第二章離合器設計本章主要學習：（1）汽車離合器設計的基本要求；（2）各種形式汽車離合器的特點及應用；（3）離合器基本參數的選擇及優化；（4）膜片彈簧主要參數的選擇及優化；（5）扭轉減振器的設計；（6）離合器的操縱。第二章離合器設計

第一節概述

第二節離合器的結構方案分析

第三節離合器主要參數的選擇

第四節離合器的設計與計算

第五節扭轉減振器的設計

第六節離合器的操縱機構一、離合器的作用1.切斷和實現對傳動系的動力傳遞，以保證汽車起步時將發動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩起步；2.在換擋時將發動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；3.在工作中受到大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；4.有效地降低傳動系中的振動和噪聲。第一節概述二、離合器的組成四、離合器的設計要求1)任何行駛條件下均能可靠地傳遞發動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備。2)接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。3)分離時要迅速、徹底。4)離合器從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。5)應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。6)應使傳動系避免扭轉共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力。7)操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。8)作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數在使用過程中變化要盡可能小，以保證有穩定的工作性能。9)應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。10)結構應簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。

第二節離合器的結構方案分析◎離合器的類型汽車上主要用干式盤形摩擦離合器一、從動盤數的選擇

1、單片離合器◎優點：結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，用時能保證分離徹底、接合平順。◎缺點：傳遞的轉矩不夠大。對乘用車和輕型、微型貨車（總質量<6t)，發動機的最大轉矩一般不大。在布置尺寸允許的條件下，離合器通常只設有一片從動盤。2、雙片離合器◎優點：1)由于摩擦面數增加一倍，因而傳遞轉矩的能力較大；2)在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小；3)接合較為平順。◎缺點：中間壓盤通風散熱不良，兩片起步負載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。設計時在結構上必須采取相應的措施。這種結構一般用在傳遞轉矩較大且徑向尺寸受到限制的場合。

3、多片離合器多片離合器多為濕式。◎優點：具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小、使用壽命長。◎缺點：分離不徹底、軸向尺寸和從動部分轉動慣量大。◎主要用于重型牽引車和自卸車上的行星齒輪變速器換擋機構中。

三、壓緊彈簧和布置形式的選擇1、周置彈簧離合器◎壓緊彈簧：圓柱螺旋彈簧。◎布置形式：布置在一個或兩個同心圓周上。◎優點：結構簡單、制造容易。此結構中彈簧壓力直接作用于壓盤上。◎缺點：－為了保證摩擦片上壓力均勻，壓緊彈簧的數目不應太少，要隨摩擦片直徑的增大而增多，而且應當是分離杠桿的倍數。－壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火失效；－當發動機最大轉速很高時，周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞轉矩的能力隨之降低。－彈簧靠在其定位座上，造成接觸部位嚴重磨損，甚至會出現彈簧斷裂現象。

2、中央彈簧離合器◎壓緊彈簧：圓柱螺旋彈簧，圓錐彈簧。◎布置形式：布置在離合器的中心。◎優點：由于可選較大的杠桿比，因此可得到足夠的壓緊力，且有利于減小踏板力，使操縱輕便。壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，不會使彈簧受熱退火。◎缺點：軸向尺寸較大。這種結構多用于重型汽車上。3、斜置螺旋彈簧離合器◎壓緊彈簧：圓柱螺旋彈簧。◎布置形式：周邊均勻傾斜布置。◎優點：1）在摩擦片磨損或分離離合器時，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。2）工作性能穩定、踏板力較小。此結構多在重型汽車上采用。

4、膜片彈簧離合器◎壓緊彈簧：碟形彈簧。◎優點：1)膜片彈簧具有較理想的非線性特性，彈簧壓力和傳遞的轉矩大致不變。2)膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量小。3)高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力則明顯下降4)由于膜片彈簧大斷面環形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命。5)易于實現良好的通風散熱，使用壽命長。6)平衡性好。7)有利于大批量生產，降低制造成本。

◎缺點：制造工藝較復雜，對材質和尺寸精度要求高，非線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。膜片彈簧離合器的分類推式膜片彈簧離合器

