螺旋弹簧离合器 设计说明书

目录

引言 (1)

1汽车离合器 (2)

1.1离合器的基本组成和分类 (2)

1.2 离合器的功用 (3)

1.3设计要求 (3)

2摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择 (4)

2.1 摩擦片外径及其它尺寸的确定 (4)

2.1.1摩擦片外径D (4)

2.1.2摩擦片内径d (4)

2.1.3摩擦片厚度h (5)

2.1.4校核离合器所选尺寸 (5)

3离合器零件的结构选型及设计计算 (7)

3.1从动盘总成 (7)

3.1.1从动片 (7)

3.1.2从动盘毂 (7)

3. 2 压盖和离合器盖 (9)

3. 2. 1 压盘设计 (9)

3. 2. 2 离合器盖的设计 (12)

3. 3 离合器分离装置的设计 (13)

3. 3. 1 分离杆 (13)

3.4 圆柱螺旋弹簧设计 (15)

3．4．1 结构设计要点 (15)

3．4．2 弹簧的材料及许用应力 (16)

3．4．3 弹簧的计算 (16)

3．4．4 离合器的平衡 (19)

4．参考文献 (20)

1汽车离合器分析

1．1 离合器的基本组成和分类

离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，它的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行使过程中，驾驶员可根据需要踩下离合器或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离或逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。其构造如图1－1所示，一般由主动部分（飞轮、离合器盖、压盘）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）、分离机构（分离拉杆、分离叉、分离套筒、分离轴承、分离杠杆等）和操纵机构（离合器踏板）五大部分组成。

摩擦离合器按从动盘的数目分为：单片离合器和双片离合器；按压紧弹簧的结构形式分为：螺旋弹簧离合器和膜片弹簧离合器。

图1－1 离合器结构示意图

1．2 离合器的功用

离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。其主要作用：

①.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；

②.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；

③.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；

④.有效地降低传动系中的振动和噪声。

1．3 汽车离合器设计的基本要求

在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件以及“三化”（系列化，通用化，标准化）要求等，合理选择离合器的结构。

在离合器的结构设计时必须综合考虑以下几点：

①.在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，

又能防止过载。

②.接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。

③.分离时要迅速、彻底。

④.从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小

同步器的磨损。

⑤.应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。

⑥.避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。

⑦.操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。

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，

保证有稳定的工作性能。

⑨.具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。

⑩.结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。

2 摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择

2．1 摩擦片外径及其它尺寸的确定

2．1．1 摩擦片外径D

摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命。它和离合器所需传递的转矩大小有一定的关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩max T （N· m ）来选定D 时，可根据公式

A

T D e max

100= (2-1)

式中D ——摩擦片外径，mm

max

T ——发动机最大转矩，N· m

A ——和车型及使用情况有关的系数，小轿车A ＝47；一般载货汽车A ＝36（单片）

或A ＝50（双片），取A ＝50.

所给题目中的最大转矩为303.8 N· m ，则摩擦片外径为

49.24650

8.303100

==D

按照我国摩擦片尺寸标准，由表2－1最终选定摩擦片的尺寸为D ＝280 mm 。 2．1．2 摩擦片内径d

摩擦片的内径d 不作为一个独立的参数，它和外径D 有一定的关系，用比值C '来反映，定义为

D

d C =

' (2-2)

比值C '关系到从动片总成的结构设计和使用性能。增加C '有利于离合器的散热和减少摩擦片内外缘滑磨速度差。但是，过分增加C '会使得摩擦片面积减小，影响其传递转矩的能力。按照目前的设计经验，

7.0~53.0='C

一般说来，发动机转速越高，C '取值越大。由离合器摩擦片的尺寸系列和参数表2－1取得589.0='C ，内径d ＝165 mm 。

表2－1离合器尺寸系列和参数

2.1.3 摩擦片厚度h

对摩擦片的厚度h ，我国已规定了3种规格：3.2 mm ，3.5 mm 和4 mm 。根据离合器摩擦片的尺寸系列和参数表2－1，取厚度h ＝3.5 mm 。

综上所述，选取摩擦片外径D ＝280 mm ，内径d ＝165 mm ，厚度h ＝3.5 mm ，C '＝0.589.

