04 福田奥铃离合器设计2012届毕业

04 福田奥铃离合器设计2012届毕业 毕 业 设 计(论文) (说 明 书) 题 目:福田奥铃离合器设计 姓 名: 、、、 编 号: 平顶山工业职业技术学院 年 月 日 平顶山工业职业技术学院 毕 业 设 计 (论文) 任 务 书 姓名 、、、 专业 汽车运用技术 任 务 下 达 日 期 年 月 日 设计(论文)开始日期 年 月 日 设计(论文)完成日期 年 月 日 设计(论文)题目: 福田奥铃离合器设计 A?编制设计 B?设计专题(毕业论文) 指 导 教 师 王伟京 系(部)主 任 年 月 日 平顶山工业职业技术学院 毕业设计(论文)答辩委员会记录 机械工程 系 汽车运用技术 专业，学生 、、、 于 年 月 日 进行了毕业设计(论文)答辩。 设计题目: 福田奥铃离合器设计 专题(论文)题目: 福田奥铃离合器设计 指导老师: 王伟京 答辩委员会根据学生提交的毕业设计(论文)材料，根据学生答辩情 况，经答辩委员会讨论评定，给予学生 、、、 毕业设计 (论文)成绩为 。 答辩委员会 人，出席 人 答辩委员会主任(签字): 答辩委员会副主任(签字): 答辩委员会委 员: ， ， ， ， ， ， 平顶山工业职业技术学院毕业设计(论文)评语 第 页 毕业设计(论文)及答辩评语: 摘要 本文从分析汽车传动系的发展状况起端叙述汽车离合器的发展及未 来趋向，指出离合器产品应具有的功能和对产品设计的基本要求。本文着 力介绍离合器及其操纵系统的结构知识，设计理论和，及离合器的故 障分析与排除等。主要介绍离合器的结构形式，工作特性，结构的选型等。 主要阐述了离合器(EQ153)从动盘设计，压盘的设计，离合器盖的设计， 分离杆等的设计。 关键词: 从动盘 、压盘、离合器盖、分离杆 ABSTRACT This article from analyzes the automobile developmentcondition beginning, will narrate the automobile clutch developmentand the future tends to, pointed out the coupling product will besupposed to have function and to product design basic request. This article strength introduction coupling and its the control systemstructure knowledge, the design theory and the method, and thecoupling fault analysis with removes and so on. Mainly introduces thecoupling the structural style, the operational factor, the structureshaping and so on. Mainly elaborated the coupling (EQ153) the design, presses the plate the design design,disengaging lever and so on design. Key word: Driven plate, pressure plate, clutch cover, separation stem 目录 第1章 绪论 .......................................................................................1 1.1概 述 ......................................................................................................... 1 1.2离合器的功 用 ........................................................................................... 1 1.3离合器分 类 .............................................................................................. 2 1.4离合器基本的设计要 求 ............................................................................ 2 第2章 摩擦式离合器的结构形式及原理 .............................................3 2.1 摩擦离合器的主要组成及结构型 式 ......................................................... 3 2.1.1 组成 .............................................................................................. 3 2.1.2 结构型式 ....................................................................................... 3 2.2 摩擦式离合器的基本结构原 理 ................................................................ 4 第3章 离合器的基本参数和尺寸 .......................................................5 3.1离合器设计所需原始数 据......................................................................... 5 3.2摩擦片设 计 .............................................................................................. 5 3.2.1摩擦片主要参数的选择 .................................................................. 5 3.2.2 摩擦片基本参数的优化 ............................................................. 7 3.3摩片弹簧设 计 ........................................................................................... 9 3.3.1膜片弹簧主要参数的选择 .............................................................. 