重型載貨汽車離合器設計和實現(xiàn) 汽車工程專業(yè)

1、PAGE PAGE 31 名 稱 重型載貨汽車離合器設計 一、 概 述 離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成，其主要功用是切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞，以保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。 為了保證離合器具有良好的工作性能，對汽車離合器設計提出如下基本要求： 1)在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備。 2)接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊

2、。 3)分離時要迅速、徹底。 4)離合器從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 5)應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 6)應使傳動系避免扭轉共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力。 7)操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 8)作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中變化要盡可能小，以保 9)應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。 10)結構應簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。 摩擦離合器主要由主動部分(發(fā)動機飛輪、離合器蓋和壓盤等)、從動部

3、分(從動盤)、壓緊機構(壓緊彈簧)和操縱機構(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件等)四部分組成。主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結構，操縱機構是使離合器主、從動部分分離的裝置。 隨著汽車發(fā)動機轉速和功率的不斷提高、汽車電子技術的高速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。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構正逐步地向拉式結構發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和使用壽命，適應高轉速，增加傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。 本次設計的原始數(shù)據(jù)為：1）發(fā)動機的最大功率 P=1500 r/min2）

4、發(fā)動機的最大扭矩 T=1086 N.m3）摩擦片外徑 D420 mm 設計方向：雙盤式摩擦離合器二、離合器的結構方案分析汽車離合器有摩擦式、電磁式和液力式三種類型，其中摩擦式的應用最廣。盤形摩擦離合器，按其從動盤的數(shù)目可分為單片、雙片和多片三類；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 從動盤數(shù)的選擇 對轎車和輕型、微型貨車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大。在布置尺寸允許的條件下，離合器通常只設有一片從動盤。單片離合器(圖21)

5、結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，用時能保證分離徹底、接合平順。因此，廣泛用與各級轎車及微、輕、中型客車與貨車上，在發(fā)動機轉矩不大于1000 N.m的大型客車和貨車上也有所推廣。 雙片離合器(圖22)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，因而傳遞轉矩的能 力較大；在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小，另外接合較為平順但中間壓盤通風散熱不良，兩片起步負載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。設計時在結構上必須采取相應的措施。這種結構一般用在傳遞轉矩較大且徑向尺寸受到限制的場合。 多片離合器多為濕式，它有分離不徹底、軸向尺寸和質量大等缺點，以往主要用于行星齒輪變

6、速器換擋機構中。但它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小、使用壽命長等優(yōu)點，主要應用于重型牽引車和自卸車上。本次設計為重型載貨汽車離合器的設計，設計原始數(shù)據(jù)為：發(fā)動機的最大轉矩 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計對象。它由從動盤、壓盤驅動裝置、壓緊彈簧、離合器蓋、分離杠桿、分離軸承等構成。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21)，其特點是結構簡單、制造容易，因此應用較為廣泛。此結構中彈簧壓力直接作用于壓盤上。為了保證摩擦片上壓力均勻，壓緊彈簧的數(shù)目不應太少，要隨摩擦片直徑的增大而

7、增多，而且應當是分離杠桿的倍數(shù)。在某些重型汽車上，由于發(fā)動機最大轉矩較大，所需壓緊彈簧數(shù)目較多，可將壓緊彈簧布置在兩個同心圓周上。壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發(fā)動機最大轉速很高時，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，造成接觸部位嚴重磨損，甚至會出現(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，此結構軸向尺寸較大。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，壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，不會使彈簧受熱退火，通過調整

8、墊片或螺紋容易實現(xiàn)對壓緊力的調整。這種結構多用于重型汽車上。斜置彈簧離合器的彈簧壓力斜向作用在傳力盤上，并通過壓桿作用在壓盤上。這種結構的顯著優(yōu)點是在摩擦片磨損或分離離合器時，壓盤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。此結構在重型汽車上已有采用。 膜片彈簧離合器(圖44)中的膜片彈簧是一種具有特殊結構的碟形彈簧，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：1)膜片彈簧具有較理想的非線性特性如圖212所示，彈簧壓力在摩擦片允許磨損范圍內(nèi)基本不變(從安裝時工作點B變化到A點)，因而離合器工作中能保持傳遞的轉矩大致不變；對

