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雙盤離合器設計任務書 [p][/p] 緒言 運輸車輛的轉動系類型與所采用的發(fā)動機類型有密切的關系，如柴油發(fā)動機與汽油發(fā)動機的扭矩——轉速特性就有很大的差異。為了使運輸車輛在各種行駛條件下都有令人滿意的牽引力——轉速特性，就必須根據發(fā)動機的扭矩——轉速特性，采用相應的傳動方案。 對中型載重汽車來講，由于它要求自重輕，行駛速度高，能適應各種道路條件和機動靈活的特點，且其發(fā)動機有多采用汽油發(fā)動機，這種形式的發(fā)動機的扭矩在整個工作轉速范圍內變化大，最低穩(wěn)定轉速又比較高，不能適應汽車可能遇到的各種行駛條件，如起步，爬坡等。因此，在中型載重汽車上，就必須設置一套復雜的系統(tǒng)，使發(fā)動機能滿足汽車正常行駛的要求。 現代汽車上多采用機械式傳動裝置，該裝置包括離合器、變速器、傳動軸、主減速器、半軸及車輪等。本設計就是設計傳動裝置中的離合器在設計中對各種離合器類型進行分析，探討，最后設計出使用于載重量為9T的汽油發(fā)動機汽車用離合器。 離合器的功用，設計要求和類型特點 設計離合器的必要性和功用 在汽車傳動系中，離合器是一種分離，接合裝置，通過離合器的分離和 接合實現對傳動系動力的中斷和傳遞。 在汽車的轉動系中設置離合器主要是由于：目前，汽車上仍廣泛采用往復式發(fā)動機作動力，這種發(fā)動機有一個最低穩(wěn)定轉速，若發(fā)動機轉速低于這個最低穩(wěn)定轉速，發(fā)動機將熄火而停止工作。另外，在低速時，發(fā)動機無法產生足夠的動力。因此，發(fā)動機的工作轉速總是大于這個最低穩(wěn)定轉速。然而，在汽車起步時，其車速是由零逐漸增加的，因此，為使汽車平穩(wěn)起步，就需在汽車驅動輪與發(fā)動機飛輪之間有一個既能轉遞動力，有能產生相對滑轉的裝置，這個裝置就是離合器。 如果沒有離合器，而是把發(fā)動機與轉動系剛性地聯結在一起，那么汽車起步時，只要變速器一掛上擋，驅動輪就會突然產生驅動力而使汽車猛烈前沖。由于汽車質量較大，由靜止突然 前沖會產生很大的慣性力，這個慣性力以慣性阻力的方式傳遞給發(fā)動機，會導致發(fā)動機轉速瞬間急劇下降而低于最低穩(wěn)定轉速，造成發(fā)動機熄火。所以，沒有離合器，汽車將根本無法實現起步。 在汽車行駛過程中，道路條件、交通狀況等客觀環(huán)境千變萬化。為了適應汽車行駛條件的變化，就需要經常改變變速器的檔位，使汽車具有合適的驅動力和車速。 目前在汽車上廣泛采用齒輪式變速器，這種變速器有幾對齒輪，每對齒輪有各種不同的傳動比，形成了變速器的各個檔。通過換檔撥叉使不同的齒輪副進入嚙合，就可以得到不同的傳動比，于是在相同的發(fā)動機轉速下可得到不同的汽車行駛速度，從而實現汽車的變速。 換檔時，首先踩下離合器踏板，使離合器處于分離狀態(tài)，即中斷發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞。變速器處于非傳力狀態(tài)時，通過換擔撥叉可輕松的使嚙合著的一對齒輪分開，再使另一對齒輪進入嚙合，從而實現變速器檔位的變化。但是，前一對齒輪分開時，后一對即將進入嚙合的主、從動齒輪的圓周速度必然不等，此時，若通過撥叉強行使這對齒輪進入嚙合的話，勢必產生強烈的齒間沖擊，這不僅使齒輪容易損壞，同時產生刺耳的噪聲。利用離合器，采用一定的換檔順序，則可以使這對齒輪的圓周速度達到相等，再使其進入嚙合，也就不會產生沖擊和噪聲了。即使換檔時這對齒輪的圓周速度并不完全相同，但由于離合器已徹底分離，變速器處于非傳力狀態(tài)，換檔時產生的沖擊和噪聲也會大大減少。所以，離合器減小了換檔時齒輪間的沖擊和噪聲，提供了新檔位齒輪副圓周速度相等而實現同步嚙合的可能。 如果沒有離合器，那么當汽車緊急制動時，發(fā)動機因和傳動系剛性聯接，其轉速將急劇下降，此時，發(fā)動機會產生比發(fā)動機穩(wěn)定運轉時輸出的動力大得多的慣性力，這個很大的慣性力作用于傳動系的各個零件，會使各個零件此時承受的載荷超過本身的承載能力而損壞零件。有了離合器，一旦發(fā)動機產生的慣性力超過離合器所能傳遞的最大動力，離合器的主、從動部分就會出現相對滑磨，從而有效地防止了因傳動系過載而使傳動系零件損壞的現象發(fā)生。 綜上所述，其主要功用是切斷和實現對傳動系的動力傳遞，以保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。 （二）離合器設計的設計要求： 為了保證離合器具有良好的工作性能，對汽車離合器設計提出如下基本要求： 1)在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備。 2)接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 3)分離時要迅速、徹底。 4)離合器從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 5)應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 6)應使傳動系避免扭轉共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力。 7)操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 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程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 9)應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。 10)結構應簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。（三）離合器的類型： 按照有關標準，離合器按離合方法分類如下： 1. 操縱離合器 包括機械操縱離合器、液動操縱離合器、氣動操縱離合器、電磁操縱離合器。 離合器的接合與分離由外界操縱的稱為操縱離合器。