汽车设计课程设计说明书教学提纲.docx

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（六）DIY手工艺品的“创作交流性”
新材料手工艺品。目前，国际上传统的金银、仿金银制成饰品的销售在逐步下降，与此形成鲜明对比的是，数年以前兴起的崇尚然风格、追求个性的自制饰品--即根据自己的创意将各种材质的饰珠，用皮、布、金属等线材串出的品，正在各国的女性中大行其道。
加拿大ｂｅａｄｗｏｒｋｓ公司就是根据年轻女性要充分展现自己个性的需求，将世界各地的珠类饰品汇集于“碧芝自制饰品店”内，由消费者自选、自组、自制，这样就能在每个消费者亲手制作、充分发挥她们的艺术想像力的基础上，创作出作品，达到展现个性的效果。
2、消费者分析
5、就业机会和问题分析
根本不知道□
在大学生对DIY手工艺品价位调查中，发现有46% 的女生认为在十元以下的价位是可以接受；48% 的认为在10-15元；6% 的则认为50-100元能接受。如图1-2所示
1、DIY手工艺市场状况分析
据调查统计在对大学生进行店铺经营风格所考虑的因素问题调查中，发现有50%人选择了价格便宜些，有28%人选择服务热情些，有30%人选择店面装潢有个性，只有14%人选择新颖多样。如图（1-5）所示
是□ 否□目录
前言1
1 汽车离合器的整体描述2
1.1 离合器的概述2
1.1.1 离合器的基本组成2
1.1.2 离合器的功用和分类2
1.1.3 离合器的设计要求2
1.2 摩擦离合器的组成3
1.3 从动盘的选择4
1.4 压紧弹簧和布置形式的选择4
1.5 膜片弹簧支承形式的选择5
1.6 压盘的驱动形式6
1.7 离合器的通风散热6
2 离合器的主要参数的选择7
2.1 后备系数β7
2.2 单位压力p07
2.3 摩擦系数f、摩擦面数Z和离合器间隙Δt8
2.4 摩擦片的尺寸计算及校核9
2.4.1 摩擦片外径D、内径d和厚度b9
2.4.2 摩擦片平均摩擦半径Rc10
2.4.3 离合器的静摩擦力矩Tc10
2.4.4 摩擦片的校核10
3 离合器主要零件的设计12
3.1 从动盘的设计12
3.1.1 从动片的设计12
3.1.2 从动盘毂的设计12
3.1.3 摩擦片的设计13
3.1.4 波形片的设计14
3.2 离合器盖的总成14
3.2.1 离合器盖的设计14
3.2.2 压盘的设计14
3.2.3 传动片的选择16
3.2.4 支承环16
3.2 分离轴承的总成16
4 膜片弹簧的设计17
4.1 拉式膜片弹簧的结构特点17
4.2膜片弹簧基本参数的选择17
4.3 膜片弹簧的弹性特性18
4.4 膜片弹簧的强度计算19
4.5 膜片弹簧的材料及制造工艺21
5 扭转减振器的设计23
5.1 扭转减振器的概述23
5.2 扭转减振器的参数选择23
5.2.1 扭转减振器的主要参数23
5.2.2 扭转减振器参数的具体选择23
5.3 减振弹簧的设计24
5.3.1 减振弹簧的分布半径25
5.3.2 单个减振弹簧的工作压力25
5.3.3 减振弹簧的尺寸设计25
6 离合器操纵机构的设计27
6.1 离合器操纵机构的设计要求27
6.2 离合器操纵机构形式的选择27
6.3 离合器操纵机构的设计计算28
6.3.1 操纵力传动比的计算28
6.3.2 操纵机构踏板行程的计算28
6.3.3 操纵力的计算及校核29
6.3.4 分离离合器所做的功29
结论30
参考文献31

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前言

随着科技的飞速发展，特别是液压技术、电子技术在汽车领域的广泛应用，汽车传动系发生了巨大的变化，作为传动系重要组成部件之一的离合器总成，担负着传力、减震和防止系统过载等重要作用。伴随着自动变速器技术及与之相配套的离合器技术的完善，离合器产品不论是性能结构方面还是生产制造方面都发生了很大的变化。
随着汽车运输业的发展，离合器还要在原有的基础上不断地提高改进，以适应新的使用条件。从国外的发展动向来看，近年来汽车的各项性能指标有了新的提高，载货汽车趋于大型化，国内也有类似情况。此外，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，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器的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结构发展，传统的操纵结构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。
汽车传动系的设计对汽车动力学和燃油经济性有重大影响，而离合器又是汽车传动系中的重要部件。在离合器设计中，合理的选择离合器的结构形式和设计参数不仅保证了其在任何情况下都能可靠地传递发动机转矩，还使其有足够的使用寿命。
1 汽车离合器的整体描述

