第二章离合器设计第二章 离合器设计本章主要学习：
（ 1） 汽车离合器设计的基本要求；
（ 2） 各种形式汽车离合器的特点及应用；
（ 3） 离合器基本参数的选择及优化；
（ 4） 膜片弹簧主要参数的选择及优化；
（ 5） 扭转减振器的设计；
（ 6） 离合器的操纵。
第二章 离合器设计
第一节 概述
第二节 离合器的结构方案分析
第三节 离合器主要参数的选择
第四节 离合器的设计与计算
第五节 扭转减振器的设计
第六节 离合器的操纵机构第一节 概述离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。主要作用：
(1)汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，
确保汽车平稳起步；
(2)在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；
(3)限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；
(4)有效地降低传动系中的振动和噪声。
摩擦离合器主要组成摩擦离合器主要由主动部分（发动机飞轮、离合器盖和压盘等）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等）
四部分组成。
主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构。操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。
离合器动画演示汽车离合器设计的基本要求
1） 在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。
2） 接合时平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。
3） 分离时要迅速、彻底。
4） 从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。
5） 有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用寿命。
6） 避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。
7） 操纵轻便、准确。
8） 作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，保证有稳定的工作性能。
9） 应有足够的强度和良好的动平衡。
10） 结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。
第二节 离合器的结构方案分析汽车离合器多采用盘形摩擦离合器。
按其从动盘的数目单片双片多片根据压紧弹簧布置形式圆周布置中央布置斜向布置等根据使用的压紧弹簧形式圆柱螺旋弹簧圆锥螺旋弹簧膜片弹簧离合器根据分离时所受作用力的方向拉式推式
1．从动盘数的选择单片离合器 （图 2-1） 结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，
在使用时能保证分离彻底、接合平顺。
双片离合器（图 2-2）传递转矩的能力较大，径向尺寸较小，
踏板力较小，接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良，分离也不够彻底。
图 2-1 单片离合器 图 2-2 双片离合器多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小，使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。
2．压紧弹簧和布置形式的选择周置弹簧离合器的压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使离合器传递转矩能力随之降低。
中央弹簧离合器的压紧弹簧，布置在离合器的中心。可选较大的杠杆比，
有利于减小踏板力。通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调整，多用于重型汽车上。
斜置弹簧离合器的显著优点是摩擦片磨损或分离离合器时，
压盘所受的压紧力几乎保持不变。具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。
膜片弹簧离合器 （图 2-3） 的优点：
图 2-3 膜片弹簧离合器
1）膜片弹簧具有较理想的非线性特性；
2）结构简单，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；
3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；
4）压力分布均匀，摩擦片磨损均匀；
5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；
6）平衡性好；
7）有利于大批量生产，降低制造成本。
膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高。近年来，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛采用。
3．膜片弹簧支承形式图 2-5 推式膜片弹簧双支承环形式 图 2-6 推式膜片弹簧单支承环形式图 2-7 推式膜片弹簧无支承环形式 图 2-8 拉式膜片弹簧支承形式拉式膜片弹簧离合器 （图 2-4） 具有如下特点：
1） 结构简单，零件数目更少，质量更小；
2） 膜片弹簧的直径较大,提高了传递转矩的能力 ；
3） 离合器盖的变形量小，分离效率高；
4） 杠杆比大，传动效率较高，踏板操纵轻便。
5） 在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。
6） 使用寿命更长。
拉式膜片弹簧需专门的分离轴承，结构较复杂，
安装和拆卸较困难，且分离行程略比推式大些。但由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，
它已经得以应用。
图 2-4 拉式膜片弹簧离合器第三节 离合器主要参数的选择离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为
（ 2-1）
假设摩擦片上工作压力均匀，则有
（ 2-2）
摩擦片的平均摩擦半径 Rc根据压力均匀的假设，可表示为
（ 2-3）
当 d/D≥0.6时,Rc可相当准确地由下式计算
（ 2-4）
将式 （ 2-2） 与式 （ 2-3） 代入式 （ 2-1） 得式中,c为摩擦片内外径之比,c=d/D，
一般在 0.53～ 0.70之间。
为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，
设计时 Tc应大于发动机最大转矩，
即
Tc=βTemax （ 2-6）
式中,Temax为发动机最大转矩。
β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比,β必须大于
1。
cc fFZRT?
cc fFZRT?
4 )(
22
00
dDAF
)(3 22
33
dD
dDR
c?
