奥迪A3标准离合器设计说明

第1章 绪论1.1 汽车离合器结构的发展 在耦合结构的早期发展中，最在圆锥离合器该样机被安装在1889年德国戴姆勒公司生产的钢制车轮的汽车它承担了发动机飞轮取得锥形的离合器的积极成员用一个锥形离合器节目在这个时间延长到中期1920很容易圆锥离合器生产领域容易解决摩擦它的摩擦材料已经般地用皮带当时有蹄 - 鼓式离合器取代了锥形离合器该结构是内蹄-鼓式现在用片式离合器（图1-1）是在多片离合器的先驱，它不是直到1925年之后表现出所述多片离合器的主要优点，车开始离合器接合相对平稳，没有效果早在设计，多片按成对，钢板在青铜盘前的布局设计山与纯金属擦副，浸在油中以达到满意的性能图1-1 盘式离合器结构图1-飞轮 2-离合器从动盘 3-减振阻尼片 4-减振器 5-离合器压盘 7-离合器盖石棉基摩擦材料修复和改进，离合器可以是适合于传输高转矩，较高的温度下承受此外，使用的石棉基摩擦材料更小的摩擦的区域后，摩擦板数量，从而可以减少整体位移的多片式离合器对离合器的关键在20世纪20年代后期到20世纪30年代只有施工车辆，只有在赛车和强大的汽车的使用发生多片式离合器实际上，早在1920年，有单一干式离合器，这和与石棉补丁的发明在上述的摩​​擦。

但在这段时间内一个相当长的时间，由于不足的技术开发，它可以是一个单片离合器接合足够光滑，等等早在第二次世界大战之后，离合器从动盘金属整块无摩擦表面，摩擦表面薄膜附着在飞轮和压盘的活跃部分，中间的弹簧通过杠杆效应，板后定位然后被切换到多个较小直径的弹簧（通常至少6）沿布置成现在的螺旋弹簧组件的最常用的方法在压辊上直接压力的周边的近年来，湿式离合器中的技术的不断提高，在一些其他重型车辆开始与湿式多片离合器与干式离合器作为强制冷却用油泵的结果相比，低（低于93℃）是摩擦面的温度，因此不通过燃烧防滑板引起的开始时间读国内外学的信息，离合器寿命可达的干式离合器的5-6倍，但在湿式离合器发挥的优点是一定要在一定的温度范围内的负面效应实现的，在温度范围目前，这项技术还不是很完善1.2离合器的功用1.2.1离合器的主要功用1)离合器的主要功能是切断传输实现了动力总成到汽车启动，以确保如果发动机和传动系从事顺利平稳启动，以确保汽车平稳起步2)如果开关，断开发动机和传动系统，降低交流传动齿轮之间的影响3）在工作时受到大的动载荷，可限制传动系的最大转矩从因过载而被损坏进行各部分的传输系统;动力传动系统的振动和噪声，可以有效地降低。

1.3离合器的新技术近年来，飞轮的新结构，高性价比的旋转阻尼特性和理想的双质量飞轮的出现，飞轮包括主飞轮二次飞轮扭转和组成，排列成放射状减震弹簧在有限的空间相当不错的阻尼教果摩擦片用材料片的金属陶瓷和陶瓷摩擦[2]与石棉摩擦板在使用比较这样的摩擦板具有施加的摩擦系数较高，在的情况下发生的相同的扭矩，允许在离合器压盘的夹紧力的降低从而作用在离合器踏板上，以减少或收缩联接件的结构力，而且还石棉摩擦材料粉尘对人体的不良影响消除电子提高了液压自动变速装置的自动变速机可以实现变矩器锁止控制液压锁止离合器的效率锁紧锁止离合器才能完成的工作，这取决于发动机负载，输出轴的速度，换档方式和互动当锁止离合器被锁定，液压传动机械传动锁止离合器通过机械或液压变速器液压传动分离膜片弹簧具有非线性的典型特性[3]，利用这一特点可以增加离合器抗磨损的髓力，同时使用中无须调整摩擦片的位置离合器盖和飞轮采用焊接工艺连接时，利用膜片弹簧可使抗磨损的能力提高3 ～5 第2章 设计方案论证2.1选定离合器车型本次设计选定车型为奥迪（Audi）A3标准型离合器[1]作为设计目标，该车主要参数如下表[1]： 表 2-1 奥迪A3标准型主要性能参数2.2离合器设计的基本要求目前，各种汽车摩擦离合器是一种普遍靠提供电源的主，从动部件之间的摩擦，可以分离设备。

