1、目錄引言 11 汽車離合器21.1 離合器的基本組成和分類21.2 離合器的功用31.3 設計要求32 摩擦離合器基本結構尺寸、參數的選擇42.1 摩擦片外徑及其它尺寸的確定42.1.1 摩擦片外徑D 42.1.2 摩擦片內徑d 42.1.3 摩擦片厚度h 52.1.4 校核離合器所選尺寸53 離合器零件的結構選型及設計計算73.1 從動盤總成71. 1.1 從動片 72. 1.2 從動盤轂73. 2 壓蓋和離合器蓋94. 2. 1 壓盤設計95. 2. 2 離合器蓋的設計126. 3 離合器分離裝置的設計133. 3. 1 分離桿 133.4 圓柱螺旋彈簧設計153 41 結構設計要點153

2、 4 2 彈簧的材料及許用應力163 4 3 彈簧的計算163 4 4 離合器的平衡194參考文獻201汽車離合器分析1. 1離合器的基本組成和分類離合器位于發動機和變速箱之間的飛輪殼內，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后 平面上，它的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行使過程中，駕駛員可根據需要踩下 離合器或松開離合器踏板，使發動機與變速箱暫時分離或逐漸接合，以切斷或傳遞發動 機向變速器輸入的動力。其構造如圖1 1所示，一般由主動部分（飛輪、離合器蓋、 壓盤）、從動部分（從動盤）、壓緊機構（壓緊彈簧）、分離機構（分離拉桿、分離叉、 分離套筒、分離軸承、分離杠桿等）和操縱機構（離合器踏板）五大部分

3、組成。摩擦離合器按從動盤的數目分為：單片離合器和雙片離合器；按壓緊彈簧的結構形 式分為：螺旋彈簧離合器和膜片彈簧離合器。圖1 1 離合器結構示意圖1 2 離合器的功用 離合器的主要功能是切斷和實現對傳動系的動力傳遞。其主要作用： .汽車起步時將發動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩起步； .在換擋時將發動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊； .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。1 3 汽車離合器設計的基本要求在設計離合器時，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

4、。在離合器的結構設計時必須綜合考慮以下幾點： . 在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備，又能防止過載。 .接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。 .分離時要迅速、徹底。 .從動部分轉動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小同步器的磨損。 .應有足夠的吸熱能力和良好的通風效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。 .避免傳動系產生扭轉共振，具有吸收振動、緩和沖擊的能力。 .操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。 .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，保證有穩定的工作性能。 . 具有足夠的強度和良好的動

5、平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。 . 結構應簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調整方便等。2摩擦離合器基本結構尺寸、參數的選擇2. 1摩擦片外徑及其它尺寸的確定2. 1. 1摩擦片外徑D摩擦片外徑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。它和離 合器所需傳遞的轉矩大小有一定的關系。顯然，傳遞大的轉矩，就需要大的尺寸。發動 機轉矩是重要的參數，當按發動機最大轉矩 Tmax（N-m）來選定D時，可根據公式(2-1)D100i；Iemax式中D摩擦片外徑，mmTmax發動機最大轉矩，N mA 和車型及使用情況有關的系數，小轎車 A= 47; 一般載貨汽車A= 36（單片） 或A= 5

6、0 （雙片），取A= 50.所給題目中的最大轉矩為303.8 N- m,則摩擦片外徑為303.8D 100 246.491,50按照我國摩擦片尺寸標準，由表 21最終選定摩擦片的尺寸為 D =280 mm。2. 1. 2摩擦片內徑d摩擦片的內徑d不作為一個獨立的參數，它和外徑 D有一定的關系，用比值C來 反映，定義為dC （2-2）D比值C關系到從動片總成的結構設計和使用性能。增加 C有利于離合器的散熱和 減少摩擦片內外緣滑磨速度差。但是，過分增加C會使得摩擦片面積減小，影響其傳遞 轉矩的能力。按照目前的設計經驗，C 0.53 0.7一般說來，發動機轉速越高，C取值越大。由離合器摩擦片的尺寸系

7、列和參數表21 取得 C 0.589,內徑 d=165 mm。外徑D/mm內徑d/mm厚度h/mm內外徑之比C'單位面積A/mm21601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.583466003251903.50.5855460035019540.5576780038020540.540729002.1.3 摩擦片厚度h對摩擦片的厚度h ,我國已規定了 3種規格：3.2 mm, 3.5