9 3.3.2 膜片弹簧的优化设 计 ....................................................................10 3.3.3膜片弹簧的载荷与变形关系..........................................................11 3.3.4膜片弹簧的应力计算.....................................................................15 3.4扭转减震器设 计 ......................................................................................17 3.4.1扭转减振器的功能 ........................................................................17 3.4.2 扭转减振器的结构类型的选 择 .....................................................17 3.4.3扭转减振器的参数确 定 .................................................................18 3.4.4减振弹簧尺寸................................................................................20 3.5离合器的操纵机构设 计 ...........................................................................21 3.5.1离合器操纵机构应满足的要 求 ......................................................21 3.5.2 操纵机构结构形式选 择 ................................................................21 3.5.3离合器踏板行程计算.....................................................................22 3.5.4踏板力的计算................................................................................22 第4章 离合器主要零部件的结构设计 .............................................. 24 4.1 从动盘总 成.............................................................................................24 4.1.1摩擦片设计 ...................................................................................24 4.1.2从动盘毂设计................................................................................25 4.1.3从动片设计 ...................................................................................26 4.2 压盘和离合器 盖 .....................................................................................26 4.2.1压盘设计 .......................................................................................26 4.2.2离合器盖设计................................................................................27 第5章 离合器的正确使用与维护 ..................................................... 29 第6章 结论 ..................................................................................... 32 致谢 ................................................................................................. 33 参考文献 .......................................................................................... 34 第1章 绪论 1.1概述 对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系是作为一个独立总 成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连的总成。目前，各种汽 车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主、从动部之间的摩擦来传递动力且 能分离的装置。它主要包括主从动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构 等四个部分。 1.2离合器的功用 (1) 保证汽车平稳起步 起步前汽车处于静止状态，如果发动机与变速箱是刚性连接的，一旦挂上档，汽车将由于突然接上动力突然前冲，不但会造成机件的损伤，而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生的巨大惯性力，使发动机转速急剧下降而熄火。如果在起步时利用离合器暂时将发动机和变速箱分离，然后离合器逐渐接合，由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着滑磨的现象，可以使离合器传出的扭矩由零逐渐增大，而汽车的驱动力也逐渐增大，从而让汽车平稳地起步。 (2)便于换档 汽车行驶过程中，经常换用不同的变速箱档位，以适应不断变化的行驶条件。如果没有离合器将发动机与变速箱暂时分离，那么变速箱中啮合的传力齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿面间的压力很大而难于分开。另一对待啮合齿轮会因二者圆周速度不等而难于啮合。即使强行进入啮合也会产生很大的齿端冲击，容易损坏机件。利用离合器使发动机和变速箱暂时分离后进行换档，则原来啮合的一对齿轮因载荷卸除，啮合面间的压力大大减小，就容易分开。而待啮合的另一对齿轮，由于主动齿轮与发动机分开后转动惯量很小，采用合适的换档动作就能使待啮合的齿轮圆周速度相等或接近相等，从而避免或减轻齿轮间的冲击。 (3) 防止传动系过载 汽车紧急制动时，车轮突然急剧降速，而与发动机相连的传动系由于旋转的惯性，仍保持原有转速，这往往会在传动系统中产生远大于发动机转矩的惯性矩，使传动系的零件容易损坏。由于离合器是靠摩擦力来传递 转矩的，所以当传动系内载荷超过摩擦力所能传递的转矩时，离合器的主、从动部分就会自动打滑，因而起到了防止传动系过载的作用。同时有效降低了传动系中的震动和噪声。 1.3离合器分类 汽车离合器有摩擦式离合器、液力变矩器(液力偶合器)、电磁离合器等几种。摩擦式离合器又分为湿式和干式两种。 目前，与手动变速器相配合的绝大多数离合器为干式摩擦式离合器，按其从动盘的数目，又分为单盘式、双盘式和多盘式等几种。 湿式摩擦式离合器一般为多盘式的，浸在油中以便于散热。采用若干个螺旋弹簧作为压紧弹簧，并将这些弹簧沿压盘圆周分布的离合器称为周布弹簧离合器(如图所示)。采用膜片弹簧作为压紧弹簧的离合器称为膜片弹簧离合器。 1.4离合器基本的设计要求 根据离合器的原理和功用，它应满足下列主要要求: (1)能在任何行驶情况下，可靠地传递发动机的最大扭矩。为此，离合器的摩擦力矩(Tc)应大于发动机最大扭矩(Temax); (2)接合平顺、柔和。即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，以免汽车起步冲撞或抖动; (3)分离迅速、彻底。换档时若离合器分离不彻底，则飞轮上的力矩继续有一部份传入变速器，会使换档困难，引起齿轮的冲击响声; (4)从动盘的转动惯量小。