汽车总体设计—第二章

1、第2章离合器设计教学提示：离合器是汽车传动系的一个组成部分，直接与发动机连接，本章主要讲解 离合器的分类、工作原理，离合器和扭转减振器的设计等基本内容，还介绍了离合器的设 计实例。教学要求：了解离合器的结构方案、离合器的操纵机构以及离合器的结构元件，熟练 掌握离合器主要参数的选择，离合器的设计与计算，扭转减振器的设计。通过设计实例深 入理解和掌握离合器的设计过程。2.1概 述现代汽车一般都以内燃机为动力，其传动系中离合器处于首端，它具有如下基本功用：(1) 在汽车起步时，通过离合器主动部分(与发动机曲轴相连)和从动部分(与变速器第一轴相接)之间的滑磨，转速逐渐接近，使旋转着的发动机和原为静止的

2、传动系平稳地接合，以保证汽车平稳起步。(2) 当变速器换挡时，通过离合器主、从动部分的迅速分离来切断动力传递，以减轻 换挡时轮齿间的冲击，便于换挡。(3) 当传给离合器的转矩超过其所能传递的最大转矩(即离合器的最大摩擦力矩)时，其主、从动部分将产生滑磨。这样，离合器就起着防止传动系过载的作用。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动 力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构等四部分。其 中离合器主动部分主要包括飞轮、离合器盖和压盘；从动部分主要是从动盘；压紧机构主 要是压紧弹簧；操纵机构主要包括分离叉、分离轴承、离合器踏板和传动部件。

3、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。目前离合器发展的趋势是：提高可靠性和使用寿命；适应高转速，增加传递转矩的能 力；简化操纵(当采用自动离合器时，可省去离合器踏板，实现汽车的“双踏板”操纵)。对汽车离合器设计有如下基本要求：(1) 既能可靠传递发动机最大转矩，又能防止传动系过载。(2) 接合完全且平顺、柔和，使汽车起步时无抖动、无冲击；分离彻底、迅速。(3) 工作性能(最大摩擦力矩或后备系数)稳定，即作用在摩擦片上的总压力不应因摩擦 表面的磨损而有明显变化，摩擦系数在离合器工作过程中应稳定。(4) 离合器从动部分转

4、动惯量小，以减轻换挡时齿轮间的冲击，并便于换挡和减小同 步器的磨损。(5) 避免传动系共振(有改变传动系固有频率和吸振的能力)。(6) 有足够的吸热能力，并且散热通风良好，以免工作温度过高。(7) 操纵轻便。(8) 具有足够的强度，工作可靠、使用寿命长。(9) 结构简单，紧凑，质量小，制造工艺性好，维修方便。(10) 设计时应注意对旋转件的动平衡要求和离心力的影响。2.2离合器的结构形式离合器按转递转矩的方式不同，可分为摩擦式、液力式、电磁式和综合式四种，其中 摩擦式离合器应用最为广泛。摩擦式离合器根据摩擦原理设计，其摩擦片的形状有盘式、片式和锥式。现代各类汽 车上应用最广泛的离合器是干式盘形

5、摩擦离合器，按分类方式不同可分为如下几类：按从 动盘数不同可分为单片离合器、双片离合器和多片离合器；按弹簧布置形式不同可分为周 置弹簧离合器、中央弹簧离合器和斜置弹簧离合器；按弹簧形式不同可分为圆柱螺旋弹簧 离合器、圆锥螺旋弹簧离合器和膜片弹簧离合器；按作用力方向不同可分为推式离合器和 拉式离合器。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。2.2.1 从动盘数的选择1. 单片离合器单片离合器只有一个从动盘，如图2.1所示。乘用车上一般都采用单片离合器。近年来，由于摩擦材质的提高，在某些重型汽车上

6、的应用也渐多(发动机的最大转矩不超过 1000Nm时)。单片离合器的特点是：结构简单，散热良好，轴向尺寸紧凑，维修调整方便，从动部 分转动惯量小，在使用时能够保证分离彻底，但是需要在结构上采取适当措施保证接合平 顺，通常采用轴向有弹性的从动盘来保证接合平顺。2. 双片离合器双片离合器有两个从动盘，与单片离合器相比，由于摩擦面数增多，因而传递转矩的 能力较大，且接合更加平顺、柔和，在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力也 较小，如图2.2所示。但它也存在一些缺点，如中间压盘通风散热性差，容易引起摩擦片 过热，加快其磨损甚至烧坏；分离行程较大，不易分离彻底，设计时在结构上必须采取相 应的措施