8、 mm和4 mm。根據離合 器摩擦片的尺寸系列和參數表 2-1,取厚度h =3.5 mm。綜上所述，選取摩擦片外徑 D =280 mm,內徑d=165 mm,厚度h=3.5 mm , C = 0.589.2.1.4 校核離合器所選尺寸離合器尺寸的校核可用如下公式TcTemax ZpD3(1 d3/D3)(2-3)12式中D摩擦片外徑，mm；d摩擦片內徑，mm；p 單位壓力，MPa；Z 摩擦片工作面數，單片為2,雙片為3;Temax發動機最大轉矩，NI - m；離合器后備系數；TC離合器的轉矩容量，N m o后備系數是離合器一個重要的設計參數，它反映了離合器傳遞發動機最大轉矩的可靠程度。在選擇

9、時，應保證離合器應能可靠地傳遞發動機最大轉矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。因此，在選擇 時應考慮以下幾點：1）為可靠傳遞發動機最大轉矩，不宜選取太小；2）為減少傳動系過載，保證操縱輕便，又不宜選取太大；3）當發動機后備功率較大、使用條件較好時，可選取小些；4）當使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離合器滑磨，應選取大些；5）汽車總質量越大，也應選得越大；6）發動機缸數越多，轉矩波動越小，可選取小些；7）螺旋彈簧離合器選取值可比膜片彈簧離合器大些；8）雙片離合器的 應大于單片離合器；9）不同車型的 值應在一定范圍內，最大范圍為1.24.0.綜上所述，由于采用的是螺旋彈簧，基本上在公路

10、上行使，取 =2.4,摩擦系數= 0.3 , Tmax = 729.12N.m,外徑 D = 280mm 內徑 d = 165mm 代入（2 3）得：3165 32.4 303.80.3 3 p 0.281（）12280可得 p =0.249MPa單位壓力p在容許的范圍內，因此所選擇的離合器尺寸。參數合理。3 離合器零件的結構選型及設計計算3 1 從動盤總成從動盤有兩種結構形式：帶扭轉減振器的和不帶扭轉減震器的，本次設計中選取的是不帶扭轉減振器的從動盤，其結構簡單、重量較輕，從動盤中的從動片直接鉚在從動盤轂上。按從動盤數可分為單片離合器、雙片離合器和多片離合器，單片離合器結構簡單，尺寸緊湊，散

11、熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底、接合平順。雙片離合器傳遞轉矩能力較大，徑向尺寸較小，接合平順。但中間壓盤通風散熱不良，分離不夠徹底。多片離合器主要用于行星齒輪變速器換檔機構中，它具有接合平順柔和、摩擦表明溫度較低、磨損較小，使用壽命長的優點，主要應用于重型牽引車和自卸車上。根據課題及參照同類產品，本次設計選取雙片離合器。從動盤由從動片、摩擦片和從動盤轂等3 個基本部分組成。3 1 1 從動片設計從動片時應滿足以下要求：1、設計時要盡量減少其重量，并使其質量的分布盡可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量；2、為了使離合器接合平順，保證汽車平穩起步，單片離合器的

12、從動片一般都做成具有軸向彈性的結構。采用具有軸向彈性的從動片結構比較復雜，此外由于軸向彈性需要增加分離行程才能保證離合器的徹底分離。因此在一些情況下（如雙片離合器），從動片采用剛性的更有利。根據題目要求，本次設計選取的從動片不做成具有軸向彈性的。這首先是因為雙片離合器的接合過程本身就比較平順；其次，若雙片離合器從動片做成彈性的，其結果是要大大增加踏板的工作行程（或是要縮小離合器傳動裝置的傳動比而使踏板操縱力增大） ，才能保證離合器的分離徹底。顯然，這些都不利于離合器的操縱。無論何種從動片都要保證其結構形狀的熱穩定性，防止翹曲變形，以免摩擦面片壓力不均。根據經驗，參照同類產品，選取從動片的材料為

