螺旋弹簧离合器设计说明书

毕业设计
螺旋弹簧离合器
机械学院
王归尼
2010年6月
摘要
离合器装在发动机与变速器之间，汽车从启动到行驶的整个过程中，经常需要使用离合器。

它的作用是使发动机与变速器之间能逐渐接合，从而保证汽车平稳起步；暂时切断发动机与变速器之间的联系，以便于换档和减少换档时的冲击；当汽车紧急制动时能起分离作用，防止变速器等传动系统过载，起到一定的保护作用。

离合器类似开关，接合或断离动力传递作用，因此，任何形式的汽车都有离合装置，只是形式不同而已。

其结构是否合理，性能是否与整车匹配，直接关系到汽车的操纵性、动力性及经济性。

本论文主要研究离合器与整车的匹配性设计，具体内容做了以下几个方面：
（1）根据设计的要求完成了汽车的总体设计，并且对汽车的结构型式和主要参数进行了选择。

（2）对离合器的结构方案进行了分析对比，选择离合器形式。

（3）根据前面的汽车总体设计，对离合器基本尺寸、参数进行了选择。

（4）对离合器各零部件进行选型、匹配性设计和校核计算。

（5）对离合器操纵系统的设计。

通过对机械式操纵系统和液压式操纵系统特点的分析，并选取了液压式式操纵系统，对其进行了设计和尺寸计算。

关键词：离合器螺旋弹簧匹配
目录
第1章绪论 (1)
1.1汽车离合器的发展 (1)
1.2汽车离合器的作用 (2)
1.3汽车离合器的分类和结构原理 (3)
1.3.1汽车离合器的分类 (3)
1.3.2汽车离合器的结构原理 (4)
第2章汽车总体设计 (6)
2.1设计要求给出的参数 (6)
2.2汽车总质量的确定和型式选择 (6)
2.3汽车主要尺寸的确定 (7)
2.4汽车主要性能参数的选择 (8)
2.4.1动力性能参数 (8)
2.4.2燃油经济性参数 (8)
2.4.3汽车最小转弯直径 (9)
2.5发动机的选择 (9)
2.5.1发动机型式的选择 (9)
2.5.2发动机主要性能指标的选择 (10)
2.6轮胎选择 (12)
2.7本章小结 (12)
第3章离合器的工作特性和结构型式的选择 (14)
3.1离合器的工作特性 (14)
3.1.1离合器接合过程分析及滑磨功计算 (14)
3.1.2摩擦副的摩擦磨损特性 (15)
3.1.3离合器的热负荷 (16)
3.2离合器型式的选择 (17)
3.2.1周置弹簧离合器 (17)
3.2.2中央弹簧离合器 (18)
3.2.3膜片弹簧离合器 (18)
3.3本章小结 (18)
第4章离合器基本结构尺寸和参数的选择 (20)
4.1离合器转矩容量的确定 (20)
4.2基本性能关系式 (21)
4.3摩擦片外径的确定 (21)
4.4摩擦片后备系数的确定 (24)
4.5单位压力的确定 (24)
4.6摩擦片的一些约束条件 (25)
4.6.1最大圆周速度的约束 (26)
4.6.2单位摩擦面积传递的转矩的约束 (26)
4.6.3每次接合的单位摩擦面积滑磨功的约束 (27)
4.7本章小结 (28)
第5章离合器零部件的结构选型和设计 (29)
5.1从动盘选型设计 (29)
5.1.1从动片设计 (30)
5.1.2摩擦片的摩擦材料 (32)
5.1.3从动盘毂设计 (32)
5.2压盘和离合器盖 (34)
5.2.1压盘设计 (34)
5.2.2离合器盖的设计 (39)
5.3离合器分离装置 (39)
5.3.1分离杆设计 (39)
5.3.2分离轴承及分离套筒 (42)
5.4圆柱螺旋弹簧设计 (42)
5.4.1结构设计要点 (42)
5.4.2弹簧计算公式、材料及许用应力 (45)
5.5扭转减震器设计 (46)
5.5.1扭转减振器的结构选择、功用和工作原理 (47)
5.5.2扭转减振器的主要参数及相关计算 (49)
5.5.3减振弹簧的设计 (52)
5.5.4目前通用的从动盘减振器的局限性 (52)
5.6本章小结 (53)
第6章离合器操纵系统设计 (54)
6.1离合器踏板位置、行程和踏板力 (54)
6.5.1踏板位置 (54)
6.5.2踏板行程 (54)
6.5.3踏板力 (56)
6.2操纵系统周边工作环境和时间因素的影响 (57)
6.3离合器操纵系统 (57)
6.3.1机械式传动 (57)
6.3.2液压式传动 (59)
6.4助力器 (61)
6.5操纵传动的设计与计算 (61)
6.5.1操作系统传动比的计算 (61)
6.5.2液压传动各主要尺寸的确定 (62)
6.3.3油管设计要点 (64)
6.6本章小结 (64)
结论 (65)
致谢 (66)
参考文献 (67)
第1章绪论
1.1汽车离合器的发展
根据德国出版的2003年汽车年鉴，2002年世界各国114家汽车公司所生产的1864款乘用车中，手动机械变速器车款数为1337款；在我国，乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的26.53%；若考虑到商用车中更是多数采用手动变速器，手动挡汽车目前仍然是世界车款的主流（当然不排除一些国家或地区自动挡式车款是其主流产品）。