离合器的主要功能是切断和驱动电机和接合平稳，以达到以确保顺利启动汽车;在发动机和传动系的分离，减少了换档变速器的影响搬迁;受在当负载极限，传动系统的最大转矩经受部件的工作的更大的活力防止由于驱动损坏;动力传动系统的振动和噪声，可以有效地降低为了保证离合器具有良好的工用性能，设计离合器应满足如下基本要求：1）在所有驾驶条件下，都可靠地传递发动机的最大扭矩，并且有足够的储备，而且还防止驱动系统力矩过载2）为了撼动参与，光滑，柔软完成，以确保没有汽车起步和效果快速完成分离3）从动部分转动惯量要小，以减轻换挡变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损4）它应保证有足够的热容量和良好的通风效果，即温度不能太高，这其寿命5）它应该便于能够扭转振动阻尼传动系统，并吸收振动，降低噪音，避免冲击的能力6）轻，合理，操作以减少操作者的疲劳7）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8） 以保证足够的强度和良好的动平衡其运行可靠，寿命长9） 结构应紧凑，简单，质量小，制造工艺性好，维修、拆装、调整方便等2.3离合器的结构方案分析2.3.1摩擦离合器结构选择离合器摩擦，电磁式和液压式三种类型。

其中，摩擦的最广泛使用的现代汽车摩擦离合器单点登录或双干（图2-1），它由从动盘，压盘驱动装置，压缩弹簧，离合器盖等典型的结构型，这个设计是首选摩擦离合器图2-1 从动盘部分分解图1，13—摩擦片；2，14，15—铆钉；3—波形弹簧片；4—平衡块；5—从动片；6，9—减振摩擦；7—限位销；8—从动盘毂；10—调整垫片；11—减振弹簧；12—减振盘2.3.2从动盘数及干湿式的选择1）单片离合器轿车和小于6吨商用车最大总重量，发动机的最大扭矩通常是尺寸小的安排下，以允许设定的条件，通常只有一个离合器从动盘单片耦合结构简单，紧凑轴向尺寸，散热性好，维修方便的调整，惯性小，在使用担保完全分离的驱动部，具有轴向弹性的从动盘保证接合平稳2）双片离合器与单芯片双离合多片离合器，增加由于摩擦表面，从而更扭矩容量，具有更光滑，柔软参与比较;通过在相同的扭矩，径向尺寸较小的踏板力较小，中间压力板透气性差，容易产生摩擦板速度，磨损，甚至燃烧的过热的情况下更大的分离行程，完全略分开，有必要采取建设，较大的轴向尺寸复杂结构的适当措施;驱动扭矩较大的径向尺寸，机会有限的一部分3）多片湿式离合器摩擦吸引力光滑;摩擦板在油工作，小面的磨损，但大的分离浸渍行程中，分离不容易填充，尤其是在冬天，油的粘度增加时;大轴向尺寸;从动部分还没有过去促进了惯性。

近年来，以进一步提高多片湿式离合器的技术，也有使用的重型车辆，并且有增加的倾向因为它是油泵强制冷却摩擦表面，从而使发射不会过热即使经过长时间打滑，起动性能好，在其使用寿命较干式高5至6倍通过比较，本次设计所选车型适合选用单片干式摩擦离合器2.3.3压紧弹簧和布置形式离合器压紧弹簧的结构型式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等可采用沿圆周布置、中央布置和斜置等布置型式根据其布置离合器可分为：1）周置弹簧离合器周设置弹簧离合器弹簧采用螺旋弹簧，且均匀，容易准备一个或两个同心圆周上，其特点是结构简单，它被广泛应用于各种车辆，被布置为通过弹簧的压力直接这种结构在扫描仪玻璃上压缩弹簧的摩擦片数量不均匀的压力，以保证随摩擦片直径增加，而且应该是独立的杠杆倍数是因为在与压板直接接触的压缩弹簧的，易受热回火故障如果最大发动机转速高时，设置弹簧周通过弯曲弹簧张力下降显著向外的离心力，离合器转矩传递容量也降低了此外，对坐姿的春天，造成严重磨损的接触面，它甚至可能是一个打破春天2）中央弹簧离合器中央弹簧离合器1:59螺旋弹簧或具有锥形弹簧作为压缩弹簧形成，并且被布置在联接器的中央可选高杠杆比，从而获得足够的夹紧力，并有助于减少踏板力，从而使指示灯，一个压缩弹簧不与所述台板，无弹簧热回火小姐直接接触;通过垫片或线程，便于调节压盘夹紧力。

该结构是更复杂的，大的轴向尺寸，且多为最大发动机扭矩大于400〜500牛商用车[4]，以减少其操作力3）斜置弹簧离合器重型车辆的新结构与一些若干螺旋弹簧以压缩弹簧上的传动套筒，这反过来又推动杆并按下杠杆比率越高增加逐个作用在板倾斜角力各冲击力在这种情况下，轧辊在杆等于轴向推力弹簧压力的轴向分量的末端当具有所述内侧后端套与衬垫磨损动力传递杆前进时，压力的弹簧路径减小，斜率减小和增大的余弦值这将允许在轴向推力垫磨损压力弹簧几乎保持不变，从而使压盘的压力的力几乎不变同样地，当离合器移动动力传动套筒板夹紧力约比前两次相同，所以，斜置弹簧离合器连接释放后，他的出色性能优势非常稳定这一套周相关的弹簧离合器相比，踏板力可以降低到35％左右4）膜片弹簧离合器隔膜（图2-2）是一种碟形弹簧用弹簧钢制成，特别是由板弹簧部和一分离指份特殊的结构若干优点[4]：①膜片弹簧具有理想的非线性弹性性能是摩擦板的允许磨损内的弹簧压力保持不变 ②膜片弹簧和压缩弹簧和杠杆作用，结构简单，紧凑，轴向尺寸小，零件数量少，质量小分隔 ③高速旋转时，弹簧力减小，性能更稳定在按压接触压力分布的全周，摩擦接触良好④膜片弹簧，磨损均匀。

