汽车设计-第2章离合器设计

第二章

第一节离合器设计概述

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；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；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；有效地降低传动系中的振动和噪声。

为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求：

1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。

2)接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。

3)分离时要迅速、彻底。

4)离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。

5)应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。

6)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。

7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。

8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。

9)应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。

10)结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。

摩擦离合器主要由主动部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)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。

随着汽车发动机转速和功率的不断提高、汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和使用寿命，适应高转速，增加传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。

第二节离合器的结构方案分析

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，发动机的

最大转矩一般不大。在布置尺寸允许的条件下，离

合器通常只设有一片从动盘。单片离合器(图2—1)

结构简单，尺寸紧凑，散热良好，用时能保证分离

彻底、接合平顺。

双片离合器(图2—2)与单片离合器相比，由于摩

擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；在传

递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小，

另外接合较为平顺但中间压盘通风散热不良，两片

起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够

彻底。设计时在结构上必须采取相应的措施。这种

结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。

图

2-1

单

片

离

合

图2-2双片离合器

多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点，以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。但它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使用寿命长等优点，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

周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧(图2—1)，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。此结构中弹簧压力直接作用于压盘上。为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数目不应太少，要随摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。在某些重型汽车上，由于发动机最大转矩较大，所需压紧弹簧数目较多，可将压紧弹簧布置在两个同心圆周上。压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递转矩的能力随之降低。此外，弹簧靠到它的定位面上，造成接触部位严重磨损，甚至会出现弹簧断裂现象。

中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心，此结构轴向尺寸较大。由于可选较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便。此外，压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受热退火，通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调

整。这种结构多用于重型汽车上。

斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力

盘上，并通过压杆作用在压盘上。这种结构的显

著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所

受的压紧力几乎保持不变。与上述两种离合器相

比，具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优

点。此结构在重型汽车上已有采用。

膜片弹簧离合器(图2—3)中的膜片弹簧

是一种具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部

分和分离指组成，它与其它形式的离合器相比具

有如下一系列优点：

1)膜片弹簧具有较理想的非线性特性如图

2—12所示，弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内

基本不变(从安装时工作点B变化到A点)，因

而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；对

于圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降(从月点变

化到A，点)。离合器分离时，弹簧压力有所下降

(从B点变化到C点)，从而降低了踏板力；对

于圆柱螺旋弹簧，压力则大大增加(从月点变

化到C，点)。

2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作

用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目

少，质量小。

3)高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性

能较稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降。

4)由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命。

5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长。

6)平衡性好。

7)有利于大批量生产，降低制造成本。

图2-3膜片弹簧离合器

．但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛采用。

拉式膜片弹簧离合器(图2—4)中，其膜片弹簧的安装方向与推式相反。在接合时，膜片弹簧的大端支承在离合器盖上，而以中部压紧在压盘上。将分离轴承向外拉离飞轮，即可实

现分离。与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有如下优点：

图2-4拉式膜片弹簧离合器

1)由于取消了中间支承各零件，并只用一个或不用支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小。

2)由于拉式膜片弹簧是以中部与压盘相压，因此在同样压盘尺寸条件下可采用直径较大的膜片弹簧，从而提高了压紧力与传递转矩的能力，而并不增大踏板力；或在传递相同转矩

时，可采用尺寸较小的结构。

3)在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，故分离效率更高。

4)拉式的杠杆比大于推式杠杆比，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率较高，使踏板操纵更轻便。拉式踏板力比推式一般约可减少25％～30％。

5)拉式无论在接合状态或分离状态，膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。

6)使用寿命更长。

但是，拉式膜片弹簧的分离指是与分离轴承套筒总成嵌装在一起的，需专门的分离轴承(参见图2—19)，结构较复杂，安装和拆卸较困难，且分离行程略比推式大些。由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，它已在一些汽车中得以应用。

3．膜片弹簧支承形式

推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。图2—5为双支承环形式，其中图2—5a用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承图2-4拉式膜片弹簧离合器环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单，是早已采用的传统形式；图2—5b在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，可提高耐磨性和使用寿命，但结构较复杂；图2—5c取消了铆钉，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起，使结构紧凑、简化、耐久性良好，因此其应用日益广泛。

图2—6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(图2—6a)使结构简化，或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环(图2—6b)，以消除膜片弹簧与支承环

之间的轴向间隙。

图2-5推式膜片弹簧双支承环形式图2-6推式膜片弹簧单支承环形式

图2—7为无支承环形式，利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将膜片弹簧铆合在一起而取消前、后支承环(图2—7a)；或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，离合器盖上环形凸台代替后支承环(图2—7b)，使结构更简化；或取消铆钉，离合器盖内边缘处伸出的许多舌片将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形凸台弯合在一起(图2—7c)，结构最为简单。

图2—8为拉式膜片弹簧支承结构形式，其中图2—8a为无支承环形式，将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上；图2—8b为单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。这两种支承形式常用于轿车和货车

上。

图2-7推式膜片弹簧无支承环形式图2-8拉式膜片弹簧支承形式

4．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(图2—2)，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。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

TCfFZRC（2-1）

式中，T，为静摩擦力矩；／为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0．25—0．30；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；R，为摩擦片的平均摩擦半径；Z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

Fp0Ap0(D2d2)4（2-2）

式中，户。为摩擦面单位压力，A为一个摩擦面的面积；D为摩擦片外径；．d为摩擦片内径c摩擦片的平均摩擦半径R，根据压力均匀的假设，可表示为

D3d3

RC3(D2d2)

当d／D≥0．6时，R，可相当准确地由下式计算（2-3）RCDd

4

将式(2—2)与式(2—3)代人式(2—1)得

TC

12fZp0D3(1C3)

(2-4)

式中，‘为摩擦片内外径之比，c=d／D，一般在0．53～0．70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T。应大于发动机最大转矩，即

TCTemax(2-5)

