拉式膜片弹簧离合器设计项目说明指导书.doc

拉式膜片弹簧离合器设计

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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
图1.1  离合器总成
一，拉式膜片弹簧离合器优点
和推式相比，拉式膜片弹簧离合器含有很多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更少；拉式膜片弹簧是中部和压盘相压在一样压盘尺寸条件下可采取直径较大膜片弹簧，提升了压紧力和传输转矩能力，且并不增大踏板力，在传输相同转矩时，可采取尺寸较小结构；在接合或分离状态下，离合器盖变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式杠杆比大于推式杠杆比，且中间支承降低了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式踏板力比推式通常可降低约；不管在接合状态或分离状态，拉式结构膜片弹簧大端和离合器盖支承一直保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和哭声；使用寿命更长。
二，设计预期结果
此次设计，我将取得以下结果：1、设计说明书：（1）离合器各零件结构；（2）离合器关键参数选择和优化；（3）膜片弹簧计算和优化；（4）扭转减振器设计；（5）离合器操纵机构设计计算。2、图纸有：扭转减振器、摩擦片、膜片弹簧、从动盘、轴、压盘、离合器总成。
三，离合器结构设计
为了达成计划书所给数据要求，设计时应依据车型类别、使用要求、制造条件，和“系列化、通用化、标准化”要求等，合理选择离合器结构。
3.1离合器结构选择和论证
3.1.1 摩擦片选择
 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，在使用时能确保分离根本接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，所以该设计选择单片离合器。摩擦片数为2。
3.1.2 压紧弹簧部署形式选择
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。其中膜片弹簧关键特点是用一个膜片弹簧替换螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧和其它几类相比又有以下多个优点：
（1）因为膜片弹簧有理想非线性特征,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能确保大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传输转矩能力不变。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，压紧力降低极少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力显著下降；
（4）因为膜片弹簧大断面环形和压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提升使用寿命；
（5）易于实现良好通风散热，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，其非线性特征在生产中不易控制，开口处轻易产生裂纹，端部轻易磨损。多年来，因为材料性能提升，制造工艺和设计方法逐步完善，膜片弹簧制造已日趋成熟。所以，我选择膜片弹簧式离合器。
3.1.3 压盘驱动方法
在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传输到压盘方法有三种：                  
（1）凸台—窗孔式：它是将压盘后面凸起部分嵌入在离合器盖上窗孔内，经过二者配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方法结构简单，应用较多；缺点：压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，所以接触部分轻易产生分离不根本。
（2）径向传动驱动式：这种方法使用弹簧刚制径向片将离合器盖和压盘连接在一起，此传动方法较上一个在结构上稍显复杂部分，但它没有相对滑动部分，所以不存在磨损，同时踏板力也需要小部分，操纵方便；另外，工作时压盘和离合器盖径向相对位置不发生改变，所以离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动和噪声。
（3） 径向传动片驱动方法：它用弹簧钢制传动片将压盘和离合器盖连接在一起，除传动片部署方向是沿压盘弦向部署外，其它结构特征全部和径向传动驱动方法相同。经比较，我选择径向传动驱动方法。
3.1.4 分离杠杆、分离轴承
分离杠杆作用由膜片弹簧负担，其作用是经过分离轴承克服离合器弹簧推力并推进压盘移动，从而使压盘和从动盘和从动盘和飞轮相互分离，截断动力传输，分离杠杆要含有足够强度和刚度，以承受反复作用在其上面弯曲应力，分离轴承作用是经过分离叉作用使分离轴承沿变速器前端盖导向套作轴向移动，推进旋转中膜片弹簧中部分离前端，使离合器起到分离作用。分离此次设计选择是油封轴承，它能够将润滑脂密封在轴承壳内，使用中不需要增加润滑，相比供油式轴承则需增加。
3.1.5 离合器散热通风