⑤容易实现良好的通风，并且使用寿命长与中心⑥膜片弹簧离合器中心线，很好的平衡 图2-2 膜片弹簧离合器1-飞轮 2-摩擦片 3-压盘 4-膜片弹簧但是，生产成本较高，该材料和它的非线性特性的尺寸精度高，膜片弹簧的生产过程比较复杂，难以在生产控制，开口是易撕，便于携带过来在最近几年，由于改进的制造工艺和设计方法的材料性能的逐步提高隔膜的制造已经成熟因此，膜片弹簧离合器已广泛不仅汽车，而且在各种形式广泛采用商用车辆中，假定在这个设计是一个膜片弹簧离合器2.3.4膜片弹簧式离合器的拉式、推式的选择分析膜片弹簧式离合器的结构形式有拉式和推式两种：1）推式膜片弹簧离合器按支撑结构又可分为双支撑环式、单支撑环式、无支撑环式：①双支撑环式（图2-2）图2-3 双支撑环式②单支撑环式（图2-3）图2-4 单支撑环式③无支撑环式（图2-4）图2-5 无支撑环式2）拉式膜片弹簧离合器： 拉式膜片弹簧的支撑分两种如图2-6（a）是无支撑环，（b）是单支撑环图2-5 拉式膜片弹簧离合器支撑形式2.3.5推式和拉式的比较相比于推式膜片弹簧离合器已经引起膜片离合器许多优点[5]：拉出膜片弹簧离合器，中间支承取消所有部分，而不是只与一个支撑环或支撑环，其结构更简单，更紧凑，部件的数目少，少质量，拉式膜片弹簧的中心及鸦片相压，在相同条件下模板大小可提高大直径膜片弹簧，压缩力和传递扭矩，并且不增加的踏板力，同时传递扭矩，小结构的尺寸的能力，组合或单独状态，少量的离合器盖的变形，刚度分离，更有效;拉杠杆比大于推杠杆比和子载波少，减少了摩擦损耗，高的转印效率，更容易操作的踏板，扳刹车踏板力通常可以通过约25％大于该压力至30％的减少相对于组合状态或分离状态，膜片弹簧断裂和拉式结构的离合器盖始终在支撑环后保持接触不穿间隙增大踏板自由行程​​不会有任何效果和噪音，更长的时间。

然而，德列车膜片弹簧指分离轴承和套筒组件组装的分离，需要使用专用轴承，结构复杂，安装和拆卸困难由于出色的列车膜片弹簧离合器，这是目前广泛应用于各种车辆的使用越来越多的总功率本设计采用了双支撑环碟形弹簧推2.4压盘传力方式的选择2.4.1凸块—窗孔式凹凸 - 窗孔离合器盖用螺栓固定在飞轮，矩形开口盖窗口扔了相应的老板，老板是谁在原稿盖板窗口，通过离合器盖压盘驱动考虑到摩擦片耐磨板向前移动，从而使新的离合器的设计，压盘的老板相应的封面，其中应在窗前，确保刹车片磨损极其有限的传输仍然可靠2.4.2传力片式动力传递弹簧钢片动力传递片（图2-6）制成在所述离合器罩的铆钉的一端和另一端连接到压力板用螺钉它位于通常改善相切由力动力传动片的情况的圆周方向此动力传输连接器还简化了压盘的结构，降低了装配精度要求，也有利于压板图2-6 传力片2.5从动片的结构型式2.5.1整体式弹性从动片在该外周部的半径方向槽从动件被分成多个段（图2-7），以及扇区部分冲压出相继在弯曲的波浪形不同的方向，以便具有一个轴向弹性摩擦板的两侧都铆接到芯片扇区递送当离合器啮合驱动，从动板被按压，弯曲的波浪形的扇形部分逐渐变平转矩增加圆盘摩擦板，所述接合方法（即，在生长过程中的扭矩）软软。

