汽車離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內論文05457

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1、 目錄 引言 0 1汽車離合器分析 2 1．1 離合器的基本組成和分類 2 1．2 離合器的功用 3 1．3 汽車離合器設計的基本要求 3 2 摩擦離合器基本結構尺寸、參數(shù)的選擇 5 2．1 摩擦片外徑及其它尺寸的確定 5 2．1．1 摩擦片外徑 5 2．1．2 摩擦片內徑 5 2.1.3 摩擦片厚度 6 2.1.4 校核離合器所選尺寸 7 3 離合器零件的結構選型及設計計算 8 3．1 從動盤總成 8 3．1．1從動片 9 3．1．2從動盤轂 9 3．2 壓蓋和離合器蓋 12 3．2．1 壓盤設計 12 3．2．2 離合器蓋

2、設計 16 3．3 離合器分離裝置的設計 16 3．3．1 分離桿 16 3．3．2 分離軸承及分離套筒 19 3．4 圓柱螺旋彈簧設計 20 3．4．1 結構設計要點 20 3．4．2 彈簧的材料及許用應力 21 3．4．3 彈簧的計算 21 3．4．4 離合器的平衡 25 4.參考文獻 25 摘要：汽車離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，離合器的輸出軸就是變速箱的輸入軸．在汽車行駛過程中．駕駛員飛可以根據(jù)需要踩下或松開離合器踏板，使發(fā)動機與變速箱暫時的分離和斷開，使發(fā)動機向變速器輸入動力：（1）是汽車平

3、穩(wěn)起步。（2）中斷給傳動系的動力，配合檔位。（3）防止傳動系過載。本設計主要針對某轎車設計的離合器。根據(jù)車輛使用條件和車輛參數(shù)，按著離合器系統(tǒng)的設計步驟和要求，主要進行以下工作；摩擦片外徑的確定，離合器后備系數(shù)的確定，單位壓力的確定。并進行總成設計主要為；分離裝置的設計，及從動盤的設計（從動盤轂的設計），及圓柱螺旋彈簧的設計等。 Abstract: the clutch is located in between the engine and transmission of the flywheel crust, screwed the clutch assembly fixed after

4、 the flywheel plane, clutch output shaft is gearbox input shaft. In automobile driving process. The driver stepped on the fly can according to need or loosen the clutch, make the engine and transmission temporarily separation and disconnected, make the engine to the transmission input power: (1) is

5、car smooth start. (2) the interrupt to transmission power, cooperate a gear. (3) prevent transmission overload. This design is mainly aimed at a car designed clutch. According to the vehicle use condition and vehicle parameters, according to the clutch system design steps and requirement, mainly for

6、 the following work; Friction slices diameter determination, and clutch determination of unit is lengthened, pressure determination. And assembly design mainly for, Separation device design, and driven plate design (platen hub design), and the design of cylindrical helical spring etc. 引言 離合器是汽車

7、傳動系的重要部件。汽車從啟動到行駛的整個過程中，離合器它的作用是使發(fā)動機與變速器之問能逐漸接合．從而保證汽車平穩(wěn)起步；替時切斷發(fā)動機與變速器之間的聯(lián)系．以便于換檔和減少換檔時的沖擊：當汽車緊急制動時能起分離作川，防止變速器等傳動系統(tǒng)過載，起到一定的保護作用：離合器類似開關．接合或斷離動力傳遞作用，因此．任何形式的汽車都有離合裝置，只是形式不同而已。隨著科技的飛速發(fā)展，特別是液壓技術、電子技術在汽車領域的廣泛應用，汽車傳動系發(fā)生了巨大的變化。作為傳動系重要組成部件之一的離合器總成，擔負著傳力、減震和防止系統(tǒng)過載等重要作用。伴隨著自動變速器技術及與之相配套的離合器技術的完善，離合器產品不論是性能結