牙嵌離合器的結構如圖所示。 它是由兩個端面帶牙的半離合器所組成，其中套筒固定在主動軸上，套筒可以 沿導向平鍵在從動軸上移動。利用操縱桿（圖中未畫出）移動滑環(huán)可使兩個套筒 的牙相互嵌合或分離。為了便于兩軸對中，在套筒中裝有對中環(huán)，從動軸可在對 中環(huán)中滑動。牙的形狀有三角形、梯形和鋸齒形。三角形牙型只用于傳遞中、小 扭矩；梯形和鋸齒形牙型可傳遞較大扭矩；但鋸齒形牙型只能單向傳遞扭矩，反 轉時會因過大的軸向分力迫使離合器自動分離。牙嵌離合器結構簡單，外廓尺寸 小；但只能在停止狀態(tài)或兩軸轉速差很小時才能接合，否則就會因撞擊而使牙折 斷。 磁粉離合器的工作原理如圖所示。嵌有環(huán)形勵磁線圈的電磁鐵與主動軸相聯接，用非磁性材料制成的外殼與從動軸相聯接，外殼與電磁鐵之間有很小的間隙，內裝適量的導磁的鐵粉等混合物。當勵磁線圈通入電流時，產生磁場，鐵粉在磁場作用下被吸引聚集，將外殼和鐵心聯接起來，離合器處于接合狀態(tài)。當切斷電流后，磁粉又恢復自由狀態(tài)，離合器就處于分離狀態(tài)。這種離合器的優(yōu)點是：接合平穩(wěn)，動作迅速，可遠距離利用電流操縱，結構不很復雜。缺點是重量較大，需定時更換鐵粉。 摩擦離合器中最簡單的稱為單盤摩擦離合器。摩擦盤固定在主動軸上，摩擦盤用導向平鍵與從動軸聯接。為了增大摩擦系數，在其中一個摩擦盤上固定摩擦片（用摩擦系數較大且耐磨性好的材料制成）。利用操縱機構將摩擦盤向左推動并施加軸向壓力Fx，使兩摩控制盤壓緊產生摩擦力以傳遞扭矩；將摩擦盤向右推動即可使離合器脫開。當傳遞很大扭矩時，則需摩擦盤直徑很大。因此，這種單摩擦副的離合器往往受外形尺寸的限制而不能采用。 在傳遞大扭矩時，可采用如下圖所示的多盤摩擦離合器。主動軸與外殼相聯，從動軸與套筒相聯，外殼內裝有一組摩擦片。這組摩擦片的外緣齒插入外殼的縱向凹槽中，隨外殼回轉。套筒上裝有另一組摩擦片，其花鍵內孔與套筒上的花鍵聯接，既可沿套筒軸向滑動，亦可隨套筒回轉。兩組摩擦片是每片相間安裝的。工作時，通過操縱機構（圖中未畫出）撥動滑環(huán)向左移動，并通過壓緊板將兩組摩擦片壓緊，離合器處于接合狀態(tài)（如圖示）。當撥動滑環(huán)向右移動時，處于杠桿下方的彈簧迫使杠桿逆時針方向轉動，將壓緊板和兩組摩擦松開，離合器處于分離狀態(tài)。和牙嵌離合器相比，摩擦離合器的優(yōu)點是：兩軸可在有較大轉速差的情況下接合和分離；改變摩擦面間的壓力，就能調節(jié)從動軸的起動加速時間；接合時的沖擊振動很?。贿^載時將打滑，可保護其他零件不受損壞。缺點是在接合和分離過程中，摩擦片面的相對滑動會造成發(fā)熱和磨損，需及時更換摩擦片。摩擦離合器適用于經常起動、制動或經常改變轉速和轉動方向的場合。 2. 自動離合器 在工作時能自動完成接合和分離的離合器稱為自動離合器。當傳遞的扭矩達 到某一限定值時，就能自動分離的離合器，由于有防止系統(tǒng)過載的安全作用，稱 為安全離合器；當軸的轉速達到某轉速時靠離心力能自行接合或超過某一轉速時 靠離心力能自動分離的離合器，稱為離心離合器；根據主、從動軸間的相對速度 差的不同以實現接合或分離的離合器，稱為超越離合器。 二、離合器結構探討 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“三化”（系列化、通用化、標準化）要求等，合理選擇離合器的結構。 在離合器結構設計時必須綜合考慮以下幾點： 1、保證離合器接合平順和分離徹底。要使離合器接合平順，就應使離合器在接合過程中壓緊力能平緩的增加，可根據離合器的類型采用各自的專門措施來保證。使離合器分離徹底也應根據離合器的不同類型采取專門措施。 2、離合器從動部分和主動部分各自的聯結形式和支承。離合器主動部分為飛輪，離合器蓋和壓盤，通常離合器蓋都用螺釘固定在飛輪上，飛輪帶動離合器蓋和壓盤旋轉，連接方式有多種。 離合器從動部分由從動盤和離合器軸組成。從動盤與離合器軸通常用花鍵連接。從動盤與離合器軸裝配后應保證很好的垂直于主動件的軸線，以便離合器的分離徹底。從動盤對主動件軸線的垂直度，在很大程度上與離合器軸的支承結構有關。為了盡量減少制造與安裝引起的軸的位置誤差，設計時應盡可能把離合器軸的前軸承安裝在發(fā)動機曲軸的中心孔內。 3、離合器的軸向定位與軸承潤滑。離合器軸在安裝后應保持軸向定位，在拆卸時還應便于從離合器中抽出。離合器的支承軸承和分離軸承等都需要潤滑。 4、運動零件的限位。為了保證離合器正常工作和對離合器準確操縱，運動零件需要很好的限位。當離合器處于接合位置時（經常接合式），應使分離杠桿內端與分離軸承之間穩(wěn)定地保持調好的間隙值，這由離合器的壓緊彈簧和分離軸承的回位彈簧給予保證。當分離離合器時，應對最大行程有限位。 5、離合器的調整。在經常接合式離合器中，需要進行調整的是： （1）分離杠桿與分離軸承之間的間隙值的調整，目的是為了恢復踏板的自由行程。 （2）調整各個分離杠桿的內端使處于離合器軸的同一垂直面內，這一調整的目的是為了分離離合器時能均勻拉開壓板，保證離合器分離徹底。 以上各種調整，都應有具有調整后鎖住的結構措施。 對結構設計的各項要求，在本設計中將全面地得到考慮，并采取相應的措施予以實現。 從動盤數的選擇： 單盤離合器結構煎蛋，分離徹底，散熱良好，尺寸緊湊，調整方便，從動部分轉動慣量小，只要在結構上采取適當的措施便可以保證接合平順。因此，廣泛地應用在轎車和小型貨車上，近年來，在重型車上的應用也日漸增多。 雙盤離合器與單盤離合器相比，由于摩擦面增多，因而傳遞扭矩的能力較大，接合平順，在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小。但存在分離徹底性較差，中間壓盤散熱不良，因而熱負荷較高等問題。不過如從結構上采取措施，這些問題可以得到解決。雙盤離合器一般應用在傳遞扭矩較大并且徑向尺寸受到限制的場合。 多盤離合器接合平順柔和，由于在油中工作，其工作表面磨損小，但分離不徹底（特別是在冬天），尺寸和質量較大，以往應用較小。但近年來，在國外某些重型牽引車和自卸車上得到了應用，并有不斷增加的趨勢。 從動盤的選擇應根據汽車所采取的發(fā)動機型式及其發(fā)出的最大扭矩，汽車的工作條件等因素來選擇。由于任務書中規(guī)定設計雙盤離合器。因此該離合器從動盤數選為雙盤。 