汽车设计讲稿第二章离合器设计Word文档下载推荐.docx
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较多
结构
简单
较复杂
复杂
轴向尺寸
中
长
散热
好
较差
（油中）好
从动部分转动惯量
大
分离
彻底
居中
不彻底
接合平顺
不平顺
平顺
踏板力
较小
应用
轿车、中、小货车
中、重型货车
自动变速器
条件：
转矩一样；
盘尺寸一样；
操纵机构一样。
二、压紧弹簧和布置形式的选择
1周置弹簧离合器：
多用圆柱弹簧，一般用单圆周，重型货车用双圆周。
优：
结构简单、制造方便、
缺：
弹簧易回火，发动机转速很大时，传递力矩能力下降；
弹簧靠在定位座上，接触部位磨损严重。
应用：
广泛
2中央弹簧离合器：
离合器中心用一至两个圆柱（锥）弹簧作压紧弹簧。
压紧力足，踏板力小，弹簧不易回火
结构复杂、轴向尺寸大
转矩大于400～450N·
m的商用车上
3斜置弹簧：
工作性能稳定，踏板力较小
结构复杂、轴向尺寸较大
总质量大于14t的商用车
4膜片弹簧：
轿车、轻、中型货车及客车（大部分）
1）优：
a.弹簧压力在使用过程中不变→传递转矩的能力大致不变
分离时，弹簧压力↓，踏板力↓
b.膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用、结构紧凑、尺寸小、零件少、质量小。
c.高速旋转时，摩擦力矩降低很少，性能较稳定
d.整个圆周大面积环形接触，压力均匀，磨损均匀
e.散热通风好，寿命长
f.平衡性好
2）缺：
a.工艺复杂,成本高
b.尺寸精度要求高，60SGi2MnA.
3）应用：
广泛
4）拉式膜片弹簧离合器与推式的不同点、优缺点（自学）
三、膜片弹簧的支承形式
1．推式：
1）双支承环（图2-5）
a将膜片弹簧两支承环与离合器盖定位铆合—简单，早已用
b在a的铆钉上装硬化衬套和刚性挡环—提高耐磨、寿命，但复杂
c无铆钉，内伸舌片弯合—结构紧凑、简化、耐久性良好、应用广泛
2）单支承环（图2-6）
a盖上冲一凸台—结构简化
b弹性挡环代替前支承环—消除轴向间隙，结构简化
3）无支承环（图2-7）
a斜头铆钉+盖上环形凸台代替前后支承环
b弹性挡环+盖上环形凸台代替前后支承环
c弹性挡环+盖上环形凸台代替前后支承环+离合器盖内缘舌片弯合
2．拉式：
（图2-8）
a无支承环，大端支在盖上环形凸台
b单支承环，大端支在盖上中支承环上
四、压盘的驱动方式
2-3.离合器主要参数选择
摩擦力矩
离合器靠摩擦片间的摩擦力矩传递发动机转矩。
1、静摩擦力矩Tc：
根据摩擦定律：
Tc=fFZRc（2-1）
式中：
f-静摩擦参数，取0.25-0.30
F-压盘加于摩擦片上的工作压力
Rc-摩擦片平均摩擦半径
Z-摩擦面数，单片=2，双片=4
设p0为摩擦面承受的单位压力，摩擦片上压力均匀，则单位面积产生的力矩：
dT=fp0dSρ=fp0ρ2dφdρ
整个摩擦面上的力矩：
R-摩擦片外半径，r-摩擦片内半径
摩擦面的单位压力：
（2-2）
D-摩擦片外径，D=2R;
d-摩擦片内径,d=2r
对Z个摩擦面的，其摩擦力矩
（2-3）
（2-2）代（2-3）得：
（2-4）
比较（2-1）和（2-4），得摩擦片平均摩擦半径R。
（2-5）
当d/D≥0.6时，Rc≈（D+d）/4误差仅为2-3%
将（2-2）与（2-5）代入（2-1）：
Tc=
fZp0D3（1-c3）（2-4）
c=d/D，一般在0.53-0.70之间
2．Tc与Temax
为保证可靠地传递发动机的最大转矩，设计时Tc应>
发动机最大转矩Temax
TC=βTemax
β为离合器后备系数，β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>
1。
离合器基本参数选择
一、后备系数β：
反映离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。
1、选择β的根据：
1）摩擦片摩损后,离合器还能可靠地传扭矩
2）防止滑磨时间过长（摩擦片从转速不等到转速相等的滑磨过程）
3）防止传动系过载
4）操纵轻便
2、β不宜取太大的原因：
1）在D、d、F等不变的条件下，若β取太大，需↑Z，使离合器尺寸过大
2）若β取太大，在紧急结合离合器时，T传动系≥Temax→传动系过载
不松开离合器紧急制动，T传=（15-20）Temax→传动系过载
3）为减少分离时踏板力，β不宜取太大
4）发动机后备功率大，使用条件良好（不常换档），压紧弹簧压力可调或变化不大时，β可取小些
5）发动机缸数越多，转矩波动越小，β可取小些
6）膜片弹簧离合器比螺旋弹簧离合器，β可取小些
7）其他尺寸、摩擦片数不变，则F↑，∴P0↑,寿命↓
3、β不宜取太小的原因：
1）为可靠传递发动机最大扭矩，β不宜取太小
2）为减少滑磨，β不宜取太小
3）β对滑磨有影响，当使用条件差，需拖带挂车时，为提高起步能力，减少滑磨，β宜取大
4）柴油机转矩不平稳，β宜比汽油机取大