7、；轴向尺寸大，结构复杂；从动部分的转动惯量较大等。这种结构一般用在传递 转矩较大且径向尺寸受到较严格限制的场合。图2.1单片离合器1离合器壳底盖 2 飞轮 3摩擦片铆钉 4从动片 5摩擦片 6减振器盘 7减振器弹簧8 减振器阻尼片9 阻尼片铆钉10 从动盘毂11 变速器第一轴（离合器从动轴）12 阻尼弹簧铆钉13 减振器阻尼弹簧14 从动盘铆钉15 从动盘铆钉隔套16 压盘17离合器盖定位销18离合器壳（飞轮壳）19离合器盖 20分离杠杆支撑柱21摆动支片22浮动销 23分离杠杆调整螺母 24分离杠杆弹簧 25分离杠杆 26分离轴承27分离套筒回位弹簧28分离套筒29变速器第一轴轴承盖30分离

8、叉31 压紧弹簧32传动片铆钉33传动片图2.2 双片离合器1 定位块 2 分离弹簧 3、4 从动盘 5分离杠杆 6 压盘 7 中间压盘 8 飞轮 9 支撑销10调整螺母 11压片12锁紧弹簧铆钉13分离轴承14分离套筒15压紧弹簧16离合器盖17限位螺钉18锁紧螺母3. 多片离合器多片离合器有两个以上从动盘，多为湿式，接合平顺柔和，由于在油中工作，摩擦表 面温度低、磨损小，使用寿命长。但是分离行程大，分离不彻底（特别是在冬季油黏度增加时更是如此），轴向尺寸和质量较大，从动部分转动惯量也很大，这类离合器主要应用于最 大质量大于14t的商用车的行星齿轮变速器换挡机构中，在国外某些重型牵引车和自卸

9、车 上也得到应用。222 压紧弹簧的形式及布置离合器压紧弹簧有圆柱螺旋弹簧，矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等形式，压紧 弹簧可采用圆周布置、中央布置和斜置等布置形式。1. 周置弹簧离合器周置弹簧离合器的压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上，如图2.2所示。周置弹簧离合器结构简单，制造方便，过去广泛应用于各类汽车上。现在由于乘用车 发动机转速的提高（最高转速可高达7000r/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，现代乘用车多改用膜片弹簧离合器。但在中、重型货车

10、上，周置弹簧离合器仍得到广泛采用。在重型汽车上采用时，由于离合器弹簧 的总压力较大，离合器的操纵需有加力装置。因弹簧易受压盘热而回火失效，在设计上 应注意弹簧与压盘间的隔热，例如加装隔热垫、加强散热通风等。为了保证摩擦片上的压 力均匀，压簧的数目不应太少，且要随摩擦片直径的增大而增多。在选择离合器的后备系 数3时应考虑到这种离合器在摩擦片磨损后压盘的压紧力无法调整的情况。2. 中央弹簧离合器中央弹簧离合器采用12个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥螺旋弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心，压紧弹簧与从动盘的轴线相同，如图2.3所示。中央弹簧有用圆柱弹簧的，也有用矩形断面的圆锥弹簧的，而采用后者可以缩

11、短轴向尺寸。中央弹簧的压紧 力是通过杠杆放大而作用在压盘上，由于在结构上可选较大的杠杆比，所以采用刚度较小 的弹簧即可获得较大的压紧力，这也有利于减轻踏板力。此外，由于中央弹簧与压盘不直 接接触，弹簧不受退火影响。中央弹簧离合器多用于发动机转矩大于400450Nm的重型汽车上。3. 斜置弹簧离合器斜置弹簧离合器是用在重型汽车上的一种新结构形式，弹簧的轴线与离合器的轴线成一个夹角，如图2.4所示。弹簧压力斜向作用在传力套上，并通过压杆作用在压盘上。作用在压杆内端的轴向压力F等于弹簧压力Q的轴向分力Qcos 。当摩擦片磨损时，压杆内端左移，弹簧伸长，弹簧力 Q降低；与此同时，夹角减小，cos增大。

