重型載貨汽車(chē)離合器設(shè)計(jì)【雙盤(pán)式摩擦離合器】,雙盤(pán)式摩擦離合器,重型載貨汽車(chē)離合器設(shè)計(jì)【雙盤(pán)式摩擦離合器】,重型,載貨,汽車(chē),離合器,設(shè)計(jì),雙盤(pán)式,摩擦,磨擦
畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)
題 目 名 稱(chēng) 重型載貨汽車(chē)離合器設(shè)計(jì)
題 目 類(lèi) 別 畢業(yè)設(shè)計(jì)
學(xué) 院（系） 機(jī)械系
專(zhuān) 業(yè) 班 級(jí)
學(xué) 生 姓 名
指 導(dǎo) 教 師
輔 導(dǎo) 教 師
時(shí) 間 2007年11月至2008年6月
一、 概 述
離合器是汽車(chē)傳動(dòng)系中直接與發(fā)動(dòng)機(jī)相連接的總成，其主要功用是切斷和實(shí)現(xiàn)對(duì)傳動(dòng)系的動(dòng)力傳遞，以保證汽車(chē)起步時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系平順地接合，確保汽車(chē)平穩(wěn)起步；在換擋時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到大的動(dòng)載荷時(shí)，能限制傳動(dòng)系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動(dòng)系各零件因過(guò)載而損壞；有效地降低傳動(dòng)系中的振動(dòng)和噪聲。
為了保證離合器具有良好的工作性能，對(duì)汽車(chē)離合器設(shè)計(jì)提出如下基本要求：
1)在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲(chǔ)備。
2)接合時(shí)要平順柔和，以保證汽車(chē)起步時(shí)沒(méi)有抖動(dòng)和沖擊。
3)分離時(shí)要迅速、徹底。
4)離合器從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小，以減輕換擋時(shí)變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。
5)應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)散熱效果，以保證工作溫度不致過(guò)高，延長(zhǎng)其使用壽命。
6)應(yīng)使傳動(dòng)系避免扭轉(zhuǎn)共振，并具有吸收振動(dòng)、緩和沖擊和減小噪聲的能力。
7)操縱輕便、準(zhǔn)確，以減輕駕駛員的疲勞。
8)作用在從動(dòng)盤(pán)上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過(guò)程中變化要盡可能小，以保
9)應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和良好的動(dòng)平衡，以保證其工作可靠、壽命長(zhǎng)。
10)結(jié)構(gòu)應(yīng)簡(jiǎn)單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。
摩擦離合器主要由主動(dòng)部分(發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、離合器蓋和壓盤(pán)等)、從動(dòng)部分(從動(dòng)盤(pán))、壓緊機(jī)構(gòu)(壓緊彈簧)和操縱機(jī)構(gòu)(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動(dòng)部件等)四部分組成。主、從動(dòng)部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動(dòng)力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)是使離合器主、從動(dòng)部分分離的裝置。
隨著汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和功率的不斷提高、汽車(chē)電子技術(shù)的高速發(fā)展，人們對(duì)離合器的要求越來(lái)越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)正逐步地向拉式結(jié)構(gòu)發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動(dòng)操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和使用壽命，適應(yīng)高轉(zhuǎn)速，增加傳遞轉(zhuǎn)矩的能力和簡(jiǎn)化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢(shì)。
本次設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)為：
1）發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率 P=1500 r/min
2）發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩 T=1086 N.m
3）摩擦片外徑 D?420 mm
設(shè)計(jì)方向：
雙盤(pán)式摩擦離合器
二、離合器的結(jié)構(gòu)方案分析
汽車(chē)離合器有摩擦式、電磁式和液力式三種類(lèi)型，其中摩擦式的應(yīng)用最廣。盤(pán)形摩擦離合器，按其從動(dòng)盤(pán)的數(shù)目可分為單片、雙片和多片三類(lèi)；根據(jù)壓緊彈簧布置形式不同，可分為圓周布置、中央布置和斜向布置等形式；根據(jù)使用的壓緊彈簧不同，可分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧離合器；根據(jù)分離時(shí)所受作用力的方向不同，又可分為拉式和推式兩種形式。
2.1 從動(dòng)盤(pán)數(shù)的選擇
對(duì)轎車(chē)和輕型、微型貨車(chē)而言，發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩一般不大。在布置尺寸允許的條件下，離合器通常只設(shè)有一片從動(dòng)盤(pán)。單片離合器(圖2—1)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，散熱良好，用時(shí)能保證分離徹底、接合平順。因此，廣泛用與各級(jí)轎車(chē)及微、輕、中型客車(chē)與貨車(chē)上，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩不大于1000 N.m的大型客車(chē)和貨車(chē)上也有所推廣。
雙片離合器(圖2—2)與單片離合器相比， 圖2-1 單片離合器
由于摩擦面數(shù)增加一倍，因而傳遞轉(zhuǎn)矩的能
力較大；在傳遞相同轉(zhuǎn)矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小，另外接合較為平順但中間壓盤(pán)通風(fēng)散熱不良，兩片起步負(fù)載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。設(shè)計(jì)時(shí)在結(jié)構(gòu)上必須采取相應(yīng)的措施。這種結(jié)構(gòu)一般用在傳遞轉(zhuǎn)矩較大且徑向尺寸受到限制的場(chǎng)合。
多片離合器多為濕式，它有分離不徹底、軸向尺寸和質(zhì)量大等缺點(diǎn)，以往主要用于行星齒輪變速器換擋機(jī)構(gòu)中。但它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小、使用壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)，主要應(yīng)用于重型牽引車(chē)和自卸車(chē)上。