9、于圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降(從月點變化到A，點)。離合器分離時，彈簧壓力有所下降 (從B點變化到C點)，從而降低了踏板力；對于圓柱螺旋彈簧，壓力則大大增加(從月點變化到C，點)。 2)膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量小。 3)高速旋轉時，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)易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長。 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

10、片彈簧的制造工藝較復雜，對材質和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，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上被大量采用，而且在輕、中、重型貨車以及客車上也被廣泛采用。 拉式膜片彈簧離合器(圖24)中，其膜片彈簧的安裝方向與推式相反。在接合時，膜片彈簧的大端支承在離合器蓋上，而以中部壓緊在壓盤上。將分離軸承向外拉離飛輪，即可實現(xiàn)分離。與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有如下優(yōu)點： 1)由于取消了中間支承各零件，并只用一個或不用支承環(huán)，使其結構更簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質量更小。

11、 2)由于拉式膜片彈簧是以中部與壓盤相壓，因此在同樣壓盤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矩的能力，而并不增大踏板力；或在傳遞相同轉矩時，可采用尺寸較小的結構。 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2530。5)拉式無論在接合狀態(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)磨損后不會產(chǎn)生沖擊和噪聲。6)使用壽命更長。 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，需專門的分離軸承(參見圖

12、219)，結構較復雜，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，它已在一些汽車中得以應用。2.3 膜片彈簧支承形式 推式膜片彈簧支承結構按支承環(huán)數(shù)目不同分為三種。圖25為雙支承環(huán)形式，其中圖25a用臺肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個支承 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，結構簡單，是早已采用的傳統(tǒng)形式；圖25b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，但結構較復雜；圖25c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、兩個支承環(huán)與離合器蓋彎合在一起，使結構緊湊、簡化、耐久性良好，因此其應用日益廣泛。圖2-5 推式膜片彈簧雙

13、支承環(huán)形式 圖2-6 推式膜片彈簧單支承環(huán)形式圖26為單支承環(huán)形式。在沖壓離合器蓋上沖出一個環(huán)形凸臺來代替后支承環(huán)(圖26a)使結構簡化，或在鉚釘前側以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)(圖26b)，以消除膜片彈簧與支承環(huán)之間的軸向間隙。圖27為無支承環(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)形凸臺將膜片彈簧鉚合在一起而取消前、后支承環(huán)(圖27a)；或在鉚釘前側以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)，離合器蓋上環(huán)形凸臺代替后支承環(huán)(圖27b)，使結構更簡化；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)形凸臺彎合在一起(圖27c)，結構最為簡單。 圖28為拉式膜片彈簧支承結構形式，其

14、中圖28a為無支承環(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)形凸臺上；圖28b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和貨車上。圖2-7 推式膜片彈簧無支承環(huán)形式 圖2-8 拉式膜片彈簧支承形式 由于膜片彈簧結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量小，廣泛用于中、重型貨車上，固本次設計采用膜片彈簧的布置形式。2.4 壓盤的驅動方式 壓盤的驅動方式主要有凸塊一窗孔式、銷釘式、鍵塊式和傳動片式多種。前三種的共同缺點是在聯(lián)接件之間都有間隙，在驅動中將產(chǎn)生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器傳動效率。傳動片式是近年來廣泛采用的結

15、構，沿周向布置的三組或四組鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接(圖22)，傳動片的彈性允許其作軸向移動。當發(fā)動機驅動時，鋼帶受拉；當拖動發(fā)動機時，鋼帶受壓。此結構中壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，使用可靠，壽命長。但反向承載能力差，汽車反拖時易折斷傳動片，故對材料要求較高，一般采用高碳鋼。使用彈性傳動片的方式不僅消除了前三種的缺點，而且簡化了結構，降低了對裝配精度的要求且有利于壓盤的定中，固選用彈性傳動片式驅動壓盤。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傳遞發(fā)動機轉矩的。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

16、摩擦因數(shù)，計算時一般取025030；F為壓盤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)，是從動盤數(shù)的兩倍；為離合器的后備系數(shù)；為發(fā)動機的最大轉矩。 假設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，可表示為 （3-3）當dD06時，可相當準確地由下式計算將式(32)與式(33)代人式(31)得 (3-4)式中，C為摩擦片內(nèi)外徑之比，C=dD，一般在055065之間。 為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時應大于發(fā)動機

