重型载货汽车螺旋弹簧离合器

1、目录1前言·················································&

2、#183;···········12总体方案论证·····································

3、;············32.1离合器总成的结构和有关组件的结构32.1.1从动盘数及干、湿式的选择32.1.2压紧弹簧的结构型式及布置32.1.3 压盘的驱动方式42.1.4分离杠杆的结构型式52.1.5分离轴承的类型52.1.6离合器的通风散热措施62.1.7从动盘的结构型式62.1.8 离合器的操纵机构选择72.2 结论73汽车离合器的设计计算··········

4、83;······························93.1离合器主要参数的选择93.2摩擦离合器主要零件的设计计算123.2.1压紧弹簧的设计计算123.2.2压盘的设计计算133.2.3从动片与从动盘毂的设计计算143.2.4分离杠杆的设计计算153.2.5离台器盖的设计计算153

5、.3离合器操纵机构设计·············································153.3.1离合器操纵机构的结构型式

6、选择163.3.2离合器分离行程及性能计算174结论·············································

7、3;·············18参 考 文 献···································&

8、#183;················19致 谢································&#

9、183;·····························20附 录···················

10、83;···································221前 言离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断和实现对传动系的动力传递，以保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发

11、动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。摩擦离合器主要由主动部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)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结构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。本课题来源于生产实际，为解决多数摩擦离合器存在散热能力不足，摩擦片易磨损等缺点的现状，保证离合器具有良好的工作性能，依据经济、可靠、操作方便的原则，对汽车离

12、合器设计提出如下基本要求：a.在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。b.接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。c.分离时要迅速、彻底。d.从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。e.有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用寿命。f.操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。g.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。h.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。i.结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。汽车自19世纪末诞生至今100余年期间，汽车工业从无到有，以惊人的速度发展，写下了

13、人类近代文明史的重要篇章。汽车是数量最多，最普及，活动范围最广泛，运输量最大的现代化交通工具。可以断言，没有哪种机械产品像汽车那样对社会产生如此广泛而深远的影响。在以内燃机作为动力的机械传动汽车中，无论是AMT或MT，离合器都作为一个独立的部件而存在。虽然发展自动传动系统是汽车传动系的发展趋势，但有人指出：根据德国出版的2003年世界汽车年鉴，2002年世界各国U4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2653；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(当然并不排除一些国家或地区自动

14、挡式车款是其主流产品)。谈到未来，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结构中，锥形离合器最为成功。它的原型设计曾装在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。采用锥形离合器的方案一直延续到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，摩擦面容易修复。它的摩擦材料曾用过驼毛带、皮革带等。那时也曾出现过蹄鼓式离合器来替代锥形离合器，该结构采用的是内蹄鼓式。

15、这种结构型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、从动件根本无法分离的自锁现象(当时所提供的材料复合体的摩擦系数变化很大，容易引起自锁)。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。早期的设计中，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，能达到更为满意的性能。浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在

16、高速时把油甩掉。此外，油也容易把金属盘片粘住，不易分离。但毕竟还是优点大于缺点。因为在当时，许多其他离合器还在原创阶段，性能很不稳定。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用较小的摩擦面积，阅而可以减少摩擦片数，这是由多片离合器向单片离合器转变的关键。20世纪20年代末，直到进入30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才使用多片离合器。早期的单片干式离合器有与锥形离合器相类似的问题，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，散热良好，转动惯量小，所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功地开发

17、了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。实际上早在l920年就出现了单片干式离合器，这和前面提到的与发明了石棉基的摩擦面片有关。但在那时相当一段时间内，由于技术设计上的缺陷，造成了单片离合器在接合时不够平顺等问题。第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上是没有摩擦面片的，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，使压盘上弹簧的工作压力分布更均匀，并减小了轴向尺寸。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向

18、于首选单片干式摩擦离合器，因为它具有从动部分转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点，而且由于在结构上采取定措施，已能做到接合平顺，因此现在广泛用于大、中、小各类车型中。2 总体方案论证2.1离合器总成的结构和有关组件的结构离合器是作为汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其性能的好坏直接影响汽车平稳起步、变速器中换挡齿轮之间的冲击、传动系中的振动和噪声。现代汽车摩擦离合器在设计中应根据车型的类别，使用要求，与发动机的匹配要求，制造条件以及标准化、通用化、系列化要求等，合理地选择离合器总成的结构和有关组件的结构，现分述如下：2.1.1从动盘数及干、湿式的选择a.单片干