本次設(shè)計(jì)為重型載貨汽車(chē)離合器的設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)為：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩 T=1086 N.m，其大于1000 N.m，故選用雙片磨擦離合器作為本次設(shè)計(jì)對(duì)象。它由從動(dòng)盤(pán)、壓盤(pán)驅(qū)動(dòng)裝置、壓緊彈簧、離合器蓋、分離杠桿、分離軸承等構(gòu)成。
圖2-2 雙片離合器
2.2壓緊彈簧和布置形式的選擇
周置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧(圖2—1)，其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造容易，因此應(yīng)用較為廣泛。此結(jié)構(gòu)中彈簧壓力直接作用于壓盤(pán)上。為了保證摩擦片上壓力均勻，壓緊彈簧的數(shù)目不應(yīng)太少，要隨摩擦片直徑的增大而增多，而且應(yīng)當(dāng)是分離杠桿的倍數(shù)。在某些重型汽車(chē)上，由于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩較大，所需壓緊彈簧數(shù)目較多，可將壓緊彈簧布置在兩個(gè)同心圓周上。壓緊彈簧直接與壓盤(pán)接觸，易受熱退火，且當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速很高時(shí)，周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力隨之降低。此外，彈簧靠到它的定位面上，造成接觸部位嚴(yán)重磨損，甚至?xí)霈F(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。
中央彈簧離合器采用一至兩個(gè)圓柱螺旋彈簧或用一個(gè)圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，此結(jié)構(gòu)軸向尺寸較大。由于可選較大的杠桿比，因此可得到足夠的壓緊力，且有利于減小踏板力，使操縱輕便。此外，壓緊彈簧不與壓盤(pán)直接接觸，不會(huì)使彈簧受熱退火，通過(guò)調(diào)整墊片或螺紋容易實(shí)現(xiàn)對(duì)壓緊力的調(diào)整。這種結(jié)構(gòu)多用于重型汽車(chē)上。
斜置彈簧離合器的彈簧壓力斜向作用在傳力盤(pán)上，并通過(guò)壓桿作用在壓盤(pán)上。這種結(jié)構(gòu)的顯著優(yōu)點(diǎn)是在摩擦片磨損或分離離合器時(shí)，壓盤(pán)所受的壓緊力幾乎保持不變。與上述兩種離合器相比，具有工作性能穩(wěn)定、踏板力較小的突出優(yōu)點(diǎn)。此結(jié)構(gòu)在重型汽車(chē)上已有采用。
膜片彈簧離合器(圖4－4)中的膜片彈簧是一種具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指組成，它與其它形式的離合器相比具有如下一系列優(yōu)點(diǎn)：
1)膜片彈簧具有較理想的非線(xiàn)性特性如圖2—12所示，彈簧壓力在摩擦片允許磨損范圍內(nèi)基本不變(從安裝時(shí)工作點(diǎn)B變化到A點(diǎn))，因而離合器工作中能保持傳遞的轉(zhuǎn)矩大致不變；對(duì)于圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降(從月點(diǎn)變化到A，點(diǎn))。離合器分離時(shí)，彈簧壓力有所下降 (從B點(diǎn)變化到C點(diǎn))，從而降低了踏板力；對(duì)于圓柱螺旋彈簧，壓力則大大增加(從月點(diǎn)變化到C，點(diǎn))。
2)膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目
少，質(zhì)量小。
3)高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力則明顯下降。
4)由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤(pán)接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提
高使用壽命。
5)易于實(shí)現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長(zhǎng)。
6)平衡性好。
7)有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。
．
圖2-3 膜片彈簧離合器 圖2-4 拉式膜片彈簧離合器
但膜片彈簧的制造工藝較復(fù)雜，對(duì)材質(zhì)和尺寸精度要求高，其非線(xiàn)性特性在生產(chǎn)中不易控制，開(kāi)口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來(lái)，由于材料性能的提高，制造工藝和設(shè)計(jì)方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，膜片彈簧離合器不僅在轎車(chē)上被大量采用，而且在輕、中、重型貨車(chē)以及客車(chē)上也被廣泛采用。
拉式膜片彈簧離合器(圖2—4)中，其膜片彈簧的安裝方向與推式相反。在接合時(shí)，膜片彈簧的大端支承在離合器蓋上，而以中部壓緊在壓盤(pán)上。將分離軸承向外拉離飛輪，即可實(shí)現(xiàn)分離。與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有如下優(yōu)點(diǎn)：
1)由于取消了中間支承各零件，并只用一個(gè)或不用支承環(huán)，使其結(jié)構(gòu)更簡(jiǎn)單、緊湊，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更小。
2)由于拉式膜片彈簧是以中部與壓盤(pán)相壓，因此在同樣壓盤(pán)尺寸條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，從而提高了壓緊力與傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，而并不增大踏板力；或在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)，可采用尺寸較小的結(jié)構(gòu)。
3)在接合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，故分離效率更高。
4)拉式的杠桿比大于推式杠桿比，且中間支承少，減少了摩擦損失，傳動(dòng)效率較高，使踏板操縱更輕便。拉式踏板力比推式一般約可減少25％～30％。
5)拉式無(wú)論在接合狀態(tài)或分離狀態(tài)，膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環(huán)磨損后不會(huì)產(chǎn)生沖擊和噪聲。
6)使用壽命更長(zhǎng)。
但是，拉式膜片彈簧的分離指是與分離軸承套筒總成嵌裝在一起的，需專(zhuān)門(mén)的分離軸承(參見(jiàn)圖2—19)，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，安裝和拆卸較困難，且分離行程略比推式大些。由于拉式膜片彈簧離合器綜合性能優(yōu)越，它已在一些汽車(chē)中得以應(yīng)用。
2.3 膜片彈簧支承形式
推式膜片彈簧支承結(jié)構(gòu)按支承環(huán)數(shù)目不同分為三種。圖2—5為雙支承環(huán)形式，其中圖2—5a用臺(tái)肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個(gè)支承 圖2-4 拉式膜片彈簧離合器環(huán)與離合器蓋定位鉚合在一起，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，是早已采用的傳統(tǒng)形式；圖2—5b在鉚釘上裝硬化襯套和剛性擋環(huán)，可提高耐磨性和使用壽命，但結(jié)構(gòu)較復(fù)雜；圖2—5c取消了鉚釘，在離合器蓋內(nèi)邊緣上伸出許多舌片，將膜片彈簧、兩個(gè)支承環(huán)與離合器蓋彎合在一起，使結(jié)構(gòu)緊湊、簡(jiǎn)化、耐久性良好，因此其應(yīng)用日益廣泛。
圖2-5 推式膜片彈簧雙支承環(huán)形式 圖2-6 推式膜片彈簧單支承環(huán)形式