13、50熱處理HRC4050,外徑為280mm3 1 2 從動盤轂發動機轉矩是從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器第一軸花鍵軸就插在該花鍵孔內。從動盤轂和變速器第一軸的花鍵結合方式，目前都采用齒側定心的矩形花鍵。花鍵之間為動配合，這樣，在離合器分離和結合過程中，從動盤轂能在花鍵軸上自由滑動。為了保證從動盤轂在變速器第一軸上滑動不產生歪斜，影響離合器的徹底分離，從 動盤轂的軸向長度不宜過小，一般取其尺寸與花鍵外徑大小相同，對在艱難情況下工作 的離合器，其盤轂的長度更大，可達花鍵外徑的 1.4倍。1 .從動盤轂花鍵尺寸選擇根據GB1144- 1974選定從動盤轂花鍵尺寸系列表 3-1選取其尺寸入下：從動盤外

14、徑D = 280mm,發動機轉矩幾=303.8 N -m,花鍵齒數n =10,花鍵外徑D = 35mm ,花鍵內徑d = 32mm齒厚b=4mm,有效長度l=40mm,擠壓應 12.7 MPa。表3-1從動盤轂花鍵尺寸系列從動盤外徑D/mm發動機轉矩emax / N -m花鍵齒數n花鍵外徑D/mm花鍵內徑d/mmb/mm功效1A1 Ul/mm擠壓應力/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.73003101040

15、3254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5摩擦片與從動片之間有兩種緊固方法：怫接法和粘接法，本次設計中選取怫接法, 其優點是可靠及磨損后換裝摩擦片方便。2 .從動盤轂花鍵的強度校核花鍵齒的側面壓力4Temax(3-1)(D d )Z式中Z從動盤轂的數目因此P 4 303.8 3 9068.7N(35 32) 102擠壓應力(3-2)P 擠nhl式中h花鍵齒的工作高度，m, h (D d )/2

16、 o因此9068.7 15.1 20 MPa 35 323310 () 10 3 40 10 32所以符合要求。根據經驗、參照同類產品，選取從動盤摩擦材料為石棉基摩擦材料。采用它的原因 是，一方面石棉有良好的耐熱性能，而另一方面它又得到銅絲或鋅絲的加強，可以說是 一種性能比較良好的摩擦材料.3 . 2壓蓋和離合器蓋4 . 2. 1壓盤設計壓盤的設計包括傳力方式的選擇及其幾何尺寸的確定兩個方面。1 .壓盤傳力方式的選擇壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動， 所以它必須和飛輪有一定的聯系，但這種聯系又應允許壓盤在離合器分離過程中能自由 地做軸向移動，使壓盤和從動盤

17、脫離接觸。壓盤和飛輪間常用的連接方式有：凸臺式、 鍵式、銷式。在雙片離合器中一般都采用綜合式的連接方法，即中間壓盤通過鍵，壓盤 則通過凸臺。還可以用銷子傳力。根據經驗、參照磁品，采用 6個傳力銷將飛輪與中間壓盤、壓盤連接在一起。傳力銷的尺寸為18.5 0 0.084,壓盤上的傳力銷尺寸為190007。傳力銷的材料為中碳鋼(35號鋼)，壓盤材料為灰鑄鐵。2 .傳力銷的強度校核(3-3)T emax4nRn中 Temax發動機最大轉矩，N m ;圖3-1傳力銷的受力圖由圖3-1可知，傳力銷同時承受由力Q、Q所引起的彎曲應力和P （接合時的彈 簧壓緊力）引起的拉伸應力。止匕外，傳力銷表面在寬度S1與

18、S2的范圍內還受其Q和Q 的擠壓作用。具強度校核如下。1）拉彎復合應力作用力Te max2nRn(3-4)n 傳力銷數目;Rn力Q和Q的作用半徑，mo因此303.836 165 10303.834 6 165 10153.4 N76.7 N傳力銷的彎曲應力M b WbTe max ( 2 a b) 34Rnn 0.1d(3-5)式中 M B彎矩，N m,MbTemax (2a 3/4*d 傳力銷由g部直徑，cm；Wb傳力銷抗彎截面模量，cm3;a, b力Q和Q 的作用力臂，cm。303.8 (2 11 29.5)因止匕， 彎 ，一9 8.49 Mpa< b 530 MPa4 137.5