离合器分离时，和变速器主动齿轮相连接的质量就只有离合器的从动盘。减小从动盘的转动惯量，换档时的冲击 即降低; (5)具有吸收振动、噪声和冲击的能力; (6)散热良好，以免摩擦零件因温度过高而烧裂或因摩擦系数下降而打滑; (7)操纵轻便，以减少驾驶员的疲劳。尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车，非常重要; (8)摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，衬面磨损在一定范围内，要能通过调整，使离合器正常工作。 第2章 摩擦式离合器的结构形式及原理 2.1 摩擦离合器的主要组成及结构型式 2.1.1 组成 摩擦离合器由主动部分(飞轮，离合器盖和压盘等)，从动部分(从动盘本体，摩擦片和从动盘毂)，压紧机构(螺旋弹簧或膜片弹簧)，操纵机构(分离机构和离合器踏板及传动机构，助力机构等)四部分组成。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机构。操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。 2.1.2 结构型式 按结构型式可分为1)周置弹簧离合器 2)中央弹簧离合器 3)膜片弹簧离合器 4)双片离合器 5)斜置拉式弹簧离合器 6)金属陶瓷离合器 7)湿式离合器。 汽车离合器多采用单片盘形离合器。因其结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘时也能接合平顺，因此被广泛应用于各级轿车及微、中、轻型客车 与货车上，在发动机转矩不大于1000N?m的大型客车和重型货车上也有所推广。因此本设计采用单片盘式离合器。如图2-1。 图2-1 单片盘式离合器 2.2 摩擦式离合器的基本结构原理 就摩擦式离合器本身而言，按其功能要求，结构上应由下列几部分组成:主动件、从动件、压紧弹簧和分离杠杆。其结构如图2-2所示。 (a) (b) 图2-2 离合器结构简图 从图2-2中可以看出，压盘3、分离杆4和压紧弹簧8一起组装在离合器盖9内，俗称为离合器盖总成。盖总成通过螺栓安装到发动机的飞轮上。飞轮1和压盘3为主动件，发动机的转矩通过这两个主动件输入。飞轮1和压盘3之间为从动件总成2，它作为从动件通过摩擦接受由主动件传来的输入转矩，并通过其中间的从动盘毂花键输出转矩(由变速器第一轴10接受)。压紧弹簧8(它可以是螺旋弹簧或膜片弹簧)通过压盘3把从动盘总成紧紧压在飞轮上，形成工作压力。当发动机工作带动飞轮1和压盘3一道旋转时通过压盘上压紧弹簧产生的工作压力所形成的摩擦力，带动从动盘总成旋转，完成转矩的输出。 如图2-2(a)所示，离合器通常总是处于接合状态。当需要切断动力时驾驶员通过离合器操纵系统中的踏板7，并经过操纵传动杆系及分离拨叉11推动分离套筒5向前，消除间隙?y，使分离杆4绕其在离合器盖9上的支点转动，克服压紧弹簧8的工作压力后，压盘3向后移动，从动盘总成2和压盘3脱离接触。离合器分离时的状况如图2-2(b)所示，此时， 从动盘总成2不再输出转矩。分离套筒向左移动时，在消除间隙?r后，输出轴10受到了制动，转速很快下降 。 第3章 离合器的基本参数和尺寸 3.1离合器设计所需原始数据 奥铃 1.8 SE AT 排量:1.8L升 最大功率:105/6200 KW/rpm 最大扭矩:177/3800 N?m/rpm 主减速比:3.23 一档速比:4.58 滚动半径:313mm 原始参数: 整车整备质量:1360kg 3.2摩擦片设计 3.2.1摩擦片主要参数的选择 采用单片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机扭矩的，为保证可靠度，离合器静摩擦力矩Tc应大于发动机最大扭矩Temax 摩擦片的静压力: TC???Temax (3.1) 式中:?离合器后备系数(??1) (1)后备系数β是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择β时，应从以下几个方面考虑:a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩;b. 防止离合器本身 滑磨程度过大;c. 要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车β=1.2,1.75。结合设计实际情况，故选择β=1.5。 则有β可有3.2查得 β,1.5。 TC???Temax=1.5*177=265.5 表3.1 离合器后备系数的取值范围 摩擦片的外径可有式:D?KDTemax (3.3) 求得 KD为直径系数，取值见表3.3 取KD=14.6 得D=203.35mm。 表3.2 直径系数的取值范围 摩擦片的尺寸已系列化和化,标准如下表(部分): 外径:225 内径:150 厚度:3.5 1?C ' 取第四组数据，即: '3 :0.667 :0.703 C?dD 单面面积cm:221 摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。可由表3.4查得: 表3.4 摩擦材料的摩擦因数的取值范围 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。本题目设计单片离合器，因此Z=2。离合器间隙Δt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。该间隙Δt一般为3,4mm。取Δt=4mm。 离合器的静摩擦力矩为: Tc?fFZRc (3.4) 与式(3.1)联立得: ?fzD1?C312?Temax'3 (3.5) 代入数据得:单位压力P0=0.25MPa。 表3.5 摩擦片单位压力的取值范围 mm)的选取应 3.2.2 摩擦片基本参数的优化 (1)摩擦片外径D( 使最大圆周速度v0不超过65,70m/s，即 Vd=vD? (3.6) 式中，v0为摩擦片最大圆周速度(m/s);nemax为发动机最高转速(r/min)。 (2)摩擦片的内、外径比C'应在0.53,0.70范围内，即 0.53?C?0.657?0.7 '?60nemaxD?10?3??60?6200?225?10?3?65.87m/s?65~70m/s (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β值应在一定范围内，最大范围为1.2,4.0。 (4)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器振器弹簧位置直径2R0约50mm，即 d?2R0?50mm (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，即 Tc0?4Tc2?ZD?d2?0.220??Tc0? (3.7) 2式中，Tc0为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm)，可按表3.6选取 经检查,合格。 表3.6 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (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的最大范围为0.11,1.50MPa,即 0.10MPa?p0?0.25MPa?1.50MPa (7)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 ??4W ?ZD?d22(3.8) ???? 式中,?为单位摩擦面积滑磨(J/mm2);???为其许用值(J/mm2)，对于乘用车: [?]?0.40J/mm2，对于最大总质量小于6.0t的商用车:[?]?0.33J/mm2，对于最大总质量大于6.0t商用车:[?]?