畢業(yè)設計----汽車摩擦離合器設計

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　通過對已知車型所給的離合器參數進行分析和計算，找出離合器摩擦片燒傷的原因，是因為裝載機在最大坡道起步時單位摩擦面積滑摩功小于其許用值。通過比較選擇離合器的改進方案。對離合器摩擦片參數進行優(yōu)化，增大離合器的摩擦面積，使裝載機在最大坡道起步時單位摩擦面積滑摩功大于其許用值，從根本上解決了離合器燒傷的問題。扭轉減振器采用14個減振彈

2、簧，有效的起到了減振作用。壓盤驅動方式采用傳力片式，使制造變的簡單。壓緊彈簧采用膜片彈簧形式使裝載機起步更加平穩(wěn)。</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　The models are known to clutch the parameters for analysis and calculations, the clutch fr

3、iction-burn identify the reasons is because most loader in the ramp area of friction units start at power sliding friction is less than its allowable value. By comparing select clutch of improvement programmes. Friction

4、parameters of the film to optimize and increase the friction clutch size, the largest vehicle in the ramp area of friction units start at the Mount Gong big slide in its value-use, and funda</p><p><b>

5、　　第1章　緒論</b></p><p>　　隨著裝載機發(fā)動機轉速、功率的不斷提高和裝載機電子技術的高速發(fā)展，人們對離合器的要求也越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的圓柱彈簧與膜片彈簧再結構反面都在不斷的得到優(yōu)化創(chuàng)新，而傳統(tǒng)的操縱形式也正向自動操縱形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。</p

6、><p>　　本文以載貨裝載機離合器為例，介紹了離合器的不同分類及基本結構和工作原理，并設計了單片、周置圓柱螺旋彈簧離合器的主要參數及尺寸。另外還設計了壓緊彈簧，扭轉減振器以及離合器的操縱機構和主要零部件，并根據約束條件確定了離合器的各參數及尺寸是否符合要求，同時還對個別零部件進行了強度校核。最后，對機械零件進行了Pro/E三維建模。本次設計的離合器采用傳統(tǒng)的設計方案并在其基礎上進行了創(chuàng)新與改進，其特點在于結構簡單、

7、方便、輕巧、耐用其易于制造。</p><p><b>　　第2章　離合器簡介</b></p><p>　　2.1 離合器的功用</p><p>　　1、保證裝載機平穩(wěn)起步這是離合器的首要功能。在裝載機起步前，自然要先起動發(fā)動機。而裝載機起步時，裝載機是從完全靜止的狀態(tài)逐步加速的。如果傳動系（它聯(lián)系著整個裝載機）與發(fā)動機剛性地聯(lián)系，則變速器

8、一掛上檔，裝載機將突然向前沖一下，但并不能起步。這是因為裝載機從靜止到前沖時，產生很大慣性力，對發(fā)動機造成很大地阻力矩。在這慣性阻力矩作用下，發(fā)動機在瞬時間轉速急劇下降到最低穩(wěn)定轉速（一般300-500RPM）以下，發(fā)動機即熄火而不能工作，當然裝載機也不能起步。</p><p>　　2、保證傳動系換檔時工作平順</p><p>　　在裝載機行駛過程中，為適應不斷變化的行駛條件，傳動系經常要

9、更換不同檔位工作。實現(xiàn)齒輪式變速器的換檔，一般是撥動齒輪或其他掛檔機構，使原用檔位的某一齒輪副推出傳動，再使另一檔位的齒輪副進入工作。在換檔前必須踩下離合器踏板，中斷動力傳動，便于使原檔位的嚙合副脫開，同時使新檔位嚙合副的嚙合部位的速度逐步趨向同步，這樣進入嚙合時的沖擊可以大大的減小，實現(xiàn)平順的換檔。 3、防止傳動系過載當裝載機進行緊急制動時，若沒有離合器，則發(fā)動機將因和傳動系剛性連接而急劇降低轉速，因而其中所有運動件將產

10、生很大的慣性力矩（其數值可能大大超過發(fā)動機正常工作時所發(fā)出的最大扭距），對傳動系造成超過其承載能力的載荷，而使機件損壞。有了離合器，便可以依靠離合器主動部分和從動部分之間可能產生的相對運動以消除這一危險。因此，我們需要離合器來限制傳動系所承受的最大扭距，保證安全。</p><p>　　2.2 離合器的分類</p><p>　　裝載機離合器常用的可分為機械離合器和牙嵌離合器兩大類，另外還有安

11、全離合器以及具有特殊功用的定向離合器、離心離合器、電磁粉末離合器等。</p><p>　　2.3 離合器設計的基本要求</p><p>　　1）在任何行駛條件下，能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩。</p><p>　　2）接合時平順柔和，保證裝載機起步時沒有抖動和沖擊。</p><p>　　3）分離時要迅速、徹底。</p><

12、p>　　4）從動部分轉動慣量小，減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊。</p><p>　　5）有良好的吸熱能力和通風散熱效果，保證離合器的使用</p><p><b>　　壽命。</b></p><p>　　6）避免傳動系產生扭轉共振，具有吸收振動、緩和沖擊的</p><p><b>　　能力。</b&g

13、t;</p><p>　　7）操縱輕便、準確。</p><p>　　8）作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數在使用過</p><p>　　程中變化要盡可能小，保證有穩(wěn)定的工作性能。</p><p>　　9）應有足夠的強度和良好的動平衡。</p><p>　　10）結構應簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調整方便等。&

