汽車總體設計—第二章

1、第2章離合器設計教學提示：離合器是汽車傳動系的一個組成部分，直接與發(fā)動機連接，本章主要講解 離合器的分類、工作原理，離合器和扭轉減振器的設計等基本內容，還介紹了離合器的設 計實例。教學要求：了解離合器的結構方案、離合器的操縱機構以及離合器的結構元件，熟練 掌握離合器主要參數的選擇，離合器的設計與計算，扭轉減振器的設計。通過設計實例深 入理解和掌握離合器的設計過程。2.1概 述現代汽車一般都以內燃機為動力，其傳動系中離合器處于首端，它具有如下基本功用：(1) 在汽車起步時，通過離合器主動部分(與發(fā)動機曲軸相連)和從動部分(與變速器第一軸相接)之間的滑磨，轉速逐漸接近，使旋轉著的發(fā)動機和原為靜止的

2、傳動系平穩(wěn)地接合，以保證汽車平穩(wěn)起步。(2) 當變速器換擋時，通過離合器主、從動部分的迅速分離來切斷動力傳遞，以減輕 換擋時輪齒間的沖擊，便于換擋。(3) 當傳給離合器的轉矩超過其所能傳遞的最大轉矩(即離合器的最大摩擦力矩)時，其主、從動部分將產生滑磨。這樣，離合器就起著防止傳動系過載的作用。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動 力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構等四部分。其 中離合器主動部分主要包括飛輪、離合器蓋和壓盤；從動部分主要是從動盤；壓緊機構主 要是壓緊彈簧；操縱機構主要包括分離叉、分離軸承、離合器踏板和傳動部件。

3、主、從動 部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結構，操縱機構是使離合 器主、從動部分分離的裝置。目前離合器發(fā)展的趨勢是：提高可靠性和使用壽命；適應高轉速，增加傳遞轉矩的能 力；簡化操縱(當采用自動離合器時，可省去離合器踏板，實現汽車的“雙踏板”操縱)。對汽車離合器設計有如下基本要求：(1) 既能可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩，又能防止傳動系過載。(2) 接合完全且平順、柔和，使汽車起步時無抖動、無沖擊；分離徹底、迅速。(3) 工作性能(最大摩擦力矩或后備系數)穩(wěn)定，即作用在摩擦片上的總壓力不應因摩擦 表面的磨損而有明顯變化，摩擦系數在離合器工作過程中應穩(wěn)定。(4) 離合器從動部分轉

4、動慣量小，以減輕換擋時齒輪間的沖擊，并便于換擋和減小同 步器的磨損。(5) 避免傳動系共振(有改變傳動系固有頻率和吸振的能力)。(6) 有足夠的吸熱能力，并且散熱通風良好，以免工作溫度過高。(7) 操縱輕便。(8) 具有足夠的強度，工作可靠、使用壽命長。(9) 結構簡單，緊湊，質量小，制造工藝性好，維修方便。(10) 設計時應注意對旋轉件的動平衡要求和離心力的影響。2.2離合器的結構形式離合器按轉遞轉矩的方式不同，可分為摩擦式、液力式、電磁式和綜合式四種，其中 摩擦式離合器應用最為廣泛。摩擦式離合器根據摩擦原理設計，其摩擦片的形狀有盤式、片式和錐式?，F代各類汽 車上應用最廣泛的離合器是干式盤形

5、摩擦離合器，按分類方式不同可分為如下幾類：按從 動盤數不同可分為單片離合器、雙片離合器和多片離合器；按彈簧布置形式不同可分為周 置彈簧離合器、中央彈簧離合器和斜置彈簧離合器；按彈簧形式不同可分為圓柱螺旋彈簧 離合器、圓錐螺旋彈簧離合器和膜片彈簧離合器；按作用力方向不同可分為推式離合器和 拉式離合器。在設計中應根據車型的類別，使用要求，與發(fā)動機的匹配要求、制造條件以及標準化、通用化、系列化要求等，合理地選擇離合器總成的結構和有關組件的結構。2.2.1 從動盤數的選擇1. 單片離合器單片離合器只有一個從動盤，如圖2.1所示。乘用車上一般都采用單片離合器。近年來，由于摩擦材質的提高，在某些重型汽車上

6、的應用也漸多(發(fā)動機的最大轉矩不超過 1000Nm時)。單片離合器的特點是：結構簡單，散熱良好，軸向尺寸緊湊，維修調整方便，從動部 分轉動慣量小，在使用時能夠保證分離徹底，但是需要在結構上采取適當措施保證接合平 順，通常采用軸向有彈性的從動盤來保證接合平順。2. 雙片離合器雙片離合器有兩個從動盤，與單片離合器相比，由于摩擦面數增多，因而傳遞轉矩的 能力較大，且接合更加平順、柔和，在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力也 較小，如圖2.2所示。但它也存在一些缺點，如中間壓盤通風散熱性差，容易引起摩擦片 過熱，加快其磨損甚至燒壞；分離行程較大，不易分離徹底，設計時在結構上必須采取相 應的措施

