汽車離合器畢業(yè)論文

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　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，駕駛員可根據需要踩下或松開離合器踏板，使發(fā)動機與變速箱暫時分離和逐漸接合，以切斷或傳遞發(fā)動機向變速器輸入的動力。其功用為：（1）使汽車平穩(wěn)起步；（2）中斷給傳動系的動力，配合換檔；（3）防止

2、傳動系過載。</p><p>　　膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型汽車上廣泛采用的一種離合器，它的轉矩容量大而且較穩(wěn)定，操作輕便，平衡性好，也能大量生產，對于它的研究已經變得越來越重要。此設計說明書詳細的說明了輕型汽車膜片彈簧離合器的結構形式，參數選擇以及計算過程。</p><p>　　本設計主要針對馬自達6的離合器進行設計計算。</p><p>　　關鍵詞:

3、 離合器 , 膜片彈簧 , 從動盤 , 壓盤 , 摩擦片</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　Automobile Clutch in the engine and gearbox between the flywheel shell, with screw will be fixed in the clutch assemb

4、ly after the plane of the flywheel, clutch gearbox output shaft is the input shaft。In the process of moving vehicle, the driver may need Pedal or release the clutch pedal so that the engine and gearbox temporary separati

5、on and progressive joint, to cut off the engine or transmission to the transmission input power. Its function as: (1) the car a smooth start, (2) to interrupt the </p><p>　　In recent years theca spring clut

6、ch is a kind of clutch that widely Adopted in vehicle and light vehicle . It has great capacity of torque And more stabley ,manipulate easy and convenient ,well equilibrium ,And also can produce batch .so the research o

7、f the clutch is more and more important . This design manual elaborated on the construction form,parametre choose and process of calculate of the light vehicle.</p><p>　　KEY WDRDS: clutch , theca spring, d

8、riven plate , friction disc</p><p><b>　　緒 論</b></p><p>　　汽車是重要的交通運輸工具，是科學技術發(fā)展水平的標志，隨著現(xiàn)代生活的節(jié)奏越來越快，人們對交通工具的要求也越來越高。汽車作為最普通的交通工具，在日常的生活和工作中起了重要的作用。因此，汽車工業(yè)的規(guī)模及產品的質量就成為衡量一個國家技術的重要標志之一。&l

9、t;/p><p>　　對于汽車來說，由于它要求具有自重輕、行駛速度高、加速性好、適于各種路面上甚至無路地區(qū)行駛及機動靈活等特點，長期以來，它的發(fā)動機都采用內燃機。但是，由內燃機的扭矩—轉速特性曲線可知，在其整個工作轉速范圍內扭矩變化小，最低穩(wěn)定轉速較高，不能適應汽車可能遇到的各種行駛條件：如起步、爬坡、通過各種路面和無路地區(qū)等。因此，在汽車上需要有一套復雜的傳動系統(tǒng)，以使內燃機能適應汽車行駛的需要?，F(xiàn)代汽車上常用的是

10、機械傳動系統(tǒng)，它是由離合器及變速器、萬向節(jié)傳動軸、主減速器、差速器和驅動車輪的傳動裝置等部件組成。</p><p>　　在上述機械式傳動系統(tǒng)中，離合器作為一個獨立的部件而存在。I在以內燃機作為動力的機械傳動汽車中，離合器是作為一個獨立的總成而存在的。 </p><p>　　離合器通常裝在發(fā)動機與變速器之間，其主動部分與發(fā)動機飛輪相連，從動部分與變速器相連。為各類型汽車所廣泛采用的摩擦離

11、合器，實際上是一種依靠其主、從動部分間的摩擦來傳遞動力且能分離的機構。離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系平順的接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，以防止傳動系個零部件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪音。</p><p><b>　　第1章 概述</b></p>

12、;<p>　　膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型載貨汽車上廣泛采用的一種離合器。因其作為壓簧，可以同時兼起分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，質量減少，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。其次，由于膜片彈簧與壓盤以整個圓周接觸，使壓力分布均勻。另外由于膜片彈簧具有非線性彈性特性，故能在從動盤摩擦片磨損后，彈簧仍能可靠的傳遞發(fā)動機的轉矩，而不致產生滑離。離合器分離時，使離合器踏板操縱輕便，減輕駕駛員的勞動強度。此外，因膜片是

13、一種對稱零件，平衡性好，在高速下，其壓緊力降低很少，而周布置彈離合器在高速時，因受離心力作用會產生橫向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低了對壓盤的壓緊力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降。那么可以看出，對于輕型車膜片彈簧離合器的設計研究對于改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意義。</p><p>　　作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼沖壓成的，具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜片，且自其小端在錐面上開有許多徑向

14、切槽，以形成彈性杠桿，而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側有支承圈，而后者借助于固定在離合器蓋上的一些（為徑向切槽數目的一半）鉚釘來安裝定位。當離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支承圈則壓膜片彈簧使其產生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧幾乎變平。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產生壓緊力使離合器處于結合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧壓前支承圈并以其作為支點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移

15、，并通過分離鉤拉動壓盤后移使離合器分離。膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此設計摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎不變，且可以減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的，因此其壓緊力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，零件數目減少，質量減小并顯著縮短了軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整

