工程机械设计课件：离合器设计-

離合器設計

第一節概述對離合器設計提出的基本要求：1)在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發動機的最大轉矩，並有適當的轉矩儲備。2)接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和衝擊。3)分離時要迅速、徹底。4)離合器從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的衝擊，便於換擋和減小同步器的磨損。5)應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。對離合器設計提出的基本要求：6)

應使傳動系避免扭轉共振，並具有吸收振動、緩和衝擊和減小雜訊的能力。7)操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。8)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，以保證有穩定的工作性能。9)應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。10)結構應簡單、緊湊、品質小，製造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。離合器組成主動部分(發動機飛輪、離合器蓋和壓盤等)從動部分(從動盤)壓緊機構(壓緊彈簧)操縱機構(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件等)

主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處於接合狀態並能傳遞動力的基本結構，操縱機構是使離合器主、從動部分分離的裝置。離合器的發展傳統的推式膜片彈簧向拉式結構發展傳統的操縱形式正向自動操縱的形式發展。

因此，提高離合器的可靠性和使用壽命，適應高轉速，增加傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發展趨勢。4.2離合器設計

第二節離合器的結構方案分析離合器的分類汽車離合器大多是盤形摩擦離合器，按其從動盤的數目可分為單片、雙片和多片三類；根據壓緊彈簧佈置形式不同，可分為圓周佈置、中央佈置和斜向佈置等形式；根據使用的壓緊彈簧不同，可分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧離合器；根據分離時所受作用力的方向不同，又可分為拉式和推式兩種形式。1．從動盤數的選擇單片離合器(圖2—1)結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，用時能保證分離徹底、接合平順。1．從動盤數的選擇雙片離合器(圖2—2)

相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小，另外接合較為平順但中間壓盤通風散熱不良，兩片起步負載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。設計時在結構上必須採取相應的措施。這種結構一般用在傳遞轉矩較大且徑向尺寸受到限制的場合。1．從動盤數的選擇多片離合器多為濕式，它有分離不徹底、軸向尺寸和品質大等缺點，以往主要用於行星齒輪變速器換擋機構中。多片離合器具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小、使用壽命長等優點，主要應用於重型牽引車和自卸車上。

2．壓緊彈簧和佈置形式的選擇周置彈簧離合器

壓緊彈簧均採用圓柱螺旋彈簧(圖2—1)，其特點是結構簡單、製造容易，因此應用較為廣泛。此結構中彈簧壓力直接作用於壓盤上。為了保證摩擦片上壓力均勻，壓緊彈簧的數目不應太少，要隨摩擦片直徑的增大而增多，而且應當是分離杠杆的倍數。壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發動機最大轉速很高時，周置彈簧由於受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞轉矩的能力隨之降低。此外，彈簧靠到它的定位面上，造成接觸部位嚴重磨損，甚至會出現彈簧斷裂現象。2．壓緊彈簧和佈置形式的選擇中央彈簧離合器

採用一至兩個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，並且佈置在離合器的中心，此結構軸向尺寸較大。由於可選較大的杠杆比，因此可得到足夠的壓緊力，且有利於減小踏板力，使操縱輕便。此外，壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，不會使彈簧受熱退火，通過調整墊片或螺紋容易實現對壓緊力的調整。這種結構多用於重型汽車上。2．壓緊彈簧和佈置形式的選擇斜置彈簧離合器