7、；軸向尺寸大，結構復雜；從動部分的轉動慣量較大等。這種結構一般用在傳遞 轉矩較大且徑向尺寸受到較嚴格限制的場合。圖2.1單片離合器1離合器殼底蓋 2 飛輪 3摩擦片鉚釘 4從動片 5摩擦片 6減振器盤 7減振器彈簧8 減振器阻尼片9 阻尼片鉚釘10 從動盤轂11 變速器第一軸（離合器從動軸）12 阻尼彈簧鉚釘13 減振器阻尼彈簧14 從動盤鉚釘15 從動盤鉚釘隔套16 壓盤17離合器蓋定位銷18離合器殼（飛輪殼）19離合器蓋 20分離杠桿支撐柱21擺動支片22浮動銷 23分離杠桿調整螺母 24分離杠桿彈簧 25分離杠桿 26分離軸承27分離套筒回位彈簧28分離套筒29變速器第一軸軸承蓋30分離

8、叉31 壓緊彈簧32傳動片鉚釘33傳動片圖2.2 雙片離合器1 定位塊 2 分離彈簧 3、4 從動盤 5分離杠桿 6 壓盤 7 中間壓盤 8 飛輪 9 支撐銷10調整螺母 11壓片12鎖緊彈簧鉚釘13分離軸承14分離套筒15壓緊彈簧16離合器蓋17限位螺釘18鎖緊螺母3. 多片離合器多片離合器有兩個以上從動盤，多為濕式，接合平順柔和，由于在油中工作，摩擦表 面溫度低、磨損小，使用壽命長。但是分離行程大，分離不徹底（特別是在冬季油黏度增加時更是如此），軸向尺寸和質量較大，從動部分轉動慣量也很大，這類離合器主要應用于最 大質量大于14t的商用車的行星齒輪變速器換擋機構中，在國外某些重型牽引車和自卸

9、車 上也得到應用。222 壓緊彈簧的形式及布置離合器壓緊彈簧有圓柱螺旋彈簧，矩形斷面的圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧等形式，壓緊 彈簧可采用圓周布置、中央布置和斜置等布置形式。1. 周置彈簧離合器周置彈簧離合器的壓緊彈簧采用圓柱螺旋彈簧并均勻布置在一個圓周上，如圖2.2所示。周置彈簧離合器結構簡單，制造方便，過去廣泛應用于各類汽車上?，F在由于乘用車 發(fā)動機轉速的提高（最高轉速可高達7000r/min或更高），在高轉速離心力的作用下，周置彈 簧易歪斜甚至嚴重彎曲鼓出而顯著降低壓緊力。另外，也使彈簧靠到定位座柱上而使接 觸部位嚴重磨損甚至出現斷裂現象。因此，現代乘用車多改用膜片彈簧離合器。但在中、重型貨車

10、上，周置彈簧離合器仍得到廣泛采用。在重型汽車上采用時，由于離合器彈簧 的總壓力較大，離合器的操縱需有加力裝置。因彈簧易受壓盤熱而回火失效，在設計上 應注意彈簧與壓盤間的隔熱，例如加裝隔熱墊、加強散熱通風等。為了保證摩擦片上的壓 力均勻，壓簧的數目不應太少，且要隨摩擦片直徑的增大而增多。在選擇離合器的后備系 數3時應考慮到這種離合器在摩擦片磨損后壓盤的壓緊力無法調整的情況。2. 中央彈簧離合器中央彈簧離合器采用12個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐螺旋彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，壓緊彈簧與從動盤的軸線相同，如圖2.3所示。中央彈簧有用圓柱彈簧的，也有用矩形斷面的圓錐彈簧的，而采用后者可以縮

11、短軸向尺寸。中央彈簧的壓緊 力是通過杠桿放大而作用在壓盤上，由于在結構上可選較大的杠桿比，所以采用剛度較小 的彈簧即可獲得較大的壓緊力，這也有利于減輕踏板力。此外，由于中央彈簧與壓盤不直 接接觸，彈簧不受退火影響。中央彈簧離合器多用于發(fā)動機轉矩大于400450Nm的重型汽車上。3. 斜置彈簧離合器斜置彈簧離合器是用在重型汽車上的一種新結構形式，彈簧的軸線與離合器的軸線成一個夾角，如圖2.4所示。彈簧壓力斜向作用在傳力套上，并通過壓桿作用在壓盤上。作用在壓桿內端的軸向壓力F等于彈簧壓力Q的軸向分力Qcos 。當摩擦片磨損時，壓桿內端左移，彈簧伸長，彈簧力 Q降低；與此同時，夾角減小，cos增大。

12、這樣在摩擦片圖2.3中央彈簧離合器1 中間壓盤分離彈簧2壓盤 3后從動盤4中間壓盤5前從動盤6 軸承7 壓盤傳動銷 8擋圈 9密封墊10通氣孔蓋11離合器殼12 調整墊片13壓板 14分離軸承15調整螺釘 16分離叉17錐形彈簧座 18軸向卡環(huán)19座圈 20左右回位彈簧 21鋼球 22錐形壓緊彈簧 23彈性壓桿24支承凸緣25離合器蓋26 彈簧座27銷 28 分離彈簧導桿29壓盤分離彈簧30彈簧 31、32調整螺釘33 檢視口蓋密封墊34 檢視口蓋磨損范圍內，乘積 Qcos （即壓盤壓緊力）幾乎保持不變。同樣，當分離時右拉傳力套，Qcos也大致不變。因此這種離合器與周置彈簧和中央彈簧離合器相比