8、構方面還是生產制造方面都發(fā)生了很大變化。 1981年，法國人制成了摩擦片式離合器，此后浸在油中工作的濕式多片離合器逐漸取代了錐形離合器，但多片濕式摩擦離合器的片與片之間容易被油粘住，致使離合器分離不徹底，造成換檔困難，所以它又逐漸被干式多片離合器取代。多片干式離合器的住要優(yōu)點是由于接觸面多，故接合平順柔和，保證了汽車的平穩(wěn)起步；但因片數(shù)多，從動部分的轉動慣量大，還是感到換檔不夠容易 。另外，中間壓盤的通風散熱不良，容易引起過熱，加快了離合器的磨損，甚至燒傷和碎裂，如果調整不當還可能引起離合器分離不徹底。 隨著汽車運輸業(yè)的發(fā)展，離合器還要在原有的基礎上不斷提高改進，一適應新的使用條件。從國外

9、的發(fā)展動向來看，近年來車輛在性能上向高速發(fā)展，發(fā)動機的功率和轉速不斷提高，載貨汽車趨于大型化，國內也有類似情況。此外，隨著汽車發(fā)動機轉速功率的不斷提高和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，離合器的使用條件也越來越苛刻。從提高離合器性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)推式膜片彈簧離合器的結構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操作，已成為離合器目前發(fā)展趨勢。 在離合器的操縱機構中，由于重型和中型汽車的離合器壓緊彈簧的壓緊力很大，人們又采取各種助力裝置來減輕駕

10、駛員的勞動強度，如日本產TKL20型重型汽車采用彈簧助力；紅巖CQ261和北京BJ370等重型車采用氣壓助力等。 1汽車離合器分析 1．1 離合器的基本組成和分類 離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，它的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行使過程中，駕駛員可根據(jù)需要踩下離合器或松開離合器踏板，使發(fā)動機與變速箱暫時分離或逐漸接合，以切斷或傳遞發(fā)動機向變速器輸入的動力。其構造如圖1－1所示，一般由主動部分（飛輪、離合器蓋、壓盤）、從動部分（從動盤）、壓緊機構（壓緊彈簧）、分離機構（分離拉桿、分離叉、分離套筒、分離軸承、分離杠桿等）和操縱機構（

11、離合器踏板）五大部分組成。 摩擦離合器按從動盤的數(shù)目分為：單片離合器和雙片離合器；按壓緊彈簧的結構形式分為：螺旋彈簧離合器和膜片彈簧離合器。 圖1－1 離合器結構示意圖 1．2 離合器的功用 離合器的主要功能是切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞。其主要作用： ①.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； ②.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； ③.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； ④.有效地降低傳動系中的振動和噪聲。 1．3 汽車離合器設計的基本要求 在設計離合器時，應根據(jù)車型的類別，使用要求制

12、造條件以及“三化”（系列化，通用化，標準化）要求等，合理選擇離合器的結構。 在離合器的結構設計時必須綜合考慮以下幾點： ①.在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備，又能防止過載。 ②.接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。 ③.分離時要迅速、徹底。 ④.從動部分轉動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔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效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。 ⑥.避免傳動系產生扭轉共振，具有吸收振動、緩和沖擊的能力。 ⑦.操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。 ⑧.作用在從動盤上

13、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，保證有穩(wěn)定的工作性能。 ⑨.具有足夠的強度和良好的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。 ⑩.結構應簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調整方便等。 2 摩擦離合器基本結構尺寸、參數(shù)的選擇 2．1 摩擦片外徑及其它尺寸的確定 2．1．1 摩擦片外徑 摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命。它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定的關系。顯然，傳遞大的轉矩，就需要大的尺寸。發(fā)動機轉矩是重要的參數(shù)，當按發(fā)動機最大轉矩（N m）來選定時，可根據(jù)公式

14、 (2-1) 式中——摩擦片外徑，mm ——發(fā)動機最大轉矩，N m A——和車型及使用情況有關的系數(shù)，小轎車A＝47；一般載貨汽車A＝36（單片）或A＝50（雙片），取A＝50. 所給題目中的最大轉矩為150 N m，則摩擦片外徑為 mm 按照我國摩擦片尺寸標準，由表2－1最終選定摩擦片的尺寸為＝180 mm。 2．1．2 摩擦片內徑 摩擦片的內徑不作為一個獨立的參數(shù)，它和外徑有一定的關系，用比值來反映，定義為 (2-

