第二章离合器设计

第二章离合器设计第1页，共72页，2023年，2月20日，星期三第二章离合器设计第一节离合器的结构方案分析第二节离合器主要参数的选择第三节离合器的设计与计算第四节扭转减振器和操纵机构的设计第2页，共72页，2023年，2月20日，星期三汽车离合器设计的基本要求1）在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。

2）接合时平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。

3）分离时要迅速、彻底。4）从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。

5）有良好的吸热能力和通风散热效果。

6）避免传动系产生扭转共振，有吸收振动、缓和冲击能力。

7）操纵轻便、准确。

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，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。10）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。第3页，共72页，2023年，2月20日，星期三第一节离合器的结构方案分析

汽车离合器多采用盘形摩擦离合器。按其从动盘的数目单片双片多片根据压紧弹簧布置形式圆周布置中央布置斜向布置等根据使用的压紧弹簧形式圆柱螺旋弹簧圆锥螺旋弹簧膜片弹簧离合器根据分离时所受作用力的方向拉式推式第4页，共72页，2023年，2月20日，星期三1．从动盘数的对比

从动部分转动惯量散热性分离性结合平顺性轴向尺寸传递转矩结构踏板力应用单盘小好彻底不够平顺小小简单大轿车、微轻货双盘中较差不够彻底平顺较长较大较复杂较小中重货多盘大好不彻底平顺长大复杂小牵引、自卸第5页，共72页，2023年，2月20日，星期三第6页，共72页，2023年，2月20日，星期三2．压紧弹簧和布置形式的选择

周置弹簧离合器采用圆柱螺旋弹簧，优点是结构简单、制造容易。当发动机最大转速很高时，周置弹簧受离心力作用而向外弯曲，压紧力降低。中央弹簧离合器采用圆柱弹簧或圆锥弹簧。可选较大杠杆比来减小踏板力，与压盘不直接接触即不会受热退火，调整压紧力较容易，多用于重型车。斜置弹簧离合器：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。具有工作性能稳定、踏板力较小的优点，重型汽车上采用。第7页，共72页，2023年，2月20日，星期三第8页，共72页，2023年，2月20日，星期三膜片弹簧离合器优点：1）具有较理想的非线性特性,平衡性好

；2）结构简单,轴向尺寸小,零件数目少,质量小；3）高速旋转时,压紧力降低很少,性能稳定；4）压力分布均匀,摩擦片磨损均匀；5）易于实现良好的通风散热,使用寿命长。制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高。第9页，共72页，2023年，2月20日，星期三第10页，共72页，2023年，2月20日，星期三3．膜片弹簧支承形式推式膜片弹簧离合器第11页，共72页，2023年，2月20日，星期三3．膜片弹簧支承形式推式膜片弹簧离合器只有一个支承环位于膜片弹簧的前端或后端，另一个支承环用离合器盖的凸台或弹性挡环替代。膜片弹簧的前后都没有支承环。第12页，共72页，2023年，2月20日，星期三3．膜片弹簧支承形式拉式膜片弹簧离合器第13页，共72页，2023年，2月20日，星期三拉式膜片弹簧离合器特点：1）结构简单，零件数目更少，质量更小；2）膜片弹簧直径较大，提高了传递转矩的能力；3）离合器盖的变形量小，分离效率高；4）杠杆比大，传动效率较高，踏板操纵轻便。5）在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。6）使用寿命更长。拉式膜片弹簧需专门的分离轴承，结构较复杂，安装拆卸较困难，且分离行程略比推式大。拉式膜片弹簧离合器第14页，共72页，2023年，2月20日，星期三4.压盘的驱动方式第15页，共72页，2023年，2月20日，星期三离合器通风散热措施第16页，共72页，2023年，2月20日，星期三第二节离合器主要参数的选择离合器的静摩擦力矩，根据摩擦定律假设摩擦片上工作压力均匀，则有

对比Tc表达式，可得平均摩擦半径

当d/D≥0.6时，Rc可相当准确地由下式计算

第17页，共72页，2023年，2月20日，星期三

式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在0.53～0.70之间。D不变，C取大，d↑则Tc↓或者p0↑则磨损↑，寿命↓；D不变，C取小则d与D差值大，圆周速度相差大，磨损不均匀，平整性被破坏，接触不良使Tc↓，虽A↑但Rc↓；

