上海通用雪佛兰赛欧膜片弹簧离合器设计说明书.doc

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目录
1 概述 1
1.1组成 1
1.2功用 1
1.3 设计基本要求 1
2 结构方案选择 3
2.1从动盘数的选择 3
2.2压紧弹簧和布置形式的选择：推式膜片弹簧离合器 3
2.3膜片弹簧的支撑形式选择：双支承环形式 4
2.4 压盘的驱动方式：杠杆分离传动片式 5
3 主要参数选择 5
3.1后备系数β初值 5
3.2 单位压力初值P0 6
3.3 离合器摩擦片外径D、内径d和厚度b 6
3.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t 8
4 离合器基本参数的优化 9
4.1 离合器摩擦片外径D 9
4.2 摩擦片的内、外径比c 9
4.3 后备系数β 9
4.4 摩擦片的内径d 9
4.5单位摩擦面积传递的转矩Tco 9
4.6离合器单位摩擦面积滑磨功ω 10
5 离合器盖总成设计 11
5.1 膜片弹簧的设计 11
5.1.1 膜片弹簧基本参数的选择 11
5.1.2膜片弹簧基本参数约束条件的检验 12
5.1.3 膜片弹簧材料及制造工艺 12
5.2 压盘设计 13
5.3 离合器盖设计 14
5.4离合器分离装置设计 14
6 从动盘总成设计 15
6.1 扭转减振器设计 15
6.1.1 扭转减振器的功用 15
6.1.2减振器的结构设计 16
6.2 从动盘毂的设计 17
6.3 从动盘总成的结构型式的选择 19
6.4 从动片结构型式的选择 19
7 操纵机构设计 19
7.1 操纵机构设计要求 19
7.2离合器操纵机构选择 20
8 总结 21
参考文献 22

1 概述

我国的车辆工业与世界其他先进国家相比，还是比较落后的，虽然已经从国外引进了许多新的产品和新的技术，但是要全面掌握核心的技术还是有很长的差距的。本次的设计主要是以当前比较常见的小轿车的汽车技术参数作为依据的，对其进行了膜片弹簧离合器的设计。希望能够使自己对离合器的自主开发能力及产品设计水平得到一定的提高。 
现在生产的汽车摩擦离合器，在设计中是根据车型的类别，使用的要求，以及与发动机的匹配要求，制造条件及标准化、通用化、系列化等一系列的要求，合理地设计离合器总成的结构就显的尤为重要了。本文主要研究了离合器的结构知识、设计理念及方法等。并且对离合器及其操纵机构的主要零件进行了详细的设计与计算，其中重点研究了膜片弹簧、扭转减振器和摩擦片的设计方法、思路、理论。对结构元件分析、主要参数及零件载荷的确定、强度计算方法都有详细的介绍。 
这次的设计，主要是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到了参考的作用。希望通过这次的设计，能达到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。
1.1组成
对于用内燃机来驱动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是在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都是摩擦离合器，摩擦离合器是一种依靠的是主动部分和从动部分之间的摩擦来传递动力的且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操作机构等四个部分。
1.2功用
离合器的主要功用是:
（1）确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系统分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；
（2）在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系统所承受的最大转矩以防止传动系各零部件因过载而损坏；
（3）有效地降低传动系中的振动和噪声；
（4）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统平顺地结合。
1.3 设计基本要求
通过课程设计，能够对汽车离合器结构，从动盘总成，压盘和离合器盖总成和膜片弹簧设计的更深入的了解。首先，通过互联网提供和查阅文献资料，以了解自动离合器的组成和功能的基本原则，通过分析，流量分析和模式分析，整体的概念，开发模型访问。
为了保证汽车离合器设计的良好表现，要使离合器要满足以下的基本要求
（1）不管在什么行驶的条件下均能可靠安全地传输发动机的最大转矩，并且要能够有适当的转矩的储备；
（2）接合的时候要平顺柔和，能够保证汽车的开始起步时不会出现汽车的抖动和汽车冲击的现象；
（3）离合器分离的时候要彻底，迅速；
（4）汽车离合器从动部分的转动惯量要求要小，用来减轻汽车换挡的时候变速器齿轮间的冲击现象，这样更有利于换挡及减小同步器的磨损现象；
（5）应该要有足够多的吸收热量能力和比较好的通风及散热的效果，用来保证工作时的温度不会过高，以延长其使用的寿命；
（6）应该使传动系避免扭转共振，并且要具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力；
（7）操纵机构要求要轻松方便、准确，以更好的减轻开车人员的疲劳现象；
（8）作用在从动盘上的压紧力及摩擦材料的摩擦因数在使用的过程中发生变化的现象要尽可能的小些，用来保证具有比较稳定的工作的性能；
（9）应该要有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长；
（10）结构应该要求简单、紧凑、质量小，制造的工艺性要好，拆装、维修、调整的时候要求要方便等。