15、2) 比值關系到從動片總成的結構設計和使用性能。增加有利于離合器的散熱和減少摩擦片內外緣滑磨速度差。但是，過分增加會使得摩擦片面積減小，影響其傳遞轉矩的能力。按照目前的設計經(jīng)驗， 一般說來，發(fā)動機轉速越高，取值越大。由離合器摩擦片的尺寸系列和參數(shù)表2－1取得，內徑＝125mm。 表2－1離合器尺寸系列和參數(shù) 外徑 內徑 厚度 內外徑之比C’ 單位面積 160 110 3.2 0.687 10600 180 125 3.5 0.694 13200 200 140 3.5 0.700 16000 225 150 3.5 0.667 221

16、00 250 155 3.5 0.620 30200 280 165 3.5 0.589 40200 300 175 3.5 0.583 46600 325 190 3.5 0.585 54600 350 195 4 0.557 67800 380 205 4 0.540 72900 2.1.3 摩擦片厚度 對摩擦片的厚度，我國已規(guī)定了3種規(guī)格：3.2 mm，3.5 mm和4 mm。根據(jù)離合器摩擦片的尺寸系列和參數(shù)表2－1，取厚度＝3.5 mm。 綜上所述，選取摩擦片外徑＝180 mm，內徑＝125 mm，厚度＝3.5 mm，＝

17、0.694. 2.1.4 校核離合器所選尺寸 離合器尺寸的校核可用如下公式 （2－3） 式中 ——摩擦片外徑，mm； ——摩擦片內徑，mm； ——單位壓力，MPa； ——摩擦片工作面數(shù)，單片為2，雙片為3； ——發(fā)動機最大轉矩，N m； ——離合器后備系數(shù)； ——離合器的轉矩容量，N m。 后備系數(shù)是離合器一個重要的設計參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇時，應保證離合器應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、要防止離合器滑磨

18、過大、要能防止傳動系過載。因此，在選擇時應考慮以下幾點： 1) 為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩，不宜選取太??； 2) 為減少傳動系過載，保證操縱輕便，又不宜選取太大； 3) 當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，可選取小些； 4) 當使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離合器滑磨，應選取大些； 5) 汽車總質量越大，也應選得越大； 6) 發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，可選取小些； 7) 螺旋彈簧離合器選取值可比膜片彈簧離合器大些； 8) 雙片離合器的應大于單片離合器； 9) 不同車型的值應在一定范圍內，最大范圍為1.2～4.0. 綜上所述，由于采用的是螺旋彈簧，基本上在公路上行使，

19、?。?.6，摩擦系數(shù)＝0.25，p＝0.41N/mm，內徑＝125mm，代入（2－3）得： 可得D＝178.56mm 所求的D與按第一個求得D相近，因此所選擇的離合器尺寸。參數(shù)合理。 3 離合器零件的結構選型及設計計算 3．1 從動盤總成 從動盤有兩種結構形式：帶扭轉減振器的和不帶扭轉減震器的，本次設計中選取的是不帶扭轉減振器的從動盤，其結構簡單、重量較輕，從動盤中的從動片直接鉚在從動盤轂上。 按從動盤數(shù)可分為單片離合器、雙片離合器和多片離合器，單片離合器結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底、接合平順。雙片離合器傳遞轉矩能力較大

20、，徑向尺寸較小，接合平順。但中間壓盤通風散熱不良，分離不夠徹底。多片離合器主要用于行星齒輪變速器換檔機構中，它具有接合平順柔和、摩擦表明溫度較低、磨損較小，使用壽命長的優(yōu)點，主要應用于重型牽引車和自卸車上。根據(jù)課題及參照同類產品，本次設計選取雙片離合器。 從動盤由從動片、摩擦片和從動盤轂等3個基本部分組成。 3．1．1從動片 設計從動片時應滿足以下要求：1、設計時要盡量減少其重量，并使其質量的分布盡可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量；2、為了使離合器接合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結構。 采用具有軸向彈性的從動片結構比較復雜，此外由于軸向彈性