集成弹性从动片材尺寸发生6-12时隙根据从动部分的尺寸这也有助于减少从动槽翘曲为了进一步减少所述从动刀片的刚度，它的灵活性往往要增加的过渡部分与扇形部T形槽的中间部分图2-7 整体式弹性从动片2.5.2分开式弹性从动片从动片采用分开式结构（图2-8 )从动片，（图2-9）波形片，分开做成两件，然后再用铆钉将其铆在一起由于波形弹簧片是由同一模具冲制而成，故其刚度比较一致另外，这种结构的从动片也较容易得到较小的转动惯量 图2-8 分开式弹性从动片结 图2-9 波形片 2.6方案选择 通过上述各个方案的优缺点比较结合参考车型本次设计为选用干式离合器不考虑湿式离合选择驱动盘数量，型号为旅客，更小，因此可以使用单芯片，耦合结构相对简单，紧凑的轴向尺寸的总质量压缩弹簧，并在所选择的形式被放置，由于使用了膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器的，有许多优点：第一，由于隔膜的非线性特性，它可以被设计成使得承载的摩擦衬片，笔压力可以基本保持不变，并减少离合器踏板的力，如果分开，使得指示灯，其次，膜片弹簧离合器轴中心线的安装位置是正确的，则通过的冲击的离心力的压力，稳定性，平衡几乎不受影响也好，还膜片本身和独立的压力弹簧，并利用联接结构大为简化，减少了部件的数量，这显著降低质量和轴向尺寸，而且，由于膜片弹簧和压力板时，接触压力分布的整个圆周是接触摩擦板孔，穿均匀，还容易进行有效的冷却，以实现通风。

推式膜片弹簧离合器，安装与维护更轻松滚筒驱动器，选择的方式能量转移纸，转移纸方式简单的设计允许灵活的动力传动片与压盘轴向移动的良好表现，长期平衡和良好的，可靠的帮助生活选择驱动叶片结构，独立的弹性夹带好一点的选择，确保随轴向柔性的要求 在这些分析之后选择单片推式膜片弹簧离合器 第3章 设计计算及参数选择3.1离合器主要参数的选择3.1.1摩擦片的设计1）离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：①摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小②拥有非常大的的机械强度与抗磨损能力③热稳定性要好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦④磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面⑤接合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象2）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为，即 （3—1）式中，——摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.25～0.30；F——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，本次设计选择单片离合器。

离合器的基本参数主要有性能参数β和Po，尺寸参数D、d和摩擦片厚度b以及结构参数摩擦面数Ｚ和离合间隙3.1.2后备系数β后备系数β（表3-1）是离合器设计中的一个很需要参数，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，应考虑以下几个问题：1） 摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩2） 防止离合器滑磨时间过长3） 防止传动系过载以及操纵轻便等因素 表3-1 离合器后备系数的取值范围车 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为保证离合器在任何工况下都可靠的传递发动机的最大转矩，设计时应大于发动机最大转矩，即 （3—2） 式中，β——离合器的后备系数，β必须大于1； ——发动机最大扭矩由于奥迪A3车为乘用车，由文献[2]得， 后备系数β取1.2～1.75这里选β=1.4,由式（3-2）可知=1.4145 N·m=203 N·m 3.1.3摩擦片外径D、内径d和厚度b 摩擦片（图3-1）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，需要有大的尺寸根据《汽车离合器》徐石安[2] 可按经验公式选用 （3—3）式中，系数A反映了不同结构和使用条件对D的影响，可参考下列范围：小轿车 A=47；一般载货汽车A=36（单片）或A=50（双片）；自卸车或使用条件恶劣的载货汽车A=19由公式（3-3）代入相关数据理可得：D=175.64mm 按照我国摩擦片尺寸系列标准GB/T5764—1998《汽车用离合器面片》选取[7]图3-1 摩擦片表3-2 汽车用离合器面片外径D/mm160180200225250280300325350380405430内径d/mm110125140150155165175190195205220230厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351-0.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单面面积/1061321602213024024665466787299081037由上表初选摩擦片的尺寸为 D=225mm，d=150mm ，b=3.5mm ， =0.667 摩擦片中径, 即 （3—4）式中，R——为摩擦片外半径；r——为摩擦片内半径。

当d/D 0.6时，即0.6，可由下式相当准确的计算，即 （3—5）由（3—5）得=93 .75mm3.1.4单位压力P0单位压力决定了摩擦表面的耐磨性对离合器耦合的性能和寿命有很大的影响应该选择的工作条件，发动机动力储备大小，摩擦板尺寸，材料和质量，并储备系数外表因子对于经常使用的离合器，发动机储备系数小，在质量差或频繁公路一个很大的负担应采取更少，如果大型摩托车湿巾直径应减少在摩擦板的外边缘的热负荷需要较少;储备系数大，可适当增加根据《汽车设计》王望予 （3—6）式中，——摩擦因数，本次设计=0.3根据初选D代入公式（3—6）得=0.17Mpa3.1.5摩擦因数、摩擦面数Z和离合器间隙摩擦片的摩擦片的摩擦系数取决于所使用的材料和它的操作单元的压力和滑移率等因素摩擦片的材料是石棉材料，粉末冶金及金属陶瓷石棉基材料通过温度，压力的摩擦系数和更大的影响单元滑移速度和粉末冶金和金属陶瓷的摩擦大而稳定系数各种摩擦系数的摩擦材料的下表表3-3 摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料摩擦因数石棉基材料模压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综上本次设计可以选择粉末冶金材料铜基，摩擦因数。