2 结构方案选择
2.1从动盘数的选择
选单片从动盘离合器。Z=2
2.2压紧弹簧和布置形式的选择：推式膜片弹簧离合器
周置弹簧由于受到了离心力的作用而产生了向外的弯曲，从而使弹簧压紧力有所下降了，离合器传递扭矩的能力也降低了，另外还有，弹簧压到它的定位面上，造成了接触部位严重的磨损，会出现弹簧断裂的现象。

图2-1 两种膜片弹簧离合器
膜片弹簧的离合器与其他形式的离合器相比较，
有如下的几个优点：
（1）膜片弹簧具有理想的非线性的弹性特性一直保持摩擦板不变的允许磨损内的弹簧压力，以便工作，以便离合器扭矩以维持基本恒定的传输;相反螺旋弹簧下降的压力强时，离合器弹簧的压力减少，从而减少了踏板的作用力。为螺旋弹簧，压力大大增加。
（2）膜片弹簧要求要兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构要简单、紧凑，轴向的尺寸小，零件的数目少，质量小。
（3）在高速旋转的时候，要求弹簧压紧力降低得少，性能比较稳定；而圆柱螺栓弹簧压紧力则明显下降。
（4）膜片弹簧是以整个圆周与压盘相接触的，所以使压力分布得比较均匀，摩擦片接触良好，磨损比较均匀。
（5）容易实现良好的通风散热的效果，使用的寿命还长。
（6）膜片弹簧中心与离合器中心线相重合，平衡性比较好。
推式膜片弹簧离合器是现在的汽车离合器中比较流行的新型结构。它不仅克服了拉式膜片弹簧离合器分离轴承的结构复杂性也克服了拆装较困难的缺点。
2.3膜片弹簧的支撑形式选择：双支承环形式
推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。
（1）单支承环形式，在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台来代替后支承环使结构简化。在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，以消除膜片弹簧与文承环之间的轴向间隙。单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。
（2）无支承环形式，利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将膜片弹簧铆合在一起而取消前、后支承环；在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，离合器盖上环形凸台代替后支承环，使结构更简化；取消铆钉，离合器盖内边缘处伸出的许多舌片将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形凸台弯合在一起，结构最为简单。无支承环形式，将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上。
（3）双支承环形式，用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单，是早已采用的传统形式；在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，可提高耐磨性和使用寿命，但结构较复杂；若取消了铆钉，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起，使结构紧凑、简化、耐久性良好，因此其应用日益广泛。本次试验设计，为了画图的方便，使用无支承形式。
总结：雪佛兰赛欧轿车发动机扭矩为115N.m/4400r/min，转矩不是很大。根据要求将其类型及形式选择如下：单片离合器与双片离合器相比，由于摩擦面数减少，因而大大的降低成本和使结构简单，所以选单片干式摩擦式离合器。在散热方面可以用通风窗，它制造容易，结构简单。作为轿车可以选择推式的离合器。而对于摩擦片由于胶粘的不容易更换并且更换时容易被损坏，所以选择用铆钉铆，这样克服了上述的毛病。采用膜片弹簧作为压紧弹簧的离合器为膜片弹簧离合器并选用选择双支承环形式故本次的设计采用了双支承环形式。
综合上面所述的，本次的课程设计采用了单片推式膜片弹簧离合器。膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。
2.4 压盘的驱动方式：杠杆分离传动片式
压盘的驱动方式采用杠杆分离传动方式，利用杠杆分离钩传动压盘。
3 主要参数选择
雪佛兰的赛欧基本的参数：功率76kw/6000r/min， 扭矩115N.m/4400r/min，
摩擦离合器是主要靠存在于主动部分和从动部分之间摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机的转矩的。汽车离合器的静摩擦力矩为：
Tc=fFZRc （3-1）
式中，f为摩擦面间的静摩擦因数，计算式一般取0.25-0.30；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数，单片离合器的Z=2，双片离合器的Z=4。
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，设计时应大于发动机最大转矩，即
Tc=βTemax （3-2）
式中，为发动机最大转矩；β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机的最大的转矩之间的比，β必须大于1
3.1后备系数β初值
后备系数β是离合器在设计时的一个主要的参数，它能够反映出离合器在传递发动机最大转矩时候的可靠程度。在选择β时，充分的考虑到摩擦片在使用过程中因为磨损后还能够可靠稳定地传递发动机的最大转矩、防止离合器滑磨的时间太长、防止传动系统的过载和操纵轻松方便等因素。因此，在选择β时应考虑以下几点：
(1)为了能够可靠的传递发动机的最大转矩，β不应该选取太小；
(2)为了减少传动系的过载，保证操纵的轻便性，β又不应该选取太大；
(3)当发动机的后备功率较大时、使用条件较好的时候，β可选取得小些；
(4)当使用的条件恶劣的时候，为提高起步的能力、减少离合器的滑磨，β应选取得大一些；
(5)汽车的总质量越大，β也应选得越大；
(6)柴油机工作的时候比较粗暴，转矩比较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；
(7)发动机的缸数越多，转矩波动越小，β可选取得小些；
(8)膜片弹簧离合器选取的β值可以比螺旋弹簧离合器选取得小些；
(9)双片离合器的β值应该要大于单片离合器。
各类的汽车离合器β的取值范围见表3-1。

