第二章离合器设计-第一节概述

第二章离合器设计第一节概述一、传动系概述

离合器是汽车传动系中的重要部件，它的构造特性与发展和传动系紧密相关，因此首先必须了解汽车传动系的概貌。

运输车辆传动系统的型式与所用的发动机类型有密切关系。这是由于不同类型发动机，例如，内燃机和电动机，它们的转矩一转速特性有着很大的差别。图1内燃机的外特性曲线

图2汽车功率要求和发动机输出功率图3发动机的万有特性图

传动系的类型机械式传动系统

自动传动系统

(1）液力一机械自动式（AT);(2）机械无级式（CVT及IVT);(3）机械有级自动式（AMT）

机械式传动系统图4发动机前置后驱动传动系统布置1-离合器

2-变速器

3-万向节

4-驱动桥

5-差速器

6-半轴

7-主减速器

8-传动轴图5发动机前置前轮驱动的传动系统示意图1一发动机2一离合器3一变速器4一半轴5一主减速器6一差速器7一万向节图6前纵置发动机前轮驱动动力总成机械传动最主要的优点是

传动效率高、可靠、价格便宜。

它有以下两个方面的缺点：(1）传动系的操纵需靠驾驶员的体力

(2）机械式传动系统传动比的改变是有级的

理想的传动系统应该是能自动适应各种行驶情况无需人力操纵控制的无级式传动系统。

自动传动系统

1．液力一机械自动传动系统（液力自动变速器AT)

2.机械无级式

(1）由一挠性三角带和带轮组成的无级传动（现称CVT)，(2）由牵引环和传动盘组成的无级传动（现称IVT)。

3.机械有级自动式

机械有级自动式（AMT）是在原机械式变速器（MT）的基础上，对离合器及变速器的操纵系统进行改造，采用电脑控制实现对离合器及变速器的自动操纵，从而达到简化操纵、改善汽车的动力性和燃油经济性的目的。AMT和MT的区别主要在操纵控制上，MT是靠人脑控制人工操作，而AMT是靠电脑控制机械操作，因此，从机械的角度来看两者没有质的区别。汽车传动系统由手动向自动方向进展或过渡，从生产的继承性来说，采用．AMT最为合适。近期，国外结合AMT的开发，已试制成变速器换挡时无需中断功率传递的离合器，这样AMT只剩下惟一的缺点－一一换挡是有级的。离合器的历史在早期研发的离合器结构中，锥形离合器最为成功

离合器的历史也曾出现过蹄一鼓式离合器来替代锥形离合器

无论锥形离合器或蹄一鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动件根本无法分离的自锁现象离合器的组成

设计离合器应满足的基本要求

1）在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。2）接合时要完全、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）从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡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。设计离合器应满足的基本要求6）应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。

8）作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。9）具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。

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。离合器的结构方案离合器的工作特性

离合器接合过程分析及滑磨功计算离合器工作过程一般大致分成两个阶段：(1）压紧力p很快增长，但摩擦力矩开始还不足以克服外界阻力让汽车很快起步，由此，发动机转速n。较离合器从动盘转速n。上升快。这一段时间约0.5s。(2）工作压力P几乎不变，从动盘转速n。增长很快，尽管驾驶员继续加大油门开度，发动机转速还是几乎成直线下降，直到和离合器从动盘转速同步，停止打滑为止。

离合器结合过程滑磨功L可由下式来决定：

式中，t。－一一离合器从接合开始到接合终了离合器停止打滑所经过的时间；Tc―摩擦力矩；ωe―发动机转速；ωc―离合器从动盘转速。由图可见，在不同驾驶员的不同操作技巧下，所得到的滑磨功不完全一样（但它们还是相当接近的）。由于滑磨功在计算上的不确定因素很多，难以精确计算，为此，基本上有3类处理方法。(1）分析计算法：把起步滑磨过程依据实际情况适度理想化，以便计算。此法简单明了，对影响滑磨功主要因素的数量关系分析得相当清楚，但它只能反映一般情况。

(2）图解法：是方法（1）的发展，进一步考虑到了发动机转矩变化等非线性因素对滑磨功的影响。由于求解困难，只能采用图解的方法来代替分析计算。(3）统计试验分析法：它考虑到更多的实际使用情况。由于汽车的使用情况复杂，所以要对大量的汽车起步情况进行分类，并做各类起步试验、统计。按理说此方法更能反映实际情况，但若运用不当还不如前两种方法。目前比较流行的是分析计算法。a．分析计算法分析计算法的基础是系统建模。汽车起步时，离合器在滑磨情况下的系统动力学模型图如图15所示，并根据实际状况作如下假设：(1）发动机转矩Te和离合器摩擦力矩天在整个汽车起步过程中不变；(2）汽车是在平直良好路面上起步，道路阻力变化不大；(3）忽略汽车在起步前的离合器滑磨（其值很小）。摩擦离合器接合过程的力学模型由图可列出以下的动力学方程。对于主动件：对于从动件：最后可得滑磨功为