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，由于是单片离合器，因此摩擦面数Z=2离合器间隙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全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙由参考文献可知，一般为3～4mm,这里初选3mm离合器基本参数的优化1）约束条件①摩擦片处径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过65～70m/s，即 （3—7）式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速（r/min）代入相关数据得=65.94m/s，符合要求②摩擦片的内、外径比c应在0.53～0.70范围内，即 0.53c0.70由表3-2可知c=0.667，在范围内，符合要求③为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0，本次设计取值为1.4，符合要求，即 1.24.0④为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm，即 （3—8）本次设计取45，符合要求。

⑤为反映离合器传递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， （3—9） 式中，为单位摩擦面积传递的转矩（）；[]为其允许值（），按表3-5选取表3-4 单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格D/mm210>210～250>250～325>325[]/0.280.300.350.40代入数据得，=0.45910-2 ⑥为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力P0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，P0的最大范围为0.10～1.50Mpa ，即[3] 由式（3-6）知P0=0.17，符合要求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其许用值，即 （3—10） 式中，为单位摩擦面积滑功（）；[]为其许用值（），对于乘用车[]=0.40J/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： （3—11）式中，为汽车总质量（kg）；为轮胎滚动半径（m）；为汽车起步是所用变速器挡位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速（r/min），计算时乘用车取2000 r/min，商用车取1500 r/min，本次设计为乘用车，即=2000 r/min计算得汽车起步的滑磨功为16294 J；单位摩擦面积滑功为0.368，符合要求。

第4章 从动盘总成设计从动盘总成（图4-1）主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成从动盘对离合器工作性能影响很大，设计从动盘总成时应注意满足以下几个方面的要求：1）为了减少变速器换挡时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小2）为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等，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，从动盘中应装有扭转减振器4）要有足够的抗爆裂强度 图4-1 从动盘总成分解图1，3-摩擦片 2-从动片 4，6-摩擦阻尼片 5-从动盘毂 7-减振盘4.1摩擦片设计4.1.1离合器表面片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求面片应有下列一些综合性能：1)在工作的摩擦系数较高;2)应保持整个的摩擦特性，其他不良的摩擦系数衰退的使用寿命;3)在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的耐磨性能；4)可在离合器接合过程荷载高压板承受表现良好;5)可以离心力高速无负载承受;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)在整个工作温度范围内，与对置材料印刷制版，飞轮兼容良好的摩擦特性;9)摩擦副对偶面有高度的溶污性能，不易影响它们的摩擦作用；鉴于以上各点，近年来，摩擦材料的种类增长极快。

挑选摩擦材料的基本原则是：1)满足较高性能标准；2)成本最小；3)考虑代替石棉本设计离合器摩擦片选用粉末冶金材料（F1001G）尺寸根据第三章计算选取，它是以铁粉或铜粉为基体与另外的金属或非金属粉末混合物经压制烧结成形而成其优点是，传热性好，热稳定性与而磨性好，摩擦系数较高而且稳定，能承受的单位压力较高，寿命较长等4.1.2摩擦片铆钉的设计与校核摩擦片与从动片的边接方式为铆接，选取8颗铆钉铆接其铆接位置为摩擦片的平均半径，即选取铆钉型号为GB/T872-1986 32.7，材料为15号钢铆钉校核如下：平均每颗铆钉所受的最大剪切力为[10]：= （4-1）根据铆钉所受的，分别校核铆钉的抗剪强度和从动片的抗压强度[10]： （4-2） （4-3）式中，为铆钉孔直径；m为每个铆钉的抗剪面数量；δ为被铆件中较薄板的厚度；m为每个铆钉的抗剪面数量，对于双盖板，两盖板之和为一个被铆件根据相关已知参数，可得：δ=1mm，m=2mm;并由参考文献[11]可得，[]=115MPa，[]=430Mpa。

各项数值代入公式（4-2）及（4-3）得：τ=13.68 MPa <[τ] =115Mpa； =62.36 MPa <[σ]=430MPa由此可知，所选铆钉满足使用要求4.2扭转减振器的设计主扭，弹性元件（减振器弹簧或橡胶）和阻尼元件（片）等减震器弹性元件的，以减少驱动器的喷嘴表面的扭转刚性的传动系统旋转系统，步骤（通常三阶）的变化，系统模式形状的自然频率的最重要的作用，以减少它尽可能远离主谐波共振激发的条件体积发动机扭矩阻尼元件有效消散主演振动能量因此，扭转阻尼器具有以下功能：1）发动机曲轴的扭转刚度和驱动接合部，匹配驱动旋转振动频率2）增加驱动扭转振动阻尼抑制响应的扭转振幅，并由于冲击所产生的过渡的扭转振动的衰减3）动力系控制装置空扭转振动时传动空转噪音降低和最终驱动传递振动和扭转振动和噪声的传输的离合器轴4.2.1扭转减振器的主要性能参数计算1)极限转矩 限制转矩是阻尼器的最大转矩的止动销和消除间隙，被发送时的转矩极限分布工作从动轮毂之间的间隙时它被阻尼弹簧允许电压和其它因素限制了发动机的最大转矩通常希望=（1.5～2.0） （4—4）式中，乘用车：系数取2.0，代入相关数据可得 =2.0145 Nm =310 Nm2)扭转角刚度为了避免引起传动系统的共振，要合理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。