4 dDRc
)1(12 330 cDfZT c （ 2-5）
离合器基本参数的选择基本参数主要有性能参数 β和 ρ0，尺寸参数 D和 d及摩擦片厚度 b。
1．后备系数 β
后备系数 β是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择 β时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择
β时应考虑以下几点：
1） 为可靠传递发动机最大转矩,β不宜选取太小；
2） 为减少传动系过载，保证操纵轻便,β又不宜选取太大；
3） 当发动机后备功率较大、使用条件较好时,β可选取小些；
4） 当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨,β应选取大些；
5） 汽车总质量越大,β也应选得越大；
6） 柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的 β值应比汽油机大些；
7） 发动机缸数越多，转矩波动越小,β可选取小些；
8） 膜片弹簧离合器选取的 β值可比螺旋弹簧离合器小些；
9） 双片离合器的 β值应大于单片离合器。
2．单位压力 ρ0
单位压力 ρ0对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。
离合器使用频繁，发动机后备系数较小时,ρ0应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷,ρ0应取小些；后备系数较大时，
可适当增大 ρ0 。
3．摩擦片外径 D、内径 d和厚度在离合器结构形式及摩擦片材料选定、其他参数已知或选取后，结合式
（ 2-1） 和式 （ 2-5） 即可估算出摩擦片尺寸。
摩擦片外径 D（ mm） 也 可根据如下经验公式选用
（ 2-7）
式中,KD为直径系数，轿车,KD=14.5；轻、中型货车：单片 KD =16.0～ 18.5，双片 KD =13.5～
15.0；重型货车,KD =22.5～ 24.0。
摩擦片的厚度 b主要有 3.2mm,3.5mm和 4.0mm三种。
maxTeKD D?
m a xeD TKD?
第四节 离合器的设计与计算一,离合器基本参数的优化
1 设计变量后备系数 β取决于离合器工作压力 F和离合器的主要尺寸参数 D
和 d。 单位压力 p0也取决于 F和 D及 d。 因此,离合器基本参数的优化设计变量选为
X=[x1 x2 x3 ]T=[ F D d ]T
2 目标函数离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为
224m in dDxf?
3 约束条件
1) 摩擦片的外径 D(mm)的选取应使最大圆周速度 υD不超过 65～ 70m／ s,即
（ 2－ 8 ）
2) 摩擦片的内外径比 c应在 0.53～ 0.70范围内，即 0.53≤c≤0.70
3) 为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的 β值应在一定范围内，最大范围 β为 1.2～ 4.0,即 1.2≤β≤4.0
4) 为了保证扭转减振器的安装,摩擦片内径 d必须大于减振器弹簧位置直径 2Ro约 50mm,即 d>2Ro+50
5) 为反映离合器传递转矩并保护过载的能力,单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值,即
（ 2－ 9）
smDn eD /75651060 3m a x
0220 4 ccc TdDZ TT
3 约束条件
6) 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力 p0对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围 p0为 0.10～ 1.50MPa，
即
0.10MPa≤p0≤1.50MPa
7) 为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨,防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤,每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值,即
（ 2－ 10 ）
W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功 (W),可根据下式计算
（ 2－ 11）
224 dDZ W
22
0
222
1 8 0 0 g
rae
ii
rmnW
二、膜片弹簧主要参数的选择膜片弹簧的主要参数：
膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度 H；
膜片弹簧钢板厚度 h ；
自由状态下碟簧部分大端半径 R；
自由状态下碟簧部分小端半径 r ；
自由状态时碟簧部分的圆锥底角 α；
分离指数目 n 等，见图 ２ － ９ 。 图２ -９膜片弹簧的主要参数
1.比值 H／ h和 h的选择比值 H／ h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。由图 ２ -１０ 可知，当 H／ h< 时,F1=
(λ1)为增函数； H／ h= 时,F1=?(λ1)有一极值，该极值点恰为拐点； H／ h> 时，
F1=?(λ1)有一极大值和一极小值；当 H／ h=2
时,F1=?(λ1)的极小值落在横坐标上。
图２ -１０ H / h 对膜片弹簧弹性特性的影响
2
2
2
2,比值 R／ r和 R,r的选择根据结构布置和压紧力的要求,R／ r一般为 1.20～ 1.35。为使摩擦片上压力分布较均匀，推式膜片弹簧的 R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径 Rc，
拉式膜片弹簧的 r值宜取为大于或等于 Rc。
3,α的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角 α与内截锥高度 H关系密切,α=arctan H／
(R— r) ≈H／ (R— r)。一般在 9° ～ 15° 范围内。
4,膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧的弹性特性曲线，如图 2-11所。
该曲线的拐点 H对应着膜片弹簧的压平位置，
而且 λ1H= (λ1M +λ1N)／ 2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点 B一般取在凸点 M和拐点 H之间，且靠近或在 H点处，一般 λ1B