21、需要增加分離行程才能保證離合器的徹底分離。因此在一些情況下（如雙片離合器），從動片采用剛性的更有利。根據(jù)題目要求，本次設計選取的從動片不做成具有軸向彈性的。這首先是因為雙片離合器的接合過程本身就比較平順；其次，若雙片離合器從動片做成彈性的，其結果是要大大增加踏板的工作行程（或是要縮小離合器傳動裝置的傳動比而使踏板操縱力增大），才能保證離合器的分離徹底。顯然，這些都不利于離合器的操縱。 無論何種從動片都要保證其結構形狀的熱穩(wěn)定性，防止翹曲變形，以免摩擦面片壓力不均。 根據(jù)經(jīng)驗，參照同類產品，選取從動片的材料為50熱處理HRC40～50，外徑為280mm。 3．1．2從動盤轂 發(fā)動機轉矩是

22、從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器第一軸花鍵軸就插在該花鍵孔內。從動盤轂和變速器第一軸的花鍵結合方式，目前都采用齒側定心的矩形花鍵?；ㄦI之間為動配合，這樣，在離合器分離和結合過程中，從動盤轂能在花鍵軸上自由滑動。 為了保證從動盤轂在變速器第一軸上滑動不產生歪斜，影響離合器的徹底分離，從動盤轂的軸向長度不宜過小，一般取其尺寸與花鍵外徑大小相同，對在艱難情況下工作的離合器，其盤轂的長度更大，可達花鍵外徑的1.4倍。 1． 從動盤轂花鍵尺寸選擇 根據(jù)GB1144－1974選定從動盤轂花鍵尺寸系列表3－1選取其尺寸入下：從動盤外徑＝225mm，發(fā)動機轉矩＝150 N m，花鍵齒數(shù)＝10，花鍵外徑＝32

23、mm，花鍵內徑＝26mm，齒厚＝4mm，有效長度＝30mm，擠壓應11.5MPa。 表3－1 從動盤轂花鍵尺寸系列 從動盤外徑D/mm 發(fā)動機轉矩/ N m 花鍵 齒數(shù) n 花鍵 外徑 D/mm 花鍵 內徑 d/mm 鍵齒寬 b/mm 有效 齒長 l/mm 擠壓 應力 /MPa 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 2

24、50 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 380 600 10 40 32 5 55 15.2 410 720 10 45 36 5 60 13.1 430 800 10 45 36 5 65 13.5 450 950 10 52 41

25、 6 65 12.5 摩擦片與從動片之間有兩種緊固方法：鉚接法和粘接法，本次設計中選取鉚接法，其優(yōu)點是可靠及磨損后換裝摩擦片方便。 2． 從動盤轂花鍵的強度校核 ①花鍵齒的側面壓力 （3-1） 式中――從動盤轂的數(shù)目。 因此　　 ②擠壓應力 　　　　　　　　　　　　　　 （3-2） 式中h――花鍵齒的工作高度，m，。 因此　 MPa 所以符合要求。 根據(jù)經(jīng)驗、參照同類產品，選取從動盤摩擦材料為石棉基摩擦材料。采用它的原因是，一方

26、面石棉有良好的耐熱性能，而另一方面它又得到銅絲或鋅絲的加強，可以說是一種性能比較良好的摩擦材料. 3．2 壓蓋和離合器蓋 3．2．1 壓盤設計 壓盤的設計包括傳力方式的選擇及其幾何尺寸的確定兩個方面。 1．壓盤傳力方式的選擇 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪有一定的聯(lián)系，但這種聯(lián)系又應允許壓盤在離合器分離過程中能自由地做軸向移動，使壓盤和從動盤脫離接觸。壓盤和飛輪間常用的連接方式有：凸臺式、鍵式、銷式。在雙片離合器中一般都采用綜合式的連接方法，即中間壓盤通過鍵，壓盤則通過凸臺。還可以用銷子傳力。 根據(jù)經(jīng)驗、參照磁品，采用6個傳