2.1.4 校核离合器所选尺寸

离合器尺寸的校核可用如下公式 )1(12

3

3

3max D d

ZpD T T e C -=

=μπ

β （2－3）

式中 D ——摩擦片外径，mm ； d ——摩擦片内径，mm ； p ——单位压力，MPa ；

Z ——摩擦片工作面数，单片为2，双片为3； max e T ——发动机最大转矩，N· m ； β——离合器后备系数；

C T ——离合器的转矩容量，N· m 。

后备系数β是离合器一个重要的设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择β时应考虑以下几点：

1) 为可靠传递发动机最大转矩，β不宜选取太小；

2) 为减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大； 3) 当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；

4) 当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些； 5) 汽车总质量越大，β也应选得越大；

6) 发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些； 7) 螺旋弹簧离合器选取β值可比膜片弹簧离合器大些； 8) 双片离合器的β应大于单片离合器；

9) 不同车型的β值应在一定范围内，最大范围β为1.2～4.0.

综上所述，由于采用的是螺旋弹簧，基本上在公路上行使，取β＝2.4，摩擦系数μ＝0.3，max T ＝729.12N.m ，外径D ＝280mm ，内径d ＝165mm ，代入（2－3）得：

])280

165(

1[28.033.012

8.3034.23

3

-?????=

?p π

可得p ＝0.249MPa

单位压力p 在容许的范围内，因此所选择的离合器尺寸。参数合理。

3 离合器零件的结构选型及设计计算

3．1 从动盘总成

从动盘有两种结构形式：带扭转减振器的和不带扭转减震器的，本次设计中选取的是不带扭转减振器的从动盘，其结构简单、重量较轻，从动盘中的从动片直接铆在从动盘毂上。

按从动盘数可分为单片离合器、双片离合器和多片离合器，单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底、接合平顺。双片离合器传递转矩能力较大，径向尺寸较小，接合平顺。但中间压盘通风散热不良，分离不够彻底。多片离合器主要用于行星齿轮变速器换档机构中，它具有接合平顺柔和、摩擦表明温度较低、磨损较小，使用寿命长的优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。根据课题及参照同类产品，本次设计选取双片离合器。

从动盘由从动片、摩擦片和从动盘毂等3个基本部分组成。

3．1．1从动片

设计从动片时应满足以下要求：1、设计时要尽量减少其重量，并使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量；2、为了使离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。

采用具有轴向弹性的从动片结构比较复杂，此外由于轴向弹性需要增加分离行程才能保证离合器的彻底分离。因此在一些情况下（如双片离合器），从动片采用刚性的更有利。根据题目要求，本次设计选取的从动片不做成具有轴向弹性的。这首先是因为双片离合器的接合过程本身就比较平顺；其次，若双片离合器从动片做成弹性的，其结果是要大大增加踏板的工作行程（或是要缩小离合器传动装置的传动比而使踏板操纵力增大），才能保证离合器的分离彻底。显然，这些都不利于离合器的操纵。

无论何种从动片都要保证其结构形状的热稳定性，防止翘曲变形，以免摩擦面片压力不均。

根据经验，参照同类产品，选取从动片的材料为50热处理HRC40～50，外径为280mm。3．1．2从动盘毂

发动机转矩是从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式，目前都采用齿侧定心的矩形花键。花键之间为

动配合，这样，在离合器分离和结合过程中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动。

为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动不产生歪斜，影响离合器的彻底分离，从动盘毂的轴向长度不宜过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在艰难情况下工作的离合器，其盘毂的长度更大，可达花键外径的1.4倍。 1． 从动盘毂花键尺寸选择

根据GB1144－1974选定从动盘毂花键尺寸系列表3－1选取其尺寸入下：从动盘外径D ＝280mm ，发动机转矩C T ＝303.8 N· m ，花键齿数n ＝10，花键外径D '＝35mm ，花键内径d '＝32mm ，齿厚b ＝4mm ，有效长度l ＝40mm ，挤压应=σ12.7MPa 。

表3－1 从动盘毂花键尺寸系列

摩擦片与从动片之间有两种紧固方法：铆接法和粘接法，本次设计中选取铆接法，其优点是可靠及磨损后换装摩擦片方便。 2． 从动盘毂花键的强度校核

①花键齿的侧面压力

Z

d D T P

e )(4m

a x

'+'=

（3-1）

式中Z ――从动盘毂的数目。

因此 N

P 7.90682

10

)3235(8.30343

=??+?=

-

②挤压应力

n h l

P =

挤σ （3-2）

式中h ――花键齿的工作高度，m ，2)(d D h '-'=。

因此 201.1510

4010

)2

3235(

107

.90683

3

≤=???-?=

--挤σMPa

所以符合要求。

根据经验、参照同类产品，选取从动盘摩擦材料为石棉基摩擦材料。采用它的原因是，一方面石棉有良好的耐热性能，而另一方面它又得到铜丝或锌丝的加强，可以说是一种性能比较良好的摩擦材料. 3．2 压盖和离合器盖 3．2．1 压盘设计

