离合器设计专题

1、 第一节第一节 概概 述述 w 离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总 成，其主要功用是成，其主要功用是: : 1. 1.切断和实现对传动系的动力传递，以保证切断和实现对传动系的动力传递，以保证 汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保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；汽车平稳起步； 2.2.在换挡时将发动机与传动系分离，减少变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；速器中换挡齿轮之间的冲击； 3.3.在工作中受到大的动载荷时，能限制传动在工作中受到大的动载荷时，能限制传动 系所承受的最大转矩，防止

2、传动系各零件因过载系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载 而损坏；而损坏； 4.4.有效地降低传动系中的振动和噪声。有效地降低传动系中的振动和噪声。 摩擦离合器主要由主动摩擦离合器主要由主动 部分、从动部分、压紧部分、从动部分、压紧 机构和操纵机构四部分机构和操纵机构四部分 组成。组成。主、从动部分和主、从动部分和 压紧机构是保证离合器压紧机构是保证离合器 处于接合状态并能传递处于接合状态并能传递 动力的基本结构，操纵动力的基本结构，操纵 机构是使离合器主、从机构是使离合器主、从 动部分分离的装置。动部分分离的装置。 第二节第二节 离合器的结构方案分析离合器的结构方案分析 汽车离合器大多是

3、盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分汽车离合器大多是盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分 为单片、双片和多片三类；为单片、双片和多片三类；根据压紧弹簧布置形式不同，可根据压紧弹簧布置形式不同，可 分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式；分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式；根据使用的压根据使用的压 紧弹簧不同，可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹紧弹簧不同，可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹 簧离合器；簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同，又可分为拉根据分离时所受作用力的方向不同，又可分为拉 式和推式两种形式。式和推式两种形式。 1-飞轮飞轮 2-从动盘从动盘 3-压盘压盘 4

4、-膜片弹簧膜片弹簧 1 1从动盘数的选择从动盘数的选择 对轿车和轻型、微型货车而言，离合器通常只设有一片对轿车和轻型、微型货车而言，离合器通常只设有一片 从动盘。双片离合器一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到从动盘。双片离合器一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到 限制的场合。限制的场合。多片离合器多为湿式，主要应用于重型牵引车多片离合器多为湿式，主要应用于重型牵引车 和自卸车上。和自卸车上。 2压紧弹簧和布置形式的选择压紧弹簧和布置形式的选择 推式膜片弹簧双支承环形式推式膜片弹簧双支承环形式 推式膜片弹簧单支承环形式推式膜片弹簧单支承环形式 推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种，拉式膜推式

5、膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种，拉式膜 片弹簧支承结构形式按支承环数目不同分为两种。片弹簧支承结构形式按支承环数目不同分为两种。 三、膜片弹簧的支承形式三、膜片弹簧的支承形式 推式膜片弹簧无支承环形式推式膜片弹簧无支承环形式 拉式膜片弹簧支承形式拉式膜片弹簧支承形式 四、压盘的驱动方式四、压盘的驱动方式 压盘的驱动方式主要有凸块一窗孔式、销钉式、压盘的驱动方式主要有凸块一窗孔式、销钉式、 键块式和传动片式多种。键块式和传动片式多种。前三种的共同缺点是在联前三种的共同缺点是在联 接件之间都有间隙，在驱动中将产生冲击和噪声，接件之间都有间隙，在驱动中将产生冲击和噪声， 而且在零件相对滑动

6、中有摩擦和磨损，降低了离合而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合 器传动效率。器传动效率。 传动片式是近年来广泛采用的结构，沿周向布传动片式是近年来广泛采用的结构，沿周向布 置的三组或四组钢带传动片两端分别与离合器盖和置的三组或四组钢带传动片两端分别与离合器盖和 压盘以铆钉或螺栓联接，传动片的弹性允许其作轴压盘以铆钉或螺栓联接，传动片的弹性允许其作轴 向移动。当发动机驱动时，钢带受拉；当拖动发动向移动。当发动机驱动时，钢带受拉；当拖动发动 机时，钢带受压。此结构中压盘与飞轮对中性能好，机时，钢带受压。此结构中压盘与飞轮对中性能好， 使用平衡性好，使用可靠，寿命长。但反向承载能使用平衡性好

7、，使用可靠，寿命长。但反向承载能 力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较 高，一般采用高碳钢。高，一般采用高碳钢。 第三节第三节 离合器主要参数的选择离合器主要参数的选择 摩擦离合器是靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的摩擦离合器是靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的 静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为 式中，式中， 为静摩擦力矩；为静摩擦力矩； 为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取 0.250.250.300.30； 为压盘施加在摩擦面上的工作压力；为压