式中，Temax为发动机最大转矩；β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，β必须大于1。

离合器的基本参数主要有性能参数β和p0。，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。

1．后备系数β

后备系数β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。在选择夕时，应考虑以下几点：

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)要防止离合器滑磨过大。

3)要能防止传动系过载。

显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β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，β又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β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，β应选取大些；货车总质量越大，β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β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β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β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应大于单片离合器。

各类汽车口值的取值范围通常为：

轿车和微型、轻型货车

中型和重型货车β=1．20～1．75β=1．50～2．25

β=1．80～4．00越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车

2．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，》o按下列范围选取：

石棉基材料

粉末冶金材料

金属陶瓷材料po=0．10～0．35MPapo=0．35～0．60MPapo=0．70～1．50MPa

3．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，结合式(2-1)和式(2-5)，适当选取后备系数β和单位压力po，即可估算出摩擦片尺寸。摩擦片外径D(mm)也可根据发动机最大转矩Temax(N·m)按如下经验公式选用

DKDemax(2-6)

式中，KD为直径系数，轿车：KD=14．5；轻、中型货车：单片KD=16．0～18．5，双片KD--13．5～15．0；重型货车：KD=22．5～24．0。

在同样外径D时，选用较小的内径d虽可增大摩擦面积，提高传递转矩的能力，但会使摩擦面上的压力分布不均匀，使内外缘圆周的相对滑磨速度差别太大而造成摩擦面磨损不均匀，且不利于散热和扭转减振器的安装。摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准哪5764—86《汽车用离合器面片》，所选的D应使摩擦片最大圆周速度不超过65～70m／s，以免摩擦片发生飞离。

摩擦片的厚度白上要有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

后备系数夕可由式(2-1)和式(2-5)确定，可以看出β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β。可由式(2—2)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

X[x1x2x3]T[FDd]T

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

f(x)min[(D2d2)]

4

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65—70m／s，即



vD



60

nemaxD10365~70m/s

(2-7)

式中，VD为摩擦片最大圆周速度(m／s)；nemax为发动机最高转速(r／min)。2)摩擦片的内外径比c应在0．53～0．70范围内，即

0．53≤c≤0．70

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β值应在一定范围内，最大范围β为1．2～4．0，即

1．2≤β≤4．0

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(图2—15)，即

d>2Ro+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

TC0

4TC

[TC0]

Z(D2d2)

（2-8）

式中，Tco为单位摩擦面积传递的转矩(N·m／mm2)；[TC0]为其允许值(N·m／mm2)，按表2—1选取。表2—1

单位摩擦面积传递转矩的许用值

(N·m／mm2)

>250—3250．35

>3250．40

离合器规格D／mm[Tco]

X10—9

>210--2500．30

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0．10—1．50MPa，即0．10MPa≤po≤1．50MPa

7)为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防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



4W

[]22

Z(Dd)

(2-9)

式中，ω为单位摩擦面积滑磨功(J／mm2)；[ω]为其许用值(J／mm2)，对于轿车：[ω]=0．40J／mm2，对于轻型货车：[ω]

=0．33J／mm2，对于重型货车：[ω]

=0．25J／mm2;

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

W

2ne2marr2

1800i0ig

2

2

(2-10)

式中，ma为汽车总质量(kg)；rr为轮胎滚动半径(m)；ig为起步时所用变速器挡位的传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速(r／min)，计算时轿车取2000r／min，货车取1500r／min。

二、膜片弹簧的载荷变形特性

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(图2—9)。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λ1，(图2—10b)，则有关系式

F1f(1)

Eh

1ln(R/r)1RrRr

[(h2]HH12

2R1r1R1r16(1)(R1r1)(2-11)

式中，正为材料的弹性模量，对于钢：E=2．1X105MPa；μ为材料的泊松比，对于钢：μ=0．3；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，见图2—10c。设分离轴承对分离指端所加载荷为F2，相应

作用点变形为λ2，另外，在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面从自由状态也转过相同的转角，则有如下关系

图2-9子午断面绕中性点的转动

2

F2

r1rfR1r1

1

（2-12）

R1r1

F1

r1rf

（2-13）

式中，门为分离轴承与分离指的接触半径。

图2-10a)

膜片弹簧在不同工作状态时的变形

b)压紧状态

c)分离状态

自由状态

将式(2—12)和式(2—13)代人式(2—11)，即可求得F2与入2的关系式。同样将式(2—12)和式(2—13)分别代入式(2—11)，也可分别得到Fl与入2和F2与入1的关系式。

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(图2—10c)为

2f

r1rfR1r1

1f

（2-14）

式中，入1f为压盘的分离行程(图2—10b、c)。

三、膜片弹簧的强度校核

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2—9所示的坐标系，则断面上任意点(x，y)的切向应力σt为

t

Ex(/2)y

ex12

(2-15)

e式中，为自由状态时碟簧部分的圆锥底角；为从自由状态起，碟簧子午断面的转角；

为中性点半径，e=(R—r)／In(R／r)。

由式(2—15)知，当一定时，一定的切向应力

t在工xOy坐标系中呈线性分布，当

t=0时有

y(/2)x

因(—／2)很小，(—／2)≈tan(—

(2-16)

／2)，则式(2—16)表明对于一定的，零

应力分布在过O点而与x轴成(—／2)角的直线上(图2—11)。实际上，当x=—e时，无论

t为何值，均存在)y=—(—／2)e

即对于一定的，等应力线都汇交于K点，其坐标为x=—e、y=—(—／2)e。显然

图2-11切相应力在子午断面中的分布

OK为零应力直线，其内侧为压应力区，外侧为拉应力区；等应力线越远离零应力线，其应力值

图2—11切向应力在子午断面中的分布

越高。由此可见，碟簧部分内上缘点B的切向压应力最大。当K点的纵坐标(—／2)e>h／2时，A点的切向拉应力最大；当(—／2)e

分析表明，月点的应力值最高，通常只计算月点的应力来校核碟簧的强度。将月点坐标x≈—

(e—r)和y=h／2代人式(2—15)，可得月点的应力

tB

tB

er2h

[()]}er2

2(1)r2E

(2-17)

令d

tB／d=0，可求出tB达到极大值时的转角。

p

p

h2(er)