壓緊彈簧的型式及布置： 離合器壓緊有圓柱螺旋彈簧，矩形斷面圓錐彈簧和膜片彈簧三種。 壓緊彈簧的布置方式也有周置，中央布和斜置三種。 周置彈簧離合器（見圖2-1）都采用圓柱螺旋彈簧。此種型式的離合器結構簡單，制造方便，在汽車上一直廣泛采用。某些重型汽車離合器，由于需要的彈簧數目較多，因而將彈簧布置在兩個同心的圓周上。但該種離合器在高轉速時（5000-7000r/min），周置圓柱彈將受離心力的作用而嚴重鼓出，這一方面使壓盤壓緊力顯著降低，另一方面使彈簧靠到定位套或定位銷座上，造成接觸部分嚴重磨損，甚至出現彈簧斷裂的現象。 中央彈簧離合器有些采用一個彈簧，也有采用兩個的，此時軸向尺寸較大（如圖2-2）。當采用彈簧離合器的彈簧壓力是通過杠桿放大后再作用在壓盤上的，由于在結構上可選較大的杠桿比，因而有利于減少踏板力，從而降低駕駛員的勞動強度。此外，由于彈簧與壓盤不直接接觸彈簧無受熱退火之患；容易實現對壓緊力的調整。中央彈簧離合器多用于發(fā)動機轉矩大于400-500牛米的重型汽車上。 斜置彈簧離合器（如圖2-4）是用在重型汽車上的一種新結構。彈簧壓力Q斜向作用在傳力套上，并通過壓桿作用在壓盤上。作用在壓桿內端的軸向壓力F等于彈簧壓力Q的軸向分立。設彈簧中心線與離合器旋轉軸線的夾角為a，則F=Qcosα。當摩擦片磨損時，cosα增大這樣在摩擦片磨損范圍內，乘積Qcosα（從而壓盤壓緊力）幾乎保持不變。同樣當分離時右拉傳力套，Qcosα也大致不變。因此，這種離合器與周置彈簧離合器相比，突出的優(yōu)點是工作性能十分穩(wěn)定，踏板力較小。 膜片彈簧離合器具有一系列優(yōu)點：具有較理想的非線性特性，離合器在使用中能保持其傳遞扭矩的能力大致不變，還可以降低踏板力；摩擦力矩在高速時降低很小，性能穩(wěn)定；膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構大為簡化，零件數量減少，離合器軸向尺寸縮短；易于實現良好的散熱通風；壓力分布均勻；平衡性好。但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要求高，目前，在國外生產的膜片彈簧離合器系列廣泛用于轎車，輕型車和中性貨車及客車上，但在國內應還比較少。 在本設計中，主要考慮到目前國內汽車行業(yè)的實際情況，使該離合器制造方便，加工工藝性好以及結構簡單等原因，且該車用汽油機的醉倒功率Nemax=110KW/2600/min。發(fā)動機最高轉速不太高，因而該離合器的壓緊彈簧采用圓柱螺旋彈簧，布置方式采用周置。 壓盤的驅動方式： 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機扭矩時，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分離過程中應能自由地做軸向移動，常用的連接方式有一下幾種：凸塊一窗孔式（圖2-5a）,鋼帶式（圖2-5b）鍵塊式（圖2-5c）和銷釘式（圖2-5d）等多種。 凸塊窗孔式是在單盤離合器中長期采用的傳統(tǒng)結構，在壓盤上鑄出三個或四個凸塊伸入離合器蓋對應的窗孔中，三凸塊較四凸塊的定心精度高。凸塊一窗孔式結構簡單，但在使用中因接觸表面磨損間隙不斷增大，從而定心精度不斷降低，平衡性惡化，離合器接合時易出現抖動合噪聲。 鋼帶式是近年來廣泛采用的一種結構。起驅動機構無摩擦合磨損，無傳動間隙，效率高。無噪聲，定心精度，使用中平衡性好，多用于單盤離合器的壓盤驅動方式。 銷釘式一般天雙盤離合器。采用這種結構可大為簡化該離合器的驅動裝置合壓盤，離合器蓋的形狀，制造工藝性好。 鍵塊式一般用于驅動雙盤離合器的中間壓盤，而壓盤驅動裝置采取其它型式。 本設計的任務是雙盤離合器，為了簡化離合器的壓盤驅動裝置，使制造維修方便，因而采用圖2-5d所示的壓盤驅動，即銷釘式壓盤驅動方式。 分離杠桿和分離軸承： 設計分離杠桿時，應使其支承機構與壓盤的驅動機構在運動上不發(fā)生干涉；保證有足夠的剛度；支承處的摩擦損失要小；要便于調整分離杠桿內端的位置； 要避免在高速時因分離杠桿的離心力造成壓緊力降低。 分離杠桿的支承常采用滾針軸承。滾銷和刀口支承等形式（見圖2-6）。鍛壓的 分離杠桿宜用分離軸承；而沖壓的分離杠桿宜用刀口支承。 圖2-6a 所示分離桿是鍛造后經加工制成。與圖中其它三種結構相比，它的加工量最大，結構也較復雜。 圖2-6b所示分離桿是鍛制的。由于鉸接處全部采用了滾針軸承，因此具有摩擦損失小，傳動效率高的優(yōu)點。另外它的調整螺母在離合器蓋上，調整也比較方便。 圖2-6c 所示分離桿由鋼板沖壓而成，加工比較簡單，而且調整螺母在分離桿外段，調整也比較方便。由于分離桿的中間支承在離合器蓋的窗口上，支承處結構面積比較小，容易磨損，而在磨損以后，分離桿的位置發(fā)生變動，工作時會發(fā)出響聲。另外，調整螺母布置在分離桿外端，加大了壓盤尺寸，使離合器重量增加。 圖2-6d 所示的分離桿（擺塊式）也是由鋼板沖壓而成，結構比較簡單。分離桿在壓盤上的支承方法也比較簡單。此外，它還具有磨損小，調整方便等優(yōu)點，目前在中、小型車上采用很多。 在汽車離合器上采用的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承兩種。徑向止推軸承適用于高轉速，低軸向負荷的情況；止推軸承則適用于低轉速，高軸向負荷的情況。 本設計的任務為雙盤離合器，考慮到制造等方面的原因，以及前面選定的銷釘式壓盤驅動方式的影響，因此，該離合器的分離杠桿采用圖2-6c 所示類型，其支承采用刀口支承。 離合器的散熱通風： 試驗證明，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 溫度超過180-200度時，摩擦片磨損將急劇增加，而且過高的溫度還會使壓盤受熱變形產生裂紋或破裂。為使摩擦表面溫度不過高，除要求壓盤有足夠高的質量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通風良好。 改善離合器散熱通風的結構措施有：在壓盤上設散熱或通風筋；在離合器蓋上開較大的通風口；在離合器外殼上設置通風窗；在雙盤離合器的中間壓盤內鑄出通風槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風；在離合器外殼內裝一導流罩，加強通風。 