汽车离合器设计说明书.docx

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1、目 录第1章 汽车离合器综述1第2章 设计方案的分析与确定32.1离合器分类32.2离合器形式的选择3_Toc281389034第3章 主要零部件设计计算和验算的简要过程73.1 摩擦片的设计73.1.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b73.1.2 后备系数73.1.3 单位压力PO73.1.4 摩擦因数f、离合器间隙t83.2 离合器基本参数的优化83.2.1 设计变量83.2.2 目标函数83.2.3 约束条件93.3 膜片弹簧的设计103.3.1 膜片弹簧的基本参数的选择103.3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线113.3.3 强度校核133.4从动盘毂花键的强度验算13第4章 主要部件结

2、构设计说明144.1从动盘总成的设计144.1.1从动盘毂144.1.2 从动片144.1.3 波形片和减振弹簧154.2离合器盖和压盘的方式选择154.2.1 离合器盖154.2.2 压盘154.3分离轴承的选择164.4离合器的通风散热164.5离合器种类的选择164.6分离时离合器受力形式的选择164.7扭转减振器的设计164.8离合器的操纵机构选择20第5章 经济、技术分析及对设计所作的简要评语215.1经济、技术分析215.2简评21参考文献22致 谢23附录：24第1章 汽车离合器综述1.1 离合器的功能离合器是汽车传动系统中直接与发动机相联系的部件，主要作用是保证汽车起步平稳，保

3、证传动系统换挡时工作平顺，防止传动系统过载等，在离合器的具体结构上，首选，在保证传递发动机最大转矩的前提下，应满足两个基本要求：首先，分离彻底、接合柔和。其次，离合器从动部分的转动惯量要尽可能的小。此外，还要求离合器散热良好。1.2 离合器的类型膜片弹簧推式离合器1.3 离合器的工作原理如图1.1所示，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮2和压盘借摩擦作用传给从动盘3，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒和分离轴承8，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖5

4、上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘3两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘3压紧在飞轮上2，这样发动机的扭矩又传入变速器。图1.1 离合器总成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1.4 对离合器的要求摩擦式离合器的结构类型非常多，而且有多种组合方式，但不管哪种结构类型，也不管什么组合方式，对它们的使用要求是一致的。1. 能可靠

5、地传递发动机的最大转矩，并有转矩储备。2. 接合平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。3分离迅速、彻底。4离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡齿轮间的冲击，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。6应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。7操纵轻便、准确。 8作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。9应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结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。 第2章 设计方案的分析与确定2.1离

6、合器分类离合器结构类型较多，且可有多种组合。按传递扭矩的方式，离合器可分为摩擦式离合器、液力式离合器和电磁式离合器；按离合器操纵方式可分为强制操纵式和自动操纵式。摩擦式离合器是利用摩擦力把转矩从主动元件传递给从动元件的离合器。它是目前各种汽车传动系中应用最广泛的一种结构。摩擦式离合器按摩擦表面的形状可分为锥式、鼓式和片式三种，汽车多采用片式。片式按其从动盘的数目可分为单片、双片和多片；按其压紧弹簧布置形式可分圆周布置、中央布置和斜向布置；按其压紧弹簧不同可分圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧；按其分离时作用力的方向可分拉式和推式。液力式离合器的主、从两元件间利用液体介质进行转矩的传递。常见的

7、有液力耦合器和液力变矩器两种，但不能起到离合器的全部作用。电磁式离合器的主、从两元件间利用电磁力的作用而传递转矩的。强制操纵式离合器是根据驾驶员意志通过一定形式的操作机构强制性地进行。通常有机械式、液力式和气动式几种。自动操纵式离合器能根据汽车的行驶速度或发动机的转速变化自动地进入接合或分离，无须驾驶员操作，使得汽车的操纵系更为简单，驾驶更轻便舒适。2.2离合器形式的选择2.2.1 摩擦片的选择根据从动盘数分离合器可分为单片、双片和多片。单片离合器具有结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，分离彻底、接合较平顺等优点。 轿车和微型、轻型货车发动机的最大转矩一般不大，