16、個圓</p><p>　　由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優(yōu)點，并且制造膜片彈簧離合器的工藝水平在不斷提高，因此這種離合器在轎車及微型、輕型客車上得到廣泛運用。當前膜片彈簧離合器的操縱機構已經為拉式操縱機構所取代，其膜片彈簧為反裝，并將支承圈移到膜片彈簧的大端附近，使結構簡化，零件減少、裝拆方便；膜片彈簧的應力分布也得到改善，最大應力下降；支承圈磨損后仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的自由行程不受影響。而在壓式結構

17、中支承圈的磨損會形成間隙而增大踏板的自由行程。</p><p>　　第2章 離合器結構方案選取</p><p>　　2.1給定參數和結構設計要求</p><p>　　發(fā)動機最大功率及轉速： 108Kw/6500rpm</p><p>　　發(fā)動機最大轉矩及轉速： 204 N.m/6500rpm</p><p>　　汽車整

18、備質量： 1444KG</p><p>　　主減速比： 3.863</p><p>　　變速器1檔傳動比： 3.454</p><p>　　輪胎型號： 205/55R16</p><p>　　在設計離合器時，應根據車型的類別，使用要求制造條件以及系列化，通用化，標準化要求

19、等，合理選擇離合器的結構。</p><p><b>　　2.2結構設計</b></p><p>　　2.2.1 從動盤數選取</p><p>　　本車可選取單片干式膜片彈簧摩擦離合器，因為這種結構的離合器結構簡單，調整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤結合平順，廣泛用于乘用車及微、中型客車和貨車上，

20、在發(fā)動機轉矩不大于1000N.m的大型客車和重型貨車上也有所推廣。因此該離合器選取單片干式膜片彈簧離合器。</p><p>　　2.2.2 壓緊彈簧的結構形式及布置</p><p>　　離合器的壓緊彈簧的結構形式有：圓柱螺旋彈簧、矩形斷面的圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧等?？刹捎醚貓A周布置、中央布置、和斜置等布置形式。根據本所設計的離合器的已知系數和使用條件選取膜片彈簧離合器比較合適。</p

21、><p>　　作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼沖壓成的，具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜片，且自其小端在錐面上開有許多徑向切槽，以形成彈性杠桿，而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側有支承圈，而后者借助于固定在離合器蓋上的一些（為徑向切槽數目的一半）鉚釘來安裝定位。當離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支承圈則壓膜片彈簧使其產生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧幾乎變平（參看

22、2.1圖）。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產生壓緊力使離合器處于結合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧壓前支承圈并以其作為支點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤移到膜后移使離合器分離。膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此設計摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎不變，且可以減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的，因此其壓緊力實際上不受離心力的

23、影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，零件數目減少，質量減小并顯著縮短了軸向尺寸；另外，由于膜</p><p>　　由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優(yōu)點，并且制造膜片彈簧離合器的工藝水平在不斷提高，因此這種離合器在轎車及微型、輕型客車上得到廣泛運用，廣泛用于乘用車、客車、輕型和中型貨車上。膜片彈簧離合器的操縱曾經都采用壓式機構，即離合器分離時膜片彈簧彈性

24、杠壓桿內端的分離指處是承受壓力。當前膜片彈簧離合器的操縱機構已經為拉式操縱機構所取代。后者的膜片彈簧為反裝，并將支承圈片彈簧的大端附近（見圖2.2b），使結構簡化，零件減少、裝拆方便；膜片彈簧的應力分布也得到改善，最大應力下降；支承圈磨損后仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的自由行程不受影響。而在壓式結構中支承圈的磨損會形成間隙而增大踏板的自由行程(見圖2.2a)。</p><p>　　圖2.1膜片彈簧離合器的工作原

25、理圖</p><p>　?。╝）自由狀態(tài)； （b）壓緊狀態(tài)； （c）分離狀態(tài)</p><p>　　圖2.2離合器操縱形式</p><p>　　(a) 一般壓式操縱 (b)拉式操縱</p><p>　　2.2.3 壓盤的驅動方式</p><p>　　壓盤是離合器的主動部分，

26、在傳遞發(fā)動機轉矩時它和飛輪一起帶動從動盤轉動，但這種連接應允許壓盤在離合器分離過程中能自由的作軸向移動。</p><p>　　壓盤與飛輪的連接方式或驅動方式有：凸塊—窗孔式、傳力銷式、鍵式以及彈性傳動片式等。近年來廣泛采用彈性傳動片式。因為另外幾種方式有一個共同的缺點，即連接之間有間隙。這樣在傳動時將產生沖擊和噪聲，甚至可能導致凸塊根部產生裂紋而造成零件的早期破壞。另外，在離合器分離時，由于零件間的摩擦將降低離合

27、器操縱部分的傳動效率。彈性傳動片是由薄彈簧鋼沖壓而成，其一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，且一般用3~4組（每組2~3片）沿圓周切向布置以改善傳動片的受力狀況，這時，當發(fā)動機傳動片時受拉，當由車輪滑行時反轉受壓。這種利用傳動片驅動壓盤的方式不緊消除了上述缺點，而且簡化了結構，降低了對裝配精度的要求且有利于壓盤的定中。所以該離合器采用彈性傳動片。</p><p>　　2.2.4 分離軸承的類型</

28、p><p>　　分離軸承在工作中主要承受軸向力，在分離離合器時由于分離軸承旋轉產生離心力，形成其徑向力。故離合器的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承兩種。前者適合于高速低軸向負荷，后者適合于相反情況.常用含潤滑油脂的密封止推球軸承;小型車有時采用含油石墨止推滑動軸承。分離軸承與膜片彈簧之間有沿圓周方向的滑磨，當兩者旋轉中不同心時也伴有徑向滑磨。為了消除因不同心導致的磨損并使分離軸承與膜片彈簧內端接觸均勻，膜片彈簧離