=(0.8～ 1.0) λ1H，以保证摩擦片在最大磨损限度△ λ范围内压紧力从 F1B到 F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从 B变到 C，为最大限度地减小踏板力,C点应尽量靠近 N点。
图 2-11 膜片弹簧的弹性特性曲线三、膜片弹簧的优化设计通过确定一组弹簧的基本参数，使其载荷变形特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求。
1,目标函数关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几种：
1) 弹簧工作时的最大应力为最小。
2) 从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对值为最小。
3) 在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分离操纵力平均值为最小。
4) 在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。
5) 选 3)和 4)两个目标函数为双目标。
选取 5)作为目标函数，通过两个目标函数分配不同权重来协调它们之间的矛盾，并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数。
xfxfxf 2211
式中,ω1和 ω2分别为两个目标函数?(x1)和?(x2)的加权因子，视设计要求选定。
（ 2-12）
2,设计变量通过支承和压盘加在膜片弹簧上的载荷 F1集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为 λl(图 2— 12b)，则有关系式
2
11
1
1112112
111 2/ln16 hrR rRHrR rRHrR rREhfF (2-13)
图 2— 12 膜片弹簧在不同工作状态时的变形 a)自由状态 b)压紧状态 C)分离状态式中,E为材料的弹性模量； μ为材料的泊松比； H内截锥高度； h弹簧板厚；
R,r为碟簧部分大,小端半径； R1,r1为压盘加载点和支承环加载点半径 。
从膜片弹簧载荷变形特性公式 (2— 12)可以看出,应选取 H,h,R,r,R1、
r1这六个尺寸参数以及在接合工作点相应于弹簧工作压紧力 F1B的大端变形量
λ1B (图 2— 11)为优化设计变量,即
X = [ x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 ]T= [ H h R r R1 r1 λ1B ]T (2-14)
3,约束条件
1) 应保证所设计的弹簧工作压紧力 F1B与要求压紧力 FY相等,即
F1B=FY
2) 为了保证各工作点 A,B,C有较合适的位置 (A点在凸点 M左边,B点在拐点 H附近,C点在凹点 N附近,如图 2-11所示 ),应正确选择 λ1B相对于拐点
λ1H的位置,一般 λ1B／ λ1H=0.8～ 1.0,即
0.18.0
11
1
rR
rR
H B
(2-15)
3) 保证摩擦片磨损后仍能可靠地传递转矩,摩擦片磨损后弹簧工作压紧力 F1A
应大于或等于新摩擦片时的压紧力 F1B,即
F1A≥F1B
4) 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 H／ h与初始底锥角 α≈H／ (R-r)应在一定范围内，即
1.6≤H／ h≤2.2 9° ≤α≈H／ (R-r)≤15°
5) 弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即
1.20≤R／ r≤1.35 70≤2R／ A≤100
3.5≤R／ r0≤5.0 (2-16)
6) 为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径
R1(或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径 r1)应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即推式,(D+d)／ 4≤R1≤D／ 2 拉式,(D+d)／ 4≤r1≤D／ 2
7) 根据弹簧结构布置的要求,R1与 R,r1与 r,rf与 r0之差应在一定范围，即
1≤R1-R≤7 0≤r1-r≤6 0≤rf-r0≤4
8) 膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取,即推式,2.3≤(r1- rf)／ (R1- r1)≤4.5
拉式,3.5≤(R1- rf)／ (R1- r1)≤9.0
9) 弹簧在工作过程中 B点的最大压应力 σrBmax应不超过其许用值,即
σrBmax≤[σrB]
10) 弹簧在工作过程中 A＇点 (或 A点 )的最大拉应力 σtA'max(或 σtAmax)应不超过其相应许用值,即
σtA'max≤[σtA'] 或 σtAmax≤[σtA]
11) 由 主要尺寸参数 H,h,R和 r制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差 不超过某一范围,即
B
rRhH F FFFF
1
≤0,05 (2-17)
12) 由离合器装配误差引起的弹簧压紧力的相对偏差也不得超过某一范围,即
B
BFF
1
1? ≤0,05 (2-18)
式中,ΔF1B为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值 。
第五节 扭转减振器的设计扭转减振器主要由弹性元件 (减振弹簧或橡胶 )和阻尼元件 (阻尼片 )等组成。
弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，改变系统的固有振型，尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振。
阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。
扭转减振器具有如下功能：
1）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。
2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。
3）控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。
4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。
扭转减振器线性和非线性特性扭转减振器具有线性和非线性特性两种形式。
单级线性减振器的扭转特性如图 2-13
所示，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，