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?222?ne?marr??? (3.9) 22??1800?i0ig? 式中，ma为汽车总质量(Kg);rr为轮胎滚动半径(m);ig为汽车起步时所用变速 器挡位的传动比;i0为主减速器传动比;ne为发动机转速r/min，计算时乘用车取 2000r/min，商用车取1500r/min。其中:i0?3.23 ig1?4.58 rr?0.31m ma?1360Kg J/mm2)，合格。 代入式(3.9)得W?47236.79J，代入式(3.8)得??0.3687?0.40?[?](乘用车取[?]?0.40 (8)离合器接合的温升 t??W mc式中,t为压盘温升,不超过8~10?C;c为压盘的比热容， 为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘;c?481.4J/(Kg??C);γ ??0.5，m为压盘的质量m?3.15Kg,代入，t?4.76?C，合格。 3.3摩片弹簧设计 3.3.1膜片弹簧主要参数的选择 1. 比较H/h的选择 此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式(3.10)中载荷与变形1之间的函数关系可知，当Hh? 极值点又恰为拐点;Hh?22时，F2为增函数;Hh?2时，F1有一极值， 而该2时，F1有一极大值和极小值;当Hh?时，F1极小值在横坐标上，见图3-1。 1-H/h?2 2-H/h?2 3-2?H/h?22 4-H/h?22 5-H/h?22 图3-1 膜片弹簧的弹性特性曲线 为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h通常在1.5,2范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为2,4mm，本设计Hh?2 ，h=3mm ，则H=6mm 。 2. R/r选择 通过分析表明，R/r越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r常在1.2,1.3 的范围内取值。本设计中取Rr?1.25，摩擦片的平均半径Rc? r?88D?d4?85r?Rc 取mm，mm则R?105.6mm取整R?106mm 则Rr?1.20。 3.圆锥底角 汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α一般在9~15?范围内，本设计中 ??arctanH ?R?r? 得? ?14.32 ?在9~15?之间，合格。分离指数常取为18，大尺寸 膜片弹簧有取24的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取12的，本设计所取分离指数为18。 4.切槽宽度 ?1?3.2~3.5mm，?2?9~10mm，取?1?3mm，?2?10mm，re应满足r?re??2 的要求。 5. 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定 本设计取R1?105mm，r1应略大于且尽量接近r，R1应略小于R且尽量接近R。 r1?93mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国 内常用的碟簧材料的为60SizMnA，当量应力可取为1600,1700N/mm2。 6. 公差与精度 离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度，压力盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。 3.3.2 膜片弹簧的优化设计 (1)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的Hh与初始锥角??H?R?r?应在一定范围内，即 1.6?Hh?2?2.2 9???H ?R?r??14.32 ?15 (2)弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 1.20?Rr?1.20?1.35 70?70.66?100 (3)为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径R1(或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1)应位于摩擦片的平 均半径与外半径之间，即 推式: (D?d)/4?R1?D2 拉式: (D?d)/4?92.50?r1?93?D/2?100 (4)根据弹簧结构布置要求，R1与R，rf与r0之差应在一定范围内选取，即 1?R?R1?1?6 0?r1?r?5?6 0?rf?r0?4 (5)膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，，因此杠杆比应在一定范围内选取，即 推式: 2.3?r1?rf R1?r1?4.5 拉式: 3.5?R1?rf R1?r1?9.0 由(4)和(5)得rf?34mm，r0?32mm。 3.3.3膜片弹簧的载荷与变形关系 碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图3.2，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分——分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同(当加载点相同时)。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F1表示，加载点间的相对变形(轴向)为λ1，则压紧力F1与变形λ1之间的关系式为: F1??Eh?161??2?? ?1R?r?In?R/r???R?r??2????H???H???h? (3.10) 12?????R1?r1??2R1?r1??R1?r1???? 式中: E——弹性模量，对于钢，E?2.1?105MPa μ——泊松比，对于钢，μ=0.3 H——膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度 h——弹簧钢板厚度 R——弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径 r——弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径 R1——压盘加载点半径 r1——支承环加载点半径 利用Matlab软件进行P1,x1特性曲线的绘制，程序和图形如下: 程序如下: x1=0:0.2:7;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形 E=2.1*10^5;%弹性模量(Mpa) b=0.3;%泊松比 R=106;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm) r=88;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm) H=6;%自由状态下碟簧部分内截锥高度(mm) h=3;%膜片弹簧钢板厚度(mm) R1=105;%压盘加载点半径(mm) r1=90;%支承环加载点半径(mm) P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b^2)))*log(R/r)/((R1-r1)^2).*((H-x1*((R-r)/(R1-r1))).