试验表明，摩擦片磨损是随压盘温度升高而增大，当压盘工作表面超出°C时摩擦片磨损猛烈增加，正常使用条件离合器盘，工作表面瞬时温度通常在°C以下。在尤其频繁使用下，压盘表面瞬时温度有可能达成。过高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质量以确保足够热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构方法有：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结构能良好实现通风散热效果，故不需作另外设置。                                                   
3.1.6 从动盘总成
从动盘总成由摩擦片，从动片，减震器和从动盘穀等组成。它即使对离合器工作性能影响很大构件，不过其工作寿命微弱，所以在结构和材料上选择是设计关键。从动盘总成应满足以下设计要求：
（1）转动惯量要小，以减小变速器换档时轮齿简单冲击；
（2）应含有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减小磨损。
（3）应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓解冲击。
1、摩擦片要求
摩擦系数稳定、工作温度、单位压力改变对其影响要小，有足够机械强度和耐磨性；热稳定性好，磨合性好，密度小；有利于结合平顺，长久停放离合器摩擦片不会粘着现象。总而言之，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，价格廉价，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取得轴向弹性。
2、从动盘轴向弹性
从动盘轴向弹性可改善离合器性能，使离合器接合柔和，摩擦面接触均匀，磨损较小。为使从动盘有轴向弹性，单独制造扇形波状弹簧和从动钢片铆接。波状弹簧可用比钢片轻薄材料制造，轴向弹性很好，转动惯量小，适宜高速旋转，且弹簧对置分布，弹性好。所以设计中选择这类弹簧。
3、扭转减震器
扭转减震器几乎是现代汽车离合器从动盘上必备部件，关键由弹性元件和阻尼元件组成。弹性元件可降低传动系首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统某阶固有频率，改变系统固有振型，使之尽可能避免由发动机转矩主谐量激励引发共振。不过,这种共振往往难以避免。汽车行驶在不平道路上行驶阻力也会时刻改变。当因为路面不平引发激力频率和传动系某阶自振频率重合时，也会发生共振现象。阻尼元件则可有效耗散此时振动能量，所以扭转减震器可有效地降低传动系共振载荷和噪声。
扭转减震器弹性特征，又线性和非线性两种。弹性元件采取圆柱螺旋弹簧减震器，其弹性特点为线性。阻尼元件采取摩擦片经过碟形弹簧建立阻尼默片正应力，其阻尼力矩比较稳定。所以发动机扭矩实际上是经过部分弹性元件传输到传动系。
摩擦式扭转减震器工作原理：离合器工作时，扭矩从摩擦片传给从动钢片再传给从动盘毂，此时弹簧被压缩，从动钢片相对从动盘毂前移（从动毂边缘上缺口控制着钢片和毂最大位移）。
二，离合器结构设计关键点
在进行离合器具体设计时，首先应确保传输发动机最大扭矩为前提，然后满足下列条件:
（1）如前所述，扇形波状弹簧对置分布铆接在从动钢片上，并在从动盘上设置扭转减震器确保离合器接合柔和，摩擦片制成一定锥度（从动盘锥形量约为0.5mm）使其大端面向飞轮，这么从动盘毂在从动轴（即变速器第一轴）花键上易于滑动，有利于离合器根本分离。
（2）离合器主动部分和从动部分连接和支撑形式，离合器主动部分包含飞轮，离合器盖和她们一起转动并能轴向移动压盘，压盘经过钢片和离合器盖相连，离合器从动部分有从动盘，从动轴，从动轴装在飞轮和压盘之间，可在从动轴花键上滑动，设计时把离合器从动轴前轴承安装在发动机曲轴中心孔内。
（3）离合器从动轴轴向定位及轴承润滑，离合器从动轴在安装后应保持轴向定位，在拆卸时便于离合器中抽出来。所以，设计时使从动轴前轴承外圆和飞轮为过渡配合，而前轴承内圈和从动轴为间隙配合，离合器从动轴轴向定位是靠从动轴后轴承来确保。离合器分离轴承靠注入黄油润滑，而从动轴前轴承靠油杯定时注入润滑。 为预防润滑油流到摩擦衬面，造成离合器打滑，除在轴承处安有自紧油封外，还在飞轮上开泄油孔。
（4）离合器运动零件限位，离合器处于接合时为使压盘和摩擦片很好接合，应使分离弹簧和分离轴承之间保持一定间隙，这是分离轴承回位弹簧加以确保。分离时，应对踏板最大行程加以限制。
三， 离合器关键零件设计
3.1 从动盘
扇形波状弹簧两两对置铆接和从动钢片上，两侧在铆接摩擦片，铆钉全部采取铝制埋头铆钉，摩擦衬面在铆接后腰磨削加工，使其工作表面不平度误差小于0.2mm，从动盘本体采取45号钢冲压加工得到，为预防其弯曲变形而引发分离不根本，通常在从动盘本体上设径向切口。
3.2 摩擦片
摩擦片在性能上要满足以下要求：
（1）摩擦系数稳定，工作温度，滑磨速度，单位压力改变对其影响；
（2）含有足够机械强度和耐磨性，热稳定性好；
（3）有利于接合平顺；4.长久停放离合器摩擦面会发生粘着现象。
（4）摩擦片选择材料为石棉基摩擦材料，它是由石棉或石棉织物、粘结剂和特种添加剂热压而成，其摩擦系数为。石棉基摩擦材料密度小，工作温度小于180℃，价格廉价，使用效果良好，在汽车离合器中广泛使用。
3.3 膜片弹簧
膜片弹簧使用优质高精质钢。其碟簧部分尺寸精度要求高，碟簧材料为60SiMnA。为了提升膜片弹簧承载能力，要对膜片弹簧进行调质处理，得含有高抗疲惫能力回火索氏体。要预防膜片内缘离开，同时对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持小时），使其高压力区产生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧凹表面进行喷丸处理，喷丸是φ0.8白口铁小丸， 可提升弹簧疲惫寿命。同时，为提升分离指耐磨性，对其进行局部高频淬火式镀铬。采取乳白镀铬，若膜片弹簧许用应力可取为1500～1700N/mm2。