圖2—6為單支承環(huán)形式。在沖壓離合器蓋上沖出一個(gè)環(huán)形凸臺(tái)來(lái)代替后支承環(huán)(圖2—6a)使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化，或在鉚釘前側(cè)以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)(圖2—6b)，以消除膜片彈簧與支承環(huán)之間的軸向間隙。
圖2—7為無(wú)支承環(huán)形式，利用斜頭鉚釘?shù)念^部與沖壓離合器蓋上沖出的環(huán)形凸臺(tái)將膜片彈簧鉚合在一起而取消前、后支承環(huán)(圖2—7a)；或在鉚釘前側(cè)以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)，離合器蓋上環(huán)形凸臺(tái)代替后支承環(huán)(圖2—7b)，使結(jié)構(gòu)更簡(jiǎn)化；或取消鉚釘，離合器蓋內(nèi)邊緣處伸出的許多舌片將膜片彈簧與彈性擋環(huán)和離合器蓋上的環(huán)形凸臺(tái)彎合在一起(圖2—7c)，結(jié)構(gòu)最為簡(jiǎn)單。
圖2—8為拉式膜片彈簧支承結(jié)構(gòu)形式，其中圖2—8a為無(wú)支承環(huán)形式，將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋沖出的環(huán)形凸臺(tái)上；圖2—8b為單支承環(huán)形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環(huán)上。這兩種支承形式常用于轎車(chē)和貨車(chē)上。
圖2-7 推式膜片彈簧無(wú)支承環(huán)形式 圖2-8 拉式膜片彈簧支承形式
由于膜片彈簧結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量小，廣泛用于中、重型貨車(chē)上，固本次設(shè)計(jì)采用膜片彈簧的布置形式。
2.4 壓盤(pán)的驅(qū)動(dòng)方式
壓盤(pán)的驅(qū)動(dòng)方式主要有凸塊一窗孔式、銷(xiāo)釘式、鍵塊式和傳動(dòng)片式多種。前三種的共同缺點(diǎn)是在聯(lián)接件之間都有間隙，在驅(qū)動(dòng)中將產(chǎn)生沖擊和噪聲，而且在零件相對(duì)滑動(dòng)中有摩擦和磨損，降低了離合器傳動(dòng)效率。傳動(dòng)片式是近年來(lái)廣泛采用的結(jié)構(gòu)，沿周向布置的三組或四組鋼帶傳動(dòng)片兩端分別與離合器蓋和壓盤(pán)以鉚釘或螺栓聯(lián)接(圖2—2)，傳動(dòng)片的彈性允許其作軸向移動(dòng)。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)時(shí)，鋼帶受拉；當(dāng)拖動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)時(shí)，鋼帶受壓。此結(jié)構(gòu)中壓盤(pán)與飛輪對(duì)中性能好，使用平衡性好，使用可靠，壽命長(zhǎng)。但反向承載能力差，汽車(chē)反拖時(shí)易折斷傳動(dòng)片，故對(duì)材料要求較高，一般采用高碳鋼。
使用彈性傳動(dòng)片的方式不僅消除了前三種的缺點(diǎn)，而且簡(jiǎn)化了結(jié)構(gòu)，降低了對(duì)裝配精度的要求且有利于壓盤(pán)的定中，固選用彈性傳動(dòng)片式驅(qū)動(dòng)壓盤(pán)。
三、離合器主要參數(shù)的選擇
摩擦離合器是靠摩擦表面間的摩擦力矩來(lái)傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩的。離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為
（3-1）
式中，為靜摩擦力矩；為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計(jì)算時(shí)一般取0．25—0．30；F為壓盤(pán)施加在摩擦面上的工作壓力；為摩擦片的平均摩擦半徑；Z為摩擦面數(shù)，是從動(dòng)盤(pán)數(shù)的兩倍；為離合器的后備系數(shù)；為發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩。
假設(shè)摩擦片上工作壓力均勻，則有
（3-2）
式中，為摩擦面單位壓力，A為一個(gè)摩擦面的面積；D為摩擦片外徑，D=2R；d為摩擦片內(nèi)徑，d=2r。
摩擦片的平均摩擦半徑R，根據(jù)壓力均勻的假設(shè)，可表示為
（3-3）
當(dāng)d／D≥0．6時(shí)，可相當(dāng)準(zhǔn)確地由下式計(jì)算
將式(3—2)與式(3—3)代人式(3—1)得
(3-4)
式中，C為摩擦片內(nèi)外徑之比，C=d／D，一般在0．55～0．65之間。
為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，即
(3-5)
式中，為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；β為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩之比，β必須大于1。
離合器的基本參數(shù)主要有性能參數(shù)β和，尺寸參數(shù)D和d及摩擦片厚度b。
3.1 后備系數(shù)β
后備系數(shù)β是離合器設(shè)計(jì)時(shí)用到的一個(gè)重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇夕時(shí)，應(yīng)考慮以下幾點(diǎn)：
1)摩擦片在使用中磨損后，離合器還應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。
2)要防止離合器滑磨過(guò)大。
3)要能防止傳動(dòng)系過(guò)載。
顯然，為可靠傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨過(guò)大，β不宜選取太??；為使離合器尺寸不致過(guò)大，減少傳動(dòng)系過(guò)載，保證操縱輕便，β又不宜選取太大；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率較大、使用條件較好時(shí)，β可選取小些；當(dāng)使用條件惡劣，需要拖帶掛車(chē)時(shí)，為提高起步能力、減少離合器滑磨，β應(yīng)選取大些；貨車(chē)總質(zhì)量越大，β也應(yīng)選得越大；采用柴油機(jī)時(shí)，由于工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取的β值應(yīng)比汽油機(jī)大些；發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動(dòng)越小，β可選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的β值應(yīng)大于單片離合器。
各類(lèi)汽車(chē)口值的取值范圍通常為：
轎車(chē)和微型、輕型貨車(chē) β=1．30～1．75
中型和重型貨車(chē) β=1．60～2．25
越野車(chē)、帶拖掛的重型汽車(chē)和牽引汽車(chē) β=2.0～3.5
本次設(shè)計(jì)為中型貨車(chē)離合器，工作條件較惡劣，貨車(chē)質(zhì)量較大，采用汽油發(fā)動(dòng)機(jī)，采用周置的螺旋彈簧離合器。綜合以上因數(shù)，選取后備系數(shù)β的值為2.0。
3.2 單位壓力
單位壓力對(duì)離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時(shí)應(yīng)考慮離合器的工作條件，發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。離合器使用頻
繁，發(fā)動(dòng)機(jī)后備系數(shù)較小時(shí)，加應(yīng)取小些；當(dāng)摩擦片外徑較大時(shí)，為了降低摩擦片外緣處
的熱負(fù)荷，應(yīng)取小些；后備系數(shù)較大時(shí)，可適當(dāng)增大。
當(dāng)摩擦片采用不同材料時(shí)，按下列范圍選?。?
