汽车总体设计-第二章

2合器设计教学提示：离合器是汽车传动系的一个组成部分，直接与发动机连接，本章主要讲解离合器的分类、工作原理，离合器和扭转减振器的设计等基本内容，还介绍了离合器的设计实例。教学要求：了解离合器的结构方案、离合器的操纵机构以及离合器的结构元件，熟练掌握离合器主要参数的选择，离合器的设计与计算，扭转减振器的设计。通过设计实例深入理解和掌握离合器的设计过程。2.1 概 述现代汽车一般都以内燃机为动力，其传动系中离合器处于首端，它具有如下基本功用：(1)在汽车起步时，通过离合器主动部分(与发动机曲轴相连)和从动部分(与变速器第以保证汽车平稳起步。(2)当变速器换挡时，通过离合器主、从动部分的迅速分离来切断动力传递，以减轻换挡时轮齿间的冲击，便于换挡。(3)当传给离合器的转矩超过其所能传递的最大转矩(即离合器的最大摩擦力矩)时，其主、从动部分将产生滑磨。这样，离合器就起着防止传动系过载的作用。主动部分、从动部分、机和机部分。其轮、离合器和从动部分主要是从动机主分离、分离轴、离合器和传动部。主、从动能传递动力的基本，机是使离合器主、从动部分分离的装置。的是：靠和使用转速，传递转矩的能力(当采用动离合器时，离合器，现汽车的“双”)。对汽车离合器设计有如下基本要求：(1)既能靠传递发动机最大转矩，又能防止传动系过载。(2)接合完全且平顺、柔和，使汽车起步时无抖动、无冲击分离彻底、迅速。(3)工作能最大摩擦力矩或后备系数)力不因摩擦表面的磨损而有明显变，摩擦系数在离合器工作过程中稳定。(4)离合器从动部分转动惯量小，以减轻换挡时齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。(。、使用寿命长。结构简单紧凑质量小制造艺性维修方设计时应注意对旋转件平衡要求离心影响。2.2 式、电磁式综合式四种其中摩擦式离合器应用最为广泛。其摩擦片形状盘式、片式锥式现代各类汽按分类方式不同分为如下几类：分为圆柱螺旋弹簧离合器、圆锥螺旋弹簧离合器膜片弹簧离合器；按用方向不同分为推式离合器和拉式离合器。用化、列化要求等合理地选择离合器总成结构关组件结构。221 单片离合器单片离合器只一个从盘2.1所示乘用车上一般都采用单片离合器近年来，m时)部但是需要在结构上采取适当措施保证接合平顺常采用轴向弹性从盘来保证接合平顺。双片离合器由于摩擦面数增多因而递转矩的较大接合更加平顺、柔在递相同转矩情况下径向尺寸较小踏板也较小2.2所示但它也存在一些缺点如中间压盘性差容易引起摩擦片设计时在结构上必须采取相部分转惯量较大等这种结构一般用在递转矩较大径向尺寸受到较严格限制场合。2.1 1—2—3—4—5—6—7—8—9—10—11—()12—13—14—15—16—17—18—() 19—20—21—22—23—24—25—26—27—28—29—30—31—32—33—2.2 双1—2—34—5—6—7—8—9—10—11—12—锁13—14—15—16—17—限18—锁多片离合器增加最大质量大14t的商用车的行星齿轮变速换挡机构国外某些重型牵引车自卸车也得到应用。222 矩形断的圆锥螺旋弹簧膜弹簧等形压紧弹簧可采用圆周布置、央布置斜置等布置形。周置弹簧离合器周置弹簧的压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置一圆周如图2.2所制造方便过去广泛应用各类汽车。