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1、浙 江 科 技 学 院机械与汽车工程学院汽车零部件专项设计说明书班 级 学 号 学生姓名 指导教师 完成日期 目录第一章 离合器总体结构方案的设计1.1离合器种类确定1.2 从动盘数确定1.3 压紧弹簧形式1.4 分离时离合器受力形式1.5 压盘驱动形式1.6 扭转减振器1.7 离合器的操纵机构选择第二章 设计要求及其技术参数2.1 基本要求2.2 技术参数第三章 离合器主要参数的选择3.1 摩擦片的结构选型和设计3.2 离合器基本参数的优化第四章 从动盘与压盘的设计与选取 4.1 从动片的设计与选取4.2 从动毂的结构选型和设计4.3 扭转减振器的设计第五章 膜片弹簧设计5.1 膜片弹簧基本
2、参数选择第六章 故障诊断与排除 第七章 小结第一章 离合器总体结构方案的设计1 .1离合器种类确定这里我们采用膜片弹簧推式离合器。1.2 从动盘数确定对乘用车和最大总质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器结构简单，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，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘课保证接合平顺。1.3 压紧弹簧形式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。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
3、和分离杠杆。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点：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
4、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。1.4 分离时离合器受力形式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。1.5 压盘驱动形式压
5、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多种。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声，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。弹性传动片式是近年来广泛采用的驱动方式，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铆钉或螺栓联结，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。综合以上：选用弹性驱动片驱动。1.6 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
6、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载荷和改善离合器的接合平顺性。故要有扭转减振器。1.7 离合器的操纵机构选择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不会影响其正常工作。8）工作可靠，寿命
7、长，维修保养方便。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，是比较普遍采用的一种操纵型式。由于机械操纵式操纵机构结构简单
8、，工作可靠广泛应用于各种汽车，所以我设计的轻型货车采用机械操纵式杆系操纵机构。第二章 设计要求及其技术参数2.1 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，又能防止过载。2) 接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。分离时要迅速、彻底。3) 从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。4) 应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。5) 操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。6) 具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。2.2 技术参数表2-1 离合器原
9、始数据汽车发动机型号492Q发动机额定功率64/(38004000r/min)发动机最大扭矩Memax=173Nm/26003000r/min载重量3500第三章 离合器主要参数的选择3.1 摩擦片的结构选型和设计后备系数后备系数是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。本次设计取 = 1.2。表3-1 离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.201.75最大总质量为614t的商用车1.502.25
