汽车万向节介绍

1、第一节 摩擦离合器的结构型式选择现代汽车摩擦离合器在设计中应根据车型的类别，使用要求，与发动机的匹配要求，制造条件以及标准 化、通用化、系列化要求等，合理地选择离合器总成的结构和有关组件的结构，现分述如下：1 从动盘数及干、湿式的选择（1）单片干式摩擦离合器其结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从 动盘时也能接合平顺。因此，广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车上，在发动机转矩不大于1000N- m的大型客车和重型货车上也有所推广。当转矩更大时可采用双片离合器。（2）双片干式摩擦离合器与单片离合器相比，由于摩擦面增多使传递转矩的能力增大，接

2、合也更平顺、柔和；在传递相同转矩的情 况下，其径向尺寸较小，踏板力较小。但轴向尺寸加大且结构复杂；中间压盘的通风散热性差易引起过热而加快摩 擦片的磨损甚至烧伤碎裂；分离行程大，调整不当分离也不易彻底；从动件转动惯量大易使换档困难等。仅用于传 递的转矩大且径向尺寸受到限制时。（3）多片湿式离合器摩擦面更多，接合更加平顺柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨损小。但分离行程大、分离也不易彻底， 特别是在冬季油液粘度增大时；轴向尺寸大；从动部分的转动惯量大，故过去未得到推广。近年来，由于多片湿式 离合器在技术方面的不断完善，重型车上又有采用，并有不断增加的趋势。因为它采用油泵对摩擦表面强制冷却， 使起步时

3、即使长时间打滑也不会过热，起步性能好，据称其使用寿命可较干式高出56倍。2 压紧弹簧的结构型式及布置离合器压紧弹簧的结构型式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。可采用沿圆周布 置、中央布置和斜置等布置型式。根据压紧弹簧的型式及布置，离合器分为：（ 1 ）周置弹簧离合器周置弹簧离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。有的重型汽车将压紧弹簧布置 在同心的两个圆周上。周置弹簧离合器的结构简单、制造方便，过去广泛用于各种类型的汽车上。现代由于轿车发 动机转速的提高（最高转速高达50007000r / min或更高），在高转速离心力的作用下，周置弹簧易歪斜甚至严重 弯

4、曲鼓出而显著降低压紧力；另外，也使弹簧靠到定位座柱上而使接触部位严重磨损甚至出现断裂现象。因此，现 代轿车及微、轻、中型客车多改用膜片弹簧离合器。但在中、重型货车上，周置弹簧离合器仍得到广泛采用。（ 2）中央弹簧离合器采用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧或用 12 个圆柱螺旋弹簧做压簧并布置在离合接触，因此压盘由于摩 擦而产生的热量不会直接传给弹簧而使其回火失效。压簧的压紧力是经杠杆系统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可用力量较小的弹簧得到足够的压盘压紧力，使操纵较轻便。采用中央圆柱螺旋弹簧时离合器的轴向尺寸较大， 而矩形断面的锥形弹簧则可明显缩小轴向尺寸，但其制造却比较困难，故中央弹簧离合器多用在

5、重型汽车上以减轻 其操纵力。根据国外的统计资料：当载货汽车的发动机转矩大于400450N- m时，常常采用中央弹簧离合器。（3）斜置弹簧离合器是重型汽车采用的一种新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧，分别以倾角（弹簧中心线 与离合器中心线间的夹角）斜向作用于传力套上，后者再推动压杆并按杠杆比放大后作用到压盘上。这时，作用在 压杆内端的轴向推力等于弹簧压力的轴向分力。当摩擦片磨损后压杆内端随传力套前移，使弹簧伸长，压力减小， 倾角亦减小，而 cos 值则增大。这样即可使在摩擦片磨损范围内压紧弹簧的轴向推力几乎保持不变，从而使压盘的 压紧力也几乎保持不变。同样，当离合器分离时后移传力套

6、，压盘的压紧力也大致不变。因此，斜置弹簧离合器与 前两种离合器相比，其突出优点是工作性能十分稳定。与周置弹簧离合器比较，其踏板力约可降低35。（4）膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹 簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴 的中心线是对称的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧 弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外， 由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使

7、压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热 通风等。膜片弹簧离合器在轿车及微型、轻型客车上已得到广泛的采用，而且逐渐扩展到载货汽车上。国外已设计生产了传 递转矩为802000N - m最大摩擦片外径达 420mm的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿车、客车、轻型和中型货车 上。甚至某些总质量达 2832t 的重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的。但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要 高。膜片弹簧离合器的操纵曾经都是采用压式结构。当前，膜片弹簧离合器的压式操纵已为拉式操纵结构所取 代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简化、零件减少、拆装方便；膜片弹簧 的