3.4 压盘
压盘材料选择HT20-40铸造制成。它要有一定质量和刚度，以确保足够热容量和预防温度升高而产生弯曲变形。压盘应和飞轮保持良好对中，并进行静平衡。压盘摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于0.8。压盘壳用M8×12mm螺栓将其一端固定在飞轮端面上，另一端固定在压盘端面上。
3.5 离合器盖
离合器盖膜片弹簧支撑处须含有较大刚度和较高尺寸精度，压盘高度（丛承压点到摩擦面距离）公差要小，支撑环和支撑铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性好，膜片弹簧支撑形式采取铆钉作支承时，假如分离轴承和曲轴中心线不一样心，可引发铆钉过分磨损。提升铆钉硬度套筒和支承和曲轴中心线不一样心，亦可引发铆钉过分。提升铆钉硬度套筒和支承圈是提升耐磨性结构方法，采取10钢材材料、HRc40-50。
四， 摩擦片关键参数选择：
4.1：采取单片摩擦离合器是利用摩擦来传输发动机扭矩，为确保可靠度，离合器静摩擦力矩应大于发动机最大扭矩
摩擦片静压力：
l                                   （3.1）                
后备系数β是离合器关键参数，反应离合器传输发动机最大扭矩可靠程度，选择β时，应从以下多个方面考虑：a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传输发动机最大扭矩；b. 预防离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够预防传动系过载。通常轿车和轻型货车β=1.2～1.75。结合设计实际情况，表3.2　离合器后备系数取值范围
车型
后备系数β
乘用车及最大总质量小于6t商用车
1.20～1.75
最大总质量为6～14t商用车
1.50～2.25
挂车
1.80～4.00
取B=1.3,Temax=169N.M ,Nemax=4300rpm,则Tc=219.7N.M   
摩擦片外径可有式: （3.3） 求得        
　直径系数取值范围
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商用车
22.5～24.0
为直径系数，取值见表3.3   取KD=14.6  得D=189.8mm.
摩擦片摩擦因数取决于摩擦片所用材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等原因。可由表查得：
摩擦面数Z为离合器从动盘数两倍，决定于离合器所需传输转矩大小及其结构尺寸。本题目设计单片离合器，所以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，为确保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间隙。该间隙Δt通常为3～4mm。取Δt=4mm。
　摩擦材料摩擦因数取值范围
摩擦材料
摩擦因数
石棉基材料
模压
0.20～0.25
编织
0.25～0.35
粉末冶金材料
铜基
0.25～0.35
铁基
0.30～0.50
金属陶瓷材料
0.4
离合器静摩擦力矩为：                                （3.4）
和式（3.1）联立得：          
  Tc=ZT=2 fPoZ((R.R.R-r.r.r)/3)   代入数据得：单位压力MPa。
　摩擦片单位压力取值范围
摩擦片材料
单位压力/MPa
石棉基材料
模压
0.15~0.25
编织
0.25~0.35
粉末冶金材料
模压
0.35~0.50
编织
金属陶瓷材料
0.70~1.50
 4.2： 摩擦片基础参数优化
（1）摩擦片外径D（mm）选择应使最大圆周速度不超出65～70m/s，即
     Vd=(3.14/60).Nemax.D.0.001=42.73m/s<=65-70m/s,符合要求。
式中，Vd为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速(r/min)。
（2）摩擦片内、外径比应在0.53～0.70范围内，即
0.53<=C<=0.70,故取C=0.68,则d=CD=129.06mm.
（3）为了确保离合器可靠地传输发动机转矩，并预防传动系过载，不一样车型β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0。
（4）为了确保扭转减振器安装，摩擦片内径d必需大于减振器振器弹簧位置直径约50mm，即
mm    
（6）为降低离合器滑磨时热负荷，预防摩擦片损伤，对于不一样车型，单位压力最大范围为0.11～1.50MPa,即
MPa<=PoMPa，故取Po=0.35MPa,总而言之，经计算可得摩擦片相关參数为：Tc=219.7N.M,B=1.3,D=189.8mm,d=129.06mm,b=3.5mm,f=0.256,Z=2, t=4mm,C=0.68,Po=0.35MPa,Ro<39.53mm,材料为铜基。
五，膜片弹簧关键参数选择
5.1： 比较H/h选择
此值对膜片弹簧弹性特征影响极大，分析式（3.10）中载荷和变形1之间函数关系可知，当初，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；当初，F1极小值在横坐标上，见图3.1。

