汽车万向节介绍11754.docx

 第一节节      摩摩擦离合合器的结结构型式式选择     现代汽汽车摩擦擦离合器器在设计计中应根根据车型型的类别别，使用用要求，与与发动机机的匹配配要求，制制造条件件以及标标准化、通通用化、系系列化要要求等，合合理地选选择离合合器总成成的结构构和有关关组件的的结构，现现分述如如下：   11从动动盘数及及干、湿湿式的选选择  （11）单片片干式摩摩擦离合合器   其其结构简简单，调调整方便便，轴向向尺寸紧紧凑，分分离彻底底，从动动件转动动惯量小小，散热热性好，采采用轴向向有弹性性的从动动盘时也也能接合合平顺。因因此，广广泛用于于各级轿轿车及微微、轻、中中型客车车与货车车上，在在发动机机转矩不不大于10000N··m的大型型客车和和重型货货车上也也有所推推广。当当转矩更更大时可可采用双双片离合合器。  （22）双片片干式摩摩擦离合合器   与与单片离离合器相相比，由由于摩擦擦面增多多使传递递转矩的的能力增增大，接接合也更更平顺、柔柔和；在在传递相相同转矩矩的情况况下，其其径向尺尺寸较小小，踏板板力较小小。但轴轴向尺寸寸加大且且结构复复杂；中中间压盘盘的通风风散热性性差易引引起过热热而加快快摩擦片片的磨损损甚至烧烧伤碎裂裂；分离离行程大大，调整整不当分分离也不不易彻底底；从动动件转动动惯量大大易使换换档困难难等。仅仅用于传传递的转转矩大且且径向尺尺寸受到到限制时时。  （33）多片片湿式离离合器   摩摩擦面更更多，接接合更加加平顺柔柔和；摩摩擦片浸浸在油中中工作，表表面磨损损小。但但分离行行程大、分分离也不不易彻底底，特别别是在冬冬季油液液粘度增增大时；轴向尺尺寸大；从动部部分的转转动惯量量大，故故过去未未得到推推广。近近年来，由由于多片片湿式离离合器在在技术方方面的不不断完善善，重型型车上又又有采用用，并有有不断增增加的趋趋势。因因为它采采用油泵泵对摩擦擦表面强强制冷却却，使起起步时即即使长时时间打滑滑也不会会过热，起起步性能能好，据据称其使使用寿命命可较干干式高出出56倍。   22压紧紧弹簧的的结构型型式及布布置   离离合器压压紧弹簧簧的结构构型式有有：圆柱柱螺旋弹弹簧、矩矩形断面面的圆锥锥螺旋弹弹簧和膜膜片弹簧簧等。可可采用沿沿圆周布布置、中中央布置置和斜置置等布置置型式。根根据压紧紧弹簧的的型式及及布置，离离合器分分为：  （11）周置置弹簧离离合器   周周置弹簧簧离合器器的压紧紧弹簧是是采用圆圆柱螺旋旋弹簧并并均匀布布置在一一个圆周周上。有有的重型型汽车将将压紧弹弹簧布置置在同心心的两个个圆周上上。周置置弹簧离离合器的的结构简简单、制制造方便便，过去去广泛用用于各种种类型的的汽车上上。现代代由于轿轿车发动动机转速速的提高高(最高转转速高达达5000070000rmin或更高)，在高高转速离离心力的的作用下下，周置置弹簧易易歪斜甚甚至严重重弯曲鼓鼓出而显显著降低低压紧力力；另外外，也使使弹簧靠靠到定位位座柱上上而使接接触部位位严重磨磨损甚至至出现断断裂现象象。因此此，现代代轿车及及微、轻轻、中型型客车多多改用膜膜片弹簧簧离合器器。但在在中、重重型货车车上，周周置弹簧簧离合器器仍得到到广泛采采用。   （2）中央央弹簧离离合器     采用一一个矩形形断面的的圆锥螺螺旋弹簧簧或用12个圆柱柱螺旋弹弹簧做压压簧并布布置在离离合接触触，因此此压盘由由于摩擦擦而产生生的热量量不会直直接传给给弹簧而而使其回回火失效效。压簧簧的压紧紧力是经经杠杆系系统作用用于压盘盘，并按按杠杆比比放大，因因此可用用力量较较小的弹弹簧得到到足够的的压盘压压紧力，使使操纵较较轻便。