5、,分為：推式膜片彈簧離合器和拉式膜片彈簧離合器,（）拉式膜片彈簧離合器,第三節(jié)：離合器的操縱機(jī)構(gòu),分為：人力式、液壓式,（一）人力式,（二）液壓式,液壓式操縱機(jī)構(gòu),第三節(jié) 離合器主要參數(shù)的選擇,離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為 （2-1） 假設(shè)摩擦片上工作壓力均勻，則有 （2-2） 摩擦片的平均摩擦半徑Rc根據(jù)壓力均勻的假設(shè)，可表示為 （2-3） 當(dāng)d/D0.6時(shí)，Rc可相當(dāng)準(zhǔn)確地由下式計(jì)算 （2-4） 將式（2-2）與式（2-3）代入式（2-1）得
6、,式中，c為摩擦片內(nèi)外徑之比，c=d/D，一般在0.530.70之間。 為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計(jì)時(shí)Tc應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，即 Tc=Temax （2-6） 式中，Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。 為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩之比，必須大于1。,,,,,,離合器基本參數(shù)的選擇,基本參數(shù)主要有性能參數(shù)和0，尺寸參數(shù)D和d及摩擦片厚度b。 1后備系數(shù) 后備系數(shù)是離合器一個(gè)重要設(shè)計(jì)參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時(shí)，應(yīng)保證離合器應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩、要防止離合器滑磨過大、
7、要能防止傳動(dòng)系過載。因此，在選擇時(shí)應(yīng)考慮以下幾點(diǎn)： 1）為可靠傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，不宜選取太??； 2）為減少傳動(dòng)系過載，保證操縱輕便，又不宜選取太大； 3）當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率較大、使用條件較好時(shí)，可選取小些； 4）當(dāng)使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離合器滑磨，應(yīng)選取大些； 5）汽車總質(zhì)量越大，也應(yīng)選得越大； 6）柴油機(jī)工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取的值應(yīng)比汽油機(jī)大些； 7）發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動(dòng)越小，可選取小些； 8）膜片彈簧離合器選取的值可比螺旋彈簧離合器小些； 9）雙片離合器的值應(yīng)大于單片離合器。,2單位壓力0 單位壓力0對(duì)離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時(shí)應(yīng)考慮離合器的工
8、作條件，發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。 離合器使用頻繁，發(fā)動(dòng)機(jī)后備系數(shù)較小時(shí)， 0應(yīng)取小些；當(dāng)摩擦片外徑較大時(shí)，為了降低摩擦片外緣處的熱負(fù)荷， 0應(yīng)取小些；后備系數(shù)較大時(shí)，可適當(dāng)增大0 。 3摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度 在離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片材料選定、其他參數(shù)已知或選取后，結(jié)合式（2-1）和式（2-5）即可估算出摩擦片尺寸。 摩擦片外徑D（mm）也可根據(jù)如下經(jīng)驗(yàn)公式選用 （2-7） 式中：KD為直徑系數(shù)，轎車：KD=14.5；輕、中型貨車：?jiǎn)纹琄D =16.018.5，雙片KD =13.515.0；重型貨車： KD
9、=22.524.0。 摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三種。,,,,第四節(jié) 離合器的設(shè)計(jì)與計(jì)算,一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 1 設(shè)計(jì)變量 后備系數(shù)取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。單位壓力p0也取決于F和D及d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)變量選為 X=x1 x2 x3 T= F D d T 2 目標(biāo)函數(shù) 離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)追求的目標(biāo)是在保證離合器性能要求條件下，使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標(biāo)函數(shù)為,3 約束條件,1)摩擦片的外徑D(mm)的選取應(yīng)使最大圓周速度D不超過6570ms，即 （ 28 ） 2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0.530.70范
10、圍內(nèi)，即0.53c0.70 3)為保證離合器可靠傳遞轉(zhuǎn)矩，并防止傳動(dòng)系過載，不同車型的值應(yīng)在一定范圍內(nèi)，最大范圍為1.24.0，即1.24.0 4)為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm，即 d2Ro+50 5)為反映離合器傳遞轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，即 （29）,3 約束條件,6)為降低離合器滑磨時(shí)的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，單位壓力p0對(duì)于不同車型，根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，最大范圍p0為0.101.50MPa，即 0.10MPap01.50MPa 7)為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表
