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载重汽车离合器设计
摘 要
离合器是汽车传动系的重要部件，它的构造特性与传动系紧密相关，本文针对载重汽车的各项参数，设计推式膜片弹簧离合器。 离合器设计的内容主要包括压盘总成、从动盘、摩擦片和膜片弹簧三个部分。首先，对离合器各零件的参数、尺寸、材料及结构进行设计，然后使用Auto CAD作图。

关键词：离合器；膜片弹簧；从动盘；压盘；摩擦片

Truck clutch design
ABSTRACT
   Clutch is an important part of a vehicle drive train, its structural characteristics closely related to the transmission, the various parameters of the truck, the author of this paper, the design of push type diaphragm spring clutch. Clutch design content mainly includes the pressure plate assembly, driven plate, friction plate and diaphragm spring three parts. First of all, every part of the clutch design, size, material and structure parameters, and then use Auto CAD drawing.  

Keywords: Clutch; diaphragm spring; follower disk; pressure plate; friction plate

目 录
1 绪 论 1
1.1 离合器概述 1
1.2 离合器的功用 1
1.3 压紧弹簧和布置形式的选择 2
1.3.1 膜片弹簧离合器优点 2
1.3.2膜片弹簧的支撑形式 2
1.3.3 压盘传动方式的选择 2
2 离合器的摩擦片设计 3
2.1 离合器设计所需数据 3
2.2 摩擦片主要参数的选择 3
2.2.1 后备系数的选择 3
2.2.2 摩擦片主要尺寸参数确定 3
2.2.3 摩擦因数、摩擦面数、分离间隙的确定 4
2.3 摩擦片基本参数的约束条件 5
3 离合器的膜片弹簧设计 7
3.1 膜片弹簧主要参数的选择 7
3.2 膜片弹簧的优化设计 8
3.3膜片弹簧特性曲线的绘制 10
3.4工作点位置确定与后备系数校核 11
3.5分离轴承载荷计算 12
3.6强度校核 13
4 扭转减振器的设计 14
4.1扭转减振器的功能 14
4.2扭转减振器的结构类型 14
4.3扭转减振器主要参数的选择 15
5 操纵机构 20
5.1 离合器踏板行程计算 20
5.2踏板力的计算 21
6 离合器其它主要零件设计 23
6.1 从动盘毂设计 23
6.2压盘设计 24
结　　论 26
参考文献 27
致 谢 28

1 绪 论
1.1 离合器概述
按动力传递零部件来说，离合器应是传动系中的总成。离合器的工作，是受驾驶员操纵，要么分离，要么接合，以完成本身的任务。离合器设置在发动机与变速器之间动力传递机构，其功用是在必要时中断动力的传输，保证汽车能够平稳地起步；保证传动系换档工作平稳；保证传动系所能承受的最大扭矩，防止传动系过载。为使离合器起到以上几个作用，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片尺寸以及摩擦面的表面情况等。其主要取决于离合器基本参数和主要尺寸。膜片弹簧离合器在技术上相对先进，经济性合理，同时具有良好的性能，使用可靠性高、寿命长、结构简单、紧凑和操作轻便。在保证可靠、稳定地传递发动机最大扭矩的前提下，有以下优点[2]：
1）结合时平顺、柔和；
2）离合器工作分离彻底；
3）从动部分惯量小，以减轻换档时齿轮冲击；
4）散热性好；
5）高速回转时具有可靠强度；
6）避免汽车传动系共振，具有吸收震动、减小冲击和减小噪声能力；
7）操纵轻便；
8）工作性能好；
9）使用寿命长。
1.2 离合器的功用
离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。如前所述，现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为300～500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。
虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。
汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。
离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。
1.3 压紧弹簧和布置形式的选择
膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。
1.3.1 膜片弹簧离合器优点
1) 具备理想的非线性弹性特性。
2) 起压紧弹簧和分离杠杆的作用。
3) 高速旋转时弹簧压紧力下降较慢，性能较稳定。
4) 压力分布均匀，而且摩擦片接触良好、磨损均匀。
5) 通风散热良好。
6) 平衡性好，适用于高速运转的发动机。
1.3.2膜片弹簧的支撑形式
离合器的支撑方式有拉式和推式，本次毕业设计选择推式膜片弹簧离合器。
1.3.3 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。