至于未来，考虑到传动系由MT向自动传动系过渡，采用AMT技术其产品改造较为容易，因此AMT技术是自动传动系统有力的竞争者。

可以说，从目前到将来离合器这一部件将会伴随着内燃机一起存在，不可能在汽车上消失。

在早期研发的离合器机构中，锥形离合器最成功。

他的原型设计曾在1889年德国戴姆勒公司生产的钢质车轮的小汽车上，它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。

采用锥体离合器的方案一直沿用到20世纪20年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比较容易，摩擦面易修复。

它的摩擦材料曾用过驴毛带、皮革带等。

那是也曾出现过蹄-鼓式离合器代替锥形离合器，其结构形式有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。

蹄-鼓式离合器用的摩擦元件为木块、皮革带等，蹄-鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。

无论锥形离合器或蹄-鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动见根本无法分离的自锁现象。

现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。

多片离合器最主要的优点是，在汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。

早起设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一青铜盘片。

采用纯粹的金属对金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更满意的性能。

浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。

此外有野容易把金属盘片粘住，不易分离。

石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘片式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更高的温度。

此外，由于采用石棉基摩擦材料后可以用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是有多片离合器向单片离合器转变的关键。

早期单片干式离合器有与锥形离合器先类似的问题，即离合器接合时不够平顺。

但是由于单片干式离合器结构紧凑散热量好，转动惯量小所以以内燃机为动力的汽车
经常采用它，尤其是成功开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。

第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上没有摩擦面片，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上。

后来改用多个直径较小的弹簧（一般至少6个），沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。

这种布置在设计上带来了实实在在的好处，是压盘上弹簧的工作压力分布更均匀，并减小里轴向尺寸。

随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘用车上愈来愈多地采用双质量飞轮的扭转减震器，能更有效地降低传动系噪声。

近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型牵引汽车和自卸汽车上有开始采用多片湿式离合器。

与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低（不超过93°），因此起步时长时间打滑不至于的烧损摩擦片。

据报道这种离合器有着良好的起步能力，其使用寿命可达干式离合器的5-6倍。

1.2汽车离合器的作用
汽车离合器是汽车传动系统中一个重要部件，主要用来接合或切断动力的传递，以满足汽车的起步、行驶、制动等情况时的需要，汽车在启动时如果不设置离合器则变速器中的一些齿轮及轴将会参与到工作中来，结果会造成发动机的启动负荷增加；设置离合器后，在汽车启动时，分离离合器使变速器不参与工作，这样发动机启动负荷减小便于启动，尤其对于一些较大功率的发动机或蓄电池存点不足的发动机而言尤为重要。

离合器的设置还可以使换挡时减轻变速器的打齿现象。

一方面使换挡时将进入啮合的齿轮的转速差减少，是换挡更加轻便，另一方面，让发动机逐步地承受载荷同时通过油门的控制来加大牵引力，以克服汽车的全部载荷，使汽车平稳地进入运行状态，这样才能保证乘坐的舒适性，另外使机件逐步参与工作，而延长使用寿命。

离合器不当能完成以上任务，它在汽车上还可以承担一个保险器的作用，用来防止发动机及相关传动部件因承受过大负荷而损坏，当车速急剧变化时，在惯性力的作用下，负荷将大大增加，这是已超过离合器所传递的扭矩，它便通过离合器大话的形势对这种超负荷加以限制，保护了机件免遭损坏。