19、式摩擦离合器其结构简单，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，广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车上，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。b.双片干式摩擦离合器与单片离合器相比，由于摩擦面增多使传递转矩的能力增大，接合也更平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，其径向尺寸较小，踏板力较小。但轴向尺寸加大且结构复杂；中间压盘的通风散热性差易引起过热而加快摩擦片的磨损甚至烧伤碎裂；分离行程大，调整不当分离也不易彻底；从动件转动惯量大易使换档困难等。仅用于传递的转矩大且径向尺寸受到限制时。c.

20、多片湿式离合器摩擦面更多，接合更加平顺柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨损小。但分离行程大、分离也不易彻底，特别是在冬季油液粘度增大时；轴向尺寸大；从动部分的转动惯量大，故过去未得到推广。近年来，由于多片湿式离合器在技术方面的不断完善，重型车上又有采用，并有不断增加的趋势。因为它采用油泵对摩擦表面强制冷却，使起步时即使长时间打滑也不会过热，起步性能好，据称其使用寿命可较干式高出56倍。单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，在使用时能保证分离彻底，接合平顺。多片离合器分离不彻底，轴向尺寸大，质量大，易烧坏摩擦片。依据经济、可靠、操作方便的原则，故选择单片离合器。2.1.2压紧弹簧的

21、结构型式及布置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。根据压紧弹簧的型式及布置，离合器分为：a.周置弹簧离合器周置弹簧离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。有的重型汽车将压紧弹簧布置在同心的两个圆周上。周置弹簧离合器的结构简单、制造方便，过去广泛用于各种类型的汽车上。现代由于轿车发动机转速的提高(最高转速高达50007000rmin或更高)，在高转速离心力的作用下，周置弹簧易歪斜甚至严重弯曲鼓出而显著降低压紧力；另外，也使弹簧靠到定位座柱上而使接触部位严重磨损甚至出现断裂现象。因此，现代轿车及

22、微、轻、中型客车多改用膜片弹簧离合器。但在轻、中、重型货车上，周置弹簧离合器仍得到广泛采用。b.中央弹簧离合器采用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧或用12个圆柱螺旋弹簧做压簧并布置在离合接触，因此压盘由于摩擦而产生的热量不会直接传给弹簧而使其回火失效。压簧的压紧力是经杠杆系统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可用力量较小的弹簧得到足够的压盘压紧力，使操纵较轻便。采用中央圆柱螺旋弹簧时离合器的轴向尺寸较大，而矩形断面的锥形弹簧则可明显缩小轴向尺寸，但其制造却比较困难，故中央弹簧离合器多用在重型汽车上以减轻其操纵力。根据国外的统计资料：当载货汽车的发动机转矩大于400450N·m时，常常采用中央

23、弹簧离合器。c.斜置弹簧离合器是重型汽车采用的一种新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧，分别以倾角（弹簧中心线与离合器中心线间的夹角）斜向作用于传力套上，后者再推动压杆并按杠杆比放大后作用到压盘上。这时，作用在压杆内端的轴向推力等于弹簧压力的轴向分力。当摩擦片磨损后压杆内端随传力套前移，使弹簧伸长，压力减小，倾角亦减小，而值则增大。这样即可使在摩擦片磨损范围内压紧弹簧的轴向推力几乎保持不变，从而使压盘的压紧力也几乎保持不变。同样，当离合器分离时后移传力套，压盘的压紧力也大致不变。因此，斜置弹簧离合器与前两种离合器相比，其突出优点是工作性能十分稳定。与周置弹簧离合器比较，其踏板力约可

24、降低35。d.膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。周置弹簧在轻、中、重型货车上，周置弹簧离合器得到广泛采用，其结构简单、调整方便，分离彻底。中