14、lt;/p><p>　　2.4 離合器的工作原理 </p><p>　　離合器的主動部分和從動部分借接觸面間的摩擦作用，或是用液體作為傳動介質(液力偶合器)，或是用磁力傳動(電磁離合器)來傳遞轉矩，使兩者之間可以暫時分離，又可逐漸接合，在傳動過程中又允許兩部分相互轉動。 目前在裝載機上廣泛采用的是用彈簧壓緊的摩擦離合器(簡稱為摩擦離合器)。 </p><p>　　2.5

15、 摩擦離合器結構方案分析</p><p>　　2.5.1 摩擦離合器主要組成及工作原理</p><p>　　摩擦離合器主要由主動部分（發(fā)動機飛輪、離合器蓋和壓盤等）、從動部分（從動盤）、壓緊機構（壓緊彈簧）和操縱機構（分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件等）四部分組成。</p><p>　　摩擦離合器利用摩擦力傳遞扭矩。接合時，主、從摩擦片在一定壓力下壓緊。主動軸

16、轉動時，接合面間產生足夠大的摩擦力，帶動從動軸轉動。分離時壓緊力消失，接合面分離，摩擦力隨之消失，從動軸不動。摩擦離合器的工作可分為接合正常工作和分離3個階段。在接合和分離階段，從動摩擦片的轉速低于主動摩擦件，會產生打滑現(xiàn)象，導致工作面發(fā)熱和磨損。如要求接合平穩(wěn)，應盡量在空載下接合。摩擦離合器離合迅速，允許主、從動軸在任意轉速下離合；接合時沖擊與振動均較小，有過載保護作用。 2.5.2 摩擦離合器的分類</p>

17、<p>　　現(xiàn)代各類裝載機上應用最廣泛的離合器是干式盤形摩擦離合器，可按從動盤數目不同、壓緊彈簧布置形式不同、壓緊彈簧結構形式不同和分離時作用力方向不同分類如下：</p><p>　　表2-1 摩擦離合器的分類[1]</p><p>　　2.5.3 壓緊彈簧和布置形式的選擇</p><p>　　周置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧，其特點是結構簡單、

18、制造容易，因此應用較為廣泛。此結構中彈簧壓力直接作用于壓盤上。為了保證摩擦片上壓力均勻，壓緊彈簧的數目不應太少，要隨摩擦片直徑的增大而增多，而且應當是分離杠桿的倍數。在某些重型裝載機上，由于發(fā)動機最大轉矩較大，所需壓緊彈簧數目較多，可將壓緊彈簧布置在兩個同心圓周上。壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發(fā)動機最大轉速很高時，周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞轉矩的能力隨之降低。此外，彈簧靠到它的定位面上，

19、造成接觸部位嚴重磨損，甚至會出現(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。</p><p>　　中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，此結構軸向尺寸較大。由于可選較大的杠桿比，因此可得到足夠的壓緊力，且有利于減小踏板力，</p><p>　　使操縱輕便。此外，壓緊彈簧不與壓盤直接接觸

20、 </p><p>　　2-1 膜片彈簧離合器</p><p>　　不會使彈簧受熱退火，通過調整墊片或螺紋容易實現(xiàn)對壓緊力的調整。這種結構多用于重型裝載機上。</p><p>　　斜置彈簧離合器的彈簧壓力斜向作用在傳力盤上，并通過壓桿作用在壓盤上。這種結構的顯著優(yōu)點是在摩擦片磨損或

21、分離離合器時，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。與上述兩種離合器相比，具有工作性能穩(wěn)定、踏板力較小的突出優(yōu)點。此結構在重型裝載機上已有采用。</p><p>　　膜片彈簧離合器(圖2—1)中的膜片彈簧圖</p><p>　　2-2 拉式膜片彈簧離合器</p><p>　　是一種具有特殊結構的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指組成，它與其它形式的離合器相比具有如下一系列優(yōu)

22、點：</p><p>　　1)膜片彈簧具有較理想的非線性特性，彈簧壓力在摩擦片允許磨損范圍內基本不變，因而離合器工作中能保持傳遞的轉矩大致不變；對于圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降。離合器分離時，彈簧壓力有所下降，從而降低了踏板力；對于圓柱螺旋彈簧，壓力則大大增加。</p><p>　　2)膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量小。</p>

23、;<p>　　3)高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力則明顯下降。</p><p>　　4)由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命。</p><p>　　5)易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長。</p><p><b>　　6)平衡性好。</b></p&

24、gt;<p>　　7)有利于大批量生產，降低制造成本。</p><p>　　但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材質和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，膜片彈簧離合器不僅在轎車上被大量采用，而且在輕、中、重型貨車以及客車上也被廣泛采用。</p><p&

25、gt;　　拉式膜片彈簧離合器(圖2—2)中，其膜片彈簧的安裝方向與推式相反。在接合時，膜片彈簧的大端支承在離合器蓋上，而以中部壓緊在壓盤上。將分離軸承向外拉離飛輪，即可實現(xiàn)分離。 </p><p>　　但是，拉式膜片彈簧的分離指是與分離軸承套筒總成嵌裝在一起的，需專門的分離軸承，結構較復雜，安裝和拆卸較困難，且分離行程略比推式大些。由于拉式膜片彈簧離合器綜合性能優(yōu)越，它已在一些裝載機中得以應用

26、日趨廣泛。</p><p>　　3．膜片彈簧支承形式 </p><p>　　推式膜片彈簧支承結構按支承環(huán)數目不同分為三種。圖2—3為雙支承環(huán)形式，其中圖2—3a用臺肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個支承 圖2-2 拉式膜片彈簧離合器環(huán)與離合器蓋定位鉚合在一起，結構簡單，是早已采用的傳統(tǒng)形式；圖2—3b在鉚釘上裝硬化襯套和剛性擋環(huán)，可提高耐磨性和使用壽命

