6≤H/h≤2.2
9O≤α≈H/（R-r）≤15O
H/h=4/2.5=1.6和α≈H/（R-r）=4/（120-100）rad=11.46O都符合离合器的使用性能的要求。
3.1.4.5 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=120/100=1.2、2R/h=2×120/2.5=96、R/rO =120/24=5都符合上述要求。
3.1.4.6为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径（或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即
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=111.25，D/2=140，R1=116。符合上述要求，故此离合器为推式离合器。
3.1.4.6 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≤6
根据所确定的参数可得R-R1=4，r1-r =2，rf- r0=2都符合弹簧结构布置的要求。
3.1.4.7膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，，因此杠杆比应在一定范围内选取，即
推式：

拉式：               
根据所确定的参数可得（r1-rf）/（R1- r1）=（102-26）/（120-100）=4.22符合设计要求。
3.1.5 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。由参考文献[1]P65可知B点的应力σtB为
σtB=E/（1－μ2）/r{(e-r) *φ2/2－[（e-r）α+h/2]φ}
令σtB对φ的导数等于零,可求出σtB达到极大值时的转角φP
φP=α+h/(e-r)/2
自由状态时碟簧部分的圆锥底角α=0.20rad;
中性点半径e=(R-r)/ln(R/r)=100mm。此时
φP=0.20+2.5/(109.7-100)/2=0.329rad
离合器彻底分离时,膜片弹簧子午断面的实际转角为φf
φf=2arctan{λ1f /(R1-r1)*2}=2arctan{1.7/（110-90）*2}=0.107rad
此时φf ＜φP，则计算σtB时φ取φf，所以
σtB =2.1×100000/（1-0.32）/100×{（109.7-100）×0.1072/2-[（109.7-100）×0.2+2.5/2] ×0.107}
=－13.13（MPa）
设分离轴承对分离指端所加载荷为F2（N），由参考文献[1]P64式（2-16）可知：
F2=(R1-r1) F1/（r1- rf）
式中rf=26mm为分离轴承与分离指的接触半径；F1等于压盘工作压力F1B=4415.17（N）。所以
F2=(116-102) ×4415.17/（102- 26）=813.32（N）
在分离轴承推力F2的作用下，B点还受弯曲应力σtB，其值为
σrB=6（r- rf）F2/（nbrh2）
式中，n为分离指数目（n=18）；br为一个分离指根部的宽度。
所以
σrB=6×（100- 26）×813.32/（18×8.38×2.52）=383.043（MPa）
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=383.043－（－13.13）=396.173（MPa）
在这次设计中，膜片弹簧材料采用60Si2MnA，所以σjB=396.173MPa符合σjB≤1500～1700MPa的强度设计要求。
3.1.6 膜片弹簧的制造工艺及热处理
本次设计中膜片弹簧采用60Si2MnA高精度钢板材料。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。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理以起到冷作硬化的作用，同样也可以提高承载能力的疲劳强度。
为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火、喷镀铬合金和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触圆形处，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为45～50HRC，分离指端硬度为55～62HRC，在同一片分离指上同一范围内的硬度差不大于3个单位。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分。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6μm，底面的平面一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0.8～1.0mm。
3.2 压盘设计
3.2.1 传力定中方式的选择
压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮有一定联系，但这种联系又允许压盘在离合器分离过程中能够自由地做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。驱动部位的形式有离合器盖和压盘的窗孔与凸台、传动片、传动销等，应用较广泛的是传动片式。我们选择压盘的传力方式为传力片传动方式。
3.2.1 几何尺寸的确定
可以根据1.1中所确定摩擦片的内、外径尺寸来确定压盘的内外径：
压盘外径=D+（2～5）mm，压盘内径=d-（1～4）mm
在设计中选取压盘外径=D+4=284mm，压盘内径=d-4mm=162mm
为了使压盘具有足够的质量和刚度，要求压盘有足够的厚度，载重车离合器压盘厚度一般不小于15mm。所以本次设计中根据车型选取压盘厚度为20mm。
3.3 离合器盖设计
3.3.1 刚度问题
离合器分离杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，则当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时可能导致分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换挡困难。
为了减轻重量和增加刚度，一般轿车的离合器盖通常用厚度约为3～5mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。本次设计中选取离合器盖厚度为4mm。
3.3.2 通风散热问题
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。
3.3.3 对中问题
离合器盖内装有压盘、分离杆等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。
在本次离合器的设计中我们采用定位销对中方式，离合器盖根据离合器盖上4个定位销孔φ5与飞轮上4个定位销φ4相配合进行定位。将4个孔加工到所要求的尺寸，孔的准确度为0.05mm。
3.4 从动盘设计
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。
3.4.1 轴向弹性从动盘的结构形式
为了使从动盘具有轴向弹性，则：
（1）在从动片外缘开“T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片分别铆在每相隔一个的扇形上。
（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（厚度小于1.0mm）比从动片（厚1.5～2.5mm）薄，这种结构的轴向弹性较好，转动惯性小，适宜于高速旋转。
（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。
（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片铆合。
3.4.2 从动盘毂
从动盘毂是离合器承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机穿来的全部转矩。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，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax由参考文献[1]P74表2-7选取。
从动盘外径
D/mm
花键尺寸
齿数
外径D`/mm
小径d`/mm
齿厚t/mm
有效齿长l/mm
280
10
35
32
4
40
从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0～1.4倍的花键直径，我们取1.0倍的花键直径。从动盘毂一般采用锻钢（如45，40Cr等），并且经调质处理。
3.4.3 摩擦片
摩擦系数稳定、工作温度、单位压力的变化对其影响要小，有足够的机械强度和耐磨性；热稳定性好，磨合性好，密度小；有利于结合平顺，长期停放离合器摩擦片不会粘着现象的。综上所述，选择石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物、粘结剂（树脂或硅胶）和特种添加剂热压制成，其摩擦系数为0.25～0.3，密度小，价格便宜，多年来在汽车离合器上使用效果良好。同时，摩擦片从动钢片用铆钉连接，连接可靠，更换摩擦片方便，而且适宜在从动钢片上装波形弹簧片以获得轴向弹性。
3.4.4 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。材料用中碳钢板或低碳钢板。厚度一般为1.3～2.5mm，表面硬度为35～40HRC。
3.4.5 波形片和减振弹簧
扭转减震器几乎是现代汽车离合器从动盘上必备的部件，主要由弹性元件和阻尼元件组成。弹性元件可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固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避免由发动机转矩主谐量激励引起的共振。波形片采用65Mn，厚度小于1mm，硬度为40～46HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧采用60Si2MnA弹簧钢丝。
4 操纵机构设计计算
4.1 选择操纵机构的型式
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。
4.2确定操纵机构尺寸参数
踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2两部分组成：

