離合器及操縱機構說明書

1、<p><b>　　第一章 前言</b></p><p><b>　　§1.1 概述</b></p><p>　　對于以內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系直接與發(fā)動機相連接的總成。目前，各種汽車廣泛使用摩擦離合器是一種依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。離合器

2、的主要功能是切斷和實現對傳動系的動力傳遞。主要功用：</p><p>　　(1) 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；</p><p>　　(2) 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；</p><p>　　(3) 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；</p><p>　　(4

3、) 有效地降低傳動系中的振動和噪聲。</p><p>　　§1.1.1 離合器設計的原則</p><p>　　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；</p><p>　　2.接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊；</p><p>　　3.分離時要迅速、徹底；</p><

4、;p>　　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，便于換擋和減少同步器的磨損；</p><p>　　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；</p><p>　　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；</p><p>　　7.作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦

5、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；</p><p>　　8.操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞；</p><p>　　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；</p><p>　　10.結構簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。</p><p>　　§1.1.2 離合器的

6、組成</p><p><b>　　1. 主動部分 </b></p><p>　　主動部分包括飛輪、離合器蓋、壓盤等機件組成。這部分與發(fā)動機曲軸連在一起。離合器蓋與飛輪靠螺栓連接，壓盤與離合器蓋之間是靠3－4個傳動片傳遞轉矩的 </p><p>　　2. 從動部分 從動部分是由單片、雙片或多片從動盤所組成，它將主動部分通過摩擦傳來的動力

7、傳給變速器的輸入軸。從動盤由從動盤本體，摩擦片和從動盤轂三個基本部分組成。為了避免轉動方向的共振，緩和傳動系受到的沖擊載荷，大多數汽車都在離合器的從動盤上附裝有扭轉減震器。 </p><p><b>　　3. 扭轉減振器 </b></p><p>　　離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉矩經飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側的摩擦片，帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減振器盤轉

8、動。從動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉振動會使從動盤轂相對于從動盤本體和減振器盤來回轉動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉振動的能量，將扭轉振動衰減下來。 </p><p>　　詳細D=W=G圖=紙：三 二 ③ 1爸 爸 五 四 0 六</p><p>　　全 套 資 料 低 拾10

9、快起</p><p>　　為了使汽車能平穩(wěn)起步，離合器應能柔和接合，這就需要從動盤在軸向具有一定彈性。為此，往往在動盤本體圓周部分，沿徑向和周向切槽。再將分割形成的扇形部分沿周向翹曲成波浪形，兩側的兩片摩擦片分別與其對應的凸起部分相鉚接，這樣從動盤被壓縮時，壓緊力隨翹曲的扇形部分被壓平而逐漸增大，從而達到接合柔和的效果。 4. 壓緊機構 壓緊機構主要由螺旋彈簧或膜片彈簧組成，與主動部分一起旋轉

10、，它以離合器蓋為依托，將壓盤壓向飛輪，從而將處于飛輪和壓盤間的從動盤壓緊。 5. 操縱機構 操縱機構是為駕駛員控制離合器分離與接合程度的一套專設機構，它是由位于離合器殼內的分離杠桿（在膜片彈簧離合器中，膜片彈簧兼起分離杠桿的作用）、分離軸承、分離套筒、分離叉、回位彈簧等機件組成的分離機構和位于離合器殼外的離合器踏板及傳動機構、助力機構等組成。</p><p>　　6.離合器的工作原理</

11、p><p>　　發(fā)動機飛輪是離合器的主動件，帶有摩擦片的從動盤和從動轂借滑動花鍵與從動軸（即變速器的主動軸）相連。壓緊彈簧則將從動盤壓緊在飛輪端面上。發(fā)動機轉矩即靠飛輪與從動盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動盤上，再由此經過從動軸和傳動系中一系列部件傳給驅動輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉矩也越大。 </p><p>　　a.結合狀態(tài) b.分離狀態(tài)</p>

12、<p>　　圖1-1 離合器工作原理圖</p><p>　　由于汽車在行駛過程中，需經常保持動力傳遞，而中斷傳動只是暫時的需要，因此汽車離合器的主動部分和從動部分是經常處于接合狀態(tài)的。摩擦副采用彈簧壓緊裝置即是為了適應這一要求。當希望離合器分離時，只要踩下離合器操縱機構中的踏板，套在從動盤轂的環(huán)槽中的撥叉便推動從動盤克服壓緊彈簧的壓力向松開的方向移動，而與飛輪分離，摩擦力消失，從而中斷了動力的傳遞。

13、 當需要重新恢復動力傳遞時，為使汽車速度和發(fā)動機轉速變化比較平穩(wěn)，應該適當控制離合器踏板回升的速度，使從動盤在壓緊彈簧壓力作用下，向接合的方向移動與飛輪恢復接觸。二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應的摩擦力矩也逐漸增加。當飛輪和從動盤接合還不緊密，二者之間摩擦力矩比較小時，二者可以不同步旋轉，即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪和從動盤接合緊密程度的逐步增大，二者轉速也漸趨相等。直到離合器完全接合而停止打滑時，汽車速度方能與發(fā)動機轉速成正

14、比。</p><p>　　第二章 離合器的方案選擇</p><p>　　§2.1 離合器的分類</p><p>　　汽車離合器大多是盤式摩擦離合器，按其從動盤數目可分為：單片、雙片和多片三類；根據壓緊彈簧布置形式不同可分為：圓周布置、中央布置和斜布置等形式；根據使用的壓緊彈簧不同可分為：圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧離合器；根據分離時所受作用力的