现乘用车n簧易歪斜甚至严重弯曲鼓出而显著降压紧力。另外也使弹簧靠到定位座柱而使接触部位严重磨损甚至出现断裂现象。因此现代乘用车改用膜弹簧、重型货车周置弹簧仍得到广泛采用。重型汽车采用时弹簧的总压力较大的操纵需加力装置。因弹簧易受压热而回火失效设计应注意弹簧与压间的隔热例如加装隔热垫、加强散热通风等。了保证的压直径的增大而增。选择的后备系β时应考虑到这种磨损后压的压紧力无法调整的情况。中央弹簧离合器央弹簧采用1～2圆柱螺旋弹簧或用一圆锥螺旋弹簧压紧弹簧布置的心压紧弹簧与的轴线相同如图2.3所示。央弹簧用圆柱缩短轴向尺寸。央弹簧的压紧用压结构可选较大的杠杆比所采用刚较小这也利减轻踏板力。此外央弹簧与压不直400～450N·m的重型汽车。斜置弹簧离合器斜置弹簧是用重型汽车的一种新结构形弹簧的轴线与的轴线成2.4FQQcosQs2.3 中央弹簧离合器1—中间离2—3—后从动4—中间5—前从动6—承7—动销 8—挡圈 9—密封垫 10—气孔盖 11—离合器壳 12—调整垫片13—板 14—离承 调整螺钉 16—离叉 锥形座 18—卡环19—座圈 20—右回位21—钢球 22—锥形紧23—性24—支承凸缘 25—离合器盖 26—座 27—销 28—离导29—离30—31、32—调整螺钉 33—检视口盖密封垫 34—检视口盖范围乘积Qcos(即紧)几乎保持不变离右拉Qcos作性能十稳定踏板较(约35%)结构最质量14t商车已有采4.膜片弹簧离合器252.4 合器1—压盘 2—减振3—摩擦4—轴承 5—斜置压紧图2.5 膜片弹簧1)26BAB'BCBC'。2)、凑轴向尺寸小零件数目少质量小。3)高速程度周置明显减小以很少稳定。4)。5)。6)。端部容易近年来由材料性提仅乘车上被广泛采且各种商车上也被量采2.6 位置图2.7(b，小是同样尺寸条下可采直径较大提高力递转矩能力且增踏板力递同转矩可采尺寸较小接状态下变形量小刚度效率踏板力般可减少约25%～30%无论接状态状态始终保持接触磨损后会形成隙而增踏板自由行程会产生冲击和噪声寿命长。专门较复杂拆卸较困难由于综性能越目前在种汽车应日益广泛。2.7 合器1—摩擦片 2—压盘 3—减振弹簧 4—飞轮 5—离合器盖 6—膜片弹簧 7—分离轴承223 式推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。如图2.8所示为双支承环形式，其中图图2.8(b)在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，提高了耐磨性，延长了使用寿命，但结构较复如图2.9所示为单支承环形式，在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台来代替后支承环2.9(a)2.9(b)所示，以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙。如图2.102.10(a)所示。或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，离合器盖上的环形凸台代替后支承环，如图2.10(b)。2.112.11(a)簧大端支承离器盖中的支承环上。2.8 (b)2.9 单2.10 无(b)224