由于本設計為雙盤離合器設計，其散熱問題尤其應值得重視。在以后的離合器結構設計中，將視壓盤溫升的具體情況采取適當的結構措施以保證離合器壓盤工作表面溫度不致過高。 從動盤 從動盤由摩擦片、從動鋼片、減振器和花鍵轂等零部件組成。對離合器工 作性能影響很大，因此在結構和摩擦材料選擇的方面尤為重要。 摩擦片在性能上要求摩擦系數比較穩(wěn)定，工作溫度、滑磨速度、單位壓力的變化對其影響較??；要尤足夠的機械強度和耐磨性；熱穩(wěn)定性要好；磨合性要好；密度要?。ㄌ貏e是在高速條件工作時）；有利于接合平順；長期停放，離合器摩擦面間不發(fā)生“粘著”現象。 因而，離合器摩擦片，所用的材料為：石棉基摩擦材料、燒結金屬和金屬陶瓷等材料。 石棉基摩擦材料是由石棉或石棉織物（常用金屬絲增強）粘結劑（通常用樹脂或橡膠或者同時使用）和特種添加劑熱壓而成。其摩擦系數大約0.3-0.45。當溫度超過250度時，摩擦系數可降低到0.25以下，磨損急劇增加，并且樹脂和橡膠等有機成分容易變質和燒裂。該材料價格低，密度小，在大多數汽車離合器中使用效果良好。 燒結金屬或金屬陶瓷制成的摩擦片，其高溫耐磨性好，傳熱性好，摩擦系數較高，允許有較大的單位壓力。但這些材料價格較高，密度較大，不能保證離合器接合的柔和性。目前，由川汽廠生產的紅巖重型車上就采用了由陶瓷材料制成的摩擦片。 從動鋼片多用薄鋼板沖壓制成，為防止由于離合器工作溫度的升高而引起從動片的翹曲，多在從動鋼片上沿徑向開有幾條切口。摩擦片與從動片之間的固緊方法有兩種：即鉚接法和粘接法。鉚接法連接可靠，更換摩擦方便，但當鉚釘頭與主動盤表面接觸時，會 加劇主動盤工作表面的局部磨損，且外，磨損后的生成物附在工作表面上還會影響摩擦系數。 粘接法可以增加摩擦片的摩擦面積，且摩擦片的厚度利用也較好，還具有較高的抗離心力和切向力的能力，但修理時換裝摩擦片較麻煩。 本設計中選用的摩擦材料為石棉基摩擦材料，這是由于石棉基摩擦材料的性能滿足離合器的性能要求，而且在結構上還能改善散熱通風的能力。離合器摩擦片與從動片間的連接采用鉚接法。 由于本次設計的任務為雙盤離合器，這種結構的接合本身就比較平順，因而在從動盤中不必設計減振器。 離合器軸的軸向定位及軸承潤滑： 離合器在安裝后應保持軸向定位，在拆卸時還便于從離合器中抽出。因此，本設計采用前軸承外圓與飛輪中心線孔為緊配合，軸承內端與離合器軸前端用過度配合，離合器軸的軸向定位由后軸承（變速器第一軸承）保證。 離合器軸的支承軸承及分離軸承都需進行潤滑。在各種形式的離合器中，采用潤滑方式基本上都相同，后支承軸承和分離軸承皆采用注入黃油的潤滑方式（但有些離合器的分離軸承采用定期注入潤滑劑的方式進行潤滑）；前支承軸承則依靠從曲軸中引出稀油（壓力油）進行潤滑，為了不使?jié)櫥驼次蹚膭颖P的摩擦襯片，除在前軸承處裝有油封外，還在飛輪上裝有泄油孔。 運動零件的限位 為了保證離合器正常工作和對離合器的準確操縱，需對運動零件進行限位。 對經常接合式離合器，當離合器處于接合位置時，應使分離桿內端與分離軸承之間穩(wěn)定地保持調整好的間歇值（3-4mm），這一位置的穩(wěn)定由離合器的壓緊彈簧和分離軸承的分離的回位彈簧加以保證。當分離離合器時，應對踏板最大行程有限位。對雙盤離合器，當處于分離狀態(tài)時，為保證離合器分離徹底，對中間壓盤的分離應加以保證和限制（通常應具有1.25mm左右的移動量），這由專門的分離結構（如設置中間壓盤分離彈簧和限位螺釘）加以保證。 離合器的調整 由于離合器的摩擦襯面在工作時有磨損，故離合器需要進行定期調整。這 類調整的項目有： 1)分離杠桿內端與離合器軸承之間的間隙值的調整。這一間隙的調整是為恢復踏板處的自由行程，通常保持該間隙值為3~4mm； 2)調整各個分離杠桿的內端使之處于離合器軸的同一垂直面內，這一調整的 目的是為了在分離離合器時能均勻的拉開壓盤，保證離合器分離徹底。 這些項目的調整由分離杠桿端部的調整螺釘（或調整螺帽）進行調整，且有 調整后鎖住的結構。 在雙盤離合器中，為了保證離合器分離徹底，除進行上述兩種調整外，還必 須對中間壓盤的位置進行限位調整。該調整是通過中間壓盤限位螺釘的調整來實現的。調整方式為：在離合器處于接合狀態(tài)時，將限位螺釘擰緊，然后在退出1.25圈即可。在該處，也應設置調整后鎖住的結構。 離合器的軸向彈性 雙離合器的從動片一般都不做成具有軸向彈性的。這是因為其摩擦表面數 目較多，接合時各個表面依次先后接觸，故其接合過程本身就比較平順，因而不必專門設計具有軸向彈性的結構。 本設計中選擇的離合器有關結構總匯： 本設計的任務是雙盤離合器，根據雙盤離合器的特點及以上對離合器各種結構的分析比較，其有關結構可采取一下形式： 壓盤數目： 雙盤 壓緊彈簧： 周置圓柱螺旋彈簧 壓盤驅動方式： 銷釘式 分離杠桿： 采用CA141（CA10B）型式 分離軸承: 徑向止推軸承 摩擦片： 石棉基摩擦材料 三、離合器基本結構參數的確定 汽車用離合器既要傳遞發(fā)動機扭矩，又要靠它的滑磨來使汽車平穩(wěn)起步工 作條件甚為惡劣。因此，設計離合器，不僅要能可靠地傳遞發(fā)動機扭矩，而且還要有足夠的壽命。 為了滿足可靠傳遞扭矩的要求，可以得出離合器的基本公式： M_cmax=βM_emax=(πμZ_C)/12P_0D^3 [1-d^3/D^3 ] 式中： D——摩擦片外徑，厘米 d——摩擦片內徑，厘米 P_0——單位壓力，公斤/厘米 Z_c——摩擦工作面數 β——離合器儲備系數 μ——摩擦系數 M_cmax——離合器最大摩擦力矩，公斤厘米 M_emax——發(fā)動機最大扭矩，公斤厘米 次公式作為校核用。 摩擦片外徑及其它尺寸的確定 摩擦片外徑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。 離合器摩擦片外徑D可由下列公式計算出： D=√(M_emax/A) 式中： D——摩擦片外徑，厘米 M_emax——發(fā)動機最大扭矩，公斤. 厘米 A——和車型及使用情況有關的常數 設計原始數據： M_emax=480N.m=4900kg.cm 載重量為9T的汽油發(fā)動機汽車屬于載重汽車。 對載重汽車： 單盤離合器： A=3—4 雙盤離合器： A=4.5—5.5 在本設計中，要根據設計任務書中給定的條件，即設計載重量為5T的車用雙盤離合器，因而取A=5。 