1.3汽车离合器的分类和结构原理
1.3.1汽车离合器的分类
摩擦式离合器结构类型较多，并且可以有多种组合。

为了表达清晰，用图1-1显示其相互关系。

图 1-1 汽车机械式离合器分类图
1.3.2汽车离合器的结构原理
全套离合器应由两部分组成：离合器和离合器操纵
就摩擦式离合器本身而言，按其功能要求，结构上应该由下列几部分组成：主动件、从动件、压紧弹簧和分离杠杆。

结构原理如图1-2所示
(a) (b)
图 1-2 离合器结构简图
（a）接合；（b）分离
1-飞轮；2-从动盘总成；3-压盘；4-分离杆；5-分离套筒；6-离合器制动；
7-离合器踏板；
8-压紧弹簧；9-离合器盖；10-变速器第一轴（离合器输出轴）；11-分离拨叉
及操纵连接杆
离合器通常总是处于接合状态如图1-2（a）所示，当需要切断动力时，驾驶员通过踩踏离合器操纵系统中的离合器踏板7，并经过操纵传动杆系及分离拨叉11推动分离套筒5向前，消除间隙y
∆，使分离杆4绕其在离合器盖9上的支点转动，克服压紧弹簧8的工作压力，压盘3向后移动，从动盘总成2和压盘3脱离接触。

离合器分离时的状态如图1-2（b）所示，此时，从动盘总成2不再输出转矩。

分离套筒向左移时，在消除间隙r∆后，输出轴10受到制动，转速很快下降。

此种状况成为离合器制动，其目的是为了容易换挡。

但这种离合器制动主要用在重型离合器上，一般离合器不一定采用。

本次设计以单片干式离合器的设计为指导思想。

尽管离合器的设计已经趋于成熟，但是为了更高的舒适性和更好的质量。

研究还应该继续向前。

希望在设计中，加
深对单片离合器的原理，结构的理解。

第2章汽车总体设计
2.1设计要求给出的参数
要求根据给定的汽车参数设计一套螺旋弹簧式汽车离合器系统，并使之满足相应
的工况要求。

具体给定参数如下表2-1所示
表 2-1 给定参数
2.2
汽车总质量的确定和型式选择
汽车质量参数包括整车整备质量0m 、载客量1n 、装载质量e m 、质量系数0m η、汽车总质量a m 、轴荷分配等。

质量系数0m η是指汽车的装载质量与整备质量的比值，即
m0m m e =η
其取值一般在（0.8 ~ 1.1）之间，初取0m η=1.0，所以
t 20m 0==e m m η
货车的载客量取3人，即
1n =3
货车的总质量可按下面公式计算
kg 6510⨯++=n m m m e a t 195.4065.0322=⨯++=a m
汽车的轴数是根据车辆的用途、总质量、使用条件、公路车辆使用法规和轮胎负荷能力而确定的。

根据该设计车型的2t 载重量，参考现有车型初选2轴，4⨯2后轮驱动后轮双胎的车型。

根据下表2-2选择该车型的轴荷分配
表 2-2 4⨯2后轮双胎车型的轴荷分配
初步选取该货车的轴荷分配，如下表2-3所示
表 2-3 设计货车的轴荷分配
由此可以得出单侧前轮的负荷为：734.15kg 满载时单侧后轮的负荷为：1363.35kg 2.3
汽车主要尺寸的确定
选择平头式，发动机前置后驱的布置形式，轻型货车的轴距和轮距由表2-4查到，初步选取轴距：mm 3300=L ，轮距：m m 145021==B B
前悬、后悬和外廓尺寸等参考同类车型，这里参考轻型货车解放CA1041，初取以下数据：
长⨯宽⨯高：5400⨯1900⨯2100mm ；前悬：=F L 800mm ；后悬：=R L 1300mm ；车头长度：1400mm ；空载重心高度：=g H 690mm ；最小离地间隙：250mm
表 2-4 各类汽车的轴距和轮距
2.4 汽车主要性能参数的选择
2.4.1 动力性能参数
轻型货车平均车速和加速性的要求比较平庸，一般m ax 0D 在0.06~0.1范围内取值，在此选取直接档的最大动力因数：08.0max 0=D ；
I 档最大动力因数Im ax D 标志着汽车的最大爬坡能力和越过困难路段的能力，还标志着起步连续换档的能力，对于公路用车，这个参数设计在0.3~0.4之间，选取I 档的最大动力因数35.0max =I D 。