211 –、力销、键弹性片等多前件之间都间隙将产生冲击噪声而且零件相对滑摩擦磨损降低了效率弹性片近年来广泛采用或螺栓片弹性当片受拉当拖动片受弹性片结构简单对性好平衡性力差汽车反拖易折断片故对材料求较高般采用高碳钢。225 承周置弹簧3～6个杠杆(简称杆)；膜片弹簧膜片弹簧本身形成弹性杠杆来完成；央弹簧则只弹性杆而没杠杆；斜置弹簧也只杆。，其润滑条件差磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低目前国外已采用角触推力球承采用全密封结构高温锂基润滑脂。226 会使温度高导致摩擦片度磨损结构上解决通风散热问题改善散热通风结构措施：上设散热筋或鼓风筋；盖上开较大通风；外壳上设通风；双间内铸出通风槽；外壳内装一2.12227

212 213工作性能影响很大又是离合器结构中薄弱环节。213 1—阻尼弹簧铆钉 2—减振器阻尼弹簧 3—从动盘铆钉 4—摩擦片 5—从动盘本体 6—减振器弹簧7—摩擦片铆钉 8—阻尼片铆钉 9—从动盘铆钉隔套(起减振器限位销作用)10—减振器阻尼片 11—从动盘毂 12—减振器盘对其影响要小放，摩擦表面不发生“粘合”。适宜在从动片上装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘结方式可增大实际摩从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高，材料常用中碳钢板或低碳钢板，一般厚度为1.3～2.5mm，表面硬度为35～40HRC。2.3 231 摩擦离合器是靠存在于主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩T为cT

(2-1)c cf为摩擦面间的静摩擦系数，计算时一般取0.25～0.30F为压盘施加在摩擦面上的工作压力(N)R为摩擦片的平均摩擦半径(mm)Z为摩擦面数，单片离合器的Z2，c双片离合器的Z4。2.14pds0dT

fpdsfp2dd

(2-2)0 0214 R2π

R3r3T r 0

2dd2πfp0 0 3

(2-3)Rmmrmm)。p为0 p0 π

D2d2 π

R2r2

(2-4)Dmm)D2RddZ

2r。TZT

2πfpZ

R3r3

(2-5)c 0 3 (2-4) 2 TfZFc 3

R3r3R2r2

(2-6) R 2Rc 3

c R3r3R2r

(2-7)d/D≥6RcDdR

Rr

(2-8)c 4 2(2-4)(2-7)(2-1)得π Tc

fZpD30

1

(2-9)ccd/D3～7了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩设计时T应大于发c动机最大转矩即

TT

(2-10)c emaxT 发动机最大转矩)；离合器的后备系数定义离合器所能传递的emax最大静力矩发动机最大转矩之比1。pD、d和厚度b以及结构0Z和离合器间隙tf。232 是离合器设计的一个重要参数它反映了离合器传递发动机最大转时应考虑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。为由于工作比较粗暴转矩较不平稳值应比汽油机大些。发动机缸。2-1 6t的商用车最大总质量6～14t的商用车挂车1.20～1.751.50～2.251.80～4.00233 0p0选尺寸、材料及其质量和后00应取小些；后备系数较大时p0。当摩擦片采用不同的材料时， p 取值范围见表2-2。02-2 p 0料 p/MPa0模压 0.15～0.25石棉基材料粉末冶金材料

编织 0.25～0.35铜基0.35～0.50铁基金属陶瓷材料 0.70～1.50D、内d和厚度b摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩T 已知，结合式和式emax适当选取后备系数和单位压力 p ，可估算出摩擦片外径012T3πfZp 12T3πfZp 1c3e0摩擦片外径D也可根据发动机最大转矩T 按如下经验公式选取emaxTemaxDTemaxD

(2-12)式中，K 为直径系数，取值范围见表 2-3。D2-3 直系数K 车型直车型直KD乘用车最大总质量为 1.8～14.0t的商用车最大总质量大于 14.0t的商用车14.60～5（单片离合器）5～0（双片离合器）22.5～24.0当摩擦片外径D确定后，摩擦片内径d可根据d/D在 0.53～0.70之间来确定。在摩擦片外径 D相同时，选用较小的摩擦片内径d虽可增大摩擦面积，提高传转矩的力，但使摩擦面的压力不，使摩擦片内、外的相对大GB/T《汽车用离合器面片》，所选的D使摩擦片最大不超过65～s，以免摩擦片发生飞离。按T 初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系化和e化，表 2-4为我国摩擦片尺寸的。2-4 D/mm d/mm b/mm cd/D 1c3 /cm21601103.20.6870.6761061801253.50.6940.6671322001403.50.7000.6571602251503.50.6670.7032212501553.50.6200.7623022801653.50.5890.7964023001753.50.5830.8024663251903.50.5850.80054635019540.5570.82767838020540.5400.84372940522040.5430.84090843023040.5350.8471037b3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。fZ间隙tf取决于所用材料及其工作温、单位压力和滑磨速等的f受工作温、单位压力和滑磨速影响较大，而粉末冶金材料和金属陶瓷材料因数f较大且稳定。各种材料因数f2-5。面数Z为离合器从动盘数两倍，决定于离合器所需传递转矩大小及其结构尺寸。2-5 f的取值范围石棉基材料粉末冶金材料