8、盘施加在摩擦面上的工作压力； 为摩擦片的平均为摩擦片的平均 摩擦半径；摩擦半径； 为摩擦面数，是从动盘数的两倍。为摩擦面数，是从动盘数的两倍。 CC fFZRT c Tf Fc R Z 假设摩擦片上工作压力均匀，则有假设摩擦片上工作压力均匀，则有 4 )( )( 22 0 22 00 dD prRpApF 式中，式中， 为摩擦面单位压力，为摩擦面单位压力， 为一个摩擦面的面积；为一个摩擦面的面积； 为摩擦片为摩擦片 外径；外径； 为摩擦片内径。为摩擦片内径。 0 pA Dd 0 p A RD2 rd2 摩擦片的平均摩擦半径摩擦片的平均摩擦半径RcRc，根据压力均匀的假设，可表示为，根据压力均匀

9、的假设，可表示为 22 33 22 33 3 2 )(3rR rR dD dD RC (2(22)2) (2(21)1) (2(23)3) )()( 4 2222 0 rR F dD F p 22 33 3 2 rR rR fZFTc 当当d dD0D06 6时，时，RcRc可相当准确地由下式计算可相当准确地由下式计算 24 rRdD RC 将式将式(2(22)2)与式与式(2(23)3)代人式代人式(2(21)1)得得 )1 ( 12 33 0 cDfZpTC (2(24)4) 式中，式中，c为摩擦片内外径之比，为摩擦片内外径之比，c=dc=dD D，一般在，一般在0.530.530.700

10、.70之间。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 时时TcTc应大于发动机最大转矩，即应大于发动机最大转矩，即 maxeC TT(2(25)5) 式中，式中，TemaxTemax为发动机最大转矩；为发动机最大转矩；为离合器的后备系数，定义为离合器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，所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，必须大于必须大于1 1。 离合器的基本参数主要有性能参数离合器的基本参数主要有性能参数 和和 ，尺寸参数，尺寸参数 D D和和d d

11、及摩擦片厚及摩擦片厚 度度b b以及结构参数摩擦面数以及结构参数摩擦面数Z Z和离合器间隙和离合器间隙 ,摩擦因数摩擦因数 。 0 p t f 一、后备系数一、后备系数 后备系数后备系数是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器 传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑以下几点：时，应考虑以下几点： 1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。 2)要防止离合器滑磨时间过长。要防止离合器滑磨时间过长。 3)要能防止传动系

12、过载及操纵轻便。要能防止传动系过载及操纵轻便。 为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取不宜选取 太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便， 又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可可 选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减 少离合器滑磨，少离合器滑磨，应选取大些；货车总质量越大，应选取大些；货车总质量越大，

13、也应选得越大；也应选得越大； 采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比值应比 汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；膜片可选取小些；膜片 弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的值可比螺旋值可比螺旋 弹簧离合器小些；双片离合器的弹簧离合器小些；双片离合器的值应大于单片离合器。值应大于单片离合器。 各类汽车口值的取值范围通常为：各类汽车口值的取值范围通常为： 乘用车及最大质量小于乘用车及最大质量小于6t6t的商用车

14、的商用车 =1.20=1.201.751.75 最大总质量为最大总质量为6 614t14t的商用车的商用车 =1.50=1.502.252.25 挂车挂车 =1.80=1.804.004.00 二、单位压力二、单位压力p p0 0 单位压力单位压力popo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，加应取小些；当摩擦片外等因素。离合器使用频繁，发动

15、机后备系数较小时，加应取小些；当摩擦片外 径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，popo应取小些；后备系数较大时，应取小些；后备系数较大时， 可适当增大可适当增大popo。 当摩擦片采用不同材料时，当摩擦片采用不同材料时，popo按下列范围选取：按下列范围选取： 石棉基材料石棉基材料 po=0.10po=0.100.35MPa0.35MPa 粉末冶金材料粉末冶金材料 po=0.35po=0.350.60MPa0.60MPa 金属陶瓷材料金属陶瓷材料 po=0.70po=0.701.50MPa1.50MPa 三、摩擦片外径三、摩擦片外径D、内径、内径d和