表 2-5 汽车动力性能参数
设计要求最高车速：h km 115max =v ；最大爬坡度为0.3。

根据表2-5选取汽车的比功率和比转矩，=b P
20t kW ；=b T 40t m N ⋅。

2.4.2 燃油经济性参数
汽车的燃油经济性用汽车在水平的水泥或沥青路面上，以经济车速或多工况满载行驶的百公里耗油量来评价。

该值越小燃油经济性越好。

货车由于载重量不同对油耗影响很大，有时则用单位质量百公里油耗来评价。

此轻型货车采用柴油机，由表2-6可知该车型发动机单位燃油消耗量约为2.0L /(100km t ⋅)。

表 2-6 货车单位燃油消耗量
2.4.3 汽车最小转弯直径
由设计要求可知，汽车的最小转弯半径=min D 12.5m ,经查表2-7可知最小转弯半径值与设计车型相符。

表 2-7 商用货车的最小转弯半径min D
2.5
发动机的选择
2.5.1 发动机型式的选择
（1）汽油机与柴油机的选用
目前世界上绝大多数汽车发动机是采用往复式内燃机。

近20年来在少数汽车上出现新的动力装置，如转子发动机，燃气轮机，高能蓄电池等，但由于技术上和经济上的原因，这些新型发动机至今尚未被广泛采用。

而且据专家们预测：在本世纪初或者更长的时间内，外复式内燃机仍将是汽车发动机的主要型式。

因此，下面讨论的选型问题是针对这种发动机而言的，它可分为汽油机和柴油机两大类。

目前在我国汽车上主要采用汽油机，它与柴油机在数量上的百分比为88：12。

但世界发展的趋势是汽车发动机逐步走向柴油化。

现在欧美大型汽车的发动机已经柴油化，中型汽车也多采用柴油机。

与汽油机相比，柴油机具有燃料经济性好，工作可靠，寿命长，使用成本低及排污少等优点。

但是柴油机也有工作粗暴，振动及噪声大，尺寸和质量大，造价高，起动较困难及易生黑烟等缺点。

近年来，由于柴油机设计的不断完善，以上缺点得到较好的克服，并提高了转速，故在轻型车和轿车上采用柴油机的也日益增多。

设计选用平头式车型，发动机布置在驾驶室下面，不存在布置上影响驾驶员的视线的问题，所以可以选用尺寸稍大于汽油机的柴油机，从而获得更好的工作可靠性并且获得更高的燃油经济性，以降低该车型维修费用和运输成本。

（2）汽缸排列形式与冷却方式的选择
按气缸排列的形式分，有直列，水平对置和V 型几种。

直列式结构简单，宽度小，布置方便。

但发动机缸数过多时会显得过长，因此直列式只适用于≤ 6缸的发动机。

V 形发动机具有长度小，高度低，曲轴刚度大等优点，且易成系列，故在大型轿车和长度受限的重型货车上得到应用。

但是其造价也较高，宽度大，在平头车上布置较困难，故这里不会采用。

水平对置式的主要优点是平衡性好，高度低，在一些微型轿车上应用。

所以选用结构简单、维修容易、工作可靠的直列式四缸发动机。

发动机按冷却方式分为水冷和风冷发动机两种。

风冷发动机的优点是冷却系统简单，维修方便，对沙漠和异常气候环境的适应性好，但存在冷却不均，消耗功率大和噪声大等缺点，在汽车上应用不多，只在22kW 以下的小发动机和军用越野车上有所应用。

大部分汽车都采用水冷发动机，它的主要优点有冷却均匀可靠，散热性好，噪声小，能解决车内供暖等，所以选用水冷发动机。

根据车型以及上述资料选择：四缸直列式水冷柴油机。

2.5.2 发动机主要性能指标的选择
（1）发动机最大功率emax P 及其相应转速p n
汽车的动力性在很大程度上取决于发动机的功率值。

发动机功率越大，动力性越好。

粗略估计发动机功率时，可参考同级汽车的比功率统计值选定新车所用的比功率值，乘以所设计车型的总质量，即可求得所需的最大功率值。

它也可根据汽车应达到的的最大车速m ax v ，用下式估算最大功率
⎪⎭
⎫ ⎝⎛+=
3max D max
r
a T emax 7614036001v A C v gf m P η 式中，emax P 为发动机最大功率（kW ）；T η为传动系效率对于猪减速器驱动桥的4⨯2的汽车取0.9；a m 为汽车总质量（4195kg ）；g 为重力加速度（9.82s /m ）；r f 为滚动系数，对货车取0.02；D C 为空气阻力系数，这里取0.8；A 为汽车正面投影面
积（2m ）；m ax v 为最高车速（115 km/h ）。

kW 100.027 115761401.29.18.0115360002.08.941959.013emax =⎪⎭⎫
⎝⎛⨯⨯⨯+⨯⨯⨯=
P
可选取发动机最大功率：kW 100emax =P
此外，还应规定最大功率转速P n 的范围，它可以根据发动机类型，最高车速，最大功率，活塞平均速度及发动机制造条件等因素来确定。