采采用中央央圆柱螺螺旋弹簧簧时离合合器的轴轴向尺寸寸较大，而而矩形断断面的锥锥形弹簧簧则可明明显缩小小轴向尺尺寸，但但其制造造却比较较困难，故故中央弹弹簧离合合器多用用在重型型汽车上上以减轻轻其操纵纵力。根根据国外外的统计计资料：当载货货汽车的的发动机机转矩大大于4004500N·m时，常常常采用用中央弹弹簧离合合器。  （33）斜置置弹簧离离合器   是是重型汽汽车采用用的一种种新型结结构。以以数目较较多的一一组圆柱柱螺旋弹弹簧为压压紧弹簧簧，分别别以倾角角（弹簧簧中心线线与离合合器中心心线间的的夹角）斜斜向作用用于传力力套上，后后者再推推动压杆杆并按杠杠杆比放放大后作作用到压压盘上。这这时，作作用在压压杆内端端的轴向向推力等等于弹簧簧压力的的轴向分分力。当当摩擦片片磨损后后压杆内内端随传传力套前前移，使使弹簧伸伸长，压压力减小小，倾角角亦减小小，而cos值则增增大。这这样即可可使在摩摩擦片磨磨损范围围内压紧紧弹簧的的轴向推推力几乎乎保持不不变，从从而使压压盘的压压紧力也也几乎保保持不变变。同样样，当离离合器分分离时后后移传力力套，压压盘的压压紧力也也大致不不变。因因此，斜斜置弹簧簧离合器器与前两两种离合合器相比比，其突突出优点点是工作作性能十十分稳定定。与周周置弹簧簧离合器器比较，其其踏板力力约可降降低35。  （44）膜片片弹簧离离合器   膜膜片弹簧簧离合器器具有很很多优点点：首先先，由于于膜片弹弹簧具有有非线性性特性，因因此可设设计成当当摩擦片片磨损后后，弹簧簧压力几几乎可以以保持不不变，且且可减轻轻分离离离合器时时的踏板板力，使使操纵轻轻便；其其次，膜膜片弹簧簧的安装装位置对对离合器器轴的中中心线是是对称的的，因此此其压力力实际上上不受离离心力的的影响，性性能稳定定，平衡衡性也好好；再者者，膜片片弹簧本本身兼起起压紧弹弹簧和分分离杠杆杆的作用用，使离离合器的的结构大大为简化化，零件件数目减减少，质质量减小小并显著著地缩短短了其轴轴向尺寸寸；另外外，由于于膜片弹弹簧与压压盘是以以整个圆圆周接触触，使压压力分布布均匀，摩摩擦片的的接触良良好，磨磨损均匀匀，也易易于实现现良好的的散热通通风等。膜片弹簧簧离合器器在轿车车及微型型、轻型型客车上上已得到到广泛的的采用，而而且逐渐渐扩展到到载货汽汽车上。国国外已设设计生产产了传递递转矩为为8020000N··m、最大大摩擦片片外径达达4200mm的膜片片弹簧离离合器系系列，广广泛用于于轿车、客客车、轻轻型和中中型货车车上。甚甚至某些些总质量量达2832tt的重型型汽车也也有采用用膜片弹弹簧离合合器的。但但膜片弹弹簧的制制造成本本比圆柱柱螺旋弹弹簧要高高。   膜膜片弹簧簧离合器器的操纵纵曾经都都是采用用压式结结构。当当前，膜膜片弹簧簧离合器器的压式式操纵已已为拉式式操纵结结构所取取代。后后者的膜膜片弹簧簧为反装装，并将将支承圈圈移到膜膜片弹簧簧的大端端附近，使使结构简简化、零零件减少少、拆装装方便；膜片弹弹簧的应应力分布布也得到到改善，最最大应力力下降；支承圈圈磨损后后仍保持持与膜片片的接触触使离合合器踏板板的自由由行程不不受影响响。而在在压式结结构中支支承圈的的磨损会会形成间间隙而增增大踏板板的自由由行程。   33从动动盘的结结构型式式简单的从从动盘由由从动片片、摩擦擦片及从从动盘毂毂铆接而而成，其其结构简简单、质质量小，有有时用于于重型汽汽车尤其其是双片片离合器器中。   采采用带扭扭转减振振器的从从动盘是是发展趋趋势，轿轿车均采采用之。这这时，从从动片与与花键毂毂间通过过减振弹弹簧相联联，具有有切向弹弹性以消消除高频频共振并并起缓冲冲作用，在在从动片片、花键键毂与减减振盘问问有减振振摩擦片片，装碟碟形垫片片作弹性性夹紧后后起摩擦擦阻尼作作用，并并使阻尼尼力矩保保持稳定定，以吸吸收部分分能量、衰衰减低频频振动。