彈簧壓力斜向作用在傳力盤上，並通過壓杆作用在壓盤上。這種結構的顯著優點是在摩擦片磨損或分離離合器時，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。與上述兩種離合器相比，具有工作性能穩定、踏板力較小的突出優點。此結構在重型汽車上已有採用。2．壓緊彈簧和佈置形式的選擇膜片彈簧離合器圖2—3中的膜片彈簧是一種具有特殊結構的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指組成，它與其它形式的離合器相比有如下一系列優點：膜片彈簧離合器的優點：膜片彈簧具有較理想的非線性特性如圖2—12所示，彈簧壓力在摩擦片允許磨損範圍內基本不變(從安裝時工作點B變化到A點)，離合器分離時，彈簧壓力有所下降(從B點變化到C點)，從而降低了踏板力；膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠杆的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，品質小。膜片彈簧離合器的優點：高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力則明顯下降。由於膜片彈簧大斷面環形與壓盤接觸，故其壓力分佈均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命。易於實現良好的通風散熱，使用壽命長。平衡性好。有利於大批量生產，降低製造成本。膜片彈簧離合器的使用現狀：但膜片彈簧的製造工藝較複雜，對材質和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由於材料性能的提高，製造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的製造已日趨成熟。因此，膜片彈簧離合器不僅在轎車上被大量採用，而且在輕、中、重型貨車以及客車上也被廣泛採用。拉式膜片彈簧離合器(圖2—4)拉式膜片彈簧離合器(圖2—4)中，其膜片彈簧的安裝方向與推式相反。拉式膜片彈簧離合器具有如下優點：1)

由於取消了中間支承各零件，並只用一個或不用支承環，使其結構更簡單、緊湊，零件數目更少，品質更小。2)由於拉式膜片彈簧是以中部與壓盤相壓，因此在同樣壓盤尺寸條件下可採用直徑較大的膜片彈簧，從而提高了壓緊力與傳遞轉矩的能力，而並不增大踏板力。3)在接合或分離狀態下，離合器蓋變形量小，剛度大，故分離效率更高。4)拉式杠杆比大於推式杠杆比，且中間支承少，減少了摩擦損失，傳動效率較高，使踏板操縱更輕便。拉式踏板力比推式約可減少25％～30％。5)拉式無論在接合狀態或分離狀態，膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環磨損後不會產生衝擊和雜訊。6)使用壽命更長。但是，拉式膜片彈簧的分離指是與分離軸承套筒總成嵌裝在一起的，需專門的分離軸承(參見圖2—19)，結構較複雜，安裝和拆卸較困難，且分離行程略比推式大些。由於拉式膜片彈簧離合器綜合性能優越，它已在一些汽車中得以應用。3．膜片彈簧支承形式推式膜片彈簧支承結構按支承環數目不同分為三種：雙支承環形式，單支承環形式，無支承環形式。圖2—5為雙支承環形式，圖2—5a用臺肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個支承

圖2-4拉式膜片彈簧離合器環與離合器蓋定位鉚合在一起，結構簡單，是早已採用的傳統形式）；圖2—5b在鉚釘上裝硬化襯套和剛性擋環，可提高耐磨性和使用壽命，但結構較複雜；圖2—5c取消了鉚釘，將膜片彈簧、兩個支承環與離合器蓋彎合在一起，使結構緊湊、簡化、耐久性良好，因此其應用日益廣泛。推式膜片彈簧單支承環形式圖2—6為單支承環形式。在衝壓離合器蓋上沖出一個環形凸臺來代替後支承環(圖2—6a)使結構簡化，或在鉚釘前側以彈性擋環代替前支承環(圖2—6b)，以消除膜片彈簧與支承環之間的軸向間隙。無支承環形式

利用斜頭鉚釘的頭部與衝壓離合器蓋上沖出的環形凸臺將膜片彈簧鉚合在一起而取消前、後支承環(圖2—7a)；或在鉚釘前側以彈性擋環代替前支承環，離合器蓋上環形凸臺代替後支承環(圖2—7b)，使結構更簡化；或取消鉚釘，離合器蓋內邊緣處伸出的許多舌片將膜片彈簧與彈性擋環和離合器蓋上的環形凸臺彎合在一起(圖2—7c)，結構最為簡單。拉式膜片彈簧支承結構形式圖2—8a為無支承環形式，將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋沖出的環形凸臺上；圖2—8b為單支承環形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環上。這兩種支承形式常用於轎車和貨車上。