15、方向不同可分為：拉式和推式兩種形式。</p><p>　　§2.2 從動盤數的選擇</p><p>　　§2.2.1 單片離合器</p><p>　　單片離合器（圖2-1）結構簡單，尺寸緊奏，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，能保證分離徹底，接合平順。適用于轎車和輕型、微型車。</p><p>　　§2

16、.2.2 雙片離合器</p><p>　　雙片離合器（圖2-2）摩擦面數是單片離合器的兩倍，傳遞轉矩能力較大，但是中間壓盤通風散熱性不好，兩片起步負載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離不夠徹底。此結構一般用于傳遞轉矩較大的場合。</p><p>　　圖2-1 單片離合器 圖2-2 雙片離合器</p><p>　　§2.2.

17、3 多片離合器</p><p>　　多片離合器主要用于行星齒輪變速器換擋機構中。它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、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。 </p><p>　　通過以上分析比較，微型客車選用單片干式離合器。</p><p>　　§2.3 壓緊彈簧及其布置形式的選擇</p><p>　　

18、67;2.3.1 圓周布置彈簧離合器</p><p>　　圓周布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。為了保證摩擦片上壓力均勻，壓緊彈簧數目不應太少，要隨摩擦片直徑的增大而增大，而且應當是分離杠桿的倍數。其缺點是壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發(fā)動機轉速很高時，圓周布置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞轉矩能力也隨之降低；彈簧靠到它的定位面上，造成

19、接觸部位嚴重磨損，甚至會出現斷裂現象。</p><p>　　§2.3.2 中央布置彈簧離合器</p><p>　　中央彈簧離合器采用一到兩個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，此結構軸向尺寸較大。由于可選用較大的杠桿比，因此可得到足夠的壓緊力，且有利于減小踏板力，使操縱輕便。此外，壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，不會使彈簧退火，通過調整墊片或螺紋容易實現對

20、壓緊力的調整。這種結構多用于重型汽車上。</p><p>　　§2.3.3 斜布置彈簧離合器</p><p>　　斜布置彈簧離合器的彈簧壓力斜向作用在傳力盤上，并通過壓桿作用在壓盤上。這種結構的顯著優(yōu)點是在摩擦片磨損或分離離合器時，壓盤所受的力幾乎保持不變。與上述兩種離合器相比，具有工作性能穩(wěn)定、踏板力較小的突出優(yōu)點。此結構在重型汽車上已有采用。</p><

21、p>　　§2.3.4 膜片彈簧離合器</p><p>　　膜片彈簧離合器（圖2-3）中的膜片彈簧是一種具有特殊結構的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指組成。</p><p><b>　　1.優(yōu)點</b></p><p>　　它與其它形式的離合器相比具有以下一系列優(yōu)點：</p><p>　　1）彈簧具有較理

22、想的非線性特性（如圖2-4），彈簧壓力在摩擦片允許磨損范圍內基本不變（從安裝工作點B變化到A點），因而離合器工作時能保持傳遞轉矩大致不變；對于圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降（從B點變化到 C點）。離合器分離時，彈簧壓力有所降（從B點變化到C點），從而降低了踏板力；對于圓柱螺旋彈簧，壓力則大大增加（從B點變化到C 點）。 </p><p>　　2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件

23、數目少，質量小。</p><p>　　3）高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能穩(wěn)定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力明顯下降。</p><p>　　4）由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，使用壽命長。</p><p>　　5）易于實現良好的通風散熱，使用壽命長。</p><p><b>　　6）平衡性好。<

24、/b></p><p>　　7）有利于大批量生產，降低制造成本。</p><p><b>　　2.缺點</b></p><p>　　1）制造工藝復雜，對材質和尺寸精度要求高。</p><p>　　2）非線性特性不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。</p><p>　　圖2-3 膜片彈

25、簧離合器 圖2-4膜片彈簧工作點位置 </p><p>　　近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟，因此，膜片彈簧離合器不僅在轎車上被大量采用，而且在輕、中、重型貨車以及客車上也被廣泛采用。</p><p>　　§2.3.5 膜片彈簧的支承形式</p><p>　　圖2-5 推式

26、膜片彈簧雙支承環(huán)形式</p><p>　　本次設計采用的是推式膜片彈簧，（圖2-5）是推式膜片彈簧的三種支承形式，圖2-5a)用臺肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個支承環(huán)與離合器蓋定位鉚合在一起，結構簡單；圖2-5 b)在鉚釘上裝硬化襯套和剛性檔環(huán)，提高了耐磨性，延長了使用壽命，但結構較復雜；（圖2-5 c)取消了鉚釘，在離合器蓋內邊緣上伸出許多舌片，將膜片彈簧、兩個支承環(huán)與離合器蓋彎合在一起，使結構緊湊、簡化，耐久性良好

27、，應用日益廣泛。設計中采用了圖2-5 a)支承形式。</p><p>　　§2.3.6 壓盤的驅動方式</p><p>　　壓盤的驅動方式主要有凸塊—窗孔式、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動片式等多種。前三種的缺點是在連接件之間都有間隙，在傳動過程中將產生沖擊和噪聲，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。彈性傳動片式是近年來廣泛采用的驅動方式，沿圓周切向布置三組或