11、面溫度過高而發(fā)生燒傷，每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值，即 （ 210 ） W為汽車起步時(shí)離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(W)，可根據(jù)下式計(jì)算 （ 211）,二、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇,膜片彈簧的主要參數(shù)： 膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截錐高度 H； 膜片彈簧鋼板厚度 h ； 自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑 R； 自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑 r ； 自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的圓錐底角 ； 分離指數(shù)目 n 等，見圖。,圖-膜片彈簧的主要參數(shù),1.比值Hh和h的選擇,比值Hh對(duì)膜片彈簧的彈性特性影響極 大。由圖-可知，當(dāng)Hh 時(shí)， F1= (1)有一極大值和一極小值；當(dāng)Hh=2 時(shí)，F(xiàn)1= (
12、1)的極小值落在橫坐標(biāo)上。,圖- H / h 對(duì)膜片彈簧彈性特性的影響,2. 比值Rr和R、r的選擇 根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，Rr一般為1.201.35。為使摩擦片上壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應(yīng)取為大于或等于摩擦片的平均半徑Rc，拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于Rc。 3. 的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切，=arctan H(Rr) H(Rr)。一般在915范圍內(nèi)。,4 . 膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇 膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖2-11所。該曲線的拐點(diǎn)H對(duì)應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且1H= (1M +1N)2。新離合器在接合狀態(tài)時(shí)，膜片彈簧工作
13、點(diǎn)B一般取在凸點(diǎn)M和拐點(diǎn)H之間，且靠近或在H點(diǎn)處，一般1B =(0.81.0) 1H，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內(nèi)壓緊力從F1B到F1A變化不大。當(dāng)分離時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點(diǎn)應(yīng)盡量靠近N點(diǎn)。,圖2-11 膜片彈簧的彈性特性曲線,三、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì),通過確定一組彈簧的基本參數(shù)，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(qiáng)度也滿足設(shè)計(jì)要求。,1. 目標(biāo)函數(shù) 關(guān)于膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)主要有以下幾種： 1) 彈簧工作時(shí)的最大應(yīng)力為最小。 2) 從動(dòng)盤摩擦片磨損前后彈簧壓緊力之差的絕對(duì)值為最小。 3) 在分離行程中，駕駛員作用在分離軸承裝置上的
14、分離操縱力平均值為最小。 4) 在摩擦片磨損極限范圍內(nèi)，彈簧壓緊力變化的絕對(duì)值的平均值為最小。 5) 選3)和4)兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)為雙目標(biāo)。 選取5)作為目標(biāo)函數(shù)，通過兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)分配不同權(quán)重來協(xié)調(diào)它們之間的矛 盾，并用轉(zhuǎn)換函數(shù)將兩個(gè)目標(biāo)合成一個(gè)目標(biāo)，構(gòu)成統(tǒng)一的總目標(biāo)函數(shù)。,式中，1和2分別為兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)(x1)和(x2)的加權(quán)因子，視設(shè)計(jì)要求選定。,（2-12）,2. 設(shè)計(jì)變量,通過支承和壓盤加在膜片彈簧上的載荷F1集中在支承點(diǎn)處，加載點(diǎn)間 的相對(duì)軸向變形為l(圖212b)，則有關(guān)系式,,(2-13),,圖212 膜片彈簧在不同工作狀態(tài)時(shí)的變形 a)自由狀態(tài) b)壓緊狀態(tài) C)分離狀態(tài),,
15、式中，E為材料的彈性模量；為材料的泊松比；H內(nèi)截錐高度；h彈簧板厚；R、r為碟簧部分大、小端半徑；R1、r1為壓盤加載點(diǎn)和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑。 從膜片彈簧載荷變形特性公式(212)可以看出，應(yīng)選取H、h、R、r、R1、r1這六個(gè)尺寸參數(shù)以及在接合工作點(diǎn)相應(yīng)于彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量1B (圖211)為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量，即,X = x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 T= H h R r R1 r1 1B T (2-14),3. 約束條件,1) 應(yīng)保證所設(shè)計(jì)的彈簧工作壓緊力F1B與要求壓緊力FY相等，即 F1B=FY 2) 為了保證各工作點(diǎn)A、B、C有較合適的位置(A
16、點(diǎn)在凸點(diǎn)M左邊，B點(diǎn)在拐點(diǎn)H附近，C點(diǎn)在凹點(diǎn)N附近，如圖2-11所示)，應(yīng)正確選擇1B相對(duì)于拐點(diǎn)1H的位置，一般1B1H=0.81.0，即,,(2-15),3) 保證摩擦片磨損后仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力F1A 應(yīng)大于或等于新摩擦片時(shí)的壓緊力F1B，即 F1AF1B 4) 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的Hh與初始底錐角H(R-r)應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即 1.6Hh2.2 9H(R-r)15 5) 彈簧各部分有關(guān)尺寸比值應(yīng)符合一定的范圍，即 1.20Rr1.35 702RA100 3.5Rr05.0 (2-16),6)