设计时，可按经验初选为[11] （4—5）式中，为减振器扭转角刚度（Nm/rad）代入数值得=3769 Nm/rad3)阻尼摩擦转矩 由于阻尼器的扭转刚性的结构，并限制了最大发动机扭矩，不能非常低，因此为了在该转速范围最有效地工作，消除振动阻尼摩擦力矩可被选择减震器阻尼装置通常情况下，你可以使用代码为新闻[11]=（0.06～0.17） （4—6）初选=0.158145=23 Nm4)预紧转矩减振弹簧在安装时都有一定的预紧研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的但是不应大于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取[11]=（0.05～0.15） （4—4）计算可得：=0.138145=20 Nm5)减振弹簧的位置半径的尺寸应尽可能大些，但要保证，一般取[11]=（0.60～0.75）d/2 (4—5)计算得：=45mm，符合要求。

7)减振弹簧个数参照表4-1选取表4-1 减振弹簧个数的选取摩擦片外径D/mm225～250250～325325～350>3504～66～88～10>10由上表可初选=67)减振弹簧总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力为 （4—6）代入相关数值可得：=290 Nm /0.045=6444N8）每个弹簧所受最大压力 （4-7）4.2.2减振弹簧尺寸的确定 1)弹簧的平均直径DC DC一般由结构来决定，则文献可知通常DC=11～15mm左右本次设计取DC=14mm 2)弹簧钢丝直径d1 ，即 （4-8） 式中， 本次设计弹簧材料选用65Mn，由参考文献得许用应力=600Mpa,代入相关数据可得d1≈3.71，d1须为标准值，一般d1=3～4mm，这里选取d1=4mm 3)减振弹簧刚度K，即 （4-9） 代入相关数据得：K=272.7N/mm4)减振弹簧有效圈数，即 （4-10）式中，G为材料的扭转弹性模数[8]，对碳钢G=8300kg/mm2。

代入相关数值得：5)减振弹簧总圈数，即 （4-11）一般取6圈左右，这里取6)减振弹簧最小长度，即减振弹簧在最大工作压力时的最小长度，即 （4-12）式中，——弹簧之间的隙，必要是可取得小一些代入数值 则7)减振弹簧总变形量，即 （4-13）8)减振弹簧自由高度，即 （4-14）9)减振弹簧的预变形量，即 =M预/KnRo （4-15）式中M预=0.11M极=0.11 290N·m=3.19 N·m代入相关数值得：=0.4mm10)减振弹簧安装后的工作高度，即 （4-16）11)减振弹簧的工作变形量，即 （4-17）12)极限转角，即 减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为 （4-18）式中，为减振弹簧的工作变 形量。

代入相关数值可得=5.0304.2.3从动毂1)从动盘毂花键结构及尺寸的确定输出毂（图4-2）是一个离合器齿轮最大升降部承受移动的钥匙从动毂电动机的几乎整个扭矩，这通常是在的齿侧定心的末端的第一齿轮轴花键轴矩形花连轴向移动随动板的轴向长度不应该太小以免弯曲，当花键轴滑块没有完全离开分离，并且通常为1.0〜1.4倍的花键轴直径的[12]轮毂驱动和淬火后使用常用锻钢为了提高硬度和耐磨性可以镀可以花键结构大小的楔孔的内表面的电阻（见表4-2）根据所选国家标准GB1144-1974从动板的外径后和发动机扭矩花键标准[2]，标准花键尺寸草案可根据从动板的外直径与所述发动机扭矩选中 图4-2 从动盘毂表4-2 GB1144-1974从动盘外径D/mm发动机转矩/Nm花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm键齿宽b/mm有效长l/mm挤压应力/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5根据225毫米外径设计驱动板，所以我选择了花键齿为= 10，花键外径=32毫米，花键内径=26毫米，齿厚为4毫米，有效刀刃长度=30mm的压应力=11.5Mpa。