石棉基材料 =0．10～0．35MPa
粉末冶金材料 =0．35～0．60MPa
金屬陶瓷材料 =0．70～1．50MPa
本次設(shè)計(jì)選用石棉基材料作為摩擦片，發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率P=157 KW。綜合以上因數(shù)，選取單位壓力的值為0.20MPa。
3.3 摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b
當(dāng)離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩已知，結(jié)合式(3-1)和式(3-5)，適當(dāng)選取后備系數(shù)β和單位壓力，即可估算出摩擦片尺寸。
摩擦片外徑D(mm)也可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 (N·m)按如下經(jīng)驗(yàn)公式選用
(3-6)
式中，為直徑系數(shù)，轎車(chē)： =14．5；輕、中型貨車(chē)：?jiǎn)纹?16．0～18．5，雙片=13．5～15．0；重型貨車(chē)： =22．5～24．0。
在同樣外徑D時(shí)，選用較小的內(nèi)徑d雖可增大摩擦面積，提高傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，但會(huì)使摩擦面上的壓力分布不均勻，使內(nèi)外緣圓周的相對(duì)滑磨速度差別太大而造成摩擦面磨損不均勻，且不利于散熱和扭轉(zhuǎn)減振器的安裝。摩擦片尺寸應(yīng)符合尺寸系列標(biāo)準(zhǔn)JB5764—86《汽車(chē)用離合器面片》，所選的D應(yīng)使摩擦片最大圓周速度不超過(guò)65～70m／s，以免摩擦片發(fā)生飛離。
由（3-6）式和的范圍=16．0～18．5得，
16.0×1086≤D≤18.5×1086
D?420，選用D=410mm。取C=0.589，則d的值為
d=D*c=410*0.589=240mm
確定了D、d后，可以計(jì)算摩擦片的單面面積A，得
A==
由D、可以確定摩擦片的最大圓周速度為，
的值小于50，固以上選用的值符合要求。
由A、可以確定壓盤(pán)施加在摩擦面上的工作壓力F,得
N
摩擦片的厚度主要有3．2mm、3．5mm和4．0mm三種。由摩擦片的內(nèi)外徑查表得，摩擦片的厚度為h=3.5mm。
四、 離合器的設(shè)計(jì)與計(jì)算
一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化
設(shè)計(jì)離合器要確定離合器的性能參數(shù)和尺寸參數(shù)，這些參數(shù)的變化影響離合器的結(jié)構(gòu)尺寸和工作性能。
1．設(shè)計(jì)變量
后備系數(shù)夕可由式(3-1)和式(3-5)確定，可以看出β取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。
單位壓力β?？捎墒?2—2)確定，也取決于F和D及d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)變量選為
2．目標(biāo)函數(shù)
離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)追求的目標(biāo)是在保證離合器性能要求條件下，使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標(biāo)函數(shù)為
3．約束條件
1)摩擦片的外徑D(mm)的選取應(yīng)使最大圓周速度不超過(guò)65—70m／s，即
(3-7)
式中，為摩擦片最大圓周速度(m／s)；為發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速(r／min)。
2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0．55～0．65范圍內(nèi)，即
0．55≤c≤0．65
3)為保證離合器可靠傳遞轉(zhuǎn)矩，并防止傳動(dòng)系過(guò)載，不同車(chē)型的β值應(yīng)在一定范圍
內(nèi)，最大范圍β為1．2～4．0，即
1．2≤β≤4．0
4)為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約
50mm(圖2—15)，即
d>2Ro+50
5)為反映離合器傳遞轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過(guò)載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，即
（3-8）
式中，為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩(N·m／)；為其允許值(N·m／)，按表4—1選取。
表2—1 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 (N·m／)
離合器規(guī)格D／mm
<210
>210--250
>250—325
>325
X10—9
0．28
0．30
0．35
0．40
6)為降低離合器滑磨時(shí)的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，單位壓力p。對(duì)于不同車(chē)型，根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，最大范圍為0．10—1．50MPa，即
0．10MPa≤≤1．50MPa
7)為了減少汽車(chē)起步過(guò)程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過(guò)高而發(fā)生燒傷，每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值，即
(3-9)
式中，ω為單位摩擦面積滑磨功(J／mm2)； [ω]為其許用值(J／mm2)，對(duì)于轎車(chē)：[ω] =0．40J／mm2，對(duì)于輕型貨車(chē)： [ω] =0．33J／mm2，對(duì)于重型貨車(chē)： [ω] =0．25J／mm2; W為汽車(chē)起步時(shí)離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J)，可根據(jù)下式計(jì)算
(3-10)
式中，ma為汽車(chē)總質(zhì)量(kg)；為輪胎滾動(dòng)半徑(m)；為起步時(shí)所用變速器擋位的傳動(dòng)比；i0為主減速器傳動(dòng)比；為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(r／min)，計(jì)算時(shí)轎車(chē)取2000r／min，貨車(chē)取
1500r／min。
4.優(yōu)化計(jì)算與檢練
通過(guò)前面主要參數(shù)的確定和優(yōu)化計(jì)算得,F=8040N,D=280mm,d=165mm.檢練以上約束條件得,
1. <65m/S 2. 0.55
h／2時(shí)，A點(diǎn)的切向拉應(yīng)力最大；當(dāng)(—／2) 時(shí)，F(xiàn)l= f(λ1)有一極大值和一極小值；當(dāng)H／h=2時(shí)，F(xiàn)l= f(λ1)的極小值落在橫坐標(biāo)上。為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車(chē)離合器用膜片彈簧的H／h一般為1．6—2．2，板厚丸為2～4mm。