28、四組薄彈簧鋼片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯結。（圖2-2），傳動片的彈性允許其做軸向移動。當發(fā)動機驅動時，傳動片受拉，當拖動發(fā)動機時，傳動片受壓。彈性傳動片驅動方式結構簡單，壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，工作可靠，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。</p><p>　　綜上所述，本次設計的微型客車的離合器為推式膜片彈簧離合器。力求結構簡單，工作可靠

29、，降低成本。</p><p>　　第三章 離合器主要參數的選擇與計算</p><p>　　§3.1 離合器主要參數的選擇</p><p>　　摩擦離合器是靠存在于主、從動部分摩擦表面之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為：</p><p><b>　　(3-1)</b></p>

30、<p>　　式中，為靜摩擦力矩；</p><p>　　為摩擦面間的靜摩擦因數，計算時一般取0.25—0.30；</p><p>　　為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；</p><p>　　為摩擦片的平均摩擦半徑；</p><p>　　為摩擦面數，是從動盤數的兩倍。</p><p>　　假設摩擦片上工作壓力均勻，

31、則有</p><p><b>　　(3-2)</b></p><p>　　式中，為摩擦面單位壓力，為一個摩擦面的面積；為摩擦片外徑；為摩擦片內徑.</p><p>　　摩擦片的平均摩擦半徑根據壓力均勻的假設，可表示為</p><p><b>　　(3-3)</b></p><p&

32、gt;　　當d／D≥0．6時，Rc可相當準確地由下式計算</p><p><b>　　(3-4) </b></p><p>　　將式（3-2）與式（3-3）代入式（3-1）得</p><p><b>　　(3-5)</b></p><p>　　式中，為摩擦片內外徑之比，，一般在0.53～0.70之間

33、。</p><p>　　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，設計時應大于發(fā)動機最大轉矩，即</p><p><b>　　(3-6)</b></p><p>　　式中,為發(fā)動機最大轉矩；β為離合器的后備系數，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。</p><p>　　

34、離合器的基本參數主要有性能參數β和,尺寸參數、和摩擦片厚度以及結構參數摩擦面數和離合器間隙，最后還有摩擦系數。</p><p><b>　　1．后備系數β</b></p><p>　　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。在選擇時，應考慮以下幾點：</p><p>　　1)摩擦片在使用中磨損后，

35、離合器還應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩。</p><p>　　2)要防止離合器滑磨過大。</p><p>　　3)要能防止傳動系過載。</p><p>　　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?。粸槭闺x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

36、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。各類汽車離合器的β值見表3-1</p><p>　　表 3-1 離合器后備系數β的取值范圍<

37、/p><p><b>　　2．單位壓力</b></p><p>　　單位壓力對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應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等因素。</p><p>　　離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數較小時，p0應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，p0應取小些；后備系

38、數較大時，p0可適當增大。 </p><p>　　當摩擦片采用不同的材料時，取值范圍見表3-2</p><p>　　表3-2摩擦片單位壓力p0的取值范圍</p><p>　　3. 摩擦片外徑、內徑和厚度</p><p>　　當離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉矩已知，結合式(3-5)和式(3-6)，適當選取后備系數β和單位壓力，即

39、可估算出摩擦片外徑。</p><p>　　(3-7) </p><p>　　摩擦片外徑(mm)也可根據發(fā)動機最大轉矩(N·m)按如下經驗公式選用</p><p>　　(3-8)

40、 </p><p>　　式中：為直徑系數，取值范圍見表3-3</p><p>　　表3-3 直徑系數的取值范圍</p><p>　　在同樣外徑時，選用較小的內徑d 雖可增大摩擦面積，提高傳遞轉矩的能力，但會使摩擦面上的壓力分布不均勻，使內外緣圓周的相對滑磨速度差別太大而造成摩擦面磨損不均勻，且不利于散熱和扭轉減振器的安裝。摩擦片尺寸應符合尺寸系列標準GB5764—

41、86《汽車用離合器面片》，所選的應使摩擦片最大圓周速度不超過65～70m／s，以免摩擦片發(fā)生飛離。</p><p>　　摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三種。</p><p>　　4.摩擦因數、摩擦面和離合器間隙</p><p>　　摩擦片的摩擦因數f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉

42、末冶金材料和金屬陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因數f受工作溫度、單位壓力和滑磨速度影響較大，而粉末冶金材料和金屬陶瓷材料的摩擦因數f較大且穩(wěn)定。各種摩擦材料的摩擦因數f的取值范圍見表3-4</p><p>　　表3-4 摩擦材料的摩擦因數的取值范圍</p><p>　　摩擦面數Z為離合器從動盤數的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。</p><p>　　

43、離合器的間隙是指離合器處于正常結合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全結合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。該間隙一般為1.5～3mm。</p><p>　　§3.2 離合器主要參數的計算</p><p>　　§3.2.1 離合器主要參數的選擇與計算</p><p>　　根據以上離合器主要參數的

44、選擇的依據的條件，本設計離合器采用模壓石棉基材料初選取各參數為：</p><p>　　=0.20, =0.18×106MPa,=2, b =3.5mm, </p><p>　　由已知條件：=52 N·m, </p><p>　　1．摩擦片外徑D、內徑d</p><p><b>　　由式(3－8)知：</b

45、></p><p>　　==105.28mm</p><p>　　由于摩擦片的外徑D(mm)的選取應使最大圓周速度VD不超過65～70m/s，即</p><p><b>　　(3-9)</b></p><p>　　則D的取值范圍為：105.28mm < D <243.20mm</p>&l