16、厚度和厚度b 当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩Temax已知，已知，摩擦摩擦 片外径片外径D(mm)D(mm)也可根据发动机最大转矩也可根据发动机最大转矩Temax(NTemax(Nm)m)按如下经验公式选用按如下经验公式选用 乘用车乘用车 K KD D =14.6 =14.6 最大总质量为最大总质量为1.8 1.8 14t14t的商用车的商用车 K KD D =13.5 =13.5 18.518.5 最大总质量大于最大总质量大于 14t14t的商用车的商用车 K KD D =22.5 =22.524.024.0 应使摩擦片最

17、大圆周速度不超过应使摩擦片最大圆周速度不超过656570m70ms s，以免摩擦片发生飞离。，以免摩擦片发生飞离。 摩擦片的厚度摩擦片的厚度b b主主要有要有3.2mm3.2mm、3.5mm3.5mm和和4.0mm4.0mm三种。三种。 maxeD TKD 第四节第四节 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 一、离合器基本参数的优化一、离合器基本参数的优化 设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化 影响离合器的结构尺寸和工作性能。影响离合器的结构尺寸和工作性能。 1设计变量设计变量 后备系数后备系数取决于离合器工作压力

18、取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数和离合器的主要尺寸参数D和和d。 单位压力单位压力p p0 0可由式可由式(2(22)2)确定，确定，p p0 0也取决于也取决于F F和和D D及及d d。因此，离合器基。因此，离合器基 本参数的优化设计变量选为本参数的优化设计变量选为 TT dDFxxxX 321 2目标函数目标函数 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件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为，即目标函数为 )( 4 min)( 22 dDxf 3约束条件约束条件 1)1)摩擦

19、片的外径摩擦片的外径D(mm)D(mm)的选取应使最大圆周速度的选取应使最大圆周速度V VD D不超过不超过656570m70ms s，即，即 smDnv eD /706510 60 3 max V VD D为摩擦片最大圆周速度为摩擦片最大圆周速度(m(ms)s)；n nemax emax为发动机最高转速 为发动机最高转速(r(rmin)min)。 2)摩擦片的内外径比摩擦片的内外径比c应在应在053070范围内，即范围内，即 053c070 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，不同车型的值应值应 在一定范围内，最大范围在一定范

20、围内，最大范围为为1240，即，即 1240 4)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径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必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约约50mm， 即即 d2Ro+50 5)5)为反映离合器传递转矩并保护过载的能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力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许 用值，即用值，即 )( 4 0 22 0C C C T dDZ T T 表21 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (Nmmm2 ) 离合器规格D mm 210-250250325325 Tco 102 0.28 0.30 0.35

21、 0.40 6)为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力p。对于。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p。为。为 0.101.50MPa，即，即 0.10MPapo1.50MPa 7)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 )( 4 22 dDZ W 式

22、中，式中，为单位摩擦面积滑磨功为单位摩擦面积滑磨功(Jmm2 )；为其许用值为其许用值(Jmm2 ) W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J)，可根据下式计算，可根据下式计算 22 0 22 2 1800 g rae ii rmn W 二、膜片弹簧的弹性特性二、膜片弹簧的弹性特性 假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点 O转动。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷转动。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷Fl集中在支承点处，集中在支承点处， 加载点间的相对轴

23、向变形为加载点间的相对轴向变形为1 1，则有关系式，则有关系式 ) 2 )( )( )/ln( )1 (6 )( 2 11 1 11 1 11 2 1 11 h rR rR H rR rR H rR rREh fF 式中，式中，E为材料的弹性模量，对于钢：为材料的弹性模量，对于钢：E=2 21X101X105 5MPaMPa；为材料的泊为材料的泊 松比，对于钢：松比，对于钢：=0=03 3 设分离轴承对分离指端所加载荷为设分离轴承对分离指端所加载荷为F2，相应作用点变形为，相应作用点变形为2，另外，另外， 在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面在分离与压紧状态下，只要膜片

24、弹簧变形到相同的位置，其子午断面 从自由状态也转过相同的转角，则有如下关系从自由状态也转过相同的转角，则有如下关系 1 1 11 2 F rr rR F f 如果不计分离指在如果不计分离指在F2F2作用下的弯曲变形，则分离轴承推分离指的移动行作用下的弯曲变形，则分离轴承推分离指的移动行 程入程入2f2f f f f rR rr 1 11 1 2 式中，入式中，入1f为压盘的分离行程。为压盘的分离行程。 H H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度；为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度；h h为膜片弹簧钢板厚度；为膜片弹簧钢板厚度； R R、r r分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径；分别