25、央弹簧此结构轴向尺寸大。斜置弹簧在重型汽车上使用，突出优点是工作性能十分稳定，踏板力较小。膜片弹簧弹簧其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，提高使用寿命，平衡性好。依据经济、可靠、操作方便的原则，故选择周置弹簧。2.1.3 压盘的驱动方式凸块窗孔式、销钉式、键块式它们缺点是在联接件间有间隙，在驱动中将产生冲击噪声，而且零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低离合器传动效率。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。是在单片离合器中长期采用的传统结构(见图2-1)。该结构是在压盘外缘铸出34个凸块，装配时伸入离合器盖对应的长方形窗孔中。而离合器盖则与飞轮相连。考虑到摩擦片磨损后压盘将

26、向前移，因此凸块应突出窗孔以外；其结构简单。 图2-1 凸块窗孔式压盘驱动 缺点是连接之间有间隙（如凸块与窗孔之间的间隙约为0.2mm左右）。这样，在传动时将产生冲击和噪声。依据经济、可靠、操作方便的原则，故选择凸块窗孔式。2.1.4分离杠杆的结构型式在周置弹簧离合器中一般采用36个分离杠杆，采用如图2-2所示的结构型式。对它们的共同要求是：杠杆应有足够的刚度；其支承处的摩擦损失要小；其支承机构与压盘的驱动机构在运动时不发生干涉；分离杠杆内端的位置应便于调整以便分离轴承能同时均衡地压紧所有的分离杠杆；分离杠杆的质心要设计得尽量靠近其中间支承处，以避免在高速时因分离杠杆的离心力造成压紧力的降低。

27、分离杠杆由锻造后加工制成，其中间支承叉用螺钉紧固在离台器盖上，固定在支承叉孔中的支承销上切有平面，分离杠杆的中间孔就支承在支承销及与支承销平面相接触的小滚销上。在它们之间有配合间隙，因此当分离离合器时，滚销可在支承销的平面上移动，使分离杠杆的中间支点成为一个可活动的支承，以适应压盘运动的要求。2.1.5分离轴承的类型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旋转产生离心力，形成其径向力。故离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。前者适于高转速低轴向负荷，后者适于相反情况。常用含润滑脂的密封止推球轴承；小型车有时采用含油石墨止推滑动轴承。分离套筒支承着分离铀承并位于变速

28、器第一轴轴承盖的轴颈上，可轴向移动。离合器接合后，分离轴承与分离杠杆间一般有34mm间隙，以免在摩擦片层损后引起压盘压力不足而导致离合器打滑使摩擦片及分离轴承烧损。此间隙使踏板有段自由行程。有的轿车采用无此间隙的内圈恒转式结构，用轻微的油压或弹簧力使分离轴承与杆端（多为膜片弹簧）经常贴合，以减轻磨损和减小踏板行程。图2-2 离合器分离杆杠1 滚销 2 支承销（切有平面）2.1.6离合器的通风散热措施提高离合器工作性能的有效措施是借助于其通风散热系统降低其摩擦表面的温度。在正常使用条件下，离合器压盘工作表面的温度一般均在180以下。随着其温度的升高，摩擦片的磨损将加快。当压盘工作表面的温度超过1

29、80200时，摩擦片的磨损速度将急剧升高。在特别严酷的使用条件下，该温度有可能达到1000，在高温下压盘会翘曲变形甚至会产生裂纹和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也会烧裂和破坏。为防止摩擦表面的温度过高，除压盘应有足够的质量以保证有足够的热容量外，还应使其散热通风良好。为此，可在压盘上没置散热筋或鼓风筋；在双片离合器中间压盘体内铸出足够多的导风槽，这种结构措施在单片离合器压盘上也开始采用；将离合器盖和压杆设计成带有鼓风叶片的结构；在保证有足够刚度的前提下在离合器盖上开出较多或较大的通风口，以加强摩擦表面的通风散热和清除摩擦产生的材料粉末；在离合器壳上设置离合器冷却气流的入口和出口等所谓通风窗，