27、，但結構較復雜；圖2—3c取消了鉚釘，在離合器蓋內邊緣上伸出許多舌片，將膜片彈簧、兩個支承環(huán)與離合器蓋彎合在一起，使結構緊湊、簡化、耐久性良好，因此其應用日益廣泛。</p><p>　　圖 </p><p>　　圖2-3推式膜片彈簧雙支承環(huán)形式 圖2-4 推式膜片彈簧單

28、支承環(huán)形</p><p>　　圖2—4為單支承環(huán)形式。在沖壓離合器蓋上沖出一個環(huán)圖形凸臺來代替后支承環(huán)(圖2—4a)使結構簡化，或在鉚釘前側以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)(圖2—4b)，以消除膜片彈簧與支承環(huán)之間的軸向間隙。</p><p>　　圖2—5為無支承環(huán)形式，利用斜頭鉚釘的頭部與沖壓離合器蓋上沖出的環(huán)形凸臺將膜片彈簧鉚合在一起而取消前、后支承環(huán)(圖2—5a)；或在鉚釘前側以彈性擋環(huán)代替前

29、支承環(huán)，離合器蓋上環(huán)形凸臺代替后支承環(huán)(圖2—5b)，使結構更簡化；或取消鉚釘，離合器蓋內邊緣處伸出的許多舌片將膜片彈簧與彈性擋環(huán)和離合器蓋上的環(huán)形凸臺彎合在一起(圖2—5c)，結構最為簡單。</p><p>　　圖2—6為拉式膜片彈簧支承結構形式，其中圖2—6a為無支承環(huán)形式，將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋沖出的環(huán)形凸臺上；圖2—6b為單支承環(huán)形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環(huán)上。這兩種支承形式常

30、用于轎車和貨車上。</p><p>　　圖2-5 推式膜片彈簧無支承環(huán)形式 圖2-6 拉式膜片彈簧支承形式</p><p>　　2.5.4 從動盤數的選擇</p><p>　　對轎車和輕型、微型貨車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大。在布置尺寸允許的條件下，離合器通常只設有一片從動盤。單片離合器(圖2—7)結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，用時能保證分離徹

31、底、接合平順。</p><p>　　雙片離合器(圖2—8)與單片離合器相比，由于摩擦面數增加一倍，因而傳遞轉矩的能力較大；在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小，另外接合較為平順但中間壓盤通風散熱不良，兩片起步負載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底設計時在結構上必須采取相應的措施。這種結構一般用傳遞轉矩較大且徑向尺寸受到限制的場合。</p><p>　　圖2-7 單片離合

32、器 圖2-8 雙片離合器</p><p>　　多片離合器多為濕式，它有分離不徹底、軸向尺寸和質量大等缺點，以往主要用于行星齒輪變速器換擋機構中。但它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小、使用壽命長等優(yōu)點，主要應用于重型牽引車和自卸車上。</p><p>　　2.5.5 對摩擦離合器的基本性能要求</p><p

33、>　　保證能傳遞發(fā)動機發(fā)出的最大轉矩，并且還有一定的傳遞轉矩余力；</p><p>　　能作到分離時徹底分離，接合時柔和，并具有良好的散熱能力；</p><p>　　從動部分的轉動慣量盡量小一些，這樣，在分離離合器換擋時，與變速器輸 出軸相連部分的轉速比較容易變化，從而減輕齒輪間沖擊；</p><p>　　具有緩和轉動方向沖擊，衰減該方向

34、振動的能力，且噪音?。?lt;/p><p>　　壓盤壓力和摩擦片的摩擦系數變化小，工作穩(wěn)定；</p><p>　　操縱省力，維修保養(yǎng)方便。</p><p>　　雙片、推式、膜片彈簧離合器</p><p>　　第3章 離合器主要參數及尺寸的選擇</p><p>　　摩擦離合器是靠存在于主從動部分摩擦表面尖的摩擦力矩來傳遞發(fā)動

35、機扭矩的.</p><p>　　離合器的靜摩擦力矩根據摩擦定律可表示為</p><p>　　[1] (3-1)</p><p>　　式中f為摩擦面間的摩擦因數；F為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；Rc為摩擦片的平均摩擦半徑；Z為摩擦面數；單片摩擦離合器Z=2，雙片摩擦離合器Z=4。</p><p&

36、gt;　　假設摩擦片上工作壓力均勻，則有</p><p><b>　　(3-2) </b></p><p>　　式中p0為單位壓力；D為摩擦片外徑；d為摩擦片內徑。 </p><p>　　摩擦片的平均摩擦半徑RC根據壓力均勻的假設，可表示為</p&g

37、t;<p><b>　　(3-3)</b></p><p>　　當d/D≥0.6時，RC可相當準確地由下式計算</p><p><b>　　(3-4)</b></p><p><b>　　則有：</b></p><p><b>　　(3-5)</b

38、></p><p>　　式中，c為摩擦片內外徑之比，c=d/D，一般在0.53～0.70之間。</p><p>　　為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時TC應大于發(fā)動機最大轉矩，即</p><p>　　TC=β[2] (3-6)</p><p>　　式中，為