(2-18)

式(2—18)表明，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arctan[h／2(e—r)]≈h／2(e—r)的位置处。

当离合器彻底分离时，膜片弹簧子午断面的实际转角f≥如果f

在分离轴承推力F2作用下，B点还受弯曲应力

p

，计算

tB时，应取p,



tB，其值为

rB

6(rrf)F2

nbrh2

(2-19)

式中，n为分离指数目；br为一个分离指根部宽度。考虑到弯曲应力rB是与切向压应力B点的当量应力为

tB相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度理论，

jBrBtB

(2-20)

试验表明，裂纹首先在碟簧压应力最大的月点产生，但此裂纹并不发展到损坏，且不明显影响碟簧的承载能力。继后，在A`点由于拉应力产生裂纹，这种裂纹是发展性的，一直发展到使碟簧破坏。在实际设计中，当膜片弹簧材料采用60Si2MnA时，通常应使1700MPa。

四、膜片弹簧主要参数的选择1．比值H／h和h的选择

比值H／h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。分析式(2—11)可知，当H／h2时，Fl=f(λ1)为增函数；H／h=2时，Fl=f(λ1)有一极大值和一极小值；当H／h=22时，Fl=f(λ1)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，汽车离合器用膜片弹簧的H／h一般为1．6—2．2，板厚丸为2～4mm。

2．比值R／r和R、r的选择

研究表明，R／r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，R／r一般为1．20—1．35。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．α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，α=arctanH／(R—r)≈H／(R—r)，一般在9～15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2—12所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且

λ1H=(λ1M+λ1N)／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λ1B=(0．8～1．0)且λlH

，以保证摩擦片在最大磨损限

O

O

jB

≤1500——

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点心尽量靠近N点。

5．n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。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。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离3～8次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。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5％～30％。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。

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45～50HRC，分离指端硬度为55～62HRC，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±0．025mm，初始底锥角公差为±10’。上、下表面的表面粗糙度为1．6μm，底面的平面度一般要求小于0．1mm。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0．8—1．0mm。

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

2-12膜片弹簧的弹性特性曲线

数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数

f(x)1f1(x)2f2(x)

（2-21）

式中，l和2分别为两个目标函数f1(x)和f2(x)的加权因子，视设计要求选定。2．设计变量

从膜片弹簧载荷变形特性公式(2—11)可以看出，应选取H、h、R、r、Rl、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λ1B(图2—12)为优化设计变量，即

X[x1x2x3x4x5x6x7]T[HhRrR1r11B]T

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

(2-22)

2)为了保证各工作点A、月、C有较合适的位置(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2—12所示)，应正确选择λ1B相对于拐点λ1H的位置，一般λ1B／λ1H：0．8～1．0，即

0.8

1B

H

(

Rr

1.0R1r1

(2-23)

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F1A≥FIB

4)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H／h与初始底锥角α≈H／(R—r)应在一定范围内，即1．6≤H／h≤2．29o≤α≈H／(R—r)≤15o

5)弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即

1.20R/r1.35702R/h100

3.5R/r05.0

(2-24)

式中，ro为膜片弹簧小端内半径，如图2—13所示。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)应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即

推式：(D十d)／4≤R1≤D／2拉式：(D十d)／4≤r1≤D／2

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1≤R—R1≤7。

0≤r1—r≤60≤rf—ro≤4

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

r1rf

推式：2．3≤

R1r1≤4．5R1rf

R1r1≤9．0

拉式：3．5≤

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

tBmax。应不超过其许用值，即

图2-13

膜片弹簧的尺寸简图a)推式

b)拉式

c)俯视图

tBmax[tB]

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σtA'max(或σtAmax)应不超过其相应许用值，即σtA`max≤[σTtA`]或σtAmax≤[σtA]

11)由于弹簧在制造过程中，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

FHFhFRFr

0.05

F1B

(2-25)

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

F1B

0.05F1B

式中，F1B为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。

(2-26)

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，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2—14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。当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击，

从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。在扭转减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

图2-14

单级线性减速器的扭转特性

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。

在扭转减振器中，也有采用橡胶代替螺旋弹簧作为弹性

元件，以液体阻尼器代替干摩擦阻尼的新结构。

减振器的扭转刚度k和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩T是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩Tj、预紧转矩Tn和极限转角j等。

1．极限转矩Tj

极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺

口之间的间隙△1(图2—15)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，一般可取图2-15减速器尺寸简图T(1.5~2.0)Temax(2—27)

式中，货车：系数取1．5，轿车：系数取2．0。

2．扭转刚度是

为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度k，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。

k决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸(图2—15)。

设减振弹簧分布在半径为Ro的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为Ro。此时所需加在从动片上的转矩为

T1000KZjR02（2-28）

式中，T为使从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩(N·m)；K为每个减振弹簧的线刚度(N／mm)；Zj为减振弹簧个数；Ro为减振弹簧位置半径(m)。

根据扭转刚度的定义，kT/则

k100KZjR02(2-29)

式中，k为减振器扭转刚度(N·m／rad)。

设计时可按经验来初选是k

k≤13Tj

3．阻尼摩擦转矩T（2-30）

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T一般可按下式初选

T(0.06~0.17)Temax

4．预紧转矩Tn（2-31）

减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将向减

扭小频率的方向移动，这是有利的。但是Tn不应大于T，否则在反向工作时，

转减振器将提前停止工作，故取

Tn(0.05~0.15)Temax

5．减振弹簧的位置半径Ro

Ro的尺寸应尽可能大些，如图2—15所示，一般取（2-32）

R0(0.60~0.75)

6．减振弹簧个数Zjd2（2-33）

Zj参照表2—2选取。

表2—2

摩擦片外径D／mm

车减振弹簧个数的选取225-2504-6250--3256--8325--3508～10>350>10

7．减振弹簧总压力F

当限位销与从动盘毂之间的间隙△1或△2被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值时Tj，减振弹簧受到的压力F为

FTj/R0

8．极限转角针j（2-34）

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j为

j2arcsinl

2R0（2-35）

式中，△L为减振弹簧的工作变形量。

j通常取3O～12O，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，j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：