46、t;p>　　按表3.5初選：D ＝180mm d =125mm.</p><p>　　表3.5 離合器摩擦片尺寸系列和參數</p><p>　　2.摩擦片的平均摩擦半徑Rc</p><p>　　由式(3-4)知：當d／D≥0．6時</p><p><b>　　3. 靜摩擦力矩</b></p>&

47、lt;p>　　由式(3-2)知作用于摩擦片上的工作壓力F</p><p>　　由式(3-1)離合器的靜摩擦力矩</p><p>　　由式(3-6)可知離合器后備系數β的值為</p><p>　　§3.2.2 離合器基本參數的優(yōu)化</p><p>　　設計離合器要確定離合器的性能參數和尺寸參數，這些參數的變化影響離合器的結構尺寸

48、和工作性能。這些參數的確定在前面是采用先初選、后校核的方法。</p><p><b>　　1．設計變量</b></p><p>　　后備系數可由式(3-1)和式(3-6)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D和d。</p><p>　　單位壓力。可由式(3—2)確定， 也取決于F 和D 及d。因此，離合器基本參數的優(yōu)化設

49、計變量選為</p><p>　　X=[x1 x2 x3 ]T =[ F 　D 　d ]T </p><p><b>　　2．目標函數</b></p><p>　　離合器基本參數優(yōu)化設計追求的目標是在保證離合器性能要求條件下，使其結構尺寸盡可能小，即目標函數為</p><p><b>　　3．約束條件&

50、lt;/b></p><p>　　1） 摩擦片的內外徑比 </p><p>　　c =d／D=125/180=0.694 在0．53≤ c ≤0．70范圍內</p><p>　　2) 摩擦片的外徑D(mm)的最大圓周速度 </p><p>　　不超過65 ～ 70m/s</p><p><b>　　3)

51、后備系數</b></p><p>　　為保證離合器可靠傳遞轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的β值應在一定范圍內,最大范圍β為1.2～4.0，即　1.2≤β≤4.0 　　</p><p>　　β=1.390 在1．2≤β≤4．0之間</p><p>　　4)為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑 d 必須大于減振器彈簧位置直徑 約40mm,即</p&

52、gt;<p>　　>+40mm 可得 <42.5mm</p><p>　　5)為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力 對于不同車型，根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取，最大范圍 為0.10～1.50MPa，即：</p><p>　　0．10MPa≤≤1．50MPa</p><p>　　前面我們選擇 =0．18MPa在

53、此范圍內。</p><p>　　6）單位摩擦面積傳遞的轉矩 </p><p>　　由表3.6查出D＝180mm時：=0.28×102 N·m／mm2</p><p>　　表3.6 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值 (N·m／mm2)</p><p>　　7) 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫

54、度過高而發(fā)生燒傷，每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值。</p><p><b>　　(3-10)</b></p><p>　　式中，ω為單位摩擦面積滑磨功(J／mm2)；</p><p>　　[ω]為其許用值(J／mm2)，對于轎車：[ω] =0.40J／mm2；對于輕型貨車</p><p>　　[ω]=0.3

55、3J／mm2；對于重型貨車：[ω]=0.25J／mm2。由下式：</p><p><b>　　(3-11)</b></p><p>　　可算出，式中，W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功(J)，</p><p>　　為汽車總質量(kg)； =1400kg</p><p>　　為輪胎

56、滾動半徑(m)； =270mm</p><p>　　為起步時所用變速器擋位的傳動比； ==3.647</p><p>　　為主減速器傳動比； =5.598</p><p>　　為發(fā)動機轉速(r／min)，計算時轎車取2000r／min，貨車取1500r／min。</p><

57、p>　　則由式（3-11）得：</p><p>　　由式（3-10）得：</p><p>　　=0.25J／mm2</p><p>　　第四章 膜片彈簧的設計與計算</p><p>　　§4.1膜片彈簧的尺寸選擇</p><p>　　§4.1.1 膜片彈簧的尺寸選擇依據</p>

58、<p>　　圖4-1膜片彈簧的尺寸簡圖</p><p>　　膜片彈簧的主要參數：</p><p>　　膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內截錐高度 H；</p><p>　　膜片彈簧鋼板厚度 h ；</p><p>　　自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑 R；</p><p>　　自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑 r ；<

59、;/p><p>　　自由狀態(tài)時碟簧部分的圓錐底角 α；</p><p>　　分離指數目 n 等，見圖4－1。</p><p>　　1.比值H/h和h的選擇</p><p>　　比值H/h對膜片彈簧的彈性特性影響極大。由圖4-2可知，當H／h <時，F1=?(λ1)為增函數；H／h = 時，F1= ?(λ1)有一極值，該極值點恰為拐點；H／h

60、> 時，F1 = ?(λ1)有一極大值和一極小值；當H／h =時，F1= ?(λ1)的極小值落在橫坐標上。為保證離合器的壓緊力變化不大和操縱方便，離合器膜片彈簧的H/h一般為1.5～2.5,板厚為2～4mm。</p><p>　　圖4-2 膜片彈簧的彈性特性曲線</p><p>　　2.比值R／r和R 、r的選擇</p><p>　　研究表明，R/r越大，彈簧