*(H-( x1/2)*(R-r)/(R1-r1))+h^2); %以下用于绘图 clf plot(x1,P1,'-b'); axis([0,7,0,8000]);%设置坐标 hold on hold off,grid on xlabel('变形x1/mm') ylabel('工作压力P1/N') title('P1-x1特性曲线') 如图3-2: 图3-2 表3.8 膜片弹簧工作点的数据 确定膜片弹簧的工作点位置: 可以利用Matlab 软件寻找P1,x1特性曲线中M,N的位置坐标，具体 程序如下 x1=0:0.2:7;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形 E=2.1*10^5;%弹性模量(Mpa) b=0.3;%泊松比 R=106;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm) r=88;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm) H=6;%自由状态下碟簧部分内截锥高度(mm) h=3;%膜片弹簧钢板厚度(mm) R1=105;%压盘加载点半径(mm) r1=90;%支承环加载点半径(mm) P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b^2)))*log(R/r)/((R1-r1)^2).*((H-x1*((R-r)/(R1-r1))).*(H-( x1/2)*(R-r)/(R1-r1))+h^2); %以下用于绘图 clf plot(x1,P1,'-b'); axis([0,7,0,8000]);%设置坐标 hold on hold off,grid on xlabel('变形x1/mm') ylabel('工作压力P1/N') title('P1-x1特性曲线') zoom out [x,y]=ginput(1) x = 2.6694 y = 5.2515e+003 [x,y]=ginput(1) x =4.9767 y =4.5195e+003 则可知?1M?2.6694mm,P1M? 5.2515e?003N ?1N?4.9767mm,P1N?4.5195e?003N 上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且?1H?(?1M??1N)/2 则 ?1H,2.6694?4.97672?3.8230mm 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M之间，且靠近或在H点处，一般?1B?(0.8~1.0)?1H 则取?1B?0.9?1H?0.9?3.82?3.44mm 则此时校核后备系数? ??P??RcZc Temax?5252?0.25?93.75?2195000?1.26 满足要求 离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为 ?1N??1M??1f(?1f即为压盘的行程?f) 故?f??1N??1M?4.9767?2.6694?2.3073mm 压盘刚开始分离时，压盘的行 程?f'??1H??1M?3.8230?2.6694?1.1536mm 图3-3 膜片弹簧的尺寸简图 3.3.4膜片弹簧的应力计算 假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O转动(图3-4)。断面在O点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子 午断面，使坐标原点位于中性点O。令X轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意点的切向应力为: ?t?E1??2?x?????/2??y?e?x (3.14) 式中 υ——碟簧部分子午断面的转角(从自由状态算起) α——碟簧部分子有状态时的圆锥底角 e ——碟簧部分子午断面内中性点的半径 e=(R-r)/In(R/r) (3.15)为了分析断面中断向应力的分布规律，将(3.14)式写成Y与X轴的关系式: 22??1???e??t ??1???t? Y????t??? (3.16) ?X?2EE???????????? 图3-4 切向应力在子午断面的分布 由上式可知，当膜片弹簧变形位置υ一定时，一定的切向应力αt在X-Y坐标系里呈线性分布。 当?t?0时Y?(?? tg(??? 2?2)X，因为(???2?2)的值很小，我们可以将(???2)看成)，由上式可写成Y?tg(?? ? 2 ? 2)X。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点O而与X轴承(??任 何值，都有Y??(??)角的直线上。从式(3.16)可以看出当X??e时无论取。显然，零应力直线为K点与O点的连线，在零应力直)e 线内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。由此可知，碟簧部分内缘点B处切向压应力最大，A处切向拉应力最大，分析表明，B点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核B处应力就可以 ??e?r?d 2了，将B点的坐标X=(e-r)和Y=h/2 代入(3.17)式有: ?tB? 令d?tB d?e1???r2?{e?r???2?2?h???} (3.17) ?2??0可以求出切向压应力达极大值的转角?P??? R?r ln(Rr)106?88ln(106/88)h2?e?r? 由于: e???96.25mm 所以: ?P?0.33，?tB?-1960.33N/mm2 B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力F2作用下还受有弯曲应力: ?rB?6?r?rf?F2n?br?h2 (3.18) 式中 n——分离指数目 n=18 br——单个分离指的根部宽 br?2?r018?2???30 18?10.47mm 因此:?rB?620.33N/mm2 由于σrB是与切向压应力σtB垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论，B点的当量应力为: ? ?Bj Bj??rBBj??tB?620.560?1960.33??1339.77]?1700N/mm2 ?[?N/mm2 膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能力，一般要经过以下工艺:先对其进行调质处理，得到具有较高抗疲劳能力的回火索氏体，对膜片弹簧进行强压处理(将弹簧压平并保持12,14h)，使其高应力区产生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，提高弹簧疲劳寿命，对分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。 故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以用设数据合适。 3.4扭转减震器设计 3.4.1扭转减振器的功能 为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性一阻尼装置，它就是装在离合器从动盘上的扭转减振器。其弹性元件用来降低传动系前端的扭转刚度，降低传动系扭振系统三节点振型的固有频率，以便将较为严重的扭振车速移出常用车速范围(当然，在实际中要做到这一点是非常困难的);其阻尼元件用来消耗扭振能量，从而可有效地降低传动系的共振载荷、非共振载荷及噪声。 3.4.2 扭转减振器的结构类型的选择 图3.5给出了几种扭转减振器的结构图，它们之间的差异在于采用了不同的弹性元件和阻尼装置。采用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器(见图3.5a-d)得到了最广泛的应用。在这种结构中，从动片和从动盘毅上都开有6个窗口。当6个弹簧属同一规格并同时起作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。