离合器设计.ppt

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1、第二章 离合器设计,汽车设计教案,第一节 概 述,离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是: 1.切断和实现对传动系的动力传递，以保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步； 2.在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击； 3.在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏； 4.有效地降低传动系中的振动和噪声。,摩擦离合器主要由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。,第二节 离合

2、器的结构方案分析,汽车离合器大多是盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分 为单片、双片和多片三类；根据压紧弹簧布置形式不同，可 分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式；根据使用的压 紧弹簧不同，可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹 簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同，又可分为拉 式和推式两种形式。,1从动盘数的选择 对轿车和轻型、微型货车而言，离合器通常只设有一片从动盘。双片离合器一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。多片离合器多为湿式，主要应用于重型牵引车和自卸车上。,2压紧弹簧和布置形式的选择,推式膜片弹簧双支承环形式 推式膜片弹簧单支承环形式,推式膜片弹簧支承结构按支承环

3、数目不同分为三种，拉式膜片弹簧支承结构形式按支承环数目不同分为两种。,三、膜片弹簧的支承形式,推式膜片弹簧无支承环形式,拉式膜片弹簧支承形式,四、压盘的驱动方式,压盘的驱动方式主要有凸块一窗孔式、销钉式、键块式和传动片式多种。前三种的共同缺点是在联接件之间都有间隙，在驱动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器传动效率。 传动片式是近年来广泛采用的结构，沿周向布置的三组或四组钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，传动片的弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时，钢带受拉；当拖动发动机时，钢带受压。此结构中压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，使用可靠，寿命长。

4、但反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。,第三节离合器主要参数的选择,摩擦离合器是靠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根据摩擦定律可表示为 式中， 为静摩擦力矩； 为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.250.30； 为压盘施加在摩擦面上的工作压力； 为摩擦片的平均摩擦半径； 为摩擦面数，是从动盘数的两倍。,假设摩擦片上工作压力均匀，则有,式中， 为摩擦面单位压力， 为一个摩擦面的面积； 为摩擦片外径； 为摩擦片内径。,摩擦片的平均摩擦半径Rc，根据压力均匀的假设，可表示为,(22),(21),(23),当dD06时，Rc可相当准确

5、地由下式计算,将式(22)与式(23)代人式(21)得,(24),式中，c为摩擦片内外径之比，c=dD，一般在0.530.70之间。,为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Tc应大于发动机最大转矩，即,(25),式中，Temax为发动机最大转矩；为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，必须大于1。,离合器的基本参数主要有性能参数 和 ，尺寸参数 D和d及摩擦片厚度b以及结构参数摩擦面数Z和离合器间隙 ,摩擦因数 。,一、后备系数,后备系数是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑

6、以下几点： 1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。 2)要防止离合器滑磨时间过长。 3)要能防止传动系过载及操纵轻便。,为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减少离合器滑磨，应选取大些；货车总质量越大，也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的值可

7、比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的值应大于单片离合器。,各类汽车口值的取值范围通常为： 乘用车及最大质量小于6t的商用车 =1.201.75 最大总质量为614t的商用车 =1.502.25 挂车 =1.804.00,二、单位压力p0 单位压力po对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，加应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，po应取小些；后备系数较大时，可适当增大po。 当摩擦片采用不同材料时，po按下列范围选取： 石棉基材料 po=0.100

8、.35MPa 粉末冶金材料 po=0.350.60MPa 金属陶瓷材料 po=0.701.50MPa,三、摩擦片外径D、内径d和厚度b 当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩Temax已知，摩擦片外径D(mm)也可根据发动机最大转矩Temax(Nm)按如下经验公式选用 乘用车 KD =14.6 最大总质量为1.8 14t的商用车 KD =13.5 18.5 最大总质量大于 14t的商用车 KD =22.524.0 应使摩擦片最大圆周速度不超过6570ms，以免摩擦片发生飞离。 摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。,第四节 离合器的设计与计算,一、离合器基本参

9、数的优化 设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能。 1设计变量 后备系数取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。 单位压力p0可由式(22)确定，p0也取决于F和D及d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为,2目标函数 离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为,3约束条件 1)摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度VD不超过6570ms，即,VD为摩擦片最大圆周速度(ms)；nemax为发动机最高转速(rmin)。,2)摩擦片的内外径比c应在053070范围内，即 05