扭扭转减振振器按发发动机及及传动系系专门设设计并经经试验修修正，则则可得到到最佳减减振、降降噪效果果。线性性弹性特特性的扭扭转减振振器，减减振弹簧簧由一组组圆柱螺螺旋弹簧簧组成，常常用于汽汽油机汽汽车。柴柴油机怠怠速旋转转不均匀匀度较大大，会引引起变速速器常啮啮合齿轮轮间的敲敲击。采采用二或或三级非非线性扭扭转减振振器并使使第一级级减振弹弹簧组的的刚度小小，可缓缓和柴油油机怠速速不平稳稳及消除除变速器器怠速噪噪声。   为为了使离离合器接接合平顺顺，从动动片尤其其是单片片离合器器的从动动片，一一般都使使其具有有轴向弹弹性。最最简单的的方法是是在从动动片上开开T形槽，外外缘形成成许多扇扇形，并并将它们们冲压成成依次向向不同方方向弯曲曲的波浪浪形。两两边的摩摩擦片则则分别铆铆在每相相隔一个个的扇形形片上。在在离合器器接合时时，从动动片被压压紧，弯弯曲的波波浪形扇扇形部分分被逐渐渐压平，使使从动盘盘上的压压力和传传递的转转矩逐渐渐增大，故故接合平平顺柔和和。这种种切槽有有利于减减少从动动片的翘翘曲。其其缺点是是很难保保证每片片扇形部部分的刚刚度完全全一致。   分分开式结结构中，波波形弹簧簧片与从从动片分分别冲压压成型后后铆在一一起。由由于波形形弹簧片片是由同同一模具具冲制，故故其刚度度比较一一致；由由于波形形弹簧是是采用比比从动片片更薄的的钢板(厚度仅仅为0.77mm)，故这这种结构构容易得得到更小小的转动动惯量，这这些方面面都优于于整体式式结构。上上述两种种结构尤尤其是后后一种多多为轿车车所采用用。在载货汽汽车上常常采用一一种所谓谓组合式式从动片片。这种种结构在在靠近压压盘一侧侧的从动动片上铆铆着波形形弹簧片片，摩擦擦片则铆铆在波形形弹簧片片上，而而靠近飞飞轮一侧侧的摩擦擦片则直直接铆在在从动片片上。其其转动惯惯量较大大，但对对于要求求刚度较较高、外外形稳定定性较好好的大型型从动片片来说，这这种结构构也是可可以采用用的。当当载货汽汽车离合合器的直直径小于于3800mm时，则则从动片片仍可采采用前两两种结构构。 第二节节     离合合器基本本参数的的确定    2.11摩擦片片或从动动盘设计计计算   摩摩擦片或或从动盘盘的平均均外径根根据离合合器能全全部传递递发动机机的最大大转矩来来选择：   式式中离合器器的后备备系数，轿轿车、轻轻型货车车1.33011.755，中、重重型货车车1.66022.255，越野野汽车、挂挂车2.003.5；       ZZ摩擦面面数；       TTemaax发动机机最大转转矩，N·m；       PP作用在摩摩擦面上上的总压压紧力，N；      f摩擦系系数，计计算时一一般取0.22500.30。      摩擦片片平均摩摩擦半径径Rm（当压压力均布布时）为为：               式中D摩擦片片外径；         d摩擦片片内径。   当当发动机机的最大大转矩已已知，离离合器的的结构型型式和摩摩擦片材材料已定定，z和f便已定定。选好好p0及，则摩摩擦片尺尺寸即可可确定。对对于石棉棉基摩擦擦材料，通通常取p00.11500.255MPaa，且较较小值用用于发动动机后备备功率较较小、离离合器使使用频繁繁的汽车车，装载载质量大大或在坏坏路面上上行驶的的汽车。当当摩擦片片外径较较大时，为为降低其其外缘处处的热负负荷，也也应降低低p0值。轿轿车可取取0.11800.288MPaa；货车车为0.11400.233MPa；城市市公共汽汽车：一一般单片片取0.113MPPa，大的的双片取取0.11MPaa。