拉式膜片彈簧離合器拉式與推式膜片彈簧離合器的性能比較◎拉式膜片彈簧離合器的優點：1)結構更簡單、緊湊，零件數目更少，質量更小。2)同樣壓盤尺寸條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，從而提高了壓緊力與傳遞轉矩的能力，而并不增大踏板力；或在傳遞相同轉矩時，可采用尺寸較小的結構。3)接合或分離時，離合器蓋變形小，剛度大，分離效率更高。4)杠桿比大于推式，中間支承少，摩擦損失小，傳動效率較高，操縱更輕便。5)膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環磨損后不會產生沖擊和噪聲。6)使用壽命更長。

◎拉式膜片彈簧離合器的缺點：拉式膜片彈簧的分離指與分離軸承套筒總成嵌裝在一起，需專門的分離軸承，結構較復雜，安裝和拆卸較困難，且分離行程略比推式大些。拉式與推式膜片彈簧離合器的性能比較三、膜片彈簧離合器的支承形式推式膜片彈簧離合器的支承拉式膜片彈簧離合器的支承四、壓盤驅動方式◎壓盤的驅動方式：凸塊一窗孔式、銷釘式、鍵塊式（中間壓盤上用）、傳動片式。◎前三種的共同缺點：在聯接件之間都有間隙，沖擊和噪聲大，零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了傳動效率。傳動片式◎傳動片式的布置：沿周向布置的三組或四組鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯接。◎傳動片式的優點：傳動片的彈性允許其作軸向移動。當發動機驅動時，鋼帶受拉；當拖動發動機時，鋼帶受壓。此結構中壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，使用可靠，壽命長。◎傳動片式的缺點：反向承載能力差，汽車反拖時易折斷傳動片，故一般采用高碳鋼。第三節離合器主要參數的選擇◎離合器的靜摩擦力矩

◎單元面積ds上的摩擦力矩

◎整個摩擦面產生的摩擦力矩

◎摩擦面承受的單位壓力p0

◎對于有Z個摩擦面的離合器，產生的摩擦力矩

◎4式帶入5式，得到轉矩◎比較1、6兩式得到，摩擦面平均摩擦半徑◎摩擦面平均摩擦半徑分析當d／D≥0．6時Rc可相當準確地由下式計算◎離合器的靜摩擦力矩與摩擦材料及結構尺寸的關系式為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發動機的最大轉矩，設計時Tc應大于發動機最大轉矩，即

離合器基本參數的選擇一、后備系數β1、在選擇β時，應考慮的因素：1)摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發動機最大轉矩。2)要防止離合器滑磨過大。3)要能防止傳動系過載。2、β的選擇原則承用車及最大總質量小于6t的商用車β＝1.20～1.75

最大總質量為6～14t的商用車β＝1.50～2.25掛車

β＝1.80～4.01）為可靠傳遞發動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太小；2）為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，β不宜選取太大；3）當發動機后備功率較大、使用條件較好時，β可選取小些；4）當使用條件惡劣，需拖帶掛車時，為提高起步能力、減少滑磨，β應選取大些；5）貨車總質量越大，β也應選得越大；6）采用柴油機時，因工作比較粗暴，轉矩較不平穩，選取的β值應比汽油機大些；7）發動機缸數越多，轉矩波動越小，β可選取小些；8）膜片彈簧離合器摩擦片磨損后壓力保持較穩定，β值可比螺旋彈簧離合器小些；9）雙片離合器的β值應大于單片離合器。二、單位壓力p0

1、在選擇p0時,應考慮的因素：1)離合器的工作條件;2)發動機后備功率大小;3)摩擦片尺寸、材料及其質量;4)后備系數。2、選擇原則：1)離合器使用頻繁，發動機后備系數較小時，加應取小些;2)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；3)后備系數較大時，可適當增大p0。三、摩擦片外徑D、內徑d和厚度b

