货车螺旋弹簧离合器说明书

第1章绪论 .............................................................. 1 第2章方案设计 ........................................................... 3 2.1离合器的作用及设计要求 ................................................ 3 2.2离合器的分类 .......................................................... 3 2.3压盘的驱动方式 ........................................................ 5 2.4离合器的通风散热措施 .................................................. 5 2.5离合器的操纵方式 ...................................................... 6 2.6方案论证结论 .......................................................... 6 第3章基本尺寸参数选择 ................................................... 7 3.1离合器基本性能关系式 .................................................. 7 3.2后备系数的选择 ........................................................ 7 3.3摩擦片外径的确定 ...................................................... 8 3.4 校核离合器所选尺寸 .................................................... 9 第4章离合器零件的结构选型及设计计算 .................................... 11 4．1 从动盘总成 .......................................................... 11 4.1.1从动盘的设计 ..................................................... 11 4.1.2从动盘毂 ......................................................... 11 4.1.3 减震器弹簧的尺寸确定 ............................................. 13 4.1.4 减震器弹簧的计算 ................................................. 14 4.2压盘和离合器盖 ....................................................... 16 4．2．1 压盘设计 ....................................................... 16 4．2．2 离合器盖设计 ................................................... 20 4．3 离合器分离装置的设计 ................................................ 20 4．3．1 分离杆 ......................................................... 20 4．3．2 分离轴承及分离套筒 ............................................. 22

4．4 圆柱螺旋弹簧设计 .................................................... 23 4．4．1 结构设计要点 ................................................... 23 4．4．2 弹簧的材料及许用应力 ........................................... 24 4．4．3 弹簧的计算 ..................................................... 24 4．4．4 离合器的平衡 ................................................... 26 结论 ................................................................... 27 致谢 ................................................................... 28 参考文献 .............................................................. 29

第1章绪论

根据德国出版的2003年汽车年鉴，2002年世界各国114家汽车公司所生产的1864款乘用车中，手动机械变速器车款数为1337款；在我国，乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的26.53%；若考虑到商用车中更是多数采用手动变速器，手动挡汽车目前仍然是世界车款的主流（当然不排除一些国家或地区自动挡式车款是其主流产品）。至于未来，考虑到传动系由MT向自动传动系过渡，采用AMT技术其产品改造较为容易，因此AMT技术是自动传动系统有力的竞争者。可以说，从目前到将来离合器这一部件将会伴随着内燃机一起存在，不可能在汽车上消失。

在早期研发的离合器机构中，锥形离合器最成功。他的原型设计曾在1889年德国戴姆勒公司生产的钢质车轮的小汽车上，它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。采用锥体离合器的方案一直沿用到20世纪20年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比较容易，摩擦面易修复。它的摩擦材料曾用过驴毛带、皮革带等。那是也曾出现过蹄-鼓式离合器代替锥形离合器，其结构形式有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。蹄-鼓式离合器用的摩擦元件为木块、皮革带等，蹄-鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。无论锥形离合器或蹄-鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动见根本无法分离的自锁现象。

现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。多片离合器最主要的优点是，在汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。早起设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一青铜盘片。采用纯粹的金属对金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更满意的性能。

浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外有野容易把金属盘片粘住，不易分离。

石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘片式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更高的温度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可以用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是有多片离合器向单片离合器转变的关键。

早期单片干式离合器有与锥形离合器先类似的问题，即离合器接合时不够平顺。但是由于单片干式离合器结构紧凑散热量好，转动惯量小所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。

第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上没有摩擦面片，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上。后来改用多个直径较小的弹簧（一般至少6个），沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。这种布置在设计上带来了实实在在的好处，是压盘上弹簧的工作压力分布更均匀，并减小里轴向尺寸。

随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘

用车上愈来愈多地采用双质量飞轮的扭转减震器，能更有效地降低传动系噪声。

近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型牵引汽车和自卸汽车上有开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低（不超过93°），因此起步时长时间打滑不至于的烧损摩擦片。据报道这种离合器有着良好的起步能力，其使用寿命可达干式离合器的5-6倍。1

第2章方案设计

2.1离合器的作用及设计要求

对于业内然机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机直接相连接的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。离合器的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地接合，保证汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中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得最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足以下基本要求；

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.接合时要完全、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、缓和冲击和降低噪音的能力。

7.操纵轻便、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素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、实用寿命长。 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。2

2.2离合器的分类

1、按压紧弹簧和布置形式分如表2.1

表2.1离合器的分类

2﹑按从动盘数分如表2.2

表2.2离合器的分类

综合上述各离合器的优缺点，根据我所选的车型东风天锦180的需求，再依据经济、可靠、操作方便的原则，所以我选择从动盘数为双盘的周置圆柱螺旋弹簧离合器。

2.3压盘的驱动方式

压盘的驱动方式主要有凸块-窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等。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音，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以柳钉或螺栓联结，传动片的弹性允许其作轴向移动。弹性传动片驱动方式的结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。使用弹性传动片的方式不仅消除了前三种的缺点，而且简化了结构，降低了对装配精度的要求且有利于压盘的定中，故选择弹性传动片式驱动方式。

2.4离合器的通风散热措施

试验证明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的。当压盘工作表面温度超过

180-200度时，摩擦片磨损将急剧增加，而且过高的温度还会使压盘受热变形产生裂纹或破裂。为使摩擦表面温度不过高，除要求压盘有足够高的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风良好。改善离合器散热通风的结构措施有：在压盘上设散热或通风筋；在离合器盖上开较大的通风口；在离合器外壳上设置通风窗；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。由于本设计为双盘离合器设计，其散热问题尤其应值得重视。在以后的离合器结构设计中，将视压盘温升的具体情况采取适当的结构措施以保证离合器压盘工作表面温度不致过高。