2 离合器的摩擦片设计
2.1 离合器设计所需数据
表2-1　离合器设计原始数据
满载质量
4265Kg
发动机最大转矩
171.5N·m
发动机最大转矩转速
2000-2500rpm
发动机最大功率
59.3KW
发动机最大功率转速
3800-4000rpm
一档转动比
5.557
主减速比
5.83
轮胎规格
6.50-16
最高时速
不低于100km/h
2.2 摩擦片主要参数的选择
2.2.1 后备系数的选择
（1）后备系数β是离合器设计的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩时的可靠程度。选择β时，应从以下几个方面考虑：1.摩擦片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；2.防止离合器滑磨程度过大；3.要求能够防止传动系运转时过载。通常轿车和轻型货车β=1.2～1.75。结合设计实际情况由表2-2查得β＝2。
表2-2　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
2.2.2 摩擦片主要尺寸参数确定
摩擦片的外径根据经验公式有: （2-1） 《汽车设计》第4版 主编：王望予 第60页
为直径系数，取值见表2-3 取 得D=235.72mm。

表2-3　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
由于摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表2-4:
表2-4　离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径D\mm
160
180
200
225
250
280
300
325
内径d\mm
110
125
140
150
155
165
175
190
厚度h/mm
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5

0.687
0.694
0.700
0.667
0.620
0.589
0.583
0.585

0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
单面面积cm2
106
132
160
221
302
402
466
546
所以由表2-4可取摩擦片D=250mm、d=155mm、h=3.5mm。
2.2.3 摩擦因数、摩擦面数、分离间隙的确定
摩擦片的摩擦因数ƒ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2-5查得ƒ取0.25。
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=3.5mm。
表2-5　摩擦材料的摩擦因数的取值范围
摩擦材料
摩擦因数
石棉基的材料
模压
0.20～0.25
编织
0.25～0.35
粉末冶金的材料
铜基
0.25～0.35
铁基
0.30～0.50
金属陶瓷的材料
0.4

2.3 摩擦片基本参数的约束条件
（1）摩擦片外径D（mm）的选取应使最大的圆周速度不超过65～70m/s，即
m/sm/s （2-2）《汽车设计》第4版 主编：王望予 第62页
式中，v0为摩擦片最大的圆周速度（m/s）；nemax为发动机最高的转速(r/min)。
（2）摩擦片的内、外径比应在0.53～0.70范围内，即
（2-3）《汽车设计》第4版 主编：王望予 第62页
（3）为了保证离合器能够可靠地传递发动机的最大转矩，并防止传动系工作过载，不同车型的β值控制在一定范围内，最大范围为1.2～4.0。本设计选用2.0，符合设计要求。
（4）为了扭转减振器的安装不受约束，摩擦片内径d要大于减振器弹簧位置直径，即
mm （2-4） 《汽车设计》第4版 主编：王望予 第62页
（5）为了反映离合器传递转矩和防止过载的能力，单位摩擦面积的转矩应小于其许用值，即
（2-5）
《汽车设计》第4版 主编：王望予 第60页
式中，为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm2)，可按表2-6选取
经检查,合格。
表2-6　单位毫米摩擦面积传递转矩许用值
离合器规格