30、在离合器壳内装设为冷却气流导向的导流罩，以实现对摩擦表面有较强定向气流通过的通风散热等。2.1.7从动盘的结构型式简单的从动盘由从动片、摩擦片及从动盘毂铆接而成，其结构简单、质量小，有时用于重型汽车尤其是双片离合器中。为了使离合器接合平顺，从动片尤其是单片离合器的从动片，一般都使其具有轴向弹性。最简单的方法是在从动片上开T形槽，外缘形成许多扇形，并将它们冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两边的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形片上。在离合器接合时，从动片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分被逐渐压平，使从动盘上的压力和传递的转矩逐渐增大，故接合平顺柔和。这种切槽有利于减少从动片的翘曲。其缺点是很难保证每

31、片扇形部分的刚度完全一致。分开式结构中，波形弹簧片与从动片分别冲压成型后铆在一起。由于波形弹簧片是由同一模具冲制，故其刚度比较一致；由于波形弹簧是采用比从动片更薄的钢板(厚度仅为0.7mm)，故这种结构容易得到更小的转动惯量，这些方面都优于整体式结构。上述两种结构尤其是后一种多为轿车所采用。在载货汽车上常采用一种所谓组合式从动片。这种结构在靠近压盘一侧的从动片上铆着波形弹簧片，摩擦片则铆在波形弹簧片上，而靠近飞轮一侧的摩擦片则直接铆在从动片上。其转动惯量较大，但对于要求刚度较高、外形稳定性较好的大型从动片来说，这种结构也是可以采用的。当载货汽车离合器的直径小于380mm时，则从动片仍可采用前两

32、种结构。采用组合式从动片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载荷和改善离合器的接合平顺性。2.1.8 离合器的操纵机构选择机械式质量大，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。2.2

33、总体方案论证结论该设计的离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。该构简单、制造方便。其构造见图2-1。离合器的主动部分、从动部分和压紧机构都装在发动机后方的离合器壳内，而操纵机构的各个部分则分别位于离合器壳内部、外部和驾驶室中。发动机的飞轮和压盘是离合器的主动部分，离合器盖和压盘之间是通过四组传动片来传递转矩的。传动片用弹簧钢片制成每组两片，其一端用传动片铆钉铆在离合器盖上，另一端则用传动片固定螺钉与压盘连接，离合器盖用螺钉固定在发动机的飞轮上。因此，压盘能随飞轮一起旋转。在离合器分离时，弹性的传动片产生弯曲变形（其两端沿离合器轴向作相对位移）。为使离合器分离时不至于破坏压盘

34、的对中和离合器的平衡。四组传动片是相隔沿圆周切问均匀分布的。在飞轮和压盘之间装有一片带有扭转减振器的从动盘组件（以下简称从动盘）。铆装在从动盘毂上的从动盘本体由薄钢片制成，故其转动惯量较小。从动盘本体的两面各铆有一片用石棉合成物制成的摩擦片。从动盘毂的花键孔套在从动轴(即变速器第一轴)前端的花键上，并在花键上作轴向移动。9个沿圆周分布的螺旋压紧弹簧将压盘压向飞轮并将从动盘夹紧在中间，使离合器处于结合状态。这样，在发动机工作时，其转矩一部分将由飞轮经与之接触的摩擦片直接传给从动盘本体；另一部分则由飞轮通过8个固定螺钉传到离合器盖，并由此经四组传动片传到压盘，最后也通过摩擦片传给从动盘本体。从动盘

35、本体再将转矩通过从动盘毂的花键传给从动轴，由此输入变速器。图 2-1周布弹簧离合器离合器须与曲轴飞轮组组装在一起进行动平衡校正。为了在拆卸离合器后重新组装是仍保持动平衡，离合器盖与飞轮的相对角位置由离合器盖定位销定位。在压紧弹簧的作用下，离合器经常处于接合状态只有在必要时暂时分离。位于离合器内部的分离操纵机构主要有分离杠杆、带分离轴承的分离套筒和分离叉。它有四个径向安装的、用薄钢板冲压制成的分离杠杆，其中部以分离杠杆支承柱孔中的浮动销为支点外端通过摆动支片抵靠着压盘的钩状凸起部。当在分离杠杆内端施加一个向前的水平推力时。杠杆将绕支点转动，其外端通过摆动支片推动压盘克服压紧弹簧的力而后移，从而撤