材料 f模压 0.20～0.25编织 0.25～0.35铜基 0.25～0.35铁基 0.35～0.50金属陶瓷材料 0.4离合器间隙t是指离合器处于正常接合状态，分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置间隙，该间隙t3mm。2.4 算241 iF为F

F8FDK

i8FC

(2-13) pπd3

(2-14)πd2DdCpCD/d6Kp4CK 2/C34CF max65Mn700MPa左。CKF有8FC8FCnd、C确定sn Gd4s 8D3Kp

(2-16)GG303K按下确定FK FF

(2-17)

f程变形量它等于盘行程单盘f6m双盘

mmF 于0F。

max多2F 间max5。242 2.15所示锥通矩形截面其截面高h宽t之h/t26弹簧圈的尺寸分别相同时。螺圈的旋绕应使其压紧时各圈能位于同一平面内，以获得弹簧的最小高度。圆柱螺旋弹簧的旋绕比Dp

/d是一常值，因此各圈刚度相等。圆锥螺旋弹簧的旋绕比是变的，其大端弹簧圈的旋绕比Dm2

/d最大，而刚度最小；小端弹簧圈的旋绕比D /d最小，而刚度最大，各圈的刚度都不相同。因此，弹簧受载时各圈的变形也就不同，m1大端弹簧圈变形最大，它首先和底面触合，然后依次逐圈触合直至弹簧被完全压平。这样，弹簧的特性曲线也就不是线性的，而是分成两段：当弹簧圈尚无触合时，变形与受力之间成线性关系，特性曲线为一段直线；当大端第一圈开始触合，变形与受力间的正比关系消失，且随着变形的增加，力的增长越来越快，弹簧也越来越硬。这是因为随着触合圈数的增多，工作圈数变得越来越少，而其余正在工作的弹簧圈的平均旋绕比也逐渐变小的缘故。215 的计算也就不同。第一圈触合前0PP)弹簧的变形为cPπir2r2 1 2 1 2GJ

(2-18)P中P上(N)ir半径1

r为弹簧2半径G材料剪切模量钢材G8104∼8.3104MPa；

P为第一圈触c用上

JP

J ，系数与形截P面的高与宽之比值h/t的关系见表2-6。2-6 与比值h/t的关系h/t1.01.21.52.02.53.04.06.08.010.00.1400.1940.2940.4570.6220.7901.1231.7892.4563.123第一圈触合时作用在弹簧上的力P为cGJ HP P 0c 2πir32

h

(2-19)Hh。

0

PP)为c c

r r2H h1

1

1

(2-20)c 0

r

r2 2P 为maxPmax

Pr3r/cr3

(2-21)1 2PPPP c 0.25H

h

P P

4 10

433

cP1

(2-22)/r P r1 2 c 2 (MPa)max Mmax

(2-23)Wh3P2P3P2Pc

(2-24)2M P maxPWW

t3，ch hc2-7、及刚c法如下 Pr2 v

2Pi

rr r2r2cP

1 2 1 Gh4Gh4

(2-25) 2i

r2r2v7

1 2 1 22-7 v1.01.21.52.02.53.04.00.2080.2630.3460.4930.6450.8011.150vv0.2312.670.2461.7130.2581.2560.2670.995243 膜片弹簧的载荷与变形之间的关系O2.16、压紧状11受2.17布想集加F表加相对为力11F为1 1πEh

Rlnr

Rr Rr F 1

H

H

h2

(2-26)1 6

12

Rr2

1Rr

2Rr 1 1 1 1 1 1EE105 a；3；r为部大端小端半Rr1 1支撑环加半。216 点O态 (b)态 (c)217 。设轴承对指施F形是2 2下对应关系 1 2

(2-27)Rr rr1 1 1 fr径定 式f以rr 1 f2 Rr 11 1 Rr1 1 11 rr2 1 f形可以是F引起也可以是F满足下关系FF1 2 1 2引起形是相同。FRrFr