0．28
0．30
0．35
0．40
（6）为了减少离合器滑磨的热负荷，防止摩擦片烧伤，对于不同车型，单位压力的范围为0.11～1.50MPa,即
MPaMPaMPa （2-6）
《汽车设计》第4版 主编：王望予 第62页
（7）为了减少汽车起步时离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高烧伤,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功都应小于其许用值,即
（2-7）
《汽车设计》第4版 主编：王望予 第62页
式中,为单位摩擦面积的滑磨功(J/mm2)；为滑磨功的许用值(J/mm2)，对乘用车：J/mm2，对最大总质量小于6.0t的商用车：J/mm2，对最大总质量大于6.0t商用车：J/mm2：W为汽车起步时离合器每接合一次所产生的总滑磨功（J），可根据下式计算
（2-8）
《汽车设计》第4版 主编：王望予 第62页
式中，为汽车满载质量(Kg)；为汽车轮胎滚动半径（m）；为起步时变速器挡位的传动比；为主减速器比；为发动机的转速r/min，计算时乘用车可取r/min，商用车可取r/min。其中： m Kg代入式（2-6）得J，代入式（2-5）得，合格。

3 离合器的膜片弹簧设计
3.1 膜片弹簧主要参数的选择
1. 比较H/h的选择
为保证离合器压紧力尽快不变和操纵方便，汽车离合器用的膜片弹簧H/h通常在1.5～2范围内选取。常用的膜片弹簧板厚度为2～4mm，本设计 ，h=2.6mm ，则H=4mm 。
2.R/r选择
通过查阅资料，R/r比值越小，应力就越高，弹簧就越硬，弹性曲线受直径的误差影响越大。离合器膜片弹簧根据结构的布置和压紧力的要求，R/r常保证在1.2～1.3 。本设计取，摩擦片平均半径mm， 取mm则mm。
3.圆锥底角
膜片弹簧自由状态时，圆锥底角α一般控制在°范围内，本设计中 得°在°之间，合格。分离指数常通常取18，有个别大尺寸膜片弹簧取24的，而对于小尺寸膜片弹簧，也有取12的，本设计分离指数取18。
4.切槽宽度
mm，mm，取mm，mm，应满足的要求，=72mm。
5. 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定
取值略大于或尽量接近r，取值小于R或尽量接近R。本设计取mm，mm。膜片弹簧可用优质高精度钢板制成，而碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为60Si2MnA，其应力可达1600～1700N/mm2。
6.膜片弹簧小端内半径以及分离轴承作用半径p
由离合器结构决定，其最小值要大于变速器第一轴花键的外径。初选=25mm, f=28mm.

7. 膜片弹簧工作点位置的选择
如图3-1所示为膜片弹簧特性曲线形状，曲线上有几个特定的工作点A、B、C。合理地确定上述各点的位置很重要。
B点为新离合器（即摩擦片没有磨损的情况）膜片弹簧处于压紧状态时的工作点位置。一般来说，在该点膜片弹簧的轴向变形量λ1B，可在下列范围内选取
λ1B=（0.7～0.85）H
选B点时应当注意摩擦片磨损后及分离时（见图3-1）膜片弹簧作用力的变化。摩擦片开始磨损时的一段时间压紧力要上升，过了峰值压紧力才开始下降，一般要求峰值较设计值的增加量应不大于12%。
A点为摩擦片磨损到极限的位置，要依据B点的位置再由摩擦片总磨损量Δλ求得。应注意在A点处的膜片弹簧工作压紧力要较B点处略高（考虑弹力衰减）。Δλ可按下式求出
Δλ=ZcΔs0
式中：Zc为摩擦片总的工作面数，单片式取Zc=2；Δs0为每摩擦工作面最大允许磨损量（铆钉头外露），一般视情况Δs0在0.65～1.1mm之间。
C点为离合器分离时膜片弹簧的工作位置，它一般在特性曲的凹点附近，此时分离力较小。C点的位置取决于压盘升程λ1f。λ1f可由下式求得
Λ1f=ZcΔs
式中：ΔS为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，单片式可取Δs=0.75～1.0mm，双片式可取小一点，约为0.5mm。

