g0.377 rnv0.377 x 0.28675 x1500 x 3600110 x103=5.307根据经验，商用车变速器传动比范围大约在5.0〜8.0之间，取变速器传动比5.0则汽车起步时：i i 二 5x5.307 二 26.535° gWmax兀 2 x n 21800ek2x 1500^8590x0,28675^ 二 12375.95J180026.5352W max4 x 12375.95)k x 2 x M052 - 2202)=0.068J/ mm 2单次接合的单位摩擦面积滑磨功满足条件第三章离合器零部件的结构选型及设计计算3.1从动盘选型从动盘分为两种结构形式，带扭转减振器的和不带扭转减振器不带扭转减振器 的从动盘结构简单，重量轻但现在几乎所有的汽车上都采用带扭转减振器的从动盘, 用以避免汽车传动系统的共振，并缓和冲力，减少噪声，延长传送系零件的寿命， 改善汽车行驶的舒适性，并保证汽车起步平稳不管从动盘是否带有减振器，它们都 有从动片、摩擦片和从动盘毂3个基本组成部分两者的不同之处在于不带扭转减 振器的从动盘中从动片直接铆在从动盘毂上，而带扭转减振器的从动盘其从动片和从 动盘毂之间却是通过减振弹簧弹性的连接在一起。
这里设计采用的是带有扭转减振器的从动盘图3-1是离合器的各组成部件的模 型图图3-1是离合器的各组成部件的模型图在从动盘设计中考虑到以下问题：1为了减少变速器换挡时齿轮间的冲击要使从动盘的转动惯量尽可能小2 为了保证汽车平稳起步、摩擦片上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性3 为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷从动盘应装有扭转减振器4 从动盘总成应具有足够的抗爆裂强度3・1・1设计从动片要减轻从动片重量并使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以期得到最小的转 动惯量离合器从动盘转速的变化引起的惯性力使变速器换挡齿轮的轮齿间产生冲击 或使变速器中的同步器装置加速磨损惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，所 以为了减小转动惯量，从动片一般都做得很薄通常用1.3~2.0mm厚的钢板冲压而成 为了进一步减小从动片的转动惯量，有时将从动片外缘的盘形部分磨薄至0.65~1.0mm, 这样其质量分布就更加靠近旋转中心为了使离合器接合平顺 保证汽车平稳起步 单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构这样，在离合器的接合过程中, 主动盘和从动盘之间的压力就逐渐匀速增加具有轴向弹性的从动片有以下3种结构形式:整体式弹性从动片、分开式弹性从动 片和组合式弹性从动片。
在本设计中，因为设计的是商用车的离合器，故可以采用整体式弹性从动片，离 合器从动片采用2 mm厚的的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取405 血，内径由从动盘毂的尺寸决定，这将在以后的设计中取得为了防止由于工作温度 升高后使从动盘产生翘曲而引起离合器分离不彻底的缺陷，还在从动钢片上沿径向开 有几条切口0Tn1从动片2摩擦片3铆钉3.1.2从动盘毂发动机转矩是从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在该花键孔内 从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式，目前都采用齿侧定心的矩形花键花键之 间为动配合，这样，在离合器分离和结合过程中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动为 了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动不产生歪斜，影响离合器的彻底分离，从动盘 毂的轴向长度不宜过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在艰难情况下工作的 离合器，其盘毂的长度更大，可达花键外径的1.4倍从动盘的轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底， 一般取1.0-1.4倍的花键轴直径从动盘毂一般采用锻钢（如35、45、40Cr等），并 经调质处理为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口 及从动片配合，应进行高频处理。