29、合器廣泛采用自動調心式分離裝置（見圖2.3）。它有內圈旋轉軸承，軸承罩，波形片簧，它由厚約為0.7㎜的65Mn鋼帶制成，油淬、模內回火度HRC43～51）及分離套筒組成。由于軸承與套筒間都留有足夠徑向間隙以保證分離軸承相對于分離套筒可以徑向移動1mm左右，所以當膜片相對分離套筒有偏斜時，由于波形片簧能夠產生變形，允許分離軸承產生相對的偏斜，以保證膜片彈簧仍能被均勻的壓緊，也防止了膜片彈簧分離指處的異常磨損并減少了噪音。另外由于分離指與直

30、徑較小的軸承內圈接觸，則增大了膜片彈簧的杠桿比。</p><p>　　分離套筒支撐著分離軸承并位于變速器第一軸軸承蓋的軸頸上，可以軸向移動。分離器結合后，分離軸承與分離杠桿之間一般有3~~4mm間隙，以免在摩擦片磨損后引起壓盤壓力不足而導致離合器打滑使摩擦片以及分離軸承燒壞。此間隙使踏板有段自由行程。有的轎車采用無此間隙的內圈恒轉式結構，用輕微的油壓或彈簧力使分離軸承與杠桿端（多為膜片彈簧）經常貼合，以減輕磨損和

31、</p><p><b>　　減少踏板行程。</b></p><p>　　圖2.3自動調心軸承裝置</p><p>　　1—分離軸承罩；2—分離軸承；3—分離套筒；4—波形彈簧片</p><p>　　2.2.5 離合器的通風散熱措施</p><p>　　提高離合器工作性能的有效措施是借助于其通風散

32、熱系統(tǒng)降低其摩擦表面的溫度。</p><p>　　在正常使用條件下，離合器的壓盤工作表面的溫度一般均在180℃以下，隨著其溫度的升高，摩擦片的磨損將加快。當壓盤工作表面的溫度超過180℃～200℃時，摩擦片的磨損速度將急劇升高。在特別嚴酷的使用條件下，該溫度有可能達到1000℃。在高溫下壓盤會翹曲變形甚至產生裂紋和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也會燒裂和破壞。為防止摩擦表面的溫度過高，除壓盤應具有足夠的質量以保

33、證有足夠的熱容量外，還應使其散熱通風良好。為此，可在壓盤上設置散熱筋或鼓風筋；在雙片離合器中間壓盤體內鑄出足夠多的導風槽，這種結構措施在單片離合器壓盤上也開始應用；將離合器蓋和壓盤設計成帶有鼓風葉片的結構；在保證有足夠剛度的前提下在離合器蓋上開出較多或較大的通風口，以加強離合器表面的通風散熱和清除摩擦產生的材料粉末，在離合器殼上設置離合器冷卻氣流的入口和出口等所謂通風窗，在離合器殼內裝設冷卻氣流的導罩，以實現(xiàn)對摩擦表面有較強定向氣流通過

34、的通風散熱等。為防止壓盤 的受熱翹曲變形，壓盤應有足夠大的剛度。鑒于以上對質量和剛度的要求，一般壓盤都設計得比較厚，一般約為15~25mm。</p><p>　　第3章 離合器基本結構參數的確定</p><p>　　在初步確定了離合器的結構形式之后就要確定其基本結構尺寸參數。</p><p>　　3.1后備系數的選擇</p><p>　　離合

35、器的后備系數，選擇時應考慮摩擦片磨損后仍能傳遞及避免起步時滑磨時間過長；同時應考慮防止傳動系過載及操縱輕便等。</p><p>　　表3.1 后備系數表</p><p>　　本設計是基于馬自達6汽車的離合器設計，該車型屬于乘用車，故選擇本次設計的后背系數β在1.20~1.75之間選擇，取=1.30。</p><p>　　3.2摩擦片外徑及其它尺寸的確定</p&

36、gt;<p>　　摩擦片的外徑D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，所以應先確定摩擦片的外徑D</p><p>　　在確定外徑時，可以根據以下經驗公式（3.1）計算出：</p><p>　　D=K 式(3.1)</p><p>　　式中： D——摩擦片外徑，㎜</p>

37、<p>　　T——發(fā)動機最大扭矩，N.m</p><p>　　K——直徑系數，乘用車取14.6</p><p>　　設計原始數據：T=204N.m</p><p>　　由公式（3.1）代入相關數據，則得： D=208mm</p><p>　　根據離合器摩擦片的標準化，系列化原則，根據下表3.2“離合器摩擦片尺寸系列和參數”（即GB

38、1457—74）</p><p>　　表3.2離合器摩擦片尺寸系列和參數</p><p>　　可?。耗Σ疗嘘P標準尺寸：</p><p>　　外徑D=200㎜ 內徑d=140㎜ 厚度h=3.5㎜ </p><p>　　內徑與外徑比值d/D=0.700 </p><p>　　第4章 離合器從動盤設計<

