【文章內容簡介】 通過內花鍵孔與從動軸滑動配合。從動軸前端用軸承 18 支承在曲軸后端中心孔中，后端支承在變速器殼體上并伸入變速器。離合器的從動軸通常又是變速器的輸 入軸。 離合器壓緊機構由若干沿圓周均勻布置的螺旋彈簧 16 組成，它們裝于壓盤和離合器蓋之間，用來對壓盤產(chǎn)生軸向壓緊力，將壓盤壓向飛輪，并將從動盤夾緊在壓盤和飛輪之間。 離合器分離機構由分離撥叉 1分離套筒和分離軸承 分離杠桿 回位彈簧 10 等組成。它們同離合器主從動部分及壓緊裝置一起裝于離合器殼 (飛輪殼 )內。分離杠桿中部支承在裝于離合器蓋的支架上，外端與壓盤鉸接，內端處于自由狀態(tài)。分離軸承壓裝在分離套筒上，分離套筒松套在從動軸的軸套上。分離撥叉是中部帶支點的杠桿，內端與分離套筒接觸，外端與拉桿鉸接。 圖 離合器結構和工作原理示意圖 1— 曲軸 2— 從動軸 3— 從動盤 4— 飛輪 5— 壓盤 6— 離合器蓋 7— 分離杠桿 8—彈簧 9— 分離軸承 15— 復位彈簧 11— 分離撥叉 12— 踏板 13— 拉桿 14— 調節(jié)叉 16— 壓緊彈簧 17— 從動盤摩擦片 18— 軸承 離合器操縱機構由離合器踏板 1拉桿 1拉桿調節(jié)叉 14及復位彈簧 15等組成。離合器踏板中部鉸接在車架 (或車身 )上，一端與拉桿鉸接。它們裝在離合器殼外部。 (1)接合狀態(tài) 離合器處于接合 狀態(tài)時，踏板 12(見圖 )未被踩下，處于最高位置，分離套筒被回位彈簧 10 拉到后極限位置，分離杠桿 7 內端與分離軸承 9 之間存在間隙 離合器自由間隙 )，壓盤 5 在壓緊彈簧 16 作用下將從動盤壓緊在飛輪上，發(fā)動機的轉矩即經(jīng)飛輪及壓盤通過兩個摩擦面?zhèn)鹘o從動盤，再經(jīng)從動軸 2 傳給變速器。 (2) 分離過程 需要分離離合器時，只要踏下離合器踏板，拉桿拉動分離叉，分離叉內端推動分離套筒、分離軸承首先消除離合器自由間隙 ；然后推動分離杠桿內端向前移動，分離杠桿外端便拉動壓盤向后移動，解除對從動盤的壓緊力，摩擦作用消失， 中斷動力傳遞。 (3) 接合過程 當需要恢復動力傳遞時，緩慢抬起離合器踏板，分離軸承減小對分離杠桿內端的壓力；壓盤在壓緊彈簧的作用下向前移動，并逐漸壓緊從動盤，接觸面間的壓力逐漸增大，相應的摩擦力矩也逐漸增大。 當飛輪、壓盤和從動盤接合還不緊密時，主、從動部分可以不同步旋轉，即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪、壓盤和從動盤壓緊程度的逐步加大，離合器主、從動部分轉速也漸趨相等，直至離合器完全接合而停止打滑，結合過程結束。 2 離合器的結構方案設計 車 離合器大多是盤形摩擦離合器，按其從動盤的數(shù)目可分為單片、雙片和 多片三類；根據(jù)壓緊彈簧布置形式不同，可以分為圓周布置、中央布置和斜向布置等形式；根據(jù)使用的壓緊彈簧不同，可以分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧離合器；根據(jù)分離時所受作用力的方向不同，又可以分為推式和拉式兩種形式。 摩擦片的選擇 單片離合器因為結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底接合平順，所以被廣泛使用于轎車和中、小型貨車，因此該設計選擇單片離合器。 從動盤數(shù)的選擇 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。單片離合器機構簡單、尺寸緊湊，散熱良好、維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能夠保證分離徹底、接合平順。 雙片離合器與單片離合器相比較，由于摩擦面數(shù)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，徑向尺寸小，踏板力較小，另外接合比較平順。但是中間壓盤通風散熱不良，兩片起步負載不均勻，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。這種結構一般用在傳遞轉矩較大且徑向尺寸受到限制的場合。 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。但是它也有接合平順柔和、摩擦表面濕度較低、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。 經(jīng)過分析比較，該設計是 2噸貨車，屬于輕型汽車，所以在設計中考慮用單片離合器，即該離合器只設有一片從動盤 。 壓緊彈簧和布置形式的選擇 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、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(shù)目不應該太少，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(shù)。 壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發(fā)動機最高轉速很高時，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。一般輕型貨車和轎車都采用這種離合器 由于本次設計的是 2 噸輕型貨車，我們決定采用周至圓柱螺旋彈簧 壓盤的驅動方式 壓盤的驅動方式主要有凸塊 — 窗孔式、銷釘式、鍵塊式和傳動片式多種。前兩種的共同缺點是在聯(lián)接件之間都有間隙，在驅動中將產(chǎn)生沖擊和噪音，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率。傳動片式是近年來廣泛采用的結構，沿周向布置的三組或四組鋼 帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接，傳動片的彈性允許其作軸向移動。當發(fā)動機驅動時，鋼帶受拉；當拖動發(fā)動機時，鋼帶受壓。此結構中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，使用可靠，壽命長。但反向承載能力差，汽車反拖時易折斷傳動片，故對材料要求較高，一般采用高碳鋼。綜合比較，因為 傳動片式其綜合性能相對好些，所以在設計中首先選擇該種驅動方式。 離合器的散熱通風 試驗表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面超過 200~180 176。C 時摩擦片磨損劇烈增加， 正常使用條件的離合器盤，工作表面的瞬時溫度一般在 180 176。C 以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能達到 C?1000 。過高的溫度能使壓盤受壓變形產(chǎn)生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫度不致過高，除要求壓盤有足夠大的質量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通風好。改善離合器散熱通風結構的措施有：在壓盤上設散熱筋，或鼓風筋；在離合器中間壓盤內鑄通風槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風；在離合器外殼內裝導流罩。 3 離合器基本參數(shù)及尺 寸選擇 摩擦離合器是靠摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉矩的。