19、6 0.1 18.53 10 9傳力銷的拉伸應力4Pd2n(3-6)因此4 12 7853.14 18.52 10 6584 MPa 6傳力銷的復合應力(3-7)因止匕 合=7.49+5.84=13.33 MPa2）傳力銷的擠壓應力S,d1 100(MPa)(3-8)Q .、(MPa)S2di 100(3-9)式中，di傳力銷的直徑，cm;S1, S 2 作用范度，cm。因此184.12擠R15 10 6 18.5 10092.06擠A115 10 6 18.5 1006634.95MPa3307.48MPa經校核，傳力銷的強度符合要求。3 .壓盤幾何尺寸的確定在摩擦片的尺寸確定后與它摩擦相接

20、觸的壓盤內、外徑尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸歸結為如何去確定它的厚度。壓盤厚度的確定主要依據以下兩點：壓盤應具有足夠的質量；壓盤應具有較大 的剛度。因此，壓盤一般都做得比較厚（一般不小于 10mm,而且在內緣做成一定錐度以彌補壓盤因受熱變形后內緣的凸起。止匕外，壓盤的結構設計還應注意加強通風冷卻, 如雙片離合器的中間壓盤體內開有許多徑向通風孔。根據經驗、參照同類產品，本次設計選取的壓盤外徑為330mm內彳全為163mm厚度為15mm材料為3號灰鑄鐵。4 .滑磨功的計算離合器滑磨的嚴重程度常用滑磨功的大小來衡量。它指的是離合器在接合過程中有 多少機械能變成熱能。離合器的滑磨功越大，

21、意味著變成熱能的數量越多，那么零件的 發熱和磨損也就越嚴重。計算公式如下：_2L 0.5Ja 0(3-10)22 2Ja mark /i0ik(3-11)式中Ja 汽車整車質量轉化相當的轉動慣量，kg - tf 2,0離合器開始滑磨時的發動機角速度,0 2 n/60 rad ;ma汽車總質量，Kg;車輪滾動半徑;i0 主傳動比;ik變速器傳動比。根據經驗、參照同類產品，選取輪胎規格為9.00 20,則i0=7.63, ik=6.24,rk=475mm ma =8025kg。8025 4752 10 通風散熱因止匕Ja 22 0.80 kg m26.242 7.632為了加強離合器的冷卻，離合器

22、蓋上必須開許多通風窗口。對中問題離合器蓋內裝有壓盤、分離桿、壓緊彈簧等零件，因此它相對發動機飛輪曲軸中心線必須要有良好的定心對中，否則會破壞系統整體的平衡，嚴重影響離合器的正常工作對中方式常用的有以下兩種：一是用止口對中，鑄造的離合器蓋以外圓與飛輪上的內圓止口對中。二是用定位銷或定位螺栓對中。3. 3離合器分離裝置的設計 3. 3. 1分離桿 1)分離桿結構型式的選擇在離合器分離和接合的過程中，踏板與壓盤之間的運動聯系最后的環節為分離桿。周布螺旋彈簧離合器的分離桿數目一般采用 36個。分離桿的結構型式與壓緊彈簧的類型有著密切的關系。本次設計選用的是周布彈簧離合器，采用 6個分離桿。在沿圓周分布

23、的圓柱螺旋彈簧離合器中常見的分離桿結構有以下幾種類型，如圖3-2所示。(b)圖3 2分離桿結構圖3-2 (a)是鍛造后經加工制成的。與圖中其他三種結構相比，它的加工量最大， 結構也比較復雜。圖3-2 (b)所示是一些重型汽車上采用的結構。分離桿也是鍛制的。由于錢鏈處全 部采用了滾針軸承，因此具有摩擦損失小、傳動效率高的優點。另外它的調整螺母在離 合器上，所以調整也比較方便。圖3-2 (c)中，分離桿由鋼板沖壓而成，加工比較簡單，而且調整螺釘在分離桿外 端，調整也比較方便。圖3-2 （d）所示的是中小型汽車上采用的結構。這種被稱為擺動塊式的分離桿也是由鋼板沖壓而成的，結構簡單。分離桿在壓盤上的支