1)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。研究表明，发动机、变速器振动系统固有频率一般为40～70Hz，相当于四缸发动机转速1200～2100r／min，或六缸发动机转速800～1400r／min，一般均高于怠速转速。

2)它在发动机实用转速1000—

2000r／rain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。

近年来出现了一种称为双质量飞

轮

的减振器(图2—16)。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。

双质量飞轮减振器具有以下优点：

1)可以降低发动机、变速器振动系

统的固有频率，以避免在怠速转速时的

共振。图2—16

1一第一飞轮双质量—飞轮减振器2一第二飞轮3一离合器盖总成

6一短轴74一／9,~J／t5一球轴承

一滚针轴承8一曲轴凸缘

10一螺钉11一扭转减振器9一联结盘

2)增大减振弹簧的位置半径，降低减振弹簧刚度K，并允许增大转角。

3)由于双质量飞轮减振器的减振效果较好，在变速器中可采用粘度较低的齿轮油而不致产生齿轮冲击噪声，并可改善冬季的换挡过程。而且由于从动盘没有减振器，可以减小从动盘的转动惯量，这也有利于换挡。

但是它也存在一定的缺点，如由于减振弹簧位置半径较大，高速时受到较

大离心力的作用，使减振弹簧中段横向翘曲而鼓出，与弹簧座接触产生摩擦，

使弹簧磨损严重，甚至引起早期损坏。

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80～150N范围内，货车不大于150～200N。

2)踏板行程对轿车一般在80—150mm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。杆系传动机构结构简单、工作可靠，广泛应用于各种汽车中。但其质量大，机械效率低，车架和驾驶室的变形会影响其正常工作，在远距离操纵时布置较困难。绳索传动机构可克服上述缺点，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，机械效率仍不高。此形式多用于轻型轿车中。

液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。此形

式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2—17所示。

踏板行程S由自由行程Sl和工作行程

S2两部分组成：

图2-17液压式操纵机构示意图

S

S1S2(S0fcabdZS2222

2c1a1b1d12（2-36）

式中，Sof为分离轴承自由行程，一般为1．5～3．0mm，反映到踏板上的自由行程Sl一般为20—30mm；dl、d2分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦面面数；S为离合器分离

时对偶摩擦面间的间隙，单片：S=0．85～1．30mm，双片：S=0．75—0．90mm。a1、a2、bl、b2、c1、c2为杠杆尺寸(图2—17)。踏板力Ff可按下式计算

FfF`Fsi(2-37)

式中，F为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；i为操纵机构总传动比，i=a2b2d22

a1b1d1;为机械效率，液压式：=80％～90％，机械式：=70％～80％；Fs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。

工作缸直径d2的确定与液压系统所允许的最大油压有关。考虑到橡胶软管及其

管接头的密封要求，最大允许油压一般为5—8MPa。

对于机械式操纵机构的上述计算，只需将d1和d2取消即可。2

第七节离合器的结构元件

1．从动盘总成

从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和花键毂等组成。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。石棉基摩擦材料具有摩擦因数较高(大约为0．3～0．45)、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，目前主要应用于中、轻型货车中。由于石棉在生产和使用过程中对环境有污染，对人体有害，所以现在正以玻璃纤维、金属纤维等来替代石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热

性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，接合平顺性较差，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。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜从动片上装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力，但更换摩擦片困难，且使从动盘难以装波形片，无轴向弹性，可靠性低。

花键毂是离合器中承受载荷最大的零件，它装在变速器输入轴前端的花键上，一般采用齿侧对中的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。

花键毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1．0～1．4倍的花键轴直径。花键毂一般采用锻钢(如45钢，40Cr等)，表面和心部硬度一般在26～32HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理。

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(如50钢)或低碳钢板(如10钢)，一般厚度为1．3～2．5mm，表面硬度35～40HRC。

波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度为40～46HRC，并经过表面发蓝处理。

减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。

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。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为2．5～4．0mm；在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。

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08F、08Al、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肋或鼓风肋，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。压盘的温升可根据滑磨功W由下式来确定

tvW

mc

o(2-38)c为压盘的比热容，铸铁：c=481．4J／(kg·C’)；m为压盘质量(kg)；式中，2为压盘温升(C)；

v为传到压盘的热量所占的比例，单片离合器压盘：v=0．50，对双片离合器压盘：v=0．25，中间压盘：v=0．50。

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3～4组，每组2～4片，每片厚度为0．5～1．0mm，一般由弹簧钢带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0．2mm。

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3．0～4．0mm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(图2—18a)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(图2—18b、c)，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2—19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。在轴承外圈2

与分离套筒5外凸缘和外罩壳3之间以及轴承内圈1与分离套筒内凸缘之间都留有径向间隙，这些间隙保证了分离轴承相对于分离套筒可径向移动lmm左右。在外圈2与套筒5的端面之间装有一波形弹簧4，用以将外圈紧紧顶在分离套筒凸缘的端面上，使轴承在不工作时不会发生晃动。当膜片弹簧旋转轴线与轴承不同心时，分离轴承便会自动径向浮动到与其同心的位置，以保证分离轴承能均匀压紧各分离指舌尖部。这样可减小振动和噪声，减小分离指与分离轴承端面的磨损，使轴承不会出现过热而造成润滑脂的流失分解，延长轴承寿命。另外，分离轴承由传统的外圈转动改为内圈转动、外圈固定不转而由内圈来推动分离指

的结构，适当地增大了膜片弹簧的杠杆比，且由于内圈转动，在离心力作用下，润滑脂在内、外圈间的循环得到改善，提高了轴承使用寿命。这种拉式分离轴承是将膜片弹簧分离指舌尖

直接压紧在碟形弹簧6与挡环7之间，再用弹性锁环8卡紧，结构较为简单。

图2-18分离轴承形式图2—19自动调心式分离轴承装置

1一轴承内圈2一轴承外圈3一外罩壳4一波

8形弹簧5一分离套筒

一弹性锁环6一碟形弹簧7一挡环

第二章

第一节离合器设计概述

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；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；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；有效地降低传动系中的振动和噪声。