17、最大轉矩，即 (3-5)式中，為發(fā)動機最大轉矩；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)動機最大轉矩之比，必須大于1。 離合器的基本參數(shù)主要有性能參數(shù)和，尺寸參數(shù)D和d及摩擦片厚度b。 3.1 后備系數(shù) 后備系數(shù)是離合器設計時用到的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇夕時，應考慮以下幾點： 1)摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩。 2)要防止離合器滑磨過大。 3)要能防止傳動系過載。 顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，不宜選取太小；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，又不宜選取太大；當發(fā)

18、動機后備功率較大、使用條件較好時，可選取小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為提高起步能力、減少離合器滑磨，應選取大些；貨車總質量越大，也應選得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，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，選取的值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的值應大于單片離合器。 各類汽車口值的取值范圍通常為： 轎車和微型、輕型貨車 =130175 中型和重型貨車 =160225越野車、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車 =2.03.5本次設計為中型貨車離合器，工作條件較惡劣，貨車質量較大，采用汽油發(fā)動機，采

19、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)的值為2.0。3.2 單位壓力 單位壓力對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件，發(fā)動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數(shù)較小時，加應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大。 當摩擦片采用不同材料時，按下列范圍選取： 石棉基材料 =010035MPa 粉末冶金材料 =035060MPa金屬陶瓷材料 =070150MPa本次設計選用石棉基材料作為摩擦片，發(fā)動機的最大功率P=157 KW。綜合以上因數(shù)，選取單位壓力的

20、值為0.20MPa。 3.3 摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b 當離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉矩已知，結合式(3-1)和式(3-5)，適當選取后備系數(shù)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)動機最大轉矩 (Nm)按如下經(jīng)驗公式選用 (3-6)式中，為直徑系數(shù)，轎車： =145；輕、中型貨車：單片=160185，雙片=135150；重型貨車： =225240。 在同樣外徑D時，選用較小的內(nèi)徑d雖可增大摩擦面積，提高傳遞轉矩的能力，但會使摩擦面上的壓力分布不均勻，使內(nèi)外緣圓周的相對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減振器的安裝。摩擦片

21、尺寸應符合尺寸系列標準JB576486汽車用離合器面片，所選的D應使摩擦片最大圓周速度不超過6570ms，以免摩擦片發(fā)生飛離。由（3-6）式和的范圍=160185得， 16.01086D18.51086D420，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、可以確定壓盤施加在摩擦面上的工作壓力F,得 N摩擦片的厚度主要有32mm、35mm和40mm三種。由摩擦片的內(nèi)外徑查表得，摩擦片的厚度為h=3.5mm。離合器的設

22、計與計算一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 設計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構尺寸和工作性能。 1設計變量 后備系數(shù)夕可由式(3-1)和式(3-5)確定，可以看出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。可由式(22)確定，也取決于F和D及d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設計變量選為2目標函數(shù) 離合器基本參數(shù)優(yōu)化設計追求的目標是在保證離合器性能要求條件下，使其結構尺寸盡可能小，即目標函數(shù)為3約束條件1)摩擦片的外徑D(mm)的選取應使最大圓周速度不超過6570ms，即 (3-7)式中，為摩擦片最大圓周速度(ms)；為發(fā)動機最高轉速(rmin)。

23、2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應在055065范圍內(nèi)，即 055c065 3)為保證離合器可靠傳遞轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的值應在一定范圍內(nèi)，最大范圍為1240，即 1240 4)為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm(圖215)，即 d2Ro+50 5)為反映離合器傳遞轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即 （3-8）式中，為單位摩擦面積傳遞的轉矩(Nm)；為其允許值(Nm)，按表41選取。 表21 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值 (Nm) 離合器規(guī)格Dmm 210-250 250325 325 X109 028 030 035

24、 0406)為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力p。對于不同車型，根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，最大范圍為010150MPa，即 010MPa150MPa 7)為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值，即 (3-9)式中，為單位摩擦面積滑磨功(Jmm2)； 為其許用值(Jmm2)，對于轎車： =040Jmm2，對于輕型貨車： =033Jmm2，對于重型貨車： =025Jmm2; W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J)，可根據(jù)下式計算 (3-10)式中，ma為汽車總質量(kg)；為輪胎滾動