24、承方式也很簡單。此外它還具有磨損小、調整方便等優點，所以目前在中小型汽車上采用很多。綜上所述，根據經驗、參照同類產品，選擇圖 3-2 （c）所示的分離桿結構，由低碳鋼板（ 08 鋼板）沖壓而成。2）分離桿設計分離桿設計時應注意如下幾個問題： 分離桿要有足夠的剛度在分離離合器時，分離桿要承受很大的力，如果剛度不夠，會引起較大的變形，這不僅要降低離合器操縱機構的傳動效率，甚至還可能出現離合器分離不徹底。因此在結構設計時，一定要設法增加分離桿的剛度，提高其抗彎曲的能力，以減少在受力時的變形。從圖2-2 所列舉的結構中可以看到，分離桿都有加強筋。 分離桿的鉸接處應避免運動上的干涉分離離合器時，壓盤沿其

25、軸線做平行移動，分離桿與壓盤的鉸接點也跟著壓盤一起平移。與此同時，這個鉸接點還必須繞分離桿的中間支點作圓弧運動。顯然，同一個點同時做兩種運動是不可能的，這就是所說的運動干涉現象。為了避免這種運動干涉，保證離合器能順利分離，在分離桿鉸接處的結構上必須采取相應的措施。在圖2-2（ c） 結構中， 分離桿的支撐叉與離合器的連接處采用了帶球面的調整螺母，而且支撐叉與離合器蓋的孔之間還留有間隙。與圖 2-2 （b）相比，其活動支點不在中間 而是在分離桿外端與壓盤的鉸接處。這樣，在離合器分離時，支撐叉可在離合器蓋的孔中擺動，以避免分離桿的運動干涉。 分離桿內端的高度可以調整為了保證在離合器分離時分離軸承能

26、同時壓緊所有的分離桿，使每個分離桿的受力均衡， 并使壓盤不致產生歪斜，造成離合器分離不徹底和結合過程中離合器的抖動現象，要求各分離桿的內端必須在平行于壓盤的同一平面上（其高度差一般不超過0.2mm） 。為了達到這個要求，分離桿在結構上都有相應的調整環節，我們是通過調整分離桿外端的高度來實現的。 分離桿的鉸接處應采用滾針軸承或刀口支撐為了減少磨損和提高效率，分離桿的鉸接處應采用滾針軸承或刀口支撐。3 3 2 分離軸承及分離套筒分離軸承在工作中主要承受軸向力。在分離離合器時，猶豫分離軸承的旋轉，在離心力的作用下，它同時還承受徑向力。所以在離合器中采用的分離軸承主要有徑向推力軸承和推力軸承兩種。徑向

27、推力類適用于高速、第軸向負荷的情況，而推力類則適用低速、高軸向負荷的情況。除此之外，在某些輕型汽車上還采用由浸油的碳和石墨混合壓制而成的滑動止推軸承。在以往的設計中，分離軸承在內圈通常壓配在鑄造的分離套筒上，而分離套筒則裝在變速器第一軸軸承蓋套管外軸頸上，可以自由移動，分離離合器時軸承內座圈不動，外座圈旋轉。在離合器處于結合狀態時，分離軸承的端面與分離桿的內端之間應留有間隙 =34mm,以備在摩擦片磨損的情況下，分離桿內端后退而不致妨礙壓盤繼續壓緊摩擦片，以保證可靠地傳遞發動機轉矩。這個間隙反映在踏板上為一段自由行程。現在離合器操縱中常裝有間隙自動調整裝置，則=0,踏板自由行程可減小。因此，根

28、據經驗、參照同類產品，選取角接觸球軸承，它能同時承受徑向、軸向聯合載荷，公稱接觸角越大，軸向載荷能力也越大。離合器分離軸承型號為：7011AC(25),外形尺寸為：內徑 D =55mm外徑D =90mm寬度B=18mm軸承套筒座是用尼龍和玻璃纖維材料模壓成形，為例減輕摩擦磨損，制作時在套筒座中加有1%的二硫化鉬，起著自潤滑作用。套筒座的內孔開有矩形鍵槽，目的是減少滑動阻力，減緩來自變速器軸承蓋套筒的振動，同時也起到通風散熱和導屑的作用。分離套筒上開有用來注潤滑油的缺口，而在離合器殼上裝有注油杯，并用軟管(或硬管)通到分離套筒的缺口處，在分離套筒內還有一定的空間供儲存潤滑油。為例保存潤滑油并防止