(2-29)1 1 1 2 1 f以RrF 1 1F2 rr 1 frr

(2-30)F11

fFr 21 1r。f轴承对指F与在与盘接触处之间关系2 12.17(c)把式(2-30)代入式得1F 1

lnR R RrH H11Rr1 12Rr1 1

R r h2

(2-31)1 6

12

Rr21 1π R

F

H

R rH

1R rh2

(2-32)2 6

12

Rr rr 1Rr 2Rr 1 1 1 f 1 1 1 1)))F。应该指出是从自由状2 2 22f态算起的膜片弹簧分离指加载点的变形量与离合器分离时分离轴承的移动行程 不同，2f如图2.17(c)所示 是从离合器接合状态算起的膜片弹簧分离指加载点的变形量设 是2f 从离合器接合状态算起的膜片弹簧与压盘接触点的变形量则根据杠杆关系有1 rr1

(2-33)1 2f Rr 1 形图82f 2f如果考虑这种弹性体变形分离轴承的总移动行程 为2F

(2-34)2F 2f 2f218 膜片弹簧的强度计算O转6OOO2.19xy E

x/2

(2-35)t 12

exe为eRr/nR/r。2.19 中的分布xOy 0ty(/2)x

t(2-36)t/)/)/))Ox/2.19xey/xKxey/)xOKtBK/)eh/2A当/)eh/2BBxeryh/2Ber/2h E 212

e

er

(2-37) E er2rh 12 r 2

2 dtB

/d0 p p 2

hr

(2-38) 9B h/2r tB≤该取算

f p≤B p f p f来计算。B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力作用下还受有弯曲应力 ，其表达式rB6rF f 2prB nbh2r

(2-39)r式中，n为分离指的数目；b为一个分离指的根部宽度。由于弯曲应力 (拉应力)rrB力 相垂直，根据最大剪应力理论，BtB

(2-40)rB 在实际设计中，通常用此当量应力校核膜片弹簧的强度，即 不超过许用应力。Bj膜片弹簧H/h和板厚hH/h式当H/h 2，Ff为增函数；H/h 2时，Ff有一极值，1 1 1 1H/h

2f有一极大值和一极小值当H/h2 2时，Ff

1 1的极小值落在横坐标上。为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合1 1器用膜片弹簧的H/h一般为1.5～2.0，板厚h为2～4mm如图2.20所示。图2.20 膜片弹簧的弹性特性曲线R/rRrR/r越大，弹簧材料利用越，弹簧越受直和压紧力的/r一般为1.2～1.35，推式膜片弹簧的R值应为大于于片的R，拉式膜片弹簧的r值为大于R摩c c片R值比推式的大。的选择。膜片弹簧由下与H切，H/Rr H/Rr9°～15°范围。膜片弹簧工作点位2.6H /21H 1M MH之间，一般

，以保证片1B F F B1B 1ACNnn12。r2.21rr0 1 0rr。1 0)r15mm 0mmr1 2 e 1 2 err≥e 2

要求。(8)盘加载R和支撑环加载rRr将影响1 1 1 1刚rrRRR。1 1221 2.5 主要是降低传动系首扭转刚而降低传动系扭转系统某阶(通三阶)固能避开发动机转矩主谐激励引起共振阻尼元件主要是有效地耗散振动能因此扭转振具有下功能。降低发动机曲与传动系接部扭转刚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振幅并衰因冲击而产生瞬态扭振。控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振及噪声。缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。所示，广泛采用具有怠速级的两级级非线性扭转减振器。有采用螺旋弹簧作为弹性元件，以器的。222 性减振器的扭转刚度k和元件间的转T两主减φ u振器的减振。其设转T、预紧转T和转角等。j n j扭转减振器极限转矩Tj转如图2.22指减振器在消除位销与从动盘毂缺口之间的间隙(见1图2.23)等因素，与发动机最大转有关，一般可取T5~0Tj e