25、半徑(m)；為起步時所用變速器擋位的傳動比；i0為主減速器傳動比；為發(fā)動機轉速(rmin)，計算時轎車取2000rmin，貨車取1500rmin。4.優(yōu)化計算與檢練通過前面主要參數(shù)的確定和優(yōu)化計算得,F=8040N,D=280mm,d=165mm.檢練以上約束條件得,1. 65m/S 2. 0.55C=0.5890.653. 1.2=2.04.0 4. 010MPa=020MPa h2時，A點的切向拉應力最大；當(2) h/2時，A點的切向拉應力-最大。 分析表明，月點的應力值最高，通常只計算月點的應力來校核碟簧的強度。將月點坐標x (r)和y=h2代人式(215)，可得月點的應力B (2-1

26、7)令d d=0，可求出達到極大值時的轉角p。 (2-18)式(218)表明，B點最大壓應力發(fā)生在比碟簧壓平位置再多轉動一個角度arctanh2(er) h2(er)的位置處。 當離合器徹底分離時，膜片彈簧子午斷面的實際轉角f，計算時，應取p,如果fp，則取f。在分離軸承推力F2作用下，B點還受彎曲應力，其值為 (2-19)式中，n為分離指數(shù)目；為一個分離指根部寬度。 考慮到彎曲應力是與切向壓應力相互垂直的拉應力，根據(jù)最大切應力強度理論，B點的當量應力為 (2-20)試驗表明，裂紋首先在碟簧壓應力最大的月點產(chǎn)生，但此裂紋并不發(fā)展到損壞，且不明顯影響碟簧的承載能力。繼后，在A點由于拉應力產(chǎn)生裂紋

27、，這種裂紋是發(fā)展性的，一直發(fā)展到使碟簧破壞。在實際設計中，當膜片彈簧材料采用60Si2MnA時，通常應使15001700MPa。 四、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 1比值Hh和h的選擇 比值Hh對膜片彈簧的彈性特性影響極大。分析式(211)可知，當Hh時，F(xiàn)l= f(1)有一極大值和一極小值；當Hh=2時，F(xiàn)l= f(1)的極小值落在橫坐標上。為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的Hh一般為1622，板厚丸為24mm。 2比值Rr和R、r的選擇 研究表明，Rr越大，彈簧材料利用率越低，彈簧剛度越大，彈性特性曲線受直徑誤差影響越大，且應力越高。根據(jù)結構布置和壓緊力的要求，Rr一般

28、為120135。為使摩擦片上壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應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，對于同樣的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式大。 3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關系密切，=arctanH(Rr) H(Rr)，一般在9O15O范圍內(nèi)。 4膜片彈簧工作點位置的選擇膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖212所示。該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且1H=(1M+1N)2。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般1B=(0810)且lH，以保證摩擦片在最大磨損限度入范圍內(nèi)壓

29、緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點心盡量靠近N點。 44 膜片彈簧的彈性特性曲線 5n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 國內(nèi)膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質量等要求，需進行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理，即沿其分離狀態(tài)的工作方向，超過徹底分離點后繼續(xù)施加過量的位移，使其過分離38次，并使其高應力區(qū)發(fā)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應力。一般來說

30、，經(jīng)強壓處理后，在同樣的工作條件下，可提高膜片彈簧的疲勞壽命530。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理，即以高速彈丸流噴射到膜片彈簧表面，使表層產(chǎn)生塑性變形，形成一定厚度的表面強化層，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，可對其端部進行高頻感應加熱淬火或鍍鉻。為了防止膜片彈簧與壓盤接觸圓形處由于拉應力的作用產(chǎn)生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應力源。 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4550HRC，分離指端硬度為5562HRC，在同一片上同一范圍內(nèi)的硬度差不大于3個單位。碟簧部分應為均勻的回火托氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深

31、度一般不得超過厚度的3。膜片彈簧的內(nèi)外半徑公差一般為H1l和h11，厚度公差為0025mm，初始底錐角公差為10度。上、下表面的表面粗糙度為16m，底面的平面度一般要求小于01mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相互高度差一般要求小于0810mm。 六、膜片彈簧的優(yōu)化設計 膜片彈簧的優(yōu)化設計就是通過確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其載荷變形特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設計要求，以達到最佳的綜合效果。 1目標函數(shù) 目前，國內(nèi)關于膜片彈簧優(yōu)化設計的目標函數(shù)主要有以下幾種： 1)彈簧工作時的最大應力為最小。 2)從動盤摩擦片磨損前后彈簧壓緊力之差的絕對值為最小。 3)在分離行程中