39、發(fā)動機最大轉矩。</p><p>　　β為離合器的后備系數，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉矩之比，β必須大于1。</p><p>　　離合器基本參數的選擇 </p><p>　　基本參數主要有性能參數β和ρ0，尺寸參數D和d及摩擦片厚度b。以及結構參數摩擦面數Z和離合器間隙△t，最后還有摩擦因數f。</p><p>　　3

40、.1 摩擦片外徑D、內徑d和厚度b的確定</p><p>　　摩擦片外徑D、內徑d和厚度b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，它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定關系。顯然，傳遞大的轉矩，就需要有大的尺寸。發(fā)動機轉矩是重要的參數，當按發(fā)動機最大轉矩（N·m）來選定D時，有</p><p>　　D=100 [3] (3-7)

41、</p><p>　　式中，系數A反映了不同結構和使用條件對D的影響，可參考下列范圍：</p><p><b>　　小轎車A=47</b></p><p>　　一般載貨車A=36（單片）或A=50（雙片）；</p><p>　　自卸車或使用條件惡劣的載貨車A=19。</p><p>　　本離合器選

42、取A=54</p><p>　　所以求得D=436mm 取D=430mm</p><p>　　根據我國摩擦片尺寸的標準并查表得</p><p>　　D=430mm d=230mm b=4mm C=0.535 </p><p><b>　　3.2 后備系數β</b></p><p>

43、;　　后備系數β是離合器一個重要設計參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇β時，應保證離合器應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。因此，在選擇β時應考慮以下幾點：</p><p>　　1）為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩，β不宜選取太小；</p><p>　　2）為減少傳動系過載，保證操縱輕便，β又不宜選取太大；</p><p

44、>　　3）當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β可選取小些；</p><p>　　4）當使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離合器滑磨，β應選取大些；</p><p>　　5）裝載機總質量越大，β也應選得越大；</p><p>　　6）柴油機工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的β值應比汽油機大些；</p><p>　　7）發(fā)動機缸數越多，

45、轉矩波動越小，β可選取小些；</p><p>　　8）膜片彈簧離合器選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；</p><p>　　9）雙片離合器的β值應大于單片離合器。 </p><p>　　表3-1 離合器后備系數β的取值范圍[3]</p><p>　　本離合器β取值為2.2</p><p>　　3.3 單位壓力ρ0&l

46、t;/p><p>　　單位壓力ρ0對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件，發(fā)動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數等因素。</p><p>　　離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數較小時， ρ0應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷， ρ0應取小些；后備系數較大時，可適當增大ρ0 。</p><p>　　表3-2

47、 摩擦片單位壓力ρ0的取值范圍[3]</p><p>　　本離合器摩擦片單位壓力ρ0取值0.2MPa,摩擦片采用石棉基材料。</p><p>　　3.4 摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間隙△t</p><p>　　表3-3 摩擦材料的摩擦因數f的取值范圍[1]</p><p>　　本離合器選取摩擦因數f為0.3</p><

48、;p><b>　　摩擦面數Z=2</b></p><p>　　離合器間隙△t是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回拉彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿之間留有的間隙。</p><p>　　該間隙△t一般為3-4mm。</p><p>　　第4章 膜片彈簧的設計計算</p>

49、;<p>　　膜片彈簧尺寸初定后，需要計算出其載荷—變形特性并做出分析，以便確認其彈簧的工作特性曲線的形狀是否合理，能定出合適的工作點位置，然后還需要確定膜片彈簧的分離載荷及分離行程大小，對膜片彈簧的強度作出分析，判斷其能否可靠工作，最終選出膜片彈簧的尺寸。</p><p>　　參考一定的樣品參數，并本次設計的數據的具體情況，初步選定膜片彈簧的尺寸：</p><p>　　H/

50、h=1.54, R/r=1.25, a=H/（R-r）= , H=8.0mm, h=5.2mm, D=430mm, d=230mm, L=195mm, l=161mm, R=200mm,r=160mm =27mm, =50mm, n=18</p><p>　　4.1 畫出【1】P110 （4—6—1）P1——λ1特性曲線</p><p><b&g

51、t;　　設： </b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　因此公式 【1】P110 （4—6—1）就成為</p><p>　　把相關數據代入上述各式，得</p><p>　　= 25437 </p><p>　　由不同的，計算出的及和，結果列表如

52、下：</p><p><b>　　畫出——特性曲線</b></p><p>　　4.2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為，有特性曲線圖可查得膜片彈簧的壓緊力：</p><p><b>　　==17422N</b></p><p>

53、;<b>　　校核后備系數：</b></p><p>　　離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形量為：</p><p>　　壓盤的行程為=2.4mm，故</p><p>　　離合器剛開始分離時，壓盤的行程=1.5mm，此時膜片彈簧大端的變形量為</p><p>　　摩擦片磨損后，其最大磨損量，故</p>&l

54、t;p>　　4.3求離合器徹底分離時分離軸承作用的載荷</p><p>　　由公式【1】P114(4-6-4),取則得</p><p>　　4.4求分離軸承的行程</p><p>　　由公式[1]P113（4-6-2）取，則</p><p>　　由公式[1]P114（4-6-8）</p><p>　　由公式[1]

55、P114（4-6-7）得</p><p><b>　　帶入有關數據，得</b></p><p><b>　　故 </b></p><p><b>　　4.5強度校核</b></p><p>　　膜片彈簧大端的最大變形（離合器徹底分離時）</p><

56、p>　　第5章 扭轉減振器的設計</p><p>　　5.1 扭轉減振器簡介</p><p>　　扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。所以，扭轉減

57、振器具有如下功能：</p><p>　　1)降低發(fā)動機曲軸與傳，動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。</p><p>　　2)增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭振。</p><p>　　3)控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振與噪聲。</p><