广泛应用于汽油机汽车中。
当发动机为柴油机时，怠速时引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击,从而产生怠速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧,使其在怠速工况下起作用，
以消除变速器怠速噪声,此时可得到两级非线性特性,第一级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。
目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器 。
三级非线性减振器的扭转特性如图 2-14所示。
图 2-13 单级线性减振器的扭转特性图 2-14 三级非线性减振器的扭转特性减振器的主要参数减振器的扭转刚度 kφ和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩 Tμ是两个主要参数 。 其设计参数还包括极限转矩 TJ,预紧转矩 Tn和极限转角等 φJ 。
20R
1 极限转矩 TJ
极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙 Δ1(图 7-3)时所能传递的最大转矩,
一般可取
TJ= (1.5～ 2.0) Temax (2-19) 图 2- 15 减振器尺寸简图
2 扭转刚度 kφ
kφ决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。设减振弹簧分布在半径为
Ro的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过 φ弧度时，弹簧相应变形量为 Roφ。此时所需加在从动片上的转矩为
T=1000KZj (2-20)
式中,K为每个减振弹簧的线刚度 (N／ mm)； Zj为减振弹簧个数； Ro为减振弹簧位置半径 (m)。
根据扭转刚度的定义 kφ=T／ φ,则减振器扭转刚度
kφ=1000KZj 2
0R
设计时可按经验来初选 kφ kφ≤13TJ (2-22)
(2-21)
3 阻尼摩擦转矩 Tμ
为了在发动工作转速范围内最有效地消振,必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩 Tμ。 一般可按下式初选
Tμ=(0.06～ 0.17) Temax (2-23)
4 预紧转矩 Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧 。 研究表明,Tn增加,共振频率将向减小频率的方向移动,这是有利的 。 但是 Tn不应大于 Tμ,否则在反向工作时,
扭转减振器将提前停止工作,故取
Tn=(0.05～ 0.15) Temax (2-24)
5 减振弹簧的位置半径 Ro
Ro的尺寸应尽可能大些,如图 7-3所示,一般取
Ro=(0.60～ 0.75) d/2 (2-25)
6 减振弹簧个数 Zj
表 6— 1 减振弹簧个数的选取摩擦片外径 D／ mm 225~250 250~325 325~350 >350
Zj 4~6 6~8 8~10 >10
7 减振弹簧总压力 F∑
当限位销与从动盘毂之间的间隙 Δ1或 Δ2被消除,减振弹簧传递转矩达到最大值 TJ时,减振弹簧受到的压力 F∑为
F∑=TJ/ Ro (2-26)
8 极限转角减振器从预紧转矩增加到极限转矩时,从动片相对从动盘毂的极限转角为
02
a r c s in2 Rlj (2-27)
式中,为减振弹簧的工作变形量 。
目前从动盘减振器在特性上存在如下局限性：
1) 通用的从动盘减振器不能使传动系振动系统的固有频率降低到怠速转速以下，
因此不能避免怠速转速时的共振。
2) 它在发动机实用转速 1000～ 2000r／ min范围内，难以通过降低减振弹簧刚度得到更大的减振效果。
l?
j?
双质量飞轮的减振器双质量飞轮减振器具有以下优点
1)可以降低发动机、变速器振动系统的固有频率，以避免在怠速转速时的共振。
2)可以加大减振弹簧的位置半径，降低减振弹簧刚度 K，并允许增大转角。
3)由于双质量飞轮减振器的减振效果较好，在变速器中可采用粘度较低的齿轮油而不致产生齿轮冲击噪声。由于从动盘没有减振器，可以减小从动盘的转动惯量，这也有利于换挡。
但由于减振弹簧位置半径较大，高速时受到较大离心力的作用，使减振弹簧中段横向翘曲而鼓出，与弹簧座接触产生摩擦，使弹簧磨损严重，甚至引起早期损坏。
图 2-16 双质量飞轮减振器
1一第一飞轮 2一第二飞轮 3一离合器盖总成 4一从动盘 5一球轴承 6一短轴 7一滚针轴承 8一曲轴凸缘 9一联结盘 10一螺钉 11一扭转减振器第六节 离合器的操纵机构
1．对操纵机构的要求
1）踏板力要小，轿车,80～ 150N，货车,<150～ 200N。
2）踏板行程在一定的范围内，轿车,80～ 150mm，货车,<180mm。
3）摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原。
4）有对踏板行程进行限位的装置，防止操纵机构因受力过大而损坏。
5）应具有足够的刚度。
6）传动效率要高。
7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。
2．操纵机构结构形式选择常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。
机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。
杆系传动机构结构简单、工作可靠，被广泛应用。但其质量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难。
绳索传动机构可克服上述缺点，且可采用吊挂式踏板结构。但其寿命较短，机械效率仍不高。多用于轻型轿车中。
液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。广泛应用于各种形式的汽车中。
3．离合器操纵机构的主要计算踏板行程 S由自由行程 S1和工作行程 S2两部分组成：
2
111
2
222
1
2
021 )( dba
dba
c
cSZSSSS
f
图 2-17 液压式操纵机构示意式中,S0f为分离轴承自由行程，一般为 1.5～ 3.0mm,反映到踏板上的自由行程 S1一般为 0～ 30mm； d1,d2分别为主缸和工作缸的直径； Z为摩擦面面数； △ S为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片,△ S=0.85～
1.30mm,双片,△ S=0.75～ 0.90mm。
a1,a2,b1,b2,c1,c2为杠杆尺寸
（图 2-17）。
(2-28)
踏板力 Ff可按下式计算
sf Fi
FF?