25、为自由状态下碟簧部分大、小端半径；R R1 1、r r1 1分别为压盘加载点分别为压盘加载点 和支承环加载点半径。离合器分离时，膜片弹簧的加载点发生变化和支承环加载点半径。离合器分离时，膜片弹簧的加载点发生变化 三、膜片弹簧的强度计算三、膜片弹簧的强度计算 由前面假设可知，子午断面在中性点由前面假设可知，子午断面在中性点O处沿圆周方向的切向应变为零，处沿圆周方向的切向应变为零， 故该点的切向应力为零，故该点的切向应力为零，O点以外的点均存在切向应变和切向应力。建立点以外的点均存在切向应变和切向应力。建立 如图所示的坐标系，则断面上任意点如图所示的坐标系，则断面上任意点(x，y)的切向应力的切向

26、应力t为为 xe yxE t )2/( 1 2 式中，式中， 为自由状态时碟簧部分的圆锥底角；为自由状态时碟簧部分的圆锥底角； 为从自由状态起，碟簧为从自由状态起，碟簧 子午断面的转角；子午断面的转角； 为中性点半径，为中性点半径，e=(Re=(Rr)r)In(RIn(Rr)r)。 e e 分析表明，分析表明，B B点的应力值最高，通常只计算点的应力值最高，通常只计算B B点的应力来校核碟簧的强度。点的应力来校核碟簧的强度。 将将B B点坐标点坐标x-(x-(er)r)和和y=hy=h2 2代人式代人式(2(215)15)，可得月点的应力，可得月点的应力 tB 2 )( 2 )1 ( 2 2

27、h re re r E tB 令令 0/dd tB 可求出可求出 达到极大值时的转角达到极大值时的转角 。 tB p tB p )(2re h p B B点最大压应力发生在比碟簧压平位置再多转动一个角度点最大压应力发生在比碟簧压平位置再多转动一个角度arctanharctanh 2(e-r) h2(e-r) h2(e2(er)r)的位置处。的位置处。 在分离轴承推力在分离轴承推力F F2 2作用下，作用下，B B点还受弯曲应力点还受弯曲应力 ，其值为，其值为 tB tB 2 2 )(6 hnb Frr r f rB 式中，式中，n n为分离指数目；为分离指数目； 为一个分离指根部宽度。为一个分

28、离指根部宽度。 r b r b tBrBjB 四、膜片弹簧主要参数的选择四、膜片弹簧主要参数的选择 1 1比值比值H Hh h和和h h的选择的选择 为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的 H Hh h一般为一般为1.61.62.22.2，板厚，板厚h h为为2 24mm4mm。 2 2比值比值R Rr r和和R R、r r的选择的选择 研究表明，研究表明，R Rr r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧刚度越大，弹性特越大，弹簧材料利用率越低，弹簧刚度越大，弹性特 性曲线受直径误差影响越大，且应力越高。根据结构布置和

29、压紧力的性曲线受直径误差影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的 要求，要求，R Rr r一般为一般为1 120201 13535。为使摩擦片上压力分布较均匀，推。为使摩擦片上压力分布较均匀，推 式膜片弹簧的式膜片弹簧的R R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径值应取为大于或等于摩擦片的平均半径R RC C，拉式膜片弹，拉式膜片弹 簧的簧的r r值宜取为大于或等于值宜取为大于或等于RcRc。而且，对于同样的摩擦片尺寸，拉式的。而且，对于同样的摩擦片尺寸，拉式的 R R值比推式大。值比推式大。 3的选择的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角。与内截锥高度膜片弹簧自由状态下圆锥底角。与内截锥高度H

30、H关系密切，关系密切， =arctanH=arctanH(R(Rr) Hr) H(R(Rr)r)，一般在，一般在9 9O O1515O O范围内。范围内。 4膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧的弹性特性曲线，如图所示。该曲线的拐点膜片弹簧的弹性特性曲线，如图所示。该曲线的拐点H H对应着膜片弹簧对应着膜片弹簧 的压平位置，而且的压平位置，而且1H=(1M+1N)2。新离合器在接合状态时，膜片。新离合器在接合状态时，膜片 弹簧工作点弹簧工作点B B一般取在凸点一般取在凸点M M和拐点和拐点H H之间，之间， 且靠近或在且靠近或在H H点处，一般点处，一般1B 1B=(0

