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第一节摩擦离合器的结构型式选择现代汽车摩擦离合器在设计中应根据车型的类别，使用要求，与发动机的匹配要求，制造条件以及标准化、通用化、系列化要求等，合理地选择离合器总成的结构和有关组件的结构，现分述如下：1．从动盘数及干、湿式的选择（1）单片干式摩擦离合器其结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘时也能接合平顺。因此，广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车上，在发动机转矩不大于1000N·m的大型客车和重型货车上也有所推广。当转矩更大时可采用双片离合器。（2）双片干式摩擦离合器与单片离合器相比，由于摩擦面增多使传递转矩的能力增大，接合也更平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，其径向尺寸较小，踏板力较小。但轴向尺寸加大且结构复杂；中间压盘的通风散热性差易引起过热而加快摩擦片的磨损甚至烧伤碎裂；分离行程大，调整不当分离也不易彻底；从动件转动惯量大易使换档困难等。仅用于传递的转矩大且径向尺寸受到限制时。（3）多片湿式离合器摩擦面更多，接合更加平顺柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨损小。但分离行程大、分离也不易彻底，特别是在冬季油液粘度增大时；轴向尺寸大；从动部分的转动惯量大，故过去未得到推广。近年来，由于多片湿式离合器在技术方面的不断完善，重型车上又有采用，并有不断增加的趋势。因为它采用油泵对摩擦表面强制冷却，使起步时即使长时间打滑也不会过热，起步性能好，据称其使用寿命可较干式高出5～6倍。2．压紧弹簧的结构型式及布置离合器压紧弹簧的结构型式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。可采用沿圆周布置、中央布置和斜置等布置型式。根据压紧弹簧的型式及布置，离合器分为：（1）周置弹簧离合器周置弹簧离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。有的重型汽车将压紧弹簧布置在同心的两个圆周上。周置弹簧离合器的结构简单、制造方便，过去广泛用于各种类型的汽车上。现代由于轿车发动机转速的提高(最高转速高达5000～7000r／min或更高)，在高转速离心力的作用下，周置弹簧易歪斜甚至严重弯曲鼓出而显著降低压紧力；另外，也使弹簧靠到定位座柱上而使接触部位严重磨损甚至出现断裂现象。因此，现代轿车及微、轻、中型客车多改用膜片弹簧离合器。但在中、重型货车上，周置弹簧离合器仍得到广泛采用。（2）中央弹簧离合器采用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧或用1~2个圆柱螺旋弹簧做压簧并布置在离合接触，因此压盘由于摩擦而产生的热量不会直接传给弹簧而使其回火失效。压簧的压紧力是经杠杆系统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可用力量较小的弹簧得到足够的压盘压紧力，使操纵较轻便。采用中央圆柱螺旋弹簧时离合器的轴向尺寸较大，而矩形断面的锥形弹簧则可明显缩小轴向尺寸，但其制造却比较困难，故中央弹簧离合器多用在重型汽车上以减轻其操纵力。根据国外的统计资料：当载货汽车的发动机转矩大于400～450N·m时，常常采用中央弹簧离合器。（3）斜置弹簧离合器是重型汽车采用的一种新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧，分别以倾角（弹簧中心线与离合器中心线间的夹角）斜向作用于传力套上，后者再推动压杆并按杠杆比放大后作用到压盘上。这时，作用在压杆内端的轴向推力等于弹簧压力的轴向分力。当摩擦片磨损后压杆内端随传力套前移，使弹簧伸长，压力减小，倾角亦减小，而cos值则增大。这样即可使在摩擦片磨损范围内压紧弹簧的轴向推力几乎保持不变，从而使压盘的压紧力也几乎保持不变。同样，当离合器分离时后移传力套，压盘的压紧力也大致不变。因此，斜置弹簧离合器与前两种离合器相比，其突出优点是工作性能十分稳定。与周置弹簧离合器比较，其踏板力约可降低35％。