39、;/p><p>　　4.1從動盤結構簡要介紹</p><p>　　在現(xiàn)代汽車上一般都采用帶有扭轉減振的從動盤,用以避免汽車傳動系統(tǒng)的共振,緩和沖擊,減少噪聲,提高傳動系統(tǒng)零件的壽命,改善汽車行使的舒適性,并使汽車平穩(wěn)起步。從動盤主要由從動片，從動盤轂，，摩擦片等組成，由下圖4.1可以看出，摩擦片1，13分別用鉚釘14，15鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片5用限位銷7和減振12

40、鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在一起了。在從動片5和減振盤12上圓周切線方向開有6個均布的長方形窗孔，在在從動片 和減振盤之間的從動盤轂8法蘭上也開有同樣數目的從動片窗孔，在這些窗孔中裝有減振彈簧11，以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片6，9。當系統(tǒng)發(fā)生扭轉振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉動，系統(tǒng)的扭轉能量會很快被減振

41、摩擦片的摩擦所吸收。</p><p><b>　　4.2 從動盤設計</b></p><p>　　設計從動盤時一般應滿足以下幾個方面的要求:</p><p>　　為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小</p><p>　　為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等從動盤應具有軸向彈性</

42、p><p>　　為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減 振器</p><p>　　要有足夠的抗爆裂強度</p><p>　　圖4.1 帶扭轉減振器的從動盤 </p><p>　　1，13—摩擦片；2，14，15—鉚釘；3—波形彈簧片；4—平衡塊；5—從動片；6，9—減振摩擦；7—限位銷；8—從動盤轂；10

43、—調整墊片；11—減振彈簧；12—減振盤</p><p>　　4.2.1從動片的選擇和設計</p><p>　　設計從動片時要盡量減輕質量，并使質量的分布盡可能靠近旋轉中心，以獲得小的轉動慣量。這是因為汽車在行駛中進行換檔時，首先要分離離合器，從動盤的轉速必然要在離合器換檔的過程中發(fā)生變化，或是增速（由高檔換為低檔）或是降速（由低檔換為高檔）。離合器的從動盤轉速的變化將引起慣性力，而使變速

44、器換檔齒輪之間產生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與沖動盤的轉動慣量成正比，因此為了見效轉動慣量，從動片都做的比較薄，通常是用1.3~2.0㎜厚的薄鋼板沖壓而成,為了進一步減小從動片的轉動慣量,有時將從動片外緣的盤形部分磨至0.65～1.0㎜,使其質量更加靠近旋轉中心。</p><p>　　為了使離合器結合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都作成具有軸向彈性的結構，這樣，在離合器的結合

45、過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的，從而保證離合器所傳遞的力矩是緩和增長的。此外，彈性從動片還使壓力的分布比較均勻，改善表面的接觸，有利于摩擦片的磨損。 </p><p>　　圖4.2整體式彈性從動片</p><p>　　1—從動片；2—摩擦片；3—鉚釘</p><p>　　具有軸向彈性的的傳動片有以下三種形式：整體式的彈性從動片，分開式的彈性從動片、及組

46、合式彈性從動片。，</p><p>　　在本設計中，因為設計的是乘用車的離合器，故采可以用整體式彈性從動片，其簡化結構見圖4.2，離合器從動片采用2㎜厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑決定，在這里取200㎜，內徑由從動盤轂的尺寸決定，這將在以后的設計中取得。</p><p>　　由于其采用整體式彈性從動片，從動片沿半徑方向開槽,其結構簡圖見圖4.2,將外圓部分分割成許多扇形,并將扇形

47、部分沖壓成依次向相同方向彎曲的波浪形,使其具有軸向彈性,兩邊的摩擦片則分別鉚在扇形片上.在離合器結合的過程中,從動片被壓緊,彎曲的波浪扇形部分被逐漸壓平從動盤摩擦面片所傳遞的轉矩逐漸增大,使其結合過程較平順,柔和,整體式彈性從動片根據從動片尺寸的大小可制成6～12個切槽,并常常將扇形部分與中央部分的連接處切成T形槽,目的是進一步減小剛度,增加彈性。從鋼動片材料一般采用高碳剛或彈簧剛板沖壓而成，經熱處理后達到所要求的硬度。</p&g

48、t;<p>　　4.2.2從動盤轂設計</p><p>　　從動盤毅的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側定心矩形花鍵的動配合相聯(lián)接，以便從動盤毅能作軸向移動?；ㄦI的結構尺寸可根據從動盤外徑和發(fā)動機轉矩按GB1144-74選取(見表4.1)。從動盤毅花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的(1.0～1. 4)倍(上限用于工作條件惡劣的離合器)，以保證從動盤毅沿軸向移動時不產生偏斜。</p>

49、;<p>　　花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力 ( MPa)及剪切應力τj ( MPa)的強度校核：</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p><b>　　（4.2）</b></p><p>　　式中：，—分別為花鍵外徑及內徑，mm；</p><p><b>

50、;　　n—花鍵齒數；</b></p><p>　　，b—分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬，mm；</p><p>　　z—從動盤毅的數目；</p><p>　　—發(fā)動機最大轉矩，Nmm。</p><p>　　從動盤毅通常由40Cr ， 45號鋼、35號鋼鍛造，并經調質處理，HRC28～32。</p><p>　

51、　表4.1 GB1144-74</p><p><b>　　由表4.1選取得：</b></p><p><b>　　花鍵齒數n=10；</b></p><p>　　花鍵外徑D=29mm；</p><p>　　花鍵內徑d=23mm；</p><p><b>　　鍵齒寬