5）双片离合器的β应≥单片离合器
6）衬片磨损后弹簧伸长，F↓，Tc↓，∴β不宜取太小
4、取值：
乘、商（ma<
6t）1.20-1.75
商（ma≥6t）1.50-2.25
挂车1.80-4.00
二、单位压力p。
（一般用于验证）
1．离合器使用频繁（市内车、农用车使用频繁），取小值（离合器压力大磨损大）
2．发动机后备功率小,取小值（大则不常换挡，po大）
3．载质量大或经常在坏路上行驶，p。
取小值
4．衬片外径大（外缘线速度大，摩擦热负荷↑）po取小
5．材料：
石棉基0.15—0.35Mpa，粉末冶金0.35—0.5，金属陶瓷0.70~1.50
三、摩擦片外径D、内径d和厚度b
1、D：
对离合器轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性影响。
1）已知：
f,Temax，Z,按（2-6）及（2-7），选β、p。
后，可估算D
（2-8）
2）也可根据经验公式
D=KD
（2-9）
KD为直径系数，取值：
乘KD=14.6
商（ma=1.8-14.0t）：
单片KD＝16-18.5,双片13.5～15.0；
商（ma>
14.0t）KD＝22.5～24.0
2、d
1）按c=d/D=0.53～0.70确定
2）Ｄ一定，↓ｄ，则→Ａ↑，传递Ｔｃ↑，但压力分布不均，磨损↑，不利散热和安装扭转减振器
3）D、d应符合GB/T5764-1998标准系列，D应使圆周速度不超65-70m/s
3、厚b：
3.2，3.5，4.0mm三种
4、摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙Δt
1）摩擦因数f：
石棉基0.20—0.35，粉末冶金0.25—0.5，金属陶瓷0.4
2）摩擦面数Z：
从动盘数的两倍
3）离合器间隙Δt：
3-4mm
2-4离合器的设计与计算
一、离合器基本参数的优化
上面介绍先初选后校核的方法定参数，下面介绍优化的方法确定参数。
1、设计变量：
主要参数β、p。
从（2-1）和（2-7）可知，β取决于F、D、d。
从（2-2）可知，p。
也取决于F、D、d
∴离合器基本参数的优化设计变量
X=[x1，x2，x3]T=[FDd]T
2、目标函数：
保证性能要求条件下，结构尺寸尽可能小。
ƒ（x）=min[л（D2-d2）/4]
3、约束条件
1）摩擦片最大圆周速度υD＝
≤60-70m/s，
为发动机最高转速（r/min）
2）内外径比0.53≤c≤0.70
3）为可靠传转矩并防传动系过载，不同车型应在一定范围，最大1.2≤β≤4.0
4）d＞2R0+50mm,以安装扭转减震器，2R0为减振器弹簧直径
5）单位面积传扭Tco=4Tc/[лZ（D2-d2）]≤[Tco]，见表2－5
6）为降低滑磨时热负荷，p。
根据摩擦材料在一定范围内选取，0.10MPa≤p。
≤1.50MPa
7）每一次接合的滑磨功小于许用值
w=4W/[лZ（D2-d2）]≤[w]
式中:
w一单位摩擦面积滑磨功（J/mm2），[w]为其许用值
W-汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J）
W=
rr一轮胎滚动半径（m）;
ig-汽车起步时所用变速器挡位传动比;
i0-主减速器传动比
ne-发动机转速（r/min）,计算时乘用车取2000，商用车取1500。
二、膜片弹簧的载荷变形特性
膜片弹簧特性尺寸与碟形弹簧的完全相同（如加载位置相同）∴碟形弹簧的有关设计计算公式，对膜片弹簧同样适用。
设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的某一中性点O转动。
图2-10。
1、简要复习膜片弹簧离合器的工作原理。
图2-12画出了在自由，压紧和分离状态时的受载和变形的示意图。
（参见汽车构造书图3-11，图标2飞轮，4压盘，8膜片弹簧，15膜片弹簧支承圈，13分离轴承,14离合器盖）
2、载荷变形特性
1）图2-12a）为自由状态
离合器盖未固定到飞轮上时，膜片弹簧不受力，处于自由状态
2）图2-12b）为压紧状态
离合器盖固定到飞轮上后，假想支承环和压盘加在弹簧上的（沿圆周分布的）载荷F1，集中作用在支承点处（产生力矩），钢丝支承圈压膜片弹簧使之产生弹性变形λ1。
则膜片弹簧的弹性特性（图2-11）,可用压紧力F1与λ1的关系表示（注意，图上是支承环位置为基准位置）:
（2-14）
E-弹性膜量
μ-泊松比
H-膜片弹簧在自由状态时，碟簧部分的内截锥高度。
h-为膜片弹簧钢板厚
R、r-自由状态时大端和小端半径，
R1、r1-压盘加载点和支承环加载点半径
问题：
（R-r）与（R1-r1）哪个大？
（前者大）
3）分离状态
分离时，分离轴承左移，膜片弹簧被压在支承圈上，径向截面以支承圈为支点转动，膜片弹簧成反锥状，膜电弹簧外端右移，通过分离钩拉动压盘使离合器分离。
此时为分离轴承对分离指加载F2，对应作用点变形为λ2。