10、3c070 3)为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的值应在一定范围内，最大范围为1240，即 1240 4)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d 必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm， 即 d2Ro+50,5)为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即,表21 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (Nmmm2 ),6)为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力p。对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围p。为0.101.50MPa，即 0.10MPapo1.50MPa 7)为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防

11、止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即,式中，为单位摩擦面积滑磨功(Jmm2 )；为其许用值(Jmm2 ),W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J)，可根据下式计算,二、膜片弹簧的弹性特性,假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O转动。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷Fl集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为1，则有关系式,式中，E为材料的弹性模量，对于钢：E=21X105MPa；为材料的泊松比，对于钢：=03,设分离轴承对分离指端所加载荷为F2，相应作用点变形为2，另外，在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相

12、同的位置，其子午断面从自由状态也转过相同的转角，则有如下关系,如果不计分离指在F2作用下的弯曲变形，则分离轴承推分离指的移动行程入2f,式中，入1f为压盘的分离行程。,H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度；h为膜片弹簧钢板厚度；R、r分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径；R1、r1分别为压盘加载点和支承环加载点半径。离合器分离时，膜片弹簧的加载点发生变化,三、膜片弹簧的强度计算 由前面假设可知，子午断面在中性点O处沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O点以外的点均存在切向应变和切向应力。建立如图所示的坐标系，则断面上任意点(x，y)的切向应力t为,式中， 为自由状态时碟簧部分

13、的圆锥底角； 为从自由状态起，碟簧子午断面的转角； 为中性点半径，e=(Rr)In(Rr)。,分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核碟簧的强度。将B点坐标x-(er)和y=h2代人式(215)，可得月点的应力,令,可求出 达到极大值时的转角 。,B点最大压应力发生在比碟簧压平位置再多转动一个角度arctanh2(e-r) h2(er)的位置处。,在分离轴承推力F2作用下，B点还受弯曲应力 ，其值为,式中，n为分离指数目； 为一个分离指根部宽度。,四、膜片弹簧主要参数的选择,1比值Hh和h的选择,为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的 Hh一般为1.62.2

14、，板厚h为24mm。,2比值Rr和R、r的选择,研究表明，Rr越大，弹簧材料利用率越低，弹簧刚度越大，弹性特性曲线受直径误差影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，Rr一般为120135。为使摩擦片上压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径RC，拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于Rc。而且，对于同样的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式大。,3的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角。与内截锥高度H关系密切，=arctanH(Rr) H(Rr)，一般在9O15O范围内。,4膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧的弹性特性曲线，如图所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，

15、而且1H=(1M+1N)2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间， 且靠近或在H点处，一般1B=(0810) 且lH，以保证摩擦片在最大磨损限度入 范围内压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离 时，膜片弹簧工作点从B变到C，为最大限 度地减小踏板力，C点应尽量靠近N点。,5n的选取 分离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧有些取24，小尺寸膜片弹簧有些取12。,膜片弹簧的弹性特性曲线,膜片弹簧的尺寸简图 a)推式 b)拉式 c)俯视图,*五、膜片弹簧材料及制造工艺,国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对

16、膜片弹簧进行强压处理，一般来说，经强压处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命530。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理 。 为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。 膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般为4550HRC，分离指端硬度为5562HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度的3。膜片弹簧的内外半径公差一般为Hil和h11，厚度公差为0025mm

17、，初始底锥角公差为10。上、下表面的表面粗糙度为16m，底面的平面度一般要求小于01mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0810mm。,六、膜片弹簧的优化设计,膜片弹簧的优化设计就是通过确定一组弹簧的基本参数，使其载荷变形特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。,1目标函数 目前，国内关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几种： 1)弹簧工作时的最大应力为最小。 2)从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对值为最小。 3)在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分离操纵力平均值为最小。 4)在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧

18、力变化的绝对值的平均值为最小。 5)选3)和4)两个目标函数为双目标。,为了既保证离合器使用过程中传递转矩的稳定性，又不致严重过载，且能保证操纵省力，选取5)作为目标函数，通过两个目标函数分配不同权重来协调它们之间的矛盾，并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数,2设计变量 从膜片弹簧载荷变形特性公式(214)可以看出，应选取H、h、R、r、R1、r1这六个尺寸参数以及在接合工作点相应于弹簧工作压紧力F1B的大端变形量1B(图214)为优化设计变量，即,3约束条件 1)应保证所设计的弹簧工作压紧力F1B与要求压紧力Fy相等，即 F1B=Fy 2)为了保证各工作点A、B、C有较合