4．壓盤的驅動方式

壓盤的驅動方式主要有

凸塊一窗孔式銷釘式鍵塊式傳動片式等

4.2離合器設計第三節離合器主要參數的選擇離合器的靜摩擦力矩根據摩擦定律可表示為

式中，--靜摩擦力矩；

--摩擦面間的靜摩擦因數，計算時一般取0.25～0.30；

--壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；

--摩擦片的平均摩擦半徑；

--摩擦面數，是從動盤數的兩倍。

離合器主要參數的選擇

假設摩擦片上工作壓力均勻，則有

式中，--摩擦面單位壓力

--一個摩擦面的面積

--摩擦片外徑

--摩擦片內徑離合器主要參數的選擇離合器主要參數的選擇摩擦片的平均摩擦半徑R，根據壓力均勻的假設，可表示為

（2-3）當d／D≥0．6時，Rc可相當準確地由下式計算離合器主要參數的選擇將式(2—2)與式(2—3)代人式(2—1)得

(2-4)

式中，c為摩擦片內外徑之比，c=d／D，一般在0.53～0.70之間。離合器主要參數的選擇

為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發動機的最大轉矩，設計時Tc應大於發動機最大轉矩，即

(2-5)

式中，---發動機最大轉矩

β---離合器的後備係數

β定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發動機最大轉矩之比，β必須大於1。離合器的基本參數

離合器的基本參數主要有:

性能參數和。尺寸參數D

和d

及摩擦片厚度b

離合器的基本參數1．後備係數β1)摩擦片在使用中磨損後，離合器還應能可靠地傳遞發動機最大轉矩。

2)要防止離合器滑磨過大。

3)要能防止傳動系超載

使用條件較好時，β可選取小些；貨車總品質越大，β也應選得越大；採用柴油機時，由於工作比較粗暴，轉矩較不平穩，選取的β值應比汽油機大些；膜片彈簧離合器由於摩擦片磨損後壓力保持較穩定，選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；離合器的基本參數1．後備係數β各類汽車的取值範圍通常為：轎車和微型、輕型貨車β=1.20～1.75

中型和重型貨車β=1.50～2.25

越野車、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車

β=1.80～4.00離合器的基本參數2．單位壓力

離合器使用頻繁，發動機後備係數較小時，應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，應取小些；`

後備係數較大時，可適當增大。

當摩擦片採用不同材料時，按下列範圍選石棉基材料=0.10～0.35MPa

粉末冶金材料=0.35～0.60MPa

金屬陶瓷材料=0.70～1.50MPa離合器的基本參數3．摩擦片外徑D、內徑d和厚度b

離合器的基本參數3．摩擦片外徑D、內徑d和厚度b

摩擦片外徑D也可根據發動機最大轉矩按如下經驗公式選用

式中，為直徑係數，轎車：=14.5；輕、中型貨車：單片=16.0～18.5

雙片=13.5～15.0

重型貨車：=22.5～24.0離合器的基本參數

在同樣外徑D時，內徑d不宜小，會使摩擦面上的壓力分佈不均勻，使內外緣圓周的相對滑磨速度差別太大而造成摩擦面磨損不均勻，且不利於散熱和扭轉減振器的安裝。摩擦片尺寸應符合尺寸系列標準5764—86《汽車用離合器面片》，所選的D應使摩擦片最大圓周速度不超過65～70m／s，以免摩擦片發生飛離。摩擦片的厚度有3.2mm、3.5mm和4.0mm三種。4.2離合器設計第四節離合器的設計與計算一、離合器基本參數的優化1.設計變數因此，離合器基本參數的優化設計變數選為一、離合器基本參數的優化2.目標函數

離合器基本參數優化設計追求的目標是在保證離合器性能要求條件下，使其結構尺寸盡可能小，即目標函數為一、離合器基本參數的優化3．約束條件1)摩擦片的外徑D(mm)的選取應使最大圓周速度VD不超過65—70m／s，即

(2-7)

式中，VD為摩擦片最大圓周速度(m／s)；2)摩擦片的內外徑比c應在0.53～0.70範圍內，即

0.53≤c≤0.70一、離合器基本參數的優化3．約束條件3)為保證離合器可靠傳遞轉矩，並防止傳動系超載，不同車型的β值應在一定範圍內，最大範圍β為1.2—4.0，即4)為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大於減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm(圖2—15)，即一、離合器基本參數的優化3．約束條件5)為反映離合器傳遞轉矩並保護超載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小於其許用值，即