離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可以表示為 cc fFZRT? （ a ） 式中， cT 為靜摩擦力矩； f 為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計算時一般取~； F 為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力； cR 為摩擦片的平均摩擦半徑；Z 為摩擦面數(shù)，是從動盤數(shù)目的兩倍。在該設 計中， f 取 ， Z 取 2。 假設摩擦片上工作壓力均勻，則有 F= 4/)( 2200 dDpAp ?? ? （ b ） 式中， 0p 為摩擦面單位壓力， A 為一個摩擦面的面積； D 為摩擦片外徑； d為摩擦片內徑。 摩擦片的平均摩擦半徑 cR 根據(jù)壓力均勻的假設，可以表示為 cR = )(3/)( 2233 dDdD ?? （ c ） 當 d/D≥ 時， cR 可相當準確地由下式計算 cR =（ D+d） /4 （ d ） 將式（ b ）、式（ c ）代入式 （ a ）得 12/)1( 330 cDfZpT c ?? ? （ e ） 式中， c 為摩擦片內外徑之比， c=d/D，一般在 ~ 之間 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cT 應該大于發(fā)動機最大轉矩，即 cT =β T maxe （ f ） 式中， T maxe 為發(fā)動機的最大轉矩；β為離合器的后備系數(shù)，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。 由此可得出，離合器的基本參數(shù)主要有性能參數(shù)β和 0p ，尺寸參數(shù) D 和 d以及摩擦片厚度 b。 離合器后備系數(shù)β的確定 后備系數(shù)β是離合器設計時用到的一個重要參數(shù)，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，應該考慮到以下幾點： (1)摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩。 (2)要防止離合器滑磨過大。 (3)要能防止傳動系過載。 顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太小；為使離合器尺 寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，β不宜選取太大；當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β可選取小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為了提高起步能力、減少離合器滑磨，β應選取大些；貨車總質量越大，β也應該選取得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的β值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，β可選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的β值應該大于單片離合器。 各類汽車β值的取值范圍通常為： 轎車和微型、輕型貨車 β =~ 中型和重型貨車 β =~ 越野車、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車 β =~ 單位壓力 0p 的確定 單位壓力 0p 對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應該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(shù)等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數(shù)較小時， 0p 應該取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷， 0p 應該取小些；后備系數(shù)較大時，可以適當增加 0p 。 當摩擦片采用不同材料時， 0p 按下列范圍選取： 石棉基材料 0p =~ 粉末冶金材料 0p =~ 金屬陶瓷材料 0p =~ 在該設計中， 摩擦片材料選擇是石棉基材料，故 0p 取 。 摩擦片外徑 D、內徑 d 和厚度 b 磨擦片外徑是離合器的基本尺寸 ,它關系到離散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的關系。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(shù)，當按發(fā)動機的最大轉矩 maxeT （ N m）來選定 D 時，有下列公式，可作參考： max100 eTD A? 式中，系數(shù) 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： 小轎車 A=47 一般載貨汽車 A=36（單片）或 A=50（雙片） 自卸車或使用條件惡劣的載貨汽車 A=19 在本設計中， A=36， maxeT = m，發(fā)動機的額定功率 maxeN =55Kw, 代入數(shù)據(jù)計算得 D=,根據(jù)表 離合器磨擦片尺寸系列和參數(shù)選取 D=225,d=150,h=,c=d/D=, 31c? =0。 703，單面面積為 221 2cm ，由公式 3 3 3m a x 0 (1 / )12eT uz p D d D?? ??計算得 0 31 .5 1 5 6 .8 0 .1 8 73 .1 40 .3 2 0 .7 0 3 ( 0 .2 2 5 )12 ap M P???? ? ? ? m a x 1 . 5 1 5 6 . 8 2 3 5 . 2ceT T N m?? ? ? ? ? 表 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)（即 GB1457— 74） 160 180 200 225 250 280 300 325 350 內徑 d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 厚度 h/ 4 C? =d/D 1－ 3C? 單位面積 F/ 3cm 106 132 160 221 302 402 466 546 678 4 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 在設計離合器的時候，首先就是要確定離合器的性能參數(shù)和尺寸參數(shù)，這些參數(shù)的變化影響離合器的結構尺寸和工作性能；其次，在確定了 基本參數(shù)以后，必然要對參數(shù)進行優(yōu)化處理。 設計變量 后備系數(shù)β可由式（ a ）和（ f ）確定，可以看出β取決于離合器工作壓力 F 和離合器的主要尺寸參數(shù) D 和 d。 單位壓力 0p 可以由式（ b ）確定， 0p 也取決于 F 和 D 以及 d。因此離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設計變量選為 ?X [ 1x 2x 3x ]T =[F D d]T 目標函數(shù) 離合器基本參數(shù)優(yōu)化設計追求的目標是在保證離合