1-  2-  3-
4-  5-
  膜片弹簧弹性特征曲线
5.2：为确保离合器压紧力改变不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧H/h通常在1.5～2范围内选择。常见膜片弹簧板厚为2～4mm，本设计 ，h=3mm ，则H=4.8mm 。
5.3： R/r选择
经过分析表明，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依据结构部署和压紧力要求，R/r常在1.2～1.3 范围内取值。本设计中取R/r=1.30，摩擦片平均半径Rc=(2/3).(R.R.R-r.r.r)/(R.R-r.r)=80.68mm， 取r=81mm,则R=105.3mm取整R=106mm 则R/r=1.31。
5.4：.圆锥底角
汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α通常在°范围内，本设计中 得a=11.2°在°之间，合格。分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧有取24，对于小尺寸膜片弹簧，也有取12，本设计所取分离指数为18。
5.5：.切槽宽度
mm，mm，取 ｂ1=3.3mm,b2=9.5mm，应满足要求。
5．6：. 压盘加载点半径和支承环加载点半径确实定
应略大于且尽可能靠近r，应略小于R且尽可能靠近R。本设计取R1=103.3mm，r1=85 mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分尺寸精度要高。中国常见碟簧材料为60SizMnA，当量应力可取为1600～1700N/mm2。
5.7：. 公差和精度
离合器盖膜片弹簧支承处，要含有大刚度和高尺寸精度，压力盘高度（从承压点到摩擦面距离）公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。
5.8：  膜片弹簧优化设计
（1）为了满足离合器使用性能要求，弹簧和初始锥角应在一定范围内，即
1.6<=（H/h=1.6）<=2.2
9<=(a=H/(R-r))<=15
（2）弹簧各部分相关尺寸比值应符合一定范围，即
1.20<=(R/r=1.3)<=1.35
70<=(2R/h=70.2)<=100
（3）为了使摩擦片上压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧压盘加载点半径（或拉式膜片弹簧压盘加载点半径）应在摩擦片平均半径和外半径之间，即
拉式： ((D+d)/4=79.72mm)<=(r1=85mm)<=(D/2=94.9mm)
（4）依据弹簧结构部署要求，和，和之差应在一定范围内选择，即
1<=(R-R1=2)<=7
0<=(r1-r=4)<=6