表3-1 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
本次课程设计的对象是雪佛兰的赛欧，它是属于乘用车的，故本次课程设计的后备系数β的取值范围为1.20-1.75，
初次的选取β=1.3
3.2 单位压力初值P0
压力对表面耐磨性的确定单元，和离合器的性能及使用寿命大大降低，因此选择离合器的工作条件时，应考虑保留的大小，使发动机的摩擦，材料，尺寸，质量和数量的备用部门，以及其他因素。离合器使用频繁时，当发动机的后备系数比较小的时候， P0应取得小一些；如果摩擦片的外径比较大时候，为了能够降低摩擦片外缘处的热负荷， P0应取得小一些；如果后备系数比较大的时时，可适当的增大P0 。当摩擦片采用不同材料的时候，P0取值范围见表3-2。 表3-2 摩擦片单位的压力P0的取值范围
摩擦片的材料
单位的压力P0/MPa
石棉基材料
模压
0.15-0.25
编织
0.25-0.35
粉末的冶金材料
铜基
0.35-0.50
铁基
金属的陶瓷材料
0.70-1.50
本次设计摩擦片为石棉基材料，P0选择：0.10≤P0≤1.50MPa,
初次的选取为P0=0.25MPa。
3.3 离合器摩擦片外径D、内径d和厚度b
摩擦片的外径是离合器设计的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有着决定性的影响。
如果离合器的结构形式和摩擦片材料已经选好的时候，汽车发动机的最大转矩为已知的时候，恰当的选取后备系数β和单位的压力P0，能够初步的估算出摩擦片的外径，即：
（3-3）
摩擦片的外径D（mm）也可以由发动机最大的转矩（N﹒m）按如下的经验公式选用：
（3-4）
式中，为直径的系数，取值范围见表3-3。
表3-3 直径系数的取值范围
车型
直径系数KD
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
本次设计的对象是属于乘用车的，所以选取
=14.6，
由车型的分析可以知道该车型的发动机的最大扭矩：115Nm/4400rpm。然而可算出摩擦片的外径D=156.57mm。
按初步的选定以后，还需尽量注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，应该要符合尺寸系列标准《汽车用离合器面片》，表3-4为我国摩擦片尺寸的标准。
表3-4 离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径
160
180
200
225
250
280
300
325
350
内径
110
125
140
150
155
165
175
190
195
厚度
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
4