粉末末冶金摩摩擦片的的p0可取0.3350.550MPPa；金属属陶瓷材材料允许许超过0.770MPPa，甚至至可达1.552.0MPPa。选择时应考考虑到：为了能能可靠地地传递发发动机最最大转矩矩及防止止过长时时间的滑滑磨，应取较较大值；为了防防止传动动系过载载、保证证操纵轻轻便以及及使离合合器尺寸寸不致过过大，卢卢应取较较小值。当当发动机机后备功功率大，使使用条件件好，离离合器压压盘的压压力在使使用中可可调整或或变化不不大时，可选小小些；当当使用条条件恶劣劣，需要要拖带挂挂车以及及为了提提高起步步能力、减减少滑磨磨时，可取大大些。   为为了便于于布置扭扭转减振振器，要要求加大大内径，从从而加大大了内、外外径之比比值。此此比值的的增大也也有利于于离合器器的散热热和减小小摩擦片片内外缘缘滑磨速速度差。但但过多地地增大此此比值会会使摩擦擦面积减减小，影影响传递递转矩的的能力。一一般来说说对高速速发动机机此比值值应取大大些。 2.2压压紧弹簧簧的设计计计算2.2.1圆柱柱螺旋弹弹簧   周周置圆柱柱螺旋弹弹簧的数数目约为为6224个，不不宜太少少，以便便得到均均匀的压压力，且且应是分分离杠杆杆数目的的整数倍倍，以避避免压盘盘在分离离时偏斜斜。在确确定弹簧簧数目时时应考虑虑到对轻轻、中型型装载量量的汽车车来说，每个弹簧的压紧力不应超过600700N；而对大型汽车来说则不应超过1000N。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，以便把同样的压簧装在不同尺寸的离合器上。有时离合器厂还把用得较多的一些弹簧的工作高度做成相同的尺寸，而用改变钢丝直径和工作圈数的方法获得不同压紧力，以利于在不同的离合器上通用。  （11）弹簧簧钢丝直直径   式式中P工作负负荷；         K'曲度系系数，K'=（4C-1）/（4C-4）+0.6155/C；       CC弹簧指指数，取取68；       许用应应力。   对对于汽车车离合器器压簧，推推荐其许许用应力力为7000MPaa，一般般不应超超过70007550MPPa；最大大应力不不应超过过80009000MPPa。       （2）工作作圈数         式中中G剪切弹弹性模量量，钢材材：G=88×1048.3×104MPa；        Dm弹簧中中径，Dm=D-d，其中D为弹簧簧外径，mm；       KK弹簧刚刚度，一一般2045NN/mmm。 2.2.2膜片片弹簧   膜膜片弹簧簧基本参参数的选选择  （11）比值Hh的选择择   此此比值对对膜片弹弹簧的弹弹性特性性影响极极大，因因此，要要利用Hh对弹簧簧特性的的影响，正正确地选选择该比比值，以以得到理理想的特特性曲线线及获得得最佳的的使用性性能。一一般汽车车的膜片片弹簧离离合器多多取1.55<（H/h）<2。  （22）膜片片弹簧工工作点位位置的选选择   汽汽车离合合器膜片片弹簧特特性曲线线的形状状如图5·28所示。选选择好曲曲线上的的几个特特定工作作点的位位置很重重要。拐拐点T对应着着膜片弹弹簧的压压平位置置，而1T为曲曲线凸点点M和凹点N的横坐标标平均值值。B点为新新离合器器（摩擦擦片无磨磨损）在在接合状状态时的的工作点点，通常常取在使使其横坐坐标为久久1B（0.881.0）1T的位位置，以以保证摩摩擦片在在最大磨磨损后的工工作点A处压紧紧力变化化不大。摩摩擦片总总的最大大允许磨磨损量可按下下式求得得：=Zc·S0  式中中Zc离合器器的摩擦擦片工作作表面数数目，例例单片Zc=2；      S0每个摩摩擦工作作表面的的最大允允许磨损损量，一一般为0.551mmm。      