以确保该从动毂不产生在第一滑动轴偏移效果的离合器的轴向长度的完全分离，不应该太小，整体尺寸和相同的尺寸取决于它的花键的外径困难的条件下离合器工作，在轮毂的更大的长度，并到达花键的1.4倍的外径这里是尺寸相同的花键的外径强度的检查应按照楔尺寸来选择由于主面形成的花键的伤害由于通过挤出损伤过大，所以楔压应力可以提高轮毂的花键的轴向长度时的负载来计算过大挤压应力的计算分式如下 ： (4—19)式中，P——花键的齿侧面压力，N它由下式确定： （4—20）式中，，——分别为花键的外内径，m；Z——从动盘毂的数目；——发动机最大转矩，；——花键齿数；——花键齿工作高度，m； =(-)/2——花键有效长度，m从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa.代入数值可得，P=10000N，=11.11MPa满足条件2）限位销与从动盘抽缺口侧边的间隙的确定 根据公式可得： （4-21） 式中，R2为限位销的安装半径；为极限转角，由式（4-18）可得过，值一般为2.4～4mm.选取=46mm，代入数值计算可得：=4.03。

3）限位销直径 按从动盘毂的结构布置选定，由参考文献一般=9.5～12mm，本次设计可选取=9.5mm4）从动盘毂缺口宽度B及弹簧安装窗口尺寸A如图（4-3）所示，d/2为摩擦片内半径；R0为减振弹簧分布半径；R2为限位销安装半径；B为从动盘毂缺口宽度；表示弹簧安装窗口A的宽度；、为限位销与从动盘毂缺口间的间隙；其中表示发动机驱动时的情况，表示车轮反向驱动时的情况一般将从动片的部分窗口尺寸做得比从动盘毂上的窗口尺寸稍大些，这里A根据弹簧尺寸决定，弹簧工作高度为25.55mm，由，选取标准值，即弹簧工作高度为26mm，由[8]，根据上述分析，选取A=26mm，===4.03mm，B=17.56mm图4-3 减振器尺寸简图4.2.4阻尼摩擦片的设计根据上述结构可以确定阻尼摩擦片的内径为41mm，外径为71mm，厚度2mm,则有效半径为30mm，共有两个阻尼摩擦片，四个有效面阻尼摩擦转矩=0.158145=23 Nm，阻尼摩擦片的材料为F1005G，摩擦因数为0.35参照公式（3-1）可得阻尼摩擦片受到的弹簧压力为：F=23000/（300.354）=547.6N 第5章 离合器盖总成离合器盖总成如图（5-1）所示，包括压紧弹簧、离合器盖、压盘，传动片等。

图5-1 离合器盖总成 1-膜片弹簧 2-压盘 3-离合器盖 4-传动片5.1离合器盖5.1.1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，减小压盘行程，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，以防止摩擦表面温度过高，你可以做出伟大的通风，打开离合器盖穿孔的旗号，或加集和其他球迷乘用车和载质量较上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上述设计要求，本次设计选用离合器盖的板厚为3.0mm，10钢冲制而成5.2压盘5.2.1压盘结构设计的要求1）压盘应该有足够的质量在离合器的接合时，由于滑动的存在，甚至应任何干预过程中大量的热，和每个全时间和短的访问，以产生（大约3秒），因此，不通过时间所有的热量散发到周围空气中，是不可避免的摩擦引领温度。

在使用更频繁和更困难的工作条件离合器，这种增加是更为严重它会导致不仅降低了摩擦系数，磨损加剧，严重的甚至会导致摩擦片和焚烧的压力板2）压板应刚性较大压板应具有足够的结构刚性和维持压制均匀的好方法，无翘曲明显变形确保由于离合器和摩擦板在约15〜25毫米热板基准厚度的情况下，完全分离的效果3）与飞轮保持良好的对中，并进行静平衡，由参考文献可知压盘单件的平衡精度应不低于15～20g·cm 图5-2 压盘结构简图5.2.2压盘尺寸的确定根据上述要求，初选压盘厚度为15mm，材料为灰铸铁（比热容c=481.4J/(kg· ， 密度=7.25t/，硬度为HB170～227)由参考文献可知压盘的温度上升不应超过8～10，若温升过高，可适当增加压盘的厚度先计算压盘的质量，校核计算的公式如下： （5—1）式中，——温升，；W——滑磨功，N*m；——分配到压盘上的滑磨功所占的百分比：单片离合器压盘，=0.50；c为压盘的比热容，对铸铁压盘，c=481.4J/(kg* );——压盘质量，kg。

初选温升为7则代入相关数值到公式（5-1）可得：=2.4kg根据摩擦面片初选压盘的外、内径，一般比压盘的内径比摩擦片内径小1～2mm，外径比摩擦片外径大1～2mm则可初选=227mm， =148mm计算压盘体积：= / （5-2）灰铸铁密度:=7.25kg/代入公式（5-2）可得：=2.4kg/(7.25* kg/)=331034压盘高度可以下公式算出 =· （5-3）式中=，=，==14.23mm 最终确定压盘高度:为15 mm5.2.3压盘传力方式的选择效果功率转印片是足以确保现有的轴向弹性，使得印刷版易于分离和足够的拉伸和压缩弯曲强度和断裂韧性在电力传输片，其在正常情况下（即，电动机的正输出扭矩）动力传递片具有功率器件然而应注意观察，当驱动电动机是一个电力传输片材在压力下这段时间要小心，稳定性柱时，他的压力下动力传动板和压力板，离合器的连接的安装高度，并且可以设计成使得：当所述离合器是从电源到叶极压位置完全断开，此时通过吸入递送，转印纸应基于，或接近的非弯曲状态（平坦的状态弯曲应力为空）。