10、挂车1.804.00摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦因数f的取值范围见下表。表3-2 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩 擦 材 料摩擦因数石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.350.50金属陶瓷材料0.4 本次设计取f = 0.30 。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。本次设计取单片离合器 Z = 2 。离合器间隙t是指离合器处于正常结合状态、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
11、仍能完全结合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙t一般为34mm 。本次设计取t =3 mm 。单位压力p单位压力p 决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。p 取值范围见表3-3。表3-3 摩擦片单位压力p的取值范围摩擦片材料单位压力p/Mpa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50铁基金属陶瓷材料0.701.50 p选择：0.15 MPa p0 1.50 MPa ，本次设计取 p = 0.3MPa 。摩擦片外径摩擦片外径是
12、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，就需要有大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩Memax （N.m）来选定D时，有下列公式，可作为参考：mm 取D=225mm (3.1)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。按Memax 初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，表3-4为我国摩擦片尺寸的标准。表3-4 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB1457-74） 外径D/m
13、m160180200225250280300325350内径d/mm110125140150155165175190195厚度h/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54摩擦片内径d不作为一个独立的参数，它和外径D有一定关系，用比值C=d/D比值C关系到从动片总成的结构设计和使用性能。具体来说，由于现在广泛采用扭转减振器，所以布置扭转减振器时要求加大内径d，从而C要变大；但过分加大C值会使摩擦面积变小，这也是不利的。按照目前的设计经验，推荐 C=0.530.7一般来说，发动机转数越高，C取值越大。对摩擦片的厚度h，我国已规定了3种：3.2mm,3.5mm和4mm,无更多选择余地。
14、取D=225mm d=150mm 摩擦片厚度h=3.5mm M = M= 1.2173 = 207.6 N.m3.2 离合器基本参数的优化设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。下面采用优化的方法来确定这些参数。1） 摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度v不超过6570m/s，即v =nD10 =400022510 =47.1m/s 6570m/s （3.2.1）符合要求。式中, v 为摩擦片最大圆周速度(m/s);n为发动机最高转速(r/min)。2）摩擦片的内、外径比c应在0.530
15、.70范围内，本次设计取c = 0.67 。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，不同的车型的值应在一定范围内，最大范围为1.24.0 ，本次设计取= 1.20 。4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R约50mm，即 d 2R+ 50 mm5）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 （3.2.2） 式中，为单位摩擦面积传递的转矩（Nm/mm）；为其允许值（Nm/mm），按表3-5选取表3-5 单位摩擦面积传递转矩的许用值 （Nm/mm）离合器规格D/mm210210250250325325/100
16、.280.300.350.40因为=0.47不符合，所以D选取250mm。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p根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p的最大范围为0.101.50 Mpa。本次设计取p = 0.3 MPa 。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，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于其许用值w。即w = w = 0.33 J/ mm （3.2.3）汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：W = () （3.2.4）式中，m 为汽车总质量(kg)；rr 为轮胎滚动半径(m)；i为汽车起步时所用变