由前面所列之經驗公式，代入有關數據，則得：D=31.3cm. 根據離合器摩擦片的標準化，系列化原則查《離合器設計》第30頁表2—1“離合器摩擦片尺寸系列和參數”，可取: 摩擦片有關尺寸： 外徑 D=325mm 內徑 d=190mm 厚度 h=3.5mm 單位面積 F=546平方厘米 內徑與外徑的比值 C=0.585 離合器后備系數β的確定： 后備系數β是離合器設計時用到的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇夕時，應考慮以下幾點： 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??；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又不宜選取太大；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也應選得越大；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值應大于單片離合器。 各類汽車口值的取值范圍通常為： 轎車和微型、輕型貨車 β=1．30～1．75 中型和重型貨車 β=1．7～2．25 越野車、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車 β=2.0~3.0 本設計中取β=1.85 單位壓力的確定 摩擦面上的單位壓力P_0值和離合器本身工作條件，摩擦片的尺寸大小，后 備系數β，摩擦片的容許單位壓力[P_0]與摩擦片外徑的關系為： 上圖中的曲線關系適用于載重車。 由摩擦片外徑D=325mm從上圖可查得：該離合器摩擦片的容許單位壓力[P_0]為： [P_0]=1.70kg/cm^2 對作用于離合器摩擦片的單位壓力P_0進行校核： 由離合器校核公式： βM_emax =(πμZ_c)/12P_0D^3(1-d^3/D^3 ) 式中有關數據為： 對于有機材料摩擦片，在設計計算時，其摩擦系數可取μ=0.25。在本設計的校核公式中，取μ=0.25 對雙盤離合器Z=4 則： 1.854900= (π0.254)/12 P_0〖30〗^3 [1-〖0.585〗^3] 計算結果為： P_0=1.26kg/cm^2<[P_0]=1.75 kg/cm^2 即摩擦面上的單位壓力沒超出容許范圍。因此，上述各基本結構參數的選取合適。 四、從動盤 從動盤結構介紹 雙盤離合器的從動盤主要由摩擦片、從動鋼片及花鍵轂組成。從動盤對 離合器的工作性能影響較大，它是離合器零件中最薄弱的一環(huán)，因此在選擇其結構和摩擦材料時予以重視。 本設計中的雙盤離合器，其摩擦片與從動鋼片用鉚釘鉚接在一起，這種方法便于跟換摩擦片。由于雙盤離合器摩擦工作面較多，因而其本身就具有接合柔順的特點。在本設計中采用不帶場地減振器的結構。 該離合器的從動盤總成直接用鉚釘接在從動盤轂上。這種結構的優(yōu)點在于重量輕、結構簡單、制造方便。其缺點在于不能有效的避免汽車傳動系的共振，在緩和沖擊，減小噪聲，提高傳動系零件的壽命，改善汽車行駛的舒適性，使汽車平穩(wěn)起步等方面都比裝有減振器的從動盤差。因此，從改善離合器的工作性能方面來看，安裝帶扭轉減振器的從動盤在載重汽車上也將必然成為一種趨勢。 從動盤設計 從動盤是由從動鋼片固定在從動剛處上的摩擦片和從動盤轂等組成的。 設計從動盤時一般應滿足一下幾個方面的要求： 1)轉動慣量應盡量小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 2)應具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，減小磨損。 3)應裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 本設計任務是雙盤離合器，故可不考慮第三條。 1.從動鋼片的設計 設計從動鋼片時，要盡量減輕其重量，并使其質量的分布盡可能的靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。這是因為汽車行駛中進行換檔時，首先要分離離合器，從動盤的轉速必然要在變速器換檔的過程中發(fā)生變化，離合器從動盤轉速的變化將引起慣性力，而使變速器換檔齒間產生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與從動盤的轉動慣量成正比，因此為了減小轉動慣量，從動片一般都做得比較薄，通常是用1.3—2.0 mm厚的薄鋼板沖壓而成。為了進一步減少從動盤的轉動慣量，有時還將從動片外緣的盤形部分磨薄至0.65—0.10厚使其質量分布更加靠近旋轉中心。 在本設計中，離合器從動片采用2.0毫米厚的薄鋼板沖壓而成，其外徑可由摩擦面外徑決定，在這里取為325毫米，其內徑由從動盤轂的尺寸選定，這將在以后的設計中取得。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷，因此，在從動鋼片上沿徑向開有幾條切口。 該離合器為雙盤離合器，故其從動片做成不具有軸向彈性的結構，這是由于雙盤離合器的工作摩擦面較多，接合過程柔和，不需軸向及周向減振。如果離合器做成軸向彈性的其后果是大大地增加了踏板的自由行程（或縮小離合器的傳遞裝置的傳動比而使踏板操縱力增大）。才能保證離合器分離徹底。顯然，這些都不利于離合器的操縱，故其從動片不做成具有軸向彈性的。 在本設計中參照解放CA10B及解放CA141用離合器都有關結構圖冊，從動盤材料選為50鋼，通過沖壓加工制成，硬度為熱處理HRC40—50。 改從動片結構如圖3—2中所示（圖中尺寸不適用于本設計）,有關尺寸可參照圖3—2中所示結構的尺寸進行選取，參看設計圖紙。 從動盤轂的設計 從動盤轂是裝在變速器第一軸前端的花鍵上的，目前一般都采用齒測定心 的矩形花鍵，花鍵之間為動配合，以便在離合器分離和接合過程中從動盤轂能在軸上自由移動。 本離合器設計中的從動盤轂花鍵也采用齒測定心的矩形花鍵。 在設計從動盤轂花鍵時，可根據從動盤外徑和發(fā)動機的扭矩來選取。 