2.5离合器的操纵方式

按分离离合器所需的操纵能源不同，离合器操纵机构可分为人力式和气动式两类，而人力式操作机构又可分为机械式和液压式两种。机械式质量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难，寿命短，用于轻型车。液力式传动效率高，质量小，布置方便，离合器接合较柔和，有可能降低猛接离合器时传动系的动载荷。它不仅用于中、小型车，在重型汽车上也日益增多。气压式突出优点是操纵轻便。依据经济、可靠、操作方便的原则，故选择液压式。

2.6方案论证结论

本设计选择的是双盘离合器，根据双盘离合器的特点及以上对离合器各种结构的分析比较，其有关结构可采取表2.3的形式：

表2.3离合器的结构选择

第3章基本尺寸参数选择

3.1离合器基本性能关系式

摩擦片或从动盘的外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响，并根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发动机最大转矩cmax，离合器的静摩擦力矩c应大于发动机最大转矩cmax，而离合器传递的摩擦力矩c又决定于其摩擦面数Z、摩擦系数f、作用在摩擦面上的总压紧力PΣ与摩擦片平均摩擦半径Rm，即

ccmaxZfPrRmNm 式中：——离合器的后备系数。

f——摩擦系数，计算时一般取0.25～0.30。 cmax——发动机最大转矩

（3-1）

3.2后备系数的选择

离合器的后备系数，选择时应考虑摩擦片磨损后仍能传递cmax及避免起步时滑磨时间过长；同时应考虑防止传动系过载及操纵轻便等。各类汽车离合器后备系数的取值范围见表3.1。

表3.1后备系数表

本设计是基于东风天锦180货车的离合器设计，该车型属于重型货车类型，故选择本次设计的后备系数β在1.60～2.25之间选择。由于后备系数随着汽车总质量的增大而增大，根据此次设计的题目汽车的总质量为ma=15000kg，所以综合考虑取β=2.0。

3.3摩擦片外径的确定

摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩来确定D时，可以查表3.2来确定摩擦片外径D的尺。3

表3.2离合器尺寸选择参数表

所选的尺寸D应符合有关标准(JB1457-74)的规定。表3.2给出了离合器摩擦片的尺寸系列和参数。另外，所选的D应符合其最大圆周速度不超过65～70m/s的要求，且重型汽车不应超过50m/s。

根据发动机参数该车型发动机最大转矩Te max为650N·m及本车将使用双片式离合器，查表2.2可得离合器摩擦片外径为350mm。再查表3.3即可得到摩擦片的具体参数，如下：

摩擦片外径D=350mm 摩擦片内径d=195mm 摩擦片厚度h=4mm 摩擦片内外径比d/D=0.557

单位面积F=67800mm2

表3.3离合器摩擦片尺寸系列和参数

3.4 校核离合器所选尺寸

离合器尺寸的校核可用如下公式

式中 D——摩擦片外径，mm；

TCTemax



fZp0D3(1d3D3) （3－2）

d——摩擦片内径，mm； p0——单位压力，MPa；

Z——摩擦片工作面数，单片为2，双片为4； Temax——发动机最大转矩，N· m； ——离合器后备系数；

TC——离合器的转矩容量，N· m； f——摩擦系数。

综上所述，由于采用的是螺旋弹簧，基本上在公路上行使，取＝2.0，摩擦系数f＝0.3，Temax＝650N.m，外径D＝350mm，内径d＝195mm，代入（2－2）得：

p0＝0.117MPa

单位压力p0在容许的范围内，因此所选择的离合器尺寸。参数合理。

第4章离合器零件的结构选型及设计计算

4．1 从动盘总成

无论选择什么类型的从动盘，它都应该满足一下的要求：

（1）为了减少变速器换挡时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；（2）为了保证汽车的平稳起步，摩擦片上的压力分布要均匀，从动盘应具有轴向的弹性；

（3）要有足够的抗暴裂强度；

（4）为了避免传动系统的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中尽量安装扭转减震器。

4.1.1从动盘的设计

从动盘一般都比较的薄，通常是常用的1.3-2.0mm厚的钢板冲制而成。为了使从动钢片有轴向的弹力，在从动盘上开“T”形槽，外缘形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。根据设计要求选取从动钢片的厚度为2mm,表面硬度35～40HR.

4.1.2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。 1）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4.1选取其尺寸入下：从动盘外径D＝380mm，发动机转矩Temax＝650 N· m，花键齿数n＝10，花键外径D＝40mm，花键内径d＝32mm，齿厚b＝5mm，有效长度l＝55mm，挤压应15.2MPa。

摩擦片与从动片之间有两种紧固方法：铆接法和粘接法，本次设计中选取铆接法，其优点是可靠及磨损后换装摩擦片方便。

表4.1 从动盘毂花键尺寸系列

2）从动盘毂花键的强度校核

①花键齿的侧面压力

P

4Temax

（4-1）

(Dd)Z

式中Z――从动盘毂的数目,

因此 P18055.56N ②挤压应力

挤

（4-2） nhl

式中h――花键齿的工作高度，m，h(Dd)2。因此 挤8.21MPa15.2MPa ③剪

4Temax

6.57MPa15MPa

(Dd)Znlb

剪

(4-3)

所以花键的选取合适4

4.1.3 减震器弹簧的尺寸确定

压盖和在设计离合器的减震器时，需要合理的选择减振器的扭转刚度、摩擦力矩、预紧力矩及刚度级数，以确保系统的性能。 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，即限位销起作用时的转矩，它与发动机的最大转矩有关，一般可取：

Tj=(1.5~2.0)Temax （4-4）

式中，Temax的系数对于商用车取1.5，乘用车取2.0. 所以 Tj=975N·m 2)扭转角刚度k

为了避免引起系统的共振，要合理的选择减振器的扭转刚度k，是共振现象不发生在发动机的常用工作转速范围内。

k13Tj （4-5）

因此 k=12000Nm/rad

3)阻尼摩擦转矩T

由于减振器扭转刚度k受结构及发动机的最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效的消除，必须合理的选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩

T。一般可按照下式选择

T(0.06~0.17)Temax39~110.5Nm （4-6）取T=100Nm 4)预紧转矩Tn

减振器的弹簧在安装时都要有一定的预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将会向减小频率的方向转移，这是有利的，但是Tn不应大于T，否则在反向工作时，扭转减震将

提前停止工作，故取

Tn(0.05~0.15)Temax （4-7）取Tn=65Nm

5)减振弹簧位置半径R0

R0的尺寸应该尽可能的大一些，

（4-8） 2

其中d为摩擦片的内径 R0(0.60~0.75)

计算可取 R0=73mm 6)减振弹簧的个数Zj

根据摩擦片的外径350mm可以查表4.2，取Zj=10

表4.2减振弹簧的选取

7)减振器弹簧的总压力F

当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减震器弹簧传递转矩达到Tj时，减振器弹簧收到的压力F

F

TjR0

13356.16N （4-9）

4.1.4 减震器弹簧的计算

1)单个减振器弹簧的工作负荷

F

FZj

1335.62N (4-10)

2)减振弹簧尺寸

①弹簧中径Dc，一般由结构布置来决定，通常Dc11~15mm，取Dc11mm ②弹簧钢丝直径d

d8FDC



(4-11)

Dc算出后应该调整为标准值，式中:扭转许用应力= 550~600MPa，一般为3~4mm

左右。代入数值，得d3.966mm,符合要求。

③减振弹簧的刚度K，应根据已选定的减振器扭转刚度k及其分布半径R0，由下式算出，即

K

k1000RZj

225.18Nm (4-12)

④减震器弹簧的有限圈数i

Ed4

i (4-13) 3

8DcK

式中：E为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取E8.3104MPa。因此 i4.50 ⑤减振器弹簧总圈数n。

ni(1.5~2) (4-14)

可取得n=6

⑥减振器弹簧最小长度lmin。指减振器弹簧在最大的工作负荷下的工作总长度，考虑到此时弹簧的被压缩各圈之间仍需要留出一定的间隙，可确定为

lminn(d)1.1dn26.17mm (4-15)

⑦减振器弹簧的总变形量l。指减震器弹簧在最大工作负荷下所能产生的最大压缩

变形，为l5.93mm

⑧减振器弹簧的自由高度:

lolminl32.10mm (4-16)

⑨减振器弹簧的预变形量l'，它和选取的预压紧力矩Tn有关：

l、

0.40mm (4-17)

KZjR0

⑩减振器弹簧的安装工作高度l，它关系到从动盘毂等零件窗口尺寸的设计，为

ll0l'31.70mm (4-18)

3)从动盘钢片相对从动盘毂的最大转角j

减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动钢片相对从动盘毂的极限转角j与减振器弹簧的工作变形量l''(l''ll')有关，其值为

l''

j2arcsin2arcsin5.19

(4-19) 2Ro

j通常取3~12，所以所选择的减振器弹簧能够满足要求。

4.2压盘和离合器盖

4．2．1 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两个方面。 1压盘传力方式的选择

压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮有一定的联系，但这种联系又应允许压盘在离合器分离过程中能自由地做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。压盘和飞轮间常用的连接方式有：凸台式、键式、销式。在双片离合器中一般都采用综合式的连接方法，即中间压盘通过键，压盘则通过凸台。还可以用销子传力。

根据经验、参照磁品，采用6个传力销将飞轮与中间压盘、压盘连接在一起。传力

0.07

销的尺寸为18.50。传力销的材料为中碳钢（35号0.084，压盘上的传力销尺寸为190

钢），压盘材料为灰铸铁。5 2传力销的强度校核

由图4-1可知，传力销同时承受由力Q、Q所引起的弯曲应力和P（接合时的弹

簧压紧力）引起的拉伸应力。此外，传力销表面在宽度S1与S2的范围内还受其Q和Q的挤压作用。由《机械设计手册》中可查得35钢的剪切许用应力80MPa，许用压力P40MPa，其强度校核如下。

图4-1 传力销的受力图

1拉弯复合应力

①作用力

Q

Temax

（4-20） 2nRn

Temax

（4-21） 4nRn

Q

式中Temax――发动机最大转矩，N· m； n――传力销数目；

Rn――力Q和Q的作用半径，m,由所选压盘结构及参照双盘离合器有关零

件图得;Rn(350/2)(18.5/2)1185.25mm

因此 Q

650

292.40N 3

26185.2510

Q

650

146.20N 3

46185.2510

Temax(2ab)

（4-22）

②传力销的弯曲应力

弯MBB

4Rnn0.1d式中MB――弯矩，N· m，MBTemax(2ab)4Rnn；

d――传力销根部直径，cm； W3B――传力销抗弯截面模量，cm；

a,b――力Q和Q的作用力臂，cm,其中a=27mm，b=48mm。因此，650(22748)

弯

4185.2560.118.5

23.55MPa

4P

拉d2

式中：P――接合时弹簧产生的压紧力，N，PP0F 因此 40.11767800

拉3.1418.526

4.92MPa

④传力销的复合应力

合弯拉因此 合=23.55+4.92=28.47MPa

2)传力销的挤压应力

Q

挤

S 1d1100

Q

挤

S 2d1100

式中，d1――传力销的直径，cm；

S1，S2――作用宽度，cm。

因此 292.40

挤

1518.5100

1.05MPa

146.挤2

1518.5100

0.53MPa

经校核，传力销的强度符合要求。（4-23）（4-24）

（4-25）

（4-26）

3)压盘几何尺寸的确定

在摩擦片的尺寸确定后与它摩擦相接触的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸归结为如何去确定它的厚度。