2．比值R／r和R、r的選擇
研究表明，R／r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧剛度越大，彈性特性曲線(xiàn)受直徑誤差影響越大，且應(yīng)力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R／r一般為1．20—1．35。為使摩擦片上壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應(yīng)取為大于或等于摩擦片的平均半徑RC，拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于Rc。而且，對(duì)于同樣的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式大。
3．α的選擇
膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角。與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切，α=arctanH／(R—r) ≈H／(R—r)，一般在9O～15O范圍內(nèi)。
4．膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇
膜片彈簧的彈性特性曲線(xiàn)，如圖2—12所示。該曲線(xiàn)的拐點(diǎn)H對(duì)應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且
λ1H=(λ1M+λ1N)／2。新離合器在接合狀態(tài)時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)B一般取在凸點(diǎn)M和拐點(diǎn)H之間，且靠近或在H點(diǎn)處，一般λ1B=(0．8～1．0)且λlH，以保證摩擦片在最大磨損限度△入范圍內(nèi)壓緊力從F1B到F1A變化不大。當(dāng)分離時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點(diǎn)心盡量靠
近N點(diǎn)。 4－4 膜片彈簧的彈性特性曲線(xiàn)
5．n的選取
分離指數(shù)目n常取為18，大尺寸膜片彈簧有些取24，小尺寸膜片彈簧有些取12。
五、膜片彈簧材料及制造工藝
國(guó)內(nèi)膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質(zhì)量等要求，需進(jìn)行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對(duì)膜片彈簧進(jìn)行強(qiáng)壓處理，即沿其分離狀態(tài)的工作方向，超過(guò)徹底分離點(diǎn)后繼續(xù)施加過(guò)量的位移，使其過(guò)分離3～8次，并使其高應(yīng)力區(qū)發(fā)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應(yīng)力。一般來(lái)說(shuō)，經(jīng)強(qiáng)壓處理后，在同樣的工作條件下，可提高膜片彈簧的疲勞壽命5％～30％。另外，對(duì)膜片彈簧的凹面或雙面進(jìn)行噴丸處理，即以高速?gòu)椡枇鲊娚涞侥て瑥椈杀砻?，使表層產(chǎn)生塑性變形，形成一定厚度的表面強(qiáng)化層，起到冷作硬化的作用，同樣也
可提高疲勞壽命。
為提高分離指的耐磨性，可對(duì)其端部進(jìn)行高頻感應(yīng)加熱淬火或鍍鉻。為了防止膜片彈簧與壓盤(pán)接觸圓形處由于拉應(yīng)力的作用產(chǎn)生裂紋，可對(duì)該處進(jìn)行擠壓處理，以消除應(yīng)力源。
膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為45～50HRC，分離指端硬度為55～62HRC，在同一片上同一范圍內(nèi)的硬度差不大于3個(gè)單位。碟簧部分應(yīng)為均勻的回火托氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一般不得超過(guò)厚度的3％。膜片彈簧的內(nèi)外半徑公差一般為H1l和h11，厚度公差為±0．025mm，初始底錐角公差為±10度。上、下表面的表面粗糙度為1．6μm，底面的平面度一般要求小于0．1mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時(shí)，其分離指端的相互高度差一般要求小于0．8—1．0mm。
六、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)
膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)就是通過(guò)確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其載荷變形特性滿(mǎn)足離合器
的使用性能要求，而且彈簧強(qiáng)度也滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，以達(dá)到最佳的綜合效果。
1．目標(biāo)函數(shù)
目前，國(guó)內(nèi)關(guān)于膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)主要有以下幾種：
1)彈簧工作時(shí)的最大應(yīng)力為最小。
2)從動(dòng)盤(pán)摩擦片磨損前后彈簧壓緊力之差的絕對(duì)值為最小。
3)在分離行程中，駕駛員作用在分離軸承裝置上的分離操縱力平均值為最小。
4)在摩擦片磨損極限范圍內(nèi)，彈簧壓緊力變化的絕對(duì)值的平均值為最小。
5)選3)和4)兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)為雙目標(biāo)。
為了既保證離合器使用過(guò)程中傳遞轉(zhuǎn)矩的穩(wěn)定性，又不致嚴(yán)重過(guò)載，且能保證操縱省力，選取5)作為目標(biāo)函數(shù)，通過(guò)兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)分配不同權(quán)重來(lái)協(xié)調(diào)它們之間的矛盾，并用轉(zhuǎn)換函數(shù)將兩個(gè)目標(biāo)合成一個(gè)目標(biāo)，構(gòu)成統(tǒng)一的總目標(biāo)函數(shù)
（2-21）
式中，l和2分別為兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)和的加權(quán)因子，視設(shè)計(jì)要求選定。
2．設(shè)計(jì)變量
從膜片彈簧載荷變形特性公式(2—11)可以看出，應(yīng)選取H、h、R、r、Rl、r1這六個(gè)尺寸參數(shù)以及在接合工作點(diǎn)相應(yīng)于彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量λ1B(圖2—12)為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量，即