12、这样在摩擦片图2.3中央弹簧离合器1 中间压盘分离弹簧2压盘 3后从动盘4中间压盘5前从动盘6 轴承7 压盘传动销 8挡圈 9密封垫10通气孔盖11离合器壳12 调整垫片13压板 14分离轴承15调整螺钉 16分离叉17锥形弹簧座 18轴向卡环19座圈 20左右回位弹簧 21钢球 22锥形压紧弹簧 23弹性压杆24支承凸缘25离合器盖26 弹簧座27销 28 分离弹簧导杆29压盘分离弹簧30弹簧 31、32调整螺钉33 检视口盖密封垫34 检视口盖磨损范围内，乘积 Qcos （即压盘压紧力）几乎保持不变。同样，当分离时右拉传力套，Qcos也大致不变。因此这种离合器与周置弹簧和中央弹簧离合器相比

13、，突出优点是工作 性能十分稳定，踏板力较小（约减小35%）。此结构在最大质量大于14t的商用车上已有采用。4.膜片弹簧离合器-rt41 膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指 部分组成。膜片弹簧的形状如图2.5所示。FJ4图2.4斜置弹簧离合器1压盘2减振弹簧3摩擦片4分离轴承5斜置压紧弹簧图2.5膜片弹簧膜片弹簧离合器与其他形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，如图2.6所示。弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变(从安装时的工作点 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；相对圆柱螺旋弹簧，其

14、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，其压力 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，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，弹簧压紧力降低的程度较周置圆柱弹簧离合器明显减小，所以摩擦 力矩降低很少，性能稳定。(4) 膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。(5) 易于实现良好的通风散热，使用寿命长。(6) 膜片弹簧中心线与离合器中心线重合，平衡性好。但膜片弹簧的制造工艺较复杂，制造成本较高，

15、对材质和尺寸精度要求高，其非线性 弹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，膜片弹簧的制造技术已日趋成熟。膜片弹簧 离合器不仅在乘用车上被广泛采用，而且在各种形式的商用车上也被大量采用。图2.6膜片弹簧工作点位置图拉式膜片弹簧离合器中的膜片弹簧安装方向与传统的推式结构相反，并将支撑点移到 了膜片弹簧的大端附近，如图2.7所示。结合时，膜片弹簧的大端支承在离合器盖上，以中部压紧在压盘上，将分离轴承向外拉离飞轮实现离合器的分离。与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支承各零件，并不用支 承环(见图2.11

16、(a)或只用一个支承环(见图2.11(b)，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少, 质量更小。拉式膜片弹簧是以中部与压盘相压，在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大 的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力， 在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构。在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率 更高。拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率较高， 踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约25%30%。无论在接合状态或分离状态，拉式结构的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形 成间隙而增大踏板自由行程，不会产生

17、冲击和噪声。使用寿命更长。但是，拉式膜片弹簧的分离指是与分离轴承套筒总成嵌装在一起的，需采用专门的分 离轴承，结构较复杂，安装拆卸较困难。由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，目前在 各种汽车中的应用日益广泛。图2.7拉式膜片弹簧离合器1摩擦片2压盘3减振弹簧4飞轮5离合器盖6膜片弹簧7分离轴承2.2.3 膜片弹簧的支承形式推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。如图2.8所示为双支承环形式，其中图2.8(a)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;图2.8(b)在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，提高了耐磨性，延长了使用寿命，但结构较复 杂；图2.8(c)取消了铆

18、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弯合在一起，使结构紧凑、简化，耐久性良好，应用日益广泛。如图2.9所示为单支承环形式，在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台来代替后支承环 如图2.9(a)所示，使结构简化，或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，如图2.9(b)所示,以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙。如图2.10所示为无支承环形式，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，取消前、后支承环，如图2.10(a)所示。或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，离合器盖上的环形凸台代替后支承环，如图2.10(b)所示。使结构更简化或取消铆钉，离合

19、器盖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图2.11所示为拉式膜片弹簧的支承结构形式，其中图2.11(a)为无支承环形式，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2.11(b)为单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。(c)(a)(b)图2.8 推式膜片弹簧双支承环形式(a)(b)图2.9推式膜片弹簧单支承环形式(a)(b)(c)图2.10推式膜片弹簧无支承环形式红卡(a)(b)图2.11拉式膜片弹簧支承环形式2.2.4 压盘的驱动方式压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时它和飞轮一同带动从动盘转动，所以 它应与飞轮连接在一起，但这种连接应