（2-8）

式中，為單位摩擦面積傳遞的轉矩；為其允許值，按表2—1選取。一、離合器基本參數的優化3．約束條件6)為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力p。對於不同車型，在一定範圍內選取，最大範圍p。7)為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發生燒傷，每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小於其許用值，即

(2-9)

一、離合器基本參數的優化3．約束條件

式中，為單位摩擦面積滑磨功；為其許用值對於轎車：對於輕型貨車：對於重型貨車：一、離合器基本參數的優化3．約束條件

W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功(J):

(2-10)

式中，為汽車總品質；為輪胎滾動半徑；為起步時所用變速器擋位的傳動比；為主減速器傳動比；為發動機轉速，計算時轎車取2000，貨車取1500。二、膜片彈簧的載荷變形特性

二、膜片彈簧的載荷變形特性

假設膜片彈簧在承載過程中，其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點O轉動(圖2—9)。通過支承環和壓盤加在膜片彈簧上的載荷Fl集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為λ1，(圖2—10b)，則有關系式(2-11)

式中，正E為材料的彈性模量，對於鋼μ為材料的泊松比，對於鋼：；H為膜片彈簧自由狀態下碟簧部分的內截錐高度；h為膜片彈簧鋼板厚度；R、r分別為自由狀態下碟簧部分大、小端半徑；、分別為壓盤加載點和支承環加載點半徑。二、膜片彈簧的載荷變形特性

離合器分離時，膜片彈簧的加載點發生變化，見圖2—10c。設分離軸承對分離指端所加載荷為F2，相應作用點變形為λ2，另外，在分離與壓緊狀態下，只要膜片彈簧變形到相同的位置，其子午斷面從自由狀態也轉過相同的轉角，則有如下關係

圖2-10膜片彈簧在不同工作狀態時的變a)自由狀態b)壓緊狀態c)分離狀態

將式(2—12)和式(2—13)代人式(2—11)，即可求得F2與入2的關係式。同樣將式(2—12)和式(2—13)分別代入式(2—11)，也可分別得到Fl與入2和F2與入1

的關係式如果不計分離指在F2作用下的彎曲變形，則分離軸承推分離指的移動行程入2f(圖2—10c)為

（2-14）式中，入1f為壓盤的分離行程(圖2—10b、c)。二、膜片彈簧的載荷變形特性

三、膜片彈簧的強度校核

由前面假設可知，子午斷面在中性點O處沿圓周方向的切向應變為零，故該點的切向應力為零，O點以外的點均存在切向應變和切向應力。建立如圖2—9所示的坐標系，則斷面上任意點(x，y)的切向應力σt為

式中，α為自由狀態時碟簧部分的圓錐底角；β為從自由狀態起，φ碟簧子午斷面的轉角；e為中性點半徑，。由式(2—15)知，當φ一定時，一定的切向應力在坐標系中呈線性分佈，當時有應力碟簧的強度應力碟簧的強度顯然OK為零應力直線，其內側為壓應力區，外側為拉應力區等應力線越遠離零應力線，其應力值越高。碟簧部分內上緣點B的切向壓應力最大。

A點的切向拉應力最大；

A’

點的切向拉應力最大。分析表明，B點的應力值最高，通常用

來校核碟簧的強度。

B點座標

在分離軸承推力F2作用下，B點還受彎曲應力σrB，其值為考慮到彎曲應力是與切向壓應力相互垂直的拉應力，根據最大切應力強度理論，B點的當量應力為試驗表明，裂紋首先在碟簧壓應力最大的B點產生，但此裂紋並不發展到損壞，且不明顯影響碟簧的承載能力。繼後，在A`點由於拉應力產生裂紋，這種裂紋是發展性的，一直發展到使碟簧破壞。在實際設計中，當膜片彈簧材料採用60Si2MnA時，通常應使σjB≤1500—1700MPa。應力碟簧的強度

四、膜片彈簧主要參數的選擇1．比值H／h和h的選擇

2．比值R／r和R、r的選擇

3．α的選擇

4．膜片彈簧工作點位置的選擇

5．n的選取

1．H／h一般為1.6～2.2，板厚h為2～4mm。2．R／r一般為1.20～1.35。為使摩擦片上壓力分佈較均勻，推式R＞Rc，拉式r≥Rc。而且，對於同樣的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式大。3．α=arctanH／(R—r)≈H／(R—r)，一般在9°～15°範圍內。