压盘厚度的确定主要依据以下两点：①压盘应具有足够的质量；②压盘应具有较大的刚度。因此，压盘一般都做得比较厚（一般不小于10mm），而且在内缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的凸起。此外，压盘的结构设计还应注意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔。

根据经验、参照同类产品，本次设计选取的压盘外径为380mm，内径为190mm，厚度为15mm，材料为3号灰铸铁。6 4)滑磨功的计算

离合器滑磨的严重程度常用滑磨功的大小来衡量。它指的是离合器在接合过程中有多少机械能变成热能。为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于许用值，即：

w

w (4-27) 22

Z(Dd)

式中，w为单位摩擦面积滑磨功（J/mm2），w为其许用值（J/mm2），对于乘用车：w=0.40J/mm2，对于最大总质量小于6.0t的商用车：w=0.33J/mm2，对于最大总质量大于6.0t的商用车：w=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（J）,可根据下式计算：

W

2ne2marr2

1800ii

(4-28)

式中，ma为汽车总质量（Kg）；rr为车轮滚动半径（m）；i0 为主减速器传动比；rg

为汽车起步时变速器挡位的传动比；ne为发动机转速（r/min）,计算时乘用车取2000r/min，商用车取1500r/min。

根据本次设计的车型，选取轮胎规格为10.00R20，则rr=0.5m，i0=9.63，rg=11.7，

ma=8025kg。将数据代入得：

W37581J

w=0.14J/mm2w 故符合要求。

4．2．2 离合器盖设计

离合器盖一般都和飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分扭矩。此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。因此，在设计中应特别注意一下几个问题：

（1)应具有足够的刚度，以免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内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。因此，为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用2.75毫米厚的08钢板，经冲压加工制成。

（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口，将离合器制成特殊的叶轮形状，或在盖上加设通风扇片等，用以鼓风。

由于本设计选用的是传动销传动方式，因而，离合器盖通过传动销与飞轮连接在一起，传递一部分发动机扭矩，其对中性则就由六个传动销来保证。7

4．3 离合器分离装置的设计

4．3．1 分离杆

1）分离杆结构型式的选择

在离合器分离和接合的过程中，踏板与压盘之间的运动联系最后的环节为分离杆。周布螺旋弹簧离合器的分离杆数目一般采用3～6个。分离杆的结构型式与压紧弹簧的类型有着密切的关系。本次设计选用的是周布弹簧离合器，采用6个分离杆。

在沿圆周分布的圆柱螺旋弹簧离合器中常见的分离杆结构有以下几种类型，如图4-2所示。

图4-2（a）是锻造后经加工制成的。与图中其他三种结构相比，它的加工量最大，结构也比较复杂。

图4-2（b）所示是一些重型汽车上采用的结构。分离杆也是锻制的。由于铰链处全部采用了滚针轴承，因此具有摩擦损失小、传动效率高的优点。另外它的调整螺母在离合器上，所以调整也比较方便。

图4-2（c）中，分离杆由钢板冲压而成，加工比较简单，而且调整螺钉在分离杆外端，调整也比较方便。

图4-2（d）所示的是中小型汽车上采用的结构。这种被称为摆动块式的分离杆也是由钢板冲压而成的，结构简单。分离杆在压盘上的支承方式也很简单。此外它还具有磨损小、调整方便等优点，所以目前在中小型汽车上采用很多。

综上所述，根据经验、参照同类产品，选择图4-2（c）所示的分离杆结构，由低碳钢板（08钢板）冲压而成。

图4－2 分离杆结构

2）分离杆设计

分离杆设计时应注意如下几个问题： ①分离杆要有足够的刚度

在分离离合器时，分离杆要承受很大的力，如果刚度不够，会引起较大的变形，这不仅要降低离合器操纵机构的传动效率，甚至还可能出现离合器分离不彻底。因此在结构设计时，一定要设法增加分离杆的刚度，提高其抗弯曲的能力，以减少在受力时的变形。从图4-2所列举的结构中可以看到，分离杆都有加强筋。

②分离杆的铰接处应避免运动上的干涉

分离离合器时，压盘沿其轴线做平行移动，分离杆与压盘的铰接点也跟着压盘一起平移。与此同时，这个铰接点还必须绕分离杆的中间支点作圆弧运动。显然，同一个点同时做两种运动是不可能的，这就是所说的运动干涉现象。为了避免这种运动干涉，保证离合器能顺利分离，在分离杆铰接处的结构上必须采取相应的措施。

在图4-2（c）结构中，分离杆的支撑叉与离合器的连接处采用了带球面的调整螺母，

而且支撑叉与离合器盖的孔之间还留有间隙。与图4-2（b）相比，其活动支点不在中间而是在分离杆外端与压盘的铰接处。这样，在离合器分离时，支撑叉可在离合器盖的孔中摆动，以避免分离杆的运动干涉。

③分离杆内端的高度可以调整

为了保证在离合器分离时分离轴承能同时压紧所有的分离杆，使每个分离杆的受力均衡，并使压盘不致产生歪斜，造成离合器分离不彻底和结合过程中离合器的抖动现象，要求各分离杆的内端必须在平行于压盘的同一平面上（其高度差一般不超过0.2mm）。

为了达到这个要求，分离杆在结构上都有相应的调整环节，我们是通过调整分离杆外端的高度来实现的。

④分离杆的铰接处应采用滚针轴承或刀口支撑

为了减少磨损和提高效率，分离杆的铰接处应采用滚针轴承或刀口支撑。8

4．3．2 分离轴承及分离套筒

分离轴承在工作中主要承受轴向力。在分离离合器时，犹豫分离轴承的旋转，在离心力的作用下，它同时还承受径向力。所以在离合器中采用的分离轴承主要有径向推力轴承和推力轴承两种。径向推力类适用于高速、第轴向负荷的情况，而推力类则适用低速、高轴向负荷的情况。除此之外，在某些轻型汽车上还采用由浸油的碳和石墨混合压制而成的滑动止推轴承。