压盘的设计包括传力方式的选择及其几何尺寸的确定两个方面。 1．压盘传力方式的选择

压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮有一定的联系，但这种联系又应允许压盘在离合器分离过程中能自由地做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。压盘和飞轮间常用的连接方式有：凸台式、键式、销式。在双片离合器中一般都采用综合式的连接方法，即中间压盘通过键，压盘则通过凸台。还可以用销子传力。

根据经验、参照磁品，采用6个传力销将飞轮与中间压盘、压盘连接在一起。传力销的尺寸为0

084.05.18-φ，压盘上的传力销尺寸为07

.00

19+φ。传力销的材料为中碳钢（35号钢），压盘材料为灰铸

铁。

2．传力销的强度校核

图3-1 传力销的受力图

由图3-1可知，传力销同时承受由力Q '、Q ''所引起的弯曲应力和P （接合时的弹簧压紧力）引起的拉伸应力。此外，传力销表面在宽度1S 与2S 的范围内还受其Q '和Q ''的挤压作用。其强度校核如下。 1） 拉弯复合应力

① 作用力

n e nR T Q 2max =

' （3-3）

n

e nR T Q 4max ='' （3-4）

式中max e T ――发动机最大转矩，N· m ； n ――传力销数目；

n R ――力Q '和Q ''的作用半径，m 。

因此 4.15310

165628

.3033

=???=

'-Q N

7.7610

165648

.3033

=???=''-Q N ② 传力销的弯曲应力

3

m a x 1.04)2(d

n R b a T W M

n e B B

?+=

=弯σ （3-5）

式中 B M ――弯矩，N· m ，n R b a T M n e B 4)2(max +=； d ――传力销根部直径，cm ；

B W ――传力销抗弯截面模量，3cm ；

b a ,――力Q '和Q ''的作用力臂，cm 。

因此，49.810

5.181.065.1374)5.29112(8.3039

3

=?????+??=

-弯σMpa<530][=b σMPa

③传力销的拉伸应力

n

d P

2

4πσ=

拉 （3-6）

因此 5846

10

5.1814.37851246

2

=?????=-拉σMPa

④传力销的复合应力

拉弯合σσσ+= （3-7）

因此 合σ=7.49+5.84=13.33 MPa

2) 传力销的挤压应力

100

11?'='d S Q 挤

σ（MPa ） （3-8）

100

12?''=''d S Q 挤

σ（MPa ） （3-9）

式中，1d ――传力销的直径，cm ；

2

1，S

S ――作用宽度，cm 。

因此 95.6634100

5.18101512

.1846

???='-挤

σMPa 48.3307100

5.18101506

.926

=???=''-挤σMPa 经校核，传力销的强度符合要求。 3．压盘几何尺寸的确定

在摩擦片的尺寸确定后与它摩擦相接触的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸归结为如何去确定它的厚度。

压盘厚度的确定主要依据以下两点：①压盘应具有足够的质量；②压盘应具有较大的刚度。因此，压盘一般都做得比较厚（一般不小于10mm ），而且在内缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的凸起。此外，压盘的结构设计还应注意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔。

根据经验、参照同类产品，本次设计选取的压盘外径为330mm ，内径为163mm ，厚度

为15mm ，材料为3号灰铸铁。 4．滑磨功的计算

离合器滑磨的严重程度常用滑磨功的大小来衡量。它指的是离合器在接合过程中有多少机械能变成热能。离合器的滑磨功越大，意味着变成热能的数量越多，那么零件的发热和磨损也就越严重。计算公式如下：

200.5a L J ω= (3-10) 2220/a a k k J m r i i = (3-11) 式中 a J ――汽车整车质量转化相当的转动惯量，㎏·㎡2

0ω――离合器开始滑磨时的发动机角速度，()02/60n rad ωπ=； a m ――汽车总质量，Kg ； k r ――车轮滚动半径；

0i ――主传动比； k i ――变速器传动比。

根据经验、参照同类产品，选取轮胎规格为9.00－20，则0i =7.63，k i =6.24，

k r =475mm ，a m =8025kg 。

因此 80.063

.724.610

475

80252

2

6

2

=???=

-a J ㎏·㎡

4

2

1049.4320060280.05.0?=??

