汽车设计课件：离合器设计

汽车设计离合器设计第一节引言第二节离合器结构方案设计第三节离合器基本参数的设计计算第四节膜片弹簧的设计第五节扭转减振器的设计第六节离合器操纵机构的设计第七节设计实例第一节

引言内容提要本章对离合器及其主要组成部件的结构设计方案进行了分析，并对离合器基本参数设计、膜片弹簧设计、扭转减振器设计以及离合器操纵机构设计进行了详细介绍，最后结合实例进行设计计算。目标要求了解离合器及其组成部件的结构设计方案，掌握主要参数的选择与计算，了解膜片弹簧、扭转减振器等主要组成部件的性能分析与设计，结合设计实例深入理解和掌握离合器的基本设计过程。第一节

引言作为汽车传动系统的一个重要组成，离合器一般都是以一个独立总成的形式直接与发动机相连接，位于传动系统的前端。目前，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的人力操纵形式正向自动操纵形式发展。在纯电动汽车结构形式中通常采用固定速比减速器，去掉离合器可有效减轻机械传动装置的质量。关于离合器的设计，除了需要满足最基本的功能需求外，主要发展趋势是提高其可靠性和使用寿命，适应高转速的使用要求，并增加传递转矩的能力和简化操纵方式。离合器的发展趋势第一节

引言切断和实现发动机对传动系统的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系统平顺地结合，确保平稳起步；当变速器换挡时，通过离合器切断动力传递以减小换挡时变速器轮齿间的冲击；在工作中承受较大的动载荷，当传给离合器的转矩超过其所能传递的最大转矩时，离合器主、从动部分将产生滑磨，可以防止传动系统各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系统中的振动和噪声。离合器的基本功用第一节

引言（1）工作可靠性要求。在任何行驶条件下既能可靠传递发动机最大转矩，又能防止传动系统过载；分离彻底、迅速。（2）工作稳定性要求。接合时要完全、平顺且柔和，使汽车起步时无抖动和冲击现象；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；避免传动系统共振，具有改变传动系统固有频率和吸振的能力，并设计时应注意对旋转件的动平衡要求和离心力的影响。（3）使用寿命要求。具有足够的强度，工作可靠、使用寿命长；离合器从动部分转动惯量小，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；有良好的散热通风效果，以免工作温度过高而影响零部件的使用寿命。（4）操纵系统设计应轻便、准确，减轻驾驶人疲劳。（5）结构简单，紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。离合器设计的基本要求第二节

离合器结构方案设计现代汽车上应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦离合器，其基本组成包括：主动部分（飞轮、离合器盖和压盘）从动部分（从动盘）压紧机构（压紧弹簧）操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板和传动部件）离合器的基本组成第二节

离合器结构方案设计可按从动盘数分类，分为单片离合器、双片离合器及多片离合器。单片离合器只设有一个从动盘，结构简单，轴向尺寸紧凑。这种离合器散热性能良好，维修调整方便，并且从动部分转动惯量小，在使用时能够保证分离彻底，当采用轴向有弹性的从动盘时可以保证接合平顺。在各种乘用车以及微、轻、中型客车与货车上，发动机的最大转矩一般都不大，因而在布置尺寸允许的条件下，大都采用单片离合器。单片离合器一、从动盘数的选择第二节

离合器结构方案设计双片离合器有两个从动盘，与单片离合器相比，摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力也相应增大，并且接合更加平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，由于径向尺寸较小，因而踏板力也较小。但这种结构轴向尺寸大，结构复杂；中间压盘通风散热性差，容易引起摩擦片过热而加快其磨损甚至烧坏；从动部分的转动惯量大易造成换挡困难；分离行程大，不易分离彻底等。这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。双片离合器多片离合器多为湿式，摩擦表面温度低、磨损小，使用寿命长且接合更加平顺柔和，主要应用于最大质量大于14t的商用车行星齿轮变速器换挡机构中。多片离合器一、从动盘数的选择第二节

离合器结构方案设计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。周置弹簧离合器采用压紧弹簧结构方案是将圆柱螺旋弹簧均匀布置在一个或同心的两个圆周上。其结构简单，制造方便，过去广泛应用于各种类型的汽车上。周置弹簧离合器中央弹簧离合器采用1~2个圆柱螺旋弹簧或1个圆锥螺旋弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心。其结构较复杂，轴向尺寸较大，多用于发动机最大转矩大于400N·m的重型商用车上。中央弹簧离合器二、压紧弹簧形式和布置形式第二节