36、除对从动盘的压紧力，于是摩擦作用消失，离合器不再传递任何转矩，即离合器转入了分离状态。当需要使离合器由分离状态恢复接合时，驾驶员可放松离合器踏板踏板和分离叉分别在回位弹簧的作用下退回原位，压紧弹簧又重新使离合器恢复接合状态。为使结合柔和，驾驶员应逐渐地放松踏板。3 汽车离合器的设计计算3.1 离合器主要参数的选择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距，离合器的静摩擦力矩应大干发动机最大转矩，而离台器传递的摩擦力矩又决定于其摩擦面数z、摩擦系数，作用在摩擦面上的总压紧力 与摩擦片平均

37、摩擦半径，即 (3-1)=1.75×175=306取 表 3-1 离合器的后备系数车型轿车，轻型货车中、重型货车越野汽车、牵引车、重型带拖挂车后备系数1.301.751.602.252.03.5摩擦片平均摩擦半径（当压力均布时）为 （3-2）当 时，可足够精确地由下式求得： 设为摩擦表面所承受的单位而积上的压力，则单元摩擦面积ds(见图3-1)上产生的单元摩擦力为而单元摩擦力矩为图3-1 摩擦片上的单元摩擦面积整个摩擦片上产生的摩擦力矩则为 (3-3)而单位压力为 （3-4）对于具有Z对摩擦表面的离合器，其摩擦力矩则为 （3-5）得： （3-6）离合器应按转矩容量及热容量设计，摩擦片

38、或从动片外径D是其基本尺寸。它关系到结构尺寸及质量的大小和使用寿命的长短。设计时通常首先确定D值。决定离合器轮廓尺寸及其摩擦表面耐磨性的因素之一是作用在其摩擦表面上的单位面积压力P0。现根据式（3-5），及式(3-1)有 （3-7）通常取r=(0.550.65)R，若以r=0.6R代入上式，经整理则可得到摩擦片或从动片外径： （3-8） 当发动机的最大转矩Temax已知，离合器的结构型式和摩擦片材料已定，z和、f便已定，上式便成了离合器的D, P0三参数的关系式。选好及P0，则摩擦片尺寸即可确定。对于石棉基摩擦材料，通常取P0=0.150.25MPa，且较小值用于发动机后备功率较小、离合器使用

39、频繁的汽车，装载质量大或在坏路面上行驶的汽车。当摩擦片外径较大时，为降低其外缘处的热负荷，也应降低P0值。货车为0.180. 28MPa。选择时应考虑到：为了能可靠地传递发动机最大转矩及防止过长时间的滑磨，应取较大值；为了防止传动系过载、保证操纵轻使以及使离合器尺寸不致过大，应取较小值。当发动机后备功率大，使用条件好，离合器压盘的压力在使用中可调整或变化不大时，可选小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车以及为了提高起步能力，减少滑磨时，可取大些。离合器摩擦片外径D(mm)也可参照表3-2或按经验公式： 根据Temax初选。式中Temax发动机最大转矩，N·m A系数，货车：单片离合器取3

40、0一40 表 3-2 离合器尺寸选择参数表摩擦片外径 D/mm发动机最大转矩 单片离合器双片离合器重负荷中等负荷极限值225-130150170250-170200230280-240280320300-260310360所选的尺寸D应符合有关标准6的规定。表3-2给出了离合器摩擦片尺寸系列和参数。另外，所选的D应符合其最大圆周速度不超过6570m/s的要求。表3-3离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm内径 d/mm厚度 h/mm内外径之比d/D单位面积2251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.58

41、346600为了便于布置扭转减振器，要求加大内径，从而加大了内、外径之比值。此比值的增大也有利于离合器的散热和减小摩擦片内外缘滑磨速度差。但过多地增大此比值会使摩擦面积减小，影响传递转矩的能力。一般来说对高速发动机此比值应取大些。基本参数主要有性能参数和0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。后备系数是离合器一个重要设计参数，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，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择时应考虑以下几点：a为可靠传递发动机最大转矩，不宜选取太小；b为减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大；c当发动机后备功率