C点为离离合器彻彻底分离离时的工工作点。它它以靠近近N点为好好，以减减小分离离轴承的的推力使使操纵轻轻便。  （33）R及Rr的选择择   膜膜片弹簧簧的大端端半径只只应根据据结构要要求和摩摩擦片的的尺寸来来确定。比比值Rr的选定定影响到到材料的的利用效效率。Rr愈小，则则弹簧材材料的利利用效率率愈好。碟碟形弹簧簧储存弹弹性能的的能力在在Rr=11.82.00为最大大，用于于缓和冲冲击、吸吸收振动动等需要要储存大大量弹性性能的碟碟簧最佳佳。但对对汽车离离合器膜膜片弹簧簧来说，并并不要求求储存大大量的弹弹性能，而而应根据据结构布布置及压压紧力的的需要，通通常取Rr1.221.3(即1.225左右)。  （44）膜片片弹簧在在自由状状态下的的圆锥底底角     在1012度范围围内选择择。  （55）膜片片弹簧小小端半径径ri及分离离轴承作作用半径径rf      ri由离合合器的结结构决定定，其最最小值应应大于变变速器第第一轴的的花键外外径。rf应大于ri。   （6）分离离指的数数目n和切槽槽宽1、2及半径re     n多取为18；1=3.233.5mmm；2=910mmm；re的取值值应满足足（rre）>2。   （7）支承承圈平均均半径rl和膜片片弹簧与与压盘的的接触半半径R1      rl与Rl的取值值将影响响膜片弹弹簧的刚刚度。r1应略大大于r且尽量量接近r；R1应略小小于且尽尽量接近近于R。 2.3扭扭转减振振器的参参数选择择与设计计计算   为为了降低低汽车传传动系的的振动，通通常在传传动系中中串联一一个弹性性阻尼装装置，它它就是装装在离合合器从动动盘上的的扭转减减振器。其其弹性元元件用来来降低传传动系前前端的扭扭转刚度度，降低低传动系系扭振系系统三节节点振型型的固有有频率，以以便将较较为严重重的扭振振车速移移出常用用车速范范围(当然，在在实际中中要做到到这一点点是非常常困难的的)；其阻阻尼元件件用来消消耗扭振振能量，从从而可有有效地降降低传动动系的共共振载荷荷、非共共振载荷荷及噪声声。采用圆柱柱螺旋弹弹簧和摩摩擦元件件的扭转转减振器器得到了了最广泛泛的应用用。在这这种结构构中，从从动片和和从动盘盘毂上都都开有6个窗口口，在每每个窗口口中装有有一个减减振弹簧簧，因而而发动机机转矩由由从动片片传给从从动盘毂毂时必须须通过沿沿从动片片圆周切切向布置置的弹簧簧，这样样即将从从动片和和从动盘盘毂弹性性地连接接在一起起，从而而改变了了传动系系统的刚刚度。当当6个弹簧簧属同一一规格并并同时起起作用时时，扭转转减振器器的弹性性特性为为线性的的。这种种具有线线性特性性的扭转转减振器器，结构构较简单单，广泛泛用于汽汽油机汽汽车中。当6个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进入工作时，则称为两级或三级非线性扭转减振器。这种非线性扭转减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。柴油机的怠速旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮轮齿间的敲击。为此，可使扭转减振器具有两级或三级非线性弹性特性。第一级刚度很小，称怠速级，对降低变速器怠速噪声效果显著。线性扭转减振器只能在一种载荷工况（通常为发动机最大转矩）下有效地工作，而三级非线性扭转减振器的弹性特性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围，这有利于避免传动系共振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声。   