四、膜片彈簧主要參數的選擇

四、膜片彈簧主要參數的選擇4．膜片彈簧工作點位置的選擇。新離合器在接合狀態時，B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，，以保證摩擦片在最大磨損限度△入範圍內壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點心儘量靠近N點。5．n的選取分離指數目n常取為18，大尺寸膜片彈簧取24，小尺寸膜片彈簧有些取12。五、膜片彈簧材料及製造工藝國內膜片彈簧一般採用60Si2MnA或50CrVA等優質高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面品質等要求，需進行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力

強壓處理提高膜片彈簧的疲勞壽命5％～

30％。

噴丸處理同樣也可提高疲勞壽命。為提高分離指耐磨性，端部進行高頻感應加熱淬火或鍍鉻。為了防止拉應力的作用產生裂紋，進行擠壓處理以消除應力源。五、膜片彈簧材料及製造工藝膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為45—50HRC，分離指端硬度為55—62HRC，在同一片上同一範圍內的硬度差不大於3個單位。碟簧部分應為均勻的回火托氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一般不得超過厚度的3％。膜片彈簧的內外半徑公差一般為H11和h11，

厚度公差為±0.025mm，初始底錐角公差為±10’。上、下表面的表面粗糙度為1.6μm，底面的平面度一般要求小於0.1mm。膜片彈簧處於接合狀態時，其分離指端的相互高度差一般要求小於0.8～1.0mm。

六、膜片彈簧的優化設計

膜片彈簧的優化設計就是通過確定一組彈簧的基本參數，使其載荷變形特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設計要求，以達到最佳的綜合效果。1．目標函數目前，國內關於膜片彈簧優化設計的目標函數主要有以下幾種：

1)彈簧工作時的最大應力為最小。

2)從動盤摩擦片磨損前後彈簧壓緊力之差的絕對值為最小。

3)在分離行程中，駕駛員作用在分離軸承裝置上的分離操縱力平均值為最小。

4)在摩擦片磨損極限範圍內，彈簧壓緊力變化的絕對值的平均值為最小。

5)選3)和4)兩個目標函數為雙目標。

六、膜片彈簧的優化設計1．目標函數為了既保證離合器使用過程中傳遞轉矩的穩定性，又不致嚴重超載，且能保證操縱省力，選取5)作為目標函數，通過兩個目標函數分配不同權重來協調它們之間的矛盾，並用轉換函數將兩個目標合成一個目標，構成統一的總目標函數六、膜片彈簧的優化設計2．設計變數從膜片彈簧載荷變形特性公式(2—11)

可以看出，應選取H、h、R、r、Rl、r1這六個尺寸參數以及在接合工作點相應於彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量λ1B(圖2—12)為優化設計變數，即六、膜片彈簧的優化設計3．約束條件1)應保證所設計的彈簧工作壓緊力與要求壓緊力相等，即2)為了保證各工作點A、B、C有較合適的位置(A點在凸點M左邊，B點在拐點H附近，C點在凹點N附近，如圖2—12所示)，應正確選擇相對於拐點的位置，一般：0.8～1.0，即

(2-23)六、膜片彈簧的優化設計3)為了保證摩擦片磨損後離合器仍能可靠地傳遞轉矩，並考慮到摩擦因數的下降，摩擦片磨損後彈簧工作壓緊力應大於或等於新摩擦片時的壓緊力，即

4)為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H／h與初始底錐角α≈H／(R—r)應在一定範圍內，即

1．6≤H／h≤2．29°≤α≈H／(R—r)≤15°

5)彈簧各部分有關尺寸比值應符合一定的範圍，即

(2-24)

式中，為膜片彈簧小端內半徑，如圖2—13所示。

6)為了使摩擦片上的壓緊力分佈比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑R1(或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑r1)應位於摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即推式：(D十d)／4≤R1≤D／2