20、允许压盘在离合器分离过程中能自由地作轴向移动。压盘的驱动方式主要有凸块-窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种。前三种的共同缺点是在连接件之间都有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对 滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是近年来广泛采用的驱动 方式，沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉 或螺栓连接，传动片的弹性允许压盘作轴向移动。当发动机驱动时，传动片受拉，当拖动 发动机时，传动片受压。弹性传动片驱动方式结构简单，压盘与飞轮对中性能好，平衡性 好，工作可靠，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

21、高，一般采用高碳钢。2.2.5 分离杠杆和分离轴承在周置弹簧离合器中一般采用36个分离杠杆(简称分离杆)；在膜片弹簧离合器中，分离杠杆的作用由膜片弹簧本身形成的弹性杠杆来完成；在中央弹簧离合器中则只有弹性 压杆而没有分离杠杆；在斜置弹簧离合器中也只有压杆。分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作中主要承受轴向分离力， 同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。以前主要采用推力球轴承或向心球轴承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低。目前国外已采用角接触推 力球轴承，采用全密封结构和高温锂基润滑脂。2.2.6 离合器的散热通风在离合器分离和接合过程中，由于摩擦会

22、产生大量的热。如果不解决好通风散热问题,会使压盘温度过高，导致摩擦片过度磨损。所以在结构上要解决通风散热问题。改善离合 器散热通风的结构措施有：在压盘上设散热筋或鼓风筋；在离合器盖上开较大的通风孔； 在离合器外壳上设通风窗；在双盘离合器的中间压盘内铸出通风槽；在离合器外壳内装一 导流罩，加强通风，如图 2.12所示，导流罩使从外壳的通风窗进来的气流进入离合器的中央，并沿径向甩出，从外壳上的风窗流出。图2.12 离合器通风散热措施2.2.7 从动盘从动盘由摩擦片、从动钢片、减振器和花键等组成，如图2.13所示。从动盘对离合器工作性能影响很大，又是离合器结构中的薄弱环节。图2.13离合器从动盘1阻

23、尼弹簧铆钉 2减振器阻尼弹簧 3从动盘铆钉 4摩擦片 5从动盘本体 6减振器弹簧7摩擦片铆钉 8阻尼片铆钉 9从动盘铆钉隔套（起减振器限位销作用）10 减振器阻尼片11 从动盘毂 12 减振器盘摩擦片在性能上应满足如下要求：摩擦系数较稳定（温度、滑磨速度、单位压力的变化对其影响要小）；足够的机械强度和耐磨性；磨合性好；密度小；有利于接合平顺；长期停 放，摩擦表面不发生“粘合”。摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘结两种。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜在从动片上装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘结方式可增大实际摩 擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力；但

24、更换摩擦片困难， 且使从动盘难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高，材料常用中碳钢板或低碳 钢板，一般厚度为 1.32.5mm，表面硬度为3540HRC。2.3离合器基本参数的选择2.3.1 摩擦离合器转矩摩擦离合器是靠存在于主、从动部分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Tc为I fFZRc（2-1）式中，f为摩擦面间的静摩擦系数，计算时一般取0.250.30； F为压盘施加在摩擦面上的工作压力（N） ； Rc为摩擦片的平均摩擦半径（mm） ； Z为摩擦面数，单片离合器的 Z 2 , 双片离合器的Z 4。(2-2)图2

25、.14 摩擦片单元摩擦面积整个摩擦面上产生的摩擦力矩为R 2 n2T r 0fP0d d33R r2 npo -3(2-3)式中，R为摩擦片外半径(mm); r为摩擦片内半径(mm)。摩擦面承受的单位压力p0为4FFn D2 d2 n R2 r2(2-4)式中，D为摩擦片外径(mm), D 2R ; d为摩擦片内径，d 2r。 对于具有Z个摩擦面的离合器，其摩擦力矩为ZT2 npoZR3(2-5)如图2.14所示，设po为摩擦面承受的单位压力，且压力分布均匀，则单元摩擦面积ds上产生的单元摩擦力矩为2dTfp0dsfpod d将式(2-4)代入式(2-5)得R3r3TcfZF 23 R2r2(