32、，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值的平均值為最小。 5)選3)和4)兩個目標函數(shù)為雙目標。 為了既保證離合器使用過程中傳遞轉矩的穩(wěn)定性，又不致嚴重過載，且能保證操縱省力，選取5)作為目標函數(shù)，通過兩個目標函數(shù)分配不同權重來協(xié)調它們之間的矛盾，并用轉換函數(shù)將兩個目標合成一個目標，構成統(tǒng)一的總目標函數(shù) （2-21）式中，l和2分別為兩個目標函數(shù)和的加權因子，視設計要求選定。 2設計變量 從膜片彈簧載荷變形特性公式(211)可以看出，應選取H、h、R、r、Rl、r1這六個尺寸參數(shù)以及在接合工作點相應于彈簧工作壓緊力F1B的大端變

33、形量1B(圖212)為優(yōu)化設計變量，即 (2-22)3約束條件1)應保證所設計的彈簧工作壓緊力F1B與要求壓緊力Fy相等，即 F1B=Fy 2)為了保證各工作點A、月、C有較合適的位置(A點在凸點M左邊，B點在拐點H附近，C點在凹點N附近，如圖212所示)，應正確選擇1B相對于拐點1H的位置，一般1B1H：0810，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應大于或等于新摩擦片時的壓緊力FIB，即 F1AFIB 4)為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的Hh與初始底錐角H(Rr)應在一定范圍內(nèi)，即 16Hh22 9o

34、H(Rr)15o 5)彈簧各部分有關尺寸比值應符合一定的范圍，即 (2-24)式中，為膜片彈簧小端內(nèi)半徑，如圖213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加載點半徑R1(或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑r1)應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即推式：(D十d)4R1D2 拉式：(D十d)4r1D2 7)根據(jù)彈簧結構布置的要求，R1與R、r1與r、與r0之差應在一定范圍內(nèi)，即 1RR17。 0r1r6 04 8)膜片彈簧的分離指起分離杠桿作用，因此其杠桿比應在一定范圍內(nèi)選取，即 推式：2345 拉式：3590 圖45 膜片彈簧的尺寸簡圖9)為了保證避免彈力衰減要求，彈簧

35、在工作過程中 a)推式 b)拉式 c)俯視圖B點的最大壓應力。應不超過其許用值，即 10)為了保證疲勞強度要求，彈簧在工作過程中A點(或A點)的最大拉應力 (或)應不超過其相應許用值，即 或 11)由于彈簧在制造過程中，其主要尺寸參數(shù)H、h、R和r都存在加工誤差，對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偏差不超過某一范圍，即 (2-25)式中，F(xiàn)H、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偏差也不得超過某一范圍，即 (2-26)式中，為

36、離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。扭轉減振器的設計計算 扭轉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系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。所以，扭轉減振器具有如下功能： 1)降低發(fā)動機曲軸與傳，動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。 2)增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振。 3)控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減

37、速器與變速器的扭振與噪聲。4)緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。扭轉減振器具有線性和非線性特性兩種。單級線性減振器的扭轉特性如圖6-1所示，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應用于汽油機汽車中。當發(fā)動機為柴油機時，由于怠速時發(fā)動機旋轉不均勻度較大，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。在扭轉減振器中另設置一組剛度較小的彈簧，使圖 5-1 單級線性減速器的其在發(fā)動機怠速工況下起作用，以消除變速器怠速噪扭轉特性聲，此時可得到兩級非線性特性，第一級的剛度很小，稱為怠速級，第二級的剛度較大。目前，在柴油機汽車中廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非

38、線性扭轉減振器。 在扭轉減振器中，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構。減振器的扭轉剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩是兩個主要參數(shù)。其設計參數(shù)還包括極限轉矩、預緊轉矩和極限轉角等。圖5-2 減速器尺寸簡圖極限轉矩極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙1(圖52)時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取 (227)式中，貨車：系數(shù)取15，轎車：系數(shù)取20。本次設計為貨車的離合器設計,固上述系數(shù)選取1.5,則 N.m扭轉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剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉速