在本設計中，按從動盤外徑來選取從動盤花鍵轂花鍵的有關尺寸，由圖標GB1144—74，可得： 花鍵齒數 n=10 花鍵外徑 D^’ =40mm 花鍵內徑 d^‘=32mm 齒厚 b=5mm 有效齒長 L=40mm 允許擠壓應力 [δ]=107kg/cm^2 從動盤轂一般都由中碳鋼制造而成，并經調質處理其擠壓應力不應超過200kg/cm^2. 本從動盤轂的材料選用40Cr。 為了保證從動盤轂在變速器第一軸上滑動時不產生偏斜，而影響離合器的徹底分離，從動盤轂的軸向長度不宜過小，一般去其尺寸與其花鍵外徑大小相通，對在嚴重情況下工作的離合器，其長度更大，可達花鍵外徑的1.4倍。 花鍵尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵損壞的主要形式是表面受力而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算，如應力偏大則可適當增加花鍵轂的軸向長度。 花鍵擠壓應力計算公式如下： δ_壓=P/nhl 式中： P—花鍵齒側面壓力，公斤 n—花鍵的齒數 h—花鍵齒工作高度 L—花鍵有效長度 其中： P= (4M_emax)/(D^+d^ )Z Z—從動盤轂的數目 D^—花鍵外徑，厘米 d^—花鍵內徑，厘米 且： h=1/2 (D^-d^ ) 代入數據，則： P=1361（kg） h=0.4（cm） 則： δ_壓=85.07 該花鍵轂花鍵的允許擠壓應力[δ]=107kg/cm^2. 所以： δ_壓=78.13 kg/cm^2< [δ] 因而，該從動盤轂花鍵的尺寸選取適用。從動盤轂的結構及有關尺寸參照解放CA10B用離合器花鍵轂可確定其結構。如圖3—3中所示，其工作圖可見設計圖紙。 由上圖中有關尺寸，可知從動鋼片的內徑為50mm。 3.摩擦片的材料選擇 摩擦片的工作環(huán)境是比較惡劣的，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據汽車的使用條件，摩擦片性能應滿足一下幾個方面的要求： 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。 2) 有足夠的機械強度與耐磨性。 3) 密度要小，以減小從動盤轉動慣量。 4) 熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出的粘合劑少，無味，不易燒焦。 5)磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面。 6)接合時應平順而不產生“咬合”或“抖動”現象。 7)長期停放后，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現象。 離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屬陶瓷 摩擦材料。 石棉基摩擦材料具有摩擦因數較高(大約為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、單位壓力、滑磨速度的影響大，目前主要應用于中、輕型貨車中。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，所以現在正以玻璃纖維、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，主要用于重型汽車上。 摩擦片與從動片的連接方式有鉚接和粘接兩種。鉚接方式連接可靠，更換摩擦片方便，適宜從動片上裝波形片，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，且使從動盤難以裝波形片，無軸向彈性，可靠性低。 本設計中，選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。 4.摩擦片不平度的檢查 為保證離合器在工作過程能分離徹底，因此，對從動盤總成的工作面平面度有一定的要求。因而應對摩擦片的平面度進行檢查。具體方法如下： 將摩擦片放在平板上，每隔〖90〗^0各放一個重3kg的負荷（底面直徑為2cm），負荷底面放在離合器片的圓環(huán)中心線上，然后以厚薄規(guī)測定間隙值。測定一次后，所有負荷轉過〖45〗^0后再測定一次。所測定的任何一點的數值都不得超過規(guī)定的數值（本設計為0.3mm） 五、壓盤的設計 壓盤傳力方式的選擇 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機扭矩時，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，但這種連接方式應允許壓盤在離合器分離過程中應能自由的做軸向運動。常用的連接方式有多種。 在前面離合器結構探討過程中，本設計中的離合器壓盤的傳力方式采用了圖2—5c所示的銷子傳動，按圓周布置6個傳力銷，其尺寸參照東風CA140銷子尺寸初選為： 傳力銷 φ〖18.5〗_(-0.084)^0 壓盤傳力銷孔 〖φ19〗_0^(+0.07) 傳力銷中間壓盤。壓盤，飛輪及離合器蓋連接在一起，起定心、傳扭等作用。在離合器接合和分離時，壓盤和中間壓盤能在銷子上沿軸線方向自由移動，保證離合器平順及分離徹底。 壓盤的結構形狀除與傳力方式有關外，還與壓緊方式和分離方式有關。在本設計中，采用的壓緊方式為沿周向分布的圓柱螺旋彈簧，由該種離合器傳力方式的特點及為壓盤制造方便，因而在壓盤上不采用鑄出圓柱形凸臺作為彈簧的導向座，而采用另外加工的彈簧座圈（采用08鋼板1.2制成）作為彈簧的導向座，同時，為了反正壓盤工作溫度過高引起彈簧工作性能的下降，在壓盤上用螺釘固定有一石棉合成物制成的隔熱環(huán)（其尺寸參照解放車用離合器絕熱環(huán)尺寸確定）。 離合器壓盤的分離由分離杠桿和分離桿螺釘（其形狀見圖3—5）來實現。 離合器中間中間壓盤的分離在本設計中采用中間主動盤撐持彈簧（見圖3—6）和離合器調整螺釘（見圖3—7）（在調整螺釘上還具有鎖緊裝置和彈簧）。 由以上分析可知，離合器壓盤和中間壓盤皆可做成盤狀，在壓盤上還應鑄出分離螺釘孔、傳力銷孔、中間壓盤限位螺釘（即調整螺釘）孔和絕熱環(huán)螺紋孔等，在中間壓盤上傳力銷孔和撐持彈簧凹座。 