8、应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。而 在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程。3 从动盘的结构型式简单的从动盘由从动片、摩擦片及从动盘毂铆接而成，其结构简单、质量小，有时用于重型汽车尤其是双片离合器 中。采用带扭转减振器的从动盘是发展趋势，轿车均采用之。这时，从动片与花键毂间通过减振弹簧相联，具 有切向弹性以消除高频共振并起缓冲作用，在从动片、花键毂与减振盘问有减振摩擦片，装碟形垫片作弹性夹紧后 起摩擦阻尼作用，并使阻尼力矩保持稳定，以吸收部分能量、衰减低频振动。扭转减振器按发动机及传动系专门设 计并经试验修正， 则

9、可得到最佳减振、 降噪效果。 线性弹性特性的扭转减振器， 减振弹簧由一组圆柱螺旋弹簧组成， 常用于汽油机汽车。柴油机怠速旋转不均匀度较大，会引起变速器常啮合齿轮间的敲击。采用二或三级非线性扭转 减振器并使第一级减振弹簧组的刚度小，可缓和柴油机怠速不平稳及消除变速器怠速噪声。为了使离合器接合平顺，从动片尤其是单片离合器的从动片，一般都使其具有轴向弹性。最简单的方法是 在从动片上开 T 形槽，外缘形成许多扇形，并将它们冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两边的摩擦片则分别铆 在每相隔一个的扇形片上。在离合器接合时，从动片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分被逐渐压平，使从动盘上的压 力和传递的转矩逐渐增大，

10、故接合平顺柔和。这种切槽有利于减少从动片的翘曲。其缺点是很难保证每片扇形部分 的刚度完全一致。分开式结构中，波形弹簧片与从动片分别冲压成型后铆在一起。由于波形弹簧片是由同一模具冲制，故其刚度比较一致；由于波形弹簧是采用比从动片更薄的钢板（厚度仅为0.7mm）,故这种结构容易得到更小的转动惯量，这些方面都优于整体式结构。上述两种结构尤其是后一种多为轿车所采用。在载货汽车上常采用一种所谓组合式从动片。这种结构在靠近压盘一侧的从动片上铆着波形弹簧片,摩擦片则 铆在波形弹簧片上,而靠近飞轮一侧的摩擦片则直接铆在从动片上。其转动惯量较大,但对于要求刚度较高、外形 稳定性较好的大型从动片来说，这种结构也是

11、可以采用的。当载货汽车离合器的直径小于380mm寸，则从动片仍可采用前两种结构。第二节离合器基本参数的确定2.1 摩擦片或从动盘设计计算摩擦片或从动盘的平均外径根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择：式中3离合器的后备系数，轿车、轻型货车1.301.75，中、重型货车1.602.25，越野汽车、挂车2.03.5 ；Z 摩擦面数；Tmax发动机最大转矩，NmR 作用在摩擦面上的总压紧力，N;f摩擦系数，计算时一般取 0.250.30 。摩擦片平均摩擦半径 金（当压力均布时）为：式中D一一摩擦片外径；d 摩擦片内径。当发动机的最大转矩已知，离合器的结构型式和摩擦片材料已定，z和f便已定。选好p

12、o及B，则摩擦片尺寸即可确定。对于石棉基摩擦材料，通常取Po= 0.150.25MPa，且较小值用于发动机后备功率较小、离合器使用频繁的汽车，装载质量大或在坏路面上行驶的汽车。当摩擦片外径较大时，为降低其外缘处的热负荷，也应降低p0值。轿车可取 O.l8O.28MPa ;货车为0.140.23MPa ；城市公共汽车：一般单片取0.13MPa,大的双片取 O.IMPa。粉末冶金摩擦片的 po可取0.350.50MPa；金属陶瓷材料允许超过 0.70MPa,甚至可达1.52.0MPa。选择3时应考 虑到：为了能可靠地传递发动机最大转矩及防止过长时间的滑磨，3应取较大值；为了防止传动系过载、保证操纵

13、轻便以及使离合器尺寸不致过大，卢应取较小值。当发动机后备功率大，使用条件好，离合器压盘的压力在使用中 可调整或变化不大时， 3可选小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车以及为了提高起步能力、减少滑磨时，3可取大些。为了便于布置扭转减振器，要求加大内径，从而加大了内、外径之比值。此比值的增大也有利于离合器的 散热和减小摩擦片内外缘滑磨速度差。但过多地增大此比值会使摩擦面积减小，影响传递转矩的能力。一般来说对 高速发动机此比值应取大些。2.2 压紧弹簧的设计计算圆柱螺旋弹簧周置圆柱螺旋弹簧的数目约为 624个，不宜太少，以便得到均匀的压力，且应是分离杠杆数目的整数倍， 以避免压盘在分离时偏斜。在确定弹