27、力銷將飛輪與中間壓盤、壓盤連接在一起。傳力銷的尺寸為，壓盤上的傳力銷尺寸為。傳力銷的材料為中碳鋼（35號鋼），壓盤材料為灰鑄鐵。 2．傳力銷的強度校核 圖3-1 傳力銷的受力圖 由圖3-1可知，傳力銷同時承受由力、所引起的彎曲應力和（接合時的彈簧壓緊力）引起的拉伸應力。此外，傳力銷表面在寬度與的范圍內還受其和的擠壓作用。其強度校核如下。 1） 拉彎復合應力 ①　作用力 （3-3） （3-4） 式中―

28、―發(fā)動機最大轉矩，N m； ――傳力銷數(shù)目； ――力和的作用半徑，m。 因此 　N N ② 傳力銷的彎曲應力 　　　　 　　 （3-5） 式中　――彎矩，N m，； 　　　 ――傳力銷根部直徑，cm； ――傳力銷抗彎截面模量，； ――力和的作用力臂，cm。 因此，Mpa

29、　　　　　　　　　　　　 （3-7） 因此 =3.08+7.35=10.43 MPa 2) 傳力銷的擠壓應力 （MPa） （3-8） （MPa）　　　　　　　　　　　　　?。?-9） 式中，――傳力銷的直徑，cm； ――作用寬度，cm。 因此　　　　　　MPa MPa 經(jīng)校核，傳力銷的強度符合要求。 3．壓盤幾何尺寸的確定 在摩擦片的尺寸確定后與它摩擦相接觸的壓盤內、外徑尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸歸結為如何去確定它的厚度。 壓盤厚度的確定主要依據(jù)

30、以下兩點：①壓盤應具有足夠的質量；②壓盤應具有較大的剛度。因此，壓盤一般都做得比較厚（一般不小于10mm），而且在內緣做成一定錐度以彌補壓盤因受熱變形后內緣的凸起。此外，壓盤的結構設計還應注意加強通風冷卻，如雙片離合器的中間壓盤體內開有許多徑向通風孔。 根據(jù)經(jīng)驗、參照同類產品，本次設計選取的壓盤外徑為330mm，內徑為163mm，厚度為15mm，材料為3號灰鑄鐵。 4．滑磨功的計算 離合器滑磨的嚴重程度常用滑磨功的大小來衡量。它指的是離合器在接合過程中有多少機械能變成熱能。離合器的滑磨功越大，意味著變成熱能的數(shù)量越多，那么零件的發(fā)熱和磨損也就越嚴重。計算公式如下： 　　　　　　　　　

31、 (3-10) (3-11) 式中　――汽車整車質量轉化相當?shù)霓D動慣量，㎏㎡2 ――離合器開始滑磨時的發(fā)動機角速度，； 　 ――汽車總質量，Kg； 　 ――車輪滾動半徑； ――主傳動比； ――變速器傳動比。 根據(jù)經(jīng)驗、參照同類產品，選取輪胎規(guī)格為9.00－20，則=7.63，=6.24， =475mm，=8025kg。 因此　　　　　 　㎏㎡ ㎏㎡ 3．2．2 離合器蓋設計 離合器蓋與飛輪用螺

32、栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩給壓盤。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。在設計時應特別注意以下幾個問題： ① 剛度問題 離合器分離桿支承在離合器蓋上，如果蓋的風度不夠，則當離合器分享時，可能會使蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱部分的傳動效率，嚴重時可能導致分享不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器換檔困難。 ② 通風散熱 為了加強離合器的冷卻，離合器蓋上必須開許多通風窗口。 ③ 對中問題 離合器蓋內裝有壓盤、分離桿、壓緊彈簧等零件，因此它相對發(fā)動機飛輪曲軸中心線必須要有良好的定心對中，否則會破壞系統(tǒng)整體的平衡，嚴重影響離合器的正常工作。 對中方