式中,F＇为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；
i 为操纵机构总传动比，
i
=
21111
22222
dcba
dcba ；? 为机械效率，液压式,%90%80 ；机械式,%80%70； Fs为克服回位弹簧 1,2的工作缸直径 d2的确定与液压系统所允许的最大油压有关。考虑到橡胶软管及其他管接头的密封要求，最大允许油压一般为 5～ 8Mpa。
对于机械式操纵机构的上述计算，只需将 d1和 d2取消即可。
拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。
(2-29)
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（ 1） 汽车离合器设计的基本要求；
（ 2） 各种形式汽车离合器的特点及应用；
（ 3） 离合器基本参数的选择及优化；
（ 4） 膜片弹簧主要参数的选择及优化；
（ 5） 扭转减振器的设计；
（ 6） 离合器的操纵。
第二章 离合器设计
第一节 概述
第二节 离合器的结构方案分析
第三节 离合器主要参数的选择
第四节 离合器的设计与计算
第五节 扭转减振器的设计
第六节 离合器的操纵机构第一节 概述离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。主要作用：
(1)汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，
确保汽车平稳起步；
(2)在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；
(3)限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；
(4)有效地降低传动系中的振动和噪声。
摩擦离合器主要组成摩擦离合器主要由主动部分（发动机飞轮、离合器盖和压盘等）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等）
四部分组成。
主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构。操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。
离合器动画演示汽车离合器设计的基本要求
1） 在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。
2） 接合时平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。
3） 分离时要迅速、彻底。
4） 从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。
5） 有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用寿命。
6） 避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。
7） 操纵轻便、准确。
8） 作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，保证有稳定的工作性能。
9） 应有足够的强度和良好的动平衡。
10） 结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。
第二节 离合器的结构方案分析汽车离合器多采用盘形摩擦离合器。
按其从动盘的数目单片双片多片根据压紧弹簧布置形式圆周布置中央布置斜向布置等根据使用的压紧弹簧形式圆柱螺旋弹簧圆锥螺旋弹簧膜片弹簧离合器根据分离时所受作用力的方向拉式推式
1．从动盘数的选择单片离合器 （图 2-1） 结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，
在使用时能保证分离彻底、接合平顺。
双片离合器（图 2-2）传递转矩的能力较大，径向尺寸较小，
踏板力较小，接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良，分离也不够彻底。
图 2-1 单片离合器 图 2-2 双片离合器多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小，使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。
2．压紧弹簧和布置形式的选择周置弹簧离合器的压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使离合器传递转矩能力随之降低。
中央弹簧离合器的压紧弹簧，布置在离合器的中心。可选较大的杠杆比，
有利于减小踏板力。通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调整，多用于重型汽车上。
斜置弹簧离合器的显著优点是摩擦片磨损或分离离合器时，
压盘所受的压紧力几乎保持不变。具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。
膜片弹簧离合器 （图 2-3） 的优点：
图 2-3 膜片弹簧离合器
1）膜片弹簧具有较理想的非线性特性；
2）结构简单，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；
3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；
4）压力分布均匀，摩擦片磨损均匀；
5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；
6）平衡性好；
7）有利于大批量生产，降低制造成本。
膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高。近年来，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛采用。
3．膜片弹簧支承形式图 2-5 推式膜片弹簧双支承环形式 图 2-6 推式膜片弹簧单支承环形式图 2-7 推式膜片弹簧无支承环形式 图 2-8 拉式膜片弹簧支承形式拉式膜片弹簧离合器 （图 2-4） 具有如下特点：
1） 结构简单，零件数目更少，质量更小；
2） 膜片弹簧的直径较大,提高了传递转矩的能力 ；
3） 离合器盖的变形量小，分离效率高；
4） 杠杆比大，传动效率较高，踏板操纵轻便。
5） 在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。
6） 使用寿命更长。
拉式膜片弹簧需专门的分离轴承，结构较复杂，
安装和拆卸较困难，且分离行程略比推式大些。但由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，
它已经得以应用。
图 2-4 拉式膜片弹簧离合器第三节 离合器主要参数的选择离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为
（ 2-1）
假设摩擦片上工作压力均匀，则有
（ 2-2）
摩擦片的平均摩擦半径 Rc根据压力均匀的假设，可表示为
（ 2-3）
当 d/D≥0.6时,Rc可相当准确地由下式计算
（ 2-4）
将式 （ 2-2） 与式 （ 2-3） 代入式 （ 2-1） 得式中,c为摩擦片内外径之比,c=d/D，
一般在 0.53～ 0.70之间。
为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，
设计时 Tc应大于发动机最大转矩，
即
Tc=βTemax （ 2-6）
式中,Temax为发动机最大转矩。
β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比,β必须大于
1。
cc fFZRT?
cc fFZRT?
4 )(
22
00
dDAF
)(3 22
33
dD
dDR
c?