31、=(08 81 10)0) 且且lH lH，以保证摩擦片在最大磨损限度 ，以保证摩擦片在最大磨损限度入入 范围内压紧力从范围内压紧力从F F1B 1B到 到F F1A 1A变化不大。当分离 变化不大。当分离 时，膜片弹簧工作点从时，膜片弹簧工作点从B B变到变到C C，为最大限，为最大限 度地减小踏板力，度地减小踏板力，C C点应尽量靠近点应尽量靠近N N点。点。 5n的选的选 取取 分 离 指分 离 指 数 目数 目 n 常常 取为取为18， 大尺寸膜大尺寸膜 片弹簧有片弹簧有 些些取取2424， 小尺寸膜小尺寸膜 片弹簧有片弹簧有 些取些取1212。 膜片弹簧的弹性特性曲线 膜片弹簧的尺寸

32、简图 a)推式 b)拉式 c)俯视图 * *五、膜片弹簧材料及制造工艺五、膜片弹簧材料及制造工艺 国内膜片弹簧一般采用国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA60Si2MnA或或50CrVA50CrVA等优质高精度钢板材料。等优质高精度钢板材料。 为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，一般来说，为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，一般来说， 经强压处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命经强压处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命5 5 3030。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理 。 为提

33、高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。 为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，可对为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，可对 该处进行挤压处理，以消除应力源。该处进行挤压处理，以消除应力源。 膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。碟簧部分的硬度一膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。碟簧部分的硬度一 般为般为454550HRC50HRC，分离指端硬度为，分离指端硬度为555562HRC62HRC，在同一片上同一范围内的，在同一片上同一范围内的 硬度差不大于硬度差不大于3

34、 3个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏 体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度的体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度的3 3。膜片弹簧的内外半径。膜片弹簧的内外半径 公差一般为公差一般为HilHil和和h11h11，厚度公差为，厚度公差为0 0025mm025mm，初始底锥角公差为，初始底锥角公差为 1010。上、下表面的表面粗糙度为。上、下表面的表面粗糙度为1 16m6m，底面的平面度一般要求，底面的平面度一般要求 小于小于0 01mm1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相

35、互高度差一般 要求小于要求小于0 08 81 10mm0mm。 六、膜片弹簧的优化设计六、膜片弹簧的优化设计 膜片弹簧的优化设计就是通过确定一组弹簧的基本参数，使其载荷膜片弹簧的优化设计就是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，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， 以达到最佳的综合效果。以达到最佳的综合效果。 1目标函数目标函数 目前，国内关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几种目前，国内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。弹簧工作时的最大应力为最小。 2)从

36、动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对值为最小。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。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。最小。 5)5)选选3)3)和和4)4)两个目标函数为双目标。两个目标函数为双目标。 为了既保证离合器使用过程中传递转矩的稳定性，又不致严重过为了既保证离合器使用过程中传递转矩的稳定性，又不致严重过 载，且能保证操纵省力，选取载，且能保

37、证操纵省力，选取5)5)作为目标函数，通过两个目标函数分作为目标函数，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个目标，构成统一的总目标函数 )()()( 2211 xfxfxf 2设计变量设计变量 从膜片弹簧载荷变形特性公式从膜片弹簧载荷变形特性公式(2(214)14)可以看出，应选取可以看出，应选取H H、h h、R R、 r r、R1R1、r1r1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F F1B1B

38、的大端变形量的大端变形量1B1B( (图图2 214)14)为优化设计变量，即为优化设计变量，即 T B T rHhRrRxxxxxxxX 1117654321 3约束条件约束条件 1)应保证所设计的弹簧工作压紧力应保证所设计的弹簧工作压紧力F1B与要求压紧力与要求压紧力Fy相等，即相等，即 F1B=Fy 2)2)为了保证各工作点为了保证各工作点A A、B B、C C有较合适的位置有较合适的位置(A(A点在凸点点在凸点M M左边，左边，B B点点 在拐点在拐点H H附近，附近，C C点在凹点点在凹点N N附近，如图附近，如图2 21414所示所示) )，应正确选择，应正确选择1B1B相相 对于

39、拐点对于拐点1H1H的位置，一般的位置，一般1B1B1H1H：0.80.81.01.0，即，即 0 . 1)(8 . 0 11 1 rR rR H B 3)为了保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦为了保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦 因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F1A应大于或等于新摩擦片应大于或等于新摩擦片 时的压紧力时的压紧力FIB，即，即 F1AF1B 4)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的Hh与初始底锥角与初始底锥角 H(Rr)应在一定范围内，即应在一定范围内，即