0.687
0.694
0.700
0.667
0.620
0.589
0.583
0.585
0.557

0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827
单位面积
106
132
160
221
302
402
466
546
678
所以，可以选取摩擦片的尺寸为
D=200mm，d=140mm,厚度b=3.5mm,c=0.7,单位面积=160。

3.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t
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、单位压力和滑磨速度等因素。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表3-5

表3-5 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围
摩擦材料
摩擦因数f
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
0.35-0.50
金属陶瓷材料
0.4
取f=0.30。
在前面的设计分析中已经陈述了本次设计选用的单片推式膜片弹簧离合器，故Z=2。
离合器间隙△t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成接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。取△t=3mm。

4 离合器基本参数的优化
4.1 离合器摩擦片外径D
摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准GB5764--86《汽车用离合器面盖片》，所选的D应使摩擦片最大圆周速度不超过65～70m／s，以免摩擦片发生飞离。
（4-1）
满足要求。
4.2 摩擦片的内、外径比c
摩擦片的内、外径比c应在0.53-0.70范围内，即：
0.53≤0.70≤0.70 （4-2）
由此可见，满足要求。
4.3 后备系数β
为了保证离合器能够可靠地传递发动机的转矩，并能够防止传动系过载，不同的车型的β值应该要在某个一定的范围之内，最大的范围是1.2-4.0。
根据赛欧的车型情况，已经选取后备系数
1.2≤1.3≤4.0 （4-3）
满足要求。
4.4 摩擦片的内径d
为了保证扭转减振器的安装，离合器摩擦片的内径d须要比减振器弹簧位置直径还要大50mm左右，即：
（4-4）
得：＜90mm
4.5单位摩擦面积传递的转矩Tco
为了能够反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位的摩擦面积传递的转矩应该要小于其许用值，即：
=(N·/) （4-5）
满足要求
4.6离合器单位摩擦面积滑磨功ω
为了减少汽车起步的的时候离合器的滑磨，防止摩擦片表面的温度过高从而发生烧伤现象，离合器每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值，即
（4-6）
式中，—单位面积滑磨功()；[ω]—其许用值()；对于乘用车：[ω]=0.4，对于最大总质量小于6.0t的商用车：[ω]=0.33，对于最大总质量大于6.0t的商用车：[ω]=0.25J/mm2；W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功，可根据下式计算
（4-7）
式中，—汽车总质量；—轮胎滚动半径；—汽车起步时所用变速器挡位的传动比；—主减速器传动比；—发动机转速；计算时乘用车取，商用车取。
查得轮胎数据 175/65 R14
=(175*65%)+(14*25.4/2) （4-8）
=291.6mm
整备质量查得1060kg
=1060+=1060+5*70=1410kg
根据汽车理论，选取=4 =4.4
算得 W=8480.39J ω=0.26J/[ω]=0.4 J/ 满足要求
5 离合器盖总成设计
5.1 膜片弹簧的设计
5.1.1 膜片弹簧基本参数的选择
（1）比值H/h和h的选择
比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。当H/h<时， 为增函数；当H/h= 时， 有一极值，该极值点恰为拐点；当H/h> 时， 有一极大值和一极小值；当H/h=2 时， 的极小值落在横坐标上。为保证离合器压紧力变化不打和操纵轻便，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。
初取h=2.5mm, H/h =1.6，H=4m
（2）R/r比值和R、r的选择
研究表明，R/r越大，弹簧材料的利用率就越低，弹簧就越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，而且应力越高。根据结构的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比较均匀，推式膜片弹簧的R值宜取为大于或者等于摩擦片的平均半径
则可以初取r=72mm，R=90mm。
（3）α的选择
膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截高度H关系密切，α=arctan[H/(R-r)]≈H/(R-r)一般在9°~15°范围内。
可算得α=10.30° 满足要求。
（4）膜片弹簧工作点位置的选择
膜片弹簧工作点位置如图5-1所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且。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，以保证摩擦片能够在最大磨损的限度范围内的压紧力从到变化不打。当发生分离的时候，膜片弹簧的工作点从B变化到C。为了能够在最大限度的减小踏板力，C点应该要尽量的靠近N点。
（5）分离指数目n的选择
分离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小膜片弹簧可取12。
本次设计取n=16。
（6）膜片弹簧小端内径及分离轴承作用半径的确定
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，应大于。
取=25mm，=28mm
（7）切槽宽度、及半径的确定
=3.2~3.5mm，=9~10mm,的取值应满足r-。
本次设计取=3.4mm,=9mm，=62mm，满足r-
（8）压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定
的取值将影响膜片弹簧的刚度。应略大于r且尽量接近r，应略小于R且尽量接近R。
本次设计，取=73mm，=88mm。
5.1.2膜片弹簧基本参数约束条件的检验
(1)弹簧的各部分相关尺寸的比值应该在相应的范围内
（5-1）