26、2-6)对比式(2-1)和式(2-6)，可以得到摩擦片平均摩擦半径尺为(2-7)2 R3 r33 R2 r2当d/D > 0.6时，Rc可由下式相当准确地计算Rc(2-8)将式（2-4）与式（2-7）代入式（2-1）得n33TcfZpoD 1 c（2-9）12式中，c为摩擦片内、外径之比，c d/D，一般在0.530.7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，设计时Tc应大于发动机最大转矩，即TcTemax(2-10)式中，Temax为发动机最大转矩（N m）；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

27、数主要有性能参数和P0，尺寸参数D、d和摩擦片厚度b以及结构参数，摩擦面数Z和离合器间隙t，摩擦因数f。2.3.2 后备系数后备系数 是离合器设计中的一个重要参数，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，应考虑摩擦片磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩，防 止离合器滑磨时间过长，防止传动系过载以及操纵轻便等因素。显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨时间过长，不宜选得太小。为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选得太大。当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选得小些；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，应选得大些

28、。汽车总质量越大，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，选取的值应比汽油机大些。发动机缸数越多，转矩波动越小，可选得越小。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。各类汽车离合器的取值范围见表2-1。表2-1离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.20 1.75最大总质量为614t的商用车1.50 2.25挂车1.80 4.002.3.3 单位压力p0单位压力P0决定了摩擦表面的耐磨性，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、发动机后备功率的

29、大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后 备系数等因素。对于离合器使用频繁、发动机后备功率较小、载质量大或经常在坏路面上 行驶的汽车，p0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，p0应取小些；后备系数较大时，可适当增大P0。当摩擦片采用不同的材料时，Po取值范围见表2-2。表2-2摩擦片单位压力po的取值范围摩擦片材料单位压力P0 /MPa石棉基材料模压0.15 0.25编织0.25 0.35粉末冶金材料铜基0.35 0.50铁基金属陶瓷材料0.70 1.50234 摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性 的影响。当

30、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，结合式(2-9)和式(2-10)适当选取后备系数和单位压力Po，可估算出摩擦片外径D12 Tenzpo i c3max(2-11)Kd摩擦片外径D (mm)也可根据发动机最大转矩Temax (N m)按如下经验公式选取(2-12)式中，Kd为直径系数，取值范围见表 2-3。表2-3直径系数Kd的取值范围车型直径系数Kd乘用车14.6最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.5 (单片离合器)13.515.0 (双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车22.5 24.0当摩擦片外径D确定后，摩擦片内径d可根据d/D在0.

31、530.70之间来确定。在摩擦 片外径D相同时，选用较小的摩擦片内径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，使摩擦片内、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。摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准GB/T 57641998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。按Temax初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，表2-4为我国摩擦片尺寸的标准。表2-4离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D /mm内径d /mm厚度b/mmc d/DA31 c单面面积/cm21601103

32、.20.6870.6761061801253.50.6940.6671322001403.50.7000.6571602251503.50.6670.7032212501553.50.6200.7623022801653.50.5890.7964023001753.50.5830.8024663251903.50.5850.80054635019540.5570.82767838020540.5400.84372940522040.5430.84090843023040.5350.8471037摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。235 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间

33、隙t摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等 因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料的 摩擦因数f受工作温度、单位压力和滑磨速度的影响较大，而粉末冶金材料和金属陶瓷材 料的摩擦因数f较大且稳定。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表 2-5。摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构 尺寸。表2-5 摩擦因数f的取值范围摩擦材料摩擦因数f石棉基材料模压0.20 0.25编织0.25 0.35粉末冶金材料铜基0.25 0.35铁基0.35 0.50金属陶瓷材料0.4离合器间隙 t是指离合器处于正

34、常接合状态，分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置 时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间 留有的间隙，该间隙 t一般为34mm。2.4离合器的设计与计算圆柱螺旋弹簧在周置弹簧离合器中，设弹簧数为i，每个弹簧的工作压力 F为(2-13)(2-14)FFi弹簧的工作应力为8FDpK 8FC Kn3nl2式中，为工作应力(MPa); Dp为簧圈平均直径(即中径)(mm); d为弹簧钢丝直径(mm); C为旋绕比，C Dp/d，对离合器压簧，一般取为 68; K为考虑剪力与簧圈曲率影响的 校正系数，K 4C 2 / 4C 3 。离合器分离时，弹簧在工作压力的基础上，