40、 1.6Hh2.2 9oH(Rr)15o 5)弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即 35. 1/20. 1rR100/270hR0 . 5/5 . 3 0 rR 6)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 点半径点半径R R1 1( (或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r r1 1) )应位于摩擦片的平均半应位于摩擦片的平均半 径与外半径之间，即径与外半径之间，即 推式：(D十d)4R1D2 拉式：(D十d)4r1D2 7) 根据弹簧结构布

41、置的要求，根据弹簧结构布置的要求，Rl与与R、r1与与r、rf与与r0之差应在一定范围之差应在一定范围 内，即内，即 1RR17 0r1r6 0rfro4 (mm) 8)8)膜片弹簧的分离指起分离杠杆作用，因此其杠杆比应在一定范围内膜片弹簧的分离指起分离杠杆作用，因此其杠杆比应在一定范围内 选取，即选取，即 推式：23 45 拉式：35 90 11 1 rR rr f 11 1 rR rR f maxtB 9)9)为了保证避免弹力衰减要求，弹簧在工作过程中为了保证避免弹力衰减要求，弹簧在工作过程中B B点的最大压应力点的最大压应力 。 应不超过其许用值，即应不超过其许用值，即 maxtBtB

42、10)为了保证疲劳强度要求，弹簧在工作过程中为了保证疲劳强度要求，弹簧在工作过程中A点点(或或A点点)的最大拉应的最大拉应 力力tAmax(或或tAmax)应不超过其相应许用值，即应不超过其相应许用值，即 tAmaxTtA 或tAmaxtA 11)11)由于弹簧在制造过程中，其主要尺寸参数由于弹簧在制造过程中，其主要尺寸参数H H、h h、R R和和r r都存在加工误差，都存在加工误差， 对弹簧的压紧力有一定的影响。因此，为了保证在加工精度范围内弹簧对弹簧的压紧力有一定的影响。因此，为了保证在加工精度范围内弹簧 的工作性能，必须使由制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某的工作性能，必须使由

43、制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某 一范围，即一范围，即 式中，式中，FHFH、FhFh、FRFR、FrFr分别为由于分别为由于H H、h h、R R、r r的制造误差引起的制造误差引起 的弹簧压紧力的偏差值。的弹簧压紧力的偏差值。 12)12)在离合器装配误差范围内引起的弹簧压紧力的相对偏差也不得超过某在离合器装配误差范围内引起的弹簧压紧力的相对偏差也不得超过某 一范围，即一范围，即 式中，式中， 为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。 05. 0 1 B rRhH F FFFF 05. 0 1 1 B B F F B F 1 第五节第五

44、节 扭转减振器的设计扭转减振器的设计 扭转减振器主要由弹性元件扭转减振器主要由弹性元件( (减振弹簧或橡胶减振弹簧或橡胶) )和阻尼元件和阻尼元件( (阻尼片阻尼片) ) 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，从而降低等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低 传动系扭转系统的某阶传动系扭转系统的某阶( (通常为三阶通常为三阶) )固有频率，改变系统的固有振型，固有频率，改变系统的固有振型， 使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要使之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。作用是有效地耗散

45、振动能量。所以，扭转减振器具有如下功能：所以，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，调谐传动系扭振部分的扭转刚度，调谐传动系扭振 固有频率。固有频率。 2)增加传动系扭振阻尼，抑制扭增加传动系扭振阻尼，抑制扭 转共振响应振幅，并衰减因冲击而转共振响应振幅，并衰减因冲击而 产生的瞬态扭振。产生的瞬态扭振。 3)控制动力传动系总成怠速时离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速器怠速噪声和主减速器与变速器 的扭振与噪声。的扭振与噪声。 4)4)缓和非稳定工

46、况下传动系的扭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转冲击载荷和改善离合器的接合平 顺性。顺性。 扭转减振器具有线 性和非线性特性两种。 单级线性减振器的扭转 特性如图所示，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。在扭转减振 器中另设置一组刚度较 小的弹簧，使其在发动 机怠速工况下起作用， 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。 单级线性减速器的扭转特性单级线性减速器的扭转特性 kTjTTn j 减振器的扭转刚度和

47、阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数。其设减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数。其设 计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。 1.1.极限转矩极限转矩 j T 极限转矩是指减振器在消除限极限转矩是指减振器在消除限 位销与从动盘毂缺口之间的间隙位销与从动盘毂缺口之间的间隙1 1 时所能传递的最大转矩，即限位销起时所能传递的最大转矩，即限位销起 作用时的转矩。作用时的转矩。它与发动机最大转矩它与发动机最大转矩 有关，一般可取有关，一般可取 max )0 . 25 . 1 ( ej TT 式中，货车：系数取式中，货车：系数取1.