离合器结构方案设计斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力套上，并通过压杆作用在压盘上。弹簧的轴线与离合器的轴线成一个夹角。这种离合器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，工作性能十分稳定，踏板力较小。它多用于在最大质量大于14t的商用车上。斜置弹簧离合器二、压紧弹簧形式和布置形式第二节

离合器结构方案设计膜片弹簧离合器是指采用膜片弹簧作为压紧弹簧的一类离合器。与其他样式的离合器相比具有以下优点：（1）膜片弹簧具有较理想的非线性特性，弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变，因而在离合器工作过程中能保持传递的转矩大致不变。（2）膜片弹簧本身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）膜片弹簧的安装位置与离合器轴的中心线是对称的，平衡性好，高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，所以传递的摩擦力矩降低较少，性能稳定。（4）膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，摩擦片接触良好，因而压力分布均匀，磨损均匀，也易于实现良好的通风散热，延长使用寿命。膜片弹簧离合器二、压紧弹簧形式和布置形式第二节

离合器结构方案设计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。膜片弹簧的制造工艺较复杂，制造成本较高，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。膜片弹簧离合器不仅在乘用车上被大量采用，而且在各种形式的商用车上也被广泛采用。膜片弹簧离合器二、压紧弹簧形式和布置形式第二节

离合器结构方案设计根据操纵形式的不同，膜片弹簧离合器可分为推式和拉式两种。推式离合器分离时膜片弹簧弹性杠杆内端的分离指处承受的是推力。拉式离合器中膜片弹簧的安装方向与推式相反，将支撑点移到了膜片弹簧的大端附近。接合时，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。膜片弹簧离合器二、压紧弹簧形式和布置形式第二节

离合器结构方案设计与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：（1）取消了中间支承各零件，不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小。（2）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，离合器盖的刚度大，变形量小，分离效率更高，使用寿命更长。（3）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可减少25%～30%。（4）无论在接合或分离状态，拉式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，不产生冲击和噪声。膜片弹簧离合器二、压紧弹簧形式和布置形式第二节

离合器结构方案设计但是，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十分广泛。膜片弹簧离合器二、压紧弹簧形式和布置形式第二节

离合器结构方案设计推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种：单支承环形式、双支承环形式、无支承环形式；拉式膜片弹簧的支承结构形式主要有单支承环形式和无支承环形式。膜片弹簧离合器二、压紧弹簧形式和布置形式第二节

离合器结构方案设计压盘在传递发动机转矩时和飞轮一同驱动从动盘转动，在离合器分离过程中能自由地做轴向移动。对压盘结构设计的要求：压盘应具有较大的质量，以增加热容量，减少温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋以帮助散热通风；中间压盘既可铸出通风槽，还可采用传热系数较大的铝合金压盘；压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减少受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离；与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡；压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。压盘结构设计的要求三、压盘第二节

离合器结构方案设计压盘形状较复杂，要求其传热性好并具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁制造一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170~227HBW也有少数压盘采用合金压铸件压盘的材料三、压盘第二节

离合器结构方案设计三、压盘压盘的驱动方式目前压盘的驱动方式广泛为弹性传动片式其沿圆周切向布置三组或四组薄弹簧钢带传动片，传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓连接。当发动机驱动时，传动片受拉，当拖动发动机时，传动片受压，传动片的弹性允许压盘做轴向移动。弹性传动片驱动方式的优点是结构简单，平衡性好，压盘与飞轮对中性能好，工作可靠且寿命长。但其反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较高，一般采用弹簧钢。第二节

离合器结构方案设计四、分离轴承离合器分离轴承在工作时主要承受轴向分离力和旋转离心力作用下产生的径向力。故离合器分离轴承主要有轴向推力轴承和径向推力轴承两种。目前已逐步采用角接触推力球轴承和全密封结构。第二节

离合器结构方案设计五、从动盘从动盘的组成从动盘通常是由摩擦片、从动片、减振器和花键毂等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，是离合器结构中的薄弱环节。第二节