R/r=1.25;2R/h=72;R/ro=3.6 满足条件
(2)为了能够使摩擦片上的压紧力分布得比较的均匀,推式膜片弹簧压盘的加载点半径应该要位于摩擦片的平均半径与外半径之间。即
（5-2）
符合要求。
(3)可根据弹簧结构的布置要求, 与,与,与之差应在一定范围内,即
（5-3）

R-R1=2;r1-r=1;rf-ro=3 符合要求。
(4)膜片弹簧的分离有着分离杠杆的作用,因此其杠杆比应该要在一定的范围内，先取,
（5-4）
符合要求。
5.1.3 膜片弹簧材料及制造工艺
国产隔膜就像是优质精密不锈钢材料60Si2MnA钢或50CrVA规则。以确保其硬度，几何结构承载特性和表面质量的要求，需要进行一系列的处理。为了增加盘簧的承载能力，以在治疗的膜片弹簧极端压力，也就是沿工作方向分离的状态在完全独立的点继续施加移过量3-8倍隔开一定产生塑性变形，使得膜片弹簧和其使用的制造中的残余应力状态的表面来实现，反之亦然进行加固的目的。通常处理由相同的操作条件下的极压性，在5％至30％的膜片弹簧的疲劳寿命可能会增加。此外，该隔膜或双喷丸的凹面，即高速弹丸流被喷到膜片弹簧的表面上的塑性变形的表面，从而表面层具有一定厚度的加强的，发挥效应形成加工硬化也可以增加承载能力和耐久性。
为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火。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。
光阑面可以无毛刺，裂纹，划痕，腐蚀等缺陷。硬度板簧部分通常是45〜50HRC，分离指尖硬度为55〜62HRC，在同一块上相同的硬度范围的差不超过3个单位以上。板簧部应均匀回火屈氏体和少量山梨醇。深度单个碳层一般不超过厚度的3％。内的隔膜，所述外半径公差规则H11和的±0.025毫米H11厚度公差为±10'的锥角公差的始端。上部和1.6微米，小于0.1毫米的一般要求的底表面的平坦膜片弹簧的表面粗糙度的下表面。当隔膜弹簧在接合状态，相互高度差分离指尖通常要求小于0.8〜1.0毫米。
5.2 压盘设计
对压盘设计的要求：
压盘应该要具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可以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。
压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦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及离合器的彻底分离，厚度约为15~25mm。
与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于15~20g.cm。
压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。
初步确定压盘厚度为22mm，外径210mm，内径130mm。材料为灰铸铁HT200铸成，密度为。C=481.4J/(kg.℃)
（5-5）
求得m约为2.31kg，因为压盘设置凸台使质量减轻。
离合器一次结合会瞬间产生热量，用温升来表示。温升不应超过8～10℃。温升越低，可以相应减小压盘厚度，以减小其转动惯量。温升公式为：
（5-6）
式中：——温升（℃）；
W——滑磨功（N·m），前面求得该值为8480.39；
γ——分配到压盘上的滑磨功所占的百分比（单片离合器压盘γ=0.50；双片离合器压盘γ=0.25；双片离合器中间压盘γ =0.50）
C——压盘的比热，C=481.4J/（kg·℃）（铸铁压盘）：
——压盘重量（kg）。
本设计选取=3.81°，即：
≤=8° （5-7）
所以压盘设计符合要求。