4 dDRc
)1(12 330 cDfZT c （ 2-5）
离合器基本参数的选择基本参数主要有性能参数 β和 ρ0，尺寸参数 D和 d及摩擦片厚度 b。
1．后备系数 β
后备系数 β是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择 β时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择
β时应考虑以下几点：
1） 为可靠传递发动机最大转矩,β不宜选取太小；
2） 为减少传动系过载，保证操纵轻便,β又不宜选取太大；
3） 当发动机后备功率较大、使用条件较好时,β可选取小些；
4） 当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨,β应选取大些；
5） 汽车总质量越大,β也应选得越大；
6） 柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的 β值应比汽油机大些；
7） 发动机缸数越多，转矩波动越小,β可选取小些；
8） 膜片弹簧离合器选取的 β值可比螺旋弹簧离合器小些；
9） 双片离合器的 β值应大于单片离合器。
2．单位压力 ρ0
单位压力 ρ0对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。
离合器使用频繁，发动机后备系数较小时,ρ0应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷,ρ0应取小些；后备系数较大时，
可适当增大 ρ0 。
3．摩擦片外径 D、内径 d和厚度在离合器结构形式及摩擦片材料选定、其他参数已知或选取后，结合式
（ 2-1） 和式 （ 2-5） 即可估算出摩擦片尺寸。
摩擦片外径 D（ mm） 也 可根据如下经验公式选用
（ 2-7）
式中,KD为直径系数，轿车,KD=14.5；轻、中型货车：单片 KD =16.0～ 18.5，双片 KD =13.5～
15.0；重型货车,KD =22.5～ 24.0。
摩擦片的厚度 b主要有 3.2mm,3.5mm和 4.0mm三种。
maxTeKD D?
m a xeD TKD?
第四节 离合器的设计与计算一,离合器基本参数的优化
1 设计变量后备系数 β取决于离合器工作压力 F和离合器的主要尺寸参数 D
和 d。 单位压力 p0也取决于 F和 D及 d。 因此,离合器基本参数的优化设计变量选为
X=[x1 x2 x3 ]T=[ F D d ]T
2 目标函数离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为
224m in dDxf?
3 约束条件
1) 摩擦片的外径 D(mm)的选取应使最大圆周速度 υD不超过 65～ 70m／ s,即
（ 2－ 8 ）
2) 摩擦片的内外径比 c应在 0.53～ 0.70范围内，即 0.53≤c≤0.70
3) 为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的 β值应在一定范围内，最大范围 β为 1.2～ 4.0,即 1.2≤β≤4.0
4) 为了保证扭转减振器的安装,摩擦片内径 d必须大于减振器弹簧位置直径 2Ro约 50mm,即 d>2Ro+50
5) 为反映离合器传递转矩并保护过载的能力,单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值,即
（ 2－ 9）
smDn eD /75651060 3m a x
0220 4 ccc TdDZ TT
3 约束条件
6) 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力 p0对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围 p0为 0.10～ 1.50MPa，
即
0.10MPa≤p0≤1.50MPa
7) 为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨,防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤,每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值,即
（ 2－ 10 ）
W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功 (W),可根据下式计算
（ 2－ 11）
224 dDZ W
22
0
222
1 8 0 0 g
rae
ii
rmnW
二、膜片弹簧主要参数的选择膜片弹簧的主要参数：
膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度 H；
膜片弹簧钢板厚度 h ；
自由状态下碟簧部分大端半径 R；
自由状态下碟簧部分小端半径 r ；
自由状态时碟簧部分的圆锥底角 α；
分离指数目 n 等，见图 ２ － ９ 。 图２ -９膜片弹簧的主要参数
1.比值 H／ h和 h的选择比值 H／ h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。由图 ２ -１０ 可知，当 H／ h< 时,F1=
(λ1)为增函数； H／ h= 时,F1=?(λ1)有一极值，该极值点恰为拐点； H／ h> 时，
F1=?(λ1)有一极大值和一极小值；当 H／ h=2
时,F1=?(λ1)的极小值落在横坐标上。
图２ -１０ H / h 对膜片弹簧弹性特性的影响
2
2
2
2,比值 R／ r和 R,r的选择根据结构布置和压紧力的要求,R／ r一般为 1.20～ 1.35。为使摩擦片上压力分布较均匀，推式膜片弹簧的 R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径 Rc，
拉式膜片弹簧的 r值宜取为大于或等于 Rc。
3,α的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角 α与内截锥高度 H关系密切,α=arctan H／
(R— r) ≈H／ (R— r)。一般在 9° ～ 15° 范围内。
4,膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧的弹性特性曲线，如图 2-11所。
该曲线的拐点 H对应着膜片弹簧的压平位置，
而且 λ1H= (λ1M +λ1N)／ 2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点 B一般取在凸点 M和拐点 H之间，且靠近或在 H点处，一般 λ1B
=(0.8～ 1.0) λ1H，以保证摩擦片在最大磨损限度△ λ范围内压紧力从 F1B到 F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从 B变到 C，为最大限度地减小踏板力,C点应尽量靠近 N点。