离合器结构方案设计五、从动盘从动盘摩擦片的性能要求摩擦片对离合器的工作性能及可靠性、耐久性都有很大影响。在选择和设计摩擦片时，其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，不会刮伤飞轮及压盘等零部件的表面；高速条件下工作要求材料密度小；接合平顺；长期停放，摩擦表面不发生“黏合”等。第二节

离合器结构方案设计五、从动盘从动片从动片一般较薄，并使其质量分布尽可能地靠近旋转中心，以减小其转动惯量。为使离合器结合平顺，单片离合器的从动片一般都具有轴向弹性。摩擦片与从动片的连接方式有铆接和黏结两种。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，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。黏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；缺点是更换摩擦片困难，且使从动盘难以安装波形弹簧片。第二节

离合器结构方案设计六、离合器盖离合器盖与飞轮固定在一起，是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体，通过它能够传递发动机的部分转矩。离合器盖应该有足够的刚度，否则当离合器分离时，其会产生较大的弹性变形，这样会增大操纵时的分离行程，降低离合器操纵部分的传动效率，严重时还会导致分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，同时造成变速器换挡困难。为了减轻质量和增加刚度，商用车和一般载货汽车的离合器盖常用厚度3~5mm的低碳钢板冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。由于重型汽车的批量少，为降低成本，则常采用铸铁的离合器盖以增加刚度。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等零件，因此它相对飞轮轴线必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的正常工作。常用的对中方式有止口对中、定位销或定位螺栓对中。为了冷却离合器，离合器盖上还须开有通风孔或在盖上加设通风扇片等。第三节

离合器基本参数的设计计算

一、静摩擦力矩的计算摩擦式离合器主要是靠存在于主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。设摩擦面上压力分布均匀，P0为摩擦面上单位面积所承受的压力，则单元摩擦面积ds上产生的单元摩擦力矩为

则整个摩擦面上产生的摩擦力矩为式中：f——摩擦面间的静摩擦系数，计算时一般取0.25～0.30；R——摩擦片外半径；r——摩擦片内半径。第三节

离合器基本参数的设计计算

(2-3)摩擦面承受的单位压力p0为式中：F为压盘施加在摩擦面上的工作压力(N)；D为摩擦片外径，D=2R；d为摩擦片内径，d=2r。一、静摩擦力矩的计算对于具有Z个摩擦面的离合器，其摩擦力矩为(2-4)式中：Z——摩擦面数，单片离合器的Z=2，双片离合器的Z=4。将式(2-3)代入式(2-4)，得：(2-5)第三节

离合器基本参数的设计计算

(2-6)设一、静摩擦力矩的计算则离合器传递的静摩擦力矩为(2-7)式中：称为摩擦片的平均摩擦半径；当d/D≥0.6时，Rc可由式下式相当准确地计算：将式（2-3）和式（2-6）代入式（2-7）得式中：c——摩擦片内、外径之比，c=d/D，一般为0.53～0.7。第三节

离合器基本参数的设计计算

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，即式中：Temax——发动机最大输出转矩；β——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输出转矩之比，β必须大于1。一、静摩擦力矩的计算第三节

离合器基本参数的设计计算离合器的基本参数主要有性能参数β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Δt，摩擦系数f。

二、基本参数的设计第三节

离合器基本参数的设计计算

后备系数β后备系数β反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度，它是离合器设计中的一个重要参数。在选择β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、防止传动系统过载以及操纵轻便等因素。为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨时间过长，β不宜选得太小。汽车总质量越大，β也应选得越大；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，β应选得大些；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些。二、基本参数的设计第三节

离合器基本参数的设计计算

为使离合器尺寸不致过大，减少传动系统过载，保证操纵轻便，β又不宜选得太大。当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选得小些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选得越小。由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，膜片弹簧离合器选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些；单片离合器的β值应小于双片离合器。各类汽车离合器β的取值范围见表2-1二、基本参数的设计后备系数β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6～14t的商用车1.50～2.25挂车1.80～4.00第三节

离合器基本参数的设计计算单位压力p0选取原则单位压力是决定离合器轮廓尺寸及其摩擦表面耐磨性的重要因素之一，它对离合器的工作性能和使用寿命有很大影响。选取单位压力时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素的影响。对于离合器使用频繁、发动机后备功率较小、承载质量大或经常在坏路面上行驶的汽车，应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片的热负荷，应取小些；后备系数较大时，可适当增大。当摩擦片采用不同的材料时，取值范围见表2-2。二、基本参数的设计第三节