1.1 离合器的概述
离合器为与发动机与变速器之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，它的输出轴就是变速器的输入轴。在汽车行驶过程中，驾驶员可根据需要踩下离合器或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离或逐渐结合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。
1.1.1 离合器的基本组成
一般由主动部分（飞轮、离合器盖、压盘）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板、传动部件）等四大部分组成。
1.1.2 离合器的功用和分类
离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺的结合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，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。
汽车离合器有摩擦式离合器、液力耦合器、电磁离合器等几种。目前在汽车上广泛采用的是干式盘形摩擦离合器，按从动盘数目不同可分为单片离合器、双片离合器和多片离合器；按压紧弹簧布置形式的不同可分为周置弹簧离合器、中央弹簧离合器和斜置弹簧离合器；按弹簧形式不同可分为圆柱螺旋弹簧离合器、圆锥螺旋弹簧离合器和膜片弹簧离合器；按作用力方向不同可分为拉式膜片弹簧离合器和推式膜片弹簧离合器。
1.1.3 离合器的设计要求
为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足如下基本要求：
（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，又能防止传动系过载。
（2） 结合要完全、平顺、柔和，保证汽车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，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，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，延长其使用寿命。
（6） 应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。
（7） 操作轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。
（8） 作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。
（9） 具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。
（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。

1.2 摩擦离合器的组成
主动部分：包括飞轮、离合器盖、压盘等构件。这部分与发动机曲轴连在一起，离合器盖和飞轮用螺栓连接，压盘与离合器盖之间靠弹性传动片传递转矩。
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。
压紧机构：压紧机构主要由螺旋弹簧或膜片弹簧（又称碟簧）组成，与主动部分一起转动，它以离合器盖为依托，将压盘压向飞轮，从而将处于飞轮和压盘间的从动盘压紧。
操纵机构：操纵机构是为驾驶员控制离合器分离与结合程度的一套专设机构，它是由位于离合器盖内的分离杠杆（在膜片弹簧离合器中，膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用）、分离轴承、分离套筒、分离叉、回位弹簧等机件组成的分离机构和位于离合器壳体外的离合器踏板及传动机构、助力机构等组成。
其他部件：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振器。为了使汽车能够平稳起步，离合器应能柔和结合，这就需要从动盘在轴间具有一定的弹性，为此，往往在从动盘本体圆周部分，沿径向或周向切槽。再将分割形成的扇形部分沿周向翘曲或做成波浪形，两侧的两片摩擦片分别与其对应的凸起部分相铆接，这样从动盘被压缩时，压紧力随翘曲或波浪的扇形部分被压平而逐渐增大，从而达到结合柔和的效果。
1.3 从动盘的选择
对轿车和轻型、微型货车而言，发动机的最大转矩一般不大。在布置尺寸允许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器机构简单，尺寸紧凑，散热良好，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。因此，广泛应用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车上，在发动机转矩不大于1000N·m的大型客车和货车上也有推广。
双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；结合更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小；中间压盘通风散热性差，容易引起摩擦片过热，加快其磨损甚至烧坏；分离行程较大，不易分离彻底，设计时在结构上必须采取相应的措施；轴向尺寸较大，结构复杂；从动部分转动惯量较大。这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。
多片离合器多为湿式，具有结合更加平顺、柔和，摩擦表面温度较低，磨损较小，使用寿命长等优点。但分离行程长，分离不彻底，轴向尺寸和从动部分转动惯量大，主要应用于最大总质量大于14t的商用车的行星齿轮变速器换挡机构中。
本次设计为三菱帕杰罗乘用车膜片弹簧离合器的设计，设计的原始数据为：最大转矩T=215N·m，其小于1000N·m，故选用单片式摩擦离合器。

