第二章 离合器设计

σ rB
=
6(r − rf )F2 nbr h2
σ B = σ rB − σ tB
离合器主要零件的设计计算
3、膜片弹簧重要参数选择：
H/h和h的选择：
2< H <2 2 h
h = 2 ~ 4mm
为保证离合器压紧变化不大和操纵轻便。
R/r和r、R的选择：
R/r越大，刚度越大， R/r越小，刚度越小 R/r=1.2~1.35
R大于摩擦片的平均半径Rm,拉式的R值大于推式的 拉式的r略大于摩擦片的平均半径Rm, 推式的r可等于或略小 于Rm
离合器主要零件的设计计算
石棉基 粉末冶金 金属陶瓷
0.10‾0. 35MPa 0.35‾0.60MPa 0.7‾2.0MPa
轿车：0.18‾0.28 货车：0.14‾0.23 公交：0.10‾0.13
离合器基本参数的确定
2、离合器外径D的选取原则
D = 100 Temax A
或
D = K D Temax
离合器外径D的增大，传递转矩大，圆周线速度高； 离合器外径D的减小，传递转矩小，圆周线速度低。
轴向尺寸大 ，磨损较小 ，表面温升 低、惯性大
分离不彻底 ，接合平顺 柔和．换档 容易
压紧弹簧和布置形式的选择
结构特点
高速稳定 性
圆柱螺旋弹簧 矩形圆锥螺旋弹簧 圆柱螺旋弹簧
周置弹簧 中央弹簧 斜置弹簧 离合器 离合器 离合器
磨损后压 紧力无法 调节
后备系数大
磨损后压 紧力容易 调节
后备系数较小
磨损后压 紧力可自 动调节
方便等。
第二节
摩擦式
离合器分类
电磁式 液力式
离合器的结构方案分析
摩擦式离合器
分类： 单片
从动盘 数目 双片
多片
压紧 弹簧 布置 形式
周围布置 中央布置 斜向布置
压紧 弹簧 不同
螺旋弹簧 圆锥螺旋弹簧
受力 拉式 方向
膜片弹簧
z 从动盘数的选择
推式
z 压紧弹簧和布置形式的选择
z 膜片弹簧支承形式
z 压盘的驱动方式
结构特点
结构不断简化
结构更简化
性能特点
应力大，自由行程增大（支承磨损）
最大应力下降 自由行程不变
支承磨损
压盘是离合器的主动部分
压盘的驱动方式
间隙连接
弹簧钢
驱动方式 凸块-窗孔式 传力销式
连接方式 将压盘与离
合器盖相连
特点 应用情况
连接间隙 冲击噪声 效率低
早期单片离 合器传统结 构
将飞轮与中 间压盘、压 盘相连
单位摩擦面积上产生的单元摩擦力矩
dT = fp0ρ 2dρdα
离合器基本参数的确定
整个摩擦面积上产生的总摩擦力矩
∫ ∫ Tc
=
百度文库
fp0
R r
2π ρ 2dρdα
0
= 2πfp0
R3 − r3 3
具有Z个摩擦面积上产生的总摩擦力矩
Tc
=
Z (2πfp0
R3
− 3
r3
)
Tc = βTemax = ZfPΣ Rm
z 摩擦离合器的主要构成：主动部分（发动机飞轮
、离合器盖和压盘等）、从动部分（从动盘）、压紧 机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、 离合器踏板以及传动部件等）四部分组成。前三部分 保证离合器处于接合状态并能传递动力；第四部分使 离合器主、从动部分分离。
离合器的发展
离合器型式
优点
缺点
锥形摩擦式 湿式多片摩擦式
λ1 f
+ Δλ2 f
为膜片弹簧小端的弹性变形量
Δλ2 f
=
6P2r12
πEh3
⎧ ⎪ ⎪
1
β1
[
1 2
(
re2 rf2
−1) − 2( re rf
−1) + ln
re rf
]
⎫ ⎪ ⎪
⎨ ⎪⎪⎩+
1
β2
[1 2
(
r2
r
2 f
−
re2 rf2
)
−
2(
r rf
⎬
−
re rf
)
+
ln
r re
]⎪⎪⎭
β1
离合器基本参数（D, β, p0）取决于材料性能和环面直径。
目标函数：
f
(x)
=
min
⎡π
⎢⎣ 4
(D2
−
d
2
)⎥⎦⎤
设计变量：
X = [p0 D d]
离合器主要零件的设计计算
约束条件：
1、最大圆周线速度要求
vD
=
0.5ωD
=
π
60
nemax D ×10−3
≤
65
~
70或50m /
s
散 热
2、圆环内外径之比要求：
PΣ = p0π (R2 − r 2 )
摩擦片平均摩擦半径Rm
Rm
=
1 3
D3 D2
−d3 −d2
=
2 3
R3 − r3 R2 − r2
Rm
=
D+d 4
=
R+r 2
简化
离合器基本参数的确定
具有Z个摩擦面积上产生的总摩擦力矩
Tc
=
2 3
πZfp0
(R3
−
r
3
)
=
πfZ 12
p0D3 (1−
d3 D3
多片干式摩擦式
传递转矩大
冲击小、传递转矩大、 散热好
冲击小、传递转矩大、 分离彻底（装配好）
惯量大、换档困难、 冲击大、易卡住
惯量大、换档困难、 分离不彻底（液体黏 度）
惯量大、换档困难、 散热不好
单片干式摩擦式
自动离合器（离心 式、电磁摩擦式、 磁粉式）
惯量小、散热好、分离 彻底
方便
传递转矩小（ 1000N.m以下）、冲 击大、
离合器的后备系数经验设计值
车型 轿车，轻型货车 中、重型货车 越野车、牵引车、重型带拖挂车
β
1.30‾1.75
1.60‾2.25
2.0‾3.5
离合器基本参数的确定
2、离合器单位面积压力p0的选取原则