17、速器档位的传动比；i为主减速器传动比；n为发动机转速(r/min)；乘用车n取2000 r/min，商用车取1500 r/min。而此项无法确定。所以最终选取取D=250mm d=155mm 摩擦片厚度h=3.5mm M = M= 1.2173 = 207.6 N.m第四章 从动盘与压盘的设计与选取4.1 从动片的设计与选取从动片要求质量轻，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。载货汽车上常采用一种所谓的组合式从动片。在这种结构中，靠压盘一侧的从动片上铆有波形弹簧片，摩擦片用铆钉铆在波形弹簧片上；二靠近飞轮一侧无波形弹簧片，摩擦片
18、直接铆在从动片上。在设计时，为了保证从动片的的弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可取为0.81.1mm之间，但至少不应小于0.6mm。从动片轴向弹性变化规律（即轴向加载与其变形的关系）的大致趋势是抛物线形，即在开始变形时力较小，而后随着变形的增加，力的增长很快，最后被压平。4.2 从动毂的结构选型和设计从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为1.18d=1.1828=33mm。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
19、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/mm16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2 由于D=
20、250mm,则查表可得，花键尺寸：齿数n=10， 外径=35mm, 内径28mm 齿厚t=4mm,有效齿长l=35mm, 挤压应力=10.4Mpa4.3 扭转减振器的设计扭转减振器主要参数极限转矩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。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) （4.3.1）对于商用车，系数取1.5。则Tj=1.51.5173259.5（N.m）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
21、Tj 初选即kTj13259.53373.5（N.m/rad）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） （4.3.2）取T=0.1 =0.1173=17.3 (N.m)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） （4.3.3）且TnT17.3N.m而（0.050.15）8.6525.95 N.m （4.3.4）则初选T
22、n12N.m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/2 （4.3.5）则取=0.60d/2=0.70155/2=54.25(mm),可取为54.25mm。减振弹簧个数Zj根据表4-2， 表4-2 振弹簧个数的选取摩擦片外径D/mm225250250325325350350Zj466881010当摩擦片外径D=250mm时，取Zj=6减振弹簧总压力F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Tj时，减振弹簧受到的压力F为 F= Tj/R0 （4.3.6） 259.5/(46.5) 5.58 (kN)减振弹簧的计算在初步选定减振器的主
23、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。减振弹簧的分布半径R1由于R1的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.600.75)d/2 （4.3.7）式中，d为离合器摩擦片内径故R1=0.60d/2=0.70155/2=54.25(mm)，即为减振器基本参数中的R0单个减振器的工作压力P=F/Z=5580/6=930(N) （4.3.8）减振弹簧尺寸弹簧中径Dc弹簧中径一般由布置结构来决定，通常Dc=1115mm故取Dc=12mm弹簧钢丝直径dd= （4.3.9）式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为550Mpa.通常d=34mm。所以d=3.7mm。减振弹簧刚度k根
24、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= （4.3.10）则K=减振弹簧有效圈数4.3 （4.3.11）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)=6减振弹簧最小高度=24.42mm （4.3.12）弹簧总变形量=P/k=3.6mm （3-7）减振弹簧自由高度=24.42+3.6=28.02mm （4.3.13）减振弹簧预变形量 （4.3.14）减振弹簧安装工作高度=28.02-0.165=27.855m （4.3.15）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，其值为限位销与从
25、动盘毂缺口侧边的间隙 （4.3.16）式中，为限位销的安装尺寸。值一般为2.54mm。取=3mm。限位销直径按结构布置选定，一般=9.512mm。4.4 压盘设计与选取对压盘结构设计的要求:1)压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。2)压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为1525 mm 。3)与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520