减减振器的的阻尼元元件多采采用摩擦擦片，阻阻尼摩擦擦片的正正压力靠靠从动片片与减振振盘问的的连接铆铆钉建立立。为了了保证正正压力从从而阻尼尼力矩的的稳定，可可加进碟碟形弹簧簧或压紧紧弹簧。  （11）扭转转减振器器的极限限转矩Tj   扭扭转减振振器的极极限转矩矩由减振振弹簧的的最大变变形量来来确定，他他规定了了减振器器起作用用的转矩矩上限。可可按下式式选择：实验证明明，当扭扭转减振振器的极极限转矩矩Tj与汽车车驱动轮轮的最大大附着力力矩Tmaxx相等时时，传动动系动载载荷最小小。因此此，Tj可按下下式选取取：  式中中G2满载汽汽车驱动动桥给水水平地面面的载荷荷，N；      附着系系数，取取0.8；       rrr车轮滚滚动半径径，m；       ii0主减速速比；      ig11变速器器一档传传动比。   （2）扭转转减振器器的角刚刚度Ca     扭转减减振器的的角刚度度Ca（N·mrad）是指指离合器器从动片片相对于于其从动动盘毂转转1raad（或1º）所需的的转矩值值（当减减振器无无阻尼时时）。角角刚度决决定于减减振弹簧簧的线刚刚度及其其结构布布置尺寸寸，即   式式中T加在从从动片上上的转矩矩（当减减振器无无阻尼时时），N·m；         从动片片相对于于从动盘盘毂转过过的角度度，rad；         K每个减减振弹簧簧的(线)刚度，Nmm；         n减振弹弹簧个数数；          Rl减振弹弹簧的分分布半径径，m。   可可按下式式初选：                Ca13TTj   （3）扭转转减振器器的摩擦擦力矩Tf   由由于角刚刚度C。受传传扭要求求的限制制不可能能很低，故故在发动动机转速速范围内内共振现现象常常常难以避避免。减减振器的的阻尼装装置可用用于减小小共振振振幅并尽尽快衰减减振动。为为此，必必须合理理地选择择阻尼装装置的摩摩擦力矩矩Tf，以使使系统扭扭转振动动的振幅幅为最小小。计算与实实践表明明，对现现代汽车车的扭转转减振器器，其摩摩擦力矩矩可按下下式选取取：   （44）预紧紧力矩Ty   对对于线性性特性的的减振器器，减振振弹簧在在安装时时应有预预紧。预预紧力矩矩值不应应大于摩摩擦力矩矩，一般般取  （55）极限限转角maxx  即减减振器主主、从动动部分的的最大相相对转角角。一般般为3.00º4.5º。对于于多级的的变刚度度减振器器，maxx较大且且随级数数的增加加而增大大，有的的达12º左右。 2.4压压盘   压压盘形状状较复杂杂，要求求传热性性好、具具有较高高的摩擦擦系数及及耐磨。故故通常由由灰铸铁铁HT2200铸成，金金相组织织呈珠光光体结构构，硬度度HB11702277。另外外可添加加少量金金属元素素（如镍镍、铁、锰锰合金等等）以增增强其机机械强度度。压盘盘的外径径可根据据摩擦片片的外径径由结构构确定。为为了使每每次接合合的温升升不致过过高，压压盘应具具有足够够大的质质量以吸吸收热量量；为了了保证在在受热情情况下不不致翘曲曲变形，压压盘应具具有足够够大的刚刚度且一一般都较较厚（载载货汽车车的离合合器压盘盘，其厚厚度一般般不小于于15mmm）。此此外，压压盘的结结构设计计还应注注意其通通风冷却却要好，例例如在压压盘体内内铸出导导风槽。压压盘的厚厚度初步步确定后后，应校校核离合合器一次次接合的的温升不不应超过过8110度。     