61、材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直徑誤差的影響較大，且應力越高。根據結構布置和壓緊力的要求，R／r一般為1.20～1.35。為使摩擦片上壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑，拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于。</p><p><b>　　3.α的選擇</b></p><p>　　膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角α與內截錐高度H關系密切

62、，α=arctan /(R-r)≈H/(R-r)。一般在9°～15°范圍內。</p><p>　　4.膜片彈簧工作點位置的選擇</p><p>　　膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖2-4所示。該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且=(+)/2。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或H點處，一般=(0.8～1.0)，以保證摩擦片在最大

63、磨損限度范圍內壓緊力從到變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點應盡量靠近N點。</p><p>　　5.分離指數目n的選取</p><p>　　分離指數目n常取為18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12。</p><p>　　6.膜片彈簧小端半徑及分離軸承作用半徑的確定</p><p>　　由離

64、合器的結構決定，其最小值應大于花鍵的外徑，應大于。</p><p>　　7.切槽寬度、及半徑 的確定</p><p>　　=3.2～3.5mm, =9～10mm，的取值應滿足r-re≥</p><p>　　§4.1.2 膜片彈簧基本尺寸的選擇</p><p>　　根據上述依據，選擇膜片彈簧的基本尺寸如下表所示：</p>

65、<p>　　表4-1膜片彈簧的基本參數</p><p>　　§4.2 膜片彈簧的優(yōu)化設計</p><p>　　通過確定一組彈簧的基本參數，使其載荷變形特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設計要求。</p><p><b>　　1. 目標函數</b></p><p>　　關于膜片彈簧優(yōu)化設

66、計的目標函數主要有以下幾種：</p><p>　　1) 彈簧工作時的最大應力為最小。</p><p>　　2) 從動盤摩擦片磨損前后彈簧壓緊力之差的絕對值為最小。</p><p>　　3) 在分離行程中，駕駛員作用在分離軸承裝置上的分離操縱力平均值為最小。</p><p>　　4) 在摩擦片磨損極限范圍內，彈簧壓緊力變化的絕對值的平均值為最小

67、。</p><p>　　5) 選3)和4)兩個目標函數為雙目標。</p><p>　　選取5)作為目標函數，通過兩個目標函數分配不同權重來協(xié)調它們之間的矛盾，并用轉換函數將兩個目標合成一個目標，構成統(tǒng)一的總目標函數。</p><p><b>　　(4-1)</b></p><p>　　式中，和分別為兩個目標函數和的加權因

68、子，視設計要求選定。</p><p><b>　　2. 設計變量 </b></p><p>　　通過支承和壓盤加在膜片彈簧上的載荷F1集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為λl(圖4—3b)，則有關系式</p><p><b>　　(4-2)</b></p><p>　　式中，E為材料的彈性模量，

69、對于鋼E =2.1×106 ；μ為材料的泊松比；對于鋼μ=0.3 ，H為膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內截錐高度（mm）；h彈簧鋼板厚度（mm）；R、r為碟簧部分大、小端半徑（mm）；R1、r1為壓盤加載點和支承環(huán)加載點半徑(mm)。</p><p>　　從膜片彈簧載荷變形特性公式(4-2)可以看出，應選取H、h、R、r、R1、r1這六個尺寸參數以及在接合工作點相應于彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量λ1B

70、 (圖2-4)為優(yōu)化設計變量，即:</p><p>　　X = [ x1 x 2 x3 x4 x5 x6 x7 ]T= [ H h R r R1 r1 λ1B]T (4-3)</p><p>　　a)自由狀態(tài) b)壓緊狀態(tài) C)分離狀態(tài)</p><p>　　圖4-3 膜片彈簧在不同工作狀態(tài)時的變形</p><p>　　當離合器

71、分離時，膜片彈簧的分離點將發(fā)生變化（圖4-3 c）.設分離軸承對分離指端所加載載荷為F2(N)，相應的作用點變形為λ2（mm）；另外在分離與壓緊狀態(tài)下，只要膜片彈簧變形到相同的位置，其子午斷面從自由狀態(tài)轉過相同的轉角，則有下列關系：</p><p><b>　　(4-4) </b></p><p><b>　　(4-5)</b></p>

72、;<p>　　上式中為分離軸承與分離指的接觸半徑（mm）</p><p>　　將式（4-4）、（4-5）代入式（4-2）得：</p><p><b>　　(4-6)</b></p><p>　　如果不計分離指在作用下的變形，則分離軸承推分離指的移動行程 ( 圖4-3 c)為：</p><p><b&g

73、t;　　(4-7)</b></p><p>　　式中為壓盤的分離行程（圖4-3 b、c）。</p><p>　　由式（4-2）和 表 4-1 做出膜片彈簧的工作彈性曲線如圖4-4所示，計算數據如下表4-3所示。</p><p>　　表4-2膜片彈簧的基本參數</p><p>　　表4-3 膜片彈簧工作特性曲線計算</p>

74、;<p>　　圖4-4膜片彈簧工作特性曲線</p><p><b>　　3. 約束條件 </b></p><p>　　1) 應保證所設計的彈簧工作壓緊力與要求壓緊力相等，即</p><p><b>　　= </b></p><p>　　2) 為了保證各工作點A、B、C有較合適的位置(A

75、點在凸點M左邊，B點在拐點H附近，C點在凹點N附近，如圖2-11所示)，應正確選擇相對于拐點的位置，一般=0.8～1.0，即 </p><p>　　(4-8) </p><p>　　3) 保證摩擦片磨損后仍能可靠地傳遞轉矩，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力應大于或等于新摩擦