35、又受到分离轴承的压力，这时弹簧压力达 到最大Fmax。将此值代入式(2-14)可算出弹簧最大应力。离合器圆柱螺旋弹簧常用的材料是65Mn或碳素弹簧钢丝，工作应力宜在700MPa左右，最大应力不宜超过 800900MPa。选好旋绕比C，计算出K，再选好工作压力 F ,则由式(2-14)有(2-15)(2-16)8FC K7t弹簧工作圈数ns可根据刚度条件和d、C确定Gd438Dp K式中，G为切变模量，对碳钢 G 83 103MPa ; K为弹簧刚度，一般为 2045N/mm。弹 簧刚度可按下式确定Fmax FK f(2-17)式中，f为离合器分离过程中弹簧的变形量，它等于压盘行程，对单盘离合器

36、，f 1.72.6 mm ;对双盘离合器，f 33.6 mm。弹簧最大压力Fmax 般不大于 1.151.20 F。弹簧的总圈数一般比工作圈数多1.52圈。弹簧受最大压力 Fmax时，相邻圈之间的间隙应保持在 0.51.5mm。2.4.2 圆锥螺旋弹簧如图2.15所示，离合器圆锥螺旋弹簧用材料通常为矩形截面，其截面高度h与宽度t之比一般为h/t 2.22.6。矩形截面与圆形截面相比，可获得更大的刚度(当两者的大、小端弹簧圈的尺寸分别相同时)。螺圈的旋绕应使其压紧时各圈能位于同一平面内，以获得弹簧 的最小高度。圆柱螺旋弹簧的旋绕比Dp/d是一常值，因此各圈刚度相等。圆锥螺旋弹簧的旋绕比是变的，其

37、大端弹簧圈的旋绕比Dm2 /d最大，而刚度最小；小端弹簧圈的旋绕比Dm1 /d最小，而刚度最大，各圈的刚度都不相同。因此，弹簧受载时各圈的变形也就不同， 大端弹簧圈变形最大，它首先和底面触合， 然后依次逐圈触合直至弹簧被完全压平。这样,弹簧的特性曲线也就不是线性的，而是分成两段：当弹簧圈尚无触合时，变形与受力之间 成线性关系，特性曲线为一段直线；当大端第一圈开始触合，变形与受力间的正比关系消 失，且随着变形的增加，力的增长越来越快，弹簧也越来越硬。这是因为随着触合圈数的 增多，工作圈数变得越来越少，而其余正在工作的弹簧圈的平均旋绕比也逐渐变小的缘故。图2.15 离合器从动盘结构形式由于圆锥螺旋

38、弹簧的特性分为触合前与第一圈触合以后的两段，因此计算时对这两段 的计算公式也就不同。1.圆锥螺旋弹簧的特性计算(1) 第一圈触合前(0 w P w R)弹簧的变形 (mm)为(2-18)P n n r2 r； r；A为弹簧小端半径(mm); $为弹簧44108.3 10 MPa:巳为第一圈触2GJp式中，P为加在弹簧上的力(N); i为弹簧的工作圈数；大端半径(mm); G为材料的剪切弹性模量，钢材G 8合时作用在弹簧上的力(N) ; Jp为截面的极惯性矩，对矩形截面Jp t4，系数 与矩形截面的高与宽之比值h/t的关系见表2-6。表2-6系数 与比值h/t的关系h/t1.01.21.52.0

39、2.53.04.06.08.010.00.1400.1940.2940.4570.6220.7901.1231.7892.4563.123(2) 第一圈触合时作用在弹簧上的力Pc为GJPH0 hPc- E(2-19)2 nr2式中，Ho为弹簧的自由高度(mm); h为弹簧钢丝截面的高度(mm)。 第一圈触合时(P Pc)弹簧的变形c为212r2(2-20)c 0.25 Ho h 1各圈完全触合时的极限力Pmax为fcRax3(2-21)ri /心作用力P为R PPmax时弹簧的变形为0.25 Ho hPP4-4 33(2-22)1r1 / r2Pfc2设计时对按上述公式计算的结果应通过试验加以