壓盤幾何尺寸的確定 由于摩擦片的尺寸在前面已經確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。參照解放車壓盤及中間壓盤的尺寸該壓盤及中間壓盤的內外徑可確定為： 外徑 380mm 內徑 170mm 這樣，壓盤及中間壓盤的尺寸最后歸結為確定其厚度。 離合器壓盤及中間壓盤的厚度確定的依據主要有一下幾點： 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肋或鼓風肋，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。 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以及與離合器的徹底分離。 鑒于以上原因，壓盤（特別是中間壓盤）一般都做得比較厚，一般不小于10mm。 在設計中，初步確定該離合器壓盤及中間壓盤的厚度均為15毫米。 在初步確定壓盤厚度以后，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〗^0 C.若溫升過高，可適當增加壓盤及中間壓盤的厚度。 校核計算的公式： τ^0=(γL)/(427CG_壓 ) 式中： τ^0—溫升，(_^0)C L—磨滑功，公斤*米 ?！峙涞綁罕P上的磨滑功所占的百分比； 雙盤離合器壓盤 Y=0.25 雙盤離合器中間壓盤 Y=0.50 C—壓盤的比熱；對鑄鐵壓盤，C=0.115千卡/公斤*度 G_壓—壓盤質量，公斤 在本設計中對壓盤及中間壓盤溫升進行校核時，由于有許多條件都不知道，因而無法進行計算。故在此假設所選的壓盤及中間壓盤的厚度合適。 3)與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡。 4)壓盤高度尺寸(從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。 （三）壓盤和傳力銷的材料選擇 壓盤形狀一般都比較復雜，而且還要求耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數，故通常用灰鑄鐵造而成，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應不低于1.6。為增強其機械強度，還可另外添加少量的合金元素（如鎳、鐵錳合金等）。本設計用材料為3號灰鑄鐵JS—1，工作表面光潔度取為1.6。 傳動銷材料在本設計中采用35鋼（中碳鋼），為了提高表面耐磨性能，進行了滲碳處理，其硬度為HB241—285，其結果選用CA10B傳動銷形狀。如圖3—8所示： 傳力銷的強度校核 根據前面選擇的傳動銷結構，壓盤、中間壓盤、摩擦片及從動片的厚度等， 傳動銷的結構尺寸可確定如圖3—9所示： 根據上圖中所定尺寸進行傳動銷的強度校核，再參看圖3—10，傳動銷同時承受著由著Q^ 〖.Q〗^"所引起的彎曲應力和力P（接合時的彈簧壓力）所引起的拉升壓力。此外，傳動銷表面在寬度S_1。 S_2（即壓盤厚度）的范圍內還受力Q^ 〖.Q〗^"的擠壓作用。 由《機械設計手冊》中可查得35鋼的剪切許用應力[τ]=80MPA,許用比壓[P]=40MPa。 其有關強力校核如下： 拉彎復合應力： 作用的傳動銷上的力： Q^‘=M_emax/(2μRn) Q^"=M_emax/(4μRn) n—傳力銷數目 Rn—力Q^‘ 和Q^"的作用半徑 在本設計中： M_emax=4900公斤*米 n=6 由所選壓盤結構及參照CA10B用雙盤離合器有關零件工作圖得： Rn=(325/2)+(18.5/2)+1=172.75mm=0.1727m 則： Q^‘=23.6kg Q^"=11.8kg 傳動銷根部的彎曲應力為： δ_彎=M_B/Ω_B =(M_emax (2αb))/(4Rnn0.1d^3 ) 式中： a,b—力Q^‘ 和Q^"的作用臂，厘米 d—傳動銷緊固端直徑（根部直徑），厘米 由圖3—9及上面有關零件的值，可得如圖3—10中所示尺寸，即： a =1.65cm b=4.05cm d=1.40cm 則： δ_彎=304.2kg/cm^2 傳動銷的拉伸應力為： δ_拉=4P/(πd^3 n) 式中： P—接合時彈簧產生的壓緊力，公斤; P=P_0F 由已知數據： P_0=1.26 kg/cm^2 F=546cm^2 則： P=688公斤 代入拉伸應力公式，得：δ_拉=74.5 kg/cm^2 故傳動銷的復合應力： δ_合=δ_彎+δ_拉=37.13MPa 則： δ_合 =37.13MPa<[τ] b)傳動銷的擠壓應力: 〖δ^‘〗_擠=Q^/(S_1 d_1 ) kg/cm^2 〖δ^"〗_擠=Q^"/(S_2 d_1 ) kg/cm^2 式中： d—傳動銷直徑，厘米 S_1，S_2—作用寬度，厘米 由前面計算部分可知： d_1=1.85cm S_1=S_2=1.5cm 則： 〖δ^‘〗_擠=0.85MPa<[P] 〖δ^"〗_擠=0.425MPa<[P] 由此可知，該傳動銷的所受拉彎復合應力及擠壓應力都未超過材料允許的要求，即傳動銷的強度滿足使用要求。因而傳動銷的尺寸選擇合適。 六、離合器蓋設計 離合器蓋一般都和飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分扭矩。此 外，它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支承殼體。因此，在設計中應特別注意一下幾個問題： （1)應具有足夠的剛度，以免影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，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。 因此，為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用2.75毫米厚的08鋼板，經沖壓加工制成。 （2)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。 （3)蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 （4)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口，將離合器制成特殊的葉輪形狀，或在蓋上加設通風扇片等，用以鼓風。 