8、在布置尺寸允许时离合器通常只设有一片从动盘。双片离合器由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大;在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小，另外接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。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。它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点。（以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中）但它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使用寿命长等优点。主要应用于重型牵引车和自卸车上。由于本设计的车是轿车，转矩相对较小，在布置上也较为合理，所以选择单片离合器即可。2.2.2 压紧弹

9、簧布置形式的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。周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧其特点结构简单、制造容易。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。此结构轴向尺寸较大。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，不会使弹簧受热退火，通过调整垫片或螺纹容易实现对紧力的调整。这种结构多用于重型汽车上。斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力动盘上，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保持不

10、变。与上述两种离合器相比具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。 膜片弹簧离合器中的膜片弹簧是一种具有特殊结构的碟形弹簧，膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点9：（1）由于膜片弹簧有理想的非线性特征,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。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的作用，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，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压

11、紧力明显下降；（4）由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命；（5）易于实现良好的通风散热，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。但膜片弹簧的制造工艺较复杂，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，我选用膜片弹簧式离合器。2.2.3 分离时离合器受力形式选择从提高离合器工作性能的另一个角度出发，传统的操纵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使用寿命，适应高转速，增加传

12、递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。推式膜片弹簧离合器杠杆小于拉式膜片弹簧离合器杠杆比，结构简单，安装方便，使用寿命长，装配时推式膜片弹簧离合器锥顶朝后，大端靠在压盘上，对压盘施加外力。 故选择推式膜片弹簧。2.2.4 压盘的驱动方式在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种9： （1）凸台窗孔式：它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内，通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简单，应用较多；缺点：压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离不彻底。（2）径向传动驱动式：这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起，此

13、传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部分，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，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变化，因此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） 径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起，除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的结构特征都与径向传动驱动方式相同。传动片式此结构中压盘与飞轮对中性好，使用平衡性好，简单可靠，寿命长。经比较，我选择径向传动驱动方式。2.2.5 分离杠杆、分离轴承分离杠杆的作用由膜片弹簧承担，其作用是通过分离轴承克服离合器弹簧的推力并推动压盘移动，从而使压

14、盘与从动盘和从动盘与飞轮相互分离，截断动力的传递，分离杠杆要具有足够的强度和刚度，以承受反复作用在其上面的弯曲应力，分离轴承的作用是通过分离叉的作用使分离轴承沿变速器前端盖导向套作轴向移动，推动旋转中的膜片弹簧中部分离前端，使离合器起到分离作用。分离本次设计选用的是油封轴承，它可以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。2.2.6 扭转减振器它能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，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，控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声，缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击

15、载荷和改善离合器的接合平顺性。故要有扭转减振器。2.2.7 离合器的散热通风试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过C时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度一般在C以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到。过高的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的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有：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的叶轮形状，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构造能良好实现通

16、风散热效果，故不需作另外设置。第3章 主要零部件设计计算和验算的简要过程3.1 摩擦片的设计3.1.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b （3-1）表3.1 离合器摩擦片尺寸系列和参数1根据表3.1可知，取D=225mm,d=150mm, b=3.5mm。3.1.2 后备系数由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加），再加上载自卸车的后备功率比较小，使用条件较差，故取1.3。3.1.3 单位压力PO根据3.1可知，对于小轿车，当D230时，则0.25 Mpa由于D200mm,取0.25Mpa。表3.2 摩擦片单位压力2故根据表3.2可

17、知，当0.15Mpa50mm故符合d2R0+50mm的优化条件（5）单位摩擦面积传递的转矩= （3-5）根据下式知，Tc=2=1.3200=260(Nm)故 =0.0058(N./) 表3.3 单位摩擦面积传递转矩的许用值2 （N.m/mm2）根据表3.3知，当摩擦片外径D210-225mm时，=0.30 N./0.0058 N./，故符合要求。（6）单位压力为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力的最大范围为0.150.35Mpa，由于已确定单位压力0.25Mpa，在规定范围内，故满足要求。3.3 膜片弹簧的设计3.3.1 膜片弹簧的基本参数的选择（1）比值和h的选择为了保证