52、b=4mm；</b></p><p>　　有效齒長l=25mm；</p><p>　　代入公式=20.9<30</p><p><b>　　=13.7<15</b></p><p><b>　　符合強度得要求。</b></p><p>　　4.2.3

53、摩擦片的材料選取及與從動片的固緊方式</p><p>　　摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據汽車的的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求：</p><p>　?、艖哂休^穩(wěn)定的摩擦系數，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數的影響小。</p><p>　?、埔凶銐虻哪湍バ?，尤其在高溫時應耐磨。</p><p&

54、gt;　?、且凶銐虻臋C械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好</p><p>　?、葻岱€(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦</p><p>　?、赡ズ闲阅芤?，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面</p><p>　?、视退畬δΣ列阅艿挠绊憫钚?lt;/p><p>　?、私Y合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象</p>

55、<p>　　由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數大約在0.3左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定，溫度，滑磨速度及單位壓力的增加都將摩擦系數的下降和磨損的加劇。 所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數（可達0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。</p><p>　　

56、在該設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。</p><p>　　固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接，采用這種方法后，當在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強度，同時，當釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表面上對摩擦系數的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等優(yōu)點。</p><p><

57、b>　　第5章 壓盤的設計</b></p><p>　　5.1 壓盤傳力方式的選擇</p><p>　　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，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合器的分離過程中能自由的沿軸向移動。如前面所述采用采用傳動片式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了

58、改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。</p><p>　　5.2 壓盤的幾何尺寸的確定</p><p>　　由于摩擦片的的尺寸在前面已經確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。</p><p>　　壓盤外徑D=210㎜ 壓盤內徑d=130㎜</p><p>　　那么壓盤的的尺寸歸結為確定其厚度。壓盤的厚度確定主要依據以下兩點：<

59、/p><p><b>　　壓盤應有足夠的質量</b></p><p>　　在離合器的結合過程中，由于滑磨功的存在，每結合一次都要產生大量的熱，而每次結合的時間又短（大約在3秒鐘左右），因此熱量根本來不及全部傳到空氣中去，這樣必然導致摩擦副的溫升。在頻繁使用和困難條件下工作的離合器，這種溫升更為嚴重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的

60、損壞。</p><p>　　由于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中產生的熱主要由飛輪和壓盤等零件吸收，為了使每次接合時的溫升不致過高，故要求壓盤有足夠大的質量以吸收熱量。</p><p>　　壓盤應具有較大的剛度</p><p>　　壓盤應具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產生翹曲變形，而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。 </p&g

61、t;<p>　　鑒于以上兩個原因壓盤一般都做得比較厚</p><p>　　在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為16㎜。</p><p>　　在初步確定該離合器壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升，其接合一次的溫升不得超過8°—10°。若溫升過高可以適當增加壓盤的厚度。</p><p>　　根據下面公式（5.1）來進行校核

62、：</p><p>　　= 式 (5.1)</p><p><b>　　式中：——溫升，℃</b></p><p>　　L——滑磨功，N.m, L= </p><p>　　——分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比：單片離合器壓盤=0.50</p><p>

63、;　　C——壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤，C=481.4J/(㎏·C)</p><p><b>　　m——壓盤質量，㎏</b></p><p>　　根據公式（5.1）代入相關數據可得; =6.73℃＜8°—10°</p><p><b>　　故該厚度符合要求</b></p><

64、p>　　5.3 壓盤和傳動片的材料選擇</p><p>　　壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為HB170～227，其摩擦表面的光潔度不低與1.6。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素。在本設計中用材料為3號灰鑄鐵JS—1，工作表面光潔度取為1.6.</p><p>　　傳力片材料選用80號

65、鋼,根據前面所設計的壓盤,摩擦片及從動片的厚度 ,初步定傳動片的設計參數如下：共設3組傳動片（i=3）,每組2片（n=2）,傳動片的幾何尺寸為：寬b=12㎜，厚h=1㎜,傳力片上孔間的距離l=50㎜,孔的直徑d=6㎜，傳力片切向布置，圓周半徑（也即是孔中心所在圓周半徑）R=125㎜，傳動片的材料彈性模量E=2×10MP，根據上面所選定的尺寸進行傳動片的強度校核，</p><p>　　根據下面幾個相關公式

66、：</p><p>　　=l－d (有效長度) 式(5.2)</p><p>　　==12Eni/ （總剛度） 式(5.3)</p><p>　　=3Eh/(壓盤，膜片彈簧和離合器蓋組裝時的最大應力) 式(5.5)</p>&l

67、t;p>　　=3Eh/－6/inRb+/ inRbh(正向驅動時應力公式)</p><p><b>　　式(5.6)</b></p><p>　　=3Eh/+6/inRb－/ inRbh(反向驅動時應力公式)</p><p><b>　　式(5.7)</b></p><p>　　=·

68、f(彈性恢復力) 式(5.8)</p><p>　　根據以上公式進行校核，該傳動片符合要求。</p><p>　　5.4 離合器蓋的設計</p><p>　　離合器蓋一般都與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩。此外，它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支承殼體。因此，在設計中應注意以下幾個

69、問題：</p><p><b>　?、烹x合器的剛度</b></p><p>　　離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構的傳動效率，嚴重時還可能造成離合器分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器的換檔困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為4㎜的低碳鋼板（如08鋼板

70、）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。</p><p><b>　?、齐x合器的通風散熱</b></p><p>　　為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風窗口。</p><p><b>　?、请x合器的對中問題</b></p><p>　　離合器蓋內裝有分離杠桿