为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求：

1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。

2)接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。

3)分离时要迅速、彻底。

4)离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。

5)应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。

6)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。

7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。

8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。

9)应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。

10)结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。

摩擦离合器主要由主动部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)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。

随着汽车发动机转速和功率的不断提高、汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和使用寿命，适应高转速，增加传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。

第二节离合器的结构方案分析

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，发动机的

最大转矩一般不大。在布置尺寸允许的条件下，离

合器通常只设有一片从动盘。单片离合器(图2—1)

结构简单，尺寸紧凑，散热良好，用时能保证分离

彻底、接合平顺。

双片离合器(图2—2)与单片离合器相比，由于摩

擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；在传

递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小，

另外接合较为平顺但中间压盘通风散热不良，两片

起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够

彻底。设计时在结构上必须采取相应的措施。这种

结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。

图

2-1

单

片

离

合

图2-2双片离合器

多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点，以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。但它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使用寿命长等优点，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

周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧(图2—1)，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。此结构中弹簧压力直接作用于压盘上。为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数目不应太少，要随摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。在某些重型汽车上，由于发动机最大转矩较大，所需压紧弹簧数目较多，可将压紧弹簧布置在两个同心圆周上。压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递转矩的能力随之降低。此外，弹簧靠到它的定位面上，造成接触部位严重磨损，甚至会出现弹簧断裂现象。

中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心，此结构轴向尺寸较大。由于可选较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便。此外，压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受热退火，通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调

整。这种结构多用于重型汽车上。

斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力

盘上，并通过压杆作用在压盘上。这种结构的显

著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所

受的压紧力几乎保持不变。与上述两种离合器相

比，具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优

点。此结构在重型汽车上已有采用。

膜片弹簧离合器(图2—3)中的膜片弹簧

是一种具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部

分和分离指组成，它与其它形式的离合器相比具

有如下一系列优点：

1)膜片弹簧具有较理想的非线性特性如图

2—12所示，弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内

基本不变(从安装时工作点B变化到A点)，因

而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；对

于圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降(从月点变

化到A，点)。离合器分离时，弹簧压力有所下降

(从B点变化到C点)，从而降低了踏板力；对

于圆柱螺旋弹簧，压力则大大增加(从月点变

化到C，点)。

2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作

用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目

少，质量小。

3)高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性

能较稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降。

4)由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命。

5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长。

6)平衡性好。

7)有利于大批量生产，降低制造成本。

图2-3膜片弹簧离合器

．但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛采用。

拉式膜片弹簧离合器(图2—4)中，其膜片弹簧的安装方向与推式相反。在接合时，膜片弹簧的大端支承在离合器盖上，而以中部压紧在压盘上。将分离轴承向外拉离飞轮，即可实

现分离。与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有如下优点：

图2-4拉式膜片弹簧离合器

1)由于取消了中间支承各零件，并只用一个或不用支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小。

2)由于拉式膜片弹簧是以中部与压盘相压，因此在同样压盘尺寸条件下可采用直径较大的膜片弹簧，从而提高了压紧力与传递转矩的能力，而并不增大踏板力；或在传递相同转矩

时，可采用尺寸较小的结构。

3)在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，故分离效率更高。

4)拉式的杠杆比大于推式杠杆比，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率较高，使踏板操纵更轻便。拉式踏板力比推式一般约可减少25％～30％。

5)拉式无论在接合状态或分离状态，膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。

6)使用寿命更长。

但是，拉式膜片弹簧的分离指是与分离轴承套筒总成嵌装在一起的，需专门的分离轴承(参见图2—19)，结构较复杂，安装和拆卸较困难，且分离行程略比推式大些。由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，它已在一些汽车中得以应用。

3．膜片弹簧支承形式

推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。图2—5为双支承环形式，其中图2—5a用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承图2-4拉式膜片弹簧离合器环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单，是早已采用的传统形式；图2—5b在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，可提高耐磨性和使用寿命，但结构较复杂；图2—5c取消了铆钉，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起，使结构紧凑、简化、耐久性良好，因此其应用日益广泛。

图2—6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(图2—6a)使结构简化，或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环(图2—6b)，以消除膜片弹簧与支承环

之间的轴向间隙。

图2-5推式膜片弹簧双支承环形式图2-6推式膜片弹簧单支承环形式

图2—7为无支承环形式，利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将膜片弹簧铆合在一起而取消前、后支承环(图2—7a)；或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，离合器盖上环形凸台代替后支承环(图2—7b)，使结构更简化；或取消铆钉，离合器盖内边缘处伸出的许多舌片将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形凸台弯合在一起(图2—7c)，结构最为简单。

图2—8为拉式膜片弹簧支承结构形式，其中图2—8a为无支承环形式，将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上；图2—8b为单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。这两种支承形式常用于轿车和货车

上。

图2-7推式膜片弹簧无支承环形式图2-8拉式膜片弹簧支承形式

4．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(图2—2)，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。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

TCfFZRC（2-1）

式中，T，为静摩擦力矩；／为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0．25—0．30；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；R，为摩擦片的平均摩擦半径；Z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

Fp0Ap0(D2d2)4（2-2）

式中，户。为摩擦面单位压力，A为一个摩擦面的面积；D为摩擦片外径；．d为摩擦片内径c摩擦片的平均摩擦半径R，根据压力均匀的假设，可表示为

D3d3

RC3(D2d2)

当d／D≥0．6时，R，可相当准确地由下式计算（2-3）RCDd

4

将式(2—2)与式(2—3)代人式(2—1)得

TC

12fZp0D3(1C3)

(2-4)

式中，‘为摩擦片内外径之比，c=d／D，一般在0．53～0．70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T。应大于发动机最大转矩，即

TCTemax(2-5)

式中，Temax为发动机最大转矩；β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，β必须大于1。

离合器的基本参数主要有性能参数β和p0。，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。

1．后备系数β

后备系数β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。在选择夕时，应考虑以下几点：

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)要防止离合器滑磨过大。

3)要能防止传动系过载。

显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β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，β又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β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，β应选取大些；货车总质量越大，β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β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β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β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应大于单片离合器。