（5）膜片弹簧分离指起分离杠杆作用，，所以杠杆比应在一定范围内选择，即
拉式：               
由（4）和（5）得：(R1-rf)/(R1-r1)=3.94,符合要求。
5.9：膜片弹簧载荷和变形关系
（1）碟形弹簧形状如以锥型垫片，见图3.2，它含有独特弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是含有特殊结构碟形弹簧，在碟簧小端伸出很多由径向槽隔开挂状部分——分离指。膜片弹簧弹性特征和尺寸如其碟簧部分碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。所以，碟形弹簧相关设计公式对膜片弹簧也适用。经过支承环和压盘加在膜片弹簧上沿圆周分布载荷，假象集中在支承点处，用F1表示，加载点间相对变形（轴向）为λ1，则压紧力F1和变形λ1之间关系式为:
       （3.10）
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，其碟簧部分内锥高度
h——弹簧钢板厚度
R——弹簧自由状态时碟簧部分大端半径
r——弹簧自由状态时碟簧部分小端半径
R1——压盘加载点半径
r1——支承环加载点半径

　膜片弹簧尺寸简图
（2）当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生改变。设分离轴承对膜片弹簧指所加载荷为F2，对应此载荷作用点变形为λ2。
则：λ2=(r1-rf)/(R1-r1),
F2=(R1-r1)/(r1-rf)F1  
  膜片弹簧工作点位置选择。从膜片弹簧弹性特征曲线图分析出，该曲线拐点H对应着膜片弹簧压平位置，而。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B通常取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，通常,以确保摩擦片在最大磨损程度Δλ范围内压紧力从F1B到F1A改变不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C ，为最大程度地减小踏板力，C点应尽可能靠近N点。为了确保摩擦片磨损后仍能可靠传输传矩，并考虑摩擦因数下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力应大于或等于新摩擦片时压紧力。
膜片弹簧工作点位置
式中   φ——碟簧部分子午断面转角（从自由状态算起）
α——碟簧部分子有状态时圆锥底角
e ——碟簧部分子午断面内中性点半径
e=（R-r）/In(R/r) 
故该膜片弹簧基础参数为：
H=4.8mm,h=3mm,R=105.3mm,r=81mm,a=11.2,n=18,ro=29.25mm,rf=31.25mm,b1=3.3mm
b2=9.5mm ,re=71mm,R1=103.3mm,r1=85mm。                              

六,扭转减振器设计:
6.1:减震器极转矩:Tj=2.0Temax=338N·m              
摩擦转矩 :Tv=0.15Temax=25.35N.m 
预紧转矩:Tn=0.13Temax=21.97N.m  
极限转角:  ￡j=3.18°                                       
扭转角刚度: K￡=12Tj=4056N.m/rad  
6.2: 减振弹簧设计:
(1),减振弹簧安装位置:
，
结合mm，得取40mm，则Ro=0.62.d/2。                             
(2),全部减振弹簧总工作负荷
Pz=Tj/Ro=8450N
(3)．单个减振弹簧工作负荷
P=Pz/Z=1408.3N
式中Z为减振弹簧个数，按下表选择：
取Z=4
　减振弹簧个数选择
摩擦片外径D/mm
225～250
250～325
325～350
〉350
Z
4～6
6～8
8～10
〉10

 扭转减振器
4．减振弹簧尺寸
（1）选择材料，计算许用应力
依据《机械原理和设计》(机械工业出版社)采取65Mn弹簧钢丝， 设弹簧丝直径mm ;（2）选择旋绕比，计算曲度系数
依据下表选择旋绕比
　旋绕比荐用范围
d/mm