(2-22)
3．約束條件
1)應(yīng)保證所設(shè)計(jì)的彈簧工作壓緊力F1B與要求壓緊力Fy相等，即
F1B=Fy
2)為了保證各工作點(diǎn)A、月、C有較合適的位置(A點(diǎn)在凸點(diǎn)M左邊，B點(diǎn)在拐點(diǎn)H
附近，C點(diǎn)在凹點(diǎn)N附近，如圖2—12所示)，應(yīng)正確選擇λ1B相對(duì)于拐點(diǎn)λ1H的位置，一般λ1B／λ1H：0．8～1．0，即
(2-23)
3)為了保證摩擦片磨損后離合器仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，并考慮到摩擦因數(shù)的下降，摩
擦片磨損后彈簧工作壓緊力F1A應(yīng)大于或等于新摩擦片時(shí)的壓緊力FIB，即
F1A≥FIB
4)為了滿(mǎn)足離合器使用性能的要求，彈簧的H／h與初始底錐角α≈H／(R—r)應(yīng)在
一定范圍內(nèi)，即
1．6≤H／h≤2．2
9o≤α≈H／(R—r)≤15o
5)彈簧各部分有關(guān)尺寸比值應(yīng)符合一定的范圍，即
(2-24)
式中，為膜片彈簧小端內(nèi)半徑，如圖2—13所示。
6)為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜
片彈簧的壓盤(pán)加載點(diǎn)半徑R1(或拉式膜片彈簧的壓盤(pán)加載點(diǎn)半徑r1)應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即
推式：(D十d)／4≤R1≤D／2
拉式：(D十d)／4≤r1≤D／2
7)根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求，R1與R、r1與r、與r0之差應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即
1≤R—R1≤7
。 0≤r1—r≤6
0≤—≤4
8)膜片彈簧的分離指起分離杠桿作用，因此其杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即
推式：2．3≤≤4．5
拉式：3．5≤≤9．0 圖4－5 膜片彈簧的尺寸簡(jiǎn)圖
9)為了保證避免彈力衰減要求，彈簧在工作過(guò)程中 a)推式 b)拉式 c)俯視圖
B點(diǎn)的最大壓應(yīng)力。應(yīng)不超過(guò)其許用值，即
10)為了保證疲勞強(qiáng)度要求，彈簧在工作過(guò)程中A`點(diǎn)(或A點(diǎn))的最大拉應(yīng)力 (或)應(yīng)不超過(guò)其相應(yīng)許用值，即
≤[] 或≤[]
11)由于彈簧在制造過(guò)程中，其主要尺寸參數(shù)H、h、R和r都存在加工誤差，對(duì)彈簧的壓緊力有一定的影響。因此，為了保證在加工精度范圍內(nèi)彈簧的工作性能，必須使由制造誤差引起的彈簧壓緊力的相對(duì)偏差不超過(guò)某一范圍，即
(2-25)
式中，△FH、△Fh、△FR、△Fr分別為由于H、h、R、r的制造誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。
12)在離合器裝配誤差范圍內(nèi)引起的彈簧壓緊力的相對(duì)偏差也不得超過(guò)某一范圍，即
(2-26)
式中，為離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。
五、 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)計(jì)算
扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動(dòng)系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開(kāi)由發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩主諧量激勵(lì)引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動(dòng)能量。所以，扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能：
1)降低發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸與傳，動(dòng)系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動(dòng)系扭振固有頻率。
2)增加傳動(dòng)系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振。
3)控制動(dòng)力傳動(dòng)系總成怠速時(shí)離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振與噪聲。
4)緩和非穩(wěn)定工況下傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。扭轉(zhuǎn)減振器具有線(xiàn)性和非線(xiàn)性特性?xún)煞N。單級(jí)線(xiàn)性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如圖6-1所示，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應(yīng)用于汽油機(jī)汽車(chē)中。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)為柴油機(jī)時(shí)，由于怠速時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪齒間的敲擊，從而產(chǎn)生令人厭煩的變速器怠速噪聲。
在扭轉(zhuǎn)減振器中另設(shè)置一組剛度較小的彈簧，使 圖 5-1 單級(jí)線(xiàn)性減速器的
其在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下起作用，以消除變速器怠速噪 扭轉(zhuǎn)特性
聲，此時(shí)可得到兩級(jí)非線(xiàn)性特性，第一級(jí)的剛度很小，稱(chēng)為怠速級(jí)，第二級(jí)的剛
度較大。目前，在柴油機(jī)汽車(chē)中廣泛采用具有怠速級(jí)的兩級(jí)或三級(jí)非線(xiàn)性扭轉(zhuǎn)減振器。
在扭轉(zhuǎn)減振器中，也有采用橡膠代替螺旋彈簧作為彈性元件，以液體阻尼器代替干摩擦阻尼的新結(jié)構(gòu)。
減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩是兩個(gè)主要參數(shù)。其設(shè)計(jì)參數(shù)還包括極限
轉(zhuǎn)矩、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩和極限轉(zhuǎn)角等。 圖5-2 減速器尺寸簡(jiǎn)圖
1． 極限轉(zhuǎn)矩
極限轉(zhuǎn)矩為減振器在消除限位銷(xiāo)與從動(dòng)盤(pán)轂缺口之間的間隙△1(圖5—2)時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷(xiāo)起作用時(shí)的轉(zhuǎn)矩。它與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取