39、范圍內(nèi)。 決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸(圖52)。 設減振彈簧分布在半徑為Ro的圓周上，當從動片相對從動盤轂轉過弧度時，彈簧相應變形量為Ro。此時所需加在從動片上的轉矩為 （2-28）式中，T為使從動片相對從動盤轂轉過弧度所需加的轉矩(Nm)；K為每個減振彈簧的線剛度(Nmm)；Zj為減振彈簧個數(shù)；Ro為減振彈簧位置半徑(m)。 根據(jù)扭轉剛度的定義，則 (2-29)式中，為減振器扭轉剛度(Nmr)。 設計時可按經(jīng)驗來初選是13 （2-30） 由13=13*367.5=4777.5 Nmr,選用=4500 Nmr3阻尼摩擦轉矩 由于減振器扭轉剛度是，受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能

40、很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內(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矩一般可按下式初選 （2-31） 本次設計為貨車的離合器設計,固上述系數(shù)選取0.1,則=1.0*=0.1*245=24.5 N.m4預緊轉矩 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是不應大于，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取 （2-32）本次設計為貨車的離合器設計,固上述系數(shù)選取0.1,則=0.1*=0.1*245=24.5 N.m5減振彈簧的位置半徑RoRo的尺寸應盡可能大些，如圖215所示，一般取 （2-33）由于前面求得d=165m

41、m，選上式中的系數(shù)為0.65，則的值為 =0.65*=53.625mm6減振彈簧個數(shù)參照表22選取。 表5-1 減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片外徑Dmm 225-250 250-325 325-350 350 車 4-6 6-8 810 10摩擦片的外徑為280mm，所以選取減震彈簧的個數(shù)為7個。7減振彈簧總壓力 當限位銷與從動盤轂之間的間隙1或2被消除，減振彈簧傳遞轉矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力為=367.5/53.625 = 6.85 （2-34）8極限轉角針 減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉角為 （2-35）式中，L為減振彈簧的工作變形量。通常取3O12O，

42、對平順性要求高或對工作不均勻的發(fā)動機，取上限。 目前通用的從動盤減振器在特性上存在如下局限性：1）它不能使發(fā)動機、變速器振動系統(tǒng)的固有頻率降低到怠速轉速以下，因此不能避免怠速轉速時的共振。研究表明，發(fā)動機、變速器振動系統(tǒng)固有頻率一般為4070Hz，相當于四缸發(fā)動機轉速12002100rmin，或六缸發(fā)動機轉速8001400rmin，一般均高于怠速轉速。2)它在發(fā)動機實用轉速10002000rrain范圍內(nèi)，難以通過降低減振彈簧剛度得到更大的減振效果。因為在從動盤結構中，減振彈簧位置半徑較小，其轉角又受到限制，如降低減振彈簧剛度，就會增大轉角并難于確保允許傳遞轉矩的能力。 近年來出現(xiàn)了一種稱為雙

43、質量飛輪的減振器(圖5-3)。它主要由第一飛輪1、第二飛輪2與扭轉減振器11組成。第一飛輪1與聯(lián)結盤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 雙質量飛輪減振器線的第二飛輪2的短軸6上。在從 1、第一飛輪 2、第二飛輪 3、離合器蓋總成動盤4中沒有減振器。雙質量飛 4、從動盤 5、球軸承 6、短軸 輪減振器具有以下優(yōu)點： 7、滾針軸承 8、曲軸凸緣 9、聯(lián)結盤 1)可以降低發(fā)動機、變速器振動系 10、螺釘 11、扭轉減振器統(tǒng)的固有頻率，以避免在怠速轉速時的共振。 2)增大減振彈簧的位置半徑，降低減振彈簧剛度K，并允許增大轉角。3)由于雙質

44、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程。而且由于從動盤沒有減振器，可以減小從動盤的轉動慣量，這也有利于換擋。但是它也存在一定的缺點，如由于減振彈簧位置半徑較大，高速時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，使彈簧磨損嚴重，甚至引起早期損壞。雙質量飛輪減振器主要適用于發(fā)動機前置后輪驅動的轉矩變化大的柴車中。六、離合器的操縱機構 1對操縱機構的要求 1)踏板力要小，轎車一般在80150N范圍內(nèi)，貨車不大于150200N。 2)踏板行程對轎車一般在80150mm范圍內(nèi)，對貨車最大不超過180mm。