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：

Tc=βTemax

β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，β必须大于1。第18页，共72页，2023年，2月20日，星期三摩擦离合器的滑磨第一阶段0-ta：作用在从动部分摩接力矩Tc小于换算到离合器从动部分汽车阻力矩Tφ，汽车不动，但离合器开始滑磨。

第二阶段ta-ts：Tc大于Tφ，汽车开始起步，到ts时刻，主、从动部分角速度达到一致时，离合器的滑磨停止，整个接合过程结束。ts为滑磨时间。第19页，共72页，2023年，2月20日，星期三第20页，共72页，2023年，2月20日，星期三主动部分：从动部分：解得滑磨时间：第21页，共72页，2023年，2月20日，星期三三角形OSD的面积相当于滑磨角的值。滑磨功可表示为第22页，共72页，2023年，2月20日，星期三离合器基本参数的选择性能参数β、p0，尺寸参数D、d及摩擦片厚度b。一、后备系数β1）为可靠传递发动机最大转矩，β不宜选取太小；2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大；3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小；4）使用条件恶劣的牵引车，为提高起步能力、减少滑磨，β不宜取小；5）汽车总质量越大，β也应选得越大；第23页，共72页，2023年，2月20日，星期三车型β轻货车、轿车1.20~1.75中、重、载货车1.5~2.25越野车、牵引车1.8~4.06）柴油机工作比较粗暴，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）膜片弹簧离合器选取的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。10）若β过大，在D、d、F不变条件下，Z↑，结构复杂；11）若β过大,在其它尺寸及片数不变时,F↑、p0↑,寿命↓；第24页，共72页，2023年，2月20日，星期三二、单位压力p01.离合器使用频繁则p0↓2.发动机后备功率小则p0↓3.摩擦片外径大则p0↓4.材料

材料p0石棉基轿车0.18~0.35货车0.10~0.24烧结金属0.35~0.60金属陶瓷0.70~1.50Dp0轿车货车0.150.30石棉基第25页，共72页，2023年，2月20日，星期三三、摩擦片外径D、内径d、厚度b增加D受以下因素限制：1.圆周速度当v>65~70m/s时，衬片飞离2.国标GB5764-86DdbTemax

下限上限1601103.24060……………4302304.02001000第26页，共72页，2023年，2月20日，星期三KD为直径系数，取值范围如下表轿车14.5轻、中型货车单片16.0～18.5双片13.5～15.0重型货车22.5～24.0摩擦片内径确定？摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。第27页，共72页，2023年，2月20日，星期三第三节离合器的设计与计算一、离合器基本参数的优化1设计变量后备系数β和单位压力p0取决于离合器工作压力F和尺寸参数D和d。离合器基本参数的优化设计变量选为

2目标函数保证性能要求条件下，结构尺寸尽可能小，目标函数为第28页，共72页，2023年，2月20日，星期三3约束条件1)最大圆周速度υD不超过65～70m／s，2)摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70范围内，

0.53≤c≤0.70

3)转矩和过载要求，β值应在一定范围内，1.2≤β≤4.0

4)内径d必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm，

d>2Ro+50

5)单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，

第29页，共72页，2023年，2月20日，星期三3约束条件6)为降低离合器滑磨时的热负荷，0.10MPa≤p0≤1.50MPa7)为减少汽车起步滑磨，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(W)，可根据下式计算

第30页，共72页，2023年，2月20日，星期三二、膜片弹簧主要参数的选择膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度H；(P63)膜片弹簧钢板厚度h；自由状态下碟簧部分大端半径R；自由状态下碟簧部分小端半径r；自由状态时碟簧部分的圆锥底角α；分离指数目n等。a)自由状态b)压紧状态c)分离状态