驾驶员当离合器被接合以驱动通过离合器盖到板的作用旋转分离，而且灵活地影响和操纵的优点，压板的轴向分离力减小因为每一块均匀沿着该驱动器的周边分布，它们不是在辊在中性和离合器的变形的平衡通过参考传动板可以看出使用3-4组，每组2〜3中，每一个都具有通常的钢的65Mn的厚度为0.5至1.0毫米按区域综合考虑到相关的条件，选择该驱动件3组，每组3，80mm的长度，宽度为20毫米，厚度每层为1mm;叶转让后65Mn钢制成两个铆钉孔中心距为60mm，并且根据大小盘，选择从磁盘刀片的新闻中心安装是126.5毫米选择驱动芯片安装铆钉型号GB/达到6.2 mm T109-19866×17，15号钢材料通过参考文献[9]理查德·铆钉孔的直径传动片校核如下：传动片的受力分析如图3－7所示则平均每颗铆钉切向力为Fmax，即[10] =382.08N （5-4） 图5-3 传动片的受力分析简图受力分析可知上图中：α=arcsin（/2R）=13.7° 则Fx=Fmaxcosα=382.08×cos13.7°=371.18N。

根据铆钉所受的，分别校核铆钉的抗剪强度τ和传动片的抗压强度δ为被铆件中较薄板的厚度，m为每个铆钉的抗剪面数量，根据相关已知参数，可得：δ=1.7mm，m=2；并由参考文献[14]可得d0=6.2mm，[]=115MPa，[]=430MPa则将各项数值代入公式（5-4）、（5-5）、（5-6）得：τ===6.15MPa<[τ] =115MPa； （5-5） ==35.21MPa<[]=430MPa （5-6）符合上述条件，认为所选铆钉可用5.3膜片弹簧设计5.3.1膜片弹簧的结构特点 设计，例如一个膜片弹簧（图5-4），如下图所示，设置弹簧钢[15]该图显示，该结构中的两个问题的膜的形状，螺旋弹簧，以便切割完整（图5-4 B）的划分为一个无底的杯和由螺旋弹簧的外底形成普通机械，所以称它是弹簧垫圈的一部分因为弹性膜正是这一部分钢板弹簧弹性卸载轴向印版弹簧被压缩，然后原型可以说膜片弹簧是圆锥形弹簧结构的一种特殊形式，除了在膜和圆形挡板径向槽部，其作用是：当分离时，作为翼片分离指因此已知解锁脱模剂径向拉长方圆形孔隔膜，切断，由此应力集中部可以减少释放剂将被用来在另一侧，安装一个固定针孔。

图5-4 膜片弹簧简图5.3.2膜片弹簧的弹性特性膜片弹簧的弹性特性是由其碟簧部分所决定，是非线性的，与自由状态下碟簧部分的内锥高H及弹簧的钢板厚h有关不同的H/h值有不同的弹性特性如(图5-5)所示当(H/h)<时，F为增函数，这种弹簧的刚度大适于承受大载荷并用作缓冲装置中的行程限制当(H/h)=，特性曲线上有一拐点，若(H/h)=1.5≈，则特性曲线中段平直，即变形增加但载荷P几乎不变，故这种弹簧称零刚度弹簧当<（H/h）<2，则特性曲线中有一段负刚度区域，即变形增加而载荷反而减小这种特性很适于作为离合器的压紧弹簧因为可利用其负刚度区使分离离合器时载荷下降，达到操纵省力的目的当然，负刚度也不宜过大，以免弹簧工作位置略微变动就引起弹簧压紧力过大的变化为兼顾操纵轻便及压紧力变化不大，参照文献可知汽车离合器膜片弹簧通常取1.5<(H/h)<2当(H/h)=则特性曲线的极小点落在横坐标轴上；当(H/h)>2，则特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的区域 通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷（N）集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为（mm）（图5-6b）,则膜片弹簧的弹性特性（图5-5）如下式表示[3] 图5-5 不同时的无弹性特性曲线 图5-6 膜片弹簧在不同工作状态时的变形（a） 自由状态 (b)压紧状态 (c)分离状态 （5—7）式中，E为材料的弹性模量（MPa）,对于钢：E=2.1 MPa；为材料的泊松比，对于钢：=0.3；H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截高度（mm）；h为膜片弹簧钢板厚度（mm）；R、r分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径（mm）；、分别为压盘加载点和支承环加载点半径（mm）。

当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化（图5-6c）设分离轴承对分离指端所加载荷为（N），相应作用点变形为（mm）,另外，在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面从自由状态也转过相同的转角，则有如下关系[3] （5—8） 。