（4）膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。膜片弹簧离合器在轿车及微型、轻型客车上已得到广泛的采用，而且逐渐扩展到载货汽车上。国外已设计生产了传递转矩为80~2000N·m、最大摩擦片外径达420mm的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿车、客车、轻型和中型货车上。甚至某些总质量达28~32t的重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的。但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要高。膜片弹簧离合器的操纵曾经都是采用压式结构。当前，膜片弹簧离合器的压式操纵已为拉式操纵结构所取代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简化、零件减少、拆装方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。而在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程。3．从动盘的结构型式简单的从动盘由从动片、摩擦片及从动盘毂铆接而成，其结构简单、质量小，有时用于重型汽车尤其是双片离合器中。采用带扭转减振器的从动盘是发展趋势，轿车均采用之。这时，从动片与花键毂间通过减振弹簧相联，具有切向弹性以消除高频共振并起缓冲作用，在从动片、花键毂与减振盘问有减振摩擦片，装碟形垫片作弹性夹紧后起摩擦阻尼作用，并使阻尼力矩保持稳定，以吸收部分能量、衰减低频振动。扭转减振器按发动机及传动系专门设计并经试验修正，则可得到最佳减振、降噪效果。线性弹性特性的扭转减振器，减振弹簧由一组圆柱螺旋弹簧组成，常用于汽油机汽车。柴油机怠速旋转不均匀度较大，会引起变速器常啮合齿轮间的敲击。采用二或三级非线性扭转减振器并使第一级减振弹簧组的刚度小，可缓和柴油机怠速不平稳及消除变速器怠速噪声。为了使离合器接合平顺，从动片尤其是单片离合器的从动片，一般都使其具有轴向弹性。最简单的方法是在从动片上开T形槽，外缘形成许多扇形，并将它们冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两边的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形片上。在离合器接合时，从动片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分被逐渐压平，使从动盘上的压力和传递的转矩逐渐增大，故接合平顺柔和。这种切槽有利于减少从动片的翘曲。其缺点是很难保证每片扇形部分的刚度完全一致。分开式结构中，波形弹簧片与从动片分别冲压成型后铆在一起。由于波形弹簧片是由同一模具冲制，故其刚度比较一致；由于波形弹簧是采用比从动片更薄的钢板(厚度仅为0.7mm)，故这种结构容易得到更小的转动惯量，这些方面都优于整体式结构。上述两种结构尤其是后一种多为轿车所采用。在载货汽车上常采用一种所谓组合式从动片。这种结构在靠近压盘一侧的从动片上铆着波形弹簧片，摩擦片则铆在波形弹簧片上，而靠近飞轮一侧的摩擦片则直接铆在从动片上。其转动惯量较大，但对于要求刚度较高、外形稳定性较好的大型从动片来说，这种结构也是可以采用的。当载货汽车离合器的直径小于380mm时，则从动片仍可采用前两种结构。第二节离合器基本参数的确定2.1摩擦片或从动盘设计计算摩擦片或从动盘的平均外径根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择：式中β——离合器的后备系数，轿车、轻型货车1.30~1.75，中、重型货车1.60~2.25，越野汽车、挂车2.0~3.5；Z——摩擦面数；Temax——发动机最大转矩，N·m；PΣ——作用在摩擦面上的总压紧力，N；f——摩擦系数，计算时一般取0.25~0.30。摩擦片平均摩擦半径Rm（当压力均布时）为：式中D——摩擦片外径；d——摩擦片内径。当发动机的最大转矩已知，离合器的结构型式和摩擦片材料已定，z和f便已定。选好p0及β，则摩擦片尺寸即可确定。对于石棉基摩擦材料，通常取p0＝0.15~0.25MPa，且较小值用于发动机后备功率较小、离合器使用频繁的汽车，装载质量大或在坏路面上行驶的汽车。