这种具有线性特性的扭转减振器，结构较简单，广泛用于汽油机汽车中。当6个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进人工作时，则称为两级或三级非线性扭转减振器(图3-5e为三级的)。这种非线性扭转减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。柴油机的怠速旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮轮齿问的敲击。为此，可使扭转减振器具有两级或三级非线性弹性特性。第一级刚度很小，称怠速级，对降低变速器怠速噪声效果显著。线性扭转减振器只能在一种载荷工况(通常为发动机最大转矩)下有效地工作，而三级非线性扭转减振器的弹性特性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围，这有利于避免传动系共振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声。 采用空心圆柱形见(图3-5)或星形等其他形状的橡胶弹性元件的扭转减振器，也具有非线性的弹性特性。虽然其结构简单、橡胶变形时具有较大的内摩 擦，因而不需另加阻尼装置，但由于它会使从动盘的转动惯量显著增大，且在离合器热状态下工作需用专门的橡胶制造，因此尚未得到广泛采用。 1- 从动片;2-从动盘毂;3-摩擦片;4-减振弹簧;5-碟形弹簧垫片; 6-压紧弹簧; 7-减振盘;8-橡胶弹性元件 图3-5 减振器结构图 减震器其结构虽简单，但当摩擦片磨损后，阻尼力矩便减小甚至消失。为了保证正压力从而阻尼力矩的稳定，可加进碟形弹簧(图3-5c，d)，同时采用不同刚度的碟形弹簧和圆柱螺旋压簧分别对两组摩擦片建立不同的正压力(图3-5d)，就可实现阻尼力矩的非线性变化。 3.4.3扭转减振器的参数确定 1、扭转减振器的角刚度 减振器扭转角刚度Ca决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公式初选角刚度 Ca?13Tj (3-19) 式中:Tj为极限转矩，按下式计算 Tj=(1.5,2.0)T (3-20) emax 式中:2.0适用乘用车，1.5适用商用车，本设计为商用车，选取2.0，Temax为发动机最大扭矩，代入数值得Tj=354N.M，Ca ? 8273.5本设计初选 Ca=8000N?m/rad。 2、扭转减振器最大摩擦力矩 由于减振器扭转刚度Ca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T?。一般可按下式初选为 T?=(0.06,0.17)Temax (3-21) 取T?=0.15Temax，本设计按其选取T?=26.55N?m。 3、扭转减振器的预紧力矩 减振弹簧安装时应有一定的预紧。这样，在传递同样大小的极限转矩它将降低减振器的刚度，这是有利的，但预紧力值一般不应该大于摩擦力矩否则在反向工作时，扭转减振器将停止工作。 一般选取T预=(0.05,0.15)Temax，取T预=0.12Temax=21.24 N?m。 4、扭转减振器的弹簧分布半径 减振弹簧的分布尺寸R1的尺寸应尽可能大一些，一般取 R1 =(0.60,0.75)d/2 (3-22) 取 R1=0.7 d/2 其中d为摩擦片内径，代入数值，得R1 =52.5mm。 5、扭转减振器弹簧数目 可参考表3.9选取，本设计D=225mm，故选取Z=4。 6、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Tj P总= T j R1 (3-23) 式中:P总的计算应按Tj的大者来进行P总=3371.43N。 每个弹簧工 作压力 P? P总Z =842.8N (3-24) 7、从动片相对从动盘毂的最大转角 a?2arcsin?l2R=3.40 (3-25) 8、限位销与从动盘缺口侧边的间隙 (3-26) ??sinaR2 式中:R2为限位销的安装半径，λ一般为2.5,4mm。本设计取λ=4。 9、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'=10。 10、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3.6所示。 一般推荐A1-A=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=29mm，A1=30.5mm 3.4.4减振弹簧尺寸 (1)选择材料，计算许用应力 根据《机械原理与设计》(机械工业出版社)采用65Mn弹簧钢丝， 设弹簧丝直径d?4mm,?b?1620MPa,????0.5?b?810MPa。 (2)选择旋绕比，计算曲度系数 根据下表选择旋绕比 确定旋绕比C?4，曲度系数K?(4C?1)(4C?4)?0.615C?1.40 (3)强度计算 d j ? 8KF2C ???? ?4mm，与原来的d接近，合格。 中径 D2?Cd?16mm;外径 D?D2?d?20mm (4)极限转角?j?2arcsin(5)刚度计算 弹簧刚度 k?(F1?F2)?l?152.95mm 其中，F2为最小工作力，F2?0.5F1 弹簧的切变模量G?80000MPa，则弹簧的工作圈数 n? G?ld8F1C 3 ?l2R0 ?3~12?取 ? j ?3.823 ?，则?l?3.269mm ? Gd8Ck 3 ?4.086 取n?4，总圈数为n1?6 (6)弹簧的最小高度 lmin?dn?16mm (7)减振弹簧的总变形量 ?l?Pk?6.538'mm mm (8)减振弹簧的自由高度 l0?lmin??l?22.538' (9)减振弹簧预紧变形量 l1?T?kZR0?0.538mm (10)减振弹簧的安装高度 l?l0?l1?22mm (11)定位铆钉的安装位置 取R2?52mm，则?j?3.859364477?，?l?3.30mm，k?151.52mm，n?4.12，合 格。 3.5离合器的操纵机构设计 3.5.1离合器操纵机构应满足的要求 (1)踏板力要小，轿车一般在80,150N范围内，货车不大于150,200N; (2)踏板行程对轿车一般在80~150mm范围内，对货车最大不超过180mm; (3)踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可复原; (4)应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏; (5)应具有足够的刚度; (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。 3.5.2 操纵机构结构形式选择 常用的离合器操纵机构，主要有机械式、液压式、机械式和液压式的操纵机构的助力器、气压式和自动操纵机构等。 机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式，杠传动结构简单，工作可靠，但是机械效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系，布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。 本次设计的普通轮型离合器操纵机构，采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点: (1)液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便;便于采用吊挂踏板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉; (2)可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷，正由于液压式操纵有以上的优点，故应用日益广泛，离合器液压操纵机构由主缸、工作缸、管路系统等部分组成。 