48、51.5，轿车：系数取，轿车：系数取2.02.0。 2.2.扭转角刚度扭转角刚度 k 为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度 ， 使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。 k k 2 0 1000RKZT j 2 0 1000RKZk j /Tk 设计时可按经验来初选是设计时可按经验来初选是 kjT j Tk13 3 3阻尼摩擦转矩阻尼摩擦转矩 T 由于减振器扭转刚度是受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很由于减振器扭转刚度是受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很 低，故为了在发动

49、机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振低，故为了在发动机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器阻尼装置的阻尼摩擦转矩, , 一般可按下式初选一般可按下式初选 T max )17. 006. 0( e TT 4 4预紧转矩预紧转矩 n T 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明， 增加，共振频率增加，共振频率 将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是 不应大于不应大于 ，否则在反，否则在反 向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取

50、TnTn T n T n T T max )15. 005. 0( en TT 5减振弹簧的位置半径减振弹簧的位置半径Ro Ro Ro的尺寸应尽可能大些，如图所示，一般取的尺寸应尽可能大些，如图所示，一般取 2 )75. 060. 0( 0 d R 6 6减振弹簧个数减振弹簧个数 j Z 摩擦片外摩擦片外 径径Dmm 225-250 250-325 325-350 350 4-6 6-8 810 10 7减振弹簧总压力减振弹簧总压力 当限位销与从动盘毂之间的间隙当限位销与从动盘毂之间的间隙1 1或或2 2被消除，减振弹簧传递转矩被消除，减振弹簧传递转矩 达到最大值达到最大值 时，减振弹簧受到的

51、压力时，减振弹簧受到的压力 为为 F j TF F j T F 0 / RTF j 8 8极限转角极限转角 j 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 角角 为为 j j 0 2 arcsin2 R l j 式中，式中， 为减振弹簧的工作变形量。为减振弹簧的工作变形量。 通常取通常取3 3O O1212O O，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机， 取上取上 限。限。 j j j j l j Z 目前通用的从动盘减振器在特性上存在如下局限性：目前通用的从动盘减振器在特性上存在

52、如下局限性： 1)1) 它不能使发动机、变速器振动系统的固有频率降低到怠速转速以下，它不能使发动机、变速器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。因此不能避免怠速转速时的共振。 2)2) 它在发动机实用转速它在发动机实用转速100010002000r2000rminmin范围内，难以通过降低减振范围内，难以通过降低减振 弹簧刚度得到更大的减振效果。因为在从动盘结构中，减振弹簧位弹簧刚度得到更大的减振效果。因为在从动盘结构中，减振弹簧位 置半径较小，其转角又受到限制，如降低减振弹簧刚度，就会增大置半径较小，其转角又受到限制，如降低减振弹簧刚度，就会增大 转角并难于确

53、保允许传递转矩的能力。转角并难于确保允许传递转矩的能力。 近年来出现了一种称为双质量飞轮的近年来出现了一种称为双质量飞轮的 减振器减振器( (如图如图) )。它主要由第一飞轮。它主要由第一飞轮1 1、 第二飞轮第二飞轮2 2与扭转减振器与扭转减振器1111组成。第一组成。第一 飞轮飞轮1 1与联结盘与联结盘9 9以螺钉以螺钉1010紧固在曲轴紧固在曲轴 凸缘凸缘8 8上，并以滚针轴承上，并以滚针轴承7 7和球轴承和球轴承5 5支支 承在与离合器盖总成承在与离合器盖总成3 3紧固的同轴线的紧固的同轴线的 第二飞轮第二飞轮2 2的短轴的短轴6 6上。在从动盘上。在从动盘4 4中没中没 有减振器。有

54、减振器。 双质量飞轮减振器主要适用于发动机双质量飞轮减振器主要适用于发动机 前置后轮驱动的转矩变化大的柴前置后轮驱动的转矩变化大的柴油油车车 中。中。 第六节第六节 离合器的操纵机构离合器的操纵机构 1对操纵机构的要求对操纵机构的要求 1)踏板力要小，轿车一般在踏板力要小，轿车一般在80150N范围内，货车不大于范围内，货车不大于150200N。 2)踏板行程对轿车一般在踏板行程对轿车一般在80150mm范围内，对货车最大不超过范围内，对货车最大不超过180mm。 3)踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原