13、，突出優(yōu)點是工作 性能十分穩(wěn)定，踏板力較小（約減小35%）。此結構在最大質量大于14t的商用車上已有采用。4.膜片彈簧離合器-rt41 膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有特殊結構的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指 部分組成。膜片彈簧的形狀如圖2.5所示。FJ4圖2.4斜置彈簧離合器1壓盤2減振彈簧3摩擦片4分離軸承5斜置壓緊彈簧圖2.5膜片彈簧膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比具有如下一系列優(yōu)點：(1) 膜片彈簧具有較理想的非線性特性，如圖2.6所示。彈簧壓力在摩擦片的允許磨損范圍內基本保持不變(從安裝時的工作點 B變化到A點)，因而離合器工作中能保持傳遞的 轉矩大致不變；相對圓柱螺旋彈簧，其

14、壓力大大下降(從B點變化到A'點)，離合器分離時,彈簧壓力有所下降(從B點變化到C點)，從而降低了踏板力。對于圓柱螺旋彈簧，其壓力 則大大增加(從B點變化到C'點)。(2) 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件 數目少，質量小。(3) 高速旋轉時，彈簧壓緊力降低的程度較周置圓柱彈簧離合器明顯減小，所以摩擦 力矩降低很少，性能穩(wěn)定。(4) 膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻。(5) 易于實現良好的通風散熱，使用壽命長。(6) 膜片彈簧中心線與離合器中心線重合，平衡性好。但膜片彈簧的制造工藝較復雜，制造成本較高，

15、對材質和尺寸精度要求高，其非線性 彈性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性 能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造技術已日趨成熟。膜片彈簧 離合器不僅在乘用車上被廣泛采用，而且在各種形式的商用車上也被大量采用。圖2.6膜片彈簧工作點位置圖拉式膜片彈簧離合器中的膜片彈簧安裝方向與傳統的推式結構相反，并將支撐點移到 了膜片彈簧的大端附近，如圖2.7所示。結合時，膜片彈簧的大端支承在離合器蓋上，以中部壓緊在壓盤上，將分離軸承向外拉離飛輪實現離合器的分離。與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點：取消了中間支承各零件，并不用支 承環(huán)(見圖2.11

16、(a)或只用一個支承環(huán)(見圖2.11(b)，使其結構更簡單、緊湊，零件數目更少, 質量更小。拉式膜片彈簧是以中部與壓盤相壓，在同樣壓盤尺寸的條件下可采用直徑較大 的膜片彈簧，提高了壓緊力與傳遞轉矩的能力，且并不增大踏板力， 在傳遞相同的轉矩時，可采用尺寸較小的結構。在接合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，分離效率 更高。拉式的杠桿比大于推式的杠桿比，且中間支承少，減少了摩擦損失，傳動效率較高， 踏板操縱更輕便，拉式的踏板力比推式的一般可減少約25%30%。無論在接合狀態(tài)或分離狀態(tài)，拉式結構的膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環(huán)磨損后不會形 成間隙而增大踏板自由行程，不會產生

17、沖擊和噪聲。使用壽命更長。但是，拉式膜片彈簧的分離指是與分離軸承套筒總成嵌裝在一起的，需采用專門的分 離軸承，結構較復雜，安裝拆卸較困難。由于拉式膜片彈簧離合器綜合性能優(yōu)越，目前在 各種汽車中的應用日益廣泛。圖2.7拉式膜片彈簧離合器1摩擦片2壓盤3減振彈簧4飛輪5離合器蓋6膜片彈簧7分離軸承2.2.3 膜片彈簧的支承形式推式膜片彈簧支承結構按支承環(huán)數目不同分為三種。如圖2.8所示為雙支承環(huán)形式，其中圖2.8(a)用臺肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個支承環(huán)與離合器蓋定位鉚合在一起，結構簡單;圖2.8(b)在鉚釘上裝硬化襯套和剛性擋環(huán)，提高了耐磨性，延長了使用壽命，但結構較復 雜；圖2.8(c)取消了鉚

18、釘，在離合器蓋內邊緣上伸出許多舌片，將膜片彈簧、兩個支承環(huán)與離合器蓋彎合在一起，使結構緊湊、簡化，耐久性良好，應用日益廣泛。如圖2.9所示為單支承環(huán)形式，在沖壓離合器蓋上沖出一個環(huán)形凸臺來代替后支承環(huán) 如圖2.9(a)所示，使結構簡化，或在鉚釘前側以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)，如圖2.9(b)所示,以消除膜片彈簧與支承環(huán)之間的軸向間隙。如圖2.10所示為無支承環(huán)形式，利用斜頭鉚釘的頭部與沖壓離合器蓋上沖出的環(huán)形凸 臺將膜片彈簧鉚合在一起，取消前、后支承環(huán)，如圖2.10(a)所示?；蛟阢T釘前側以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)，離合器蓋上的環(huán)形凸臺代替后支承環(huán)，如圖2.10(b)所示。使結構更簡化或取消鉚釘，離合