? ?????=πL ㎏·㎡

3．2．2 离合器盖设计

离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。在设计时应特别注意以下几个问题：

① 刚度问题

离合器分离杆支承在离合器盖上，如果盖的风度不够，则当离合器分享时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时可能导致分享不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换档困难。

② 通风散热

为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开许多通风窗口。

③对中问题

离合器盖内装有压盘、分离杆、压紧弹簧等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。

对中方式常用的有以下两种：一是用止口对中，铸造的离合器盖以外圆与飞轮上的内圆止口对中。二是用定位销或定位螺栓对中。

3．3 离合器分离装置的设计

3．3．1 分离杆

1）分离杆结构型式的选择

在离合器分离和接合的过程中，踏板与压盘之间的运动联系最后的环节为分离杆。周布螺旋弹簧离合器的分离杆数目一般采用3～6个。分离杆的结构型式与压紧弹簧的类型有着密切的关系。本次设计选用的是周布弹簧离合器，采用6个分离杆。

在沿圆周分布的圆柱螺旋弹簧离合器中常见的分离杆结构有以下几种类型，如图

3-2所示。

图3－2 分离杆结构

图3-2（a）是锻造后经加工制成的。与图中其他三种结构相比，它的加工量最大，结构也比较复杂。

图3-2（b）所示是一些重型汽车上采用的结构。分离杆也是锻制的。由于铰链处全部采用了滚针轴承，因此具有摩擦损失小、传动效率高的优点。另外它的调整螺母在离合器上，所以调整也比较方便。

图3-2（c）中，分离杆由钢板冲压而成，加工比较简单，而且调整螺钉在分离杆外

端，调整也比较方便。

图3-2（d）所示的是中小型汽车上采用的结构。这种被称为摆动块式的分离杆也是由钢板冲压而成的，结构简单。分离杆在压盘上的支承方式也很简单。此外它还具有磨损小、调整方便等优点，所以目前在中小型汽车上采用很多。

综上所述，根据经验、参照同类产品，选择图3-2（c）所示的分离杆结构，由低碳钢板（08钢板）冲压而成。

2）分离杆设计

分离杆设计时应注意如下几个问题：

①分离杆要有足够的刚度

在分离离合器时，分离杆要承受很大的力，如果刚度不够，会引起较大的变形，这不仅要降低离合器操纵机构的传动效率，甚至还可能出现离合器分离不彻底。因此在结构设计时，一定要设法增加分离杆的刚度，提高其抗弯曲的能力，以减少在受力时的变形。从图2-2所列举的结构中可以看到，分离杆都有加强筋。

②分离杆的铰接处应避免运动上的干涉

分离离合器时，压盘沿其轴线做平行移动，分离杆与压盘的铰接点也跟着压盘一起平移。与此同时，这个铰接点还必须绕分离杆的中间支点作圆弧运动。显然，同一个点同时做两种运动是不可能的，这就是所说的运动干涉现象。为了避免这种运动干涉，保证离合器能顺利分离，在分离杆铰接处的结构上必须采取相应的措施。

在图2-2（c）结构中，分离杆的支撑叉与离合器的连接处采用了带球面的调整螺母，而且支撑叉与离合器盖的孔之间还留有间隙。与图2-2（b）相比，其活动支点不在中间而是在分离杆外端与压盘的铰接处。这样，在离合器分离时，支撑叉可在离合器盖的孔中摆动，以避免分离杆的运动干涉。

③分离杆内端的高度可以调整

为了保证在离合器分离时分离轴承能同时压紧所有的分离杆，使每个分离杆的受力均衡，并使压盘不致产生歪斜，造成离合器分离不彻底和结合过程中离合器的抖动现象，要求各分离杆的内端必须在平行于压盘的同一平面上（其高度差一般不超过0.2mm）。

为了达到这个要求，分离杆在结构上都有相应的调整环节，我们是通过调整分离杆外端的高度来实现的。

④分离杆的铰接处应采用滚针轴承或刀口支撑

为了减少磨损和提高效率，分离杆的铰接处应采用滚针轴承或刀口支撑。

3．3．2 分离轴承及分离套筒

分离轴承在工作中主要承受轴向力。在分离离合器时，犹豫分离轴承的旋转，在离心力的作用下，它同时还承受径向力。所以在离合器中采用的分离轴承主要有径向推力轴承和推力轴承两种。径向推力类适用于高速、第轴向负荷的情况，而推力类则适用低速、高轴向负荷的情况。除此之外，在某些轻型汽车上还采用由浸油的碳和石墨混合压制而成的滑动止推轴承。