(2-41)式中，商用车系1.5，乘用车系2.0。2.23 减振器尺寸简图TT T

jT

φmaxj φj φTjGrTT 2 r

(2-42)j φ

ii0g1G取8r半2 rii 0 g1扭转kφ了避免引起共要合理选择扭k共现象不发φ在发机常用工作速范围内。k决定于弹簧线及其结构布置尺寸。φ设弹簧分布在半径R圆周上从片对从盘毂过(rad)弹簧相0应变形量R 。此需加在从片上0φT1000KZR2j

(2-43)T过K线ZR。jkφ

0T/K

1000KZR2

(2-44)φ j 0k(N。φ设计可按经初选k为φK ≤13Tφ j

(2-45)扭转减振器阻尼摩擦转矩Tμk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φ机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T。一般可按μ下式初选为

T~T

(2-46)μ 预紧转矩TnT增加，共振频率将向减小频率的方nT不应大于T作，故取

n μT~0.15T

(2-47)n 减振弹簧的位置半径 R0R的尺寸应尽可能大一些，一般取0R~0.75d

(2-48)0 2减振弹簧ZjZ2-8选取。j摩擦片外径D/mm225～250250摩擦片外径D/mm225～250250～325325～350>350Zj4～66～88～10>10减振弹簧F当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值TF

1 2TF j

j R0极限转角jTT为n

j2arcsinlj 2R0

j(2-50)3～j j目前用在特性上存在如下局性：它不能使发机、速系统固有频率降低发机怠速速以下因此不能避免怠速共速系统固有频率一般40～70Hz。速～速n怠速速。它在发机实用速范围1000～2000r/min内难以过降低刚度来得到更效果因在结构位置半径较小其又受制如降低刚度就会并难以确保允许传递能力。2.6 汽车传系会有一两个固有频率一般2～3阶)落在发机用速范围之内，系共固有频率只有在速和离合之间(在扭之前)加惯要做在速和离合之间加惯最好也是唯一办法是在结构设计上把原先装在离合上扭移至飞轮处把飞轮分成两部分：第1质飞轮和第2量飞轮第1质飞轮直接装在曲轴上起原来飞轮用；第2质飞轮独立于第1量这两者之间装有容扭扭过该扭l质2质飞轮联系2质飞轮起附加质用离合2质飞轮上。当离合接合上第2质飞轮和速第1轴呈刚性连接因此第2质飞轮实际等第1轴前端惯双质2.24所示。2.24 具有双质量飞轮减振器的膜片弹簧离合器1—扭转减振器弹簧 2—第1质量飞轮 3—第2轮 4—成 5—离合器从动盘6—轴承 7—连接盘 8—滚针轴承 9—发动机曲轴这就减少了离合器从动部分的转动惯量，对变速器的换挡及提高变速器中的同步器寿命十分有利。装有普通扭转减振器及双质量飞轮传动系统的简化模型如图2.2515Hz450r/min300r/min1.414就有隔振效果。发动机怠速的转速一般都在600r/min以上，故双质量飞轮的减振效果将会十分明显，它的优点如下：2.25 两种模型()。双质量飞相当于一机械低通滤波，改善了隔振效果，这样就可以中采用低黏的油而不会有。8改善内的水平，图2.26显示普通减振双质量飞内的程，很宽的内采用双质量飞低转。8226 4由于双质量飞的扭转刚可设计得较低，传系发生的共振频率通常工况之下。但当发机启或停时都要穿过共振区，当较大质量飞进入共振状态时，就可能产生大于发机功率好几倍的能量。这种振能量级别会很快损坏减振，因此设计双质量飞时一定要把吸收并耗散这一能量的措施纳入双质量飞的设计中。双质量飞所2.2731级为2级为级或级，第3级为限位级。2.27 减振器设计特性曲线经验表明，双质量飞轮扭转减振器采用干摩擦作为阻尼对弹簧寿命并不利。因为弹簧在双质量飞轮中的安装半径、移动行程都要比装在从动盘中的大，没有润滑会加快弹簧磨损，采用润滑介质可以解决这种磨损问题，但是它必须能适应周围环境：1)工作温度从40℃到大于200℃。2)能适应大的离心力和持续大的振荡运动这种环境容易促成润滑介质的分解。3)有较长的工作寿命。228 ()理想的物，但在要的理：的，的要到振时润滑它较的阻尼。比较、可，成对较低。中，利用润滑合作为润滑和阻尼介质的，如228。的是采用长的弹簧。减振器的转75减振器的扭转刚度可降低双质量飞轮能全面改善噪声水平，但从商品的角度还要考虑其成本、附加重量和结构复杂程度。2.7 271 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。为减轻驾驶员的疲劳，要求踏板力尽可能小，乘用车一般在80～130N左右，商用车不应超过80～150mm。应有踏板行程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影响其正常工作，工作可靠、寿命高，维修保养简易、方便等。272 常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式和自动操纵机构等。机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系操纵机构结构简单、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，发动机的振动和车架或驾驶室的变形都会影响其正常工作。在远距离操纵时，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。绳索操纵机构可消除上述缺点，且可采用适宜驾驶员操纵的吊挂式踏板结构，但其寿命较短，机械传动效率也不高，多用于某些轻型轿车中。液压式操纵机构主要由吊挂式离合器踏板、主缸、工作缸、管路系统和回位弹簧等部分组成，具有摩擦阻力小，传动效率高，质量小，布置方便，便于采用吊挂踏板，驾驶室容易密封，发动机的振动和车架或驾驶室的变形不会影响其正常工作，离合器接合柔和等优点，所以它广泛应用于各种形式的汽车中。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。其助力器主要有弹簧式助力器和气压式助力器。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。它由踏板、操纵阀、工作缸、储气筒和管路等组成。操纵轻便是其突出优点。设计时必须保证其随动作用，即工作缸活塞杆的行程与踏板行程成一定比例，而与作用时间的长短无关。这样就能保证当逐渐放松离合器踏板时，离合器能平稳而柔和地结合。自动操纵机构由附在变速手柄上的触动开关控制离合器的自动分离，并能在换挡后根据车速、油门开度等信号，通过随动机构使离合器平稳接合，实现对汽车的双踏板控制。273 总总。踏板总行程S 由自由行程S S两部分组成，即gS S S g