71、、壓盤、壓緊彈簧等重要零件，因此它相對與飛輪必須有良好的對中，否則會破壞離合器的平衡，嚴重影響離合器的工作。</p><p>　　離合器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另有種是用定位銷或定位螺栓對中，由于本設計選用的是傳動片傳動方式，因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內圓止口對中。</p><p>　　第6章 膜片彈簧設計</p><p>　　6.1膜片彈簧的概

72、念</p><p>　　膜片彈簧的大端處為一完整的截錐，類似無底的碟子，和一般機械上用的碟形彈簧一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。與碟形彈簧不同的是在膜片彈簧上還有徑向開槽部分，形成許多稱為分離指、起分離杠桿作用的彈性杠桿。分離指與碟簧部分小端交接處的徑向槽較寬且呈長方孔，分離指根部的過渡圓角半徑應大于4.5mm，以減少分離指根部的應力集中，長方孔又可用來安置銷釘固定膜片彈簧。</p

73、><p>　　6.2 膜片彈簧的彈性特性</p><p>　　膜片彈簧的彈性特性是由其碟簧部分所決定，是非線性的，與自由狀態(tài)下碟簧部分的內錐高H及彈簧的鋼板厚h有關。不同的H/h值有不同的彈性特性(見圖6.1)。當(H/h)<時，P為增函數，這種彈簧的剛度大適于承受大載荷并用作緩沖裝置中的行程限制。當(H/h)=，特性曲線上有一拐點，若(H/h)=1.5≈，則特性曲線中段平直，即變形增加

74、但載荷P幾乎不變，故這種彈簧稱零剛度彈簧。當<H/h)<2，則特性曲線中有一段負剛度區(qū)域，即變形增加而載荷反而減小。這種特性很適于作為離合器的壓緊彈簧。因為可利用其負剛度區(qū)使分離離合器時載荷下降，達到操縱省力的目的。當然，負剛度也不宜過大，以免彈簧工作位置略微變動就引起彈簧壓緊力過大的變化。為兼顧操縱輕便及壓緊力變化不大，汽車離合器膜片彈簧通常取1.5<(H/h)<2。當(H/h)=則特性曲線的極小點落在橫坐標軸

75、上；當(H/h)>2，則特性曲線具有更大的負剛度區(qū)且具有載荷為負值的區(qū)域。這種彈簧適于汽車液力傳動中的鎖止機構。</p><p>　　圖6.1不同時的無彈性特性曲線</p><p>　　碟形彈簧當其大、小端部承受壓力時，載荷P與變形久之間有如下關系：</p><p><b>　　（6.1）</b></p><p>

76、　　式中：E—彈性模量，對于鋼：E=21 X 104MPa</p><p>　　μ—波桑比，鋼材料取μ=0. 3；</p><p>　　h—彈簧鋼板厚度，mm；</p><p>　　H—碟簧的內截錐高，mm；</p><p>　　R—碟簧大端半徑，mm；</p><p><b>　　A—系數，</b&g

77、t;</p><p>　　m—碟簧大、小端半徑之比，m=R/r。</p><p>　　汽車離合器膜片彈簧在實際安裝中的支承點如圖6.2所示。</p><p>　　自由狀態(tài)；（b）結合狀態(tài)；（c）分離狀態(tài)</p><p>　　圖6.2膜片彈簧在離合器接合和分離狀態(tài)時的受力以及變形</p><p>　　6.3膜片彈簧基本參

78、數的選擇</p><p>　　1、比值H/h和 h的選擇</p><p>　　此比值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，因此，要利用H/ h對彈簧特性的影響正確地選擇該比值，以得到理想的特性曲線及獲得最佳的使用性能。一般汽車的膜片彈簧離合器多?。?lt;/p><p>　　參考同類型車，取H/h=4.2/2.5=1.68</p><p><b>

79、;　　2、R及R/r確定</b></p><p>　　比值R/r對彈簧的載荷及應力特性都有影響，從材料利用率的角度，比值在1.8～2.0時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧的質量利用率和好。因此設計用來緩和沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。對于汽車離合器的膜片彈簧，設計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據結構布置與分離的需要來決定，一般R/r取值為1.2～1.35.對于R,膜片

80、彈簧大端外徑R應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑。此外，當H，h及R/r等不變時，增加R有利于膜片彈簧應力的下降。初步確定R/r==1.32</p><p>　　3、 膜片彈簧起始圓錐底角</p><p>　　汽車膜片彈簧一般起始圓錐底角在9°～15°之間，≈代入數值計算可得：=9°10′，符合要求。</p>

81、<p>　　4、膜片彈簧小端半徑r及分離軸承的作用半徑r</p><p>　　r的值主要由結構決定，最小值應大于變速器第一軸花鍵外徑，分離軸承作用半徑r大于 r。因為花鍵外徑D=29㎜要使2 r＞D，所以取r=20㎜，r=23㎜</p><p>　　5、分離指數目n、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r</p><p>　　分離指數目n常取18，大尺寸膜片彈簧可取

82、24，小尺寸膜片彈簧可取12，本設計取n=18.</p><p>　　=3.2-3.5mm, =9-10mm, r的取值應滿足r- r的要求。</p><p>　　本設計取=3.2，=9，r=70</p><p>　　6、 承環(huán)的作用半徑l和膜片與壓盤接觸半徑L</p><p>　　由于采用推式膜片彈簧，l，L的大小將影響膜片彈簧的剛度，一般