在以往的设计中，分离轴承在内圈通常压配在铸造的分离套筒上，而分离套筒则装在变速器第一轴轴承盖套管外轴颈上，可以自由移动，分离离合器时轴承内座圈不动，外座圈旋转。在离合器处于结合状态时，分离轴承的端面与分离杆的内端之间应留有间隙δ＝3～4mm ，以备在摩擦片磨损的情况下，分离杆内端后退而不致妨碍压盘继续压紧摩擦片，以保证可靠地传递发动机转矩。这个间隙反映在踏板上为一段自由行程。现在离合器操纵中常装有间隙自动调整装置，则δ＝0，踏板自由行程可减小。

因此，根据经验、参照同类产品，选取角接触球轴承，它能同时承受径向、轴向联合载荷，公称接触角越大，轴向载荷能力也越大。离合器分离轴承型号为：7011AC （?

α），外形尺寸为：内径D=55mm，外径D=90mm，宽度B=18mm。

=25

轴承套筒座是用尼龙和玻璃纤维材料模压成形，为例减轻摩擦磨损，制作时在套筒座中加有1%的二硫化钼，起着自润滑作用。套筒座的内孔开有矩形键槽，目的是减少滑动阻力，减缓来自变速器轴承盖套筒的振动，同时也起到通风散热和导屑的作用。

分离套筒上开有用来注润滑油的缺口，而在离合器壳上装有注油杯，并用软管（或硬管）通到分离套筒的缺口处，在分离套筒内还有一定的空间供储存润滑油。为例保存润滑油并防止它飞溅到离合器摩擦片上，分离轴承外圈包有薄钢板冲压成的防护罩。3．4 圆柱螺旋弹簧设计

3．4．1 结构设计要点

压紧弹簧沿着离合器压盘圆周布置时，通常都用圆柱螺旋弹簧。螺旋弹簧的两端拼紧并磨平，这样就可使弹簧的两端支撑面较大，各圈受力均匀，且弹簧的垂直度偏差较小。为了保证离合器摩擦片上有均匀的压紧力，螺旋弹簧的数目一般不得少于6个，而且应该随摩擦片外径的增大而增加弹簧的数目。此外，在布置圆柱弹簧时，要注意分离杆的数目，使弹簧均匀布于分离杆之间。因此，弹簧的数目Z应该是分离杆n的倍数，

即

n m Z ?=

式中m ——为任意正整数。

在设计圆柱螺旋弹簧时，应根据摩擦片D ，选定弹簧的数目Z ，并根据离合器工作总压力，确定每个弹簧的工作压力P ：

Z

P P ∑=

式中∑P ——工作总压力，N ；

Z

——离合器压簧的数目。

摩擦片外径为200～280mm 时，周布圆柱螺旋弹簧的数目一般为9～12个，故取

Z

=12.

设计上，每一个周布圆柱螺旋弹簧的工作压力P 应不超过1000N 。

周布压紧弹簧的外径通常限制在27～30mm 之间。这样，便于把同样的压簧装在不

同尺寸的离合器上。有的离合器厂，有时还把用得较多的一些弹簧的工作高度做成相同的尺寸，而用改变钢丝直径和工作圈数的办法，以获得弹簧不同压紧力，有利于压簧在不同的离合器上通用。

3．4．2 弹簧的材料及许用应力

离合器周布螺旋弹簧的钢丝直径一般在4mm 左右，由于其直径不大，周围环境的工作温度特也在正常范围之内，所以弹簧的材料大都选用65Mn 钢或碳素弹簧钢。碳素弹簧钢的特点是：价格低廉，原材料来源方便，钢中杂质较少，在相同表面状态及热处理条件下，它的疲劳性能他也不低于合金钢弹簧。锰弹簧钢与碳素弹簧钢比较，优点是：淬性好和强度高，脱碳倾向小，虽然它有过热敏感性和回火脆性的缺点，但锰弹簧钢价格便宜，原材料易得，故很适合于做离合器弹簧。 弹簧材料的许用应力[t]必须按照弹簧的工作特点来确定。 一般弹簧按工作特点及所受负荷的类型可分为3类 :