33、式常用的有以下兩種：一是用止口對中，鑄造的離合器蓋以外圓與飛輪上的內圓止口對中。二是用定位銷或定位螺栓對中。 3．3 離合器分離裝置的設計 3．3．1 分離桿 1）分離桿結構型式的選擇 在離合器分離和接合的過程中，踏板與壓盤之間的運動聯(lián)系最后的環(huán)節(jié)為分離桿。周布螺旋彈簧離合器的分離桿數(shù)目一般采用3～6個。分離桿的結構型式與壓緊彈簧的類型有著密切的關系。本次設計選用的是周布彈簧離合器，采用6個分離桿。 在沿圓周分布的圓柱螺旋彈簧離合器中常見的分離桿結構有以下幾種類型，如圖3-2所示。 圖3－2 分離桿結構 圖3-2（a）是鍛造后經(jīng)加工制成的。與圖中其他三種結構相比，它的加工量

34、最大，結構也比較復雜。 圖3-2（b）所示是一些重型汽車上采用的結構。分離桿也是鍛制的。由于鉸鏈處全部采用了滾針軸承，因此具有摩擦損失小、傳動效率高的優(yōu)點。另外它的調整螺母在離合器上，所以調整也比較方便。 圖3-2（c）中，分離桿由鋼板沖壓而成，加工比較簡單，而且調整螺釘在分離桿外端，調整也比較方便。 圖3-2（d）所示的是中小型汽車上采用的結構。這種被稱為擺動塊式的分離桿也是由鋼板沖壓而成的，結構簡單。分離桿在壓盤上的支承方式也很簡單。此外它還具有磨損小、調整方便等優(yōu)點，所以目前在中小型汽車上采用很多。 綜上所述，根據(jù)經(jīng)驗、參照同類產品，選擇圖3-2（c）所示的分離桿結構，由低碳鋼板

35、（08鋼板）沖壓而成。 2）分離桿設計 分離桿設計時應注意如下幾個問題： ①　分離桿要有足夠的剛度 在分離離合器時，分離桿要承受很大的力，如果剛度不夠，會引起較大的變形，這不僅要降低離合器操縱機構的傳動效率，甚至還可能出現(xiàn)離合器分離不徹底。因此在結構設計時，一定要設法增加分離桿的剛度，提高其抗彎曲的能力，以減少在受力時的變形。從圖2-2所列舉的結構中可以看到，分離桿都有加強筋。 ②　分離桿的鉸接處應避免運動上的干涉 分離離合器時，壓盤沿其軸線做平行移動，分離桿與壓盤的鉸接點也跟著壓盤一起平移。與此同時，這個鉸接點還必須繞分離桿的中間支點作圓弧運動。顯然，同一個點同時做兩種運動是不可

36、能的，這就是所說的運動干涉現(xiàn)象。為了避免這種運動干涉，保證離合器能順利分離，在分離桿鉸接處的結構上必須采取相應的措施。 在圖2-2（c）結構中，分離桿的支撐叉與離合器的連接處采用了帶球面的調整螺母，而且支撐叉與離合器蓋的孔之間還留有間隙。與圖2-2（b）相比，其活動支點不在中間而是在分離桿外端與壓盤的鉸接處。這樣，在離合器分離時，支撐叉可在離合器蓋的孔中擺動，以避免分離桿的運動干涉。 ③　分離桿內端的高度可以調整 為了保證在離合器分離時分離軸承能同時壓緊所有的分離桿，使每個分離桿的受力均衡，并使壓盤不致產生歪斜，造成離合器分離不徹底和結合過程中離合器的抖動現(xiàn)象，要求各分離桿的內端必須在平

37、行于壓盤的同一平面上（其高度差一般不超過0.2mm）。 為了達到這個要求，分離桿在結構上都有相應的調整環(huán)節(jié)，我們是通過調整分離桿外端的高度來實現(xiàn)的。 ④　分離桿的鉸接處應采用滾針軸承或刀口支撐 為了減少磨損和提高效率，分離桿的鉸接處應采用滾針軸承或刀口支撐。 3．3．2 分離軸承及分離套筒 分離軸承在工作中主要承受軸向力。在分離離合器時，猶豫分離軸承的旋轉，在離心力的作用下，它同時還承受徑向力。所以在離合器中采用的分離軸承主要有徑向推力軸承和推力軸承兩種。徑向推力類適用于高速、第軸向負荷的情況，而推力類則適用低速、高軸向負荷的情況。除此之外，在某些輕型汽車上還采用由浸油的碳和石墨混合