58、p>　　4)緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。扭轉減振器具有線性和非線性特性兩種。單級線性減振器其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應用于汽油機裝載機中。當發(fā)動機為柴油機時，由于怠速時發(fā)動機旋轉不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪齒間的敲擊，從而產生令人厭煩的變速器怠速噪聲。在扭轉減振器中另設置一組剛度較小的彈簧，使其在發(fā)動機怠速工況下起作用，以消除變速器怠速噪聲，此時可得到兩級非線性特性，第一級的剛度

59、很小，稱為怠速級，第二級的剛度較大。目前，在柴油機裝載機中廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉減振器。</p><p>　　在扭轉減振器中，也有采用橡膠代替螺旋彈簧作為彈性元件，以液體阻尼器代替干摩擦阻尼的新結構。</p><p>　　圖5-1 單級線性減速器的扭轉特性</p><p><b>　　圖5-2 從動盤</b></p&g

60、t;<p>　　圖5-3 扭轉減振器示意圖(1)</p><p>　　圖5-4扭轉減振器示意圖(2)</p><p><b>　　5.2 參數計算</b></p><p>　　減振器的扭轉剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩是兩個主要參數。其設計參數還包括極限轉矩、預緊轉矩和極限轉角等。</p><p><

61、;b>　　極限轉矩</b></p><p>　　極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙△1時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取 </p><p>　　[7] （5-1）</p><p>　　式中，貨車

62、：系數取1．5，轎車：系數取2．0。</p><p>　　本離合器設計中T=1.5=1.5x1028=1542N·m</p><p>　　圖5-5 減速器尺寸簡圖</p><p><b>　　扭轉剛度</b></p><p>　　為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用

63、工作轉速范圍內。</p><p>　　決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸。</p><p>　　設減振彈簧分布在半徑為Ro的圓周上，當從動片相對從動盤轂轉過弧度時，彈簧相應變形量為Ro。此時所需加在從動片上的轉矩為</p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　式中，T為使從動片相對從動盤轂轉過

64、弧度所需加的轉矩(N·m)；K為每個減振彈簧的線剛度(N／mm)；為減振彈簧個數；Ro為減振彈簧位置半徑(m)。</p><p>　　根據扭轉剛度的定義，則</p><p><b>　　（5-3）</b></p><p>　　式中，為減振器扭轉剛度(N·m／rad)。</p><p>　　設計時可按經

65、驗來初選是</p><p>　　≤13 （5-4）</p><p>　　本離合器設計中=10=15420 N·m </p><p><b>　　阻尼摩擦轉矩</b></p><p>　　由于減振器扭轉剛度是，受結構及發(fā)動機最大

66、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</p><p><b>　　（5-5）</b></p><p>　　本離合器設計中113N·m </p><p><b>　　預緊轉矩</b>&l

67、t;/p><p>　　減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是不應大于，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取</p><p><b>　?。?-6）</b></p><p>　　本次設計中 = =102.8N·m <

68、/p><p>　　5.3 減振彈簧設計</p><p>　　減振彈簧的位置半徑Ro</p><p>　　Ro的尺寸應盡可能大些，一般取</p><p>　　本次設計中 =74.75 取75mm </p><p><b>　　減振彈簧個數</b>

69、;</p><p><b>　　參照表5—1選取。</b></p><p>　　表5—1 減振彈簧個數的選取[3]</p><p><b>　　根據上表=14</b></p><p><b>　　減振彈簧總壓力</b></p><p>　　當限位銷與從動

70、盤轂之間的間隙△1或△2被消除，減振彈簧傳遞轉矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力為</p><p>　　=20560N （5-7）</p><p><b>　　單個彈簧所受壓力</b></p><p>　　F= /Z=1468.5N （5-8）</

71、p><p><b>　　減振彈簧尺寸</b></p><p>　　d= （5-9）</p><p>　　式中Dc為彈簧中徑 一般取11-15mm 取600MPa Dc取13mm </p><p><b>　　算得d=3mm </b></p

72、><p><b>　　減振彈簧剛度k </b></p><p>　　K==195N/mm （5-10）</p><p><b>　　減振彈簧有效圈數</b></p><p>　　I==1.96 （5-11）</p&

73、gt;<p><b>　　減振彈簧總圈數</b></p><p>　　N=i+（1.5-2.0） （5-12）</p><p>　　本次設計中n=2.0+2.0=4</p><p><b>　　減振彈簧最小高度</b></p><p>　　=n

74、(d+)=13.2mm （5-13）</p><p><b>　　減振彈簧變形量△L</b></p><p>　　△L=F/k=1231.5/228=7.5mm （5-14）</p><p><b>　　減振彈簧自由高度</b></p>

75、<p>　　Lo= +△L=30.8+5.4=20.7mm （5-15）</p><p><b>　　減振彈簧頂預變形量</b></p><p>　　=0.5mm （5-16）</p><p>　　減振彈簧安裝工作高度 </p><p&

76、gt;　　L= Lo-=20.7-0.5=20.2mm （5-17）</p><p><b>　　極限轉角針 </b></p><p>　　減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉角為</p><p><b>　?。?-18）</b></p><p

77、>　　式中，為減振彈簧的工作變形量(=△L-=4.86mm)。</p><p><b>　　求得=6°</b></p><p>　　通常取3O～12O，對平順性要求高或對工作不均勻的發(fā)動機，取上限。</p><p>　　5.4 雙質量飛輪減振器</p><p>　　目前通用的從動盤減振器在特性上存在如下局