40、修正，以得到更准确的设计值。 通常离合器处于接合状态时，第一圈弹簧圈尚未触合，但也有例外情况。2.圆锥螺旋弹簧的强度计算矩形断面的圆锥螺旋弹簧受力变形时，其断面将发生翘曲，截面长边中点的剪应力为 最大剪应力max (MPa)M maxmaxW.M maxr2 Rmax p(2-23)(2-24)Wh式中，Mmax为作用在矩形断面上的最大转矩(N mm) ； Pmax为离合器彻底分离时弹簧的最大负荷(N) ； R为弹簧第一圈触合时作用在弹簧上的力(N) ; W.为抗扭截面系数：Wht3,系数按表2-7选取。及刚度c的算法如下Pr2vth22Pi2 2riA “Gh4Gh42 22 1 2(2-2

41、5)2iri矩形截面圆锥螺旋弹簧的应力、变形式中，V, 为系数，见表2-7。h/t1.01.21.52.02.53.04.00.2080.2630.3460.4930.6450.8011.150的取值表2-7系数，V，v0.2310.2460.2580.2672.671.7131.2560.995243 膜片弹簧膜片弹簧是一种特殊的碟形弹簧，其基体是碟形弹簧，另有一些由径向槽隔开的分离 指。1. 膜片弹簧的载荷与变形之间的关系假定膜片弹簧在承载过程中，其子午断面(通过膜片弹簧构成的锥体轴线同时通过分离指中心的平面)刚性地绕此断面上的某一中性点0转动，如图2.16所示。由此假定可以推导出膜片弹簧

42、的载荷与变形之间的关系和应力计算公式。膜片弹簧在自由状态、压紧状态和分离状态时受载与变形如图2.17所示。通过支撑环和压盘施加在膜片弹簧上的沿圆周Fi表示，加载点之间的相对轴向变形为!。压紧力分布的载荷，假想集中在加载点上，用Fi与变形!之间的关系式为FiiEh ilnRr2R1AR r1R1r11 R r2 R11h2式中，E为弹性模量(MPa)，对于钢，E 2.1 105 MPa;为泊松比，对于钢,(2-26)0.3 ;h为弹簧钢板厚度(mm); H为膜片弹簧在自由状态时，其碟形弹簧部分的内截锥高度(mm);R r为膜片弹簧在自由状态时，其碟形弹簧部分的大端和小端半径(mm); R,、r1

43、为压盘加载点和支撑环加载点半径(mm)。图2.16膜片弹簧子午断面绕中性点0的转动当离合器分离时，膜片弹簧的加载点发生变化，如图2.17(c)所示。设分离轴承对膜片弹簧分离指施加的载荷是F2，对应此载荷的变形是2。应当指明，在分离与压紧两种状态下，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，便有如下的对应关系1R riri式中，rf为膜片弹簧分离指与分离轴承接触点的半径 (2-27)实际上是一个杠杆关系。所以2(mm);在此假定 是一个小角度，式(2-27)膜片弹簧的变形可以是由引起的膜片弹簧变形是相同的。rirfRirR rrr;(2-28)F引起，也可以是由F2引起

44、。当满足如下关系时，由F或F2FiRinF2rirf(2-29)所以F2Fi FirirfrirfF 2Riri(2-30)式中，rf为膜片弹簧分离指与分离轴承接触点的半径分离轴承对分离指的推力F2与膜片弹簧在与压盘接触点处的变形2.17(c)所示，把式(2-30)代入式(2-26)得.R曰 i ln r厂261R ri(mm)。1之间的关系如图Fi4 Hr r 2 r r(2-31)F2nh ilnRrR ririrfR r1R ri(2-32)2f不同， 设if是(2-33)2F2f2f图2.i8膜片弹簧分离指受载时的变形把式(2-28)和(2-30)代入式(2-26)，就可以得到F?2曲

45、线。应该指出，2是从自由状态算起的膜片弹簧分离指加载点的变形量，与离合器分离时分离轴承的移动行程如图2.17(c)所示。2f是从离合器接合状态算起的膜片弹簧分离指加载点的变形量。 从离合器接合状态算起的膜片弹簧与压盘接触点的变形量，则根据杠杆关系有ri rf2fifR ri应该指出，2f不包括分离指在载荷作用下所产生的弹性体变形2f，如图2.i8所示。如果考虑这种弹性体变形，分离轴承的总移动行程2F为(2-34)2. 膜片弹簧的强度计算前已述及，假定膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的中性点0转动，如图2.i6所示。在这种情况下，0点沿圆周方向的切向应变为零，因而 0点的切向应