38、壓制而成的滑動止推軸承。 在以往的設計中，分離軸承在內圈通常壓配在鑄造的分離套筒上，而分離套筒則裝在變速器第一軸軸承蓋套管外軸頸上，可以自由移動，分離離合器時軸承內座圈不動，外座圈旋轉。在離合器處于結合狀態(tài)時，分離軸承的端面與分離桿的內端之間應留有間隙＝3～4mm ，以備在摩擦片磨損的情況下，分離桿內端后退而不致妨礙壓盤繼續(xù)壓緊摩擦片，以保證可靠地傳遞發(fā)動機轉矩。這個間隙反映在踏板上為一段自由行程?，F(xiàn)在離合器操縱中常裝有間隙自動調整裝置，則＝0，踏板自由行程可減小。 因此，根據(jù)經(jīng)驗、參照同類產品，選取角接觸球軸承，它能同時承受徑向、軸向聯(lián)合載荷，公稱接觸角越大，軸向載荷能力也越大。離合器

39、分離軸承型號為：7011AC（），外形尺寸為：內徑=55mm，外徑=90mm，寬度=18mm。 軸承套筒座是用尼龍和玻璃纖維材料模壓成形，為例減輕摩擦磨損，制作時在套筒座中加有1%的二硫化鉬，起著自潤滑作用。套筒座的內孔開有矩形鍵槽，目的是減少滑動阻力，減緩來自變速器軸承蓋套筒的振動，同時也起到通風散熱和導屑的作用。 分離套筒上開有用來注潤滑油的缺口，而在離合器殼上裝有注油杯，并用軟管（或硬管）通到分離套筒的缺口處，在分離套筒內還有一定的空間供儲存潤滑油。為例保存潤滑油并防止它飛濺到離合器摩擦片上，分離軸承外圈包有薄鋼板沖壓成的防護罩。 3．4 圓柱螺旋彈簧設計 3．4．1 結構設計要

40、點 壓緊彈簧沿著離合器壓盤圓周布置時，通常都用圓柱螺旋彈簧。螺旋彈簧的兩端拼緊并磨平，這樣就可使彈簧的兩端支撐面較大，各圈受力均勻，且彈簧的垂直度偏差較小。為了保證離合器摩擦片上有均勻的壓緊力，螺旋彈簧的數(shù)目一般不得少于6個，而且應該隨摩擦片外徑的增大而增加彈簧的數(shù)目。此外，在布置圓柱彈簧時，要注意分離桿的數(shù)目，使彈簧均勻布于分離桿之間。因此，彈簧的數(shù)目應該是分離桿的倍數(shù)，即 式中m——為任意正整數(shù)。 在設計圓柱螺旋彈簧時，應根據(jù)摩擦片，選定彈簧的數(shù)目，并根據(jù)離合器工作總壓力，確定每個彈簧的工作壓力： 式中——工作總壓力，N； ——離合器壓簧的數(shù)目。 摩擦片外徑為180

41、mm時，周布圓柱螺旋彈簧的數(shù)目一般為6個，故取=6. 設計上，每一個周布圓柱螺旋彈簧的工作壓力P應不超過1000N 。 周布壓緊彈簧的外徑通常限制在27～40mm之間。這樣，便于把同樣的壓簧裝在不同尺寸的離合器上。有的離合器廠，有時還把用得較多的一些彈簧的工作高度做成相同的尺寸，而用改變鋼絲直徑和工作圈數(shù)的辦法，以獲得彈簧不同壓緊力，有利于壓簧在不同的離合器上通用。 3．4．2 彈簧的材料及許用應力 離合器周布螺旋彈簧的鋼絲直徑一般在4mm左右，由于其直徑不大，周圍環(huán)境的工作溫度特也在正常范圍之內，所以彈簧的材料大都選用65Mn鋼或碳素彈簧鋼。碳素彈簧鋼的特點是：價格低廉，原材料來源方