在以往的设计中，分离轴承在内圈通常压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外轴颈上，可以自由移动，分离离合器时轴承内座圈不动，外座圈旋转。在离合器处于结合状态时，分离轴承的端面与分离杆的内端之间应留有间隙＝3～4mm ，以备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。现在离合器操纵中常装有间隙自动调整装置，则＝0，踏板自由行程可减小。

因此，根据经验、参照同类产品，选取角接触球轴承，它能同时承受径向、轴向联合载荷，公称接触角越大，轴向载荷能力也越大。离合器分离轴承型号为：7011AC（25），外形尺寸为：内径D=55mm，外径D=90mm，宽度B=18mm。

轴承套筒座是用尼龙和玻璃纤维材料模压成形，为例减轻摩擦磨损，制作时在套筒座中加有1%的二硫化钼，起着自润滑作用。套筒座的内孔开有矩形键槽，目的是减少滑动阻力，减缓来自变速器轴承盖套筒的振动，同时也起到通风散热和导屑的作用。

分离套筒上开有用来注润滑油的缺口，而在离合器壳上装有注油杯，并用软管（或硬管）通到分离套筒的缺口处，在分离套筒内还有一定的空间供储存润滑油。为例保存润滑油并防止它飞溅到离合器摩擦片上，分离轴承外圈包有薄钢板冲压成的防护罩。

4．4 圆柱螺旋弹簧设计

4．4．1 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，这样就可使弹簧的两端支撑面较大，各圈受力均匀，且弹簧的垂直度偏差较小。为了保证离合器摩擦片上有均匀的压紧力，螺旋弹簧的数目一般不得少于6个，而且应该随摩擦片外径的增大而增加弹簧的数目。此外，在布置圆柱弹簧时，要注意分离杆的数目，使弹簧均匀布于分离杆之间。因此，弹簧的数目Z应该是分离杆n的倍数，即

Zmn (4-29)

式中m——为任意正整数。设计中摩擦片外径D=350mm，根据表4.3，可得弹簧数目为12—18个，但考虑到该离合器分离杆为6个，且弹簧数目应为分离杠杆数的整数倍，因而选取弹簧数目为Z=18，并根据离合器工作总压力，确定每个弹簧的工作压力P：

P

P

(4-30) Z

式中P——工作总压力，N；

Z——离合器压簧的数目。

设计上，每一个周布圆柱螺旋弹簧的工作压力P应不超过1000N 。

周布压紧弹簧的外径通常限制在27～30mm之间。这样，便于把同样的压簧装在不同尺寸的离合器上。有的离合器厂，有时还把用得较多的一些弹簧的工作高度做成相同的尺寸，而用改变钢丝直径和工作圈数的办法，以获得弹簧不同压紧力，有利于压簧在不同的离合器上通用。

表4.3周置圆柱螺旋弹簧的数目

4．4．2 弹簧的材料及许用应力

离合器周布螺旋弹簧的钢丝直径一般在4mm左右，由于其直径不大，周围环境的工作温度特也在正常范围之内，所以弹簧的材料大都选用65Mn钢或碳素弹簧钢。碳素弹簧钢的特点是：价格低廉，原材料来源方便，钢中杂质较少，在相同表面状态及热处理条件下，它的疲劳性能他也不低于合金钢弹簧。锰弹簧钢与碳素弹簧钢比较，优点是：淬性好和强度高，脱碳倾向小，虽然它有过热敏感性和回火脆性的缺点，但锰弹簧钢价格便宜，原材料易得，故很适合于做离合器弹簧。9

弹簧材料的许用应力必须按照弹簧的工作特点来确定。一般弹簧按工作特点及所受负荷的类型可分为3类 :

1类：受动载荷的弹簧；

2类：受静负荷或负荷均匀增加的弹簧； 3类：不重要的弹簧。

由于弹簧的许用应力受材料、负荷特点、制造工艺等因素的影响，因此要根据具体情况规定许用应力值。对于汽车离合器的压簧来说其符合状况介于1类和2类之间，按照目前我国的工艺条件，一般推荐其许用应力[]为800Mpa左右。

离合器的压簧由于其簧丝直径较小，可用冷卷法制成，卷成后一般不再淬火处理，只需要低温回火以消除内应力。

4．4．3 弹簧的计算

已知摩擦片外径D=350mm，压紧弹簧的数目Z=18，离合器的总压紧力P=7932.6N。弹簧的相关计算如下：每一个弹簧的工作压力

材料选用65Mn钢

实际设计计算离合器工作压簧时，对于单个压簧可参考表4.4 中的取值。根据p440.7N表4.4的数据可选择下面一组数据：工作压力P=441N，弹簧外径

D=27mm，钢丝直径d1=3.75mm，工作高度H=40mm，自由高度H0=58mm，总圈数1

n=8，有效圈数i=6，弹簧刚度K=24.5N/mm，最大应力=623MPa。

P7932.6

N (4-31) P440.7N1000

Z18

弹簧指数C

D01Dd1273.75

6.2 (4-32) d1d13.75

表 4.4 离合器压簧数据

表 4.5 曲度系数K值

当C=6.2时根据表4.5可得曲度系数K=1.24 对于此弹簧数据的校核： 1）弹簧的工作变形

fPK （4-33）因此

f

440.7

18.00mm 24.5

2）弹簧的附加变形量

弹簧的附加变形量即为压盘的分离行程，对于单片离合器F =1.5～2.5；对于双片离合器f=1.5～3.0。

因此取f=2.5mm。 3）弹簧的最大负荷

PmaxKfP (4-34)