46、力为零；断面上 0点以外的点一般均发生切向应变，故产生切向应力。建立如图2.i9所示的坐标系，则断面上任意点 (x，y)的切向应力为E x/2 yt2(2-35)1e x式中，为碟簧部分子午断面的转角(rad)； 为碟簧部分自由状态时的圆锥底角(rad); e为中性点的半径(mm)， e R r /1n R/r。图 2.19切向应力在子午断面中的分布由式(2-35)可知，当定时，定的切向应力t在xOy坐标系中呈线性分布，当J t0时有y (/2) x(2-36)因(/2)很小，(/2)tan(/2)，则式(2-36)表明：对于一定的，零应力分布在过O点而与x轴成(/2)角的直线上，如图 2.1

47、9所示。实际上，当xe时，无论t为何值，均存在y(/2) x，即对于一定的，等应力线都汇交于K占苴 八、：/、坐标为x e, y (/2) x。显然，OK为零应力直线，其内侧为压力区，外侧为拉应力区。等应力线越远离零应力线，其应力值越高。由此可见，碟簧部分内上缘B点的切向应力最大。当K点的纵坐标(/2) e h/2时，A点的切向拉应力最大；当(/2) e h/2时，A点的切向拉应力最大。分析表明，膜片弹簧的碟簧部分B点处的切向压应力最大。把B点的坐标x e r和y h/2代入式(2-35)，则得到B点的切向压应力di令d tB/d 0 ,可以求出切向压应力tB达到极大值时的转角p73-2(2-

48、38)从图2.19可以看出，碟簧压平时的子午断面转角，式(2-38)表明，B点切向压应力tB达到极大时，子午断面将相对于碟簧压平时再多转一个角度h/ 2 e r 。当离合器彻底分离时，如果膜片弹簧子午断面的转角f < p，应该把式(2-37)中的 取为p，计算tB ;如果f w p, B点的切向压应力 tB应该按彻底分离时的子午断面转角f来计算。rB，其表达式B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力作用下还受有弯曲应力rB6 r rf F2nbrh2 3 4(2-39)式中，n为分离指的数目；br为一个分离指的根部宽度。由于弯曲应力rB (拉应力)与切向压应力tB相垂直，根据最大剪应力理

49、论，B点的当量应力BjrBtB(2-40)Bj不超过许用应力。在实际设计中，通常用此当量应力校核膜片弹簧的强度，即3. 膜片弹簧主要参数的选择(1) 比值H/h和板厚h的选择。比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。通过分析 式(2-26)可知，当H/h2时，匸f !为增函数；H/h 2时，R f !有一极值，该极值点恰为拐点；当H/h 2时，R f !有一极大值和一极小值；当H/h 2 2时,F f !的极小值落在横坐标上。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 般为1.52.0,板厚h为24mm如图2.20所示。图2.20 膜片弹簧的弹性特性曲线在最大的磨损限度

50、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点变到C。为最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。(5) 分离指数n的选取。分离指数 n常取为18,大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸弹簧可取12。(6) 膜片弹簧小端半径r°，如图2.21所示。及分离轴承作用半径几的确定。r°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。n应大于r0。(7) 切槽宽度1、2及半径：，如图2.21所示。1 3.23.5mm,2 910mm,：的取值应满足r re > 2的要求。(8) 压盘加载半径 R和支撑环加载点半径r1的确定。R和r1的取值将影响膜片弹

51、簧的 刚度。r1应略大于r , R应略小于R且尽量接近 R。R& 11严图2.21膜片弹簧的尺寸简图2.5扭转减振器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(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 尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。因此，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)

52、 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及噪声。(4) 缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。扭转减振器具有线性和非线性两种特性。单级线性减振器的扭转特性如图2.22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。在柴油机汽车中，目前广泛采用具有怠速级的两级 或三级非线性扭转减振器。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2.22 单级线性扭转减振器的扭转特性减振器的扭转刚度 心和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩Tu是两个主要参数，决定了减振器的减振效果。其设计参数还包括极限转矩T、预紧转矩Tn和极限转角j等。1. 扭转减振器极限转矩 T极限转矩如图2.22所示，是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙,(见图2.23)时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限