汽车设计 离合器设计

1、第二章离合器设计第一节概述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； 在换档时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮之间的冲击；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；有效地降低传动系中的振动和噪声。为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求：1. 在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

2、动部分转动惯量要小， 以减轻换档时变速器齿轮间的冲击， 便于换档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系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。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

3、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。随着汽车发动机转速和功率的不断提高，汽车电子技术的高速发展，人们对1离合器的要求越来越高。 从提高离合器工作性能角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式结构发展，传统的操纵型式正向自动操纵的型式发展，因此，提高离合器的可靠性和使用寿命，适应高转速，增加传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。第二节离合器的结构方案分析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

4、和多片三类；根据压紧弹簧布置型式不同，可分成圆周布置、中央布置和斜向布置等型式；根据使用的压紧弹簧不同，可分成圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同，又可分成拉式和推式两种型式。一、从动盘数的选择对轿车和轻型、微型货车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容图 2-1 单片离合器许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器（见图 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（见图 2-2）与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大。在传递相同转矩的情况下，径向

5、尺寸较小，踏板力较小，图 2-2 双片离合器另外接合较为平顺。但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。此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。2多片离合器多为湿式，它有分离不彻底，轴向尺寸和质量大等缺点，以往主要用于行星齿轮变速器换档机构中。 但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。二、压紧弹簧和布置型式的选择图 2-3 膜片弹簧离合器周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧（见图 2-1），它的特点是结构简单，制造容易，因此应用较广泛。此结构中

6、弹簧压力直接作用于压盘上，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。 某些重型汽车上， 由于发动机最大转矩较大，所需压紧弹簧数目较多， 可将压紧弹簧布置在两个同心圆周上。 压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递转矩的能力随之降低。另外弹簧靠到它的定位面上，造成接触部位严重磨损，甚至会出现弹簧断裂现象。中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心，此结构轴向尺寸较大。由于可选较大的杠杆比，因此可得到足

7、够的压紧力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便。此外，压紧弹簧不与压盘直接接触， 不会使弹簧受热退火， 通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调整。此种结构多用于重型汽车上。斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力盘上，并通过压杆作用在压盘上，此种结构的显著优点是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。与上述两种离合器相比具有工作性能稳定， 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（见图 2-3）中的膜片弹簧是一种具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指组成，它与其它型式的离合器相比具有如下一系列优点：1 膜片弹簧具有较理想的非线性特性（见图 2-12

8、），弹簧压力在摩擦片允许3磨损范围内基本不变（从安装时工作点B 变化到 A 点），因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变，对于圆柱螺旋弹簧其压力大大下降（从B 点变化到 A点）；离合器分离时，弹簧压力有所下降（从B 点变化到 C 点），从而降低了踏板力，对于圆柱螺旋弹簧，压力则大大增加（从B 点变化到 C 点）；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

9、，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。但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高，其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。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此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。拉式膜片弹簧离合器（见图2-4）中，其膜片弹簧的安装方向与推式相反，在接合时，膜片弹簧的大端支承在离合器盖上，而以中部压紧在压盘上。将分离轴承向外拉离飞轮，即可实现分离。与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有如下优点：1 由于取消了中间支承各零件，并只

10、用一个或不用支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小；2 由于拉式膜片弹簧是以中部与压盘相压，因此在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 在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，故分离效率更高；4 拉式的杠杆比大于推式杠杆比，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率较高，使踏板操纵更轻便。拉式踏板力比推式一般约可减少25%30%；45 拉式无论在接合状态或分离状态，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。但是，拉式膜片弹簧

11、的分离指是与分离轴承套筒总成嵌装在一起的，需专门的分离轴承（见图 2-19），结构较复杂，安装拆卸较困难，且分离行程略比推式大些。由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，它已在一些汽车中得以应用。三、膜片弹簧支承型式推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。 图 2-5 为双支承环型式，其中图 2-5a 用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单，是早已采用的传统型式。图 2-5b 在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，图 2-4 拉式膜片弹簧离合器可提高耐磨性和使用寿命，但结构较复杂。图 2-5c 取消了铆钉，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖

12、弯合在一起，使结构紧凑、简化，耐久性良好，应用日益广泛。图 2-6 为单支承环型式。在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台来代替后支承环（见图 2-6a），使结构简化，或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环 （见图 2-6b），以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙。a)b)c)图 2-5 推式膜片弹簧双支承环型式5图 2-7 为无支承环型式。利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将膜片弹簧铆合在一起而取消前后支承环（见图2-7a），或在铆钉前侧以弹a)b)图 2-6 推式膜片弹簧单支承环型式性挡环代替前支承环，离合器盖上环形凸台代替后支承环（见图2-7b），使结构更简化，或取消铆钉， 离合器盖

13、内边缘处伸出的许多舌片将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形凸台弯合在一起（见图2-7c），结构最为简单。图 2-8 为拉式膜片弹簧支承结构型式，其中图 2-8a 为无支承环型式， 将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上。图2-8b 为单支承环型式，a)b)c)图 2-7 推式膜片弹簧无支承环形式将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。这两种支承型式常用于轿车和货车上。四、压盘的驱动方式a)b)图 2-8 拉式膜片弹簧支承型式压盘的驱动方式主要有凸块窗孔式、销钉式、键块式和传动片式多种。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，而且在零件相对滑动中有摩擦和

14、磨损，降低了离合器传动效率。 传动片式是近年来广泛6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压盘以铆钉或螺栓联结（见图 2-2），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。但反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，对材料要求较高，一般使用高碳钢。第三节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。离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为：Tc fFZR c（2-1）式中， Tc 为静摩擦力矩；f为摩擦面间的静摩擦系数，计算时一般取；0.250.

15、30F 为压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc 为摩擦片的平均摩擦半径； Z 为摩擦面数，是从动盘数的两倍。假设摩擦片上工作压力均匀，则有：F p0( D 2d2 )（2-2）A p04式中， p 0 为摩擦面单位压力， A 为一个摩擦面的面积 ; D 为摩擦片外径； d 为摩擦片内径。摩擦片的平均摩擦半径Rc 根据压力均匀的假设，可表示为：D 3d3R c（2-3）3(D2d2 )当 d0.6时， Rc 可相当准确地由下式计算：DDdR c4将式（ 2-2）与式（ 2-3）代入式（ 2-1）得：TcfZp 0 D 3 (1 c3 )（2-4）12d式中， c 为摩擦片内外径之比， c，一般在

16、0.530.70 之间。D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：7TcTemax（2-5）式中， Temax 为发动机最大转矩；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，必须大于 1。离合器的基本参数主要有性能参数和 p0 ，尺寸参数 D 和 d 及摩擦片厚度 b。一、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：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。显

17、然，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，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，减少离合器滑磨，应选取大些；货车总质量愈大，也应选取愈大；采用柴油机时由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；发动机缸数愈多，转矩波动愈小，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，选取值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的值应大于单片离合器。各类汽车 的取值范围通常为：轿车和微型、轻型货车=1.201.75中型和重型货车=1.5

18、02.25越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车=1.84.0二、单位压力 p0单位压力 p 0 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8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， p 0 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，p 0 应取小些；后备系数较大时，可适当增大 p 0 。当摩擦片采用不同材料时，p 0 按下列范围选取：石棉基材料p0 =0.100.35MPa粉末冶金材料p0 =0.350.60MPa金属陶瓷材料p0 =0.701.50MPa三、摩擦片外径D、内径 d 和厚度 b

19、当离合器结构型式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩Temax 已知，结合式（ 2-1）和式（ 2-5），适当选取后备系数和单位压力 p0，即可估算出摩擦片尺寸。摩擦片外径 D（mm）也可根据发动机最大转矩 Temax（N m）按如下经验公式选用：DK D Temax（2-6）式中， K D 为直径系数，轿车： KD=14.5；轻、中型货车：单片K D=16.018.5，双片 K D=13.515.0；重型货车： K D=22.524.0。在同样外径 D 时，选用较小的内径d 虽可增大摩擦面积， 提高工作压紧力和传递转矩的能力， 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

20、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。摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准GB5764-86汽车用离合器面片，所选的 D 应使摩擦片最大圆周速度不超过6570m/s，以免摩擦片发生飞离。摩擦片的厚度 b（ mm）主要有 3.2、3.5 和 4.0 三种。第四节离合器设计与计算一、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，这些参数的变化影响离合9器的结构尺寸和工作性能。（一）设计变量后备系数 可由式（2-1）和式（ 2-5）确定，可以看出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 可由式（）确定，0 也取决于F和D及 。因此，离合