1.4 压紧弹簧和布置形式的选择
周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，并均匀地布置在一个或同心的两个圆周上，其结构简单、制造容易，过去广泛应用于各类汽车上。此结构的弹簧压力直接作用在压盘上，为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数目要随摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。因压紧弹簧直接与压盘接触，易受热回火失效。当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力显著下降，离合器传递转矩的能力也随之降低。此外，弹簧靠在其定位座上，造成接触部位严重磨损，甚至会出现弹簧断裂的现象。
中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心。由于可选较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便；压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受回火失效；通过调整垫片或螺纹容易实现压盘对压紧力的调整。这种结构较复杂，轴向尺寸较大，多用于发动机最大转矩大于400～500N·m的商用车上，以减轻其操纵力。
斜置弹簧离合器的弹簧压紧力斜向作用在传力盘上，并通过压杆作用在压盘上。这种结构的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎不变。与上诉两种离合器相比，它具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在总质量大于14t的商用车上已有采用。
膜片弹簧离合器是由一种弹簧钢支撑的具有特殊结构的蝶形弹簧，主要由碟簧部分与分离指部分组成。膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内基本保持不变，因而离合器传递的转矩大致不变；兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能很稳定；以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀；易于实现良好的通风散热，使用寿命长；膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。但膜片弹簧的制造工艺复杂，制造成本较高，对材质和尺寸精度要求较高，非线性弹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。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，膜片弹簧离合器不仅在乘用车上被大量采用，而且在各种形式的商用车上也被广泛采用。
综上，本次设计选用的离合器为拉式膜片弹簧离合器。

1.5 膜片弹簧支承形式的选择
拉式膜片弹簧离合器的结构如所设计的离合器装配图所示，其膜片弹簧的安装方向与推式相反，结合时膜片弹簧的大端支承在离合器盖上，以中部压紧在压盘上，将分离轴承向外拉离飞轮，即可实现分离。
根据支承环数目的不同，拉式膜片弹簧离合器可分为无支承环和单支承环两种形式。
（1） 无支承环式 MFZ型，直接在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台以支承膜弹簧，不用支承环，它主要用于轿车和轻型货车上。
（2） 单支承环式
1) DT/DTP型 将膜片弹簧的大端支承在冲压离合器盖中的支承环上，主要用于轿车或货车。
2) GMFZ型 将膜片弹簧的大端支承在铸造离合器盖凹槽中的支撑环上，主要用于中、重型货车上。
本设计膜片弹簧支承形式选用DT/DTP型单支承环式。
1.6 压盘的驱动形式
压盘的驱动形式主要有凸块-窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种。前三种的共同缺点是在连接件之间都有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是近年来广泛采用的驱动方式，沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘用铆钉或螺栓联结，传动片的弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时，传动片受拉，当拖动发动机时，传动片受压。弹性传动片驱动方式结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。
综上，本次设计压盘的驱动选用弹性传动片式。

1.7 离合器的通风散热
在离合器分离和结合过程中，由于摩擦会产生大量的热，如果不解决好通风散热问题，会使压盘温度上升过高。试验表明，摩擦片的磨损速度是随着压盘温度的升高而增大的。当压盘工作表面温度超过180～200℃时，摩擦片磨损急剧增大。在正常使用条件下，离合器压盘工作表面的温度一般在180℃以下。在特别频繁的使用条件下，压盘表面的瞬时温度有可能达到1000℃。过高的温度可以使压盘受热变形、产生裂纹，甚至碎裂。对于重型货车和经常在困难情况下起步的汽车，尤其如此。改善离合器通风散热的结构措施主要包括：在压盘上设置散热筋或鼓风筋；在离合器盖上开较大的通风孔；在离合器外壳上设通风窗；在双盘离合器的中间压盘内铸出通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装一导流罩，加强通风。
拉式膜片弹簧离合器本身构造能良好实现通风散热效果，故本次设计不需做另外设置。

2 离合器主要参数的选择

2.1 后备系数β
后备系数β是离合器设计中的一个重要参数，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，应考虑摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠的传递发动机的最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载及操纵轻便等因素。
显然，为可靠的传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨时间过长，β不宜选得太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选得太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选得小些；当使用条件恶劣、需要拖带挂车时，为提高起步能力，减少离合器滑磨，β应选得大些；汽车总质量越大，β也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩不平稳，选择的β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选得越小；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后离合器压力保持稳定，选取β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应大于单片离合器。各类汽车离合器β的取值范围见表2-1。
结合本次设计的车型三菱帕杰罗，选取β=1.25。

表2-1 离合器后备系数β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 单位压力Po
单位压力Po决定了摩擦表面的耐磨性，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、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。对于离合器使用频繁、发动机后备系数较小、摩擦片外径较大时，Po应取小些；后备系数较大时，可适当增大Po。
当摩擦片采用不同的材料时，Po的取值范围见表2-2。
本次设计初选单位压力Po=0.20MPa。