根据公式，如果离合器起步时，其摩擦力矩Tc

就等于发动机的转矩Te，且忽略道路阻力矩T。（良好的平坦路面上T很小），则

这表示汽车起步时有一半的能量由于离合器的滑磨被损耗掉了。实际上汽车起步时离合器的接合过程不可能如此进行，因此汽车起步时的滑磨功要比上式计算的结果大。但公式基本上反映了汽车结构参数对离合器滑磨功的影响，如增加车重、加大轮胎半径会使滑磨功增加，而汽车起步时用最低挡（这意味着加大传动系传动比）有利于减少滑磨功，使汽车起步更容易。图解法离合器的热负荷

在确定离合器的热工况时，通常是计算压盘的温度，因为飞轮的质量要比压盘的质量大得多，其温升相对不大。计算时假设它们不向周围散热。则热平衡方程式为

离合器的热负荷压盘的温升则为对单车，一次接合离合器的压盘温升不应超过10℃；对拖带挂车的汽车，温升不应超过20℃。为了降低压盘温升可采用加大压盘质量或改善离合器壳内的通风等措施。计算所得的温升是汽车一次起步的结果。该算法可用于比较不同类型离合器的热工况。在实际运行中离合器主从动盘的升温过程要复杂得多。第二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1．从动盘数的选择

单片离合器（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（图2-2）传递转矩的能力较大，径向尺寸较小，踏板力较小，接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良，分离也不够彻底。图2-1单片离合器

图2-2双片离合器

多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。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。2．压紧弹簧和布置形式的选择

周置弹簧离合器的压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使离合器传递转矩能力随之降低。

中央弹簧离合器的压紧弹簧，布置在离合器的中心。可选较大的杠杆比，有利于减小踏板力。通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调整，多用于重型汽车上。

斜置弹簧离合器的显著优点是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、踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。膜片弹簧离合器（图2-3）的优点：图2-3膜片弹簧离合器1）膜片弹簧具有较理想的非线性特性；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，性能较稳定；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；6）平衡性好；7）有利于大批量生产，降低制造成本。膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高。近年来，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。

3．膜片弹簧支承形式

图2-5推式膜片弹簧双支承环形式图2-6推式膜片弹簧单支承环形式

图2-7推式膜片弹簧无支承环形式

图2-8拉式膜片弹簧支承形式

拉式膜片弹簧离合器（图2-4）具有如下特点：1）结构简单，零件数目更少，质量更小；2）膜片弹簧的直径较大，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，安装和拆卸较困难，且分离行程略比推式大些。但由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，它已经得以应用。图2-4拉式膜片弹簧离合器

第三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可表示为

（2-1）假设摩擦片上工作压力均匀，则有

（2-2）摩擦片的平均摩擦半径Rc根据压力均匀的假设，可表示为

（2-3）当d/D≥0.6时，Rc可相当准确地由下式计算

（2-4）将式（2-2）与式（2-3）代入式（2-1）得

式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在0.53～0.70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

Tc=βTemax

（2-6）式中，Temax为发动机最大转矩。

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。

（2-5）离合器基本参数的选择

基本参数主要有性能参数β和ρ0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。1．后备系数β

后备系数β是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择β时应考虑以下几点：1）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可选取小些；4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些；5）汽车总质量越大，β也应选得越大；6）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。2．单位压力ρ0

单位压力ρ0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，ρ0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，ρ0应取小些；后备系数较大时，可适当增大ρ0

。3．摩擦片外径D、内径d和厚度在离合器结构形式及摩擦片材料选定、其他参数已知或选取后，结合式（2-1）和式（2-5）即可估算出摩擦片尺寸。摩擦片外径D（mm）也可根据如下经验公式选用

（2-7）

式中：KD为直径系数，轿车：KD=14.5；轻、中型货车：单片KD=16.0～18.5，双片KD=13.5～15.0；重型货车：KD=22.5～24.0。摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。

第四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也取决于F和D及d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为

X=[x1x2x3]T=[F

D

d]T

2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3约束条件1)

摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度υD不超过65～70m／s，即（2－8）2)

摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70范围内，即

0.53≤c≤0.70

3)

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β值应在一定范围内，最大范围β为1.2～4.0，即1.2≤β≤4.0

4)

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2Ro约50mm，即

d>2Ro+50

5)

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，即

（2－9）3约束条件6)

为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0.10～1.50MPa，即

0.10MPa≤p0≤1.50MPa7)

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，即（2－10

）

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

（2－11）二、膜片弹簧主要参数的选择

膜片弹簧的主要参数：膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度H；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，见图２－９。图２-９膜片弹簧的主要参数1.比值H／h和h的选择

比值H／h对膜片弹簧的弹性特性影响极

大。由图２-１０可知，当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；当H／h=2

时，F1=ƒ(λ1)的极小值落在横坐标上。图２-１０H/h对膜片弹簧弹性特性的影响2.比值R／r和R、r的选择根据结构布置和压紧力的要求，R／r一般为1.20～1.35。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。3.α的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截锥高度H关系密切，α=arctanH／(R—r)≈H／(R—r)。一般在9°～15°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2-11所。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且λ1H=(λ1M+λ1N)／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λ1B=(0.8～1.0)λ1H，以保证摩擦片在最大磨损限度△λ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变到C，为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近N点。图2-11膜片弹簧的弹性特性曲线三、膜片弹簧的优化设计

通过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。1.目标函数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3)和4)两个目标函数为双目标。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，构成统一的总目标函数。式中，ω1和ω2分别为两个目标函数ƒ(x1)和ƒ(x2)的加权因子，视设计要求选定。（2-12）2.设计变量

通过支承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λl(图2—12b)，则有关系式(2-13)

图2—12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

式中，E为材料的弹性模量；μ为材料的泊松比；H内截锥高度；h弹簧板厚；R、r为碟簧部分大、小端半径；R1、r1为压盘加载点和支承环加载点半径。

从膜片弹簧载荷变形特性公式(2—12)可以看出，应选取H、h、R、r、R1、r1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λ1B

(图2—11)为优化设计变量，即

X=[x1x2x3x4x5x6x7]T=[HhRrR1r1λ1B]T

(2-14)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2-11所示)，应正确选择λ1B相对于拐点λ1H的位置，一般λ1B／λ1H=0.8～1.0，即

(2-15)

3)

保证摩擦片磨损后仍能可靠地传递转矩，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F1A

应大于或等于新摩擦片时的压紧力F1B，即

F1A≥F1B

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α≈H／(R-r)应在一定范围内，即

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，即1.20≤R／r≤1.3570≤2R／A≤1003.5≤R／r0≤5.0

(2-16)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)应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即

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，即推式：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，即

σtA'max≤[σtA']或σtAmax≤[σtA]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，即≤0.05

(2-17)

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，即

≤0.05

(2-18)

式中，ΔF1B为离合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。弹性元件的主要作用是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。阻尼元件的主要作用是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。扭转减振器线性和非线性特性

扭转减振器具有线性和非线性特性两种形式。单级线性减振器的扭转特性如图2-13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，怠速时引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击，从而产生怠速噪声。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。三级非线性减振器的扭转特性如图2-14所示。

图2-13单级线性减振器的扭转特性图2-14

三级非线性减振器的扭转特性减振器的主要参数减振器的扭转刚度kφ和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩Tµ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和极限转角等φJ

。1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Δ1(图7-3)时所能传递的最大转矩，一般可取

TJ=(1.5～2.0)

Temax

(2-19)

图2-15减振器尺寸简图

2扭转刚度kφkφ决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。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为T=1000KZj(2-20)

式中，K为每个减振弹簧的线刚度(N／mm)；Zj为减振弹簧个数；Ro为减振弹簧位置半径(m)。根据扭转刚度的定义kφ=T／φ，则减振器扭转刚度kφ=1000KZj

设计时可按经验来初选kφ

kφ≤13TJ

(2-22)

(2-21)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。一般可按下式初选

Tµ=(0.06～0.17)Temax

(2-23)4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的方向移动，这是有利的。但是Tn不应大于Tµ，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

(2-24)5减振弹簧的位置半径RoRo的尺寸应尽可能大些，如图7-3所示，一般取

Ro=(0.60～0.75)d/2

(2-25)

6减振弹簧个数Zj表6—1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>107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∑为

F∑=TJ/Ro

(2-26)

8极限转角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为(2-27)

式中，为减振弹簧的工作变形量。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10