83、來說，l值應盡量靠近r而略大與r。L應接近R略小于R。</p><p>　　可選擇：l=84㎜，L=106㎜</p><p><b>　　7、膜片彈簧材料</b></p><p>　　制造膜片彈簧用的材料，應具有高的彈性極限和屈服極限，高的靜力強度及疲勞強度，高的沖擊強度，同時應具有足夠大的塑性變形性能。按上述要求，國內常用的膜片彈簧材料為硅錳

84、鋼60Si2MnA。</p><p>　　6.4膜片彈簧的計算</p><p>　　由前面已知數據：T=204N.m ,D=200㎜,d=140㎜</p><p>　　=1.3,=1.68,=1.32,=9°10′,R=108㎜,r=82㎜,H=4.2㎜,</p><p>　　h=2.5㎜,l=84㎜,L=106㎜,r=20㎜,r

85、=23㎜,n=18, =302㎜，=9㎜</p><p><b>　　r=70㎜</b></p><p>　?、鸥鶕率剑?.1）畫出P—曲線</p><p>　　=H－[H－()]+ ( 6.2)</p><p>　　式中，E—彈性模數，鋼材料取E=2.0×10Mp；</p><

86、p>　　—泊松比，鋼材料取0.3</p><p><b>　　h—彈簧片厚，㎜</b></p><p>　　H—碟簧部分內截錐高，㎜</p><p><b>　　—大端變形，㎜</b></p><p>　　R—碟簧部分外半徑（大端半徑），㎜</p><p>　　r—碟簧

87、部分內半徑，㎜</p><p>　　L—膜片彈簧與壓盤接觸半徑，㎜</p><p>　　l—支承環(huán)平均半徑，㎜</p><p>　　設 = </p><p><b>　　=</b></p><p>　　因此式(6.2)就成為：</p><p>　　= ln

88、[(－)(-)+1] ( 6.3)</p><p>　　把有關數值代入上述各式，得：</p><p>　　P=1450.78 =2.5</p><p>　　=0.166－0.696+0.883</p><p>　　令d/d=0 得：</p><p>　　0．495-1.392+0.88

89、3=0</p><p>　　可繪制出膜片彈簧的—特性曲線，如圖6.3所示。</p><p>　　圖6.3 膜片彈簧特性曲線</p><p>　　⑵確定膜片彈簧的工作點位置</p><p>　　取離合器接合時膜片彈簧的大端變形量=0.65H=2.73㎜,根據特性曲線上可以查得膜片彈簧的壓緊力P==3100N</p><p&g

90、t;<b>　　校核后備系數:</b></p><p>　　= </p><p>　　上式中：因為d/D=0.694＞0.6</p><p>　　所以可以很準確的算出：R==76.25</p><p>　　所以由上公式可得: =1.32</p><p>　　離合器徹底分離時

91、,膜片彈簧的大端變形量為:</p><p><b>　　=+(即為)㎜</b></p><p>　　壓盤的行程可取為=2.4㎜,所以=2.73+2.4=5.13㎜</p><p>　　離合器剛開始分離時,壓盤的行程′=1.8㎜,此時膜片彈簧的變形量為:= +′=2.73+1.8=4.53㎜</p><p>　　摩擦片磨損

92、后,其最大磨損量=Z×S</p><p>　　式中: Z——摩擦片總的工作面數</p><p>　　S——每一摩擦面工作面的最大允許磨損量，可取S=0.75㎜</p><p>　　所以計算可得: =2×0.75=1.5㎜</p><p><b>　　故=－=1.23㎜</b></p>&

93、lt;p>　?、乔箅x合器徹底分離時,分離軸承作用的載荷P</p><p>　　=（H-）H-+h （6.4） </p><p>　　由公式（7.3）取=則得:</p><p>　　=（H-）H-+h （6.5）</p><p>　　代入有關數值,得P=134

94、8N</p><p><b>　?、惹蠓蛛x軸承的行程</b></p><p>　　′= 式（6.6）</p><p>　　由公式(6.6)取=時可得公式(6.7)</p><p>　　′=

95、 式（6.7）</p><p>　　代入相關數值計算得′=7.6㎜</p><p>　　又由下面兩公式(6.8)和(6.9)</p><p>　　=1－ 式（6.8）</p><p>　　=1－ 式

96、（6.9）</p><p>　　代入有關數據得: =0.76 =0.63</p><p>　　由公式(6.10):</p><p>　　=－1－2(－1)+ln +－－2－+ln (6.10)</p><p>　　代入相關數據得: =1.98㎜</p><

97、;p><b>　　故=′+=9.6㎜</b></p><p><b>　?、蓮姸刃：?lt;/b></p><p><b>　　由公式6.11</b></p><p>　　=H+（L-l）－ 式(6.11)</p><p>　　代入相關數

98、據可得:=5.64</p><p>　　而膜片彈簧的大端的最大變形(離合器徹底分離時)=5.13, ＞</p><p>　　所以可以由下面公式7.11</p><p>　　=+－1 </p><p>　　×－+ 式

99、 (6.12)</p><p>　　把有關數值代入計算得:=1565.7MPa</p><p>　　因為膜片彈簧的材料為60Si2MnA,該材料許用應力[]為1700--1900MPa</p><p>　　而=1565.7Mpa＜1700，所以該膜片彈簧滿足要求。</p><p>　　第7章 扭轉減振器設計</p><p&