21、器基2-2pd本参数的优化设计变量选为：X x 1x 2 x 3TF D d T（二）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：f (x ) min(D 2d 2 )4（三）约束条件1摩擦片的外径D（mm）的选取应使最大圆周速度D 不超过 6570m/s。Dn e max D 10 365 70（2-7）60式中， D 为摩擦片最大圆周速度（m/s）； nemax 为发动机最高转速 (r/min) 。2摩擦片的内外径比c 应在 0.530.70 范围内。0.53c0.703为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载， 不同车型的值

22、应在一定范围内，最大范围为 1.24.0。LH4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 2R0 约 50mm（见图 2-15）d 2R0 +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。4TcTCO（ 2-8）TCOZ (D2d 2 )10式中，TCO 为单位摩擦面积传递的转矩 （N m/mm2）；T CO 为其允许值（N m/mm2），按表 2-1 选取。表 2-1单位摩擦面积传递转矩许用值（ N m/mm2）离合器规格 D (mm)210210250250325325T CO （ 10-2）0.280.300.350.406为

23、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。0.101.50MPapLp 0pH7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。4Ww（ 2-9）wZ(D2d 2 )式中， w 为单位摩擦面积滑磨功（J/mm2）；w 为其许用值，对于轿车： w=0.40J/mm2，对于轻型货车： w= 0.33 J/mm2，对于重型货车： w= 0.25 J/mm2；W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（ J），可根据下式计算：222 n em arr

24、（2-10）W221800i 0i g式中， ma 为汽车总质量（ kg）； rr 为轮胎滚动半径（ m）；ig 为起步时所用变速器档位的传动比； i0 为主减速器传动比； ne 为发动机转速，计算时轿车取 2000r/min，货车取 1500r/min。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（见图 2-9）。通过支承环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1 （见图 2-10b），则有关系式：Eh1ln(R r )HRr1 Rrh2F1 f ( 1 )2 )R1 r121H2 R1r16(1R 1r

25、1（ 2-11）11式中， E 为材料弹性模量，对于钢 E= 2.1 105 MPa； 为材料泊松比，对于钢，=0.3；H 为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度； h 为膜片弹簧钢板厚度；R、r 分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径；R1、r1 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，见图2-10c。设分离轴承对分离指端所加载荷为 F2，相应作用点变形为 2，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， 其子午断面从自由状态也转过相同的转角， 则有如图 2-9子午断面绕中性点的转动下关系：r1rf（2-12）2R 11r1F2R 1r1 F1

26、（2-13）r1rf式中， rf 为分离轴承与分离指的接触半径。将式（ 2-12）和式（ 2-13）代入式（ 2-11），即可求得 F2 与 2 的关系式。同样将式（ 2-12）和式（ 2-13）分别代入式（ 2-11）也可分别得到F1 与 2 和 F2 与 1的关系式。a)b)c)图 2-10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)分离状态如果不计分离指在F2 作用下的弯曲变形，则分离轴承推分离指的移动行程2f（见图 2-10c）为：r1rf（2-14）2 f1fR 1r112式中，1f 为压盘的分离行程（见图2-10b、c）。三、膜片弹簧的强度校核由前面假设可知， 子午断

27、面在中性点O 处沿圆周方向的切向应变为零，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。建立如图2-9 所示的坐标系，则断面上任意点 (x ， y)的切向应力t 为：Ex (2) y（2-15）t2ex1式中， 为自由状态时碟簧部分的圆锥底角；为从自由状态起，碟簧子午断面的转角； e 为中性点半径， e (R r ) ln( R / r ) 。由式（2-15）知，当 一定时，一定的切向应力t 在 xoy 坐标系中呈线性分布，当 t =0 时有：y(2) x（2-16）因 (2) 很小， (2)tg (2) ，则式（ 2-16）表明对于一定的，零应力分布在过O 点而与 x 轴成