第31页，共72页，2023年，2月20日，星期三二、膜片弹簧主要参数的选择1.比值H／h和h的选择H／h<时，F1=ƒ(λ1)为增函数；H／h=时，F1=ƒ(λ1)有一极值，该极值点恰为拐点；H／h>时，F1=ƒ(λ1)有一极大值和一极小值；H／h=2时，F1=ƒ(λ1)的极小值落在横坐标上。压紧力平稳和操纵轻便，H/h=1.5~2.0；h=2~4mm第32页，共72页，2023年，2月20日，星期三2.比值R／r和R、r的选择R／r越小，应力越高，弹簧越硬。一般取1.20～1.35推式：R≥Rc；拉式：r≥Rc3.圆锥底角α取9°～15°4.膜片弹簧工作点位置的选择拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且λ1H=(λ1M+λ1N)／2。离合器在接合状态时，一般λ1B=(0.8～1.0)λ1H。当分离时，工作点从B变到C，为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近N点。膜片弹簧的弹性特性曲线第33页，共72页，2023年，2月20日，星期三三、膜片弹簧的优化设计

1.目标函数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3)和4)两个目标函数为双目标。选取5)作为目标函数，构成总目标函数。式中，ω1和ω2分别为两个目标函数ƒ(x1)和ƒ(x2)的加权因子。第34页，共72页，2023年，2月20日，星期三2.设计变量

应选取H、h、R、r、R1、r1六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λ1B为优化设计变量：X=[x1x2x3x4x5x6x7]T=[HhRrR1r1λ1B]T第35页，共72页，2023年，2月20日，星期三3.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，F1B=FY

2)为保证A点在凸点M左边，B点在拐点H附近，C点在凹点N附近，应正确选择λ1B相对于拐点λ1H的位置3)摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F1A应不小于新摩擦片时的压紧力F1B，F1A≥F1B

4)为了满足离合器使用性能的要求，1.6≤H／h≤2.29°≤α≈H／(R-r)≤15°5)弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，1.20≤R／r≤1.3570≤2R／A≤1003.5≤R／r0≤5.0第36页，共72页，2023年，2月20日，星期三6)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)应位于摩擦片的平均半径与外半径之间：

推式：(D+d)／4≤R1≤D／2拉式：(D+d)／4≤r1≤D／27)根据弹簧结构布置的要求，R1与R、r1与r、rf与r0之差应在一定范围，即1≤R1-R≤70≤r1-r≤60≤rf-r0≤48)膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取：推式：2.3≤(r1-rf)／(R1-r1)≤4.5

拉式：3.5≤(R1-rf)／(R1-r1)≤9.09)弹簧在工作过程中B点的最大压应力σrBmax应不超过其许用值，即σrBmax≤[σrB]10)弹簧在工作过程中A‘点(或A点)的最大拉应力σtA’max(或σtAmax)应不超过其相应许用值：

σtA'max≤[σtA']或σtAmax≤[σtA]第37页，共72页，2023年，2月20日，星期三11)由主要尺寸参数H、h、R和r制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某一范围：12)由离合器装配误差引起的弹簧压紧力的相对偏差也不得超过某一范围：

式中，ΔF1B为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。

第38页，共72页，2023年，2月20日，星期三第四节扭转减振器和操纵机构的设计主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件：降低传动系的首端扭转刚度，改变系统的固有振型，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：有效地耗散振动能量。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）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。扭转减振器第39页，共72页，2023年，2月20日，星期三扭转减振器线性和非线性特性

单级线性减振器的弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧，使其在怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声，可得到两级非线性特性，第一级刚度很小，称为怠速级，第二级刚度较大。单级线性减振器的扭转特性第40页，共72页，2023年，2月20日，星期三减振器的主要参数1、极限转矩TJ减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙Δ1时所能传递的最大转矩：

TJ=(1.5～2.0)Temax减振器尺寸简图

2、扭转刚度kφ设减振弹簧分布在半径为Ro的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过φ弧度时，弹簧相应变形量为Roφ。此时所需加在从动片上的转矩：根据扭转刚度的定义kφ=T／φ：设计时可按经验来初选kφ

kφ≤13TJ第41页，共72页，2023年，2月20日，星期三3、阻尼摩擦转矩Tµ为了在发动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Tµ。