3.5.3离合器踏板行程 计算 踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2组成: 2 ?c2?a2b2d2 ?S?S1?S2?? (3.27) ?S0f?Z?Sc?abd2 1??111 式中，S0f为分离轴承的自由行程，一般为1.5~3.0mm，取S0f?1.5mm;反映到踏板上的自由行程S1一般为20~30mm;d1、d2分别为主缸和工作缸的直径;Z ?S为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，?S?0.85~1.30mm，为摩擦片面数;单片: a2、b1、b2、c1、c2为杠杆尺寸。 取?S?1.2mm;a1、 a2?120mm，a1?50mm，d2?135mm，d1?67mm c2?50mm，c1?21.4mm，b1?50mm，b2?95mm 得:S?131mm，S1?27.77mm，合格。 3.5.4踏板力的计算 踏板力为 Ff? F ' i?? ?Fs (3.28) 式中，F'为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力;i?为操纵 机构总传动比，i?? a2b2c2d2a1b1c1d1 22 ;?为机械效率，液压式:??80~90%，机械式:??70~80%;1、2的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。 Fs为克服回位弹簧 F?3467.30 ' N，i??43.26，??80%;则Ff?100.19N合格。 0.5 分离离合器所作的功为 WL? ? (F1?F)Z?S ' 式中，F1为离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力，F1?10835.32N， WL?21.45J合格。 第4章 离合器主要零部件的结构设计 4.1 从动盘总成 4.1.1摩擦片设计 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、在工作时有相对较高的摩擦系数; 2、在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，步希望出现，摩擦系数衰退现象; 3、在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的耐磨性能; 4、能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好的性能; 5、能抵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、在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮等有良好的兼容摩擦性能; 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; 10、具有良好的性能/价格比，不会污染环境。 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有机摩擦材料代替石棉，美国杜邦公司曾开发出一种由芳香族聚酰胺纤维派生出来的摩擦材料，属于高分子尼龙家族，商业名称为芳纶它相对石棉基的面片有如下一些工作特性: 1、在正常工作压力和温度范围内有较高的耐磨性能。 2、重量比石棉材料轻，这样可减小从动盘的转动惯量。 3、有良好的结合性能，特别是那种容易“咬住”的汽车。 4、就芳纶的重量而言，其抗拉强度是钢的5倍。 4.1.2从动盘毂设计 从动盘毅的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接，以便从动盘毅能作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按GB1144-74选取(见表4-1)。从动盘毅花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的(1.0,1. 4)倍(上限用于工作条件恶劣的离合器)，以保证从动盘毅沿轴向移动时不产生偏斜。 表4-1 GB1144-74 j 花键尺寸选定后应进行挤压应力?j ( MPa)及剪切应力τ核: ( MPa)的强度校 ?j?D8?emax2?d2znl?????30MPaj j (4-1) ?j?4?emax?D?d?znlb?????15MPa (4-2) 式中:D ，d—分别为花键外径及内径，mm; n—花键齿数; l，?emaxb—分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm; z—从动盘毅的数目; ?emax—发动机最大转矩，N?mm。 从动盘毅通常由40Cr ， 45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，HRC28,32。 由表4-1选取得: 花键齿数n=10; 花键外径D=35mm; 花键内径D=32mm; 键齿宽b=4mm; 有效齿长l=40mm; 挤压应力?=12.7MPa; 校核?j=19.342MPa; ?j=8.324MPa符合强度得要求。 4.1.3从动片设计 2.0mm厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形 从动片通常用1.3, 部分磨薄至0.65,1.0mm，以减小其转动惯量。从动片的材料与其结构型式有关，整体式即不带波形弹簧片的从动片，一般用高碳钢(50或85号钢)或65Mn钢板，热处理硬度HRC38,48;采用波形弹簧片的分开式(或组合式)从动片，从动片采用08钢板，氰化表面硬度HRC45，层深0.2,0.3mm;波形弹簧片采用65Mn钢板，热处理硬度 HRC43,51。 4.2 压盘和离合器盖 4.2.1压盘设计 1.压盘参数的选择和校核 压盘形状较复杂，要求传热性好、具有较高的摩擦系数及耐磨。故通常由灰铸铁HT200(密度7.2×103kg/m3)铸成，金相组织呈珠光体结构， 硬度HB170,227。另外可添加少量金属元素(如镍、铁、锰合金等)以增强其机械强度。压盘的外径可根据摩擦片的外径由结构确定。为了使每次接合的温升不致过高，压盘应具有足够大的质量以吸收热量;为了保证在受热情况下不致翘曲变形，压盘应具有足够大的刚度且一般都较厚(载货汽车的离合器压盘，其厚度一般不小于 15mm)。此外，压盘的结构设计还应注意其通风冷却要好，例如在压盘体内铸出导风槽。压盘的厚度初步确定后，应校核离合器一次接合的温升不应超过8?,10?温升τ的校核按式为: τ=γL/mc (4-3) 式中:γ—传到压盘的热量所占的比率。对单片离合器，γ=0.5; m—压盘的质量，2200kg; c—压盘的比热容，铸铁的比热容为544.6J/(kg?); L—滑磨功，J。 若温升过高，可适当增加压盘的厚度。压盘单件的平衡精度应不低于15,20g?cm。 选择压盘厚度为12mm，外径280mm，内径165mm。 代入公式(4-3)进行校核计算，τ=7.56?符合标准。 2.传力片参数选择 取3组，每组4个薄片，片厚1mm，宽b取20mm，l=80mm,d=8mm 切向布置，圆周半径R=140+10=150mm 有效长度:l1=80-1.5*8=68mm 经过校核认为可以 4.2.2离合器盖设计 一般采用厚2. 5,5mm的低碳钢钢板冲压制造。离合器盖的形状和尺寸由离合器的结构设计确定。在设计时要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换档困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，其对于飞轮轴线的对中十分重要。对中方式可采用定位销或定位螺栓以及止口对中。