78、限性：</p><p>　　它不能使發(fā)動機、變速器振動系統(tǒng)的固有頻率降低到怠速轉速以下，因此不能避免怠速轉速時的共振。研究表明，發(fā)動機、變速器振動系統(tǒng)固有頻率一般為40～70Hz，相當于四缸發(fā)動機轉速1200～2100r／min，或六缸發(fā)動機轉速800～1400r／min，一般均高于怠速轉速。</p><p>　　圖5—6 雙質量—飛輪減振器[8]</p><p>

79、;　　1一第一飛輪 2一第二飛輪 3一離合器蓋總成 4一從動盤 5一球軸承 6一短軸 7一滾針軸承 8一曲軸凸緣 9一聯(lián)結盤 10一螺釘 11一扭轉減振器</p><p>　　2)它在發(fā)動機實用轉速1000—2000r／rain范圍內，難以通過降低減振彈簧剛度得到更大的減振效果。因為在從動盤結構中，減振彈簧位置半徑較小，其轉角又受到限制，如降低減振彈簧剛度，就會增大轉角并難于確保允許傳遞轉矩的

80、能力。</p><p>　　近年來出現(xiàn)了一種稱為雙質量飛輪的減振器。它主要由第一飛輪1、第二飛輪2與扭轉減振器11組成。第一飛輪1與聯(lián)結盤9以螺釘10緊固在曲軸凸緣8上，并以滾針軸承7和球軸承5支承在與離合器蓋總成3緊固的同軸線的第二飛輪2的短軸6上。在從動盤4中沒有減振器。</p><p>　　雙質量飛輪減振器具有以下優(yōu)點：</p><p>　　1)可以降低發(fā)動機

81、、變速器振動系統(tǒng)的固有頻率，以避免在怠速轉速時的共振。 </p><p>　　2)增大減振彈簧的位置半徑，降低減振彈簧剛度K，并允許增大轉角。</p><p>　　3)由于雙質量飛輪減振器的減振效果較好，在變速器中可采用粘度較低的齒輪油而不致產生齒輪沖擊噪聲，并可改善冬季的換擋過程。而且由于從動盤沒有減振器，可以減小從動盤的轉動慣

82、量，這也有利于換擋。</p><p>　　但是它也存在一定的缺點，如由于減振彈簧位置半徑較大，高速時受到較大離心力的作用，使減振彈簧中段橫向翹曲而鼓出，與彈簧座接觸產生摩擦，使彈簧磨損嚴重，甚至引起早期損壞。</p><p>　　雙質量飛輪減振器主要適用于發(fā)動機前置后輪驅動的轉矩變化大的柴車中。</p><p><b>　　第6章 約束條件</b&g

83、t;</p><p>　　6.1 摩擦片外徑的D（mm）選取</p><p>　　摩擦片外徑的D（mm）選取應是最大圓周速度VD不超過65~70m/s，即</p><p>　　VD=D65~70m/s[7] （6-1）</p><p><b>　　符合要求</b></p><p

84、>　　式中，VD為摩擦片的最大圓周速度（m/s）；為發(fā)動機最高轉速（r/min）。</p><p>　　6.2 摩擦片的內、外徑比C的選取</p><p>　　摩擦片的內、外徑比C應在0.53~0.70范圍內，即</p><p>　　0.530.70 C=0.535 符合要求</p><p><b>　　6.3后

85、備系數</b></p><p>　　為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的值應在一定范圍內，最大范圍為1.2~4.0,即</p><p>　　1.24.0 =1.9 符合要求</p><p><b>　　6.4 摩擦片內徑</b></p><p>　　為了保證

86、扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2R0約50mm,即</p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　d>2x75+50 符合要求 </p><p>　　6.5 摩擦面積傳遞轉矩的許用值</p><p>　　為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力,單位摩擦面積傳遞的

87、轉矩應小于其許用值,即</p><p>　　Tc0 （6-3）</p><p>　　式中, Tc0 為單位摩擦面積傳遞的轉矩(N·m/)；[Tc0]為其允許值(N·m/)，按下表選取。</p><p>　　表6-1單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值(N·m/)[2]</p>

88、<p>　　求得Tc0=0.25 < Tc0 =0.4 符合要求 </p><p>　　6.6 單位壓力P0 </p><p>　　為降低離合器滑磨時的熱負荷,防止摩擦片損傷,對于不同車型,單位壓力P0根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取, P0的最大范圍為0.10~1.50MPa,即</p><p>　　0.10 MPa P01

89、.50 MPa </p><p>　　P0=0.30 MPa 符合要求</p><p>　　第7章 離合器操縱機構的選擇</p><p>　　7.1 對離合器操縱機構的要求</p><p>　?、盘ぐ辶σM可能小，乘用車一般在80~150N范圍內，商用車不大于150~200N。</p><p>　?、?/p>

90、踏板行程一般在80~150mm范圍內，最大不應超過180mm。</p><p>　?、菓刑ぐ逍谐陶{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>　?、葢刑ぐ逍谐滔尬谎b置，以防止操縱機構的零件因為受力過大而損壞。</p><p>　?、蓱哂凶銐虻膭偠取?lt;/p><p><b>　?、蕚鲃有室?。<

91、;/b></p><p>　?、税l(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會 影響其正常工作。</p><p>　?、坦ぷ骺煽俊勖L，維修保養(yǎng)方便。</p><p>　　圖7-1 離合器操縱機構</p><p>　　1- 離合器分離踏板 2-偏心彈簧 3-支承A 4-離合器拉線自動調整機構 5-傳動器殼體上的支承B 6-離合器操縱臂 7-離合器