18、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一般为1.52.0，板厚h为24mm故初选h=2.6mm, =1.54则H=4，h=2.6mm。（2）比值和R、r的选择由于摩擦片平均半径Rc=， （3-6）对于推式膜片弹簧的r值，应满足关系RRc=93.75mm。故取R=105mm，再结合实际情况取R/r=1.257，则r=83.5mm。（3）的选择arctanH/(R-r)=arctan4/(105-83.5)10.5 （3-7）故满足915的范围。（4）分离指数目n的选取取为n=18。（5）膜片弹簧小端内半径 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

19、的外径。由d=Kd6公式，可求得d=24mm,则取28mm,再取分离轴承30mm。（6）切槽宽度1、2及半径取13.2mm, 2=10mm, 满足r-=2,则=r-2=83.5-10=73.5mm故取72mm。(7) 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定由于R1和r1需满足下列条件2：故选择R1103mm， r184mm。3.3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示： （3-8）式中，E弹性模量，钢材料取

20、E=2.0Mpa； b泊松比，钢材料取b=0.3； R自由状态下碟簧部分大端半径，mm； r自由状态下碟簧部分小端半径，mm； R1压盘加载点半径，mm； r1支承环加载点半径，mm； H自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm；h膜片弹簧钢板厚度，mm。绘制图像如下：由MATLAB所绘制的曲线取点，得到下面坐标x =2.7270y =4.8040e+003x =4.3300y = 4.5440e+003 则可知2.7270,4.8040e+003N4.3300,4.5440e+003N上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且 （3-9）则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

21、拐点H之间，且靠近或在H点处，一般则取则此时校核后备系数 （3-10）满足要求离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为（即为压盘的行程故压盘刚开始分离时，压盘的行程3.3.3 强度校核膜片弹簧大端的最大变形量，4.3300，由公式 （3-11）得3.4从动盘毂花键的强度验算花键尺寸选定后应进行强度校核。挤压应力计算公式：(MPa)P=4Temax/(D+d)Z=4*200/(32+26)=6897 N (3-12) =6.897/10*3*30=7.66 MPa从动盘毂一般由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa。故满足条件。第4章 主要部件结构设计说明4.1从动盘总成的设

22、计4.1.1从动盘毂从动盘毂轴向长度不宜过小2，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为1.4d=1.426=36mm。从动盘毂的材料选取45钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处进行高频处理。根据摩擦片的外径D的尺寸及表4.1查出从动盘毂花键的尺寸。表4.1 离合器从动盘毂花键尺寸系列2摩擦片外径D/mm发动机的最大转矩Temax/Nm花键尺寸挤压应力j/Mpa齿数N外径D/mm内径d/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm160501023183

23、20101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2由于D=225mm,则查表可得，花键尺寸：齿数n=10， 外径=32mm, 内径26mm 齿厚t=4mm,有效齿长l=30mm, 积压应力=11.5Mpa4.1.2 从动片从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料选用中碳钢板50钢，厚度为取为2mm，表面硬度为3540HRC

24、。4.1.3 波形片和减振弹簧波形片采用65Mn，厚度取为0.8mm，硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA弹簧钢丝。4.2离合器盖和压盘的方式选择4.2.1 离合器盖离合器盖是离合器的主动件之一，它与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。因此它需要具有足够的刚度，板厚取4mm，乘用车离合器盖用10钢等低碳钢板。4.2.2 压盘（1）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。另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸

25、有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。（2）压盘几何尺寸的确定前面已经分析了如何确定摩擦片的内、外径尺寸。当摩擦片的尺寸确定后，与它配合工作的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何确定它的厚度。压盘厚度的确定主要依据以下两点：一是压盘应有足够的质量；二是压盘应具有较大的刚度。为满足上述要求压盘应做得厚些，本次设计采用20mm。（3）传动片 传动片的作用是在离合器接合时，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减小。传动片采用3组，每组3片的形式，具体尺寸为，宽a=25mm，厚b=1mm，两孔间距为l=20mm，孔直

26、径为d=10mm，传动片弹性模量E=2MPa。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性。4.3分离轴承的选择由于=5700r/min,离心力造成的径向力很大，因此采用调心式角接触球轴承。4.4离合器的通风散热由于离合器尺寸小，在离合器盖上开通风窗口即能满足离合器通风散热的要求。4.5离合器种类的选择根据设计方案的分析，确定采用单片膜片弹簧离合器。4.6分离时离合器受力形式的选择由于小轿车质量轻，推式优点多，所以采用推式。4.7扭转减振器的设计4.7.1扭转减振器主要参数（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时所能传递的最大转矩

27、，即限位销起作用时的转矩。极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取，Tj=(1.52.0) 2对于商用车，系数取1.5。则Tj=2.02.0200400（N.m）（2）扭转刚度k为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。由经验公式k Tj2 初选即kTj134005200（N.m/rad）（3）阻尼摩擦转矩T 由于减振器扭转刚度k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的消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。根据公式初选TT（0.060.17）2取T=0.1 =0.

28、1200=20 (N.m)（4）预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。Tn增加，共振频率将向减小的频率的方向移动，这是有利的。但是Tn不应大于T由于Tn满足以下关系：Tn（0.050.15）2且TnT20N.m而（0.050.15）1030 N.m则初选Tn12N.m（5）减振弹簧的位置半径R0R0的尺寸应尽可能大些，一般取R0=(0.600.75)d/22则取=0.65d/2=0.65150/2=48.75(mm),可取为48mm。（6）减振弹簧个数Zj根据表4.12知，表4.2 减振弹簧个数的选取当摩擦片外径D250mm时，=46 ,故取Zj=6（7）减振弹簧总压力F当限位销与从动盘

29、毂之间的间隙被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F为FTj/R0 （4-1） 400/(48) 8.33(kN)4.7.2 减振弹簧的计算在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。（1）减振弹簧的分布半径R1由于R1的尺寸应尽可能大些1，一般取R1=(0.600.75)d/2 式中，d为离合器摩擦片内径故R1=0.65d/2=0.65150/2=48(mm)，即为减振器基本参数中的R0（2）单个减振器的工作压力PP= F/Z=8330/6=1388(N) （4-2）（3）减振弹簧尺寸1）弹簧中径Dc弹簧中径一般由布置结构来决定1

30、，通常Dc=1115mm故取Dc=12mm2）弹簧钢丝直径dd= （4-3）式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为550Mpa所以d=4.26mm。3）减振弹簧刚度k根据式k=1000knR121知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R1确定，即k= （4-4）则K=4）减振弹簧有效圈数5.30 （4-5）5）减振弹簧总圈数n其一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为n=+(1.52)=7减振弹簧最小高度=32.8mm （4-6）弹簧总变形量=P/K=1052.5/304=3.69mm （4-7）减振弹簧总变形量=32.8+3.69=36.49mm （4-8）减振弹簧预变形量

31、 （4-9） 减振弹簧安装工作高度=36.49-0.16=36.33m （4-10）6）从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角和减振弹簧的工作变形量有关，其值为=4.19 （4-11）4.8离合器的操纵机构选择4.8.1对离合器操纵机构的要求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

32、不会影响其正常工作。8）工作可靠，寿命长，维修保养方便。4.8.2离合器操纵机构的型式及确定按照操纵离合器的能源划分，离合器操纵机构分为人力式、助力式和动力式三种。按传动方式划分，离合器操纵机构有机械、液压和气压三种。机械式离合器操纵机构有杆系传动装置和钢丝绳索传动装置两种。杆系传动装置中关节点多，所以摩擦损失大。车身和车架的变形会影响其工作。当离合器需要远距离操纵时，较难合理安排杆系。钢丝绳索传动结构简单，装置布置灵活，不受车身和车架变形的影响，但传递的力比较小。液压式离合器操纵机构具有摩擦阻力小，传递效率高，接合平顺等优点。它结构比较简单，便于布置，不受车身和车架的变形的影响，是比较普遍采