表2-2 摩擦片单位压力Po的取值范围
摩擦材料
摩擦因数Po
石棉基材料
模压
0.15～0.25
编织
0.25～0.35
粉末冶金材料
铜基
0.35～0.50
铁基
金属陶瓷材料
0.70～1.50

2.3 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙Δt
摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑动速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因数f受工作温度、单位压力和滑磨速度的影响较大，而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数f较大且稳定。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围可见表2-3。
本次设计取f=0.20。

表2-3 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围
摩擦材料
摩擦因数Po
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
0.35～0.50
铁基
0.35～0.50
金属陶瓷材料
0.40

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。本次设计取Z=2。
离合器间隙Δt是指离合器处于正常结合状态、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结合，在分离套筒和分离杠杆内留有的间隙。该间隙Δt一般为3～4㎜，本次设计取Δt=3㎜。
2.4 摩擦片的尺寸计算及校核
2.4.1 摩擦片外径D、内径d和厚度b
摩擦片外径是离合器的重要参数，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（㎜）可根据发动机最大转矩Temax(N·m)按如下经验公式选用
D=KDTemax （2-1）
式中，KD为直径系数，乘用车KD=14.6,；轻、中型商用货车中单片KD=16.0～18.5，双片KD=13.5～15.0；重型商用货车KD=22.5～24.0。本设计取KD=14.6。
即摩擦片外径D（㎜）为：
D=14.6×215≈214㎜
离合器尺寸应符合尺寸系列标准GB5764—1998《汽车用离合器面片》，表3-4给出了所有外径D应使摩擦片最大圆周速度不超过65m/s，以免摩擦片飞离。
表3-4 离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径D/mm
内径d/mm
厚度/mm
C¹=d/D
1-C¹3
单位面积/cm2
160
110
3.2
0.687
0.676
106
180
125
3.5
0.694
0.667
132
200
140
3.5
0.700
0.657
160
225
150
3.5
0.667
0.703
221
250
155
3.5
0.620
0.762
302
280
165
3.5
0.589
0.796
402
300
175
3.5
0.583
0.802
446
325
190
3.5
0.585
0.800
546
350
195
4
0.557
0.827
678
380
205
4
0.540
0.843
729
405
220
4
0.543
0.840
908
430
230
4
0.535
0.847
1037

根据就近取整的法则并根据发动机最大转矩的要求，初选标准尺寸：外径D=280mm，内径d=165mm，厚度为3.5mm，内外径比值C¹=d/D=0.589，单位面积为402cm2。
2.4.2 摩擦片的平均摩擦半径Rc
假设摩擦面磨损均匀，当d/D≥0.6时，摩擦力的平均作用半径Rc即为：
Rc=D+d4=280+1654=111.25mm （2-2）
2.4.3 离合器的静摩擦力矩Tc
为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机的最大转矩，即
Tc=βTemax=1.25×215=268.75N·m （2-3）
摩擦离合器是靠存在于主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩Tc为
Tc=f·F·Z·Rc （2-4）
压盘施加在摩擦面上的工作压力F为
F=Tcf·Z·Rc=268.750.20×2×93.75×10-3≈6039.33N·mm （2-5）
摩擦面承受的单位压力p0为
p0=4Fπ(D2-d2)=4×6039.333.14×（2802-1652）≈0.15 （2-6）
故重新选择单位压力p0=0.15。
2.4.4 摩擦片的校核
（1） 摩擦片外径D的选取应使最大圆周速度不能超过65m/s，即
vD=πDnemax60×10-3=3.14×280×400060×10-3≈58.61m/s （2-7）
式中，vD为摩擦片最大圆周速度（m/s）；nemax为发动机最高转速(r/min)。即满足设计要求。
（2） 为反映离合器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=4TcπZ(D2-d2)=4×268.753.14×2×(2802-1652)=0.0033N·m/mm2 （2-8）
式中，TC0为单位摩擦面积传递的转矩（N·m/mm2）；[TC0]为其允许值（N·m/mm2,按表3-5选取。因为0.0033N·m/mm2＜0.0035N·m/mm2，即满足设计要求。

表3-5 单位摩擦面积传递转矩许用值
离合器规格D/mm
≤220
＞210～250
＞250～325
＞325
[TC0] /×10-2
0.28
0.30
0.35
0.40