55、。 4)应有对踏板行程进行限位的装应有对踏板行程进行限位的装 置，以防止操纵机构因受力过置，以防止操纵机构因受力过 大而损坏。大而损坏。 5)应具有足够的刚度。应具有足够的刚度。 6)传动效率要高。传动效率要高。 7)7)发动机振动及车架和驾驶室发动机振动及车架和驾驶室 的变形不会影响其正常工作。的变形不会影响其正常工作。 2操纵机构结构形式选择操纵机构结构形式选择 常用的离合器操纵机构主要有常用的离合器操纵机构主要有 机械式、液压式等。机械式、液压式等。 机械式操纵机构有杆系和绳索机械式操纵机构有杆系和绳索 两种形式。杆系传动机构广泛应两种形式。杆系传动机构广泛应 用于各种汽车中。绳索传动机

56、构用于各种汽车中。绳索传动机构 多用于轻型轿车中。多用于轻型轿车中。 液压式操纵机构广泛应用于液压式操纵机构广泛应用于 各种形式的汽车中。各种形式的汽车中。 3离合器操纵机构的主要计算液压式操纵机构示意，如图所示。离合器操纵机构的主要计算液压式操纵机构示意，如图所示。 踏板踏板 行程行程S由自由行程由自由行程Sl和工作行程和工作行程S2两部分组成：两部分组成： 液压式操纵机构示意图 2 111 2 222 1 2 021 )( dba dba c c SZSSSS f 式中，式中，Sof为分离轴承自由行程，一为分离轴承自由行程，一 般为般为1. .53. .0mm，反映到踏板上的，反映到踏板上

57、的 自由行程自由行程Sl一般为一般为2030mm；dl、 d2分别为主缸和工作缸的直径；分别为主缸和工作缸的直径；Z为为 摩擦面面数；摩擦面面数； 为离合器分离时对偶为离合器分离时对偶 摩擦面间的间隙，单片：摩擦面间的间隙，单片： =0. .85 1. .30mm，双片：，双片： =0. .75 0. .90mm。a1、a2、bl、b2、c1、c2为为 杠杆尺寸。杠杆尺寸。 S S 踏板力踏板力Ff可按式计算可按式计算 Fs i F Ff 式中，式中， 为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力； 为操纵机构总传动比，为操纵机构总传动比， 为机械效率，液压式

58、：为机械效率，液压式：80809090，机械式：，机械式：70708080； 为克服回位弹簧为克服回位弹簧1 1、2 2的拉力所需的踏板力，的拉力所需的踏板力， 在初步设计时，可忽略之。在初步设计时，可忽略之。 i 2 111 2 222 dba dba i Fs S F 第七节第七节 离合器的结构元件离合器的结构元件 1从动盘总成从动盘总成 从动盘总成主要由从动从动盘总成主要由从动 盘毂、摩擦片、从动片盘毂、摩擦片、从动片 、扭转减振器等组成。、扭转减振器等组成。 从动盘对离合器工作性从动盘对离合器工作性 能影响很大，应满足如能影响很大，应满足如 下设计要求：下设计要求： 1)转动惯量应尽量

59、小，转动惯量应尽量小， 以减小变速器换挡时轮以减小变速器换挡时轮 齿间的冲击。齿间的冲击。 2)应具有轴向弹性，使应具有轴向弹性，使 离合器接合平顺，便于离合器接合平顺，便于 起步，而且使摩擦面压起步，而且使摩擦面压 力均匀，减小磨损。力均匀，减小磨损。 3)3)应装扭转减振器，应装扭转减振器， 以避免传动系共振，并以避免传动系共振，并 缓和冲击。缓和冲击。 为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有：为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有： 1)在从动盘上开在从动盘上开“T”形槽，外缘形成许多扇形，并将扇形部分冲压成形槽，外缘形成许多扇形，并将扇形部分冲压成 依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩

60、擦片则分别铆在每相隔一个依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个 的扇形上。的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变 形。这种结构主要应用在货车上。形。这种结构主要应用在货车上。 2)将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接。由于波形将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接。由于波形 片比从动片薄，故这种结构轴向弹性较好，转动惯量较小，适宜于高片比从动片薄，故这种结构轴向弹性较好，转动惯量较小，适宜于高 速旋转，主要应用于轿车和轻型货车。速旋转，主要应用于轿车和轻型货车。 3)利用阶梯形