26、 gcm 。4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。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=80mm，孔直径为d=6mm，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。离合器盖结构设计的要求：1) 应具有足够的刚度，否则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。2) 应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和
27、正常的工作。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窗孔，或在盖上加设通风扇片等。此次设计中选取离合器盖厚度为3mm，低碳钢板（08钢板）。第五章 膜片弹簧设计5.1 膜片弹簧基本参数选择比值H/h 和 h 的选择 为保证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H/h 一般为1.52.0 ，板厚 h 为24 mm 。取h = 3 mm ，H/h =1.6 ，即 H = 1.6h =4.8 mm 。R/r比值和 R、r的选择研究表明。R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲受直径误差的影响越大，
28、且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求。R/r一般为1.21.3 。对于R，推式膜片弹簧大端外径R值宜为大于或等于摩擦片的平均半径。即R摩擦片平均半径101.25mm 取R=110mm取R/r = 1.28 ，r =R/1.25 = 88mm。膜片弹簧起始圆锥角底的选择膜片弹簧自由状态下圆锥角与内截锥高度H关系密切，一般在915范围内。 H/(R-r) = 12.5 ，符合要求。分离指数目n的选取 分离指数目n常取18，采用偶数。大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12 。取分离之数目n =18 。膜片弹簧小段内半径r及分离轴承作用半径r的确定r由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第
29、一轴花键的外径。r应大于r 。I轴外径D=P=T*n/9550=1734000/9550=72.46取rI轴花键外径=26 mmrf=36 rp=40 B=7切槽宽度、及半径r 的确定约为4 mm， （2.5 4.5）mm，r 的取值应满足（r - r） （0.81.4）。本次设计取 = 4 mm，= 12 mm ，r r -= 76 mm 。压盘加载点半径L和支承环加载点半径l 的确定取L=108mm，l=90mm。第六章 故障诊断与排除1离合器的故障诊断与检测膜片弹簧的主要失效形式为膜片变型，可用专用工具校正或更换。1. 离合器打滑（1） 故障现象a) 汽车起步时，完全放松离合器踏板，汽车
30、不能起步或起步困难。b) 汽车行驶中车速不能发动机转速的提高而提高，感到行驶无力。c) 上坡或重载时，可嗅到离合器摩擦片的焦臭味。（2） 故障原因1) 离合器踏板自由行程过程过小或没有自由行程，分离轴承常压在分离杠杆上，使压盘处于办分离状态2) 分离杠杆调整不当3) 离合器摩擦片衬片变薄，硬化，铆钉外露或沾有油污等4) 离合器与飞轮连接螺帽栓松动5) 压紧弹簧过软或折断，致使压紧力不足6) 离合器压盘或飞轮表面翘曲变型（3）故障诊断与排除1) 首先进行故障确诊，然后再进行逐项检查a) 启动发动机，拉紧驻车制动，挂上抵挡速，缓缓放松离合器踏板并慢慢踩下加速踏板，若车身不动，而发动机又不熄火，即为
31、离合器打滑b) 行驶汽车并加速，若发动机转速升高，而车速不随之相应升高，则为离合器打滑c) 离合器打滑的仪器诊断-频闪测定仪诊断。离合器打滑频闪测定仪由闪光灯、电极、电阻、电容、蓄电池等组成2) 检查和调整离合器踏板自由行程。离合器操纵系统不同，踏板自由行程调整方法也不同，检查和调整离合器分离杠杆。注意：调整分离与杠杆高度时，踏板自由行程也会随着发生改变，因此应同时进行调整4）离合器与飞轮连接螺栓松动，应予拧紧，压盘或飞轮表面翘曲变形，应予校正或更换5）离合器压紧弹簧过软或折断，应予以更换6）离合器从动盘衬片有油污，可进行清洗，若油污过多则更换；若磨损过度、烧焦、硬化、铆钉露头等，均应予以更换
32、2.离合器分离不彻底（1）故障现象a) 汽车起步时，将离合器踩到底仍然感到挂档困难；或虽勉强挂上档，而离合器踏板尚未完全放松，车就前移或发动机立即熄火b) 变速器挂档困难或挂不上党，同时变速器内发出齿轮撞击声（2）故障原因离合器分离不彻底是离合器踏板踩到底时，离合器从动盘没有完全与主动盘分离，离合器处于半接合状态。a) 离合器踏板自由行程过大，分离杠杆调整螺帽丁松动或支架松动b) 分离杠杆内端不在同一平面内，个别分离杠杆弯曲或调整罗铆钉折断，离合器从动盘翘曲、摩擦片破损、铆钉松脱，压紧弹簧部分折断或弹力不均，膜片弹簧变形等c) 从动盘键槽与变速器输入轴齿绣蚀或有油污，造成移动发涩而引起离合器分
33、离不彻底d) 发动机前后的离合器则可能为更换的新摩擦片过厚、从动盘装反等3）故障诊断与排除a) 首先检查和调整离合器踏板自由行程和分离杠杆高度，校正膜片弹簧。若个别分离杠杆弯曲、折断，分离杠杆支架松动、折断、支架销脱出等，应更换新件，并重新进行调整。b) 以上各项检查均正常时，可再进一步检查是否翘曲或变形、摩擦片是否破碎、铆钉是否 松脱、压紧弹簧有无折断等，若有，应予以修复或更换。如果从动盘翘曲，起步时会发现发抖现象c) 检查从动盘花键能否在变速器一轴上自由滑动。若键槽与健齿锈蚀，应予以除锈清洁，仍不能修复时，则更换新件d) 让汽车起步前进或倒退，检查离合器分离情况。若离合器分离不彻底现象时有