因此 Pmax24.52.5440.7501.95N

Pmax为离合器彻底分离时的弹簧最大负荷，一般规定校核离合器分离时弹簧的最大

负荷 Pmax1.15～1.20P

Pmax501.95

1.141.15P (4-35) P440.7

4）弹簧的许用应力：

8PCK'=613.84MPa623MPa (4-36) 2

d1

因此符合规定要求。

4．4．4 离合器的平衡

为了保证离合器工作的平衡性，离合器的旋转零件和总成均进行静平衡，这对告诉发动机来说尤为重要。

压盘单件的平衡精度不低于15～20g·cm 从动盘总成的平衡度不低于35g·cm 离合器压盘的平衡精度不低于30～70g·cm

消除不平衡的办法：可在相应零件上钻孔（如在压盘的弹簧导向座上钻孔；或在压盘外圆上钻孔等），或加平衡块（一般加在从动盘上）。

离合器总成与飞轮的相应位置靠定位销来保证，最后还必须对离合器总成与曲轴飞轮一体进行动平衡。

10

本课题设计完成了重型载货汽车螺旋弹簧离合器的结构选型和设计计算。对重型载货汽车离合器的结构型式进行了分析和比较，完成了离合器的选型和其内部各零件的设计计算。

本设计主要做了下面的工作：

根据给定的相关汽车性能参数完成了汽车离合器的总体设计。对离合器结构型式进行分析及选型，并对离合器基本尺寸参数进行选择，对离合器各零件进行了选型、设计计算和校核，完成了离合器的匹配设计。

本次设计经过对螺旋弹簧离合器的校核计算，参数选择和计算，结果符合要求。但由于时间的限制，加之经验不足，设计中可能还有很多不足之处，有待今后进一步深化。

通过本次设计，深入理解了离合器的结构原理，懂得了设计工作中的具体程序和工作内容，为今后参加设计工作打下了基础，对今后的工作很有帮助。

本次毕业设计是对大学所学知识的一次全面考验，它也是对即将走向社会的我们的进行的一次有效的训练。回顾这场毕业设计，它令我获益菲浅。本次设计的课题是一个设计研究类的课题，它让我体会到做研究的艰难，苦心设计出零件，然后又要考虑对数据进行分析研究，分析工艺系统中加工因素与之对应关系等等，这些基础知识平时在课堂没学透的，通过整个设计过程和查阅了大量相关资料让我对这些知识有了更深的了解。所以我认为这次毕业设计锻炼了我很多方面的能力，它使我面对困难不退缩，勇于克服困难。

感谢本次毕业设计的指导老师楼江燕老师，她教导我们做事要严谨细致、一丝不苟；导师渊博的专业知识，严谨的治学态度，精益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师德，严以律己、宽以待人的崇高风范，朴实无华、平易近人的人格魅力对我影响深远。不仅使我树立了远大的学术目标、掌握了基本的研究方法，还使我明白了许多待人接物与为人处世的道理。在此，谨向导师表示崇高的敬意和衷心的感谢！

本论文的顺利完成，离不开各位老师、同学和朋友的关心和帮助。在此，向曾经帮助我的老师和同学表示衷心的感谢。

广西科技大学2013届毕业设计说明书

参考文献

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第1章绪论

浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外有野容易把金属盘片粘住，不易分离。

随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘

用车上愈来愈多地采用双质量飞轮的扭转减震器，能更有效地降低传动系噪声。

第2章方案设计

2.1离合器的作用及设计要求

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.接合时要完全、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、缓和冲击和降低噪音的能力。

7.操纵轻便、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素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、实用寿命长。 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。2

2.2离合器的分类

1、按压紧弹簧和布置形式分如表2.1

表2.1离合器的分类

2﹑按从动盘数分如表2.2

表2.2离合器的分类

2.3压盘的驱动方式

2.4离合器的通风散热措施

试验证明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的。当压盘工作表面温度超过

2.5离合器的操纵方式

2.6方案论证结论

本设计选择的是双盘离合器，根据双盘离合器的特点及以上对离合器各种结构的分析比较，其有关结构可采取表2.3的形式：

表2.3离合器的结构选择

第3章基本尺寸参数选择

3.1离合器基本性能关系式

ccmaxZfPrRmNm 式中：——离合器的后备系数。

f——摩擦系数，计算时一般取0.25～0.30。 cmax——发动机最大转矩

（3-1）

3.2后备系数的选择

表3.1后备系数表

3.3摩擦片外径的确定

表3.2离合器尺寸选择参数表

摩擦片外径D=350mm 摩擦片内径d=195mm 摩擦片厚度h=4mm 摩擦片内外径比d/D=0.557

单位面积F=67800mm2

表3.3离合器摩擦片尺寸系列和参数

3.4 校核离合器所选尺寸

离合器尺寸的校核可用如下公式

式中 D——摩擦片外径，mm；

TCTemax



fZp0D3(1d3D3) （3－2）

d——摩擦片内径，mm； p0——单位压力，MPa；

Z——摩擦片工作面数，单片为2，双片为4； Temax——发动机最大转矩，N· m； ——离合器后备系数；

TC——离合器的转矩容量，N· m； f——摩擦系数。

综上所述，由于采用的是螺旋弹簧，基本上在公路上行使，取＝2.0，摩擦系数f＝0.3，Temax＝650N.m，外径D＝350mm，内径d＝195mm，代入（2－2）得：

p0＝0.117MPa

单位压力p0在容许的范围内，因此所选择的离合器尺寸。参数合理。

第4章离合器零件的结构选型及设计计算

4．1 从动盘总成

无论选择什么类型的从动盘，它都应该满足一下的要求：

（3）要有足够的抗暴裂强度；

（4）为了避免传动系统的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中尽量安装扭转减震器。

4.1.1从动盘的设计

4.1.2从动盘毂

摩擦片与从动片之间有两种紧固方法：铆接法和粘接法，本次设计中选取铆接法，其优点是可靠及磨损后换装摩擦片方便。

表4.1 从动盘毂花键尺寸系列

2）从动盘毂花键的强度校核

①花键齿的侧面压力

P

4Temax

（4-1）

(Dd)Z

式中Z――从动盘毂的数目,

因此 P18055.56N ②挤压应力

挤

（4-2） nhl

式中h――花键齿的工作高度，m，h(Dd)2。因此 挤8.21MPa15.2MPa ③剪

4Temax

6.57MPa15MPa

(Dd)Znlb

剪

(4-3)