C

确定旋绕比，曲度系数
（3）强度计算：
d>=1.6.(P.K.C)0.5/￠ =5.0mm,故需重新选择d。重新取d=5.0mm,C和K不变，代入上式计算得：d>=5.07mm,故该选择基础符合要求。
中径 D2=Cd=20mm；外径 D=D2+d=25mm
（4）极限转角其中， △l=P/K=1408.3/422.5=3.33mm,故 =4.8
（8）减振弹簧自由高度
lo=22mm
（9）减振弹簧预紧变形量
l1=Tn/Ro/K=1.3mm
（10）减振弹簧安装高度
l=lo-l1=20.7mm
七，操纵机构：
汽车离合器操纵机构是驾驶员用来控制离合器分离又使之柔和接合一套机构。它始于离合器踏板，终止于离合器壳内分离轴承。因为离合器使用频繁，所以离合器操纵机构首先要求操作轻便。轻便性包含两个方面，一是加在离合器踏板上力不应过大，其次是应有踏板形成校正机构。离合器操纵机构按分离时所需能源不一样可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等。
7.1,离合器操纵机构应满足要求是：
（1）踏板力要小，轿车通常在80～150N范围内，货车小于150～200N；
（2）踏板行程对轿车通常在mm范围内，对货车最大不超出180mm；
（3）踏板行程应能调整，以确保摩擦片磨损后分离轴承自由行程可复原；
（4）应有对踏板行程进行限位装置，以预防操纵机构因受力过大而损坏；
（5）应含有足够刚度；
（6）传动效率要高；
（7）发动机振动及车架和驾驶室变形不会影响其正常工作。
7.2,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，不过机械效率低，质量大，车架和驾驶室形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系，部署困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。
此次设计一般轮型离合器操纵机构，采取机械式操纵机构。
a2=130mm,a1=30mm,d2=110mm,d1=65mm,c2=50mm,c1=20mm,b1=20mm,b2=90mm.
7.3,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：
S=S1+S2=(Sof+Z . △S.c2/c1).a2.b2/a1.b1                     （3.19）
式中，为分离轴承自由行程，通常为mm，取Sof=2.0mm；反应到踏板上自由行程通常为mm；Z为摩擦片面数；为离合器分离时对偶摩擦面间间隙，单片：mm，取△S=1.1mm；、、、、、为杠杆尺寸。
得：S=146.25mm，S1=39mm，合格。

7.4,踏板力计算
踏板力为
　　　　　　　　　　　　　（3.20）
式中，为离合器分离时，压紧弹簧对压盘总压力；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拉力所需踏板力，在初步设计时，可忽略之。F=(R1-r1)/(r1-rf)=2311.5N， 取 =0.8 则
Ff=59.27N,符合要求。
分离离合器所作功为