76、片時的壓緊力，即</p><p>　　4) 為了滿足離合器使用性能的要求，膜片彈簧的H／h與初始底錐角α應在一定范圍內，即</p><p>　　1.6≤H／h≤2.2 9°≤α≤15°</p><p>　　設計膜片彈簧的H／h = 3.6/2 = 1.8 </p><p>　　α≈arctan=

77、arctan=9.728°</p><p>　　5) 彈簧各部分有關尺寸比值應符合一定的范圍，即</p><p>　　1.20≤R／r≤1.35 </p><p>　　70 ≤2R／h≤100 </p><p>　　3.5 ≤R／r0 ≤5.0 (4-9)</p

78、><p>　　R／r=1.31838 2R／h=87 R／r0 =4.5均在此范圍內。</p><p>　　6) 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑R1(或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑r1)應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即</p><p>　　推式： (D+d)／4≤R1≤D／2 </p><

79、;p>　　拉式： (D+d)／4≤r1≤D／2</p><p>　　本設計采用的為推式：R1=67mm ,D=180mm ,d=125mm</p><p>　　76.25mm≤R1≤90mm R1滿足此條件</p><p>　　7) 根據彈簧結構布置的要求，R1與R、r1與r、rf與r0之差應在一定范圍，即</p><p>　

80、　1mm≤R-R1≤7mm R-R1=87-86=1mm</p><p>　　0mm≤r1-r≤6mm r1-r=67-66=1mm</p><p>　　0mm≤rf-r0≤4mm rf-r0=23-20=3mm</p><p>　　8) 膜片彈簧的杠桿比應在一定范圍內選取，即</p><p>　　推式

81、：2.3≤(r1- rf)／(R1- r1)≤4.5</p><p>　　拉式：3.5≤(R1- rf)／(R1- r1)≤9.0</p><p>　　所設計的推式膜片彈簧 </p><p>　　(r1-rf)／(R1-r1)=(67-23)/(86-67)=44/19=2.32mm滿足優(yōu)化條件。</p><p>　　9) 彈簧在工作過程中B

82、點的最大壓應力應不超過其許用值，即</p><p><b>　　≤</b></p><p>　　10) 彈簧在工作過程中A＇點(或A點)的最大拉應力 (或)應不超過其相應許用值，即</p><p>　　≤[] 或≤[]</p><p>　　11) 由主要尺寸參數H、h、R和r制造誤差引起的彈簧壓緊力的相對偏差不超過

83、某一范圍，即</p><p><b>　　(4-10)</b></p><p>　　式中ΔFH 、ΔFh 、ΔFR 、ΔFr 分別為H、h、R、r的制造誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。</p><p>　　12) 由離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的相對偏差也不得超過某一范圍，即 </p><p><b>　　(4

84、-11)</b></p><p>　　式中，ΔF1B為離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。 </p><p>　　§4.3 膜片彈簧的工作點選擇及計算</p><p>　　§4.3.1膜片彈簧工作點的選擇</p><p>　　1. 結合膜片彈簧工作點位置圖（圖2-4）和膜片彈簧工作特性曲線圖（圖4-4）取工

85、作點位置B的變形量=3.3mm,此時2388.51N, </p><p>　　F為壓盤作用在摩擦片上的作用力 F =2370.31 N</p><p><b>　　校核后備系數</b></p><p><b>　　符合要求。</b></p><p>　　離合器徹底分離時，工作點由B到C,壓盤的分離行

86、程 ,即膜片彈簧的大端變形量。</p><p>　　當離合器發(fā)生磨損后，磨損后的工作點A點的變形量，</p><p>　　2. 離合器徹底分離時，分離軸承作用的載荷</p><p>　　離合器徹底分離時，由（式4-5）可得： </p><p>　　3. 離合器分離軸承的行程

87、計算</p><p>　　離合器徹底分離時，壓盤的分離行程在不計膜片的彈性彎曲變形時，分離軸承推分離指的移動行程，由式(4-7)得：</p><p>　　自由狀態(tài)下分離軸承的自由行程一般為1.5～3 mm。所以可得分離軸承的總行程可計算為</p><p>　　§4.3.2膜片彈簧的強度校核</p><p>　　假設膜片彈簧在承載過程

88、中，其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點O轉動（圖4-5），子午斷面在中性點O處沿圓周方向的切向應變?yōu)榱悖琌點以外的點均存在切向應變和切向應力。</p><p>　　在坐標系xoy中，斷面上任意點（x,y）的切向應力為</p><p><b>　　(4-12)</b></p><p>　　式中為自由狀態(tài)時碟簧部分的圓錐底角（rad）；為從自由狀

89、態(tài)起，碟簧子午斷面的轉角（rad）；</p><p>　　e為中性點半徑（mm）,</p><p>　　圖4-5 子午斷面饒中性點的轉動</p><p>　　由式（4-12）可知，當一定時，一定的切向應力在xoy坐標系中呈線性分布，當=0時有</p><p><b>　　(4-13)</b></p><

90、;p>　　因很小，則式（4-13）表明，對于一定的，零應力分布在過O 點而與x軸成的直線上。經分析可得，B點的應力值最高，通常只計算B點的應力來校核碟簧的強度。將B點坐標和代入式（4-12），可得B點的應力</p><p><b>　　(4-14)</b></p><p>　　令，可求出達到極大值時的轉角</p><p>　　(4-15)

