汽车设计-2离合器

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一、离合器的作用1.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.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。第一节概述二、离合器的组成四、离合器的设计要求1)任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。2)接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。3)分离时要迅速、彻底。4)离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。5)应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。6)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。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，以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，以保证其工作可靠、寿命长。10)结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。

第二节离合器的结构方案分析◎离合器的类型汽车上主要用干式盘形摩擦离合器一、从动盘数的选择

1、单片离合器◎优点：结构简单，尺寸紧凑，散热良好，用时能保证分离彻底、接合平顺。◎缺点：传递的转矩不够大。对乘用车和轻型、微型货车（总质量<6t)，发动机的最大转矩一般不大。在布置尺寸允许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。2、双片离合器◎优点：1)由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；2)在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小；3)接合较为平顺。◎缺点：中间压盘通风散热不良，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。设计时在结构上必须采取相应的措施。这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。

3、多片离合器多片离合器多为湿式。◎优点：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。◎缺点：分离不彻底、轴向尺寸和从动部分转动惯量大。◎主要用于重型牵引车和自卸车上的行星齿轮变速器换挡机构中。

三、压紧弹簧和布置形式的选择1、周置弹簧离合器◎压紧弹簧：圆柱螺旋弹簧。◎布置形式：布置在一个或两个同心圆周上。◎优点：结构简单、制造容易。此结构中弹簧压力直接作用于压盘上。◎缺点：－为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数目不应太少，要随摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。－压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火失效；－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，使弹簧压紧力下降，离合器传递转矩的能力随之降低。－弹簧靠在其定位座上，造成接触部位严重磨损，甚至会出现弹簧断裂现象。

2、中央弹簧离合器◎压紧弹簧：圆柱螺旋弹簧，圆锥弹簧。◎布置形式：布置在离合器的中心。◎优点：由于可选较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便。压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受热退火。◎缺点：轴向尺寸较大。这种结构多用于重型汽车上。3、斜置螺旋弹簧离合器◎压紧弹簧：圆柱螺旋弹簧。◎布置形式：周边均匀倾斜布置。◎优点：1）在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。2）工作性能稳定、踏板力较小。此结构多在重型汽车上采用。

4、膜片弹簧离合器◎压紧弹簧：碟形弹簧。◎优点：1)膜片弹簧具有较理想的非线性特性，弹簧压力和传递的转矩大致不变。2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小。3)高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降4)由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命。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。

◎缺点：制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高，非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。膜片弹簧离合器的分类推式膜片弹簧离合器

拉式膜片弹簧离合器拉式与推式膜片弹簧离合器的性能比较◎拉式膜片弹簧离合器的优点：1)结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小。2)同样压盘尺寸条件下可采用直径较大的膜片弹簧，从而提高了压紧力与传递转矩的能力，而并不增大踏板力；或在传递相同转矩时，可采用尺寸较小的结构。3)接合或分离时，离合器盖变形小，刚度大，分离效率更高。4)杠杆比大于推式，中间支承少，摩擦损失小，传动效率较高，操纵更轻便。5)膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。6)使用寿命更长。

◎拉式膜片弹簧离合器的缺点：拉式膜片弹簧的分离指与分离轴承套筒总成嵌装在一起，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。拉式与推式膜片弹簧离合器的性能比较三、膜片弹簧离合器的支承形式推式膜片弹簧离合器的支承拉式膜片弹簧离合器的支承四、压盘驱动方式◎压盘的驱动方式：凸块一窗孔式、销钉式、键块式（中间压盘上用）、传动片式。◎前三种的共同缺点：在联接件之间都有间隙，冲击和噪声大，零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了传动效率。传动片式◎传动片式的布置：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压盘以铆钉或螺栓联接。◎传动片式的优点：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。◎传动片式的缺点：反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，故一般采用高碳钢。第三节离合器主要参数的选择◎离合器的静摩擦力矩