1.摩擦片外徑D的估算：或2.摩擦片內徑d的計算：

根據c=d／D，一般在0.53～0.70之間，得d=c×D。3.D,d的選擇原則：在同樣外徑D時，選用較小的內徑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D應使摩擦片最大圓周速度不超過65～70m／s，以免摩擦片發生飛離。4.摩擦片的厚度b有3．2mm、3．5mm和4．0mm三種。乘用車，KD=14.6；1.8t<ma<14.0t的商用車，kD=16.0~18.5(單片），13.5~15.0(雙片）；ma>14.0t的商用車，kD=22.5~24.0。第四節離合器的設計與計算一、離合器基本參數的優化離合器的性能參數和尺寸參數，在前面是采用先初選、后校核的方法。下面采用優化的方法來確定這些參數。1．設計變量后備系數β取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數D和d。單位壓力p0也取決于F和D及d。因此，離合器基本參數的優化設計變量可選為2．目標函數離合器基本參數優化設計的目標是：在保證離合器性能要求條件下，使其結構尺寸盡可能小，則目標函數為：3．約束條件1)摩擦片的外徑D(mm)的選取應使最大圓周速度VD不超過65—70m／s，即

2)摩擦片的內外徑比c應在0．53～0．70范圍內，即0．53≤c≤0．703)為保證離合器可靠傳遞轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的β值應在一定范圍內，最大范圍β為1.2～4.0，即1．2≤β≤4．04)為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm，即d>2Ro+505)為反映離合器傳遞轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即6)為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力p。對于不同車型，根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取，最大范圍為0.10～1.50MPa，即0.10MPa≤p。≤1.50MPa7)為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發生燒傷，每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值，即W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功(J)，可根據右式計算

二、膜片彈簧的載荷變形特性

假設膜片彈簧在承載過程中，其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點O轉動。通過支承環和壓盤加在膜片彈簧上的載荷Fl集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為λ1，則有關系式

三、膜片彈簧的主要參數自由狀態下膜片彈簧碟簧部分內截錐高度H膜片彈簧鋼板厚度h自由狀態下膜片彈簧錐底角α自由狀態下膜片彈簧碟簧部分大、小端半徑R、r（r即為分離指根部半徑，與彈簧小端半徑r。有區別）膜片彈簧小端內半徑r。分離軸承作用半徑rf壓盤加載點半徑R1支承環加載點半徑r1分離指數目n分離指切槽寬度δl、δ2及半徑re四、膜片彈簧主要參數的選擇

1．比值H／h和h的選擇比值H／h對膜片彈簧的彈性特性影響極大。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一般為1.6~2.2，板厚h為2～4mm。

2．比值R／r和R、r的選擇R／r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧剛度越大，彈性特性曲線受直徑誤差影響越大，且應力越高。根據結構布置和壓緊力的要求，R／r一般為1.20～1.35。為使摩擦片上壓力分布均勻，推式的R值、拉式的r值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑RC。3．α的選擇

膜片彈簧自由狀態下圓錐底角α與內截錐高度H關系密切，α=arctanH／(R-r)≈H／(R-r)，一般在9O～15O范圍內。4．膜片彈簧工作點位置的選擇彈性特性曲線曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，λ1H=(λ1M+λ1N)／2。新離合器在接合狀態時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般λ1B=(0．8～1．0)λlH，以保證摩擦片在最大磨損限度△λ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變到C，為最大限度地減小踏板力，C點心盡量靠近凹點N。

磨損極限點：A點彈簧工作點：B點（B點有活動范圍）彈簧分離行程最大點：C點彈簧凸點：M點（最大力點）彈簧凹點：N點（最小力點）彈簧壓平點：H點（拐點）接合時的工作區間：M－H分離時的工作區間：B－C彈簧可正常工作區間：A－C5．n的選取

分離指數目n常取為18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12；6.膜片彈簧小端內半徑r0及分離軸承作用半徑rf的確定

r0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，rf應大于r0；7.壓盤加載點半徑R1和支承環加載點半徑r1的確定R1和r1的取值將影響膜片彈簧的剛度。r1應略大于r且盡量接近r，R1應略小于及且盡量接近R五、膜片彈簧材料及制造工藝◎材料：60Si2MnA或50CrVA等優質高精度鋼板材料。◎工藝：1）熱處理：保證硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質量,碟簧部分的硬度一般為45～50HRC；2）強壓處理，過分離3～8次：提高承載能力；3）噴丸處理：表面強化，冷作硬化，提高疲勞壽命；4）分離指端部高頻感應加熱淬火或鍍鉻:提高耐磨性,分離指端硬度為55～62HRC;5）擠壓處理：消除與壓盤接觸圓的拉應力源；第五節扭轉減振器的設計