由于本設計選用的是傳動銷傳動方式，因而，離合器蓋通過傳動銷與飛輪連接在一起，傳遞一部分發(fā)動機扭矩，其對中性則就由六個傳動銷來保證。 七、離合器分離裝置的設計 (一)分離桿的設計 在離合器分離和接合過程中，踏板與壓盤之間的運動聯系最后由分離杠桿不定期實現。本設計采用的是周置彈簧的壓緊機構，共采用了6個分離杠桿，沿周方向均分布。 在前面離合器結構探討中，該離合器分離杠桿采用了圖2—6c所示的分離杠桿結構型式。該分離杠桿采用鋼板沖壓而成，加工比較簡單，而且調整螺桿在分離杠桿的外端，調整也比較方便。但由于分離杠桿的中間支承在離合器蓋的窗口上，支承處的結構面積較小，容易磨損，而且磨損后，分離杠桿的位置會產生移動，工作時就會發(fā)出響聲。另外，調整螺釘在分離杠桿外，加大了壓盤尺寸，使離合器重量增加。 進行分離的尺寸設計時，應注意一下幾個問題： 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。 為了加大剛度，在分離桿上設置了加強筋。 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。 在本設計中，為了避免分離杠桿產生運動干涉，在結構中設置了相應措施： 由于分離杠桿是通過分離螺釘與壓盤相聯系的，因而運動干涉問題就出現在分離杠桿與分離螺釘的鉸接處，為了克服運動干涉現象的發(fā)生，分離杠桿上的鉸接孔做得比分離螺釘直徑要大，同時，在分離杠桿與分離螺釘連接處采用了一個自動調節(jié)墊圈（形狀如圖3—11所示）。這樣，在離合器分離時，在自動調節(jié)墊圈的作用下，鉸接處的分離杠桿就可產生一個繞支點作圓弧運動的運動量，從而可以避免產生干運動干涉。 3)分離杠桿內端高度應能調整，使各內端位于平行于壓盤的同一平面，其高 度差不大于0．2mm。 4)分離杠桿的支承處應采用滾針軸承、滾銷或刀口支承，以減小摩擦和磨損。 5)應避免在高速旋轉時因分離杠桿的離心力作用而降低壓緊力。 6)為了提高通風散熱能力，町將分離杠桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風。 分離杠桿主要有鋼板沖壓和鍛造成形兩種生產方式。 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的碳素彈簧鋼絲。 分離桿的材料和熱處理 分離桿一般由低碳鋼（08）沖壓或由中碳鋼（35）鍛造而成。 在本設計中，分離杠桿采用4毫米厚的08鋼板經沖壓加工而成，為了提高 耐磨性能，表面進行了氰化處理，層深0.15—0.3毫米，硬度HRC58—63. 該分離桿結構如圖3—12所示（圖中尺寸不使用與本設計）。 （二）離合器分離套筒和分離軸承的設計 分離軸承在工作中主要承受軸向力。當然，分離離合器時，由于分離軸承的旋轉，在離心力的作用下，它同時還承受徑向力。因此，在離合器中采用的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承。由前面離合器結構探討可知本設計中采用徑向止推軸承。 分離軸承的內圈壓配在分離套筒上，而分離套筒則裝在變速器第一軸承蓋的軸徑上，可自由移動。在離合器處于接合狀態(tài)時，分離軸承的端面與分離桿的內端之間應留有間隙3—4毫米，以備在摩擦片磨損情況下，不致妨礙壓盤繼續(xù)壓緊從動盤總成，以保證可靠地傳遞發(fā)動機扭矩。這個間隙反映在踏板上為一段自由行程。 在本設計中，由前面選擇的從動盤轂花鍵的尺寸（外徑40毫米，內徑32毫米），這與解放列車用雙盤離合器的從動盤轂的尺寸相差不大，因而可以選用解放列車用雙盤離合器的分離軸承。 分離軸承必須進行潤滑，本設計采取的潤滑方式為定期潤滑。在分離套筒上開有用來注潤滑的缺口，而在離合器殼上裝有注油環(huán)，并用軟管通到分離套筒的缺口處，在分離套筒內還有一定空間供存潤滑油。為了保存潤滑油并防止它飛濺到離合器摩擦片上，分離軸承外圈包有薄鋼板沖壓而成的防護罩。 本設計也采用這種潤滑方式，且外，在分離套筒內還裝有氈圈以供保存潤滑油。分離套筒與變速器第一軸軸承蓋軸頸之間為動配合，一般也都是定期進行潤油用。 由前面探討可知，該離合器花鍵尺寸相差不大，為使設計、制造簡單，因而該分離套筒可選用解放車用的分離套筒，結構及有關尺寸如圖3—13所示： 在軸承的設計過程中，應對其使用壽命和承載能力等進行校核計算。在本設計中由于考慮到該分離軸承的工作條件比較理想，以及每次分離離合器的接觸時間也不太長。因而對該項校核工作不予考慮，即認為所選取的軸承型號能適應各個方面的要求。 離合器軸前端的支承軸承根據有關資料及參照解放車用離合器，選用型號為206.其潤滑方式為：在曲軸中開有油孔，引出壓力稀油進行潤滑，為了防止?jié)櫥惋w濺到摩擦片上，在軸承處設有擋圈。 八、離合器壓緊彈簧的設計 由前述設計可知，本設計的壓緊裝置是沿壓盤圓周分布的圓柱螺旋彈簧。 （一）結構設計要點 壓緊彈簧沿著離合器圓周分布時，通常采用圓柱螺旋彈簧，螺旋彈簧的兩端拼緊并磨平（見圖3—14）。這樣可使彈簧的兩端支承面較大，各圈受力均勻，且彈簧的垂直度偏差較小。 為了保證離合器摩擦片上有均勻的壓緊力，螺旋彈簧的數目一般不得少于6個，而且應該隨著摩擦片的外徑的增大而增加彈簧的數目。此外，在布置螺旋彈簧時要注意分離杠桿的數目，使彈簧均布分離桿之間，即彈簧的數目是分離桿數的倍數。 在設計螺旋彈簧時，應根據摩擦片的外徑D，選定彈簧的數目，同時還必須考慮到彈簧數目Z分離桿數n的關系，即Z=C*n（其中Z—任意正整數）。 本設計中摩擦片外徑D=300毫米，根據上表，則彈簧數目為12—18個，但考慮到該離合器分離桿為6個，且彈簧數目應為分離杠桿數的整數倍。因而選取彈簧數目為： Z=12 再根據離合器工作總壓力P_∑=P_0 F 式中： P_0—摩擦片上單位壓力，kg/cm^2 F—摩擦片單面面積，cm^2。 由前面計算可知：P_0=1.26 kg/cm^2 F=546 cm^2 則： P_∑=P_0 F=1.26*546=688kg 每一彈簧的工作壓力P的計算公式為： P=P_∑/Z 代入有關數據則得： P=P_∑/Z=688/12=57.3kg 在離合器彈簧設計上，周置彈簧每一個的工作壓力P應不超