离合器基本参数的设计计算单位压力p0选取原则摩擦片材料单位压力

（MPa）非石棉树脂橡胶基材料非缠绕型0.15～0.30缠绕型0.25～0.40粉末冶金材料铜基0.35～0.50铁基金属陶瓷材料0.70～1.50二、基本参数的设计第三节

离合器基本参数的设计计算

摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的基本尺寸参数，它对离合器的结构尺寸、质量和使用寿命都有很大影响。选定离合器结构形式及摩擦片材料，当已知发动机最大转矩Temax，结合式（2-9）和式（2-10），适当选取后备系数β和单位压力p0，可根据下式估算出摩擦片外径：摩擦片外径D(mm)也可根据发动机最大转矩Temax(N·m)按经验公式进行初选：二、基本参数的设计式中：KD为直径系数，乘用车取14.6；最大总质量为1.8～14.0t的商用车，单片离合器取16.0～18.5，双片离合器取13.5～15.0；最大总质量大于14.0t的商用车，取22.5～24.0。第三节

离合器基本参数的设计计算

摩擦片外径D、内径d和厚度b确定摩擦片外径D后，摩擦片内径d可根据d/D在0.53～0.70确定。当摩擦片外径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，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《汽车用离合器面片》（GB/T5764—2011），所选的D应使摩擦片最大圆周速度不超过65～70m/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。摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。二、基本参数的设计第三节

离合器基本参数的设计计算摩擦系数f、摩擦面数Z和离合器间隙Δt摩擦片的摩擦系数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树脂橡胶基的合成非石棉材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。目前，主要使用树脂橡胶基的合成非石棉材料，同时要求不含重金属及其氧化物，并要求摩擦因数稳定，磨损率小，耐温在300℃以上。粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦系数f较大且稳定。各种摩擦材料的摩擦系数f的取值范围见表2-2。二、基本参数的设计第三节

离合器基本参数的设计计算

摩擦系数f、摩擦面数Z和离合器间隙Δt摩擦材料摩擦系数

非石棉树脂橡胶基材料非缠绕型0.20～0.27缠绕型0.20～0.35粉末冶金材料铜基0.25～0.35铁基0.35～0.50金属陶瓷材料0.4二、基本参数的设计第三节

离合器基本参数的设计计算

摩擦系数f、摩擦面数Z和离合器间隙Δt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的转矩大小及其结构尺寸。离合器间隙Δt是指离合器处于正常接合状态，分离套筒被复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，该间隙大小一般为3～4mm。二、基本参数的设计第四节膜片弹簧的设计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O转动。一、膜片弹簧的弹性特性第四节膜片弹簧的设计由此假定可以推导出膜片弹簧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。通过支撑环和压盘施加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假想集中在加载点上，用表示，加载点之间的相对轴向变形为。压紧力与变形之间的关系式为式中：E为弹性模量，MPa，对于钢，E=2.1×105MPa；μ为泊松比，对于钢，μ=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；R1、r1为压盘加载点和支撑环加载点半径，mm。一、膜片弹簧的弹性特性第四节膜片弹簧的设计一、膜片弹簧的弹性特性膜片弹簧的弹性特性由其碟簧部分决定，是非线性的，与自由状态下碟簧部分的内锥高度H及弹簧的钢板厚h有关。比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大，不同的H/h值有不同的弹性特性。第四节

膜片弹簧的设计应该指出，λ2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λ2f不同。λ2f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。设λ1f是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：其中，λ2f不包括分离指在载荷作用下产生的弹性体变形λ′2f。如果考虑这种弹性体变形，分离轴承的总移动行程λ2F为：一、膜片弹簧的弹性特性第四节

膜片弹簧的设计

由上述假设可知，膜片弹簧在承载过程中，其子午断面O点沿圆周方向的切向应变为零，因而O点的切向应力为零；断面上O点以外的点一般均发生切向应变，故产生切向应力。建立坐标系，则断面上任意点(x，y)的切向应力为：式中：φ为碟簧部分子午断面的转角，rad；α为碟簧部分自由状态时的圆锥底角，rad；e为中性点的半径，e=(R－r)/ln(R/r)，mm。分析表明，膜片弹簧的碟簧部分B点处的切向压应力最大，碟簧部分内上缘B点的切向应力最大。当K点的纵坐标(α－φ/2)e>h/2时，A点的切向拉应力最大；当(α－φ/2)e<h/2时，A′点的切向拉应力最大。二、膜片弹簧的强度计算第四节