离合器操纵机构传动比
压紧弹簧类型
i分
i操
膜片弹簧
2.7～5.4
10～16
根据要求我们确定操纵机构尺寸参数为：Sof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S1一般为20～30mm，我们选取Sof=3mm；Z为摩擦面面数，根据离合器摩擦片结构可知Z=2；△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，i分=a2/a1, i操=b2c2(d2^2)/b1c1(d1^2),本次设计的离合器摩擦片数为双片，所以取△S=0.85mm；a1、a2、b1、b2、c1、c2为杠杆尺寸（图3），根据前面膜片弹簧结构参数可知c1=20mm，c2=64mm；选取a2=150mm，a1=30mm，b2=80mm，b1=40mm；d1=13mm，d2=17mm。
4.3 校核踏板行程（自由行程，工作行程，总行程）
4.4.1 自由行程校核
由4.3公式可知，自由行程S1为
S1=Sofa2b2（d2）2/[ a1b1（d1）2]
=3×150×80×172/30×40×132
=41.04mm
为了使离合器在所有情况下都能彻底分离以免造成变速器换挡时的齿轮撞击、换挡力增加等，至少应留25mm的踏板行程，即自由行程。为了使驾驶员易从脚感上确定踏板位置，S1＜50mm为好。综上所述并根据校核S1=30.82mm符合25mm＜S1＜50mm的要求。
4.4.2 工作行程校核
由4.3公式可知，工作行程S2为
S2=Z△S c2a2b2（d2）2/[ c1a1b1（d1）2]
=2×0.85×64×150×80×172/20×30×40×132
=93.03mm
4.4.3 总行程校核
由4.3公式可知，总行程S为
S = S1+ S2
=41.04+93.03=134.05mm
最佳总行程受许多因素影响，其中要考虑的人群从5%分位的女性到95%分位的男性。从有关方面获得的人体工程学资料可知，踏板总行程应在80～150mm范围内。由4.3所确定的操纵机构尺寸参数获得的踏板总行程S=131.2mm符合上述要求。
4.4校核踏板力
踏板力Ff可按下式计算：

式中，F＇为离合器分离时，压盘上的总工作压力，即由3.1.3根据膜片弹簧各参数可得F＇=F1C=3936.63N；i∑为操纵机构总传动比，i∑= ；η为机械效率，η=80%～90%，我们取η=85%；Fs克服膜片弹簧的拉力所需的踏板力，在初步设计时可忽略之。代入各数据得踏板力
Ff=3936.63/(85%*54.72)=84.64N
一般来说，对于轻型载重车，踏板力Ff在80～150N范围内。所设计踏板力Ff=84.64N符合要求。
分离离合器所做的功WL为
WL=0.5（F1+ F＇）Z△S/η
式中，F1为离合器结合状态下的压盘上的总工作压力，由3.1.3可知F1= F1B=5151.41N。计算得分离离合器所做的功WL为
WL=0.5×（5151.41+ 3936.63）×2×0.85×10-3/85%=9.09J
在规定的踏板力和行程的允许范围内，驾驶员分离离合器所作的功不应大于30J。所以所设计的分离离合器所做的功WL=9.09J符合设计要求。

参考文献

[1] 王望予主编. 汽车设计. 北京：机械工业出版社，2004年
[2] 徐石安、江发潮主编. 汽车离合器. 北京：清华大学出版社，2005年
[3] 陈家瑞主编. 汽车构造. 北京：机械工业出版社，2000年
[4] 刘朝儒、彭福荫、高政一主编.机械制图.北京：清华大学出版社，2001年

致谢
课程设计的顺利完成除了自己付出的汗水外，还有指导老师的辛勤教诲。在这里我要特别感谢杨仁华、廖文俊、李平飞等老师，谢谢他们在百忙之中对我的指正和教导，也因此使我在设计后的学习与人生的道路上向着更高更深层次地方向前进！
杨仁华老师知识渊博、平易近人经常利用休息时间为我指导。我在画图方面基础很差，赵老师仔细审阅我的图纸，指出一系列的问题，使我的图纸得到完善，再次向杨老师表示衷心的感谢。

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