19、适的位置(A点在凸点M左边，B点在拐点H附近，C点在凹点N附近，如图214所示)，应正确选择1B相对于拐点1H的位置，一般1B1H：0.81.0，即,3)为了保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F1A应大于或等于新摩擦片时的压紧力FIB，即 F1AF1B,4)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的Hh与初始底锥角 H(Rr)应在一定范围内，即 1.6Hh2.2 9oH(Rr)15o,5)弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即,6)为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径R1(或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1)应

20、位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 推式：(D十d)4R1D2 拉式：(D十d)4r1D2 7) 根据弹簧结构布置的要求，Rl与R、r1与r、rf与r0之差应在一定范围内，即 1RR17 0r1r6 0rfro4 (mm) 8)膜片弹簧的分离指起分离杠杆作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即 推式：23 45 拉式：35 90,9)为了保证避免弹力衰减要求，弹簧在工作过程中B点的最大压应力 。应不超过其许用值，即,10)为了保证疲劳强度要求，弹簧在工作过程中A点(或A点)的最大拉应力tAmax(或tAmax)应不超过其相应许用值，即 tAmaxTtA 或tAmaxtA,11)由于弹簧在制造

21、过程中，其主要尺寸参数H、h、R和r都存在加工误差，对弹簧的压紧力有一定的影响。因此，为了保证在加工精度范围内弹簧的工作性能，必须使由制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某一范围，即 式中，FH、Fh、FR、Fr分别为由于H、h、R、r的制造误差引起的弹簧压紧力的偏差值。 12)在离合器装配误差范围内引起的弹簧压紧力的相对偏差也不得超过某一范围，即 式中， 为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。,第五节 扭转减振器的设计,扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率

22、，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。所以，扭转减振器具有如下功能：,1)降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。 2)增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。 3)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与噪声。 4)缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。,扭转减振器具有线性和非线性特性两种。单级线性减振器的扭转特性如图所示，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。在扭转减

23、振器中另设置一组刚度较小的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声，此时可得到两级非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。,单级线性减速器的扭转特性,减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。,1.极限转矩,极限转矩是指减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙1时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可取,式中，货车：系数取1.5，轿车：系数取2.0。,2.扭转角刚度,为了避免引起系统的共振，

24、要合理选择减振器的扭转角刚度 ，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。,设计时可按经验来初选是,3阻尼摩擦转矩,由于减振器扭转刚度是受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩, 一般可按下式初选,4预紧转矩,减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明， 增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是 不应大于 ，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取,5减振弹簧的位置半径Ro Ro的尺寸应尽可能大些，如图所示，一般取,6减振弹簧个数,7减振弹簧总压力 当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除

25、，减振弹簧传递转矩达到最大值 时，减振弹簧受到的压力 为,8极限转角,减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角 为,式中， 为减振弹簧的工作变形量。,通常取3O12O，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机， 取上限。,目前通用的从动盘减振器在特性上存在如下局限性：,它不能使发动机、变速器振动系统的固有频率降低到怠速转速以下，因此不能避免怠速转速时的共振。 它在发动机实用转速10002000rmin范围内，难以通过降低减振弹簧刚度得到更大的减振效果。因为在从动盘结构中，减振弹簧位置半径较小，其转角又受到限制，如降低减振弹簧刚度，就会增大转角并难于确保允许传递转矩的能力。,近

26、年来出现了一种称为双质量飞轮的减振器(如图)。它主要由第一飞轮1、第二飞轮2与扭转减振器11组成。第一飞轮1与联结盘9以螺钉10紧固在曲轴凸缘8上，并以滚针轴承7和球轴承5支承在与离合器盖总成3紧固的同轴线的第二飞轮2的短轴6上。在从动盘4中没有减振器。 双质量飞轮减振器主要适用于发动机前置后轮驱动的转矩变化大的柴油车中。,第六节 离合器的操纵机构,1对操纵机构的要求 1)踏板力要小，轿车一般在80150N范围内，货车不大于150200N。 2)踏板行程对轿车一般在80150mm范围内，对货车最大不超过180mm。 3)踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。 4)应有