应当指明，无论分离和压紧状态，只要膜片弹簧变形到相同位置，其子午断面从自由状态的初始位置算起，也转过相同的转角，则有以下关系
（2-15）
（2-16）
rf-膜片弹簧分离指与分离轴承的接触半径
为什么有上述关系提示，提示：
用相似三角形去证明（2-15）
3、从（2-14）、（2-15）、（2-16），可以求出F2～λ２，Ｆ２～λ１关系。
三、膜片弹簧的强度计算
１、切向应力
1）公式
前面假定膜片弹簧在承载过程中，子午断面刚性地绕断面上中性点0转动（图2－１0），断面在o点处沿圆周方向的切向应变为0，∴o点切应力为0，o点以外的断面上均发生切应变，产生切向应力。
选坐标固连于子午断面，使坐标原点位于中性点0，令X轴平行于子午断面的上下边且其方向如图2-13，断面上任意点的切向应力为
（2-19）
α-自由状态时的圆锥底角（rad）
-子午断面转角（rad）（从自由状态初始位置算起）
e-中性点半径，e=（R-r）/（R/r）
2）分析（2-19）可知,
A.当
一定时,一定的切向应力σt在xoy坐标中呈线性分布
B.当σt=0时,则
，（2-20）
∵（α-
/2）很小,（α-
/2）≈tan（α-
/2）,则（2-20）变为y=tan（α-
/2）x,对一定的
0应力分布在过o点而与x轴成（α-
/2）角的直线上（图2-13）。
C.（e+x）乘两边，该坐标应力为任意值，当x=-e时，无论σt为何值，均存在y=-（α-
/2）e,（∵x=-e代入分子得
-e
（α-
/2）-y
=0），
说明对一定的
，等应力线都交于K点，坐标为x=-e，y=-（α-
/2）e
D.OK为0应力曲线，（∵x＝0，y＝0坐标代入，（2-19）分子得0），内侧为压应力，外侧为拉应力，等应力线越远离0应力线，其应力值越高：
a.碟簧部分内上缘B点的切向压应力最高
b.当K点的纵坐标（α-
/2）e>
h/2时，A点的切向拉应力最高
c.当K点的纵坐标（α-
/2）e<
h/2时，A’点的切向拉应力最高
3）分析表明，B点应力最大，通常只计算B点应力来校核碟簧强度。
将B点坐标代入（2-19），可得B点应力：
（2-21）
令
可求出
达极大值的转角
（2-22）
上式表明:
B点最大压应力发生在：
比碟簧压平位置（转角等于α）再多转一个角度,arctan[h/2（e-r）]≈h/2（e-r）的位置处。
4）彻底分离时，如子午断面实际转角
f≥
p，计算σtВ时，应将ψp代入（∵经过最大值）
如
f＜
p,则将
f代入（2-19）
2、弯曲应力
在分离轴承推力F2作用下，B作为分离指根部的一点，还受有弯曲应力
（2-23）推导：
n—分离指数；
br-单分离指根部宽（mm）
3、当量应力
B点弯曲应力为拉应力，且与切向应力σtВ垂直，根据最大剪应力强度理论（第三强度理论），B点的当量应力为
当膜片材料采用60Si2MnA时，通常
≤1500-1700Mpa。
四、膜片弹簧主要参数选择：
1、H/h和h的选择
H/h（H为自由状态内截锥高度），此值对弹簧的弹性特性影响极大。
H/h取1.5-2.0,h（板厚）取2-4mm→保证压紧力变化不大和操纵轻便。
2、R/r和R、r选择
R/r越大，弹簧越硬，应力越高，
按结构布置和压紧力的要求,R/r一般为1.20—1.35
推式取R≥Rc,Rc为摩擦片平均半径
拉式取r≥Rc
3、底锥角α：
α=arctg（H/（R-r））≈H/（R-r）
一般9—15O
4、工作点B位置的选择：
1）膜片弹簧的弹性特性曲线:
图2-14,压紧力F1与变形λ1关系.横坐标λ1（压紧力F1作用点变形）,纵坐标F1，
拐点H一对应压平位置
凸点M,凹点N,λ1H为凸、凹点M、N横坐标的均值
△λ-最大磨损限度,△λ1f-离合分离时变形量
2）工作点B位置:
新离合器在接合状态，工作点取为B，λ1B=（0.8～１）λ1H，使摩擦片在最大磨损限度△λ内压紧力变化不大。
即从Ｂ→Ａ，Ｆ１变化不大。
分离时，工作点从Ｂ→Ｃ，Ｃ以靠近Ｎ好，这时Ｆ１小，∵F2正比于F1，Ｆ２也小→分离轴承推力↓→踏板力↓。
５、ｎ的选取
ｎ常取18（大尺寸约取24,小尺寸取12）
五、材料及制造工艺
1、材料：
60Si2MnA或50CrVA
2、工艺：
强压处理（压平１２－１４ｈ）
凹表面或双面喷丸→↑疲劳强度
分离指端部高频淬火或喷镀铬或镀镉或四氟乙烯。
2-5扭转减振器的设计
一、概述：
1、组成：
主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等。
2、主要作用：
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。
二、扭转减振器的特性
扭转减振器具有线性和非线性特性两种形式。
1、单级线性特性：
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。
2、两级非线性特性：
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。
3、三级非线性特性。