42、较大、使用条件较好时，可选取小些；d当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，应选取大些；e汽车总质量越大，也应选得越大；f柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；g发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；h膜片弹簧离合器选取的值可比螺旋弹簧离合器小些；i双片离合器的值应大于单片离合器。 单位压力0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，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。 离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，0应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，0应取小些；后备系数较大时，可适当增大0

43、。 综合以上计算内容，取D=250mm，d=155mm,h=3.5mm3.2摩擦离合器主要零件的设计计算3.2.1压紧弹簧的设计计算离合器压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧，材料选用65Mn制造，硬度HRC4050。周置圆柱螺旋弹簧的数目9个，以便得到均匀的压力，且应是分离杠杆数目的整数倍，以避免压盘在分离时偏斜。在确定弹簧数目对应考虑到对轻型装载量的汽车来说，每个弹簧的压紧力不应超过600700N。螺旋弹簧的两端应拼紧并磨平以便使两端支承面较大、各圈受力均匀，且弹簧的垂直度偏差较小。周置压紧弹簧的外径通常限制在2730mm之间，弹簧的工作高度做成相同的尺寸，用改变钢丝直径和工作圈数的方法获得不同压紧力

44、，以利于在不同的离合器上通用。a.弹簧指数（旋绕比）b.曲度系数c.弹簧的工作压力/MPad.弹簧钢丝的直径/mme.弹簧中径/mmf.弹簧刚度/N/mmg.弹簧工作圈数h.弹簧总圈数i.工作负荷下的变形/mmj.弹簧的附加变形量/mm单片离合器：k.弹簧的自由高度/mml.弹簧最大负荷是的间隙/mmm.弹簧的工作高度/mmn.弹簧最大负荷/N3.2.2压盘的设计计算压盘形状较复杂，要求传热性好、具有较高的摩擦系数及耐磨。由灰铸铁HT200铸成,金相组织呈珠光体结构，硬度HB170227。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

45、使每次结合的温升不致过高，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(载货汽车的离台器压盘，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。温升的校核按式(322)进行。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1520g·cm。压盘与飞轮通过弹性传动片连接时，则传动片应进行拉伸应力的强度校核；通过凸块-窗孔连接时，则应进行挤压应力的强度校核： （3-9） 现有结构按上式计算的挤压应力多在1015MP

46、a范围内.另外，传力销还承受着由压盘和中间压盘作用引起的弯曲应力和离合器压紧弹簧引起的拉伸应力。因此，还需进行拉弯复合应力的强度校核。 作用力： （3-10）传力销根部的弯曲应力（MPa） （3-11） 传力销的拉伸应力为 （3-12） 传力销的拉弯复合应力为 （3-13） 3.2.3从动片与从动盘毂的设计计算从动片通常用1.32.0mm厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至0.651.0mm，以减小其转动惯量。分开式从动片采用08钢板，氰化表面硬度HRC45，层深0.20.3mm。从动盘毂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，以便从动盘毂能作轴向移动。花

47、键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按选取(见表3-4)。从动盘毂花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的(1.01.4)倍(上限用于工作条件恶劣的离合器)，以保证从动盘毂沿轴向移动时不产生偏抖。表3-4 离合器从动盘毂花键尺寸系列从动盘外径发动机转矩花键齿数花键外径花键内径键齿宽有效齿长挤压应力22515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.7花键尺寸选定后应进行挤压应力（MPa）及剪切应力（MPa）的强度校核： （3-14） （3-15）从动盘毂通常由40Cr锻造，并经调质处理，HRC2

48、832。3.2.4分离杠杆的设计计算分离杠杆的结构型式如图2-2所示。由35号钢等中碳钢锻造(锻件硬度HB131156)。为了提高耐磨性，均进行表面氰化处理，层深0.150.30mm，硬度HRC5863。分离杠杆需进行弯曲强度校核。如图2-2所示，N为分离离合器时作用于分离杠杆内端的力；，分别为危险断面和中间支承中心至N力约垂直距离；为两铰接中心间的距离，则分离杠杆危险断面的弯曲应力为 （3-16） 分离杠杆的弯曲许用应力可取MPa。3.2.5离合器盖的设计计算一般采用厚2.55mm的低碳钢08钢板冲压制造，以增强其刚性。10离合器盖的形状和尺寸由离台器的结构设计确定。在设计时要特别注意的是刚