27、对踏板行程进行限位的装 置，以防止操纵机构因受力过 大而损坏。 5)应具有足够的刚度。 6)传动效率要高。 7)发动机振动及车架和驾驶室 的变形不会影响其正常工作。,2操纵机构结构形式选择 常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。 机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系传动机构广泛应用于各种汽车中。绳索传动机构多用于轻型轿车中。 液压式操纵机构广泛应用于各种形式的汽车中。,3离合器操纵机构的主要计算液压式操纵机构示意，如图所示。 踏板行程S由自由行程Sl和工作行程S2两部分组成：,液压式操纵机构示意图,式中，Sof为分离轴承自由行程，一般为1.53.0mm，反映到踏板上的自由行程Sl一般

28、为2030mm；dl、d2分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦面面数； 为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片： =0.851.30mm，双片： =0.750.90mm。a1、a2、bl、b2、c1、c2为杠杆尺寸。,踏板力Ff可按式计算,式中， 为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力； 为操纵机构总传动比， 为机械效率，液压式：8090，机械式：7080； 为克服回位弹簧1、2的拉力所需的踏板力， 在初步设计时，可忽略之。,第七节 离合器的结构元件,1从动盘总成 从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，应满足如下设计要求： 1)转动惯量应尽量

29、小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 2)应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减小磨损。 3)应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。,为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有： 1)在从动盘上开“T”形槽，外缘形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种结构主要应用在货车上。 2)将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接。由于波形片比从动片薄，故这种结构轴向弹性较好，转动惯量较小，适宜于高速旋转，主要应用于轿车和轻型货车。 3)利用

30、阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。这种结构弹性行程大，弹性特性较理想，可使汽车起步极为平顺。它主要应用于中、高级轿车。 4)将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。这种结构转动惯量大，但强度较高，传递转矩能力大，主要应用于货车上，尤其是重型货车。,离合器摩擦片在性能上应满足如下要求： 1)摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。 2)有足够的机械强度与耐磨性。 3)密度要小，以减小从动盘转动惯量。 4)热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不

31、易烧焦。 5) 磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。 6) 接合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象。 7 长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。,离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属陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料目前主要应用于中、轻型货车中粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料主要用于重型汽车上。 摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。,2离合器盖总成 离合器盖总成除了压紧弹簧外还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。 对离合器盖结构设计的要求： 1)应具有足够的刚度，以免影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。

32、2)应与飞轮保持良好的对中，以免影响 总成的平衡和正常的工作。对中方式采用 定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。 3)盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸 精度。 4)为了便于通风散热，防止摩擦表面温 度过高，可在离合器盖上开较大的通风口， 将离合器制成特殊的叶轮形状，或在盖上加 设通风扇片等，用以鼓风。 中、轻型货车及轿车的离合器盖 一般用10、08钢等低碳钢板，重型汽 车则常用铸铁件或铝合金压铸件。,对压盘结构设计的要求： 1)压盘应具有较大的质量以增大热容量、减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金

33、压盘。 2)压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧以及与离合器的彻底分离。 3)与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡。 4)压盘高度尺寸(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。 压盘通常采用灰铸铁，一般采用HT200、 HT250、HT300，也有少数采用合金压铸件。 传动片的作用是在离合器接合时，离合 器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时， 又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并 使操纵力减小。由于各传动片沿圆周均匀 分布，它们的变形不会影响到压盘的对中 性和离合器的平衡。 传动片常用34组，每组24片，每 片厚度为0510mm，一

34、般由弹簧钢带 65Mn制成。,对于分离杠杆装置的结构设计要求： 1)分离杠杆应具有较大的弯曲刚度，以免分离时杆件弯曲变形过大，减小了压盘行程，使分离不彻底。 2) 应使分离杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干涉。 3)分离杠杆内端高度应能调整，使各内端位于平行于压盘的同一平面，其高度差不大于02mm。 4)分离杠杆的支承处应采用滚针轴承、滚销或刀口支承，以减小摩擦和磨损。 5)应避免在高速旋转时因分离杠杆的离心力作用而降低压紧力。 6)为了提高通风散热能力，町将分离杠杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风。 分离杠杆主要有钢板冲压和锻造成形两种生产方式。 支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用3040mm的碳素弹簧钢丝。,3分离轴承总成 分离轴承总成由分离轴承、分离套等组成。分离轴承在工作中主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。以前主要采用推力球轴承或深沟球轴承，但其润滑条件差，磨损严重，噪声大，可靠性差，使用寿命低。目前，国外已采用角接触球轴承并采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。 图为一种拉式膜片弹簧离合器广泛 采用的自动调心式分离轴承装置。,