图3-1 膜片弹簧工作点位置
3.2 膜片弹簧的优化设计
（1）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
(3-1)
《汽车设计》第4版 主编：王望予 第67页
(3-2)
《汽车设计》第4版 主编：王望予 第68页
（2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即
(3-3)
(3-4)
《汽车设计》第4版 主编：王望予 第68页
（3）为使摩擦片上压紧力的分布比较均匀，推式膜片弹簧离合器的压盘加载半径（或拉式膜片弹簧离合器的压盘加载点半径）应在摩擦片的平均半径与外半径之间，即
推式： (3-5)
拉式： (3-6)
《汽车设计》第4版 主编：王望予 第68页
（4）根据膜片弹簧结构布置要求，与，与之差应在一定范围内选取，即
(3-7)
(3-8)
(3-9)
《汽车设计》第4版 主编：王望予 第68页
（5）膜片弹簧离合器的分离指起到分离、杠杆的作用，因此杠杆比值要控制在一定范围内，即
推式： (3-10)
拉式： (3-11)
《汽车设计》第4版 主编：王望予 第68页
3.3膜片弹簧特性曲线的绘制
碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图3-1，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:
（3-12）
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第66页
式中： E——弹性模量，对于钢材，
μ——泊松比，对于钢材，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3-1　膜片弹簧的尺寸简图
表3-1膜片弹簧弹性特性所用到的系数
R
r
R1
r1
H
h
102
82
101
83
4
2.6
初选了上述参数以后，可根据式（3-12)利用MATLAB 7.0软件作图，表格计算见表3-2和绘制曲线功能画出F1-λ1特性曲线见图3-2。
表3-2 λ1-F1 计算值
λ1
0.26
0.52
0.78
1.04
1.3
1.56
1.82
2.08
2.34
2.6
2.86
3.12
F1
1103.3
2037.9
2817.0
3453.8
3961.4
4353.1
4642.2
4841.7
4964.9
5025.1
5035.3
5008.9
λ1
3.38
3.64
3.9
4.16
4.42
4.68
4.94
5.2
5.46
5.72
5.98
6.24
F1
4959.0
4898.8
4841.6
4800.5
4788.8
4819.6
4906.2
5061.8
5299.5
5236.6
6074.3
7106.1

图3-2 h=2.6mm的特性曲线
3.4工作点位置确定与后备系数校核
B点，当离合器处在结合状态时，膜片弹簧的轴向弹簧的轴向变形量λ1B,可在下列范围内选取
λ1B=（0.7～0.85)H=（0.7～0.85）×4=0.28～3.4（mm) （3-13）
λ1B=3.12，则FB=5008.9N 《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第68页
后备系数可按下式计算
（3-14）
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第68页
将初选的后备系数由原来的2.0调整为1.8。
A点，由图3-2和表3-2可知，适合作为A点的λ1值为2.34（对应F1值为4964.9N）由式Δλ=ZcΔS0可算出
（3-15）
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第68页
该值小了一点，可以调整B点向右移，在保证后备系数的同时，增大ΔS0值，以利于增长离合器使用寿命。调整过程略。
C点，由前面的分析可知，单片式可取ΔS=0.75～1.0mm，这里取为0.8mm，则
Λ1f=ZcΔS=2×0.8=1.6（mm） （3-16）
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第68页
此时，膜片弹簧总变形量为λ1=3.12+1.6=4.72（mm)，则对应的压紧力F1=4829.0N，从特性曲线可知，该点比较合适。
3.5分离轴承载荷计算
推式：