从动盘毂花键尺寸选择根据GB1144—1974选定从动盘毂花键尺寸系列表3 — 1选 尺寸入下：从动盘外扯D/nim费动机转览T-^/Nni齿弧n花摆 沟泾 t^incn瞿齿宽有效齿枚//mm碍力HiO101£220107010汕EI32D11.百2W110102-9筋4251.L 315010322ti430II,b20UIU3&4晒ia 4-103&'324■107MO310to蓟5101ft 7做1UWSII. ft做10戏5同13. 2.颊m10325551吕272U1UJ55tiCJIJ. 1他m103K513.59E0ia5241G12. 5从动盘外径D = 410mm花键齿数n =10,花键外径D'=45mm，花键内径d'=36mm, 齿厚b = 5mm，有效长度l = 60mm，挤压应o=13.1MPaP花键选取后应进行挤压应力MPa）强度校核：c j = 一 < Q j] 式中，P为花J j nhl j键的齿侧面压力；P =©如迁=（4；： 300 2 = 17.28 xl°3N 其余参数见表则由公式校核得：oj=5.76MPa<[oj]=20 MPa所以，所选花键尺寸能满足使用 要求.3.1.3从动盘摩擦材料离合器摩擦片在离合器接合过程中滑磨严重 在相对很短的时间内会产生大量的 热，因此要求摩擦片具有一定的综合性能：1. 工作时间内要有相对较高的摩擦系数。
2. 在整个工作寿命周期内应维持其摩擦特性3. 在短时间内能吸收相对高的能量4. 能承受较高的压盘作用载荷5. 能抗高转速下大的离心力载荷而不破坏6•在传递发动机转矩时有足够的剪切强度7•具有小的转动惯量材料加工性能良好8•在整个正常工作过程中，和对偶材料压盘、飞轮等都要有良好的兼容摩擦性 能9•具有优良的性能、价格比 不会污染环境近年来摩擦材料的种类增长极快挑选摩擦材料的原则是：满足较高性能的标 准、成本最小、考虑替代石棉现在，在我国离合器的摩擦材料中，多数还是以石棉 为基础的材料编织而成但是为了获得更好的耐磨性，耐热性，抗拉强度并减小从动 盘的转动惯量这里选用比石棉更轻的有机摩擦材料摩擦片尺寸根据离合器基本参 数确定 外径D=405mm 内径d=220mm第四章 压盘和离合器盖4.1压盘设计压盘的设计包括传力方式的选择及其几何尺寸的确定以及强度校核4.1.1压盘传力方式压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一同带动从动盘 转动，所以它应和飞轮连接在一起但压盘在离合器分离过程中应能作自由的轴向移 动如前面所述采用采用传动片式的传力方式由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为 了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。
4.1.2压盘的几何尺寸的确定由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘外径D=410 mm ,压盘内径d=220 mm压盘的厚度确定主要依据以下两点：1. 压盘应有足够的质量 在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而 每次结合的时间又短（大约在3秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去， 这样必然导致摩擦副的温升在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重它不仅会引起摩擦 片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮 和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量 以吸收热量2. 压盘应具有较大的刚度 压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离 合器的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都做得比较厚（载重汽车上一般不小于15 mm）,但一 般不小于10 mm在该设计中，初步确定：该离合器的压盘的厚度为20 mm4.1.3压盘材料选择压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数，故 通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170〜227，其摩擦表面 的光洁度不低与1.6。
为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素在本设计中 用材料为3号灰铸铁JS—1,工作表面光洁度取为1.64. 