图 2-11 膜片弹簧的弹性特性曲线三、膜片弹簧的优化设计通过确定一组弹簧的基本参数，使其载荷变形特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求。
1,目标函数关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几种：
1) 弹簧工作时的最大应力为最小。
2) 从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对值为最小。
3) 在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分离操纵力平均值为最小。
4) 在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。
5) 选 3)和 4)两个目标函数为双目标。
选取 5)作为目标函数，通过两个目标函数分配不同权重来协调它们之间的矛盾，并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数。
xfxfxf 2211
式中,ω1和 ω2分别为两个目标函数?(x1)和?(x2)的加权因子，视设计要求选定。
（ 2-12）
2,设计变量通过支承和压盘加在膜片弹簧上的载荷 F1集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为 λl(图 2— 12b)，则有关系式
2
11
1
1112112
111 2/ln16 hrR rRHrR rRHrR rREhfF (2-13)
图 2— 12 膜片弹簧在不同工作状态时的变形 a)自由状态 b)压紧状态 C)分离状态式中,E为材料的弹性模量； μ为材料的泊松比； H内截锥高度； h弹簧板厚；
R,r为碟簧部分大,小端半径； R1,r1为压盘加载点和支承环加载点半径 。
从膜片弹簧载荷变形特性公式 (2— 12)可以看出,应选取 H,h,R,r,R1、
r1这六个尺寸参数以及在接合工作点相应于弹簧工作压紧力 F1B的大端变形量
λ1B (图 2— 11)为优化设计变量,即
X = [ x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 ]T= [ H h R r R1 r1 λ1B ]T (2-14)
3,约束条件
1) 应保证所设计的弹簧工作压紧力 F1B与要求压紧力 FY相等,即
F1B=FY
2) 为了保证各工作点 A,B,C有较合适的位置 (A点在凸点 M左边,B点在拐点 H附近,C点在凹点 N附近,如图 2-11所示 ),应正确选择 λ1B相对于拐点
λ1H的位置,一般 λ1B／ λ1H=0.8～ 1.0,即
0.18.0
11
1
rR
rR
H B
(2-15)
3) 保证摩擦片磨损后仍能可靠地传递转矩,摩擦片磨损后弹簧工作压紧力 F1A
应大于或等于新摩擦片时的压紧力 F1B,即
F1A≥F1B
4) 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 H／ h与初始底锥角 α≈H／ (R-r)应在一定范围内，即
1.6≤H／ h≤2.2 9° ≤α≈H／ (R-r)≤15°
5) 弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即
1.20≤R／ r≤1.35 70≤2R／ A≤100
3.5≤R／ r0≤5.0 (2-16)
6) 为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径
R1(或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径 r1)应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即推式,(D+d)／ 4≤R1≤D／ 2 拉式,(D+d)／ 4≤r1≤D／ 2
7) 根据弹簧结构布置的要求,R1与 R,r1与 r,rf与 r0之差应在一定范围，即
1≤R1-R≤7 0≤r1-r≤6 0≤rf-r0≤4
8) 膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取,即推式,2.3≤(r1- rf)／ (R1- r1)≤4.5
拉式,3.5≤(R1- rf)／ (R1- r1)≤9.0
9) 弹簧在工作过程中 B点的最大压应力 σrBmax应不超过其许用值,即
σrBmax≤[σrB]
10) 弹簧在工作过程中 A＇点 (或 A点 )的最大拉应力 σtA'max(或 σtAmax)应不超过其相应许用值,即
σtA'max≤[σtA'] 或 σtAmax≤[σtA]
11) 由 主要尺寸参数 H,h,R和 r制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差 不超过某一范围,即
B
rRhH F FFFF
1
≤0,05 (2-17)
12) 由离合器装配误差引起的弹簧压紧力的相对偏差也不得超过某一范围,即
B
BFF
1
1? ≤0,05 (2-18)
式中,ΔF1B为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值 。
第五节 扭转减振器的设计扭转减振器主要由弹性元件 (减振弹簧或橡胶 )和阻尼元件 (阻尼片 )等组成。
弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，改变系统的固有振型，尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振。
阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。
扭转减振器具有如下功能：
1）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。
2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。
3）控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。
4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。
扭转减振器线性和非线性特性扭转减振器具有线性和非线性特性两种形式。
单级线性减振器的扭转特性如图 2-13
所示，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，
广泛应用于汽油机汽车中。
当发动机为柴油机时，怠速时引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击,从而产生怠速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧,使其在怠速工况下起作用，
以消除变速器怠速噪声,此时可得到两级非线性特性,第一级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。