3 离合器主要零件的设计

3.1 从动盘的设计
从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、传动片、扭转减震器等组成。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） 从动盘的转动惯量要尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。
（2）从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便与起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。
(3) 应安装扭转减震器，以避免传动系共振，并缓和冲击。
3.1.1 从动片的设计
从动片的直径对照摩擦片的尺寸确定，从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料常用中碳钢或低碳钢板，一般厚度为1.3～2.5mm，表面硬度为35～40HRC。本次设计选其厚度为1.5mm。
3.1.2 从动盘毂的设计
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传来的全部转矩。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，花键轴与孔之间采用动配合。花键毂一般采用碳钢，表面与心部硬度为26～32HRC。花键的轴向长度不宜过小，一般取1.0～1.4倍花键轴直径。从动盘毂花键尺寸的设计可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax由表4-1选择。
本设计D=280mm，Temax=215N·m选取花键类型为花键齿数n=10，花键外径D'=35mm，花键内径d'=28mm，齿厚h=4mm，有效齿长l=35mm，挤压应力σ=10.4MPa。
花键破坏的主要形式是表面受力过大而破坏，因此要进行花键的挤压应力校核，应力过大可增加花键毂的长度。
挤压应力公式
σ压=Fpnhl （3-1）
式中，Fp为花键毂的侧面压力（N），Fp=4Temax（D'+d'）·z ，其中D'、 d′分别为花键的内、外径（mm）；Z为从动盘股数；n为花键的齿数；l为花键的有效长度（m）；h为花键的工作高度（m）,h=D'-d'2 =3.5mm。
即代入数据可得

Fp=4×215（35+28）×1×103=13650.79N （3-2）
σ压=13650.7910×0.0035×0.04×10-6=9.75MPa＜σ压=20MPa （3-3）

经计算可得，选取的花键满足设计要求。
表4-1 从动盘毂花键尺寸系列
从动盘外径D/mm
发动机转矩Te/N·m
花键齿数n
花键外径D'/mm
花键内径d′/mm
齿厚b/mm
有效齿长l/mm
挤压应力σ/MPa
160
50
10
23
18
3
20
10
180
70
10
26
21
3
20
11.8
200
110
10
29
23
4
25
11.3
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
300
310
10
40
32
5
40
10.7
325
380
10
40
32
5
45
11.6
350
480
10
40
32
5
50
13.2
380
600
10
40
32
5
55
15.2
410
720
10
45
36
5
60
13.1

3.1.3 摩擦片的设计
离合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因数较高（大约为0.20～0.35）、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，故目前主要应用于中、轻载荷下工作。由于石棉在生产和使用过程中对环境有污染，对人体有害，故以玻璃纤维、金属纤维等来替代石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，结合平顺性较差，主要用于在质量较大的商用车上。
摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘连两种。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜在从动片上安装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘连方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力；但更换摩擦片困难，且使从动盘难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。
结合以上分析和前面对摩擦因数的选择，本次设计摩擦片选用石棉基摩擦材料，摩擦片与从动片之间采用铆接方式。
3.1.4 波形片的设计
波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度为40～46HRC，并经过表面发蓝处理。本次设计选取波形片厚度为0.8mm。