1类：受动载荷的弹簧；

2类：受静负荷或负荷均匀增加的弹簧； 3类：不重要的弹簧。

由于弹簧的许用应力受材料、负荷特点、制造工艺等因素的影响，因此要根据具体情况规定许用应力值。对于汽车离合器的压簧来说其符合状况介于1类和2类之间，按

照目前我国的工艺条件，一般推荐其许用应力][τ为800Mpa 左右。

离合器的压簧由于其簧丝直径较小，可用冷卷法制成，卷成后一般不再淬火处理，只需要低温回火以消除内应力。 3．4．3 弹簧的计算

已知摩擦片外径D =280mm ，压紧弹簧的数目Z =12，离合器的总压紧P =9420N 。弹簧的相关计算如下： 1）每一个弹簧的工作压力

78512

9420===

∑Z P P N

材料选用65Mn 钢 2）弹簧丝直径

]

[6

.11τC K P d '= (3-14)

式中，P =785N ，初选弹簧指数（旋绕比）C =6，曲度系数K '=1.25，选][τ=715Mpa ，代入上式得

60.4715

6

25.17856

.11=??=d mm

取钢丝标准直径

1d =4.5mm 3）由结构上确定弹簧的外径

1D =30mm

4）弹簧中径

1101d D D -=

因此 5.255.43001=-=D mm 5）弹簧指数（旋绕比）

1

01d D C =

因此 67.55

.45.25==

C

根据标准圆整为6. 6）实际的工作应力

21

8d

K PC πτ'

=

因此

74.74010

5.414.325.1678586

2

=?????=

-τMPa

初选弹簧刚度K =40N/mm 7）弹簧的工作圈数

K

D Gd i 3014

1

8=

式中，G ——材料的剪切弹性模数，对于碳钢：[]1

438.010~8.310G MPa =?? 。

取i =6.5 圈。 8）弹簧的实际刚度

f

P P i

D Gd K ?-=

=

max 301

4

1

8 (3-19)

对于离合器压簧来说，希望K 尽量小，一般K =45~20N/mm 。 因此42.405

.65.2585

.4103.83

4

4=????=K N/mm

9）弹簧的总圈数

5.1+=i n （3-20）

汽车离合器上一般采用5.1+=i n ,即每端3/4圈拧紧，并把端部钢丝磨薄至直径1/4.

因此 n =6.5+1.5=8圈 10）弹簧的工作变形

K P f = （3-21） 因此

42.1942

.40785==

f mm

11）弹簧的附加变形量

弹簧的附加变形量即为压盘的分离行程，对于单片离合器F =1.5~2.5；对于双片

离合器f ?=1.5～3.0。

因此取f ?=2.1mm 。 12）弹簧的自由高度

δi f f d n H +?++-=10)5.0( （3-22） 式中，弹簧最大负荷时的间隙δ=0.5～1.5 mm 。

因此 ()080.5 4.519.42 2.1 6.50.759.82H =-?+++?=mm 13）弹簧的工作高度

f H H -=0

因此 H =59.82-19.42=40.40mm 14）弹簧的最大负荷

P f K P +?=max

因此 88.8697851.242.40max =+?=P N

m ax P 为离合器彻底分离时的弹簧最大负荷，一般规定校核离合器分离时弹簧的最大

负荷 ()max 1.15 1.20P P ≤～

m ax P 较P

增加了，

11.1785

88.869max ==

P

P

因此符合规定要求。 3．4．4 离合器的平衡

为了保证离合器工作的平衡性，离合器的旋转零件和总成均进行静平衡，这对告诉发动机来说尤为重要。

压盘单件的平衡精度不低于15～20g·cm 从动盘总成的平衡度不低于35g·cm 离合器压盘的平衡精度不低于30～70g·cm

消除不平衡的办法：可在相应零件上钻孔（如在压盘的弹簧导向座上钻孔；或在压盘外圆上钻孔等），或加平衡块（一般加在从动盘上）。

离合器总成与飞轮的相应位置靠定位销来保证，最后还必须对离合器总成与曲轴飞轮一体进行动平衡。

5．参考文献

[1] 徐石安,肖德炳,刘惟信.离合器[M].人民交通出版社,1981

[2] 徐石安,江发潮.汽车离合器[M].清华大学出版社,2005

[3] 濮良贵,纪名刚.机械设计[M].高等教育出版社,2006

[4] 王望予.汽车设计[M].机械工程出版社,2006