拉式：(D十d)／4≤r1≤D／2

六、膜片彈簧的優化設計7)根據彈簧結構佈置的要求，與、與、與之差應在一定範圍內，即

8)膜片彈簧的分離指起分離杠杆作用，因此其杠杆比應在一定範圍內選取，即

推式：2.3～

4.5

拉式：3.5～

9.0六、膜片彈簧的優化設計

六、膜片彈簧的優化設計9)為了保證避免彈力衰減要求，彈簧在工作過程中B點的最大壓應力應不超過其許用值，即

10)為了保證疲勞強度要求，彈簧在工作過程中A`點(或A點)的最大拉應力(或)應不超過其相應許用值，即

或11)由於彈簧在製造過程中，其主要尺寸參數H、h、R和r都存在加工誤差，對彈簧的壓緊力有一定的影響。因此，為了保證在加工精度範圍內彈簧的工作性能，必須使由製造誤差引起的彈簧壓緊力的相對偏差不超過某一範圍，即

(2-25)式中，、、、分別為由於H、h、R、r的製造誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。

12)在離合器裝配誤差範圍內引起的彈簧壓緊力的相對偏差也不得超過某一範圍，即

(2-26)式中，為離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。六、膜片彈簧的優化設計4.2離合器設計第五節扭轉減振器的設計扭轉減振器的設計扭轉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系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統的固有振型，使之盡可能避開由發動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。所以，扭轉減振器具有如下功能：扭轉減振器具有如下功能：1)降低發動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。2)增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振回應振幅，並衰減因衝擊而產生的瞬態扭振。3)控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速雜訊和主減速器與變速器的扭振與雜訊。4)緩和非穩定工況下傳動系的扭轉衝擊載荷和改善離合器的接合平順性。扭轉減振器具有如下功能：

扭轉減振器具有線性和非線性特性兩種。單級線性減振器的扭轉特性如圖2—14所示，其彈性元件一般採用圓柱螺旋彈簧，廣泛應用於汽油機汽車中。當發動機為柴油機時，由於怠速時發動機旋轉不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪齒間的敲擊，從而產生令人厭煩的變速器怠速雜訊。在扭轉減振器中另設置一組剛度較小的彈簧，使其在發動機怠速工況下起作用，以消除變速器怠速雜訊，此時可得到兩級非線性特性，第一級的剛度很小，稱為怠速級，第二級的剛度較大。目前，在柴油機汽車中廣泛採用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉減振器。設計參數1.減振器的扭轉剛度2.阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩其他：極限轉矩預緊轉矩極限轉角設計參數1.極限轉矩Tj

極限轉矩:為減振在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙△1(圖2—15)所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它與發動機最大轉矩有關，一般可取

貨車：係數取1.5

轎車：係數取2.0設計參數2.扭轉剛度kφ

3．阻尼摩擦轉矩由於減振器扭轉剛度是受結構及發動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發動機工作轉速範圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩一般可按下式初選（2-31）設計參數4．預緊轉矩減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是不應大於，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取（2-32）5．減振彈簧的位置半徑的尺寸應盡可能大些，如圖2—15所示，一般取

設計參數6．減振彈簧個數參照表2—2選取。表2—2減振彈簧個數的選取7.減振彈簧總壓力

當限位銷與從動盤轂之間的間隙△1或△2被消除，減振彈簧傳遞轉矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力為（2-34）8．極限轉角減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉角為（2-35）雙品質飛輪雙品質飛輪的減振(圖2—16)。它主要由第一飛輪1、第二飛輪2與扭轉減振器11組成。第一飛輪1與聯結盤9以螺釘10緊固在曲軸凸緣8上，以滾針軸承7和球軸承5支承在與離合器蓋總成3緊固的同軸線的第二飛輪2的短軸6上。在從動盤4中沒有減振器。雙品質飛輪減振器具有以下優點：1)可以降低發動機、變速器振動系統的固有頻率，以避免在怠速轉速時的共振。

2)增大減振彈簧的位置半徑，降低減振彈簧剛度K，並允許增大轉角。

3)由於雙品質飛輪減振器的減振效果較好，在變速器中可採用粘度較低的齒輪油而不致產生齒輪衝擊雜訊，並可改善冬季的換擋過程。而且由於從動盤沒有減振器，可以減小從動盤的轉動慣量，這也有利於換擋。