拉式：

《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第68页
3.6强度校核

β2为宽度系数：

当选用的材料为弹簧钢60Si2MnA或50CrVA时，许用应力[σ]可取为1500～1700MPa。所以本设计的膜片弹簧符号设计要求。

4 扭转减振器的设计
4.1扭转减振器的功能
扭转减振器的组成主要由弹性元件和阻尼元件等零件组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的扭转刚度、降低传动系扭转系统的固有频率，以及改变系统的固有振型。使其尽可能避开发动机转矩主谐量激励所引起的共振，阻尼元件主要作用是能够有效地吸收振动能量。所以，扭转减振器具备下面的功能：
1)减少发动机曲轴与传动系接合的扭转刚度，调整传动系的固有频率。
2)增加传动系的扭振阻尼，抑制扭转共振的响应振幅，并衰减其冲击产生的瞬态扭振。
3)控制传动系总成怠速时，离合器与变速器轴系的扭振，减少变速器怠速噪声、减少主减速器与变速器扭振产生的噪声。
4)减缓非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷、改善离合器在接合时的平顺性。
4.2扭转减振器的结构类型
扭转减振器具备线性和非线性特性两种特性。单级的线性减振器扭转特性如图4-1所示，它的弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，大多数应用在汽油机汽车当中。而柴油机，由于怠速时发动机的旋转均匀度不较大，经常引起变速器常啮合齿轮齿敲击，从而产生变速器怠速的噪声。在扭转减振器中，设置另一组刚度较小弹簧，使较小弹簧在发动机怠速工况下运转，消除怠速噪声。在这种情况下可得到两级非线性特性，第一级刚度较小，称为怠速级；第二级刚度较大。现在，柴油机汽车中广泛应用具备怠速级两级或三级的非线性扭转减振器。

图4-1 单级线性的减振器扭转特性 图4-2三级的非线性减振器扭转特性

4.3扭转减振器主要参数的选择
减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。
（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△1(图4-1)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： 图4-3 减振器尺寸简
(4-1)
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第71页
式中，商用车：系数取1.5；乖用车：系数取2.0。
本设计选取
（2）扭转角刚度是kφ
为避免引起系统共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象避免发生在发动机正常工作的转速范围内。
决定减振弹簧的线刚度和结构布置尺寸(图4-3)。
设减振弹簧分布在半径为Ro的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为Ro。此时所需加在从动片上的转矩为
(4-2)
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第71页
式中：T——使从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩(N·m)；
K——每个减振弹簧的线刚度(N／mm)；
Zj——减振弹簧个数；
Ro——减振弹簧位置半径(m)。
根据扭转刚度的定义，则
(4-3)
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第71页
式中：为减振器扭转刚度(N·m／rad)。
设计时可按经验来初选是
（4-4）
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第71页
因此：≤13×257.25=33442.25。
本设计选取=3000N.m/rad。
（3）阻尼摩擦转矩Tµ
由于减振器扭转角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Tµ一般可按下式初选为：
（4-5）
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第71页
本设计 N.m
（4）预紧转矩Tn
对于线性特性的减振器，减振弹簧在安装时应有预紧。与无预紧力矩时相比，当两种情况下的角刚度和极限转角分别相同时，有预紧力的极限转矩较大，使减振器能在较大的转矩范围内工作；当极限转矩和极限转角分别相同时，则其角刚度较低。这显然是有利的。但预紧力矩值不应大于摩擦力矩，一般取：
（4-6）
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（5）减振弹簧的位置半径Ro
Ro的尺寸应尽可能大些，如图2—15所示，一般取
（4-7）
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第72页
式中：D为摩擦片的内径。
本设计中：选取Ro=50mm 。
（6）减振弹簧个数Zj
参照表3-2中选取。
表4-1 减振弹簧个数的选取
摩擦片外径D／mm
<225-250
250--325
325--350
>350
减振弹簧数目
4-6
6--8
8～10
>10
本设计中选取=6。
（7）减振弹簧总压力FΣ
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为
（4-8）
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第72页
FΣ=257.25×103/50=5145N
（8）每个减振弹簧的最大工作压力F
FΣ/Zj (4-9)
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计算得：F=857.5N
（9）减振弹簧的确定
1）弹簧的平均直径Dc
Dc一般由结构布置来决定，通常=11～15 mm。本设计选取=12 mm。
2）弹簧钢丝直径d1
(4-10)
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式中：扭转许用应用取为550～600MPa，本设计中计算选取=600MPa。
代入已知数据计算得：＝3.52，圆整为＝3.5mm 。
设计一般一般在2～4mm之间，因此设计的参数合理。
3）减振弹簧刚度Ｋ
(4-11)
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代入数据计算得：Ｋ=200N.mm
4）减振弹簧有效圈数
(4-12)
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代入已知数据计算得：＝4.504，圆整为＝5。G为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取G=8.3×104MPa。
5）减振弹簧总圈数n
n=i+(1.5～2) (4-13)
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一般n为6圈左右，则设计为n=5+2=7圈。
6）减振弹簧最小长度lm
减振弹簧在最大工作压力P时的最小长度为：
(4-14)
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第72页
式中，——弹簧圈之间的间隙，必要时还可取得小一些。
计算得：=1.1×2×7=15.4mm 。
7）减振弹簧总变形量Δl
(4-15)
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第73页
计算得：=857.5/200=4.29mm 。
8）减振弹簧自由高度l0
(4-16)
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第73页
计算得：=19.69mm
9）减振弹簧预变形量
(4-17)
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第73页
计算得：=0.34mm
10）减振弹簧安装后的工作高度
(4-18)
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第73页
计算得：=19.35mm 。
11）减振弹簧的工作变形量
(4-19)
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第73页