压盘与与飞轮通通过弹性性传动片片连接时时，则传传动片应应进行拉拉伸应力力的强度度校核；若通过过凸块一一窗孔、传传力销或或键连接接时，则则应进行行挤压应应力的强强度校核核：   式式中：考虑发发动机转转矩Temaax分配配到压盘盘上的比比例系数数，单片片离合器器取0.5；           RR力的作作用半径径，m；           ZZ工作元元件（例例凸块一一窗孔、传传动销、键键）的数数目；           FF接触面面积，mm2。 2.5从从动片与与从动盘盘彀   从从动片通通常用1.332.0mmm厚的钢钢板冲压压而成。有有时将其其外缘的的盘形部部分磨薄薄至0.66511.0mmm，以减减小其转转动惯量量。从动动片的材材料与其其结构型型式有关关，整体体式即不不带波形形弹簧片片的从动动片，一一般用高高碳钢（50或85号钢）或或65MMn钢板，热热处理硬硬度HRCC3848；采用用波形弹弹簧片的的分开式式（或组组合式）从从动片，从从动片采采用08钢板，氰氰化表面面硬度HRCC45，层深0.220.3mmm；波形形弹簧片片采用65MMn钢板，热热处理硬硬度HRCC435l。   从从动盘毂毂的花键键孔与变变速器第第一轴前前端的花花键轴以以齿侧定定心矩形形花键的的动配合合相联接接，以便便从动盘盘毂能作作轴向移移动。花花键的结结构尺寸寸可根据据从动盘盘外径和和发动机机转矩按按国标GBlll44474选取。从从动盘毂毂花键孔孔键齿的的有效长长度约为为花键外外径尺寸寸的（1.001.4）倍（上上限用于于工作条条件恶劣劣的离合合器），以保证从动盘毂沿轴向移动时不产生偏斜。 2.6分分离杠杆杆   分分离杠杆杆由35号钢等等中碳钢钢锻造（锻锻件硬度度HBll31156），或或由低碳碳（08）钢板板冲压而而成。为为了提高高耐磨性性，均进进行表面面氰化处处理，层层深0.11500.300mm，硬度HRCC5863。 2.7离离合器盖盖   一一般采用用厚2.555mmm的低碳碳钢（08、10）钢板板冲压制制造。中中央弹簧簧离合器器和重型型汽车离离合器的的离合器器盖则采采用HT2200灰铸铁铁铸造，以以增强其其刚性。离离合器盖盖的形状状和尺寸寸由离合合器的结结构设计计确定。在在为了加加强通风风散热和和清除摩摩擦片的的磨损粉粉末，在在保证刚刚度的前前提下，可可在离合合器盖上上设置循循环气流流的人口口和出口口等通风风窗，甚甚至将盖盖设计成成带有鼓鼓风叶片片的结构构。 第三节节     离合合器操纵纵机构设设计     离合器器的操纵纵比较频频繁，除除自动离离合器外外，离合合器都是是由司机机左脚踩踩踏板操操纵。为为减轻司司机的疲疲劳，要要求踏板板力尽可可能地小小，轿车车在801300N左右，载载货汽车车不应超超过15002000N；踏板板总行程程也不宜宜过大，一一般应在在801500mm范围内内，最大大应不超超过1800mm。应具具有踏板板自由行行程的调调整装置置以便在在离合器器摩擦片片磨损后后用来调调整和恢恢复分离离轴承与与分离杠杠杆间的的正常间间隙量；还应有有踏板行行程限位位装置以以防止操操纵机构构的零件件受过大大载荷而而损坏。此此外，操操纵机构构的传动动效率要要高，具具有足够够的刚度度，不会会因发动动机的振振动以及及车架和和驾驶室室的变形形而干涉涉其正常常工作，工工作可靠靠、寿命命高，维维修保养养简易、方方便等。3.1离离合器操操纵机构构的结构构型式选选择   离离合器操操纵机构构分为机机械式、液液压式、气气压式和和自动操操纵机构构四种。为为了降低低中型以以上货车车的踏板板力，在在机械式式和液压压式操纵纵机构中中有时采采用助力力器。   11机械械式操纵纵机构   有有杆系传传动和钢钢索传动动两种型型式。杆杆系传动动结构简简单、制制造容易易、工作作可靠，广广泛用于于各种类类型的汽汽车上。