各类汽车口值的取值范围通常为：

轿车和微型、轻型货车

中型和重型货车β=1．20～1．75β=1．50～2．25

β=1．80～4．00越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车

2．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，》o按下列范围选取：

石棉基材料

粉末冶金材料

金属陶瓷材料po=0．10～0．35MPapo=0．35～0．60MPapo=0．70～1．50MPa

3．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，结合式(2-1)和式(2-5)，适当选取后备系数β和单位压力po，即可估算出摩擦片尺寸。摩擦片外径D(mm)也可根据发动机最大转矩Temax(N·m)按如下经验公式选用

DKDemax(2-6)

式中，KD为直径系数，轿车：KD=14．5；轻、中型货车：单片KD=16．0～18．5，双片KD--13．5～15．0；重型货车：KD=22．5～24．0。

在同样外径D时，选用较小的内径d虽可增大摩擦面积，提高传递转矩的能力，但会使摩擦面上的压力分布不均匀，使内外缘圆周的相对滑磨速度差别太大而造成摩擦面磨损不均匀，且不利于散热和扭转减振器的安装。摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准哪5764—86《汽车用离合器面片》，所选的D应使摩擦片最大圆周速度不超过65～70m／s，以免摩擦片发生飞离。

摩擦片的厚度白上要有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

后备系数夕可由式(2-1)和式(2-5)确定，可以看出β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β。可由式(2—2)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

X[x1x2x3]T[FDd]T

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

f(x)min[(D2d2)]

4

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65—70m／s，即



vD



60

nemaxD10365~70m/s

(2-7)

式中，VD为摩擦片最大圆周速度(m／s)；nemax为发动机最高转速(r／min)。2)摩擦片的内外径比c应在0．53～0．70范围内，即

0．53≤c≤0．70

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β值应在一定范围内，最大范围β为1．2～4．0，即

1．2≤β≤4．0

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(图2—15)，即

d>2Ro+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

TC0

4TC

[TC0]

Z(D2d2)

（2-8）

式中，Tco为单位摩擦面积传递的转矩(N·m／mm2)；[TC0]为其允许值(N·m／mm2)，按表2—1选取。表2—1

单位摩擦面积传递转矩的许用值

(N·m／mm2)

>250—3250．35

>3250．40

离合器规格D／mm[Tco]

X10—9

>210--2500．30

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0．10—1．50MPa，即0．10MPa≤po≤1．50MPa

7)为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防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



4W

[]22

Z(Dd)

(2-9)

式中，ω为单位摩擦面积滑磨功(J／mm2)；[ω]为其许用值(J／mm2)，对于轿车：[ω]=0．40J／mm2，对于轻型货车：[ω]

=0．33J／mm2，对于重型货车：[ω]

=0．25J／mm2;

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

W

2ne2marr2

1800i0ig

2

2

(2-10)

式中，ma为汽车总质量(kg)；rr为轮胎滚动半径(m)；ig为起步时所用变速器挡位的传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速(r／min)，计算时轿车取2000r／min，货车取1500r／min。

二、膜片弹簧的载荷变形特性

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(图2—9)。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λ1，(图2—10b)，则有关系式

F1f(1)

Eh

1ln(R/r)1RrRr

[(h2]HH12

2R1r1R1r16(1)(R1r1)(2-11)

式中，正为材料的弹性模量，对于钢：E=2．1X105MPa；μ为材料的泊松比，对于钢：μ=0．3；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，见图2—10c。设分离轴承对分离指端所加载荷为F2，相应

作用点变形为λ2，另外，在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面从自由状态也转过相同的转角，则有如下关系

图2-9子午断面绕中性点的转动

2

F2

r1rfR1r1

1

（2-12）

R1r1

F1

r1rf

（2-13）

式中，门为分离轴承与分离指的接触半径。

图2-10a)

膜片弹簧在不同工作状态时的变形

b)压紧状态

c)分离状态

自由状态

将式(2—12)和式(2—13)代人式(2—11)，即可求得F2与入2的关系式。同样将式(2—12)和式(2—13)分别代入式(2—11)，也可分别得到Fl与入2和F2与入1的关系式。

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(图2—10c)为

2f

r1rfR1r1

1f

（2-14）

式中，入1f为压盘的分离行程(图2—10b、c)。

三、膜片弹簧的强度校核

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2—9所示的坐标系，则断面上任意点(x，y)的切向应力σt为

t

Ex(/2)y

ex12

(2-15)

e式中，为自由状态时碟簧部分的圆锥底角；为从自由状态起，碟簧子午断面的转角；

为中性点半径，e=(R—r)／In(R／r)。

由式(2—15)知，当一定时，一定的切向应力

t在工xOy坐标系中呈线性分布，当

t=0时有

y(/2)x

因(—／2)很小，(—／2)≈tan(—

(2-16)

／2)，则式(2—16)表明对于一定的，零

应力分布在过O点而与x轴成(—／2)角的直线上(图2—11)。实际上，当x=—e时，无论

t为何值，均存在)y=—(—／2)e

即对于一定的，等应力线都汇交于K点，其坐标为x=—e、y=—(—／2)e。显然

图2-11切相应力在子午断面中的分布

OK为零应力直线，其内侧为压应力区，外侧为拉应力区；等应力线越远离零应力线，其应力值

图2—11切向应力在子午断面中的分布

越高。由此可见，碟簧部分内上缘点B的切向压应力最大。当K点的纵坐标(—／2)e>h／2时，A点的切向拉应力最大；当(—／2)e

分析表明，月点的应力值最高，通常只计算月点的应力来校核碟簧的强度。将月点坐标x≈—

(e—r)和y=h／2代人式(2—15)，可得月点的应力

tB

tB

er2h

[()]}er2

2(1)r2E

(2-17)

令d

tB／d=0，可求出tB达到极大值时的转角。

p

p

h2(er)

(2-18)