42、便，鋼中雜質較少，在相同表面狀態(tài)及熱處理條件下，它的疲勞性能他也不低于合金鋼彈簧。錳彈簧鋼與碳素彈簧鋼比較，優(yōu)點是：淬性好和強度高，脫碳傾向小，雖然它有過熱敏感性和回火脆性的缺點，但錳彈簧鋼價格便宜，原材料易得，故很適合于做離合器彈簧。 彈簧材料的許用應力[t]必須按照彈簧的工作特點來確定。 一般彈簧按工作特點及所受負荷的類型可分為3類 : 1類：受動載荷的彈簧； 2類：受靜負荷或負荷均勻增加的彈簧； 3類：不重要的彈簧。 由于彈簧的許用應力受材料、負荷特點、制造工藝等因素的影響，因此要根據(jù)具體情況規(guī)定許用應力值。對于汽車離合器的壓簧來說其符合狀況介于1類和2類之間，按照目前我國的

43、工藝條件，一般推薦其許用應力為800Mpa左右。 離合器的壓簧由于其簧絲直徑較小，可用冷卷法制成，卷成后一般不再淬火處理，只需要低溫回火以消除內應力。 3．4．3 彈簧的計算 已知摩擦片外徑=180mm，壓緊彈簧的數(shù)目=6，離合器的總壓緊=5925.8N。彈簧的相關計算如下： 1） 工作總壓力 2）每一個彈簧的工作壓力 N 材料選用65Mn鋼 3）彈簧絲直徑 (3-14) 式中，=785N，初選彈簧指數(shù)（旋繞比）姐姐=6，曲度系數(shù)=1.15，選=800Mpa，代入上式得

44、 mm 取鋼絲標準直徑 =5.0mm 4）由結構上確定彈簧的外徑 =35mm 5）彈簧中徑 因此 mm 6）彈簧指數(shù)（旋繞比） 因此 根據(jù)標準圓整為6. 7）實際的工作應力 因此 MPa 初選彈簧剛度=40N/mm 8）彈簧的工作圈數(shù) 式中，——材料的剪切彈性模數(shù)，對于碳鋼： 。 取=6.5 圈。 9）彈簧的實際剛度 　　　 　　　

45、(3-19) 對于離合器壓簧來說，希望K盡量小，一般=N/mm。 因此N/mm 10）彈簧的總圈數(shù) （3-20） 汽車離合器上一般采用,即每端3/4圈擰緊，并把端部鋼絲磨薄至直徑1/4. 因此 =6.5+1.5=8圈 11）彈簧的工作變形 （3-21） 因此 mm 12）彈簧的附加變形量 彈簧的附加變形量即為壓盤的分離行程，對于單片離

46、合器 =1.5~2.5；對于雙片離合器=1.5～3.0。 因此取=2.1mm。 13）彈簧的自由高度 （3-22） 式中，彈簧最大負荷時的間隙=0.5～1.5 mm。 因此 mm 14）彈簧的工作高度 因此 =70.85-26.7=44.15mm 15）彈簧的最大負荷 因此 N 為離合器徹底分離時的彈簧最大負荷，一般規(guī)定校核離合器分離時彈簧的最大負荷 較增加了， 因此符合規(guī)定要求。 3．4．4 離合器的平衡 為了

47、保證離合器工作的平衡性，離合器的旋轉零件和總成均進行靜平衡，這對告訴發(fā)動機來說尤為重要。 壓盤單件的平衡精度不低于15～20gcm 從動盤總成的平衡度不低于35gcm 離合器壓盤的平衡精度不低于30～70gcm 消除不平衡的辦法：可在相應零件上鉆孔（如在壓盤的彈簧導向座上鉆孔；或在壓盤外圓上鉆孔等），或加平衡塊（一般加在從動盤上）。 離合器總成與飛輪的相應位置靠定位銷來保證，最后還必須對離合器總成與曲軸飛輪一體進行動平衡。 4.參考文獻 [1]臧杰,閻巖.汽車構造[M].機械工業(yè)出版社,2005,8. [2]王望予主編.汽車設計[M].機械工業(yè)出版社,2004,8. [

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