所以花键的选取合适4

4.1.3 减震器弹簧的尺寸确定

压盖和在设计离合器的减震器时，需要合理的选择减振器的扭转刚度、摩擦力矩、预紧力矩及刚度级数，以确保系统的性能。 1)极限转矩Tj

Tj=(1.5~2.0)Temax （4-4）

式中，Temax的系数对于商用车取1.5，乘用车取2.0. 所以 Tj=975N·m 2)扭转角刚度k

为了避免引起系统的共振，要合理的选择减振器的扭转刚度k，是共振现象不发生在发动机的常用工作转速范围内。

k13Tj （4-5）

因此 k=12000Nm/rad

3)阻尼摩擦转矩T

T。一般可按照下式选择

T(0.06~0.17)Temax39~110.5Nm （4-6）取T=100Nm 4)预紧转矩Tn

提前停止工作，故取

Tn(0.05~0.15)Temax （4-7）取Tn=65Nm

5)减振弹簧位置半径R0

R0的尺寸应该尽可能的大一些，

（4-8） 2

其中d为摩擦片的内径 R0(0.60~0.75)

计算可取 R0=73mm 6)减振弹簧的个数Zj

根据摩擦片的外径350mm可以查表4.2，取Zj=10

表4.2减振弹簧的选取

7)减振器弹簧的总压力F

当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减震器弹簧传递转矩达到Tj时，减振器弹簧收到的压力F

F

TjR0

13356.16N （4-9）

4.1.4 减震器弹簧的计算

1)单个减振器弹簧的工作负荷

F

FZj

1335.62N (4-10)

2)减振弹簧尺寸

①弹簧中径Dc，一般由结构布置来决定，通常Dc11~15mm，取Dc11mm ②弹簧钢丝直径d

d8FDC



(4-11)

Dc算出后应该调整为标准值，式中:扭转许用应力= 550~600MPa，一般为3~4mm

左右。代入数值，得d3.966mm,符合要求。

③减振弹簧的刚度K，应根据已选定的减振器扭转刚度k及其分布半径R0，由下式算出，即

K

k1000RZj

225.18Nm (4-12)

④减震器弹簧的有限圈数i

Ed4

i (4-13) 3

8DcK

式中：E为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取E8.3104MPa。因此 i4.50 ⑤减振器弹簧总圈数n。

ni(1.5~2) (4-14)

可取得n=6

⑥减振器弹簧最小长度lmin。指减振器弹簧在最大的工作负荷下的工作总长度，考虑到此时弹簧的被压缩各圈之间仍需要留出一定的间隙，可确定为

lminn(d)1.1dn26.17mm (4-15)

⑦减振器弹簧的总变形量l。指减震器弹簧在最大工作负荷下所能产生的最大压缩

变形，为l5.93mm

⑧减振器弹簧的自由高度:

lolminl32.10mm (4-16)

⑨减振器弹簧的预变形量l'，它和选取的预压紧力矩Tn有关：

l、

0.40mm (4-17)

KZjR0

⑩减振器弹簧的安装工作高度l，它关系到从动盘毂等零件窗口尺寸的设计，为

ll0l'31.70mm (4-18)

3)从动盘钢片相对从动盘毂的最大转角j

减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动钢片相对从动盘毂的极限转角j与减振器弹簧的工作变形量l''(l''ll')有关，其值为

l''

j2arcsin2arcsin5.19

(4-19) 2Ro

j通常取3~12，所以所选择的减振器弹簧能够满足要求。

4.2压盘和离合器盖

4．2．1 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两个方面。 1压盘传力方式的选择

根据经验、参照磁品，采用6个传力销将飞轮与中间压盘、压盘连接在一起。传力

0.07

销的尺寸为18.50。传力销的材料为中碳钢（35号0.084，压盘上的传力销尺寸为190

钢），压盘材料为灰铸铁。5 2传力销的强度校核

由图4-1可知，传力销同时承受由力Q、Q所引起的弯曲应力和P（接合时的弹

图4-1 传力销的受力图

1拉弯复合应力

①作用力

Q

Temax

（4-20） 2nRn

Temax

（4-21） 4nRn

Q

式中Temax――发动机最大转矩，N· m； n――传力销数目；

Rn――力Q和Q的作用半径，m,由所选压盘结构及参照双盘离合器有关零

件图得;Rn(350/2)(18.5/2)1185.25mm

因此 Q

650

292.40N 3

26185.2510

Q

650

146.20N 3

46185.2510

Temax(2ab)

（4-22）

②传力销的弯曲应力

弯MBB

4Rnn0.1d式中MB――弯矩，N· m，MBTemax(2ab)4Rnn；

d――传力销根部直径，cm； W3B――传力销抗弯截面模量，cm；

a,b――力Q和Q的作用力臂，cm,其中a=27mm，b=48mm。因此，650(22748)

弯

4185.2560.118.5

23.55MPa

4P

拉d2

式中：P――接合时弹簧产生的压紧力，N，PP0F 因此 40.11767800

拉3.1418.526

4.92MPa

④传力销的复合应力

合弯拉因此 合=23.55+4.92=28.47MPa

2)传力销的挤压应力

Q

挤

S 1d1100

Q

挤

S 2d1100

式中，d1――传力销的直径，cm；

S1，S2――作用宽度，cm。

因此 292.40

挤

1518.5100

1.05MPa

146.挤2

1518.5100

0.53MPa

经校核，传力销的强度符合要求。（4-23）（4-24）

（4-25）

（4-26）

3)压盘几何尺寸的确定

在摩擦片的尺寸确定后与它摩擦相接触的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸归结为如何去确定它的厚度。