92、分離臂 8-離合器分離軸承 9-離合器分離推桿</p><p>　　7.2 操縱機構結構形式的選擇</p><p>　　常用的離合器操縱機構，主要有機械式、液壓式、機械式和液壓式操作機構的助力器、氣壓式和自動操作機構等。</p><p>　　機械式操縱機構有桿系和繩索兩種形式。桿系操縱機構結構簡單、工作可靠，廣泛應用于各種裝載機中。但其質量大，傳動效率低，發(fā)動機的振

93、動和車架或駕駛室的變形會影響其正常工作， 在遠距離操縱時，布置較困難。繩索操縱機構可克服上述缺點，而且可采用適宜駕駛員操縱的吊掛式踏板結構；但其壽命較短，機械效率仍不高，多用于發(fā)動機排量小于1.6L的乘用車中。</p><p>　　液壓式操縱機構主要由吊掛式離合器踏板、主缸、工作缸、管路系統(tǒng)和回位彈簧等部分組成，具有傳動效率高、質量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、發(fā)動機的振動和駕駛室或車架變形不會

94、影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點，故廣泛應用于各種形式的裝載機中。</p><p>　　本離合器的操縱機構采用液壓式操縱機構。</p><p>　　離合器液壓式操縱機構示意圖如下</p><p>　　S0f為分離軸承的自由行程，一般為1.5~3.0mm,d1、d2分別為主缸和工作缸的直徑；S為踏板行程</p><p>　　圖7-2 離

95、合器操縱機構示意圖</p><p>　　7.3 液壓式操縱機構的工作原理</p><p>　　踩下離合器踏板時，推桿右移，密封了主缸與儲液室之間的通孔，繼續(xù)踩下離合器踏板，則主缸內的油液就在活塞的作用下，壓力上升，并通過管路輸向工作缸。工作缸內壓力升高，推動缸內活塞及推桿右移，使分離桿工作。</p><p>　　當抬起離合器踏板時，回位彈簧使推桿左移，打開儲液室與主

96、缸通孔，并使儲液室通過管路與工作缸相通，整個系統(tǒng)無壓力。示意圖如下：</p><p>　　第8章 離合器主要零部件的結構設計</p><p><b>　　8.1 從動盤總成</b></p><p>　　從動盤總成主要由從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉減振器等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求：</p><

97、;p>　　1．從動盤的轉動慣量應盡量小，以減小變速器換檔時輪齒間的沖擊。</p><p>　　2．從動盤應具有轉動慣量軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。</p><p>　　3．應安裝扭轉減振器，以避免傳動共振，并緩和沖擊。</p><p>　　軸向彈性從動盤的結構形式</p><p>　　為了使從

98、動盤具有軸向彈性，常有的方法有：</p><p>　　1．在從動片外緣開6-12個“T”形槽，形成許多扇形，并將扇形部分沖壓成依次向不同方向彎曲的波浪形。兩側的摩擦片則分別鉚在每相隔一個的扇形上。“T”形槽還可以減小由于摩擦發(fā)熱而引起的從動片翹曲變形。這種結構主要應用在商用車上。</p><p>　　2．將扇形波形片的左、右凸起段分別與左、右側摩擦片鉚接，由于波形片（厚度小于1.0mm）比

99、從動片（厚1.5~2.5mm）薄，這種結構的軸向彈性較好，轉動慣量較小，適宜于高速旋轉，主要應用于乘用車和最大總質量小于6t的商用車上</p><p>　　3．利用階梯形鉚釘桿的細段將成對波形片的做片鉚接在左側摩擦片上，并交替地把右片鉚接在右側摩擦片上。這種結構的彈性行程大，彈性特性較理想，可使裝載機起步極為平順。這種結構主要應用于發(fā)動機排量大于2.5L的乘用車上。</p><p>　　4

100、．將靠近飛輪的左側摩擦片直接鉚合在從動片上,只在靠近壓盤側的從動片鉚有波形片，右側摩擦片用鉚釘與波形片鉚合。這種結構的轉動慣量大，但強度較高，傳遞轉矩的能力大，主要應用于商用車上。</p><p><b>　　8.2 從動盤轂</b></p><p>　　從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安置在變速器的

101、第一軸上，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩Temax由表8—1選取。</p><p>　　從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵候上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0~1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼（如35，45，40Cr等），并經調質處理，表面和心部硬度一般都在26~32HRC。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及從動片配合處，應進行高頻處理。<

102、;/p><p>　　表8-1 從動盤轂花鍵的尺寸[11]</p><p>　　本次設計中從動盤轂花鍵的尺寸為: n=10 D`=45 d`=36 t=5 l=65 =13.5MPa</p><p><b>　　8.3 摩擦片</b></p><p>　　離合器摩擦片在性能上應滿足如下要求:</p><p

103、>　　1．摩擦因數較高且較穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要小。</p><p>　　2．具有足夠的機械強度與耐磨性。</p><p>　　3．密度要小，以減小從動盤的轉動慣量。</p><p>　　4．熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出的黏合劑少，無味，不易燒焦。</p><p>　　5．磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面。&

104、lt;/p><p>　　6．接合時應平順而不產生“咬合”或“抖動”現(xiàn)象。</p><p>　　7．長期停放后，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現(xiàn)象。</p><p>　　離合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。石棉基材料具有摩擦因數較高（大約0.3~0.45）、密度較小、制造容易、價格低廉等優(yōu)點。但它性能不夠穩(wěn)定，摩擦因數受工作溫度、單位壓