目前汽油机的P n 在3000~7000min /r 之间，轿车上的P n 较高，在4000min /r 以上的较多，轻型货车的P n 在4000~5000min /r 之间，中型货车的P n 就更低些。

柴油机的P n 值在1800~4000min /r 之间。

乘用车和总质量小一些的货车用高速柴油机，常取在3200~4000min /r 之间；总质量大一些的货车的柴油机P n 值在1800~2600min /r 之间。

初选该货车的转速：
min /r 4000p =n
（1）发动机最大转矩emax T 及其相应转速T n 用下式确定emax T
p
emax
p emax 7019
n P T T αα==
式中emax T 为最大转矩，α为转矩适应性系数；一般在1.1~1.3之间选取，这里选取1.1；P T 为做最大功率转矩；emax P 为最大功率；P n 为最大功率转速。

m N 022.1934000
100
1.17019
emax ⋅=⨯=T 可选取发动机最大转矩：m N 195emax ⋅=T
选择T n 时希望T p /n n 在1.4~2.0之间，这里取6.1/T p =n n ，所以
min
/r 25006.1/p T ==n n
（1）发动机适应性系数φ
()()76.16.11.1T
P
T P P max =⨯===n n n T n T e α
φ φ值越大，说明发动机适应性越好。

采用φ值大的发动机可减少换挡次数，
减小传动系磨损和减低油耗。

现代汽油机φ在1.4~2.4之间，而柴油机在1.6~2.6之间。

显然φ值在1.6~2.6之间。

2.6
轮胎选择
根据轴荷分配来考虑轮胎所能承受的最大负荷以及根据动力性要求选择轮胎半径R
根据该车型的最小离地间隙和满载轮荷结合下页表2-8进行初步的选择，选用轮胎的规格为：10层7.50-15。

轮胎的最大负荷为10600N 。

2.7
本章小结
本章完成了汽车的总体设计，选择了汽车的结构形式和主要尺寸和性能参数，发动机的主要性能指标以及轮胎型号等。

表 2-8 国产汽车轮胎的规格、尺寸及使用条件
轻型货车，中，小客车及其挂车轮胎
第3章离合器的工作特性和结构型式的选择
摩擦离合器接合过程的滑磨功是其重要特性，必须充分了解离合器在接合过程中滑磨的特性及其评价和分析进算方法、压盘等零部件的热负荷状况，以便能正确设计和使用离合器。

另外离合器的结构型式很多，本章还分别以几种典型结构分析各自的特点，并根据本次设计要求进行选型。

3.1 离合器的工作特性
3.1.1 离合器接合过程分析及滑磨功计算
离合器的接合过程为：在汽车起步前，驾驶员首先要踩下离合器踏板，是离合器分离，变速器挂上抵挡，此时离合器的主动件与发动机相连，从动件通过传动系和车轮相连。

主、从动件间转速相差很大。

起步时，驾驶员逐渐放松离合器踏板，并踩下加速踏板，这时离合器的主、从动件开始接合。

其工作过程大致可以分成两个阶段：
a. 压紧力快速增长，但摩擦力矩开始还不足以克服外界阻力让汽车很快起步，由此，发动机转速e n 较离合器从动盘转速c n 上升快。

这一段时间约0.5s 。

b. 工作压力p 几乎不变，从动盘转速c n 增长很快，尽管驾驶员继续加大油门开度，发动机转速还是几乎呈直线下降，直到和离合器从动盘转速同步，停止打滑为止。

在离合器接合过程中要通过评价其滑磨严重程度来说明离合器接合过程的负荷状况，通常用指标“滑磨功”来评价。

按定义，滑磨功L 可由下式来决定：
()⎰-=0
0c e e dt t T L ωω
式中，0t 为离合器从接合开始到接合终了离合器停止打滑所经过的时间；c T 为摩擦力矩；e ω为发动机转速；c ω为离合器从动盘转速。