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、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（2-31）
2扭转刚度kφ
φk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=1000K（2-33）
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（2-34）
设计时可按经验来初选kφ
kφ≤13TJ（2-35）
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（2-36）
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（2-37）
5减振弹簧的位置半径Ro
Ro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（2-38）
6减振弹簧个数Zj
表2－6减振弹簧个数的选取
摩擦片外径D／mm225~250250~325325~350>
350
Zj4~66~88~10>
10
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∑为
F∑=TJ/Ro（2-39）
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
式中，
为减振弹簧的工作变形量
四、双质量飞轮的减振器
优点：
1）可以降低发动机、变速器振动系统的固有频率，以避免在怠速转速时的共振。
2）可以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）由于双质量飞轮减振器的减振效果较好，在变速器中可采用粘度较低的齿轮油而不致产生齿轮冲击噪声。
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。
第六节离合器的操纵机构
1．对操纵机构的要求
1）踏板力要小，轿车：
80～150N，货车：
<
150～200N。
2）踏板行程在一定的范围内，轿车：
80～150mm，货车：
180mm。
3）摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原。
4）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。
5）应具有足够的刚度。
6）传动效率要高。
7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。
2．操纵机构结构形式选择
常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。
机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。
杆系传动机构结构简单、工作可靠，被广泛应用。
但其质量大，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。
但其寿命较短，机械效率仍不高。
多用于轻型轿车中。
液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、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。
广泛应用于各种形式的汽车中。
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：
（2-41）
式中，S0f为分离轴承自由行程，一般为1.5～3.0mm，反映到踏板上的自由行程S1一般为0～30mm；
d1、d2分别为主缸和工作缸的直径；
Z为摩擦面面数；
△S为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：
△S=0.85～1.30mm，双片：
△S=0.75～0.90mm。
a1、a2、b1、b2、c1、c2为杠杆尺寸（图2-19）。
踏板力Ff可按下式计算
（2-42）
式中，F＇为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；
为操纵机构总传动比
η为机械效率，液压式：
η=80%~90%机械式：
η=70%~80%
Fs为克服回位弹簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。
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。
对于机械式操纵机构的上述计算，只需将d1和d2取消即可。
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