(2—27)
式中，貨車(chē)：系數(shù)取1．5，轎車(chē)：系數(shù)取2．0。
本次設(shè)計(jì)為貨車(chē)的離合器設(shè)計(jì),固上述系數(shù)選取1.5,則
N.m
2． 扭轉(zhuǎn)剛度是
為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)常用工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。
決定于減振彈簧的線(xiàn)剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸(圖5—2)。
設(shè)減振彈簧分布在半徑為Ro的圓周上，當(dāng)從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤(pán)轂轉(zhuǎn)過(guò)弧度時(shí)，彈簧相應(yīng)變形量為Ro。此時(shí)所需加在從動(dòng)片上的轉(zhuǎn)矩為
（2-28）
式中，T為使從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤(pán)轂轉(zhuǎn)過(guò)弧度所需加的轉(zhuǎn)矩(N·m)；K為每個(gè)減振彈簧的線(xiàn)剛度(N／mm)；Zj為減振彈簧個(gè)數(shù)；Ro為減振彈簧位置半徑(m)。
根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義，則
(2-29)
式中，為減振器扭轉(zhuǎn)剛度(N·m／r)。
設(shè)計(jì)時(shí)可按經(jīng)驗(yàn)來(lái)初選是
≤13 （2-30）
由13=13*367.5=4777.5 N·m／r,選用=4500 N·m／r
3．阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩
由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度是，受結(jié)構(gòu)及發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩一般可按下式初選
（2-31）
本次設(shè)計(jì)為貨車(chē)的離合器設(shè)計(jì),固上述系數(shù)選取0.1,則
=1.0*=0.1*245=24.5 N.m
4．預(yù)緊轉(zhuǎn)矩
減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動(dòng)，這是有利的。但是不應(yīng)大于，否則在反向工作時(shí)，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故取
（2-32）
本次設(shè)計(jì)為貨車(chē)的離合器設(shè)計(jì),固上述系數(shù)選取0.1,則
=0.1*=0.1*245=24.5 N.m
5．減振彈簧的位置半徑Ro
Ro的尺寸應(yīng)盡可能大些，如圖2—15所示，一般取
（2-33）
由于前面求得d=165mm，選上式中的系數(shù)為0.65，則的值為
=0.65*=53.625mm
6．減振彈簧個(gè)數(shù)
參照表2—2選取。
表5-1 減振彈簧個(gè)數(shù)的選取
摩擦片外徑D／mm
225-250
250--325
325--350
>350
車(chē)
4-6
6--8
8～10
>10
摩擦片的外徑為280mm，所以選取減震彈簧的個(gè)數(shù)為7個(gè)。
7．減振彈簧總壓力
當(dāng)限位銷(xiāo)與從動(dòng)盤(pán)轂之間的間隙△1或△2被消除，減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值時(shí)，減振彈簧受到的壓力為
=367.5/53.625 = 6.85 （2-34）
8．極限轉(zhuǎn)角針
減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時(shí)，從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤(pán)轂的極限轉(zhuǎn)角為
（2-35）
式中，△L為減振彈簧的工作變形量。
通常取3O～12O，對(duì)平順性要求高或?qū)ぷ鞑痪鶆虻陌l(fā)動(dòng)機(jī)，取上限。
目前通用的從動(dòng)盤(pán)減振器在特性上存在如下局限性：
1）它不能使發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率降低到怠速轉(zhuǎn)速以下，因此不能避免怠速轉(zhuǎn)速時(shí)的共振。研究表明，發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器振動(dòng)系統(tǒng)固有頻率一般為40～70Hz，相當(dāng)于四缸發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1200～2100r／min，或六缸發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速800～1400r／min，一般均高于怠速轉(zhuǎn)速。
2)它在發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)用轉(zhuǎn)速1000—2000r／rain范圍內(nèi)，難以通過(guò)降低減振彈簧剛度得到更大的減振效果。因?yàn)樵趶膭?dòng)盤(pán)結(jié)構(gòu)中，減振彈簧位置半徑較小，其轉(zhuǎn)角又受到限制，如降低減振彈簧剛度，就會(huì)增大轉(zhuǎn)角并難于確保允許傳遞轉(zhuǎn)矩的能力。
近年來(lái)出現(xiàn)了一種稱(chēng)為雙質(zhì)量飛輪的減振器(圖5-3)。它主要由第一飛輪1、第二飛輪2與扭轉(zhuǎn)減振器11組成。第一飛輪1與聯(lián)結(jié)盤(pán)9以螺釘10緊固在曲軸凸緣8上，并以滾針軸承7和球軸承5支承在與離合器蓋總成3緊固的同軸 圖5-3 雙質(zhì)量－飛輪減振器
線(xiàn)的第二飛輪2的短軸6上。在從 1、第一飛輪 2、第二飛輪 3、離合器蓋總成
動(dòng)盤(pán)4中沒(méi)有減振器。雙質(zhì)量飛 4、從動(dòng)盤(pán) 5、球軸承 6、短軸
輪減振器具有以下優(yōu)點(diǎn)： 7、滾針軸承 8、曲軸凸緣 9、聯(lián)結(jié)盤(pán)
1)可以降低發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器振動(dòng)系 10、螺釘 11、扭轉(zhuǎn)減振器
統(tǒng)的固有頻率，以避免在怠速轉(zhuǎn)速時(shí)的
共振。
2)增大減振彈簧的位置半徑，降低減振彈簧剛度K，并允許增大轉(zhuǎn)角。
3)由于雙質(zhì)量飛輪減振器的減振效果較好，在變速器中可采用粘度較低的齒輪油而不致產(chǎn)生齒輪沖擊噪聲，并可改善冬季的換擋過(guò)程。而且由于從動(dòng)盤(pán)沒(méi)有減振器，可以減小從動(dòng)盤(pán)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，這也有利于換擋。