105、力、滑磨速度的影響大，故目前主要應用于中、輕載荷下工作。由于石棉在生產和使用過程中對環(huán)境有污染，對人體有害，故以玻璃纖維、金屬纖維等來替代石棉纖維。粉末冶金和金屬陶瓷摩擦材料具有傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數較高且穩(wěn)定、能承受的單位壓力較高以及壽命較長等優(yōu)點，但價格較貴，密度較大，接合平順性較差，主要應用于載重質量較大的商用車上。</p><p>　　摩擦片與從動片的連接方式有鉚接和粘接兩種。鉚接方式連接

106、可靠，更換摩擦片方便，適宜在從動片上安裝波形片，但其摩擦面積利用率小，使用壽命短。粘接方式可增大實際摩擦面積，摩擦片厚度利用率高，具有較高的抗離心力和切向力的能力；但更換摩擦片困難，且使從動盤難以安裝波形片，無軸向彈性，可靠性低。</p><p><b>　　8.4 從動片</b></p><p>　　從動片要求質量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料常用中碳鋼

107、板（如50號）或低碳鋼板（如10號）。一般厚度為1.3-2.5mm，表面硬度為35-40HRC。</p><p><b>　　波形片和減振彈簧</b></p><p>　　波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度為40-46HRC，并經過表面發(fā)藍處理。減振彈簧常用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等彈簧鋼絲。</p><p><

108、b>　　離合器蓋總成</b></p><p>　　離合器蓋總成除了壓緊彈簧外，還有離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支承環(huán)等。</p><p><b>　　8.5 離合器蓋</b></p><p>　　對離合器蓋結構設計的要求：</p><p>　　應具有足夠的剛度，否則將影響離合器的工作特性，增大

109、操縱時的分離行程，減小壓盤行程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此可采取如下措施：適當增大蓋的板厚，一般為2.5-4.0mm；在蓋上沖制加強肋或在蓋內圓周處翻邊；尺寸大的離合器蓋可改用鑄鐵鑄造。</p><p>　　應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。對中方式采用定位銷或定位螺栓，也可采用止口對中。</p><p>　　蓋的默片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。</p&

110、gt;<p>　　為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風風扇片等。</p><p>　　乘用車和載質量較小的商用車的離合器蓋一般用08、10剛等低碳鋼板，載質量大的商用車則常用鑄鐵件或鋁合金壓鑄件。</p><p><b>　　8.6 壓盤</b></p><p>　　對壓盤結構設

111、計的要求：</p><p>　　1．壓盤應具有較大的質量，以增大熱容量，減小溫升，防止其產生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可采用傳熱系數較大的鋁合金壓盤。</p><p>　　2．壓盤應具有較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為15-25mm。<

112、;/p><p>　　3．與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不底于15-20g·cm。</p><p>　　4．壓盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小。</p><p>　　壓盤的厚度初步確定后，應根據下式來校核離合器一次接合的溫升</p><p>　　[6]

113、（8-1）</p><p>　　式中，t為壓盤溫升，不超過8-10OC；c為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.5J/(kg· OC);m為壓盤質量(kg); 為傳到壓盤的熱量所占的比例,對單片離合器壓盤：=0.5，對雙片離合器壓盤=0.25，中間壓盤=0.5。</p><p>　　壓盤的形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數，通常采用灰鑄鐵，一般采用HT200、HT250、H

114、T300，硬度為170-227HBS。也有少數采用合金壓鑄件。</p><p><b>　　8.7 傳動片</b></p><p>　　傳動片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅動壓盤共同旋轉，分離時，有可利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。由于各傳動片沿圓周均勻分布，它們的變形不會影響到壓盤的對中性和離合器的平衡。</p><p&

115、gt;　　傳動片常用3-4組，每組2-3片，每片厚度為0.5-1.0mm，一般由彈簧剛帶65Mn制成。</p><p>　　8.8 分離杠桿裝置</p><p>　　1．分離杠桿應具有較大的彎曲剛度，以免分離時桿件彎曲變形過大，減小了壓盤行程，使分離不徹底。</p><p>　　2．應使分離杠桿支承機構與壓盤的驅動機構在運動上不發(fā)生干涉。</p>&l

116、t;p>　　3．分離杠桿內端高度應能調整，使各內端位于平行與壓盤的同一平面，其高度差不大于0.2mm。</p><p>　　4．分離杠桿的支撐處應采用滾針軸承、滾銷或刀口支撐，以減小摩擦和磨損。</p><p>　　5．應避免在高速轉動時因分離杠桿的離心力作用而降低壓緊力。</p><p>　　6．為了提高通風散熱能力，可將分離杠桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風

117、。</p><p>　　分離杠桿主要由08低碳鋼板沖壓和35等中碳鋼鍛造成型（鍛件硬度為131-156HBS）而成。</p><p><b>　　8.9 支承環(huán)</b></p><p>　　支承環(huán)和支承鉚釘的安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。支承環(huán)一般采用3.0-4.0mm的。</p><p>　　8.10 分離軸承總成&l

118、t;/p><p>　　分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成。分離軸承在工作中主要承受軸向分離力，同時還承受在高速旋轉時離心力作用下的頸向力。以前主要采用推力球軸承或向心球軸承，但其潤滑條件差，磨損嚴重、噪聲大、可靠性差、使用壽命底。目前國外已采用角接觸推力球軸承，采用全密封結構和高溫鋰基潤潤滑脂，其端部形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平面時采用球形端面，舌尖部為弧形面采用平端面或凹弧形端面。</p>