19、器蓋內邊緣處伸出的許多舌片將膜片彈簧與彈性擋環(huán)和離合器蓋上的環(huán)圖2.11所示為拉式膜片彈簧的支承結構形式，其中圖2.11(a)為無支承環(huán)形式，將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋沖出的環(huán)形凸臺上；圖2.11(b)為單支承環(huán)形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環(huán)上。(c)(a)(b)圖2.8 推式膜片彈簧雙支承環(huán)形式(a)(b)圖2.9推式膜片彈簧單支承環(huán)形式(a)(b)(c)圖2.10推式膜片彈簧無支承環(huán)形式紅卡(a)(b)圖2.11拉式膜片彈簧支承環(huán)形式2.2.4 壓盤的驅動方式壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時它和飛輪一同帶動從動盤轉動，所以 它應與飛輪連接在一起，但這種連接應

20、允許壓盤在離合器分離過程中能自由地作軸向移動。壓盤的驅動方式主要有凸塊-窗孔式、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動片式等多種。前三種的共同缺點是在連接件之間都有間隙，在傳動中將產生沖擊和噪聲，而且在零件相對 滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率。彈性傳動片式是近年來廣泛采用的驅動 方式，沿圓周切向布置的三組或四組薄彈簧鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘 或螺栓連接，傳動片的彈性允許壓盤作軸向移動。當發(fā)動機驅動時，傳動片受拉，當拖動 發(fā)動機時，傳動片受壓。彈性傳動片驅動方式結構簡單，壓盤與飛輪對中性能好，平衡性 好，工作可靠，壽命長。但反向承載能力差，汽車反拖時易折斷傳動片，故對材料要求較

21、高，一般采用高碳鋼。2.2.5 分離杠桿和分離軸承在周置彈簧離合器中一般采用36個分離杠桿(簡稱分離桿)；在膜片彈簧離合器中，分離杠桿的作用由膜片彈簧本身形成的彈性杠桿來完成；在中央彈簧離合器中則只有彈性 壓桿而沒有分離杠桿；在斜置彈簧離合器中也只有壓桿。分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成。分離軸承在工作中主要承受軸向分離力， 同時還承受在高速旋轉時離心力作用下的徑向力。以前主要采用推力球軸承或向心球軸承，但其潤滑條件差，磨損嚴重、噪聲大、可靠性差、使用壽命低。目前國外已采用角接觸推 力球軸承，采用全密封結構和高溫鋰基潤滑脂。2.2.6 離合器的散熱通風在離合器分離和接合過程中，由于摩擦會

22、產生大量的熱。如果不解決好通風散熱問題,會使壓盤溫度過高，導致摩擦片過度磨損。所以在結構上要解決通風散熱問題。改善離合 器散熱通風的結構措施有：在壓盤上設散熱筋或鼓風筋；在離合器蓋上開較大的通風孔； 在離合器外殼上設通風窗；在雙盤離合器的中間壓盤內鑄出通風槽；在離合器外殼內裝一 導流罩，加強通風，如圖 2.12所示，導流罩使從外殼的通風窗進來的氣流進入離合器的中央，并沿徑向甩出，從外殼上的風窗流出。圖2.12 離合器通風散熱措施2.2.7 從動盤從動盤由摩擦片、從動鋼片、減振器和花鍵等組成，如圖2.13所示。從動盤對離合器工作性能影響很大，又是離合器結構中的薄弱環(huán)節(jié)。圖2.13離合器從動盤1阻

23、尼彈簧鉚釘 2減振器阻尼彈簧 3從動盤鉚釘 4摩擦片 5從動盤本體 6減振器彈簧7摩擦片鉚釘 8阻尼片鉚釘 9從動盤鉚釘隔套（起減振器限位銷作用）10 減振器阻尼片11 從動盤轂 12 減振器盤摩擦片在性能上應滿足如下要求：摩擦系數較穩(wěn)定（溫度、滑磨速度、單位壓力的變化對其影響要?。?；足夠的機械強度和耐磨性；磨合性好；密度??；有利于接合平順；長期停 放，摩擦表面不發(fā)生“粘合”。摩擦片與從動片的連接方式有鉚接和粘結兩種。鉚接方式連接可靠，更換摩擦片方便，適宜在從動片上裝波形片，但其摩擦面積利用率小，使用壽命短。粘結方式可增大實際摩 擦面積，摩擦片厚度利用率高，具有較高的抗離心力和切向力的能力；但

24、更換摩擦片困難， 且使從動盤難以安裝波形片，無軸向彈性，可靠性低。從動片要求質量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高，材料常用中碳鋼板或低碳 鋼板，一般厚度為 1.32.5mm，表面硬度為3540HRC。2.3離合器基本參數的選擇2.3.1 摩擦離合器轉矩摩擦離合器是靠存在于主、從動部分摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉矩的。離 合器的靜摩擦力矩Tc為I fFZRc（2-1）式中，f為摩擦面間的靜摩擦系數，計算時一般取0.250.30； F為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力（N） ； Rc為摩擦片的平均摩擦半徑（mm） ； Z為摩擦面數，單片離合器的 Z 2 , 雙片離合器的Z 4。(2-2)圖2