3.2 离合器盖的总成
拉式膜片弹簧的离合器盖总成包括离合器盖、压盘、传动片及支承环等。
3.2.1 离合器盖的设计
对离合器盖结构设计的要求：
（1） 应具有足够的刚度，否则将影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为2.5～4.0mm；在盖上冲制加强肋或在盖內圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。
（2） 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。
（3） 盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。
（4） 为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。
乘用车和载质量较小的商用车的离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板，载质量较大的商用车则常用铸铁件或铝合金铸件。
根据本次设计的车型三菱帕杰罗，离合器盖的材料选用10钢，尺寸由结构布置确定。
3.2.2 压盘的设计
1. 对压盘结构设计的要求
（1） 压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，防止其产生断裂，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。
（2） 压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦表面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧与离合器的彻底分离，厚度约为15～25mm。
（3） 与飞轮保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度不低于15～20g·cm。
（4） 压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。
2. 压盘几何尺寸的确定
确定了摩擦片的尺寸之后，与摩擦片相结合的亚盘内外径尺寸也就确定了即压盘外径D″=280mm，d″=165mm，因此，压盘的几何尺寸归结于确定它的厚度。
压盘厚度的确定主要根据以下两点：
压盘应具有足够的质量：在离合器的结合过程中，由于滑磨的存在，每接合一次的过程中都要产生大量的热，而每次接合的时间又短（大约3s左右），因此热量根本来不及全部传到周围的空气中去，必然导致摩擦副的温升。在使用频繁和艰难条件下工作的离合器，这种温升就更严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数下降，加剧磨损，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的烧损。由于石棉（或其他有机物材料）制成的摩擦片导热很差，在滑磨过程中所产生的热主要由飞轮和压盘等吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘具有足够大的质量来吸收热量。
压盘应具有较大的刚度：压盘应具有足够大的刚度和合理的结构形状，以保证在受热情况下，不致因产生的翘曲变形而影响离合器彻底分离和摩擦片的均匀压紧。
鉴于以上两个原因，压盘一般做得比较厚(一般不小于15mm),本次设计，初步确定压盘的厚度为16mm。
3. 压盘的校核
压盘设计时，在初步确定压盘厚度之后，应再校核离合器接合一次时的温升，温升不应超过8～10℃。若温度过高，可适当增加压盘厚度。
校核计算公式
t=y·wm·c （3-4）
式中，t为压盘温升（℃）；c为压盘的比热容，铸铁：c=481.48J/(kg·℃)，m为压盘质量（kg），y为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘：y=0.5，对双片离合器压盘：y=0.25，中间压盘y=0.5。
压盘质量为
m=π·28022-16522×16×10-9×7.8×103≈5.02kg （3-5）
由所给的参数可知：整车质量ma=1890kg，滚动半径rr=0.356m，汽车起步时发动机转速ne=2000r/min，主减速器传动比i0=4.636，一档速比ig=3.619。
故滑磨功为
w=π2·ne21800·ma·rr2i02·ig2=3.142×200021800×1890×0.35624.6362×3.6192≈18644.23J （3-6）
即压盘温升为
t=y·wm·c=0.5×18644.235.02×481.48=3.86℃＜τ=8℃ （3-7）
所以压盘设计合理。
3.2.3 传动片的选择
传动片的作用是在离合器结合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力小。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。
传动片常用3～4组，每组2～3片，每片厚度为0.5～1.0mm,一般由弹簧钢带65Mn制成。本设计传动片选4组，每组2片，每片厚为0.8mm。
3.2.4 支承环
支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用3.0～4.0妹妹的碳素弹簧钢丝。本设计选用3mm。

3.3 分离轴承总成
分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作中主要承受轴向分离力，同时还要承受高速旋转时的离心力作用下的径向力。以前主要采用推力球轴承或向心球轴承，采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。
本设计采用角接触球轴承。

4 膜片弹簧的设计
磨片弹簧由弹簧钢板冲压而成，其设计思想实现初选一组基本几何参数，然后进行结构设计，最后进行力校核。

4.1 拉式膜片弹簧的结构特点
（1） 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，质量更小。
（2） 拉式膜片弹簧以中部与压盘相压，在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构。
（3） 在结合或分离状态下，离合器盖变形量小，刚度大，分离效率更高。
（4） 拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承少，减小了摩擦损失，传动效率高，踏板操纵轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约25%～30%。
（5） 无论在结合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和噪声。
（6） 使用寿命更长。

4.2 膜片弹簧基本参数的选择
图4-1膜片弹簧的弹性特性曲线
（1） 比值H/h和h的选择：比值H/h对膜片弹簧的弹簧的弹簧特性影响较大（图4-1），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1.5～2.0，板厚h为2～4mm。本设计取H/h=1.8，板厚h=3mm，内截锥高度H=4.8mm。
（2） R/r比值与R、r的选择：研究表明，R/r越大，弹簧材料的利用率就越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且压力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r一般为1.20～1.35.为使摩擦片上的压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc,拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于Rc。本设计为拉式膜片弹簧离合器，即取R/r=1.20，膜片弹簧内径r=112mm，膜片弹簧外径R=135mm。
（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的关系密切，α=tan-1HR-r，一般在9°～15°范围内，本次设计中α＝tan-14.8135-112≈12°。
（4） 膜片弹簧工作点位置的选择：膜片弹簧工作点位置如图4-2所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且λ1M=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=0.8～1.0λ1H,以保证摩擦片在图4-2 膜片弹簧工作点位置
最大磨损限度Δλ范围内的压紧力从F1B到F1A变化不大。当离合器在分离状态时，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。
（5） 分离指数目n的