计算得：=4.29-0.34=3.95mm 。
（10）极限转角
减振器预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为：
(4-20）
《汽车课程设计指导书》 主编：王丰元 马明星 第73页
通常为3°～4.5°,该设计直接取3.5°。
（11）限位销与从动盘缺口测边的间隙
一般为2.5～4 mm，本设计选取=3.6。
（4-21）
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式中：为限位销的安装半径。
（12）限位销直径
按结构布置选定，一般=9.5～12mm，本设计选取=11mm 。
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5 操纵机构
离合器的操纵机构是驾驶员控制离合器分离、接合的一套机构。它控制始于离合器的踏板，终止在离合器壳的分离轴承。因为离合器使用频繁，所以离合器操纵机构要求操作轻便。轻便性主要包括两个方面：1.施加在离合器踏板上的力不能过大，2.设有踏板间隙的校正机构。离合器操纵机构按分离所需的能源不同，可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式和气压助力液压式等。
汽车离合器操纵机构应满足下列要求[3]：
1）踏板力小，轿车一般在80～150N，货车不能大于150～200N；
2）踏板的行程，对于轿车一般在mm范围内，而对于货车最大不能超过180mm；
3）踏板行程设有调整装置，保证摩擦片磨损后自由行程能够通过调整复原；
4）设有踏板行程限位装置，防止操纵机构因为受力过大而损坏；
5）具备足够刚度；
6）传动效率高；
7）发动机的振动、车架或驾驶室的变形不会影响其正常运作。
机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式，杠传动结构简单，工作可靠，但是机械效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系，布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。
本次设计的普通轮型离合器操纵机构，采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点：
1）液压式操纵机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂踏板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉；
2）可使离合器的接合更加柔和，可以降低猛踩踏板时传动系产生的动载荷。因为液压式操纵有以上的优点，故应用日益广泛，离合器液压操纵机构由主缸、工作缸、管路系统等部分组成。
mm，mm，mm，mm
mm，mm，mm，mm
5.1 离合器踏板行程计算
踏板行程由自由行程和工作行程组成：
（5-1）
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式中，是分离轴承自由行程，一般为mm，取mm；反映到踏板上的自由行程一般为mm；、分别是主缸和工作缸直径；Z是摩擦片面数；是离合器分离时，对偶摩擦面间的间隙，单片：mm，取mm；、、、、、为杠杆尺寸。
得：mm，mm，合格。

图5-1液压操纵机构示意图
5.2踏板力的计算
踏板力为
　　　　　　　　　　　　　（5-2）
《汽车设计》第4版 主编：王望予 第73页
式中，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，；为机械效率，液压式：%，机械式：%；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。N，，%；则
N
合格。
分离离合器所作的功为
（5-3）
《汽车设计》第4版 主编：王望予 第73页

式中，为离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力，N，则
J
合格。

6 离合器其