2离合器盖的设计 离合器盖一般都与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩此外，它 还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体因此，在设计中应注意以下几个问题：（1）离合器的刚度 离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可 能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能 造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难因此 为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为4 mm的低碳钢板(如08钢板)冲 压成带加强筋和卷边的复杂形状2) 离合器的通风散热为了加强离合器的冷却离合器盖必须开有许多通风窗口，通常在离合器压紧弹簧 座处开有通风窗口3) 离合器的对中问题离合器盖内装有分离杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件，因此它相对与飞轮必须 有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓 对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内 圆止口对中.第五章离合器的分离装置5・1分离杆设计1. 分离杠杆结构型式在离合器分离和接合过程中踏板与压盘之间运动的最后环节为分离杆。
周置螺 旋弹簧离合器的分离杆数目采用3~6个2. 分离杠杆的结构A.分离杠杆应具有足够的刚度，以免分离时杆件弯曲变形过大，降低离合器操纵机 构的传动效率，减小了压盘行程,使分离不彻底，分离杆中加入加强板b.应使分离杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干涉分离离合器时 压盘沿其轴线做平行移动，分离杆与压盘的较接点也跟着压盘一起平移与此同时， 这个较接点还必须绕分离杆的中间支点做圆弧运动显然同一个点同时要做两个运动 是不可能的，这就是所说的运动干涉现象综上所以采用摆动块式的分离杆3. 数量、选材和尺寸分离杆材料和热处理:分离杆由低碳钢板,08钢或由中碳钢,35号钢，锻造而成为 了提高耐磨性能，表面进行氧化处理，层深0.15~0.3mm，硬度为HRC58~63分离杆的 尺寸的杠杆比取分i=5，分离杆数量选3个取分离杆、压盘的较接点与分离杆、离合 器盖的较接点的距离f=10mm,分离杆、离合器盖的交接点与摆动块之间的距离e=50mm5.2分离轴承及分离套筒分离轴承在工作过程中主要承受轴向力在分离离合器时，由于分离轴承的旋转, 在离心力的作用下，它同时还受到径向力所以在离合器采用的分离轴承主要有两类, 径向推力轴承和推力轴承，径向推力轴承适用于高速、低轴向负荷的情况。
推力轴承 则适用于低速、高轴向负荷的情况在以往的设计中，分离轴承的内圈通常配在铸造 的分离套筒上，而分离套筒则装在变速器第一轴轴承盖套管的外轴径上，可以自由移 动，分离离合器时轴承内座圈不动，外座圈旋转在离合器处于接合状态时，分离轴 承的端面与分离杆的内端之间应留有间隙8 =3~4mm，以便在摩擦片磨损的情况下，分 离杆内端后退而不致妨碍压盘继续压紧摩擦片，以保证可靠地传递发动机转矩这个 间隙反映在踏板上为一段自由行程由于本设计选用的发动机最高转速较低，所以选用标准推力轴承，根据花键尺寸, 选取51210，内径50mm，外径78mm ，平面座型推力轴承第六章圆柱螺旋弹簧设计6.1结构设计要点压紧弹簧沿着离合器压盘圆周布置时通常都用圆柱螺旋弹簧螺旋弹簧的两端拼 紧并磨平，这样两端支承面较大，各圈受力均匀，且弹簧垂向的垂直偏差较小为了 使离合器摩擦片上有均匀的压紧力，螺旋弹簧的数目一般多于6个，而且应该随着摩 擦片的外径的增大而增加弹簧数量在布置圆柱螺旋弹簧时，要注意分离杆的数目， 使弹簧均匀分布于分离杆之间因此弹簧的数目Z应该是分离杆数n的倍数6.2结构设计本次设计的周布式弹簧离合器采用的压紧弹簧是圆柱螺旋弹簧。
在设计螺旋弹簧 的时候，螺旋弹簧的两端必须保证平整且螺旋弹簧一二圈之间没有间隙，每一端需保 证有一圈是齐平的，这样可以增加螺旋弹簧与压盘和离合器盖的接触面积也能保证 弹簧工作时各圈的受力均衡，而却不会倾斜螺旋弹簧是周布在压盘上的，而弹簧的 数目通常不少于6个但是如果摩擦片的外径很大的话，螺旋弹簧的数目就必须增加 而却是分离杆的整数倍，具体的关系见表6.1.2,这样可以使离合器摩擦片上有均匀 的压紧力 表6.1.2周置圆柱弹簧的数目摩擦片外径/ mm螺旋弹簧数目<2006200~2809~12280~38012~18380~45018~30在本设计中根据摩擦片外径D=405mm,取螺旋弹簧数Z=206.3弹簧的材料及许用应力周布弹簧离合器的弹簧钢丝直径不大，通常在4mm左右，工作环境的温度也在正 常状态下，所以它的材料一般选用65Mn钢、碳素弹簧钢等弹簧材料的许用应力［工］对 于碳素和硅锰钢其推荐许用应力口一般为（°3〜0.4） a b约为（450〜600） MPa离合 器的压紧弹簧的直径较小则用冷卷法制成但是一般都不会做淬火处理，用低温回火 来消除内应力就行了本设计选用65Mn钢6.4弹簧的参数计算每一个弹簧的工作压力P：设计圆柱螺旋弹簧时，应根据摩擦片的外径D选定弹簧数目Z，并根据离合器工作 的总压力卩工，确定每一个弹簧的工作压力P：式中：P为工作总压力，NZ为离合器压簧数目。