17、 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(diǎn)半徑R1(或拉式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑r1)應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即 推式：(D+d)4R1D2 拉式：(D+d)4r1D2 7) 根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求，R1與R、r1與r、rf與r0之差應(yīng)在一定范圍，即 1R1-R7 0r1-r6 0rf-r04 8) 膜片彈簧的杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即 推式：2.3(r1- rf)(R1- r1)4.5 拉式：3.5(R1- rf)(R1- r1)9.0 9) 彈簧在工作過程中B點(diǎn)的最大壓應(yīng)力rBmax應(yīng)不超過其許用值，即 rBmaxrB 10) 彈簧在工作過程中
18、A點(diǎn)(或A點(diǎn))的最大拉應(yīng)力tAmax(或tAmax)應(yīng)不超過其相應(yīng)許用值，即 tAmaxtA 或tAmaxtA,11) 由主要尺寸參數(shù)H、h、R和r制造誤差引起的彈簧壓緊力的相對(duì)偏差不超過某一范圍，即,0 .05 (2-17),12) 由離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的相對(duì)偏差也不得超過某一范圍，即,,0 .05 (2-18),式中，F(xiàn)1B為離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。,第五節(jié) 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì),扭轉(zhuǎn)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(dòng)系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，改變系統(tǒng)的固有振型，盡可能避開由發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩
19、主諧量激勵(lì)引起的共振。 阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動(dòng)能量。,扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能： 1）降低發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸與傳動(dòng)系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動(dòng)系扭振固有頻率。 2）增加傳動(dòng)系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振。 3）控制動(dòng)力傳動(dòng)系總成怠速時(shí)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。 4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。,扭轉(zhuǎn)減振器線性和非線性特性,扭轉(zhuǎn)減振器具有線性和非線性特性兩種形式。 單級(jí)線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如圖 2-13所示，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應(yīng)用于汽油機(jī)汽車中。 當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)為柴
20、油機(jī)時(shí)，怠速時(shí)引起變速器常嚙合齒輪齒間的敲擊， 從而產(chǎn)生怠速噪聲。在扭轉(zhuǎn)減振器中另設(shè)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(shí)可得到兩級(jí)非線性特性， 第一級(jí)的剛度很小，稱為怠速級(jí)，第二級(jí)的剛度較大。 目前，在柴油機(jī)汽車中廣泛采用具有怠速級(jí)的兩級(jí)或三級(jí)非線性扭轉(zhuǎn)減振器 。三級(jí)非線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如圖2-14所示。,圖2-13 單級(jí)線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性,圖2-14 三級(jí)非線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性,減振器的主要參數(shù),減振器的扭轉(zhuǎn)剛度k和阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩T是兩個(gè)主要參數(shù)。其設(shè)計(jì)參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩TJ、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn和極限轉(zhuǎn)角等J 。,1 極限轉(zhuǎn)矩TJ 極限轉(zhuǎn)矩
21、為減振器在消除限位銷與從動(dòng)盤轂缺口之間的間隙1(圖7-3)時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，一般可取 TJ= (1.52.0) Temax (2-19),,圖2- 15 減振器尺寸簡(jiǎn)圖,2 扭轉(zhuǎn)剛度k,k決定于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸。設(shè)減振彈簧分布在半徑為Ro的圓周上，當(dāng)從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤轂轉(zhuǎn)過弧度時(shí)，彈簧相應(yīng)變形量為Ro。此時(shí)所需加在從動(dòng)片上的轉(zhuǎn)矩為,T=1000KZj,(2-20),式中，K為每個(gè)減振彈簧的線剛度(Nmm)；Zj為減振彈簧個(gè)數(shù)；Ro為減振彈簧位置半徑(m)。,根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義k=T ，則減振器扭轉(zhuǎn)剛度,k=1000KZj,設(shè)計(jì)時(shí)可按經(jīng)驗(yàn)來初選k k1