膜片弹簧的设计把B点的坐标x≈－(e－r)和y=h/2代入式（2-16），则得到B点的切向压应力：令dσtB/dφ=0，可以求出切向压应力σtB达到极大值时的转角φP：二、膜片弹簧的强度计算从图2-8可以看出，碟簧压平时的子午断面转角，上式表明，B点切向压应力达到极大时，子午断面将相对于碟簧压平时再多转一个角度。当离合器彻底分离时，如果膜片弹簧子午断面的转角，应该把取为，计算；如果，B点的切向压应力应该按彻底分离时的子午断面转角来计算。第四节

膜片弹簧的设计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，其表达式式中：n为分离指的数目；为一个分离指的根部宽度。二、膜片弹簧的强度计算由于弯曲应力（拉应力）与切向压应力相垂直，根据最大剪应力理论，B点的当量应力为在实际设计中，通常用此当量应力校核膜片弹簧的强度，即不超过许用应力。第四节

膜片弹簧的设计

三、膜片弹簧主要参数的选择第四节

膜片弹簧的设计（4）膜片弹簧工作点位置的选择。膜片弹簧工作点位置如图所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且。新离合器在接合状态时，膜片弹簧的工作点为B，通常取在凸点M和拐点H之间，一般，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从到变化不大。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。三、膜片弹簧主要参数的选择第四节

膜片弹簧的设计（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。三、膜片弹簧主要参数的选择（6）膜片弹簧小端半径r0及分离轴承作用半径r1。r0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。r1应大于r0。（7）切槽宽度δ1、δ2及半径re。分离指的窗孔有多种形状，对于圆形窗孔，有δ1=3.2~3.5mm，δ2=9~10mm，re的取值应满足r－re≥δ2的要求。（8）压盘加载点半径R1和支撑环加载点半径r1。R1和r1的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于r且尽量接近r，R1应略小于R且尽量接近R。第四节