45、3)踏板行程應能調整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復原。 4)應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構因受力過大而損壞。 5)應具有足夠的剛度。 6)傳動效率要高。 7)發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。 2操縱機構結構形式選擇 常用的離合器操縱機構主要有機械式、液壓式等。 機械式操縱機構有桿系和繩索兩種形式。桿系傳動機構結構簡單、工作可靠，廣泛應用于各種汽車中。但其質量大，機械效率低，車架和駕駛室的變形會影響其正常工作，在遠距離操縱時布置較困難。繩索傳動機構可克服上述缺點，且可采用適宜駕駛員操縱的吊掛式踏板結構。但其壽命較短，機械效率仍不高。此形式多用于輕型轎

46、車中。 液壓式操縱機構主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、駕駛室和車架變形不會影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點。此形式廣泛應用于各種形式的汽車中。 3離合器操縱機構的主要計算液壓式操縱機構示意，如圖61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 液壓式操縱機構示意圖 （2-36）式中，為分離軸承自由行程，一般為1530mm，反映到踏板上的自由行程一般為2030mm；dl、d2分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦面面數(shù)；為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：=085130mm，雙片：=075090

47、mm。a1、a2、b2、c1、c2為杠桿尺寸(圖217)。 踏板力可按下式計算 (2-37)式中，F(xiàn)為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；為操縱機構總傳動比，= ;為機械效率，液壓式：=8090，機械式： =7080；為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設計時，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?？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58MPa。對于機械式操縱機構的上述計算，只需將d1和d2取消即可。七、離合器的結構元件 1從動盤總成從動盤總成主要由摩擦片、從動片、減振器和花鍵轂等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，應滿足如下設計要求：

48、1)轉動慣量應盡量小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 2)應具有軸向彈性，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)應裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。為了使從動盤具有軸向彈性，常用的方法有：1)在從動盤上開“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。兩側的摩擦片則分別鉚在每相隔一個的扇形上?！癟”形槽還可以減小由于摩擦發(fā)熱而引起的從動片翹曲變形。這種結構主要應用在貨車上。2)將扇形波形片的左、右凸起段分別與左、右側摩擦片鉚接。由于波形片比從動片薄，故這種結構軸向彈性較好，轉動慣量較小，適宜于高速旋轉，主要應用于轎車和輕型貨車。

49、3)利用階梯形鉚釘桿的細段將成對波形片的左片鉚在左側摩擦片上，并交替地把右片鉚在右側摩擦片上。這種結構彈性行程大，彈性特性較理想，可使汽車起步極為平順。它主要應用于中、高級轎車。4)將靠近飛輪的左側摩擦片直接鉚合在從動片上，只在靠近壓盤側的從動片鉚有波形片，右側摩擦片用鉚釘與波形片鉚合。這種結構轉動慣量大，但強度較高，傳遞轉矩能力大，主要應用于貨車上，尤其是重型貨車。離合器摩擦片在性能上應滿足如下要求：1）摩擦因數(shù)較高且較穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要小。2）有足夠的機械強度與耐磨性。3）密度要小，以減小從動盤轉動慣量。4）熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出的粘合劑少，無味，不易燒

50、焦。5)磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面。6)接合時應平順而不產(chǎn)生“咬合”或“抖動”現(xiàn)象。7)長期停放后，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現(xiàn)象。 離合器摩擦片所用的材料有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。 石棉基摩擦材料具有摩擦因數(shù)較高(大約為03045)、密度較小、制造容易、價格低廉等優(yōu)點。但它性能不夠穩(wěn)定，摩擦因數(shù)受工作溫度、單位壓力、滑磨速度的影響大，目前主要應用于中、輕型貨車中。由于石棉在生產(chǎn)和使用過程中對環(huán)境有污染，對人體有害，所以現(xiàn)在正以玻璃纖維、金屬纖維等來替代石棉纖維。粉末冶金和金屬陶瓷摩擦材料具有傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數(shù)較高且穩(wěn)定、能承受的單位壓力較高