91、 </p><p>　　式（4-15）表明B點的最大應力發(fā)生在比彈簧壓平位置再多一個角度的位置處。</p><p>　　當離合器分離時，膜片彈簧的子午斷面的實際轉角，計算時取=；在分離軸承推力作用下,B點還受到彎曲應力，其值為</p><p><b>　　(4-16)</b></

92、p><p>　　式中n為分離指個數，為一個分離指根部的寬度（mm）</p><p>　　考慮到彎曲應力是與切向壓應力相互作垂直的拉應力，根據最大切應力理論，B點的當量應力為</p><p><b>　　(4-17)</b></p><p><b>　　由式（4-14）得</b></p>&

93、lt;p>　　式中由式（4-16）可得B點受到的彎曲應力</p><p><b>　　式中 </b></p><p>　　則由式（4-17）得 </p><p>　　實驗表明，裂紋首先在碟簧壓應力最大的B點發(fā)生，但此裂紋不發(fā)生到損壞，且不會明顯影響碟簧的承載能力。繼后，在A′點由于拉應力產生裂紋，這種裂紋是發(fā)展性的，一直發(fā)展到使碟簧損壞。

94、設計中彈簧材料選擇60Si2MnA,通常應使小于1500～1700 Mpa。</p><p>　　第五章 扭轉減振器的設計</p><p>　　扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，改變系統(tǒng)的固有振型，盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振。阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。</p>&

95、lt;p>　　扭轉減振器具有如下功能：</p><p>　　1）降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。</p><p>　　2）增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭振。</p><p>　　3）控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振與噪聲。<

96、/p><p>　　4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。</p><p>　　§5.1 扭轉減振器線性和非線性特性 </p><p>　　扭轉減振器具有線性和非線性特性兩種形式。</p><p>　　單級線性減振器的扭轉特性如（圖 5-1）所示，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應用于汽油機汽車中。<

97、/p><p>　　當發(fā)動機為柴油機時，怠速時引起變速器常嚙合齒輪齒間的敲擊，從而產生怠速噪聲。在扭轉減振器中另設置一組剛度較小的彈簧，使其在怠速工況下起作用，以消除變速器怠速噪聲， 此時可得到兩級非線性特性，第一級的剛度很小，稱為怠速級，第二級的剛度較大。</p><p>　　目前，在柴油機汽車中廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉減振器 。三級非線性減振器的扭轉特性如圖5-2所示。 &l

98、t;/p><p>　　圖5-1 單級線性減振器的扭轉特性 圖5-2 三級非線性減振器的扭轉特性</p><p>　　§5.2 扭轉減振器的主要參數 </p><p>　　減振器的扭轉剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩是兩個主要參數。其設計參數還包括極限轉矩、預緊轉矩和極限轉角等。</p><p>　　圖5-3減振器尺寸簡圖</p&

99、gt;<p><b>　　1.極限轉矩</b></p><p>　　極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙Δl(圖5-3)時所能傳遞的最大轉矩，一般可取</p><p>　　= (1.5～2.0) (5-1)</p><p>　　式中，商用車：系數取1.5；乘用車：系數取2.0。

100、</p><p>　　試驗表明，當減振器傳遞的極限轉矩與汽車后驅動輪的最大附著力矩相等時，傳動系的動載荷為最??；若，系統(tǒng)將產生沖擊載荷；若，則會增大減振器的角剛度，使傳動系動載荷有所增大。因此，也可按下式選取</p><p><b>　　(5-2)</b></p><p>　　G2為汽車后驅動橋靜載荷；為附著系數，計算時=0.8；為齒輪滾動半徑

101、；為主減速比；為變速器一檔傳動比</p><p><b>　　=N</b></p><p><b>　　N·m</b></p><p><b>　　2. 扭轉角鋼度</b></p><p>　　決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸。設減振彈簧分布在半徑為圓周上，當從

102、動片相對從動盤轂轉過弧度時，彈簧相應變形量為。此時所需加在從動片上的轉矩為</p><p><b>　　(5-3)</b></p><p>　　式中，為每個減振彈簧的線剛度(N／mm)；Zj為減振彈簧個數；為減振彈簧位置半徑(m)。</p><p>　　根據扭轉剛度的定義，則減振器扭轉剛度 </p><p><b&

103、gt;　　(5-4)</b></p><p>　　為減振器扭轉剛度(N·m/rad)</p><p>　　設計時可按經驗來初選 </p><p><b>　　(5-5)</b></p><p><b>　　N·m/rad </b></p><p

104、>　　取=890 N·m/rad </p><p><b>　　3.阻尼摩擦轉矩</b></p><p>　　為了在發(fā)動工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩 。一

105、般可按下式初選</p><p>　　=(0.06～0.17) (5-6) </p><p>　　=0.11Χ52 = 5.72 N·m </p><p><b>　　4.預緊轉矩</b></p><p>　　減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，增加，共振

106、頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是不應大于，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取</p><p>　　=(0.05～0.15) (5-7)</p><p>　　=0.10Χ =0.10 Χ52 = 5.2 N·m </p><p>　　5. 減振彈簧的

107、位置半徑</p><p>　　的尺寸應盡可能大些，如圖7-3所示，一般取</p><p>　　=(0.60～0.75)d/2 (5-8)</p><p>　　=(0.60～0.75)125/2 = 37.5～46.875mm 取=40mm</p><p><b>　　6 減振彈