通过下式计算工作总压力：每个弹簧的工作压力：P = 358.4 N6.4离合器弹簧数据表:1俺力P/科禅贅外径工养髙嵐 H /nwa自由髙度弹簣朋度JT/NJiii最大应力273.7544)S-471斗22.0354441273.7544)224.5A23173.755S理4牡4対恋関23Q4.0馬2牡2ft24.5M7働恥4 0詁4U426.8760Mi)304.07511 卫刮IR25274.08 7731冲803由6.4离合器弹簧数据表的单个弹簧参数如下：根据p=358・4N选择下面一组数据工作压力P=390N 弹簧外径D=27mm 钢丝直径d=3・75mm3工作高度H=40mm 自由高度H =58mm 总圈数n二8-0 4弹簧刚度K=22・0N/mm最大应力=554MPa对于此弹簧数据的校核：弹簧中径D =D-d=23 ・25mmm弹簧指数C二Dm =6.2d曲度系数K'=兰丄+ 0615 = 1.244C-4 C弹簧的附加变形量对于单片离合器Af / mm = 1.5〜2.5mm本设计取厶f = 1.9弹簧最大负荷P /NmaxP二KAf + P二1.24x 1.9 + 358.4二360.76N < 554N 通过验算可知满足强度要求。
max第七章 扭转减震器7.1 扭转减震器的设计 扭转减振器主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成弹性 元件的主要作用是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（通常 为三阶）固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引 起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量所以，扭转减振器具有如下 功能：1. 降低发动机曲轴与传，动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率2. 增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭 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与噪声4. 缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性减振器的扭转刚度g和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩T是两个主要参数其设计参数还包括极限转矩T、预紧转矩Tn和极限转角申等jj1. 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：T 二 1.5T 二 1.5 x 700 二 1050N • mmj e max2. 扭转刚度 ca扭转刚度是为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度c，使共振a现象不发生在发动机常用工作转速范围内。
c 决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置 a尺寸,需要加在从动片上的转矩为：T = 1000CZ R 21式中：C：弹簧刚度Z：弹簧数目R ：减震器弹簧分布半径1设计时可按经验来初选是cac < 13T 二 13 X1050 二 13650N • maj可知：c =13650(N • m)a3. 阻尼摩擦转矩Tf由于减振器扭转刚度是，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，通过计算与实践表明Tf 一般可按下式初选：T二(0.06 -0.17)Tf e max取： T 二 0.14 x 700 二 98N • mf4. 预紧转矩 Ty减振弹簧在安装时都有一定的预紧研究表明， T 增加，共振频率将向减小频 y率的方向移动，这是有利的但是T不应大于T，否则在反向工作时，扭转减振器将 yf提前停止工作，故取：T = (0.05—0.15)T =0.1X 700=70N ・ my emax5. 减振弹簧的位置半径R1dR的尺寸应尽可能大些，一般取：R = (0.60 ~ 0.75)-1 1 2式中，d为离合器摩擦片的内径。
由于摩擦片的内径要满足-> 2R + 50mm 结合两个条件，取R =37.5mm16.减振弹簧个数 Z 表7.1 减振弹簧数目参考表摩擦片外径D/mm225-250250--325325--350>350减震弹簧数目4-66--88--10>10由于D=405mm,取 Z=127. 扭转减振器减振弹簧的总压力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TP总 T/ Ri式中：T=l°50N・m代入，得：P总=28000N每个弹簧工作压力：P=尸总/z =2333N8. 限位销直径限位销直径d '按结构布置选定，一般d '=9.5〜12mm，本设计取d' =11mm9. 从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的 窗口尺寸稍大一些，如图所示图7.2从动盘窗口尺寸简图一般推荐A1-A二a=1.4〜16mm这样，当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参加 工作，刚度较小，有利于缓和冲击本设计取a=1.5mm，A=25mm，A1=26.5mm10. 减振弹簧的尺寸确定图7.3减振弹簧计算简图在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计 的相关尺寸。