51、以及壽命較長等優(yōu)點，但價格較貴，密度較大，接合平順性較差，主要用于重型汽車上。 摩擦片與從動片的連接方式有鉚接和粘接兩種。鉚接方式連接可靠，更換摩擦片方便，適宜從動片上裝波形片，但其摩擦面積利用率小，使用壽命短。粘接方式可增大實際摩擦面積，摩擦片厚度利用率高，具有較高的抗離心力和切向力的能力，但更換摩擦片困難，且使從動盤難以裝波形片，無軸向彈性，可靠性低。 花鍵轂是離合器中承受載荷最大的零件，它裝在變速器輸入軸前端的花鍵上，一般采用齒側對中的矩形花鍵，花鍵軸與孔采用動配合。 花鍵轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，一般取1014倍的花鍵軸直徑?；ㄦI轂一般采用鍛鋼(如

52、45鋼，40Cr等)，表面和心部硬度一般在2632HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝，對減振彈簧窗口及與從動片配合處應進行高頻處理。 從動片要求質量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料常用中碳鋼板(如50鋼)或低碳鋼板(如10鋼)，一般厚度為1325mm，表面硬度3540HRC。 波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度為4046HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍處理。減振彈簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等彈簧鋼絲。 2離合器蓋總成 離合器蓋總成除了壓緊彈簧外還有離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支承環(huán)等。 對離合器蓋結構設計的要求： 1)應具有足夠的剛

53、度，以免影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此可采取如下措施：適當增大蓋的板厚，一般為2540mm；在蓋上沖制加強肋或在蓋內(nèi)圓周處翻邊；尺寸大的離合器蓋可改用鑄鐵鑄造。 2)應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。對中方式采用定位銷或定位螺栓，也可采用止口對中。 3)蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 4)為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風口，將離合器制成特殊的葉輪形狀，或在蓋上加設通風扇片等，用以鼓風。 中、輕型貨車及轎車的離合器蓋一般用08F、08Al、08鋼等低碳鋼板，重型汽車則常用鑄

54、鐵件或鋁合金壓鑄件。對壓盤結構設計的要求： 1)壓盤應具有較大的質量以增大熱容量、減小溫升，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱肋或鼓風肋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。 2)壓盤應具有較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊以及與離合器的徹底分離。 3)與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡。 4)壓盤高度尺寸(從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。 壓盤的溫升可根據(jù)滑磨功W由下式來確定 (2-38)式中，2為壓盤溫升(oC)；c為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=4814J(kgC)；m為壓盤質量(k

55、g)；v為傳到壓盤的熱量所占的比例，單片離合器壓盤：v=050，對雙片離合器壓盤：v=025，中間壓盤：v=050。 壓盤通常采用灰鑄鐵，一般采用HT200、HT250、HT300，也有少數(shù)采用合金壓鑄件。 傳動片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅動壓盤共同旋轉，分離時，又可利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。由于各傳動片沿圓周均勻分布，它們的變形不會影響到壓盤的對中性和離合器的平衡。 傳動片常用34組，每組24片，每片厚度為0510mm，一般由彈簧鋼帶65Mn制成。 對于分離杠桿裝置的結構設計要求： 1)分離杠桿應具有較大的彎曲剛度，以免分離時桿件彎曲變形過大，減小了壓盤行

56、程，使分離不徹底。 2)應使分離杠桿支承機構與壓盤的驅動機構在運動上不發(fā)生干涉。 3)分離杠桿內(nèi)端高度應能調整，使各內(nèi)端位于平行于壓盤的同一平面，其高度差不大于02mm。 4)分離杠桿的支承處應采用滾針軸承、滾銷或刀口支承，以減小摩擦和磨損。 5)應避免在高速旋轉時因分離杠桿的離心力作用而降低壓緊力。 6)為了提高通風散熱能力，町將分離杠桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風。 分離杠桿主要有鋼板沖壓和鍛造成形兩種生產(chǎn)方式。 支承環(huán)和支承鉚釘?shù)陌惭b尺寸精度要高，耐磨性要好。支承環(huán)一般采用3040mm的碳素彈簧鋼絲。 3分離軸承總成 分離軸承總成由分離軸承、分離套等組成。分離軸承在工作中主要承受軸向分離力，同時還承受在高速旋轉時離心力作用下的徑向力。以前主要采用推力球軸承(圖7-1a)或深溝球軸承，但其潤滑條件差，磨損嚴重，噪聲大，可靠性差，使用壽命低。目前，國外已采用角接觸球軸承(圖7-1b、c)，并采用全密封結構和高溫鋰基潤滑脂，其端部形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平面時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。圖7-2為一種拉式膜片彈簧離合器廣泛采用的自動調心式分離軸承裝置。在軸承外圈2