在不懂得驾驶员的不同操作技巧下，所得到的滑磨功不完全一样，但比较接近。

由于滑磨功在计算上的不确定因素很多，难以精确计算，为此基本上有3类处理方法。

（1）分析计算法：把起步滑磨过程依据实际情况适度理想化，以便计算。

此种方法在忽略道路阻力矩ψT 的情况下，可以得到下式：
2
05.0ωa J L =
式中，a J 是由汽车整车质量转化为相当的转动惯量，0ω为离合器开始滑磨时发动机的角速度。

此法简单明了，对影响滑磨功主要因素的数量关系分析得相当清楚，但是他只能反映一般情况。

（2）图解法：它是方法（1）的发展，进一步考虑到了发动机转矩变化等非线性因素对滑磨功的影响。

由于求解困难，只能采用图解的方法来代替分析计算。

智力不多做解释。

（3）统计试验分析法：它考虑到更多的实际使用情况。

由于汽车的使用情况复杂，所以要对大量的汽车起步情况进行分类，并做各类起步试验、统计。

按理说此方法更能反映实际情况，但若运用不当还不如前两种方法。

3.1.2摩擦副的摩擦磨损特性
作用在摩擦表面上的发向载荷（工作压力）N和切向载荷（摩擦力）
F之间的
f
关系式，一般可以写成：N
=
Fμ
f
式中，μ为摩擦系数。

众所周知，摩擦系数μ和滑动速度、压力、温度等一些因素有关，但通常在摩擦式离合器的有关计算中，认为μ是一常数。

但也可以利用如下页图3-1所示的近似的单因子关系曲线来确定不同的温度和不同滑磨速度下的摩擦系数。

磨损的分析就更复杂了，但现今已经有可能利用电脑来分析发生在摩擦离合器滑磨的动态过程中和它有关摩擦表面的磨损情况。

只要知道摩擦系数及磨耗强度与其有关引述之间的函数关系即可。

I，可以肯定地说，滑磨速度或温度升高都将至于大家关心的摩擦副的磨损率
w
I增加，而且温度因素影响更大。

使
w
摩擦副的摩擦磨损特性是表明摩擦副身份的“护照”，可以用来评价摩擦副的寿命和能引起传动系统自激振动倾向性的程度。

（a）（b）图 3-1 石棉及材料-铸铁摩擦副摩擦系数变化曲线
（a）对滑磨速度；（b）对温度
3.1.3 离合器的热负荷
离合器接合时发生滑磨。

此时，，离合器处于高速大负荷下工作，伴有大量热的生成。

热会使摩擦副的机械物理性能发生变化，摩擦片的磨损就和其热负荷状况有很大关系。

热负荷导致摩擦片的对偶件—飞轮、压盘可能出现裂纹和翘曲变形，这又将加剧摩擦片的磨损。

在设计阶段如能计算摩擦副的温度，预测咋使用条件下的摩擦热状况，明确影响热过程各因素得到相互关系，就能有效地改变着些因素，做好摩擦副的材料匹配，降低热应力，减少压盘裂纹的生成和变形，从而可有效地提高离合器的可靠性。

离合器的热负荷受许多因素的左右，定量的准确计算有相当难度，但从物理上作一定量的分析还是必要的，其目的不是为了作定量计算，而是从量上去了解一些物理因素对离合器热负荷所发生的影响。

摩擦副摩擦时的热负荷状况可由摩擦副表面的最高温度m ax θ来表现。

对离合器的摩擦副来说，它由以下3项组成：
点面体θθθθ++=max
这说明摩擦副的热负荷状况，不是简单地看它们平均的提温度和表面温度，而要更深入到表面局部点的温度，故为3项之和，即摩擦副元件体积温度、表面温度和表面热点温度。

3.2
离合器型式的选择
3.2.1 周置弹簧离合器
周置弹簧离合器目前主要用在商用载重汽车上，结构上，螺旋弹簧沿着压盘的圆周作同心圆布置。

压盘，分离杆及螺旋弹簧均装在离合器盖中组成离合器总成。

离合器盖固定在发动机飞轮上，飞轮作为离合器的一个主动摩擦面，而另一个主动摩擦面是压盘。

压盘由发动机直接驱动，使压盘成为离合器的主动件。

这是离合器结构设计中的重要一环。

在两个主动件飞轮和压盘之间装有从动盘，从动盘的两面都铆有摩擦片，从动盘的盘毂花键。