5.3 离合器盖设计
为了减轻重量和刚度，自动离合器罩普通碳钢板的约3至5毫米（约08钢）冲压成复杂的形状的厚度。设计时特别要注意通风等问题的刚性。离合器盖刚度不够，大变形是产生，它不仅会影响操作系统的传输效率，而且还可能导致分离是不完全的，过早的耐磨内衬，齿轮换档困难。印刷版用印刷版，夹紧杆，弹簧等内置因此应该飞轮保持良好的对准，以免影响到组件的平衡和正常工作。
与定位销或螺栓的过程中可被施加到销。膜片离合器盖支助厅应具有高的尺寸精度。改善通气和去除离合器摩擦磨损粉末，以防止摩擦表面温度过高，以确保的前提下的刚性，可以设置循环空气输入和离合器罩的输出，这是还设计有鼓结构的叶片盖。
设计要求，离合器盖，离合器罩的直径比离合器板的外径大，可以包含连接部分上的其它部件在其中。
5.4离合器分离装置设计
在一些主轴线分离力的部件，而且还告诉旋转的径向力作用下的离心力来承担。此前主要推力球轴承或深沟球轴承，但他们的润滑条件不好，磨损严重，噪声，可靠性差，寿命短。目前在国外有推力角接触球轴承，采用全封闭结构和高温锂基润滑脂，其分离舌手指形状端部的形状一起舌部通常是舌部弧形表面的球形表面被假定为前侧的平面或凹面。本设计采用角接触推力球轴承。
本次的设计采用的是自动调节轴承系统，列车断开联接。出口有轴承外圈和内圈和凸缘和壳体的凸缘径向间隙之间的距离之间的套管内的外释放套筒，以确保这些间隙的释放相对于轴承的套筒径向移动约1mm的间隔。如果轴承外圈不会晃动它不起作用。如果膜片轴承错位的旋转轴线，轴承将自动上同心径向位置漂浮到分离轴承可以保证即使压缩舌每个分隔指尖。这可以降低振动和噪音，磨损少意味着单独分离轴承部，无助于过热和脂肪分解的损失。延长轴承的寿命。此外，该分离轴承外圈是传统旋转的旋转改变了内和外旋转固定，内部结构以促进分离装置增加相应膜片弹簧杠杆比，而且由于内圈转动时，在离心力的作用，包括脂肪下，外圈之间循环改进，提高了轴承的使用寿命。膜片的拉出贮存室分离的压缩舌之间直接膜片弹簧和止动环，然后在弹性夹紧环夹紧结构是简单的。

6 从动盘总成设计
6.1 扭转减振器设计
6.1.1 扭转减振器的功用
(1)降低了发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐了传动系扭振固有率；
(2)增加了传动系的扭振阻尼，抑制了扭转共振影响振幅，并衰减因冲击而产生的瞬间扭振；
(3)控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振和噪声；
(4)缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。
6.1.2减振器的结构设计
(1)极限转矩
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，与最大转矩有关，一般可取：
（6-1）
式中，2.0适用乘用车，1.5适用商用车，本设计为乘用车，选取2.0。
代入数据可得，230 N·m。
(2)扭转角刚度
为了能够避免引起传动系统的共振，需要合理的选择减振器的扭转角刚度，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸。
可按下列公式初选角刚度：
（6-2）
可算得，2990N·m/rad，本设计初选=2900N·m/rad。
(3) 阻尼摩擦转矩
由于减振器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，所以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。一般可按下式初选为：
（6-3）
本设计取，可算得
(4) 预紧力矩
减振弹簧安装的时候应该有一定的预紧。这样的话，在传递同样大小的极限转矩时它将降低减振器的刚度，这种现象是有利的，但预紧力的值一般不应该大于摩擦力矩，否则在反向工作的时候，扭转减振器将停止工作。
一般选取:
（6-4）
本设计取11.5 N·m。
(5) 减振弹簧位置半径
减振弹簧位置半径的尺寸应尽可能大一些，一般取：
（6-5）
其中d为摩擦片内径，本设计取系数0.75，代入数值，得Ro=52.5mm，本设计取50mm。
(6)减振弹簧个数
参照表5-3选取。
表5-3 减振弹簧个数的选取
摩擦片外D/mm
225～250
250～325
325～350
>350
Zj
4～6
6～8
8～10
>10
本设计D=200mm，故选取Zj=4。
(7)减振弹簧总压力F
当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大此时，减振弹簧受到的压力F为：
（6-6）
可算得，F=4600N。
(8)极限转角
减振器从预紧转矩增加到极限转矩的时候从动片相对从动盘毂的最大转角为
（6-7）
式中：为减振弹簧的工作变形量。
通常取3°～12°，本设计取8°。
减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。
6.2 从动盘毂的设计
从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零部件，它是用来装在变速器的输入轴前端的花键上的，一般采用的是齿侧定心的矩形花键，花键轴与孔采用间隙配合。
输出毂的轴向长度不应该太小，以免分散离开分离是不完全的，并且通常是在花键轴的花键轴的滑动的同时直径1.0至1.4倍。该草案需要花键轴直径的1.4倍。输出毂共同使用锻钢（对于45,40Cr等），表面硬度和芯一般是26〜32HRC。要完善内部花键孔的表面硬度和耐磨性，可以镶边，窗口和阻尼弹簧驱动件的结合部，应该是高频处理。
花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GB1144—1974选取。
表6-1 花键轴规格表
从动盘外径 D(mm
发动机最大扭矩 (NM)
花键齿数
n
花键
外径
(mm)
花键
内径
(mm)
齿厚(mm)
有效齿长(mm)
200
110
10
29
23
4
25
225
150
10
32
26
4
30
250
200
10
35
28
4
35
280
280
10
35
28
4
40
300
310
10
40
32
5
50
325
380
10
40
32
5
50
350
480
10
40
32
5
55
380
600
10
40
32
5
60
410
720
10
45
36
5
65
430
800
10
45
36
5
65
根据发动机最大转矩为Temax=115Nm，选取
表6-2 所选从动盘毂花键参数
从动盘
外径
D/mm
花键
齿数