目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器 。
三级非线性减振器的扭转特性如图 2-14所示。
图 2-13 单级线性减振器的扭转特性图 2-14 三级非线性减振器的扭转特性减振器的主要参数减振器的扭转刚度 kφ和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩 Tμ是两个主要参数 。 其设计参数还包括极限转矩 TJ,预紧转矩 Tn和极限转角等 φJ 。
20R
1 极限转矩 TJ
极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙 Δ1(图 7-3)时所能传递的最大转矩,
一般可取
TJ= (1.5～ 2.0) Temax (2-19) 图 2- 15 减振器尺寸简图
2 扭转刚度 kφ
kφ决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。设减振弹簧分布在半径为
Ro的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过 φ弧度时，弹簧相应变形量为 Roφ。此时所需加在从动片上的转矩为
T=1000KZj (2-20)
式中,K为每个减振弹簧的线刚度 (N／ mm)； Zj为减振弹簧个数； Ro为减振弹簧位置半径 (m)。
根据扭转刚度的定义 kφ=T／ φ,则减振器扭转刚度
kφ=1000KZj 2
0R
设计时可按经验来初选 kφ kφ≤13TJ (2-22)
(2-21)
3 阻尼摩擦转矩 Tμ
为了在发动工作转速范围内最有效地消振,必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩 Tμ。 一般可按下式初选
Tμ=(0.06～ 0.17) Temax (2-23)
4 预紧转矩 Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧 。 研究表明,Tn增加,共振频率将向减小频率的方向移动,这是有利的 。 但是 Tn不应大于 Tμ,否则在反向工作时,
扭转减振器将提前停止工作,故取
Tn=(0.05～ 0.15) Temax (2-24)
5 减振弹簧的位置半径 Ro
Ro的尺寸应尽可能大些,如图 7-3所示,一般取
Ro=(0.60～ 0.75) d/2 (2-25)
6 减振弹簧个数 Zj
表 6— 1 减振弹簧个数的选取摩擦片外径 D／ mm 225~250 250~325 325~350 >350
Zj 4~6 6~8 8~10 >10
7 减振弹簧总压力 F∑
当限位销与从动盘毂之间的间隙 Δ1或 Δ2被消除,减振弹簧传递转矩达到最大值 TJ时,减振弹簧受到的压力 F∑为
F∑=TJ/ Ro (2-26)
8 极限转角减振器从预紧转矩增加到极限转矩时,从动片相对从动盘毂的极限转角为
02
a r c s in2 Rlj (2-27)
式中,为减振弹簧的工作变形量 。
目前从动盘减振器在特性上存在如下局限性：
1) 通用的从动盘减振器不能使传动系振动系统的固有频率降低到怠速转速以下，
因此不能避免怠速转速时的共振。
2) 它在发动机实用转速 1000～ 2000r／ min范围内，难以通过降低减振弹簧刚度得到更大的减振效果。
l?
j?
双质量飞轮的减振器双质量飞轮减振器具有以下优点
1)可以降低发动机、变速器振动系统的固有频率，以避免在怠速转速时的共振。
2)可以加大减振弹簧的位置半径，降低减振弹簧刚度 K，并允许增大转角。
3)由于双质量飞轮减振器的减振效果较好，在变速器中可采用粘度较低的齿轮油而不致产生齿轮冲击噪声。由于从动盘没有减振器，可以减小从动盘的转动惯量，这也有利于换挡。
但由于减振弹簧位置半径较大，高速时受到较大离心力的作用，使减振弹簧中段横向翘曲而鼓出，与弹簧座接触产生摩擦，使弹簧磨损严重，甚至引起早期损坏。
图 2-16 双质量飞轮减振器
1一第一飞轮 2一第二飞轮 3一离合器盖总成 4一从动盘 5一球轴承 6一短轴 7一滚针轴承 8一曲轴凸缘 9一联结盘 10一螺钉 11一扭转减振器第六节 离合器的操纵机构
1．对操纵机构的要求
1）踏板力要小，轿车,80～ 150N，货车,<150～ 200N。
2）踏板行程在一定的范围内，轿车,80～ 150mm，货车,<180mm。
3）摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原。
4）有对踏板行程进行限位的装置，防止操纵机构因受力过大而损坏。
5）应具有足够的刚度。
6）传动效率要高。
7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。
2．操纵机构结构形式选择常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。
机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。
杆系传动机构结构简单、工作可靠，被广泛应用。但其质量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难。
绳索传动机构可克服上述缺点，且可采用吊挂式踏板结构。但其寿命较短，机械效率仍不高。多用于轻型轿车中。
液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。广泛应用于各种形式的汽车中。
3．离合器操纵机构的主要计算踏板行程 S由自由行程 S1和工作行程 S2两部分组成：
2
111
2
222
1
2
021 )( dba
dba
c
cSZSSSS
f
图 2-17 液压式操纵机构示意式中,S0f为分离轴承自由行程，一般为 1.5～ 3.0mm,反映到踏板上的自由行程 S1一般为 0～ 30mm； d1,d2分别为主缸和工作缸的直径； Z为摩擦面面数； △ S为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片,△ S=0.85～
1.30mm,双片,△ S=0.75～ 0.90mm。
a1,a2,b1,b2,c1,c2为杠杆尺寸
（图 2-17）。
(2-28)
踏板力 Ff可按下式计算
sf Fi
FF?
式中,F＇为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；
i 为操纵机构总传动比，
i
=
21111
22222
dcba
dcba ；? 为机械效率，液压式,%90%80 ；机械式,%80%70； Fs为克服回位弹簧 1,2的工作缸直径 d2的确定与液压系统所允许的最大油压有关。考虑到橡胶软管及其他管接头的密封要求，最大允许油压一般为 5～ 8Mpa。
对于机械式操纵机构的上述计算，只需将 d1和 d2取消即可。
拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。
(2-29)
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