14、簧数目时应考虑到对轻、中型装载量的汽车来说，每个弹簧的压紧力不应超过 600700N;而对大型汽车来说则不应超过1000N。螺旋弹簧的两端应拼紧并磨平以便使两端支承面较大、各圈受力均匀，且弹簧的垂直度偏差较小。周置压紧弹簧的外径通常限制在2730mm之间，以便把同样的压簧装在不同尺寸的离合器上。有时离合器厂还把用得较多的一些弹簧的工作高度做成相同的尺寸，而用改变钢丝直径和工作圈数的 方法获得不同压紧力，以利于在不同的离合器上通用。( 1 )弹簧钢丝直径式中P工作负荷；K'曲度系数，K'= (4C-1) / (4C-4) +0.615/C ；C 弹簧指数，取 68；t 许用应力。

15、700MPa 一般不应超过 700750MPa最大应力不应超过对于汽车离合器压簧，推荐其许用应力为800900MPa。2)工作圈数式中G剪切弹性模量，钢材：G=8X 1048.3 X 104MPaDm弹簧中径，Dm=D-d，其中D为弹簧外径，mmK 弹簧刚度，一般 2045N/mm。2.2.2 膜片弹簧膜片弹簧基本参数的选择(1) 比值 Hh 的选择此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用Hh 对弹簧特性的影响，正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽车的膜片弹簧离合器多取1.5< (H/h)<2。(2) 膜片弹簧工作点位置的选择汽车离合器膜片弹簧

16、特性曲线的形状如图5 28所示。选择好曲线上的几个特定工作点的位置很重要。拐点T对应着膜片弹簧的压平位置，而入it为曲线凸点M和凹点N的横坐标平均值。B点为新离合器(摩擦片无磨损)在接合状态时的工作点，通常取在使其横坐标为久入ib=( 0.81.0 )入1T的位置，以保证摩擦片在最大磨损入后的工作点A处压紧力变化不大。摩擦片总的最大允许磨损量入可按下式求得：入=ZC S)式中乙一一离合器的摩擦片工作表面数目，例单片乙=2; S)每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为0.51mm)C点为离合器彻底分离时的工作点。它以靠近N点为好，以减小分离轴承的推力使操纵轻便。(3) R及R/ r的选择膜片弹

17、簧的大端半径只应根据结构要求和摩擦片的尺寸来确定。比值Rr 的选定影响到材料的利用效率。R/r 愈小，则弹簧材料的利用效率愈好。碟形弹簧储存弹性能的能力在R/r=1.82.0 为最大，用于缓和冲击、吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧最佳。但对汽车离合器膜片弹簧来说，并不要求储存大量的弹性能，而应根据 结构布置及压紧力的需要，通常取F/ r = 1.21.3(即1.25左右)。(4) 膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角aa在1012度范围内选择。(5) 膜片弹簧小端半径 ri 及分离轴承作用半径 rfr i由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴的花键外径。rf应大于门。（6）分离指的数目n和

18、切槽宽S 1、S 2及半径ren 多取为 18; S i=3.23.5mm; S 2=910mm re的取值应满足（rj） >3 2。7）支承圈平均半径 rl 和膜片弹簧与压盘的接触半径R1ri与R的取值将影响膜片弹簧的刚度。ri应略大于r且尽量接近r; R应略小于且尽量接近于R。2.3 扭转减振器的参数选择与设计计算为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性阻尼装置，它就是装在离合器从动盘上的 扭转减振器。其弹性元件用来降低传动系前端的扭转刚度，降低传动系扭振系统三节点振型的固有频率，以便将较 为严重的扭振车速移出常用车速范围（当然，在实际中要做到这一点是非常困难的） ；其阻

19、尼元件用来消耗扭振能量，从而可有效地降低传动系的共振载荷、非共振载荷及噪声。采用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器得到了最广泛的应用。在这种结构中，从动片和从动盘毂上都开有6个窗口，在每个窗口中装有一个减振弹簧，因而发动机转矩由从动片传给从动盘毂时必须通过沿从动片圆周切向布置 的弹簧，这样即将从动片和从动盘毂弹性地连接在一起，从而改变了传动系统的刚度。当6个弹簧属同一规格并同时起作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。这种具有线性特性的扭转减振器，结构较简单，广泛用于汽油机汽 车中。当 6 个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进入工作时，则称为两级或三级非线性扭转减 振器。这种非线

20、性扭转减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。柴油机的怠速旋转不均匀度较大， 常引起变速器常啮合齿轮轮齿间的敲击。 为此， 可使扭转减振器具有两级或三级非线性弹性特性。 第一级刚度很小， 称怠速级，对降低变速器怠速噪声效果显著。线性扭转减振器只能在一种载荷工况（通常为发动机最大转矩）下有 效地工作，而三级非线性扭转减振器的弹性特性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围，这有利于避免传动系共 振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声。减振器的阻尼元件多采用摩擦片，阻尼摩擦片的正压力靠从动片与减振盘问的连接铆钉建立。为了保证正 压力从而阻尼力矩的稳定，可加进碟形弹簧或压紧弹簧。（ 1 ）扭转减振器的极限转矩 Tj扭转减振器的极限转矩由减振弹簧的最大变形