33、用的一种操纵型式。由于机械操纵式操纵机构结构简单，工作可靠广泛应用于各种汽车，所以我设计的小轿车采用机械操纵式杆系操纵机构。第5章 经济、技术分析及对设计所作的简要评语5.1经济、技术分析本离合器设计，在实际操作使用中，接合可靠分离彻底、动作迅速、操纵灵活、适应性强、分离与接合平稳无冲击；在结构设计造价和生产方面，离合器设计结构简单,实际加工制造容易,材料和加工成本低；在使用安全和寿命上，本设计工作安全、动力传动效率高、使用寿命长；在产品设计性能上，本设计重量轻、慢性小、外形尺寸小、散热能力强、调整维修方便，且维修保养成本低。5.2简评本次课程设计根据给出的设计要求和原始设计参数，以及推式膜片

34、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推式膜片弹簧离合器，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，操纵机构采用机械操纵式操纵机构。计算方面：确定了离合器的主要参数、P0、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。根据膜片弹簧基本参数之间的约束关系，初步确定了膜片弹簧的尺寸参数，并通过优化程序得出了膜片弹簧尺寸的优化值，并进一步确定了膜片

35、弹簧的工作点，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50钢，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

36、机扭矩，符合计划书及国家标。参考文献1徐石安,江发潮.汽车离合器/汽车设计丛书.北京：清华大学出版社,2005.82王望予.汽车设计. 北京：机械工业出版社，2007.63陈家瑞.汽车构造. 北京：人民交通出版社，2006.54钱大川.新型联轴器、离合器选型设计与制造工艺实用手册. 北京：北京工业大学出版社，2006.85骆素君,朱诗顺.机械课程设计简明手册. 北京：机械工业出版社，2006.86孙志礼,冷兴聚.机械设计. 沈阳：东北大学出版社，2006.87邱言龙.国产汽车维修调整数据手册. 北京：机械工业出版社，2000.10致 谢本次课程设计，开始自己也不知道该怎么动手，就在网上和图书馆

37、找了一些离合器设计的相关资料和模板，再开始设计自己车型的离合器。由于课设过程中天气很冷，但田老师只要有时间就坚持去我们作图的教室，在画图室田老师详细的给我们讲解了离合器的结构和工作原理。还多次帮助我们分析思路，还指出我们图纸上的一些错误。在我遇到困难时候还给予我最大的支持和鼓励，她慈母般的微笑和耐心的解答给了我很大的动力。田老师严谨求实的治学态度，踏实坚韧的工作精神，将使我终生受益。在这里谢谢田老师的指导,老师您辛苦了。在离合器的数据计算时，有些地方不是很清楚，又和同学们一起讨论，很多同学细心的给我讲解。在这里，一并感谢，感谢所有车辆075的兄弟姐妹。附录：利用Matlab软件进行P1x1特性

38、曲线的绘制，程序和图形如下：程序如下：x1=0:0.2:10;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形E=2.0*105;%弹性模量（Mpa）b=0.3;%泊松比R=105;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm)r=83.5;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)H=4;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm）h=2.6;%膜片弹簧钢板厚度（mm）R1=103;%压盘加载点半径（mm）r1=84;%支承环加载点半径（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2);%以下用于绘图clf plot(x1,P1,-b);axis(0,5,0,5000);%设置坐标hold onhold off,grid onxlabel(变形x1/mm)ylabel(工作压力P1/N)title(P1-x1特性曲线)zoom outx,y=ginput(1)x =2.7270y =4.8040e+003 x,y=ginput(1)x = 4.3300y = 4.5440e+003