花键
外径
D′/mm
花键
内径
d′/mm
齿厚
b/mm
有效
齿长
/mm
挤压
应力

225
10
32
26
4
30
11.3
花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算。
挤压应力计算公式： 挤压= （6-8）
式中，P为离合器花键的齿侧面的压力()。它由下式确定：
花键的齿侧面压力的计算公式
，—花键的内外径；
Z—从动盘毂的数目,Z=1；
—发动机最大转矩；
—表示的是花键的齿数；
—表示的是花键齿的工作高度；
—表示的是花键有的效长度。
则
故
满足要求。

6.3 从动盘总成的结构型式的选择
离合器从动盘的总成主要是由摩擦片，从动片，减振器和从动盘毂等部分组成的。从动盘对离合器工作性能的影响非常的大，应该需要满足如下的设计要求：
(1)转动惯量应该要求尽量小些，以能够减小变速器换挡时轮齿间的冲击。
(2)应该要具有轴向的弹性，使离合器接合时平顺，方便于起步，而且使摩擦面压力分布要均匀，以减小磨损。
(3)应该要装扭转减振器，以更好的避免传动系共振，并且缓和冲击。摩擦面片要采用有机的材料。
选用带扭转减振器的从动盘时候，从动片通常是选用1.3～2.0mm厚的钢板冲压而成的。将其外缘的盘形部分磨薄至0.65～1.0mm，以能够减小其转动惯量。整体式弹性的从动片一般要用高碳钢（如50）或65Mn钢板，热处理的硬度38～48HRC。
6.4 从动片结构型式的选择
在设计驱动板的时候，要尽量减少重量，质量分布应尽量靠近旋转中心，以达到最小的时候使离合器连接顺畅，保证汽车起步时离合器的驱动稳定，一片单片结构通常具有这样的轴向驱动板，三种结构：1、弹性盘单片型；2、分离式弹性从动盘；3、组合式弹性从动片。
选择整体式弹性从动片，它能满足达到轴向弹性的要求，生产率高。

7 操纵机构设计
7.1 操纵机构设计要求
1）踏板力要尽可能小，乘用车一般在80-150N范围内，商用车不大于150-200N。
2）踏板行程一般在80-150mm范围内，最大不应超过180mm。
3）应有踏板行程调节装置，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。
4）应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。
5）应有足够的刚度。
6）传动效率要高。
7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。
8）工作可靠，寿命长，维修保养方便。
7.2离合器操纵机构选择
常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式、机械式和液压式操纵机构的助力器气压式和自动操纵机构等。
液压式操纵机构传动效率高，质量小，便于采用吊挂