◎单元面积ds上的摩擦力矩

◎整个摩擦面产生的摩擦力矩

◎摩擦面承受的单位压力p0

◎对于有Z个摩擦面的离合器，产生的摩擦力矩

◎4式带入5式，得到转矩◎比较1、6两式得到，摩擦面平均摩擦半径◎摩擦面平均摩擦半径分析当d／D≥0．6时Rc可相当准确地由下式计算◎离合器的静摩擦力矩与摩擦材料及结构尺寸的关系式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

离合器基本参数的选择一、后备系数β1、在选择β时，应考虑的因素：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。2)要防止离合器滑磨过大。3)要能防止传动系过载。2、β的选择原则承用车及最大总质量小于6t的商用车β＝1.20～1.75

最大总质量为6～14t的商用车β＝1.50～2.25挂车

β＝1.80～4.01）为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；2）为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，β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，需拖带挂车时，为提高起步能力、减少滑磨，β应选取大些；5）货车总质量越大，β也应选得越大；6）采用柴油机时，因工作比较粗暴，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）膜片弹簧离合器摩擦片磨损后压力保持较稳定，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。二、单位压力p0

1、在选择p0时,应考虑的因素：1)离合器的工作条件;2)发动机后备功率大小;3)摩擦片尺寸、材料及其质量;4)后备系数。2、选择原则：1)离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，加应取小些;2)摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，p0应取小些；3)后备系数较大时，可适当增大p0。三、摩擦片外径D、内径d和厚度b

1.摩擦片外径D的估算：或2.摩擦片内径d的计算：

根据c=d／D，一般在0.53～0.70之间，得d=c×D。3.D,d的选择原则：在同样外径D时，选用较小的内径d虽可增大摩擦面积，提高传递转矩的能力，但会使摩擦面上的压力分布不均匀，使内外缘圆周的相对滑磨速度差别太大而造成摩擦面磨损不均匀，且不利于散热和扭转减振器的安装。摩擦片尺寸D应使摩擦片最大圆周速度不超过65～70m／s，以免摩擦片发生飞离。4.摩擦片的厚度b有3．2mm、3．5mm和4．0mm三种。乘用车，KD=14.6；1.8t<ma<14.0t的商用车，kD=16.0~18.5(单片），13.5~15.0(双片）；ma>14.0t的商用车，kD=22.5~24.0。第四节离合器的设计与计算一、离合器基本参数的优化离合器的性能参数和尺寸参数，在前面是采用先初选、后校核的方法。下面采用优化的方法来确定这些参数。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可选为2．目标函数离合器基本参数优化设计的目标是：在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，则目标函数为：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VD不超过65—70m／s，即

2)摩擦片的内外径比c应在0．53～0．70范围内，即0．53≤c≤0．703)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≤4．04)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+505)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p。对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围为0.10～1.50MPa，即0.10MPa≤p。≤1.50MPa7)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W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J)，可根据右式计算

二、膜片弹簧的载荷变形特性

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O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，加载点间的相对轴向变形为λ1，则有关系式

三、膜片弹簧的主要参数自由状态下膜片弹簧碟簧部分内截锥高度H膜片弹簧钢板厚度h自由状态下膜片弹簧锥底角α自由状态下膜片弹簧碟簧部分大、小端半径R、r（r即为分离指根部半径，与弹簧小端半径r。有区别）膜片弹簧小端内半径r。分离轴承作用半径rf压盘加载点半径R1支承环加载点半径r1分离指数目n分离指切槽宽度δl、δ2及半径re四、膜片弹簧主要参数的选择

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。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／h一般为1.6~2.2，板厚h为2～4mm。

2．比值R／r和R、r的选择R／r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均匀，推式的R值、拉式的r值应取为大于或等于摩擦片的平均半径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=arctanH／(R-r)≈H／(R-r)，一般在9O～15O范围内。4．膜片弹簧工作点位置的选择弹性特性曲线曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，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)λlH，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点心尽量靠近凹点N。