Tµ=(0.06～0.17)4、预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧：

Tn=(0.05～0.15)Temax

5、减振弹簧的位置半径RoRo的尺寸应尽可能大，Ro=(0.60～0.75)d/26、减振弹簧个数Zj减振弹簧个数的选取摩擦片外径D／mm

225~250250~325325~350>350

Zj

4~66~88~10>10第42页，共72页，2023年，2月20日，星期三7、减振弹簧总压力F∑当限位销与从动盘毂之间的间隙Δ1或Δ2被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值TJ时，减振弹簧受到的压力：

F∑=TJ/Ro8、极限转角φj

减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角：目前从动盘减振器在特性上存在如下局限性：1)通用的从动盘减振器不能使传动系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。2)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。第43页，共72页，2023年，2月20日，星期三双质量飞轮的减振器1)可降低发动机、变速器振动系统的固有频率，以避免在怠速时共振。2)可加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。3)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。但由于减振弹簧位置半径较大，高速时受到较大离心力的作用，使减振弹簧中段横向翘曲而鼓出，与弹簧座接触产生摩擦，使弹簧磨损严重，甚至引起早期损坏。

双飞轮减振器

1一第一飞轮2一第二飞轮3一离合器盖总成4一从动盘5一球轴承6一短轴7一滚针轴承8一曲轴凸缘9一联结盘10一螺钉11一扭转减振器第44页，共72页，2023年，2月20日，星期三高于怠速低于怠速第45页，共72页，2023年，2月20日，星期三离合器的操纵机构1．对操纵机构的要求1）踏板力要小，踏板行程在一定的范围内。2）摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原。3）有对踏板行程进行限位的装置，防止操纵机构因受力过大而损坏。4）应具有足够的刚度。5）传动效率要高。6）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。

第46页，共72页，2023年，2月20日，星期三2．操纵机构结构形式选择离合器操纵机构：机械式、液压式。机械式操纵机构：杆系、绳索。

杆系传动机构结构简单、工作可靠。但质量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难。

绳索传动机构可克服上述缺点，且可采用吊挂式踏板结构。但寿命较短，机械效率仍不高。多用于轻型轿车中。第47页，共72页，2023年，2月20日，星期三2．操纵机构结构形式选择液压式操纵机构：由主缸、工作缸和管路等部分组成.传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。第48页，共72页，2023年，2月20日，星期三3．离合器操纵机构的主要计算

踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2两部分组成：液压式操纵机构示意第49页，共72页，2023年，2月20日，星期三踏板力Ff可按下式计算工作缸直径d2的确定与液压系统所允许的最大油压有关。考虑到橡胶软管及其他管接头的密封要求，最大允许油压一般为5～8Mpa。