但是它也存在一定的缺點(diǎn)，如由于減振彈簧位置半徑較大，高速時(shí)受到較大離心力的作用，使減振彈簧中段橫向翹曲而鼓出，與彈簧座接觸產(chǎn)生摩擦，使彈簧磨損嚴(yán)重，甚至引起早期損壞。
雙質(zhì)量飛輪減振器主要適用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的轉(zhuǎn)矩變化大的柴車(chē)中。
六、離合器的操縱機(jī)構(gòu)
1．對(duì)操縱機(jī)構(gòu)的要求
1)踏板力要小，轎車(chē)一般在80～150N范圍內(nèi)，貨車(chē)不大于150～200N。
2)踏板行程對(duì)轎車(chē)一般在80—150mm范圍內(nèi)，對(duì)貨車(chē)最大不超過(guò)180mm。
3)踏板行程應(yīng)能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復(fù)原。
4)應(yīng)有對(duì)踏板行程進(jìn)行限位的裝置，以防止操縱機(jī)構(gòu)因受力過(guò)大而損壞。
5)應(yīng)具有足夠的剛度。
6)傳動(dòng)效率要高。
7)發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)及車(chē)架和駕駛室的變形不會(huì)影響其正常工作。
2．操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇
常用的離合器操縱機(jī)構(gòu)主要有機(jī)械式、液壓式等。
機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)有桿系和繩索兩種形式。桿系傳動(dòng)機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠，廣泛應(yīng)用于各種汽車(chē)中。但其質(zhì)量大，機(jī)械效率低，車(chē)架和駕駛室的變形會(huì)影響其正常工作，在遠(yuǎn)距離操縱時(shí)布置較困難。繩索傳動(dòng)機(jī)構(gòu)可克服上述缺點(diǎn)，且可采用適宜駕駛員操縱的吊掛式踏板結(jié)構(gòu)。但其壽命較短，機(jī)械效率仍不高。此形式多用于輕型轎車(chē)中。
液壓式操縱機(jī)構(gòu)主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動(dòng)效率高、質(zhì)量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、駕駛室和車(chē)架變形不會(huì)影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點(diǎn)。此形式廣泛應(yīng)用于各種形式的汽車(chē)中。
3．離合器操縱機(jī)構(gòu)的主要計(jì)算液壓式操縱機(jī)構(gòu)示意，如圖6—1所示。
踏板行程S由自由行程Sl和工作行程S2兩部分組成：
圖6-1 液壓式操縱機(jī)構(gòu)示意圖
（2-36）
式中，為分離軸承自由行程，一般為1．5～3．0mm，反映到踏板上的自由行程一般為20—30mm；dl、d2分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦面面數(shù)；為離合器分離時(shí)對(duì)偶摩擦面間的間隙，單片：=0．85～1．30mm，雙片：=0．75—0．90mm。a1、a2、、b2、c1、c2為杠桿尺寸(圖2—17)。
踏板力可按下式計(jì)算
(2-37)
式中，F(xiàn)為離合器分離時(shí)，壓緊彈簧對(duì)壓盤(pán)的總壓力；為操縱機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比，= ;為機(jī)械效率，液壓式：=80％～90％，機(jī)械式： =70％～80％；為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設(shè)計(jì)時(shí)，可忽略之。
工作缸直徑d2的確定與液壓系統(tǒng)所允許的最大油壓有關(guān)?？紤]到橡膠軟管及其管接頭的密封要求，最大允許油壓一般為5—8MPa。
對(duì)于機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)的上述計(jì)算，只需將d1和d2取消即可。
七、離合器的結(jié)構(gòu)元件
1．從動(dòng)盤(pán)總成
從動(dòng)盤(pán)總成主要由摩擦片、從動(dòng)片、減振器和花鍵轂等組成。從動(dòng)盤(pán)對(duì)離合器工作性能影響很大，應(yīng)滿(mǎn)足如下設(shè)計(jì)要求：
1)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)盡量小，以減小變速器換擋時(shí)輪齒間的沖擊。
2)應(yīng)具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，減小磨損。
3)應(yīng)裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動(dòng)系共振，并緩和沖擊。
為了使從動(dòng)盤(pán)具有軸向彈性，常用的方法有：
1)在從動(dòng)盤(pán)上開(kāi)“T”形槽，外緣形成許多扇形，并將扇形部分沖壓成依次向不同方向彎曲的波浪形。兩側(cè)的摩擦片則分別鉚在每相隔一個(gè)的扇形上?！癟”形槽還可以減小由于摩擦發(fā)熱而引起的從動(dòng)片翹曲變形。這種結(jié)構(gòu)主要應(yīng)用在貨車(chē)上。
2)將扇形波形片的左、右凸起段分別與左、右側(cè)摩擦片鉚接。由于波形片比從動(dòng)片薄，故這種結(jié)構(gòu)軸向彈性較好，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量較小，適宜于高速旋轉(zhuǎn)，主要應(yīng)用于轎車(chē)和輕型貨車(chē)。
3)利用階梯形鉚釘桿的細(xì)段將成對(duì)波形片的左片鉚在左側(cè)摩擦片上，并交替地把右片鉚在右側(cè)摩擦片上。這種結(jié)構(gòu)彈性行程大，彈性特性較理想，可使汽車(chē)起步極為平順。它主要應(yīng)用于中、高級(jí)轎車(chē)。
4)將靠近飛輪的左側(cè)摩擦片直接鉚合在從動(dòng)片上，只在靠近壓盤(pán)側(cè)的從動(dòng)片鉚有波形片，右側(cè)摩擦片用鉚釘與波形片鉚合。這種結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量大，但強(qiáng)度較高，傳遞轉(zhuǎn)矩能力大，主要應(yīng)用于貨車(chē)上，尤其是重型貨車(chē)。
離合器摩擦片在性能上應(yīng)滿(mǎn)足如下要求：
1）摩擦因數(shù)較高且較穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對(duì)其影響要小。
2）有足夠的機(jī)械強(qiáng)度與耐磨性。
3）密度要小，以減小從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。
4）熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出的粘合劑少，無(wú)味，不易燒焦。
5)磨合性能好