磨损极限点：A点弹簧工作点：B点（B点有活动范围）弹簧分离行程最大点：C点弹簧凸点：M点（最大力点）弹簧凹点：N点（最小力点）弹簧压平点：H点（拐点）接合时的工作区间：M－H分离时的工作区间：B－C弹簧可正常工作区间：A－C5．n的选取

分离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12；6.膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承作用半径rf的确定

r0由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径，rf应大于r0；7.压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定R1和r1的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于r且尽量接近r，R1应略小于及且尽量接近R五、膜片弹簧材料及制造工艺◎材料：60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。◎工艺：1）热处理：保证硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量,碟簧部分的硬度一般为45～50HRC；2）强压处理，过分离3～8次：提高承载能力；3）喷丸处理：表面强化，冷作硬化，提高疲劳寿命；4）分离指端部高频感应加热淬火或镀铬:提高耐磨性,分离指端硬度为55～62HRC;5）挤压处理：消除与压盘接触圆的拉应力源；第五节扭转减振器的设计

一、扭转减振器的组成弹性元件(减振弹簧或橡胶)阻尼元件(干摩擦阻尼片或液体阻尼器)。二、扭转减振器的功能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。

三、扭转减震器的特性◎扭转减振器具有线性和非线性特性两种。◎单级，线性减振器：弹性元件采用一组圆柱螺旋弹簧；◎双级（三级），非线性特性：弹性元件采用两组圆柱螺旋弹簧，第一级的刚度很小，称为怠速级，第二（三）级的刚度较大。◎在汽油机汽车中广泛采用单级，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。四、扭转减振器参数极限转矩扭转刚度阻尼摩擦元件间的摩擦转矩预紧转矩极限转角减振弹簧的位置半径R0

减振弹簧个数减振弹簧总压力五、扭转减振器参数的选择1、极限转矩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△1时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。方法2：按汽车后驱动轮的最大附着力矩计算。当减振器传递的极限转矩与相等时，传动系的动载荷为最小；若小于，系统将会产生冲击载荷；若大于，则会增大减振器的角刚度，使传动系动载荷有所增大。可按下式选取限位销如何确定？方法1：按发动机最大转矩计算。2、扭转刚度需加在从动片上的转矩（K：弹簧线刚度，单位：N/mm）扭转刚度的定义

设计时可按经验来初选降低kφ，可以降低传动系统高频固有频率；过低，则冲击反而增大。六、从动盘减振器的局限它不能使发动机、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。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。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，就会增大转角并难于确保允许传递转矩的能力。

七、双质量飞轮减振器◎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。◎增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。◎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，并可改善冬季的换挡过程。而且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。◎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油汽车中。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，乘用车一般在80～150N范围内，商用车不大于150～200N。2)踏板行程对乘用车一般在80～150mm范围内，对商用车最大不超过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。4)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。8)工作可靠、寿命长，维修保养方便。2．操纵机构结构形式选择

操纵机构的形式：机械式、液压式、机械式和液压式操纵机构的助力器、气压式和自动操纵机构等。机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。液压式操纵机构由主缸、工作缸和管路等部分组成。3．离合器操纵机构的设计计算

踏板行程S：由自由行程Sl和工作行程S2两部分组成；踏板力Ff：应满足要求；◎F′：离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；◎Fs：克服回位弹簧所需的踏板力；分离离合器所作的功WL<30J◎F1：离合器接合时，压紧弹簧的总压紧力；怎么是乘以0.5？第七节离合器的结构元件

一、从动盘总成

1、从动盘轴向弹性的结构形式T形槽；波形片通过适当方式与传动片铆接2、从动盘毂3、摩擦片：◎材料：石棉基，玻璃纤维、金属纤维，粉末冶金和金属陶瓷。

◎与从动片的连接：铆接，粘接4、从动片：中、低碳钢5、波形片与减振弹簧：65Mn,60Si2Mn二、离合器盖总成压紧弹簧、离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环1、离合器盖◎刚度：用08F、08Al、08钢等低碳钢板冲