式(2—18)表明，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arctan[h／2(e—r)]≈h／2(e—r)的位置处。

当离合器彻底分离时，膜片弹簧子午断面的实际转角f≥如果f

在分离轴承推力F2作用下，B点还受弯曲应力

p

，计算

tB时，应取p,



tB，其值为

rB

6(rrf)F2

nbrh2

(2-19)

式中，n为分离指数目；br为一个分离指根部宽度。考虑到弯曲应力rB是与切向压应力B点的当量应力为

tB相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度理论，

jBrBtB

(2-20)

试验表明，裂纹首先在碟簧压应力最大的月点产生，但此裂纹并不发展到损坏，且不明显影响碟簧的承载能力。继后，在A`点由于拉应力产生裂纹，这种裂纹是发展性的，一直发展到使碟簧破坏。在实际设计中，当膜片弹簧材料采用60Si2MnA时，通常应使1700MPa。

四、膜片弹簧主要参数的选择1．比值H／h和h的选择

比值H／h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。分析式(2—11)可知，当H／h2时，Fl=f(λ1)为增函数；H／h=2时，Fl=f(λ1)有一极大值和一极小值；当H／h=22时，Fl=f(λ1)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，汽车离合器用膜片弹簧的H／h一般为1．6—2．2，板厚丸为2～4mm。

2．比值R／r和R、r的选择

研究表明，R／r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，R／r一般为1．20—1．35。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．α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，α=arctanH／(R—r)≈H／(R—r)，一般在9～15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2—12所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且

λ1H=(λ1M+λ1N)／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λ1B=(0．8～1．0)且λlH

，以保证摩擦片在最大磨损限

O

O

jB

≤1500——

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点心尽量靠近N点。

5．n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。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。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离3～8次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。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5％～30％。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。

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45～50HRC，分离指端硬度为55～62HRC，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±0．025mm，初始底锥角公差为±10’。上、下表面的表面粗糙度为1．6μm，底面的平面度一般要求小于0．1mm。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0．8—1．0mm。

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

2-12膜片弹簧的弹性特性曲线

数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数

f(x)1f1(x)2f2(x)

（2-21）

式中，l和2分别为两个目标函数f1(x)和f2(x)的加权因子，视设计要求选定。2．设计变量

从膜片弹簧载荷变形特性公式(2—11)可以看出，应选取H、h、R、r、Rl、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λ1B(图2—12)为优化设计变量，即

X[x1x2x3x4x5x6x7]T[HhRrR1r11B]T

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

(2-22)

2)为了保证各工作点A、月、C有较合适的位置(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2—12所示)，应正确选择λ1B相对于拐点λ1H的位置，一般λ1B／λ1H：0．8～1．0，即

0.8

1B

H

(

Rr

1.0R1r1

(2-23)

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F1A≥FIB

4)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H／h与初始底锥角α≈H／(R—r)应在一定范围内，即1．6≤H／h≤2．29o≤α≈H／(R—r)≤15o

5)弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即

1.20R/r1.35702R/h100

3.5R/r05.0

(2-24)

式中，ro为膜片弹簧小端内半径，如图2—13所示。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)应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即

推式：(D十d)／4≤R1≤D／2拉式：(D十d)／4≤r1≤D／2

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1≤R—R1≤7。

0≤r1—r≤60≤rf—ro≤4

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

r1rf

推式：2．3≤

R1r1≤4．5R1rf

R1r1≤9．0

拉式：3．5≤

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

tBmax。应不超过其许用值，即

图2-13

膜片弹簧的尺寸简图a)推式

b)拉式

c)俯视图

tBmax[tB]

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σtA'max(或σtAmax)应不超过其相应许用值，即σtA`max≤[σTtA`]或σtAmax≤[σtA]

11)由于弹簧在制造过程中，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

FHFhFRFr

0.05

F1B

(2-25)

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

F1B

0.05F1B

式中，F1B为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。

(2-26)

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，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2—14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。当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击，

从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。在扭转减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

图2-14

单级线性减速器的扭转特性

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。

在扭转减振器中，也有采用橡胶代替螺旋弹簧作为弹性

元件，以液体阻尼器代替干摩擦阻尼的新结构。

减振器的扭转刚度k和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩T是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩Tj、预紧转矩Tn和极限转角j等。

1．极限转矩Tj

极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺

口之间的间隙△1(图2—15)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，一般可取图2-15减速器尺寸简图T(1.5~2.0)Temax(2—27)

式中，货车：系数取1．5，轿车：系数取2．0。

2．扭转刚度是

为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度k，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。

k决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸(图2—15)。

设减振弹簧分布在半径为Ro的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为Ro。此时所需加在从动片上的转矩为

T1000KZjR02（2-28）

式中，T为使从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩(N·m)；K为每个减振弹簧的线刚度(N／mm)；Zj为减振弹簧个数；Ro为减振弹簧位置半径(m)。

根据扭转刚度的定义，kT/则

k100KZjR02(2-29)

式中，k为减振器扭转刚度(N·m／rad)。

设计时可按经验来初选是k

k≤13Tj

3．阻尼摩擦转矩T（2-30）

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T一般可按下式初选

T(0.06~0.17)Temax

4．预紧转矩Tn（2-31）

减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将向减

扭小频率的方向移动，这是有利的。但是Tn不应大于T，否则在反向工作时，

转减振器将提前停止工作，故取

Tn(0.05~0.15)Temax

5．减振弹簧的位置半径Ro

Ro的尺寸应尽可能大些，如图2—15所示，一般取（2-32）

R0(0.60~0.75)

6．减振弹簧个数Zjd2（2-33）

Zj参照表2—2选取。

表2—2

摩擦片外径D／mm

车减振弹簧个数的选取225-2504-6250--3256--8325--3508～10>350>10

7．减振弹簧总压力F

当限位销与从动盘毂之间的间隙△1或△2被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值时Tj，减振弹簧受到的压力F为

FTj/R0

8．极限转角针j（2-34）

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j为

j2arcsinl

2R0（2-35）

式中，△L为减振弹簧的工作变形量。

j通常取3O～12O，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，j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：