28、（/2）角的直线上（见图2-11）。实际上，当 x=e 时，无论t 为何值，均存在y(2)e ，即对于一定的，等应力线都汇交于K 点，其坐标为x=e， y(2)e 。显然 OK 为零应力直线，其内侧为压应力区， 外侧为拉应力区， 等应力线愈远离零应力线， 其应力值愈高。由此可见，碟簧部分内上缘点B 的切向压应力最大。当K点的纵坐标(2)eh 2 时，A 点的切向拉应力最大；当(2)eh 2 时，A 点的切向拉应力最大。分析表明， B 点的应力值最高，通常只计算B 点的应力来校核碟簧的强度。将 B 点坐标 x(e r ) 和 yh / 2 代入（ 2-15）可得 B 点的应力 tB ：tBE e

29、 r 2( e r)h （ 2-17）(12 )r22图 2-11 切向应力在子午断面中的分布13令 d tB d0 ，可求出 tB 达到极大值时的转角p ：h（2-18）pr)2(e式（2-18）表明，B 点最大压应力发生在比碟簧压平位置再多转一角度tg 1 h 2(e r)h 2(e r) 的位置处。当离合器彻底分离时， 膜片弹簧子午断面的实际转角fp ，计算 tB 时，应取 p ；如果 fp ，则 取 f 。在分离轴承推力 F2 作用下， B 点还受弯曲应力rB，其值为：6(r rf)F2（ 2-19）rB2nb r h式中， n 为分离指数目； br 为一个分离指根部宽度。考虑到弯曲应

30、力rB 是与切向压应力tB 相互垂直的拉应力，根据最大剪应力强度理论， B 点的当量应力为：jBrBtB（2-20）实验表明，裂纹首先在碟簧压应力最大的 B 点产生，但此裂纹并不发展到损坏，且不明显影响碟簧的承载能力。继后，在 A 点由于拉应力产生裂纹，这种裂纹是发展性的，一直发展到使碟簧破坏。在实际设计中，当膜片弹簧材料采用60Si2MnA 时，通常应使jB 不大于 15001700MPa。四、膜片弹簧主要参数的选择1H/h 比值和 h 的选择比值 H/h 对膜片弹簧的弹性特性影响极大。分析式（ 2-11）可知，当 H/h2时， Ff (1) 有一极大值和一极小值；当H/h=22时， Ff

31、(1) 的极11小值落在横坐标上。 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 1.62.2，板厚 h 为 24mm。2R/r 比值和 R、r 的选择研究表明， R/r 愈大，弹簧材料利用率愈低，弹簧愈硬，弹性特性曲线受直径误差影响愈大，且应力愈高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r 一般为1.201.35。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14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。而且，对于同样的摩擦片尺寸，拉式的 R 值比推式大。3的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角 与内截锥高度 H 关系密切，

32、 tg 1 H (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膜片弹簧的弹性特性曲线，如图2-12 所示。该曲线的拐点H 对应着膜片弹簧的压平位置，而且 1 H ( 1M1N )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1 B (0.8 1.0) 1H ，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从 FB 到 FA变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B 变到 C，为最大限度的减少踏板力，C 点应尽量靠近 N 点。5n 的选取分离指数目 n 常取为 18，大尺寸膜片弹簧有取24，小尺寸膜片弹

33、簧有取 12。图 2-12膜片弹簧的弹性特性曲线五、膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用 60Si2MnA 或 50CrVA 等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。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，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移， 使其过分离 38 次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。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 5%30%。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理， 即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面， 使表层产生塑性变

34、形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的结果，同样也可提高疲劳寿命。15为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火或镀铬。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。碟簧部分的硬度一般为4550HRC，分离指端硬度为5562 HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。碟簧部分应为均匀的回火屈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 3%。膜片弹簧的内外半径公差一般为 H11 和 h11，厚度公差为 0.025 mm，初始底锥角公差为 10 。上下表面粗糙度为 1.6m，

35、底面的平面度一般要求小于 0.1mm 。膜片弹簧处于接合状态时， 其分离指端的相互高度差一般要求小于 0.81.0mm。六、膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要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，以达到最佳的综合效果。1 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：(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(