膜片弹簧的设计膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA钢板材料。为了提高膜片弹簧承载能力，一般需要对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持12~14h），使其高应力区产生塑性变形以得到残余反向应力。此外，通过对膜片弹簧的内锥面进行喷丸处理，可以提高膜片弹簧疲劳寿命；对分离指内端部进行高频淬火、喷镀铬合金和镀镉或四氟乙烯可以提高其耐磨性。四、膜片弹簧材料及制造工艺第五节扭转减振器的设计一、扭转减振器的结构类型扭转减振器是串联在传动系统中的一个弹性-阻尼装置，主要由弹性元件和阻尼元件等组成。弹性元件（减振弹簧或橡胶）的主要作用是降低传动系统首端即发动机曲轴与传动系统接合部分的扭转刚度，从而降低传动系统扭振系统的某阶（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（阻尼片）的主要作用是有效地耗散振动能量，降低传动系统的共振载荷、非共振载荷及噪声，改善离合器的接合平顺性。扭转减振器的组成第五节扭转减振器的设计一、扭转减振器的结构类型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。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。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结构形式，但该形式会增大从动盘转动惯量，且需专用橡胶，所以应用受到限制。通用的从动盘减振器在特性上不能避免怠速时的共振，在发动机实用转速范围内，难以通过降低减振弹簧刚度来得到更大的减振效果，因而出现了双质量飞轮减振器。扭转减振器的特性第五节扭转减振器的设计二、扭转减振器的主要参数极限转矩影响减振器工作性能的设计参数主要有：扭转刚度kφ、阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩Tμ、极限转矩Tj、预紧转矩Tn和极限转角φj等。极限转矩Tj是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口间的间隙Δ1时传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。第五节扭转减振器的设计二、扭转减振器的主要参数极限转矩极限转矩由减振弹簧的最大变形量确定，规定了减振器起作用的转矩上限，且与发动机最大转矩有关，一般可取为：其中，商用车系数取1.5，乘用车系数取2.0。试验表明，当减振器传递的极限转矩Tj与汽车后驱动轮的最大附着力矩Tφmax相等时，传动系统的动载荷为最小；若Tj<Tφmax，系统将会产生冲击载荷；若Tj>Tφmax，则会增大减振器的角刚度，使传动系统动载荷有所增大。因此，Tj也可按下式选取：式中：G2——满载汽车后驱动桥静载荷；φ——附着系数，计算时取0.8；rr——车轮滚动半径；i0——主减速比；ig1——变速器一挡传动比。第五节扭转减振器的设计二、扭转减振器的主要参数扭转角刚度为避免传动系统共振，要合理选择减振器的扭转角刚度kφ，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。kφ取决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R0的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过φ(rad)时，弹簧相应变形量为R0φ。此时所需加在从动片上的转矩为：第五节扭转减振器的设计二、扭转减振器的主要参数式中：kφ——减振器扭转角刚度，（N·m）rad。设计时，可按经验初选kφ为：式中：T为使从动片相对从动盘毂转过φ(rad)所需加的转矩，N·m；K为每个减振弹簧的线刚度，N/mm；Zj为减振弹簧个数；R0为减振弹簧位置半径，m。根据扭转刚度的定义kφ=T/φ，则：扭转角刚度第五节扭转减振器的设计二、扭转减振器的主要参数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：由于减振器扭转刚度kφ受结构及发动机最大转矩的限制，故不可能很低，为了在发动机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：阻尼摩擦转矩预紧转矩第五节扭转减振器的设计二、扭转减振器的主要参数R0的尺寸应尽可能取大一些，一般取：减振器从预紧转矩Tn增大到极限转矩Tj时，从动片相对从动盘毂的极限转角φj为：极限转角减振弹簧位置半径式中：Δl——减振弹簧的工作变形量。φj通常取3°～12°，对汽车平顺性要求高或发动机工作不均匀时，φj取上限。式中：d——从动盘毂直径。第五节扭转减振器的设计二、扭转减振器的主要参数当限位销与从动盘毂之间的间隙Δ1或Δ2被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F∑为：减振弹簧个数Zj可以参照下表选取。减振弹簧个数减振弹簧总压力摩擦片外径D（mm）225~250250~325325~350>350Zj4~66~88~10>10第六节离合器操纵机构的设计一、对操纵机构的设计要求操纵机构的设计要求设计要求主要有：要求踏板力尽可能小，乘用车一般在80～150N，商用车不应超过150N；踏板总行程也不宜过大，一般应在80～150mm，最大应不超过180mm；应有踏板行程调整装置，以便在离合器摩擦片磨损后用来调整和恢复分离轴承与分离杠杆间的正常间隙量；还应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件受过大载荷而损坏。此外，操纵机构的传动效率要高，具有足够的刚度，不会因发动机的振动以及车架和驾驶室的变形而影响其正常工作，工作可靠、寿命长、维修方便等。第六节离合器操纵机构的设计二、操纵机构形式的选择机械式操纵机构机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系操纵机构结构简单、工作可靠，广泛用于各种汽车上，但其质量大，传动效率低，发动机的振动和车架或驾驶室的变形都会影响其正常工作，在远距离操纵时布置较困难。绳索操纵机构可克服上述缺点，且可采用适宜驾驶人操纵的吊挂式踏板结构，但其寿命较短，机械效率不高，多用于某些轻型乘用车中。常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式、气压式和自动操纵机构等。第六节离合器操纵机构的设计二、操纵机构形式的选择液压式操纵机构液压式操纵机构主要由吊挂式离合器踏板、主缸、工作缸、管路系统和复位弹簧等部分组成，具有摩擦阻力小、传动效率高、质量小、布置方便和接合柔和等优点。此外，它还便于采用吊挂踏板，便于驾驶室的密封，且发动机的振动和车架或驾驶室的变形不会影响其正常工作。通常安装在备有压缩空气装置的汽车上，优点是离合器操纵轻便。自动操纵机构由附在变速手柄上的触动开关来控制离合器的自动分离，并能在换挡后根据车速、节气门开度等信号，通过随动机构使离合器平稳接合。气压式操纵机构自动操纵机构第六节离合器操纵机构的设计三、操纵机构的设计计算踏板总行程S∑由自由行程SΔ和工作行程Sg两部分组成，即：第六节离合器操纵机构的设计三、操纵机构的设计计算液压式操纵机构的总传动比i∑y和总行程S∑y