22、3TJ (2-22),(2-21),3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩T 為了在發(fā)動(dòng)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)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(zhuǎn)矩T 。一般可按下式初選 T=(0.060.17) Temax (2-23) 4 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊。研究表明，Tn增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動(dòng)，這是有利的。但是Tn不應(yīng)大于T，否則在反向工作時(shí)，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故取 Tn=(0.050.15) Temax (2-24) 5 減振彈簧的位置半徑Ro R
23、o的尺寸應(yīng)盡可能大些，如圖7-3所示，一般取 Ro=(0.600.75) d/2 (2-25) 6 減振彈簧個(gè)數(shù)Zj 表61 減振彈簧個(gè)數(shù)的選取 摩擦片外徑Dmm 225250 250325 325350 350 Zj 46 68 810 10,7 減振彈簧總壓力F 當(dāng)限位銷與從動(dòng)盤轂之間的間隙1或2被消除，減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值TJ時(shí)，減振彈簧受到的壓力F為 F=TJ/ Ro (2-26) 8 極限轉(zhuǎn)角 減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時(shí)，從動(dòng)片
24、相對(duì)從動(dòng)盤轂的極限轉(zhuǎn)角為,,(2-27),式中， 為減振彈簧的工作變形量。 目前從動(dòng)盤減振器在特性上存在如下局限性： 1) 通用的從動(dòng)盤減振器不能使傳動(dòng)系振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率降低到怠速轉(zhuǎn)速以下，因此不能避免怠速轉(zhuǎn)速時(shí)的共振。 2) 它在發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)用轉(zhuǎn)速10002000rmin范圍內(nèi)，難以通過降低減振彈簧剛度得到更大的減振效果。,,,雙質(zhì)量飛輪的減振器,雙質(zhì)量飛輪減振器具有以下優(yōu)點(diǎn) 1)可以降低發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率，以避免在怠速轉(zhuǎn)速時(shí)的共振。 2)可以加大減振彈簧的位置半徑，降低減振彈簧剛度K，并允許增大轉(zhuǎn)角。 3)由于雙質(zhì)量飛輪減振器的減振效果較好，在變速器中可采用粘度較低的齒輪油而不
25、致產(chǎn)生齒輪沖擊噪聲。由于從動(dòng)盤沒有減振器，可以減小從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，這也有利于換擋。 但由于減振彈簧位置半徑較大，高速時(shí)受到較大離心力的作用，使減振彈簧中段橫向翹曲而鼓出，與彈簧座接觸產(chǎn)生摩擦，使彈簧磨損嚴(yán)重，甚至引起早期損壞。,,圖2-16 雙質(zhì)量飛輪減振器,1一第一飛輪 2一第二飛輪 3一離合器蓋總成 4一從動(dòng)盤 5一球軸承 6一短軸 7一滾針軸承 8一曲軸凸緣 9一聯(lián)結(jié)盤 10一螺釘 11一扭轉(zhuǎn)減振器,第六節(jié) 離合器的操縱機(jī)構(gòu),1對(duì)操縱機(jī)構(gòu)的要求 1）踏板力要小，轎車：80150N，貨車：<150200N。 2）踏板行程在一定的范圍內(nèi)，轎車：80150mm，貨車：<180mm。 3）摩擦
26、片磨損后，踏板行程應(yīng)能調(diào)整復(fù)原。 4）有對(duì)踏板行程進(jìn)行限位的裝置，防止操縱機(jī)構(gòu)因受力過大而損壞。 5）應(yīng)具有足夠的剛度。 6）傳動(dòng)效率要高。 7）發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)及車架和駕駛室的變形不會(huì)影響其正常工作。,,2操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇,常用的離合器操縱機(jī)構(gòu)主要有機(jī)械式、液壓式等。 機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)有桿系和繩索兩種形式。 桿系傳動(dòng)機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠，被廣泛應(yīng)用。但其質(zhì)量大，機(jī)械效率低，在遠(yuǎn)距離操縱時(shí)布置較困難。 繩索傳動(dòng)機(jī)構(gòu)可克服上述缺點(diǎn)，且可采用吊掛式踏板結(jié)構(gòu)。但其壽命較短，機(jī)械效率仍不高。多用于輕型轎車中。 液壓式操縱機(jī)構(gòu)主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動(dòng)效率高、質(zhì)量小、布置方便、便于采用吊
27、掛踏板、駕駛室容易密封、駕駛室和車架變形不會(huì)影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點(diǎn)。廣泛應(yīng)用于各種形式的汽車中。,3離合器操縱機(jī)構(gòu)的主要計(jì)算,踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2兩部分組成：,,圖2-17 液壓式操縱機(jī)構(gòu)示意,式中，S0f為分離軸承自由行程，一般為1.53.0mm，反映到踏板上的自由行程S1一般為030mm；d1、d2分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦面面數(shù)；S為離合器分離時(shí)對(duì)偶摩擦面間的間隙，單片：S=0.851.30mm，雙片：S=0.750.90mm。a1、a2、b1、b2、c1、c2為杠桿尺寸（圖2-17）。,,(2-28),踏板力Ff可按下式計(jì)算,,式中，F(xiàn)為離合器分離時(shí)，壓緊彈簧對(duì)壓盤的總壓力；,為操縱機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比，,=,；,為機(jī)械效率，液壓式：,；機(jī)械式：,；Fs為克服回位彈簧1、2的,工作缸直徑d2的確定與液壓系統(tǒng)所允許的最大油壓有關(guān)。考慮到橡膠軟管及其他管接頭的密封要求，最大允許油壓一般為58Mpa。 對(duì)于機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)的上述計(jì)算，只需將d1和d2取消即可。,拉力所需的踏板力，在初步設(shè)計(jì)時(shí)，可忽略之。,(2-29),,,back,
《離合器設(shè)計(jì)》PPT課件