108、簧個數</b></p><p>　　表6—1 減振彈簧個數的選取</p><p>　　因為所選取摩擦片的外徑=180mm,故取=4。</p><p><b>　　7.減振彈簧總壓力</b></p><p>　　當限位銷與從動盤轂之間的間隙或被消除，減振彈簧傳遞轉矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力為 &l

109、t;/p><p><b>　　(5-9) </b></p><p>　　= 69.04/0.040 =1726 N</p><p>　　§5.3 減振彈簧的計算</p><p>　　1. 單個減振彈簧的的工作載荷</p><p>　　2. 減振彈簧的尺寸</p><p&g

110、t;　　彈簧中徑D2：一般有結構布置來決定，通常D2=11～15mm 左右。查《機械設計實用手冊》第883頁，取D2=14 mm</p><p><b>　　彈簧鋼絲直徑d:</b></p><p><b>　　(5-10)</b></p><p>　　式中，扭轉許用應力取550～600 Mpa，此處=580Mpa<

111、/p><p>　　所以取d = 3 mm</p><p>　　減振彈簧的剛度:應根據已選定的減振器扭轉剛度值及其布置尺寸,根據下式計算：</p><p><b>　　(5-11) </b></p><p>　　減振彈簧的有限圈數 :</p><p><b>　　(5-12)</b>

112、;</p><p>　　式中，G為材料的剪切彈性膜量，對碳鋼可取G =8.3Χ104 Mpa</p><p><b>　　則有 </b></p><p>　　總圈數+(1.5～2)=3.84～4.34 此設計中取=5 圈</p><p>　　減振彈簧的最小高度：指減振彈簧在最大工作負荷下的工作長度，考慮到此時彈

113、簧的壓縮各圈之間仍需留一定的間隙，可確定為</p><p>　　減振彈簧總變形量：指減振彈簧在最大工作負荷下所產生的最大壓縮變形，為 </p><p>　　減振彈簧自由高度：指減振彈簧無負荷時的高度，為</p><p><b>　　減振彈簧預變形量 </b></p><p>　　減振彈簧安裝工作高度：它關系到從動盤轂等零

114、件窗口的尺寸設計，為 </p><p>　　3. 從動片相對于從動盤轂的最大轉角 </p><p>　　最大轉角和減振彈簧的工作變形量有關，其值為</p><p>　　4. 限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙</p><p><b>　　(5-13)</b></p><p>　　式中，為限位銷的安裝尺

115、寸。的取值一般為2.5～3 mm</p><p><b>　　取=3 mm，則有</b></p><p><b>　　設計中取=42mm</b></p><p><b>　　5．限位銷直徑 </b></p><p>　　按結構布置選定，一般=9.5～12mm 取=10m

116、m</p><p>　　目前從動盤減振器在特性上存在如下局限性：</p><p>　　1) 通用的從動盤減振器不能使傳動系振動系統(tǒng)的固有頻率降低到怠速轉速以下，因此不能避免怠速轉速時的共振。</p><p>　　2) 它在發(fā)動機實用轉速1000～2000r／min范圍內，難以通過降低減振彈簧剛度得到更大的減振效果。因為在從動盤結構中，減振彈簧位置半徑較小，其轉角又受

117、到限制，如降低減振彈簧的剛度，就會增加轉角并難以確保允許傳遞扭矩的能力。</p><p>　　第六章 離合器操縱系統(tǒng)設計</p><p>　　離合器操縱系統(tǒng)的功能是，把駕駛員對離合器踏板的輸入變成分離軸承上的輸出，來控制離合器的分離和接合，從而完成對汽車傳動系統(tǒng)的動力切斷或傳遞。因此離合器踏板的布置位置、相關尺寸、作用力以及行程都要符合人體工學的要求。</p><p&

118、gt;　　§6.1 對離合器操縱機構的要求</p><p>　　1. 踏板力要盡可能小，乘用車一般在80～150N，商用車不大于150～200N。</p><p>　　2. 踏板行程在一定的范圍內，乘用車一般在80～150mm，商用車最大不應超過180mm。</p><p>　　3. 應有踏板行程調整裝置，以保證摩擦片磨損后，分離軸承的自由行程可以調整復原

119、。</p><p>　　4. 應有對踏板行程進行限位的裝置，防止操縱機構的零件因受力過大而損壞。</p><p>　　5. 應具有足夠的剛度。</p><p>　　6. 傳動效率要高。</p><p>　　7. 發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。</p><p>　　8. 工作可靠、壽命長，維修方便。&

120、lt;/p><p>　　§6.2 操縱機構結構的選擇</p><p>　　常用的離合器操縱機構主要有機械式、液壓式、機械式和液壓式操縱機構的助力器、氣壓式和自動操縱式等。</p><p>　　機械式操縱機構有桿系和繩索兩種形式。</p><p>　　桿系操縱機構結構簡單、工作可靠，被廣泛應用。但其質量大，機械效率低，在遠距離操縱時布置較

121、困難。</p><p>　　繩索傳動操縱機構（圖6-1）可克服上述缺點，且可采用吊掛式踏板結構。但其壽命較短，機械效率仍不高。多用于發(fā)動機的排量小于1.6 L的輕型汽車車中。</p><p>　　液壓式操縱機構主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、駕駛室和車架變形不會影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點。廣泛應用于各種形式