一、扭轉減振器的組成彈性元件(減振彈簧或橡膠)阻尼元件(干摩擦阻尼片或液體阻尼器)。二、扭轉減振器的功能1)降低發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扭振。3)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與噪聲。4)緩和非穩定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。

三、扭轉減震器的特性◎扭轉減振器具有線性和非線性特性兩種。◎單級，線性減振器：彈性元件采用一組圓柱螺旋彈簧；◎雙級（三級），非線性特性：彈性元件采用兩組圓柱螺旋彈簧，第一級的剛度很小，稱為怠速級，第二（三）級的剛度較大。◎在汽油機汽車中廣泛采用單級，柴油機汽車中廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉減振器。四、扭轉減振器參數極限轉矩扭轉剛度阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩預緊轉矩極限轉角減振彈簧的位置半徑R0

減振彈簧個數減振彈簧總壓力五、扭轉減振器參數的選擇1、極限轉矩極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙△1時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。方法2：按汽車后驅動輪的最大附著力矩計算。當減振器傳遞的極限轉矩與相等時，傳動系的動載荷為最小；若小于，系統將會產生沖擊載荷；若大于，則會增大減振器的角剛度，使傳動系動載荷有所增大。可按下式選取限位銷如何確定？方法1：按發動機最大轉矩計算。2、扭轉剛度需加在從動片上的轉矩（K：彈簧線剛度，單位：N/mm）扭轉剛度的定義

設計時可按經驗來初選降低kφ，可以降低傳動系統高頻固有頻率；過低，則沖擊反而增大。六、從動盤減振器的局限它不能使發動機、變速器振動系統的固有頻率降低到怠速轉速以下，因此不能避免怠速轉速時的共振。它在發動機實用轉速1000～2000r／min范圍內，難以通過降低減振彈簧剛度得到更大的減振效果。因為在從動盤結構中，減振彈簧位置半徑較小，其轉角又受到限制，如降低減振彈簧剛度，就會增大轉角并難于確保允許傳遞轉矩的能力。

七、雙質量飛輪減振器◎可以降低發動機、變速器振動系統的固有頻率，以避免在怠速轉速時的共振。◎增大減振彈簧的位置半徑，降低減振彈簧剛度K，并允許增大轉角。◎由于雙質量飛輪減振器的減振效果較好，在變速器中可采用粘度較低的齒輪油而不致產生齒輪沖擊噪聲，并可改善冬季的換擋過程。而且由于從動盤沒有減振器，可以減小從動盤的轉動慣量，這也有利于換擋。◎雙質量飛輪減振器主要適用于發動機前置后輪驅動的轉矩變化大的柴油汽車中。第六節離合器的操縱機構1．對操縱機構的要求1)踏板力要小，乘用車一般在80～150N范圍內，商用車不大于150～200N。2)踏板行程對乘用車一般在80～150mm范圍內，對商用車最大不超過180mm。3)踏板行程應能調整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復原。4)應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構因受力過大而損壞。5)應具有足夠的剛度。6)傳動效率要高。7)發動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。8)工作可靠、壽命長，維修保養方便。2．操縱機構結構形式選擇

操縱機構的形式：機械式、液壓式、機械式和液壓式操縱機構的助力器、氣壓式和自動操縱機構等。機械式操縱機構有桿系和繩索兩種形式。液壓式操縱機構由主缸、工作缸和管路等部分組成。3．離合器操縱機構的設計計算

踏板行程S：由自由行程Sl和工作行程S2兩部分組成；踏板力Ff：應滿足要求；◎F′：離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；◎Fs：克服回位彈簧所需的踏板力；分離離合器所作的功WL<30J◎F1：離合器接合時，壓緊彈簧的總壓緊力；怎么是乘以0.5？第七節離合器的結構元件

一、從動盤總成

1、從動盤軸向彈性的結構形式T形槽；波形片通過適當方式與傳動片鉚接2、從動盤轂3、摩擦片：◎材料：石棉基，玻璃纖維、金屬纖維，粉末冶金和金屬陶瓷。

◎與從動片的連接：鉚接，粘接4、從動片：中、低碳鋼5、波形片與減振彈簧：65Mn,60Si2Mn二、離合器蓋總成壓緊彈簧、離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支承環1、離合器蓋◎剛度：用08F、08Al、08鋼等低碳鋼板沖