1)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。研究表明，发动机、变速器振动系统固有频率一般为40～70Hz，相当于四缸发动机转速1200～2100r／min，或六缸发动机转速800～1400r／min，一般均高于怠速转速。

2)它在发动机实用转速1000—

2000r／rain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。

近年来出现了一种称为双质量飞

轮

的减振器(图2—16)。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。

双质量飞轮减振器具有以下优点：

1)可以降低发动机、变速器振动系

统的固有频率，以避免在怠速转速时的

共振。图2—16

1一第一飞轮双质量—飞轮减振器2一第二飞轮3一离合器盖总成

6一短轴74一／9,~J／t5一球轴承

一滚针轴承8一曲轴凸缘

10一螺钉11一扭转减振器9一联结盘

2)增大减振弹簧的位置半径，降低减振弹簧刚度K，并允许增大转角。

3)由于双质量飞轮减振器的减振效果较好，在变速器中可采用粘度较低的齿轮油而不致产生齿轮冲击噪声，并可改善冬季的换挡过程。而且由于从动盘没有减振器，可以减小从动盘的转动惯量，这也有利于换挡。

但是它也存在一定的缺点，如由于减振弹簧位置半径较大，高速时受到较

大离心力的作用，使减振弹簧中段横向翘曲而鼓出，与弹簧座接触产生摩擦，

使弹簧磨损严重，甚至引起早期损坏。

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80～150N范围内，货车不大于150～200N。

2)踏板行程对轿车一般在80—150mm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。杆系传动机构结构简单、工作可靠，广泛应用于各种汽车中。但其质量大，机械效率低，车架和驾驶室的变形会影响其正常工作，在远距离操纵时布置较困难。绳索传动机构可克服上述缺点，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，机械效率仍不高。此形式多用于轻型轿车中。

液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。此形

式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2—17所示。

踏板行程S由自由行程Sl和工作行程

S2两部分组成：

图2-17液压式操纵机构示意图

S

S1S2(S0fcabdZS2222

2c1a1b1d12（2-36）

式中，Sof为分离轴承自由行程，一般为1．5～3．0mm，反映到踏板上的自由行程Sl一般为20—30mm；dl、d2分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦面面数；S为离合器分离

时对偶摩擦面间的间隙，单片：S=0．85～1．30mm，双片：S=0．75—0．90mm。a1、a2、bl、b2、c1、c2为杠杆尺寸(图2—17)。踏板力Ff可按下式计算

FfF`Fsi(2-37)

式中，F为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；i为操纵机构总传动比，i=a2b2d22

a1b1d1;为机械效率，液压式：=80％～90％，机械式：=70％～80％；Fs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。

工作缸直径d2的确定与液压系统所允许的最大油压有关。考虑到橡胶软管及其

管接头的密封要求，最大允许油压一般为5—8MPa。

对于机械式操纵机构的上述计算，只需将d1和d2取消即可。2

第七节离合器的结构元件

1．从动盘总成

从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和花键毂等组成。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。石棉基摩擦材料具有摩擦因数较高(大约为0．3～0．45)、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，目前主要应用于中、轻型货车中。由于石棉在生产和使用过程中对环境有污染，对人体有害，所以现在正以玻璃纤维、金属纤维等来替代石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热

性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，接合平顺性较差，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。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜从动片上装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力，但更换摩擦片困难，且使从动盘难以装波形片，无轴向弹性，可靠性低。

花键毂是离合器中承受载荷最大的零件，它装在变速器输入轴前端的花键上，一般采用齿侧对中的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。

花键毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1．0～1．4倍的花键轴直径。花键毂一般采用锻钢(如45钢，40Cr等)，表面和心部硬度一般在26～32HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理。

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(如50钢)或低碳钢板(如10钢)，一般厚度为1．3～2．5mm，表面硬度35～40HRC。

波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度为40～46HRC，并经过表面发蓝处理。

减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。

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。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为2．5～4．0mm；在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。

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08F、08Al、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肋或鼓风肋，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。压盘的温升可根据滑磨功W由下式来确定

tvW

mc

o(2-38)c为压盘的比热容，铸铁：c=481．4J／(kg·C’)；m为压盘质量(kg)；式中，2为压盘温升(C)；

v为传到压盘的热量所占的比例，单片离合器压盘：v=0．50，对双片离合器压盘：v=0．25，中间压盘：v=0．50。

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3～4组，每组2～4片，每片厚度为0．5～1．0mm，一般由弹簧钢带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0．2mm。

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3．0～4．0mm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(图2—18a)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(图2—18b、c)，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2—19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。在轴承外圈2

与分离套筒5外凸缘和外罩壳3之间以及轴承内圈1与分离套筒内凸缘之间都留有径向间隙，这些间隙保证了分离轴承相对于分离套筒可径向移动lmm左右。在外圈2与套筒5的端面之间装有一波形弹簧4，用以将外圈紧紧顶在分离套筒凸缘的端面上，使轴承在不工作时不会发生晃动。当膜片弹簧旋转轴线与轴承不同心时，分离轴承便会自动径向浮动到与其同心的位置，以保证分离轴承能均匀压紧各分离指舌尖部。这样可减小振动和噪声，减小分离指与分离轴承端面的磨损，使轴承不会出现过热而造成润滑脂的流失分解，延长轴承寿命。另外，分离轴承由传统的外圈转动改为内圈转动、外圈固定不转而由内圈来推动分离指

的结构，适当地增大了膜片弹簧的杠杆比，且由于内圈转动，在离心力作用下，润滑脂在内、外圈间的循环得到改善，提高了轴承使用寿命。这种拉式分离轴承是将膜片弹簧分离指舌尖

直接压紧在碟形弹簧6与挡环7之间，再用弹性锁环8卡紧，结构较为简单。

图2-18分离轴承形式图2—19自动调心式分离轴承装置

1一轴承内圈2一轴承外圈3一外罩壳4一波

8形弹簧5一分离套筒

一弹性锁环6一碟形弹簧7一挡环