但但质量及及摩擦损损耗都较较大；传传动效率率低。当当离合器器需远距距离操纵纵时，则则杆系的的结构复复杂、布布置困难难，踏板板的自由由行程将将加大，刚刚度及可可靠性也也会变差差。钢索索传动寿寿命较短短，传动动效率也也不高，仅仅用于某某些轻型型轿车中中。   22液压压式操纵纵机构   如如图1所示，液液压式操操纵机构构由吊挂挂式离合合器踏板板、总泵泵(主缸)、分泵(工作缸)、管路路系统、回回位弹簧簧等组成成。具有有摩擦阻阻力小，传传动效率率高，质质量小，布布置方便便，接合合柔和(有助于于降低猛猛接离合合器时传传动系的的动载荷荷)，便于于采用吊吊挂式踏踏板使该该处地板板易于密密封，车车架或车车身的变变形以及及发动机机的振动动不会影影响其工工作，系系统刚度度好有助助于减小小踏板自自由行程程，也便便于远距距离操纵纵及采用用可翻倾倾式驾驶驶室等优优点。它它不仅最最广泛地地用于轿轿车及中中、轻型型客车及及货车上上，而且且在大客客车和重重型货车车上的应应用也日日益增多多，但在在中型以以上的汽汽车上使使用时应应该加装装助力器器。   33机械械式和液液压式操操纵机构构的助力力器   在在中型以以上的汽汽车上，为为减轻离离合器踏踏板力，在在机械式式和液压压式操纵纵机构中中常采用用各种助助力器。   气气压式助助力器多多用于大大型客车车和重型型货车上上并与离离合器液液压操纵纵系组合合。如图图2所示，当当踩下踏踏板9时，工工作油液液由总泵泵10经管路路及油孔孔A压向离离合器分分离活塞塞1，同时时推动活活塞2压缩膜膜片的压压簧3，使气气路畅通通并打开开进气阀阀5、关闭闭排气阀阀4，使压压缩空气气进入活活塞7的进气气空间8，推动动活塞克克服弹簧簧力并给给离合器器分离活活塞1以助力力。与此此同时，部部分压缩缩空气经经孔6进入膜膜片的压压簧3一侧空空间，给给压簧以以助力，起起随动平平衡作用用。设计计时应根根据离合合器踏板板力不应应大于1500N的要求求来选择择各活塞塞、弹簧簧以及膜膜片等的的尺寸，并并且要求求当助力力器失效效时不会会影响人人力操纵纵。第四节      离合器器分离行行程及性性能计算算1机械械式操纵纵机构  机械械式操纵纵机构的的总传动动比为：  总行行程为：2液压压式操纵纵机构  液压压式操纵纵机构的的总传动动比为：  总行行程为：  式中中分离轴轴承的自自由行程程，一般般为244mm，反映映到踏板板上即为为踏板自自由行程程，一般般为2030mmm；       SS压盘行行程：        Zc离合器器的摩擦擦表面数数(单片为2，双片片为4)；       S离合器器在分离离状态下下对偶摩摩擦面间间的间隙隙，对单单片离合合器取0.77511.0mmm，双片取0.550.6mmm；       m离合器器在接合合状态下下从动盘盘的变形形量，对对具有轴轴向弹性性的从动动盘取m=11.01.55mm，对非非弹性从从动盘取取m=00.1550.25mmm。 3离合合器彻底底分离时时的踏板板力Q  式中中Pmaxx离合器器彻底分分离时压压紧弹簧簧的总压压力；       ii操纵机机构的总总传动比比；      操纵机机构的总总传动效效率，对对机械式式操纵机机构取0.770.8；对液液压式取取0.880.9；       QQh克服各各回位弹弹簧（例例如分离离套筒及及踏板等等的回位位弹簧）拉拉力所需需的踏板板力。   为为减轻司司机的疲疲劳，要要求踏板板力尽可可能地小小，轿车车在801300N左右，载载货汽车车不应超超过15002000N。踏板板总行程程也不宜宜过大，一一般应在在801500mm范围内内，最大大应不超超过1800mm。