25、.14 摩擦片單元摩擦面積整個摩擦面上產生的摩擦力矩為R 2 n2T r 0fP0d d33R r2 npo -3(2-3)式中，R為摩擦片外半徑(mm); r為摩擦片內半徑(mm)。摩擦面承受的單位壓力p0為4FFn D2 d2 n R2 r2(2-4)式中，D為摩擦片外徑(mm), D 2R ; d為摩擦片內徑，d 2r。 對于具有Z個摩擦面的離合器，其摩擦力矩為ZT2 npoZR3(2-5)如圖2.14所示，設po為摩擦面承受的單位壓力，且壓力分布均勻，則單元摩擦面積ds上產生的單元摩擦力矩為2dTfp0dsfpod d將式(2-4)代入式(2-5)得R3r3TcfZF 23 R2r2(

26、2-6)對比式(2-1)和式(2-6)，可以得到摩擦片平均摩擦半徑尺為(2-7)2 R3 r33 R2 r2當d/D > 0.6時，Rc可由下式相當準確地計算Rc(2-8)將式（2-4）與式（2-7）代入式（2-1）得n33TcfZpoD 1 c（2-9）12式中，c為摩擦片內、外徑之比，c d/D，一般在0.530.7之間。為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時Tc應大于發(fā)動機最大轉矩，即TcTemax(2-10)式中，Temax為發(fā)動機最大轉矩（N m）；為離合器的后備系數，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉矩之比，必須大于1。離合器的基本參

27、數主要有性能參數和P0，尺寸參數D、d和摩擦片厚度b以及結構參數，摩擦面數Z和離合器間隙t，摩擦因數f。2.3.2 后備系數后備系數 是離合器設計中的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的 可靠程度。在選擇 時，應考慮摩擦片磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩，防 止離合器滑磨時間過長，防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨時間過長，不宜選得太小。為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，又不宜選得太大。當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，可選得小些；當使用條件惡劣、需要拖帶掛車時，為提高起步能力，減少離合器滑磨，應選得大些

28、。汽車總質量越大，也應選得越大。采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的值應比汽油機大些。發(fā)動機缸數越多，轉矩波動越小，可選得越小。膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取 值可比螺旋彈簧離合器小些。雙片離合器的值應大于單片離合器。各類汽車離合器的取值范圍見表2-1。表2-1離合器后備系數的取值范圍車型后備系數乘用車及最大總質量小于6t的商用車1.20 1.75最大總質量為614t的商用車1.50 2.25掛車1.80 4.002.3.3 單位壓力p0單位壓力P0決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選 取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的

29、大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和后 備系數等因素。對于離合器使用頻繁、發(fā)動機后備功率較小、載質量大或經常在壞路面上 行駛的汽車，p0應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，p0應取小些；后備系數較大時，可適當增大P0。當摩擦片采用不同的材料時，Po取值范圍見表2-2。表2-2摩擦片單位壓力po的取值范圍摩擦片材料單位壓力P0 /MPa石棉基材料模壓0.15 0.25編織0.25 0.35粉末冶金材料銅基0.35 0.50鐵基金屬陶瓷材料0.70 1.50234 摩擦片外徑D、內徑d和厚度b摩擦片外徑是離合器的重要參數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性 的影響。當

30、離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉矩Temax已知，結合式(2-9)和式(2-10)適當選取后備系數和單位壓力Po，可估算出摩擦片外徑D12 Tenzpo i c3max(2-11)Kd摩擦片外徑D (mm)也可根據發(fā)動機最大轉矩Temax (N m)按如下經驗公式選取(2-12)式中，Kd為直徑系數，取值范圍見表 2-3。表2-3直徑系數Kd的取值范圍車型直徑系數Kd乘用車14.6最大總質量為1.814.0t的商用車16.018.5 (單片離合器)13.515.0 (雙片離合器)最大總質量大于14.0t的商用車22.5 24.0當摩擦片外徑D確定后，摩擦片內徑d可根據d/D在0.

31、530.70之間來確定。在摩擦 片外徑D相同時，選用較小的摩擦片內徑d雖可增大摩擦面積，提高傳遞轉矩的能力，但會使摩擦面上的壓力分布不均勻，使摩擦片內、外緣圓周的相對滑磨速度差別太大而造成 摩擦面磨損不均勻，且不利于散熱和扭轉減振器的安裝。摩擦片尺寸應符合尺寸系列標準GB/T 57641998汽車用離合器面片，所選的D應使摩擦片最大圓周速度不超過6570m/S,以免摩擦片發(fā)生飛離。按Temax初選D以后，還需注意摩擦片尺寸的系列化和標準化，表2-4為我國摩擦片尺寸的標準。表2-4離合器摩擦片尺寸系列和參數外徑D /mm內徑d /mm厚度b/mmc d/DA31 c單面面積/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三種。235 摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間