36、3)和(4)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，又不致严重过载，且能保证操纵省力，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，构成统一总目标函数：f (x )1 f 1 ( x )2 f 2 (x )（2-21）式中，1 和2 分别为两个目标函数f1 (x ) 和 f 2 ( x) 的加权因子，视设计要求选定。2 设计变量从膜片弹簧载荷变形特性公式（2-11）可以看出，应选取H、 h、 R、 r、R1、16r1 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1B （见图

37、2-10）为优化设计变量，即：X x1x2x3x4x5x6x7 TH h R r R1r1B T1（2-22）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 2-12 所示），应正确选择1B 相对于拐点1H 的位置，一般1B1H0.8 1.0 ，即：0.81B ( Rr ) 1.0（2-23）HR 1r1(3) 为了保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦系数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F1

38、A 应大于或等于新摩擦片时的压紧力F1B ，即：F1AF1B(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H (Rr)应在一定范围内，即：1.6H / h 2.29H /( R r) 15(5) 弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即：1.20R / r1.35702R / h1003.5 R / r05.0（ 2-24）式中， r0 为膜片弹簧小端内半径，如图2-13 所示。17a)b)c)图 2-13 膜片弹簧的尺寸简图a)推式b)拉式c)俯视图(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

39、位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即：推式：(Dd) 4R 1D 2拉式：(Dd) 4r1D 2(7) 根据弹簧结构布置要求， R1 与 R，r1 与 r，rf 与 r0 之差应在一定范围内，即：1RR170r1r60rfr04(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选取，即：r1rf4.5推式： 2.3r1R 1R 1rf9 .0拉式： 3.5r1R 1(9) 为了保证避免弹力衰减要求， 弹簧在工作过程中B 点的最大压应力tB max应不超过其许用值，即：tB maxtB (10) 为了保证疲劳强度要求，弹簧在工作过程中 A 点（或 A 点）的最大拉应力tA ma

40、x （或tA max ）应不超过其相应许用值，即：18tA maxtA 或tA maxtA (11) 由于弹簧在制造过程中， 其主要尺寸参数 H、h、R 和 r 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一范围，即：FHFhFRFr0.05（2-25）F1B式中，FH 、 Fh 、 FR 、 Fr 分别为由于 H、h、R、 r 的制造误差引起的弹簧压紧力的偏差值。(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一范围，即：F1B0.05（2-26）F1B式中，F1B 为离合

41、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的某阶（通常为三阶）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， 阻尼元件主要作用是有效地耗散振动能量。 所以，扭转减振器具有如下功能：1. 降低发动机曲轴系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

42、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2-14 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， 由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿19轮齿间的敲击， 从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。 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

43、。在扭转减振器中，也有采用橡胶代替螺旋弹簧作为弹性元件，以液体阻尼器代替干摩擦阻尼的新结构。图 2-14 单级线性减振器的扭转特性减振器的扭转刚度 k 和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩T 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j 等。一、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1（见图 2-15）时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可取：Tj (1.5 2.0)Te max（ 2-27）式中， T j 为极限转矩，货车系数取1.5，轿车系数取 2.0。二、扭转刚度 k图 2-15减振器尺寸简图为了避

44、免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度k，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。k 决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸（见图2-15）。20设减振弹簧分布在半径为R o 的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为R o。此时所需加在从动片上的转矩为：T1000KZ j R o2（2-28）式中， T 为使从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩（N m ）； K 为每个减振弹簧的线刚度 （ N mm ）；Z j 为减振弹簧个数； R o 为减振弹簧位置半径 （m）。根据扭转刚度的定义，kT，则：k1000KZ j R 2o（2-29）式中， k为减振器扭转刚度（N

45、m rad ）。设计时可按经验来初选k ：k 13Tj（ 2-30）三、阻尼摩擦转矩T由于减振器扭转刚度 k 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 T 。一般可按下式初选：T (0.06 0.17)Temax（2-31）四、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方向移动，这是有利的。但是Tn 不应大于 T ，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（2-32）五、减振弹簧的位置半径R 0R 0 的尺寸应尽可能大些，一般取：21R 0 (0.60 0.75) d（2-33）2六、减振弹簧个数 Z jZ j 参照表 2-2 选取。表 2-2减振弹簧个数的选取摩擦片外径 D（ mm）225250250325325350350Z j466881010七、减振弹簧总压力F当限位销与从动盘