当摩擦片外径较大时，为降低其外缘处的热负荷，也应降低p0值。轿车可取0.18~0.28MPa；货车为0.14~0.23MPa；城市公共汽车：一般单片取0.13MPa，大的双片取0.1MPa。粉末冶金摩擦片的p0可取0.35～0.50MPa；金属陶瓷材料允许超过0.70MPa，甚至可达1.5~2.0MPa。选择β时应考虑到：为了能可靠地传递发动机最大转矩及防止过长时间的滑磨，β应取较大值；为了防止传动系过载、保证操纵轻便以及使离合器尺寸不致过大，卢应取较小值。当发动机后备功率大，使用条件好，离合器压盘的压力在使用中可调整或变化不大时，β可选小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车以及为了提高起步能力、减少滑磨时，β可取大些。为了便于布置扭转减振器，要求加大内径，从而加大了内、外径之比值。此比值的增大也有利于离合器的散热和减小摩擦片内外缘滑磨速度差。但过多地增大此比值会使摩擦面积减小，影响传递转矩的能力。一般来说对高速发动机此比值应取大些。2.2压紧弹簧的设计计算2.2.1圆柱螺旋弹簧周置圆柱螺旋弹簧的数目约为6~24个，不宜太少，以便得到均匀的压力，且应是分离杠杆数目的整数倍，以避免压盘在分离时偏斜。在确定弹簧数目时应考虑到对轻、中型装载量的汽车来说，每个弹簧的压紧力不应超过600~700N；而对大型汽车来说则不应超过1000N。螺旋弹簧的两端应拼紧并磨平以便使两端支承面较大、各圈受力均匀，且弹簧的垂直度偏差较小。周置压紧弹簧的外径通常限制在27~30mm之间，以便把同样的压簧装在不同尺寸的离合器上。有时离合器厂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方法获得不同压紧力，以利于在不同的离合器上通用。（1）弹簧钢丝直径式中P——工作负荷；K'——曲度系数，K'=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C；C——弹簧指数，取6~8；[τ]——许用应力。对于汽车离合器压簧，推荐其许用应力为700MPa，一般不应超过700~750MPa；最大应力不应超过800~900MPa。（2）工作圈数式中G——剪切弹性模量，钢材：G=8×104~8.3×104MPa；Dm——弹簧中径，Dm=D-d，其中D为弹簧外径，mm；K——弹簧刚度，一般20~45N/mm。2.2.2膜片弹簧膜片弹簧基本参数的选择（1）比值H／h的选择此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用H／h对弹簧特性的影响，正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽车的膜片弹簧离合器多取1.5（H/h）2。（2）膜片弹簧工作点位置的选择汽车离合器膜片弹簧特性曲线的形状如图5·28所示。选择好曲线上的几个特定工作点的位置很重要。拐点T对应着膜片弹簧的压平位置，而λ1T为曲线凸点M和凹点N的横坐标平均值。B点为新离合器（摩擦片无磨损）在接合状态时的工作点，通常取在使其横坐标为久λ1B＝（0.8~1.0）λ1T的位置，以保证摩擦片在最大磨损Δλ后的工作点A处压紧力变化不大。摩擦片总的最大允许磨损量Δλ可按下式求得：Δλ=Zc·ΔS0式中Zc——离合器的摩擦片工作表面数目，例单片Zc=2；ΔS0——每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为0.5~1mm。C点为离合器彻底分离时的工作点。它以靠近N点为好，以减小分离轴承的推力使操纵轻便。（3）R及R／r的选择膜片弹簧的大端半径只应根据结构要求和摩擦片的尺寸来确定。比值R／r的选定影响到材料的利用效率。R／r愈小，则弹簧材料的利用效率愈好。碟形弹簧储存弹性能的能力在R／r=1.8~2.0为最大，用于缓和冲击、吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧最佳。但对汽车离合器膜片弹簧来说，并不要求储存大量的弹性能，而应根据结构布置及压紧力的需要，通常取R／r＝1.2~1.3(即1.25左右)。（4）膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角αα在10~12度范围内选择。（5）膜片弹簧小端半径ri及分离轴承作用半径rfri由离合器的结构决定，