(2-51)总传动比ij

Sji ace

(2-52)j bdf S acS

(2-53)b b 总传动比iy

jSyac

e

d2i 2

(2-54)1y bd1

fd2ac

d2S 2

(2-55)1y bdd2 y1中，为分离轴承自由行程，一般为反映到踏板上即为踏板自由行程S ，20～30mmS为SZc

SmZ为离合器摩擦表面数，单片离合c器Z 2器Z 4；c c，双片取为离合器在结合状态下从动盘变从动盘取m，对非弹性从动盘取mb，c，d，e，f，d，d2.27所示。1踏板总行程S

2不应大于150～180mm。(a)式 (b)图2.29 合器操纵机构简图2离合器彻底分离时的踏板力QPQ QPi

(2-56)Pmax

i

Q为h。作功忽略为WPP

n S

(2-57)sPP maxnSs在规定和行程允许范围内司做30J。由式可知了降低WS值增大值来实现。2.8 例离合器小型以至重型载重汽车。这种形式其最大要小%膜片。整车最大质量：14t方：膜片式发最大扭矩T emax膜片工作F：9000N结构尺寸和强度计算摩擦片尺寸确定确定摩擦片外径尺寸用下面经验公计算：TemaxDTemaxDT K K 4。emax

D D658D mm658T4D的内径d6。离合器摩擦力的确定摩擦力是摩擦刚开始工作并无磨损的条件下离合器的摩擦力此时离合0矩T fFzR

4

N·m

1

D3d3f5z4R 8；0 3 D2d2可保证摩擦在许可磨损范围内所传递的静摩擦力不会降低。离合器后备系的计算后备系

TT

1357.22.06658总质量6～14t的后备系本设计后备系2.06。离合器单位压力的计算F F 9000 p 0.112 0 A π

D2d2

π3802