33、隙t摩擦片的摩擦因數f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等 因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。石棉基材料的 摩擦因數f受工作溫度、單位壓力和滑磨速度的影響較大，而粉末冶金材料和金屬陶瓷材 料的摩擦因數f較大且穩(wěn)定。各種摩擦材料的摩擦因數f的取值范圍見表 2-5。摩擦面數Z為離合器從動盤數的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構 尺寸。表2-5 摩擦因數f的取值范圍摩擦材料摩擦因數f石棉基材料模壓0.20 0.25編織0.25 0.35粉末冶金材料銅基0.25 0.35鐵基0.35 0.50金屬陶瓷材料0.4離合器間隙 t是指離合器處于正

34、常接合狀態(tài)，分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置 時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內端之間 留有的間隙，該間隙 t一般為34mm。2.4離合器的設計與計算圓柱螺旋彈簧在周置彈簧離合器中，設彈簧數為i，每個彈簧的工作壓力 F為(2-13)(2-14)FFi彈簧的工作應力為8FDpK 8FC Kn3nl2式中，為工作應力(MPa); Dp為簧圈平均直徑(即中徑)(mm); d為彈簧鋼絲直徑(mm); C為旋繞比，C Dp/d，對離合器壓簧，一般取為 68; K為考慮剪力與簧圈曲率影響的 校正系數，K 4C 2 / 4C 3 。離合器分離時，彈簧在工作壓力的基礎上，

35、又受到分離軸承的壓力，這時彈簧壓力達 到最大Fmax。將此值代入式(2-14)可算出彈簧最大應力。離合器圓柱螺旋彈簧常用的材料是65Mn或碳素彈簧鋼絲，工作應力宜在700MPa左右，最大應力不宜超過 800900MPa。選好旋繞比C，計算出K，再選好工作壓力 F ,則由式(2-14)有(2-15)(2-16)8FC K7t彈簧工作圈數ns可根據剛度條件和d、C確定Gd438Dp K式中，G為切變模量，對碳鋼 G 83 103MPa ; K為彈簧剛度，一般為 2045N/mm。彈 簧剛度可按下式確定Fmax FK f(2-17)式中，f為離合器分離過程中彈簧的變形量，它等于壓盤行程，對單盤離合器

36、，f 1.72.6 mm ;對雙盤離合器，f 33.6 mm。彈簧最大壓力Fmax 般不大于 1.151.20 F。彈簧的總圈數一般比工作圈數多1.52圈。彈簧受最大壓力 Fmax時，相鄰圈之間的間隙應保持在 0.51.5mm。2.4.2 圓錐螺旋彈簧如圖2.15所示，離合器圓錐螺旋彈簧用材料通常為矩形截面，其截面高度h與寬度t之比一般為h/t 2.22.6。矩形截面與圓形截面相比，可獲得更大的剛度(當兩者的大、小端彈簧圈的尺寸分別相同時)。螺圈的旋繞應使其壓緊時各圈能位于同一平面內，以獲得彈簧 的最小高度。圓柱螺旋彈簧的旋繞比Dp/d是一常值，因此各圈剛度相等。圓錐螺旋彈簧的旋繞比是變的，其

37、大端彈簧圈的旋繞比Dm2 /d最大，而剛度最?。恍《藦椈扇Φ男@比Dm1 /d最小，而剛度最大，各圈的剛度都不相同。因此，彈簧受載時各圈的變形也就不同， 大端彈簧圈變形最大，它首先和底面觸合， 然后依次逐圈觸合直至彈簧被完全壓平。這樣,彈簧的特性曲線也就不是線性的，而是分成兩段：當彈簧圈尚無觸合時，變形與受力之間 成線性關系，特性曲線為一段直線；當大端第一圈開始觸合，變形與受力間的正比關系消 失，且隨著變形的增加，力的增長越來越快，彈簧也越來越硬。這是因為隨著觸合圈數的 增多，工作圈數變得越來越少，而其余正在工作的彈簧圈的平均旋繞比也逐漸變小的緣故。圖2.15 離合器從動盤結構形式由于圓錐螺旋

38、彈簧的特性分為觸合前與第一圈觸合以后的兩段，因此計算時對這兩段 的計算公式也就不同。1.圓錐螺旋彈簧的特性計算(1) 第一圈觸合前(0 w P w R)彈簧的變形 (mm)為(2-18)P n n r2 r； r；A為彈簧小端半徑(mm); $為彈簧44108.3 10 MPa:巳為第一圈觸2GJp式中，P為加在彈簧上的力(N); i為彈簧的工作圈數；大端半徑(mm); G為材料的剪切彈性模量，鋼材G 8合時作用在彈簧上的力(N) ; Jp為截面的極慣性矩，對矩形截面Jp t4，系數 與矩形截面的高與寬之比值h/t的關系見表2-6。表2-6系數 與比值h/t的關系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) 第一圈觸合時作用在彈簧上的力Pc為GJPH0 hPc- E(2-19)2 nr2式中，Ho為彈簧的自由高度(mm); h為彈簧鋼絲截面的高度(mm)。 第一圈觸合時(P Pc)彈簧的變形c為212r2(2-20)c 0.25 Ho h 1各圈完全觸合時的極限力Pmax為fcRax3(2-21)ri /心作用力P為R PPmax時彈簧的變形為0.25 Ho hPP4-4 33(2-22)1r1 / r2Pfc2設計時對按上述公式計算的結果應通過試驗加以