49、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等通风窗，甚至将盖设计成带有鼓风叶片的结构。3.3离合器操纵机构设计离合器的操纵比较频繁，除自动离合器外，离合器都是由司机左脚踩踏板操纵。为减轻司机的疲劳，要求踏板力尽可能地小，载货汽车不应超过150200N；踏板总行程也

50、不宜过大，一般应在80150mm范围内，最大应不超过180mm。应具有踏板自由行程的调整装置以便在离合器摩擦片磨损后用来调整和恢复分离轴承与分离杠杆间的正常间隙量；还应有踏板行程限位装置以防止操纵机构的零件受过大载荷而损坏。此外，操纵机构的传动效率要高，具有足够的刚度，不会因发动机的振动以及车架和驾驶室的变形而干涉其正常工作，工作可靠、寿命高，维修保养简易、方便等。3.3.1离合器操纵机构的结构型式选择离合器操纵机构分为机械式、液压式、气压式和自动操纵机构四种。为了降低中型以上货车的踏板力，在机械式和液压式操纵机构中有时采用助力器。图 3-2 离合器的液压操纵机构1 踏板臂；2 分离叉球形支座

51、；3 分离叉回位弹簧；4 分泵（工作缸）；5 总泵（主缸）；6 补偿孔；7 进油孔a机械式操纵机构有杆系传动和钢索传动两种型式。杆系传动结构简单、制造容易、工作可靠，广泛用于各种类型的汽车上。但质量及摩擦损耗都较大；传动效率低。当离合器需远距离操纵时，则杆系的结构复杂、布置困难，踏板的自由行程将加大，刚度及可靠性也会变差。钢索传动寿命较短，传动效率也不高，仅用于某些轻型轿车中。b液压式操纵机构如图3-2所示，液压式操纵机构由吊挂式离合器踏板、总泵(主缸)、分泵(工作缸)、管路系统、回位弹簧等组成。具有摩擦阻力小，传动效率高，质量小，布置方便，接合柔和(有助于降低猛接离合器时传动系的动载荷)，便

52、于采用吊挂式踏板使该处地板易于密封，车架或车身的变形以及发动机的振动不会影响其工作，系统刚度好有助于减小踏板自由行程，也便于远距离操纵及采用可翻倾式驾驶室等优点。它不仅最广泛地用于轿车及中、轻型客车及货车上，而且在大客车和重型货车上的应用也日益增多，但在中型以上的汽车上使用时应该加装助力器。c机械式和液压式操纵机构的助力器在中型以上的汽车上，为减轻离合器踏板力，在机械式和液压式操纵机构中常采用各种助力器。气压式助力器多用于大型客车和重型货车上并与离合器液压操纵系组合。当踩下踏板时，工作油液由总泵经管路及油孔A压向离合器分离活塞，同时推动活塞压缩膜片的压簧，使气路畅通并打开进气阀、关闭排气阀，使

53、压缩空气进入活塞的进气空间，推动活塞克服弹簧力并给离合器分离活塞1以助力。与此同时，部分压缩空气经孔进入膜片的压簧一侧空间，给压簧以助力，起随动平衡作用。设计时应根据离合器踏板力不应大于150N的要求来选择各活塞、弹簧以及膜片等的尺寸，并且要求当助力器失效时不会影响人力操纵。3.3.2离合器分离行程及性能计算液压式操纵机构的总传动比为： （3-16）总行程为： （3-17）=160mm式中分离轴承的自由行程，一般为24mm，反映到踏板上即为踏板自由行程，一般为2030mm；S压盘行程：Zc离合器的摩擦表面数(单片为2，双片为4)； S离合器在分离状态下对偶摩擦面间的间隙，对单片离合器取0.751.0mm，双片取0.50.6mm； m离合器在接合状态下从动盘的变形量，对具有轴向弹性的从动盘取m=1.01.5mm，对非弹性从动盘取m=0.150.25mm。离合器彻底分离时的踏板力Q （3-18）=150N式中Pmax离合器彻底分离时压紧弹簧的总压力；i操纵机构的总传动比；操