机械式操纵机构的上述计算，只需将d1和d2取消即可。第50页，共72页，2023年，2月20日，星期三离合器的结构元件一、从动盘总成1、摩擦片(1)要求：摩擦系数稳定，工作温度、滑磨速度、单位压力的变化对其影响较小；有足够的机械强度和耐磨性；热稳定性好、磨合性能好、材料密度小；有利于接合平顺；长期停放，离合器摩擦面之间不发生“粘着”现象。第51页，共72页，2023年，2月20日，星期三(2)材料：石棉基摩擦材料：f=0.3~0.45缺点：受温度影响大，T↑，f↓↓ 优点：价格低，密度小烧结金属、金属陶瓷：优点：高温耐磨，传热好，摩擦系数大，允许大单位压力缺点：价格高，密度大，接合不柔和(3)摩擦片和从动钢片连接：铆接法：铆钉头应沉于衬片内，连接可靠，更换方便，但铆钉孔占据工作面积，有效利用厚度小粘结法：增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，有较高的抗离心力和切向力的能力，但更换困难，难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。第52页，共72页，2023年，2月20日，星期三2、花键毂：一般采用齿侧对中的矩形花键，花键轴与孔采用动配合3、从动片：要求质量轻，具轴向弹性，硬度和平面度高4、波形片：采用65Mn，表面发蓝处理第53页，共72页，2023年，2月20日，星期三二、离合器盖总成1.对离合器盖要求（1）应有足够的刚度（2）与飞轮保持良好的对中（3）盖的膜片弹簧支承处应有高的尺寸精度（4）便于通风，可开通风口2.对压盘的要求（1）有较大质量，增大热容（2）具有较大刚度（3）与飞轮保持良好的对中（4）高度尺寸公差要小第54页，共72页，2023年，2月20日，星期三3.对分离杠杆设计要求：应使分离杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干涉；保证有足够的刚度；支承采用滚针轴承、滚销、刀口支承等型式支承处的摩擦损失要小；要便于调整分离杠杆内端的位置；要避免高速时因分离杠杆的离心力造成压紧力降低。第55页，共72页，2023年，2月20日，星期三设计实例基本参数：整车最大总质量：14t压紧方式：膜片弹簧摩擦片数：双片，编织石棉基材料工作环境：干式发动机最大扭矩：658N·m膜片弹簧工作压力：9000N膜片弹簧离合器在满足同等压紧力和分离间隙的条件下，其最大分离力要比相同尺寸的周置弹簧离合器小20%～30%，因此本方案选用带有扭转减振器的膜片弹簧离合器。第56页，共72页，2023年，2月20日，星期三结构尺寸和强度计算1)摩擦片尺寸的确定确定摩擦片外径尺寸，用下面的经验公式计算：对商用车(双片)：根据GB/T5764—1998《汽车用离合器面片》取摩擦片外径=380mm，选定摩擦片的内径=206mm，厚度4mm。第57页，共72页，2023年，2月20日，星期三结构尺寸和强度计算2)离合器摩擦力矩的确定

最大摩擦力矩是摩擦片刚开始工作并无磨损的条件下，离合器的摩擦力矩。此时离合器的压盘压力给定为F=9000N，那么离合器所能传递的最大静摩擦力矩膜片弹簧工作点的选取使得摩擦片磨损后的压盘总压力略有上升，可保证摩擦片在许可磨损范围内所传递的静摩擦力矩不会降低。

第58页，共72页，2023年，2月20日，星期三结构尺寸和强度计算3)离合器后备系数的计算

后备系数最大总质量为6～14t的商用车后备系数的推荐值，本设计后备系数为2.06。

第59页，共72页，2023年，2月20日，星期三c为压盘的比热容，4)离合器单位压力的计算编织石棉基材料的单位压力要求小于0.25MPa，本离合器的单位压力比规定值小，这意味着离合器的温升较小。

结构尺寸和强度计算离合器接合的温升γ为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘；m为压盘的质量第60页，共72页，2023年，2月20日，星期三结构尺寸和强度计算5)强度校核(1)从动盘花键挤压应力计算作用在一个从动盘花键上的圆周力：挤压应力：式中，Z1=10为花键齿数；L=45mm为花键齿长；b=5mm为花键齿宽；D外=45mm为花键外径；D内=36mm为花键内径；n=2为从动盘数。以上所得到的挤压应力值小于推荐许用值(20MPa)。第61页，共72页，2023年，2月20日，星期三结构尺寸和强度计算5)强度校核(2)花键的剪切应力计算花键挤压变形和摩擦是其主要的破坏形式。计算结果说明，剪应力较低，故可以认为花键的抗剪切强度是足够的。应当指出，离合器结构件的强度校核远不止这些内容，限于篇幅，这里只以典型零件为例介绍。

第62页，共72页，2023年，2月20日，星期三摩擦片基本参数的优化1)摩擦片外径D最大圆周速度<65～70m/s，即2)摩擦片的内、外径比应在0.53～0.70范围内;3)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器振器弹簧位置直径约50mm;4)单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即5)对于不同车型，单位压力的最大范围为0.11～1.50MPa;6)离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值

第63页，共72页，2023年，2月20日，星期三膜片弹簧主要参数的选择1)比较H/h的选择本设计，h=3mm，则H=6mm。2)R/r选择本设计中取R/r=1.25，摩擦片的平均半径Rc=(D+d)/4，r>Rc,先取r再求R,取整后求R/r3)圆锥底角（α一般在9～15°范围内）分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧有取