主要適用於發動機前置後輪驅動的轉矩變化大的柴車中。4.2離合器設計第六節離合器的操縱機構1．對操縱機構的要求：1)踏板力要小，轎車一般在80—150N範圍內，貨車不大於150—200N。

2)踏板行程對轎車一般在80—150mm範圍內，對貨車最大不超過180mm。

3)踏板行程應能調整，以保證摩擦片磨損後分離軸承的自由行程可以復原。

4)應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構因受力過大而損壞。

5)應具有足夠的剛度。

6)傳動效率要高。

7)發動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。

2．操縱機構結構形式選擇

常用的離合器操縱機構主要有:

機械式

液壓式

3.離合器操縱機構的主要計算3.離合器操縱機構的主要計算

踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2兩部分組成式中，

—為分離軸承自由行程，一般為1.5～3.0mm，

S1一般為20～30mm；、—分別為主缸和工作缸的直徑；

—為摩擦面面數；

—為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：0.85～1.30mm，雙片：0.75～0.90mm。、、、、、為杠杆尺寸(圖2—17)。

踏板力可按下式計算4.2離合器設計第七節離合器的結構元件

主要由摩擦片、從動片、減振器和花鍵轂等組成

應滿足如下設計要求：

1)轉動慣量應儘量小，以減小變速器換擋時輪齒間的衝擊。

2)應具有軸向彈性，使離合器接合平順，便於起步，而且使摩擦面壓力均勻，減小磨損。

3)應裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，並緩和衝擊。1．從動盤總成1．從動盤總成為了使從動盤具有軸向彈性，常用的方法有：1)在從動盤上開“T”形槽，外緣形成許多扇形，並將扇形部分衝壓成依次向不同方向彎曲的波浪形。兩側的摩擦片則分別鉚在每相隔一個的扇形上。“T”形槽還可以減小由於摩擦發熱而引起的從動片翹曲變形。這種結構主要應用在貨車上。2)將扇形波形片的左、右凸起段分別與左、右側摩擦片鉚接。由於波形片比從動片薄，故這種結構軸向彈性較好，轉動慣量較小，適宜於高速旋轉，主要應用於轎車和輕型貨車。1．從動盤總成為了使從動盤具有軸向彈性，常用的方法有：3)利用階梯形鉚釘杆的細段將成對波形片的左片鉚在左側摩擦片上，並交替地把右片鉚在右側摩擦片上。這種結構彈性行程大，彈性特性較理想，可使汽車起步極為平順。它主要應用於中、高級轎車。4)將靠近飛輪的左側摩擦片直接鉚合在從動片上，只在靠近壓盤側的從動片鉚有波形片，右側摩擦片用鉚釘與波形片鉚合。這種結構轉動慣量大，但強度較高，傳遞轉矩能力大，主要應用於貨車上，尤其是重型貨車。離合器摩擦片

離合器摩擦片所用的材料有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料、金屬陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料摩擦因數較高(大約為0.3～0.45)、密度較小、製造容易、價格低廉等優點。但它性能不夠穩定，摩擦因數受工作溫度、單位壓力、滑磨速度的影響大，目前主要應用於中、輕型貨車中。粉末冶金和金屬陶瓷摩擦材料傳熱性好、熱穩定性與耐磨性好、摩擦因數較高且穩定、能承受的單位壓力較高以及壽命較長等優點，但價格較貴，密度較大，接合平順性較差，主要用於重型汽車上。摩擦片與從動片的連接方式：

摩擦片與從動片的連接方式有鉚接和粘接兩種。

鉚接方式連接可靠，更換摩擦片方便，適宜從動片上裝波形片，但其摩擦面積利用率小，使用壽命短。

粘接方式可增大實際摩擦面積，摩擦片厚度利用率高，具有較高的抗離心力和切向力的能力，但更換摩擦片困難，且使從動盤難以裝波形片，無軸向彈性，可靠性低。花鍵轂

花鍵轂是離合器中承受載荷最大的零件，它裝在變速器輸入軸前端的花鍵上，一般採用齒側對中的矩形花鍵，花鍵軸與孔採用動配合。花鍵轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而