34、时无，则为发动机前后支承固定螺栓松动，应加以紧固e) 新装复的离合器出现分离不彻底现象 时，应进行如下检查f) 踩踏离合器踏板，若踏板沉重，多为更换的新从动盘摩擦片过厚而是离合器压紧弹簧过度压缩，预紧力过大，且离合器分离后压紧间隙不足，致使分开不彻底，可重新更换摩擦片g) 踏下离合器踏板，观察从动盘位置。若双片离合器从动盘前端面与中间压盘紧抵或单片离合器从动盘前端面与飞轮紧抵，而其后端面却与压盘有足够间隙，则说明变速器一轴后轴承颈部过长，以致抵触从动盘键，使从动盘不能后移h) 若上述正常，经调整后仍难以分离，则应检查从动盘是否装反。单片离合器从动盘短多朝向飞轮。i) 若以上各项均正常，则应检查
35、和调整分离杠杆高度（方法如前述）。若分离杠杆高度合适，则参照上述诊断过程进行诊断和排除3离合器接合不平顺（1） 故障现象离合器接合部平顺具体表现为汽车起步发抖或发闯。汽车起步时，虽然缓抬离踏板，清踩加速踏板，但汽车不能平顺起步，车身出现振抖或突然闯出（2） 故障原因离合器发抖的实质是其主、从动盘之间接触不平顺，在同一平面内接触时间不同。离合器发闯则为主、从动盘突然接合之结果离合器的主要原因为分离套筒涩滞，踏板回位弹簧折断。脱落，踏板轴绣涩等，导致踏板回位不自如。而离合器发抖的主要原因为：a) 离合器自由行程过小，分离杠杆内端面不在同一平面内b) 从动盘摩擦片油污、破裂、凹凸不平或铆钉外露，接合
36、时断时续c) 主、从动盘磨损不均或翘曲不平，接合时出现局部接触，压不紧而出现抖动现象d) 离合器压紧弹簧弹力不均，个别折断或高度不一致，膜片弹簧弹力严重不足e) 变速器与飞轮壳或发动机固定螺栓松动f) 扭转减振器弹力下降或消失（弹簧松弛或折断），膜片弹簧固定铆钉松动g) 从动盘、中间压盘因花键锈蚀、积污而移动发滞h) 分离叉轴及衬套磨损严重或分离叉支点破损（3） 故障诊断与排除使发动机怠速运转，踩下离合器踏板，变速器挂入低速档，再慢慢放松离合器踏板，轻踩加速踏板让汽车起步，若车身有明显的振抖，并发出“哐当”的撞击声，则为离合器发抖;若汽车不是平顺起步，而是突然闯出，则为离合器发闯。2. 离合器
37、异响（1） 故障现象在汽车行驶过程中，踩下离合器踏板时发出异响，放松踏板时异响消失;或踩下、放松踏板时都有异响。离合器异响往往在发动机启动后、汽车起步前离合器接合和分离时产生（2） 故障原因a) 踏板回位弹簧过软、折断，离合器踏板无自由行程b) 分离轴承润滑不良、磨损松旷或烧毁卡滞，其回位弹簧过软、折断c) 分离叉或其支架销、孔磨损松旷d) 离合器盖与压盘配合松动，双片离合器中间压盘传动销、孔磨损松旷e) 从动盘摩擦片铆钉松动、外露或摩擦片破裂、减振弹簧折断等（3） 故障诊断与排除发动机怠速运转，拉紧驻车制动，变速器挂空挡，慢慢踩下离合器踏板，倾听响声变化；再缓缓放松离合器踏板，倾听响声变化。
38、如此反复多次，均出现不正常响声，即为离合器异响a) 若发动机启动后即出现“沙沙”的摩擦声，则为分离轴承与分离杠杆接触或分离轴承不转所致。应先检查离合器踏板自由行程。若无自由行程，但踏板放松后还能用手抬起少许，且异响随之消失，说明踏板回位弹簧过软或折断。若踏板不能抬起，则为自由行程调整不当，应按规定予以调整。若自由行程正常，但在发动机转速变化时有间断碰击声或摩擦声，则为离合器分离套筒回位弹簧脱落、折断或过软，应予以更换b) 发动机怠转时，轻踩离合器踏板，自由行程刚刚消失（分离轴承与分离杠杆刚刚接触时）即出现“沙沙”声，拆下离合器壳底时，在车下能看到火星，则为分离轴承损坏。若在上述过程中出现金属破
39、碎声，则为分离轴承磨损过甚；若突然加速时窜起一股一股的火星，则为分离轴承钢珠破碎，对此应更换分离轴承c) 若在踩下离合器踏板的过程中并无异响，但踩到底后出现“卡拉卡拉”的金属敲击声，且响声随发动机转速升高而加重，但在中速稳定运转时声响又明显减弱或消失，放松踏板时响声并不重复出现，重复上述动作，响声如故，且离合器不发抖又能分离。对于双片离合器则为中间压盘传动销与孔配合松旷，对单片离合器为压盘与盖配合松旷，膜片弹簧与离合器罩（盖）连接松动，导致压盘在运转过程中产生撞击，产生不正常的噪声。应分解离合器，进行维修或更换d) 连续踏动离合器踏板，若在接合和分离的瞬间均有异响，多为分离杠杆或支架销孔磨损松
40、旷或摩擦片铆钉松动、外露，应予以维修换件e) 汽车起步时，出现金属干摩擦声并伴有发抖现象，则为从动盘与花键轴套的铆钉松动或钢片破裂，应作相应维修或更换f) 若离合器接合时发出一次“咯噔”的撞击声，多为从动盘花键轴套与变速器第一轴配合松旷，或飞轮、飞轮壳与变速器连接螺栓松动所致，也可能是减振弹簧折断，扭转减振能力下降，使离合器出现抖动，应视具体情况紧固。维修或更换第七章 小结在这次设计中，我主要从摩擦片，膜片弹簧，扭转减振器，压盘，操纵机构这几方面进行了相关的计算和校核。基本满足了预期要求。 主要参数：摩擦片外径D=250mm 内径d=155mm 厚度h=3.5mm后备系数=1.2单位压力po=0.3mPa摩擦面数Z=2摩擦因数f=0.3减振弹簧个数Zj=6膜片弹簧H=4.8mm H/h=1.6 R=110mm R/r=1.28本次设计缺陷：使用的是膜片弹簧，成本比螺旋弹簧较高，技术创新不够。参考文献1孙仁云主编汽车电器与电子技术. 北京：机械工业出版社.2006 2冯崇毅主编汽车电子控制技术. 北京：人民交通出版社.20053陈家瑞主编.汽车构造北京：人民交通出版社.19994余志生编.汽车理论（第4版）.机械工业出版社.198123