弹簧的平均直径D : 一般由结构布置决定，通常选取D =11〜15左右本设计选22取 D =12mm2弹簧钢丝直径：x 2333 x 0.0123 兀 x 600 x106=4.9mm式中：扭转许用应力t =550〜600MPa, d 1算出后应该圆整为标准值，一般为3〜4mm左右故d]=4.00mm，符合上述要求13650c 13650减振弹簧刚度：c = a = = 647.11N/mm1000R 2Z 1000x37.52 x151减振弹簧的有效圈数：i = 型 =83000X44 = 2.48D 3c 8 x 123 x 647.112式中：G为材料的扭转弹性模数 减振弹簧的总圈数n = i + (1.5〜2 ) =4.4减振弹簧在最大工作压力P时最小长度：L 二n(d +5 ) = l.ldn = 1.1x4x4.4 = 19.36mm min 1 1式中：5 = 0.1d]=0.4为弹簧圈之间的间隙减振弹簧的总变形量：Al = P/c=1867/647.11=2.89mm减振弹簧的自由高度：/ = / +Al =19.36+2.89=22.25mm0 minT 70减振弹簧的预变形量： VI'=—丽= — =0.19mmczR 647.11x 15 x 37.51减振弹簧安装后的工作高度：l = l -Vl '=22.25-0.19=22.06mmo11•从动片相对从动盘毂的最大转角a最大转角a和减震弹簧的工作变形量(Al" =Al-Al' = 2・89-0・19 = 2.70mm)有关,其值为： a = 2arcsin2 ( 2.70 )=2arcsm V 2 x 37.5 丿= 2.0612.限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙九二 R sin a= 40 x sin C.06 )= 1.44mm12R2为限位销安装尺寸，取R2 =40 mm则 九 i = 1.44mm。
结论本次课程设计根据给出的设计要求和原始设计参数，以及周置螺旋弹簧离合器及 其操纵机构的工作原理和使用要求，通过对其工作原理的阐述、结构方案的比较和选 择、相关零件参数的计算，大致确定了离合器及其操纵机构的基本结构和主要尺寸以 及制造相关零部件所用的材料结构方面：根据设计要求，考虑到使用条件和其显著的优点，选用带扭转减振器 的单片周置螺旋弹簧离合器，压盘驱动方式采用传动片传动，分离轴承采用自动调心 式分离轴承，操纵机构采用液压式计算方面：确定了离合器的主要参数B、PO、D、d,结果按照基本公式运算得出 并通过约束条件，检验合格根据螺旋弹簧基本参数之间的约束关系，初步确定了弹 簧的尺寸参数,并通过优化程序得出了螺旋弹簧尺寸的优化值,同时进行了强度校核选材方面：摩擦片选用编织石棉基材料,保证其有足够的强度和耐磨性、热稳定 性、磨合性，不会发生粘着现象膜片弹簧采用65Si2MnA,其中所含硅成分提高了机 件的弹性，所含錳，加强了耐高温性；传动片采用80刚，满足其强度需要；压盘采用 HT200,提高了耐磨性；离合器盖从用铸铁，提高了散热能力；设计后的离合器温升校 核合格综上所述，本次设计遵从了：（1）分离彻底；（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的设计要点，数据全部通过约束条件检验，原 件所使用的材料基本上符合耐磨，耐压和耐高温的要求，而且离合器尺寸合适，适宜 安装，能最高效率传递发动机扭矩，符合计划书及国家标准。
由于此次设计中因选取的部分零件作为主要设计对象，存在很多的不完善，设计 过程中也遇到很多的困难，所以在本次设计中可能有很多错误和遗漏，希望各位老师 批评指正参考文献[1] 机械设计手册编委会•机械设计手册[M].机械工业出版社.2004.[2] 陈家瑞.汽车构造 [M]. 机械工业出版社.2005.[3] 王望予•汽车设计[M].机械工业出版社.2006.[4] 刘惟信.汽车设计[M].清华大学出版社.2001.[5] 徐石安，江发潮.汽车离合器[M].清华大学出版社.2005.[6] 张毅，潘可耕，刘红波•离合器及机械变速器[M].化学工业出版社.2005.[7] 刘惟信•机械最优化设计（第二版）[M].清华大学出版社，1994.[8] 谭庆昌，赵洪志•机械设计[M].高等教育出版社.2005.[9] 余仁义，梁涛.汽车离合器操纵机构的设计[J].专用汽车.2003.[10] 褚祥元•汽车离合器膜片弹簧的优化设计[J].轻型汽车技术.2005.。