式中，为离合器拉接合状态下压紧弹簧总压紧力，F1=6789.24 N，则
WL=12.51J<30J,符合要求。
八，离合器关键零部件结构设计：
8.1，从动盘总成：
从动盘总成关键由从动盘毂，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，设计时应满足以下要求：
（1） 从动盘转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间冲击。
（2） 从动盘应含有轴向弹性，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，并缓解冲击。
8.1.1：轴向弹性从动盘结构形式：
为了使从动盘含有轴向弹性，常见方法有：
（1） 在从动片外缘开6∽12个“T”形槽，形成很多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不一样方向弯曲波浪形。
（2） 将扇形波形片左，右凸起段分别和左，右摩擦片铆接。
（3） 利用阶梯形铆钉杆细段将成对波形片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） 将靠近飞轮左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉和波形片铆合。
8.1.2：从动盘毂：
从动盘毂是离合器中承收载荷最大零件，它通常采取齿侧对中矩形花键安装在变速器第一轴上。依据摩擦片外径D和发动机最大转矩Temax,由表选择可得：该花键齿数为10，外径33mm,内径26mm,齿厚4mm,有效齿长32mm.
从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不根本，通常取1.0～1.4倍花键轴直径，故从动盘毂轴向长度可取为：1.3.35=45.5mm.从动盘毂通常采取锻钢，并经调质处理。
8.1.3：从动片
从动片要求质量轻，含有轴向弹性,平面度要求高。材料常见中碳钢板或低碳钢板。通常厚度为1.3～2.5mm,这里取2.0mm。
8.1.4：波形片和减振弹簧
波形片通常采取65Mn,厚度小于1mm ,并经过表面发蓝处理。减振弹簧采取65Mn等弹簧钢丝。
8.2：离合器盖总成：
离合器盖总成除了压紧弹簧外，还有离合器盖，压盘，传动片，分离杠杆装置及支承环等。
8.2.1：离合器盖：
对离合器盖结构设计要求：
（1），应含有足够刚度，不然将影响离合器工作特征，其板厚通常为2.5～4.0mm,这里取为3.5mm,在盖上冲制加强肋或在盖内圆周外翻边。
（2），应和飞轮保持良好对中。
（3），盖膜片弹簧支承处应含有高尺寸精度。
（4），为了便于通风散热，预防摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大通风窗孔或在盖上加设通风扇片等。
乘用车和载质量较小商用车离合器盖通常见08，10钢等低碳钢板。
8.2.2：压盘
对压盘结构设计要求：
（1），压盘应含有较大质量，以增大热容量，减小温升，预防其产生裂纹和破碎。
（2），压盘应含有较大刚度，使压紧力在摩擦面上压力分布均匀并减小受热后翘曲变形，其厚度约为15～25mm,这里取20mm。
(3),和飞轮应保持良好对中，并要进行静平衡，压盘单件平衡精度应不低于15～20g.cm。
（4），压盘高度公差要小。
压盘形状较复杂，要求传热性好，含有较高摩擦因数，通常采取灰铸铁，通常采取HT200,HT250,HT300.
8.2.3：传动片
传动片作用是在离合器接合时，离合器盖经过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可利用它弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。
传动片常见3～4组，每组2～3片，每片厚度为0.5～1.0mm,通常由弹簧钢带65Mn制成。
8.2.4：分离杠杆装置
对于分离杠杆装置结构设计要求：
（1），分离杠杆应含有较大弯曲刚度。
（2），应使分离杠杆支承机构和压盘驱机构在运动上不发生干涉。
（3），分离杠杆内端高度应能调整，使各内端在平行于压盘同一平面。
（4）,分离杠杆支撑处应采取滚针轴承，滚销或刀口支承，以减小摩擦和摩损。
（5），应避免在高速转动时因分离杠杆离心力作用而降低压紧力。
（6），为了提升通风散热能力，可将分离杠杆制成特殊叶轮形状，用以鼓风。
分离杠杆关键由08低碳钢板冲压和35等中碳钢铸造成形。
8.2.5：支承环
支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环通常采取3.0～4.0mm碳素弹簧钢丝，这里取3.5mm。
8.3：分离轴承总成
分离轴承总成由分离轴承，分离套筒等组成。分离轴承关键承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下径向力。现在关键采取推力球轴承或向心球轴承。
经过以上对膜片弹簧离合器及液压操纵机构工作原理叙述及各构件计算说明，能够看出离合器操纵机构设计要从选材，尺寸约束，传输发动机扭矩，驾驶员操作等各方面综合考虑。
计算方面：离合器关键参数β，P0,D,d，结果根据基础公式运算得出并经过约束条件，检验合格。操纵机构自由行程符合规格，总行程78.75mm<180mm符合标准条件，在以前提下同时也确保了机件含有足够刚度，在有外部压力情况下不会轻易变形。设计所得尺寸既符合工作机理需求又满足安装要求。
选材方面：摩擦片选择石棉基材料，确保其有足够强度和耐磨性、热稳定性、磨合性，不会发生粘着现象。扭转减振器中扭转弹簧选择65Si2MnA，其中所含硅成份提升了机件弹性，所含錳，加强了耐高温性；设计后离合器顺利经过温升校核，目标是预防摩擦元件过快地磨损和温度过高。
总而言之，此次设计遵从了：（1）分离根本；（2）接合柔和；（3）操纵轻便，工作特征稳定；（4）从动部分转动惯量小设计关键点，数据全部经过约束条件检验，原件所使用材料基础上符合耐磨，耐压和耐高温要求，而且离合器尺寸适宜，适宜安装，能最高效率传输发动机扭矩，完全符累计划书及国家标准。
参考文件
[1] 徐石安,江发潮.汽车离合器[M].清华大学出版社..    
[2] 陈家瑞.汽车结构 [M]. 机械工业出版社..
[3] 王望予.汽车设计[M]. 机械工业出版社..
《汽车设计》

课程设计

1月

指导老师：郭老师

姓名：唐超华
学号：05625
班级：056
专业：机自
学院：机械学院