100、gt;　　7.1 扭轉減振器的結構簡單介紹</p><p>　　帶扭轉減振器的的從動盤結構簡圖如下圖7.1所示彈簧摩擦式:</p><p>　　圖7.1帶扭轉減振器的從動盤總成結構示意圖</p><p>　　1—從動盤；2—減振彈簧；3—碟形彈簧墊圈；4—緊固螺釘；5—從動盤轂；6—減振摩擦片;7—減振盤；8—限位銷</p><p>　　由于

101、現(xiàn)今離合器的扭轉減振器的設計大多采用以往經驗和實驗方法通過不斷篩選獲得,且越來越趨向采用單級的減振器。</p><p>　　7.2 減振彈簧設計</p><p>　　1、扭轉減振器的角剛度</p><p>　　減振器扭轉角剛度Ca決定于減振彈簧的線剛度及結構布置尺寸，按下列公式初選角剛度</p><p>　　Ca≤13

102、 （7.1）</p><p>　　式中：為極限轉矩，按下式計算</p><p>　　=（1.5～2.0） （7.2）</p><p>　　式中：2.0適用乘用車，1.5適用商用車，本設計為乘用車，選取2.0，</p><p><b>　　為發(fā)動機最大扭矩，&l

103、t;/b></p><p>　　代入數值得=408，Ca ≤ 5304，本設計初選Ca=5000N·m/raD。</p><p>　　2、扭轉減振器最大摩擦力矩</p><p>　　由于減振器扭轉剛度Ca受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩。一般可按下式初選為&l

104、t;/p><p>　　=（0.05～0.17） （7.3）</p><p>　　取=0.14，本設計按其選取=28.56N·m。</p><p>　　3、扭轉減振器的預緊力矩</p><p>　　減振彈簧安裝時應有一定的預緊。這樣，在傳遞同樣大小的極限轉矩它將降低減振器的剛度，這是有利的，但預緊力值一般不

105、應該大于摩擦力矩否則在反向工作時，扭轉減振器將停止工作。</p><p>　　一般選取=（0.05～0.15）=19 N·m。</p><p>　　4、扭轉減振器的彈簧分布半徑</p><p>　　減振彈簧的分布尺寸R0的尺寸應盡可能大一些，一般取</p><p>　　R0=（0.60～0.75）d/2

106、 （7.4） </p><p>　　其中d為摩擦片內徑，代入數值，得R0 =42mm。取R=45mm</p><p>　　5、扭轉減振器彈簧數目</p><p>　　可參考表7.1選取，本設計D=200mm，故選取Z=4。</p><p>　　表7.1減振彈簧的選取</p><p>　　6、扭

107、轉減振器減振彈簧的總壓力</p><p>　　當限位彈簧與從動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭矩達到最大Tj</p><p>　　= （7.5）</p><p>　　式中：的計算應按Tj的大者來進行=680N。</p><p>　　每個彈簧工作壓力 </p>

108、;<p><b>　　（7.6）</b></p><p><b>　　P=170N。</b></p><p>　　7、從動片相對從動盤轂的最大轉角</p><p><b>　?。?.7）</b></p><p><b>　　=4.52 </b>

109、;</p><p>　　8、限位銷與從動盤缺口側邊的間隙</p><p><b>　?。?.8）</b></p><p>　　式中：R2為限位銷的安裝半徑，λ一般為2.5～4mm。本設計取λ=3。</p><p><b>　　9、限位銷直徑</b></p><p>　　限位銷

110、直徑按結構布置選定，一般=9.5～12mm，本設計取=10。</p><p>　　7.3 減振彈簧的尺寸確定</p><p>　　在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據布置上的可能來確定和減振彈簧設計的相關尺寸。</p><p>　　彈簧的平均直徑：一般由結構布置決定，通常選取=11～15左右。本設計選取=12。</p><p>　　彈簧鋼

111、絲直徑一般為3-4mm，取d=3mm</p><p>　　減振彈簧剛度： </p><p><b>　?。?.9）</b></p><p>　　c=200.9N/mm</p><p>　　減振彈簧的有效圈數： </p><p>　　=

112、 （7.10）</p><p>　　式中：G為材料的扭轉彈性模數，對鋼=83000N/mm2，代入數值，得=3.984。</p><p>　　減振彈簧的總圈數=5.98。</p><p>　　減振彈簧在最大工作壓力P時最小長度：</p><p><b>　　（7.11）</b></p>

113、<p><b>　　L=19.8mm</b></p><p>　　式中：=0.337為彈簧圈之間的間隙。</p><p>　　減振彈簧的總變形量：</p><p><b>　　（7.12）</b></p><p><b>　　=3.09</b></p>

114、<p>　　減振彈簧的自由高度：</p><p><b>　　（7.13）</b></p><p><b>　　L=22.89</b></p><p>　　減振彈簧的預變形量：</p><p><b>　?。?.14）</b></p><p&g

115、t;<b>　　=0.18</b></p><p>　　減振彈簧安裝后的工作高度：</p><p><b>　?。?.15）</b></p><p><b>　　l=22.71</b></p><p>　　第八章 離合器操縱機構設計</p><p>　

116、　8.1 對離合器操縱機構的要求</p><p>　　1踏板力要盡可能小，乘用車一般在80-150N范圍內，商用車不大于150-200N。</p><p>　　2 踏板行程一般在80-150mm范圍內，最大不應超過180mm。</p><p>　　3應有踏板行程調整裝置，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復原。</p><p>　　4