29、它飛濺到離合器摩擦片上，分離軸承外圈包有薄鋼板沖壓成的防護罩。4 4 圓柱螺旋彈簧設計5 4 1 結構設計要點壓緊彈簧沿著離合器壓盤圓周布置時，通常都用圓柱螺旋彈簧。螺旋彈簧的兩端拼緊并磨平，這樣就可使彈簧的兩端支撐面較大，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，而且應該隨摩擦片外徑的增大而增加彈簧的數目。此外，在布置圓柱彈簧時，要注意分離桿的數目，使彈簧均勻布于分離桿之間。因此，彈簧的數目Z 應該是分離桿n 的倍數，即式中m-為任意正整數。在設計圓柱螺旋彈簧時，應根據摩擦片 D,選定彈簧的數目Z ,并根據離合器工作 總壓力

30、，確定每個彈簧的工作壓力 P:P P Z式中P工作總壓力，N；Z 離合器壓簧的數目。摩擦片外徑為200280mm時，周布圓柱螺旋彈簧的數目一般為 912個，故取 Z=12.設計上，每一個周布圓柱螺旋彈簧的工作壓力 P應不超過1000N o周布壓緊彈簧的外徑通常限制在 2730mm之間。這樣，便于把同樣的壓簧裝在不 同尺寸的離合器上。有的離合器廠，有時還把用得較多的一些彈簧的工作高度做成相同 的尺寸，而用改變鋼絲直徑和工作圈數的辦法，以獲得彈簧不同壓緊力，有利于壓簧在 不同的離合器上通用。3. 4. 2彈簧的材料及許用應力離合器周布螺旋彈簧的鋼絲直徑一般在 4mrnfc右，由于其直徑不大，周圍環

31、境的工 作溫度特也在正常范圍之內，所以彈簧的材料大都選用65Mnffl或碳素彈簧鋼。碳素彈簧鋼的特點是：價格低廉，原材料來源方便，鋼中雜質較少，在相同表面狀態及熱處理 條件下，它的疲勞性能他也不低于合金鋼彈簧。鉆彈簧鋼與碳素彈簧鋼比較，優點是： 淬性好和強度高，脫碳傾向小，雖然它有過熱敏感性和回火脆性的缺點，但鉆彈簧鋼價 格便宜，原材料易得，故很適合于做離合器彈簧。彈簧材料的許用應力t必須按照彈簧的工作特點來確定。一般彈簧按工作特點及所受負荷的類型可分為 3類：1類：受動載荷的彈簧；2類：受靜負荷或負荷均勻增加的彈簧；3類：不重要的彈簧。由于彈簧的許用應力受材料、負荷特點、制造工藝等因素的影響

32、，因此要根據具體 情況規定許用應力值。對于汽車離合器的壓簧來說其符合狀況介于1類和2類之間，按照目前我國的工藝條件，一般推薦其許用應力 為800Mpa左右。離合器的壓簧由于其簧絲直徑較小，可用冷卷法制成，卷成后一般不再淬火處理, 只需要低溫回火以消除內應力。3. 4. 3彈簧的計算已知摩擦片外徑D=280mm壓緊彈簧的數目Z=12,離合器白總壓緊P=9420N。彈 簧的相關計算如下：1）每一個彈簧的工作壓力942012785 N4.5材料選用65Mn鋼2）彈簧絲直徑(3-14)式中，P=785N初選彈簧指數（旋繞比）C=6,曲度系數K =1.25,選=715Mpa,代入上式得,“ 785 1.

33、25 6，”d11.6 4.60 mm715取鋼絲標準直徑d1 =4.5 mm3）由結構上確定彈簧的外徑D1 =30mm4）彈簧中徑DoiDi d1因止匕Doi 30 4.5 25.5mm5）彈簧指數（旋繞比）D D01 Cd1因此C ".5 5.67根據標準圓整為6.6)實際的工作應力8PCKd；因此8 785 6 1.253.144.52 10 6740.74MPa初選彈簧剛度K=40N/mm7)彈簧的工作圈數Gd：8D01K式中，G 材料的剪切彈性卞K數，對于碳鋼：G 8.0 104 8.3 103MPa 1 。取i=6.5圈。8)彈簧的實際剛度Gd：8D；1iPmaxPf(3-19)對于離合器壓簧來說，希望K盡量小，一般 K=2045N/