根据经验、参照同类产品，本次设计选取的压盘外径为380mm，内径为190mm，厚度为15mm，材料为3号灰铸铁。6 4)滑磨功的计算

w

w (4-27) 22

Z(Dd)

W

2ne2marr2

1800ii

(4-28)

式中，ma为汽车总质量（Kg）；rr为车轮滚动半径（m）；i0 为主减速器传动比；rg

为汽车起步时变速器挡位的传动比；ne为发动机转速（r/min）,计算时乘用车取2000r/min，商用车取1500r/min。

根据本次设计的车型，选取轮胎规格为10.00R20，则rr=0.5m，i0=9.63，rg=11.7，

ma=8025kg。将数据代入得：

W37581J

w=0.14J/mm2w 故符合要求。

4．2．2 离合器盖设计

（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。

4．3 离合器分离装置的设计

4．3．1 分离杆

1）分离杆结构型式的选择

在沿圆周分布的圆柱螺旋弹簧离合器中常见的分离杆结构有以下几种类型，如图4-2所示。

图4-2（a）是锻造后经加工制成的。与图中其他三种结构相比，它的加工量最大，结构也比较复杂。

图4-2（c）中，分离杆由钢板冲压而成，加工比较简单，而且调整螺钉在分离杆外端，调整也比较方便。

综上所述，根据经验、参照同类产品，选择图4-2（c）所示的分离杆结构，由低碳钢板（08钢板）冲压而成。

图4－2 分离杆结构

2）分离杆设计

分离杆设计时应注意如下几个问题： ①分离杆要有足够的刚度

②分离杆的铰接处应避免运动上的干涉

在图4-2（c）结构中，分离杆的支撑叉与离合器的连接处采用了带球面的调整螺母，

③分离杆内端的高度可以调整

为了达到这个要求，分离杆在结构上都有相应的调整环节，我们是通过调整分离杆外端的高度来实现的。

④分离杆的铰接处应采用滚针轴承或刀口支撑

为了减少磨损和提高效率，分离杆的铰接处应采用滚针轴承或刀口支撑。8

4．3．2 分离轴承及分离套筒

4．4 圆柱螺旋弹簧设计

4．4．1 结构设计要点

Zmn (4-29)

P

P

(4-30) Z

式中P——工作总压力，N；

Z——离合器压簧的数目。

设计上，每一个周布圆柱螺旋弹簧的工作压力P应不超过1000N 。

表4.3周置圆柱螺旋弹簧的数目

4．4．2 弹簧的材料及许用应力

弹簧材料的许用应力必须按照弹簧的工作特点来确定。一般弹簧按工作特点及所受负荷的类型可分为3类 :

1类：受动载荷的弹簧；

2类：受静负荷或负荷均匀增加的弹簧； 3类：不重要的弹簧。

离合器的压簧由于其簧丝直径较小，可用冷卷法制成，卷成后一般不再淬火处理，只需要低温回火以消除内应力。

4．4．3 弹簧的计算

已知摩擦片外径D=350mm，压紧弹簧的数目Z=18，离合器的总压紧力P=7932.6N。弹簧的相关计算如下：每一个弹簧的工作压力

材料选用65Mn钢

实际设计计算离合器工作压簧时，对于单个压簧可参考表4.4 中的取值。根据p440.7N表4.4的数据可选择下面一组数据：工作压力P=441N，弹簧外径

D=27mm，钢丝直径d1=3.75mm，工作高度H=40mm，自由高度H0=58mm，总圈数1

n=8，有效圈数i=6，弹簧刚度K=24.5N/mm，最大应力=623MPa。

P7932.6

N (4-31) P440.7N1000

Z18

弹簧指数C

D01Dd1273.75

6.2 (4-32) d1d13.75

表 4.4 离合器压簧数据

表 4.5 曲度系数K值

当C=6.2时根据表4.5可得曲度系数K=1.24 对于此弹簧数据的校核： 1）弹簧的工作变形

fPK （4-33）因此

f

440.7

18.00mm 24.5

2）弹簧的附加变形量

弹簧的附加变形量即为压盘的分离行程，对于单片离合器F =1.5～2.5；对于双片离合器f=1.5～3.0。

因此取f=2.5mm。 3）弹簧的最大负荷

PmaxKfP (4-34)

因此 Pmax24.52.5440.7501.95N

Pmax为离合器彻底分离时的弹簧最大负荷，一般规定校核离合器分离时弹簧的最大

负荷 Pmax1.15～1.20P

Pmax501.95

1.141.15P (4-35) P440.7

4）弹簧的许用应力：

8PCK'=613.84MPa623MPa (4-36) 2

d1

因此符合规定要求。

4．4．4 离合器的平衡

为了保证离合器工作的平衡性，离合器的旋转零件和总成均进行静平衡，这对告诉发动机来说尤为重要。

压盘单件的平衡精度不低于15～20g·cm 从动盘总成的平衡度不低于35g·cm 离合器压盘的平衡精度不低于30～70g·cm

消除不平衡的办法：可在相应零件上钻孔（如在压盘的弹簧导向座上钻孔；或在压盘外圆上钻孔等），或加平衡块（一般加在从动盘上）。

离合器总成与飞轮的相应位置靠定位销来保证，最后还必须对离合器总成与曲轴飞轮一体进行动平衡。

10

本设计主要做了下面的工作：

通过本次设计，深入理解了离合器的结构原理，懂得了设计工作中的具体程序和工作内容，为今后参加设计工作打下了基础，对今后的工作很有帮助。

本论文的顺利完成，离不开各位老师、同学和朋友的关心和帮助。在此，向曾经帮助我的老师和同学表示衷心的感谢。

广西科技大学2013届毕业设计说明书

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