为了加强通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口，甚至将盖设计成带有鼓风叶片的结构。 4.3 离合器的分离轴承总成 分离轴承总成由分离轴承和分离套筒等组成。分离轴承在工作中主要承受轴向力。在分离离合器时，由于分离轴承的旋转，在离心力的作用下，它同时还承受径向力。所以在离合器中采用的分离轴承主要有两类:径向推力轴承和推力轴承。径向推力类适用于高速、低轴向负荷的情况;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(图4-1(c))。 图 4-1 几种分离轴承及分离套筒 第5章 离合器的正确使用与维护 我们在日常驾驶的时候如何正确使用离合器呢,根据上面所说的原理，不联动和全联动是不需要什么技巧的。真正考验技巧，日常驾驶中存 在一些错误操作的，都是处在离合器的半联动状态。所以离合器的使用技巧实际上就是半联动的使用技巧。 起步时需要有一定的半联动时间，以保证起步的平顺。坐新手开的车都有这样的体会，要么起步时熄火，要么是一颤一颤出去的，这些都是半联动技巧没有掌握好的表现。汽车在起步的时候，变速箱的二轴是静止的，当我们挂一挡以前，需要踩下离合器，此时变速箱的一轴与动力分开，通过同步器挂上一挡以后，一轴也同样变为静止。动力从飞轮出来是有一定转速的，此时与一轴存在巨大的转速差，这也就是为何起步时对于半联动的要求要比换挡时高得多的主要原因，离合器的前后部件一个静止一个运动。 这样的转速差必须由半联动来消化，也就是动力开始的时候部分传递给一轴，使车辆能以较平稳的姿态起步，一旦车辆行驶起来，转速差就会变得很小，此时将离合器完全抬起，就不会有冲击了。 坡道起步需要较高的半联动技巧。半联动可以消化发动机转速与车轮之间的转速差，也就是说可以有在动力已经传递到车轮上，但车轮并不运转的情况出现，这种情况常常发生在坡道。一般对于驾驶技术不熟练的驾驶员而言，在坡道起步时会拉起手刹，然后让离合器处于半联动状态，松下手刹，车辆保持静止，防溜车殃及后车。而车辆向后滑行的重力是由发动机提供的动力来抗衡的，而离合器则负责消除这里存在的转速差。 车辆处于这种情况下，驾驶员就能很轻松的起步了，继续踩下油门踏板让转速进一步提升获得足够的扭力，然后将离合器缓缓抬起将更多的动力传递给驱动轮，车辆就顺利坡起了。此时对于半联动的技巧要求较高， 如果半联动力度太弱，就可能在松开手刹时车辆向后滑动，容易造成新手的惊慌失措，如果半联动力度过强则容易是车辆加速过猛而撞到前车。所以对于新手而言，此时可以让发动机转速略高，并采用较大的半联动力度，使车辆有个向前走的趋势时，再松开手刹。 坡道起步需要较高的半联动技巧新手驾驶的时候会存在一些离合器使用上的错误操作。作为新手，由于驾驶技术的不熟练，很难将油离很好的配合，导致在使用离合器的时候出现一些有损离合器的操作方法，而这些情况同样是出现在半联动的时候。 避免离合器长时间处于半联动状态才能有效的保护离合器。有些新手刚上路时由于紧张，油离配合不好，害怕自己在起步时熄火灭车，于是就轰大油门而离合器却压得很低，半天也不全部抬起实现全联动，此时发动机的转速与一轴的转速存在巨大的转速差，而车辆则是慢慢起步的，这些巨大的转速差全部由离合器的半联动消化，这是非常毁离合器的做法。为了避免频繁的坡道起步，用脚半踩离合，这样能用半联动来控制车的行驶速度，也就是俗称闷着离合器走。 整个过程离合器都是发生滑动摩擦的，这种长时间的滑动摩擦也会损害离合器。开车上路总喜欢把左脚放到离合器踏板上，从而导致不自觉的压下了离合器踏板，车辆长时间处于半联动状态。所有这些操作都会加速离合器片的磨损，对车辆的动力性和经济性都会造成损失。 某些特殊路况，合理的使用半联动可以使车辆脱困。除了起步和换挡时需要半联动，在一些特定条件下也会使用到半联动。当我们在一挡全联动工况下，无法获得足够的动力时，可以借用半联动的原理发挥发动机的 性能。 例如当陡坡行驶时，我们以一挡全联动的状态上坡，此时发动机转速如果偏低(因为车速慢，前方弯道过急或有车阻挡导致减速等等)，这时我们就可以用半联动的方法，先将离合器踩到底，然后大力轰油将发动机转速提升到发动机最大扭矩以上的转速区域，迅速将左脚从离合器踏板抬起，但注意不是全部抬起，而是抬至半联动状态。此时发动机能够发挥巨大的扭矩，这个扭矩通过半联动的离合器逐步的分配到驱动轮，帮助车辆脱困。需要注意的是，这种情况下只能借助半联动来提升车辆的速度，长时间保持以上状态就会烧蚀离合器片。 除了坡道，像车轮陷入沙地等路况，车轮需要巨大的扭力才能转动时，也可以采用拉高转速通过较长时间(相对于日常起步而言)的半联动来实现最大扭矩的传递。 离合器是汽车上一个频繁摩擦的部件，它会随着使用时间和使用频率的增加而产生磨损，就会产生离合器打滑现象。对于有经验的驾驶员是可以提早发现的，比如判断离合器是否打滑我们可以在原地着车时挂入一挡，这时不要松手刹，然后慢慢抬离合器直至完全抬起，如果在离合器抬起时，发动机熄火这就证明你的离合器不打滑，反正如果离合器都完全抬起了而车还不熄火就证明你的离合器有问题了。 还有就是在起步时明显感觉到离合器位置突然变高了，也是离合器打滑的前兆，再有就是我们在急加速时只是感觉发动机转速在不断升高，而车速却没有升高等等这些情况都是离合器打滑的征兆。当出现离合器磨损或打滑时我们要及时检查、更换，否则这会使发动机输出的动力不能有效 的传递给输出轴上，而是将 动力损失在离合器片与飞轮之间的滑动摩擦上，并将相互之间的摩擦转变为热能消耗掉，这样会导致动力传输下降，同时还会费油增加用车的成本。 第6章 结论 这次课程设计，我们设计的题目是轿车离合器。我选择的车型是福田奥铃 1.8 SE AT。 从拿到题目我就开始查找，先是确定了车型，再就是查找离合器设计所需该车型基本数据。 说明书的编写，这个我认为是最难的一个环节。在这一过程中我不仅要翻阅各种资料查阅公式及标准，还要处理大量数据，由于数据的前后关联性很强，往往前面的一个数据出了问题后面的数据就要推倒重来。在计算膜片弹簧弹性特性时还用到了MATALAB软件，由于自己不会编程，我查找了好多资料才找到相关程序。在以后的学习中我还要加强这一软件的学习。 在为课程设计写说明书时，为了让说明书内容更充实，使自己的书面语言更趋向于专业化，我们组到图书馆去借了相关的书籍来翻阅。在查找资料、阅读资料的同时，我还知道了更多以前课本上没有学到过的知识(尤其在为“计算公式”找资料时)。我不仅把离合器的相关知识理解得更透彻，还加深了对《汽车设计》这门课的认识。 通过这次课程设计，我很清楚地意识到理论与实际的差距。就算理论 知识学得再好，要在实际中得以运用也不是那么轻松的事。我们必须用更多的实际运用来巩固自己的理论知识，在学习的过程中刻意地与实际运用相结合，只有做到这些，我们才能真正地掌握知识。 当然，从这次课程设计中我也看到了希望。只要自己认真做，没有什么不可能完成的任务。 致谢 在这段时间的认真复习，悉心思索，终于在规定时间的最后时刻完成了此次毕业论文设计的全部设计任务。 在为期一个月的时间里，我翻遍了我的资料书，设计。当然，在这期间得到了辅导老师细心的提点与耐心指导，也得到同学的热心帮助。 一个人在两个月完成这次设计不可谓不艰辛，然而，我从这短短时间内学到了许多在大学期间都没来得及好好学的新的内容，而且在实践中有所体会，更是令我印象深刻，深切体会到汽车技术并非以前所想像的那样浅薄。 庆幸自己终于认真独立地做了一次全面的设计，真的，从中学到了很多很容易被忽视的问题、知识点，甚至还培养了自己的耐心细心用心的性格。 在这段时间内我认真的对以前所学的内容都进行了回顾，而且把理论与实践结合起来。使我对知识的认识不在局限于理论上，更让我开拓了眼界学到了新知识，把以前学的东西整体的系统的联系起来，更加使我的能力得到更大的提升。 通过老师的悉心指导和自己的认真学习，刻苦分析，查阅相关资料，最终做完了毕业设计。 在此，我再次感谢在这次设计中对我有帮助的老师和同学。 参考文献 [1] 刘耀东.汽车学.台湾:龙腾文化事业公司，2009. 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