40、修正，以得到更準確的設計值。 通常離合器處于接合狀態(tài)時，第一圈彈簧圈尚未觸合，但也有例外情況。2.圓錐螺旋彈簧的強度計算矩形斷面的圓錐螺旋彈簧受力變形時，其斷面將發(fā)生翹曲，截面長邊中點的剪應力為 最大剪應力max (MPa)M maxmaxW.M maxr2 Rmax p(2-23)(2-24)Wh式中，Mmax為作用在矩形斷面上的最大轉矩(N mm) ； Pmax為離合器徹底分離時彈簧的最大負荷(N) ； R為彈簧第一圈觸合時作用在彈簧上的力(N) ; W.為抗扭截面系數：Wht3,系數按表2-7選取。及剛度c的算法如下Pr2vth22Pi2 2riA “Gh4Gh42 22 1 2(2-2

41、5)2iri矩形截面圓錐螺旋彈簧的應力、變形式中，V, 為系數，見表2-7。h/t1.01.21.52.02.53.04.00.2080.2630.3460.4930.6450.8011.150的取值表2-7系數，V，v0.2310.2460.2580.2672.671.7131.2560.995243 膜片彈簧膜片彈簧是一種特殊的碟形彈簧，其基體是碟形彈簧，另有一些由徑向槽隔開的分離 指。1. 膜片彈簧的載荷與變形之間的關系假定膜片彈簧在承載過程中，其子午斷面(通過膜片彈簧構成的錐體軸線同時通過分離指中心的平面)剛性地繞此斷面上的某一中性點0轉動，如圖2.16所示。由此假定可以推導出膜片彈簧

42、的載荷與變形之間的關系和應力計算公式。膜片彈簧在自由狀態(tài)、壓緊狀態(tài)和分離狀態(tài)時受載與變形如圖2.17所示。通過支撐環(huán)和壓盤施加在膜片彈簧上的沿圓周Fi表示，加載點之間的相對軸向變形為!。壓緊力分布的載荷，假想集中在加載點上，用Fi與變形!之間的關系式為FiiEh ilnRr2R1AR r1R1r11 R r2 R11h2式中，E為彈性模量(MPa)，對于鋼，E 2.1 105 MPa;為泊松比，對于鋼,(2-26)0.3 ;h為彈簧鋼板厚度(mm); H為膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟形彈簧部分的內截錐高度(mm);R r為膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟形彈簧部分的大端和小端半徑(mm); R,、r1

43、為壓盤加載點和支撐環(huán)加載點半徑(mm)。圖2.16膜片彈簧子午斷面繞中性點0的轉動當離合器分離時，膜片彈簧的加載點發(fā)生變化，如圖2.17(c)所示。設分離軸承對膜片彈簧分離指施加的載荷是F2，對應此載荷的變形是2。應當指明，在分離與壓緊兩種狀態(tài)下，只要膜片彈簧變形到相同的位置，其子午斷面從自由狀態(tài)也轉過相同的轉角，便有如下的對應關系1R riri式中，rf為膜片彈簧分離指與分離軸承接觸點的半徑 (2-27)實際上是一個杠桿關系。所以2(mm);在此假定 是一個小角度，式(2-27)膜片彈簧的變形可以是由引起的膜片彈簧變形是相同的。rirfRirR rrr;(2-28)F引起，也可以是由F2引起

44、。當滿足如下關系時，由F或F2FiRinF2rirf(2-29)所以F2Fi FirirfrirfF 2Riri(2-30)式中，rf為膜片彈簧分離指與分離軸承接觸點的半徑分離軸承對分離指的推力F2與膜片彈簧在與壓盤接觸點處的變形2.17(c)所示，把式(2-30)代入式(2-26)得.R曰 i ln r廠261R ri(mm)。1之間的關系如圖Fi4 Hr r 2 r r(2-31)F2nh ilnRrR ririrfR r1R ri(2-32)2f不同， 設if是(2-33)2F2f2f圖2.i8膜片彈簧分離指受載時的變形把式(2-28)和(2-30)代入式(2-26)，就可以得到F?2曲

45、線。應該指出，2是從自由狀態(tài)算起的膜片彈簧分離指加載點的變形量，與離合器分離時分離軸承的移動行程如圖2.17(c)所示。2f是從離合器接合狀態(tài)算起的膜片彈簧分離指加載點的變形量。 從離合器接合狀態(tài)算起的膜片彈簧與壓盤接觸點的變形量，則根據杠桿關系有ri rf2fifR ri應該指出，2f不包括分離指在載荷作用下所產生的彈性體變形2f，如圖2.i8所示。如果考慮這種彈性體變形，分離軸承的總移動行程2F為(2-34)2. 膜片彈簧的強度計算前已述及，假定膜片彈簧在承載過程中，其子午斷面剛性地繞此斷面上的中性點0轉動，如圖2.i6所示。在這種情況下，0點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，因?0點的切向應

46、力為零；斷面上 0點以外的點一般均發(fā)生切向應變，故產生切向應力。建立如圖2.i9所示的坐標系，則斷面上任意點 (x，y)的切向應力為E x/2 yt2(2-35)1e x式中，為碟簧部分子午斷面的轉角(rad)； 為碟簧部分自由狀態(tài)時的圓錐底角(rad); e為中性點的半徑(mm)， e R r /1n R/r。圖 2.19切向應力在子午斷面中的分布由式(2-35)可知，當定時，定的切向應力t在xOy坐標系中呈線性分布，當J t0時有y (/2) x(2-36)因(/2)很小，(/2)tan(/2)，則式(2-36)表明：對于一定的，零應力分布在過O點而與x軸成(/2)角的直線上，如圖 2.1

47、9所示。實際上，當xe時，無論t為何值，均存在y(/2) x，即對于一定的，等應力線都匯交于K占苴 八、：/、坐標為x e, y (/2) x。顯然，OK為零應力直線，其內側為壓力區(qū)，外側為拉應力區(qū)。等應力線越遠離零應力線，其應力值越高。由此可見，碟簧部分內上緣B點的切向應力最大。當K點的縱坐標(/2) e h/2時，A點的切向拉應力最大；當(/2) e h/2時，A點的切向拉應力最大。分析表明，膜片彈簧的碟簧部分B點處的切向壓應力最大。把B點的坐標x e r和y h/2代入式(2-35)，則得到B點的切向壓應力di令d tB/d 0 ,可以求出切向壓應力tB達到極大值時的轉角p73-2(2-

48、38)從圖2.19可以看出，碟簧壓平時的子午斷面轉角，式(2-38)表明，B點切向壓應力tB達到極大時，子午斷面將相對于碟簧壓平時再多轉一個角度h/ 2 e r 。當離合器徹底分離時，如果膜片彈簧子午斷面的轉角f < p，應該把式(2-37)中的 取為p，計算tB ;如果f w p, B點的切向壓應力 tB應該按徹底分離時的子午斷面轉角f來計算。rB，其表達式B點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力作用下還受有彎曲應力rB6 r rf F2nbrh2 3 4(2-39)式中，n為分離指的數目；br為一個分離指的根部寬度。由于彎曲應力rB (拉應力)與切向壓應力tB相垂直，根據最大剪應力理

49、論，B點的當量應力BjrBtB(2-40)Bj不超過許用應力。在實際設計中，通常用此當量應力校核膜片彈簧的強度，即3. 膜片彈簧主要參數的選擇(1) 比值H/h和板厚h的選擇。比值H/h對膜片彈簧的彈性特性影響極大。通過分析 式(2-26)可知，當H/h2時，匸f !為增函數；H/h 2時，R f !有一極值，該極值點恰為拐點；當H/h 2時，R f !有一極大值和一極小值；當H/h 2 2時,F f !的極小值落在橫坐標上。為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h 般為1.52.0,板厚h為24mm如圖2.20所示。圖2.20 膜片彈簧的彈性特性曲線在最大的磨損限度

50、范圍內壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從 B點變到C。為最大限度的減小踏板力，C點應盡量靠近N點。(5) 分離指數n的選取。分離指數 n常取為18,大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸彈簧可取12。(6) 膜片彈簧小端半徑r°，如圖2.21所示。及分離軸承作用半徑幾的確定。r°由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。n應大于r0。(7) 切槽寬度1、2及半徑：，如圖2.21所示。1 3.23.5mm,2 910mm,：的取值應滿足r re > 2的要求。(8) 壓盤加載半徑 R和支撐環(huán)加載點半徑r1的確定。R和r1的取值將影響膜片彈

51、簧的 剛度。r1應略大于r , R應略小于R且盡量接近 R。R& 11嚴圖2.21膜片彈簧的尺寸簡圖2.5扭轉減振器設計扭轉減振器主要由彈性元件 (減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的 主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振。阻 尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。因此，扭轉減振器具有如下功能。(1) 降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。(2) 增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭振。(3)

52、 控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和 主減速器與變速器的扭振及噪聲。(4) 緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。扭轉減振器具有線性和非線性兩種特性。單級線性減振器的扭轉特性如圖2.22所示,其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應用于汽油機汽車中。當發(fā)動機為柴油機時，由 于怠速時發(fā)動機旋轉不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪齒間的敲擊，從而產生令人 厭煩的變速器怠速噪聲。在扭轉減振器中，另設置一組剛度較小的彈簧，使其在發(fā)動機怠 速工況下起作用，以消除變速器怠速噪聲。此時可得到兩級非線性特性，第一級的剛度很 小，稱為怠速級；第二級的剛度較大。在柴油機汽車中，目前廣泛采用具有怠速級的兩級 或三級非線性扭轉減振器。在扭轉減振器中，也有采用橡膠代替螺旋彈簧作為彈性元件，以液體阻尼器代替干摩 擦阻尼的新結構。圖2.22 單級線性扭轉減振器的扭轉特性減振器的扭轉剛度 心和阻尼摩擦元件間的阻尼摩擦轉矩Tu是兩個主要參數，決定了減振器的減振效果。其設計參數還包括極限轉矩T、預緊轉矩Tn和極限轉角j等。1. 扭轉減振器極限轉矩 T極限轉矩如圖2.22所示，是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙,(見圖2.23)時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限