离合器单位面积压力p0的减小，热负荷小，传递转矩减小； 离合器单位面积压力p0的增大，热负荷大，传递转矩增大。
λ2
=
r1 − rf R1 − r1
λ1
F2
=
R1 − r1 r1 − rf
F1
分离状态相对接合状态的膜片弹簧大、小端的变形量关系：
λ2f
=
r1 − rf R1 − r1
λ1 f
离合器主要零件的设计计算
考虑到膜片弹簧属于非刚性的，因此膜片弹簧大、小端的变形量关系：
Δλ2 f
λ2f
=
r1 − rf R1 − r1
传递转矩太小
离合器设计基本要求：
z 在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机最大转矩，并有适当的 转矩储备；
z 接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击； z 分离时要迅速、彻底； z 离合器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； z 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
2
σt = 0
如图，ok为零应力线，其内侧为压应力区，外侧为拉 应力区，等应力线远离零应力线，其应力值越高。
离合器主要零件的设计计算
如图，可知碟簧部分内上缘点B的切向压应力最大，A 点的切向拉应力最大，明显B点的应力值最高。因此一 般膜片弹簧的强度计算B点（-（e-r）, h/2）
σ tB
=
E
1− μ2
•
⎧ ⎨ ⎩
e
− 2
r
ϕ2
− [(e
−
r)α
+
h 2
]ϕ
⎫ ⎬ ⎭
膜片弹簧的B点压应力最大值的转角：
ϕp
=α
+
h 2(e −
r)
在离合器彻底分离时，膜片弹簧的实际转角ϕ f ≥ ϕ p 计算B点应力时，取
ϕ = ϕ p 如果ϕ f < ϕ p 计算B点应力时，取 ϕ = ϕ f
膜片弹簧的B点弯曲应力
−
λ )( H
−
λ 2
)
+
h2]
其中：
A = 6 ( m −1)2 π ln m m
m = R/r
F H/h< 2 H/h= 2
r h
2<H <2 2 h H >2 2 h
H R
H =2 2 h
0
λ
离合器主要零件的设计计算
H / h < 2适用于大载荷并用于缓冲装置中的行程限制
H / h = 2 中段变形增加但载荷几乎不变，后增加
问
0.53 ≤ d / D ≤ 0.70
题 3、降低离合器滑磨时的热负荷：
0.1MPa ≤ p0 ≤ 1.5MPa
材料 方面
4、降低离合器滑磨功：
w= W
≤ [w]
πZ (D2 − d 2 )
W = π 2ne2marr2
1800i02ig2
使用 方面
结构 方面
离合器主要零件的设计计算
5、传递转矩与防止传动系统过载要求： 1.2 ≤ β ≤ 4.0
6、离合器自身传递转矩与防止过载要求：
Tc0
=
4Tc
πZ (D2 − d 2 )
≤ [Tc0 ]
7、扭转减震器安装要求： d > 2R0 + 50
转矩传 递方面
减振要求
离合器主要零件的设计计算
二、膜片弹簧
1、膜片弹簧的载荷变形特性
膜片弹簧实质上是一种碟簧，碟簧的变形特性为
F
=
(1 −
Ehλ μ 2 )R2 A [(H
从动盘数的选择 湿式、寿命长
使用条件 结构特点 性能特点
单片离合器
发动机最大 转矩不大， 轿车＼轻货 尺寸紧凑， 散热良好， 惯性小
分离彻底， 接合平顺， 换档容易
双片离合器 发动机最大 转矩较大，
轴向尺寸较 大，散热不 良，惯性大
分离不够彻 底，接合较 平顺．换档 困难
多片离合器
发动机最大 转矩大，多 为湿式
=
1−
π
δ1n
(ri +
re
)
β2
=1−
δ2n π (re +
r)
离合器主要零件的设计计算
2、膜片弹簧的强度计算
由材料力学可知膜片弹簧截面上任意点的切向应力
σt
=
E 1− μ2
•
xϕ(α − ϕ ) − 2
e+ x
yϕ
中性点的半径
e= R−r ln(R / r)
当
y = (α −ϕ / 2)x
或 xϕ(α − ϕ ) − yϕ = 0
Tc = βTemax = ZfPΣ Rm
其中，β为离合器的后备系数：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，必须大于1。
假设：1、摩擦表面所承受的摩擦力均匀分布 2、摩擦表面所承受的压力均匀分布
单位摩擦面积上产生的单元摩擦力
dS
dα
R
dρ ρ r
dF = fp0dS = fp0ρdρdα
不稳定 较稳定 不稳定
膜片弹簧 离合器
在允许磨 损范围内 传递转矩 不变
稳定
应用范围
低速＼大 大于
转矩发动 450N.m
机
发动机
弹簧与压盘接触 弹簧容易受热失效
无接触
重型车（ 开始使用 ）
无接触
各种车型
无接触
膜片弹簧支承形式
推式膜片弹簧
拉式膜片弹簧
支承形式
双支承环
单支承环 无支承环
单支承环 无支承环
2< H <2 h
2
中段变形增加但载荷下降，且此区域较宽，达到省力 作用，适用于离合器的压紧弹簧
H =2 2 h H >2 2 h
中段负刚度区域过宽，且出现负值与零，适用于液力 传动中的锁止机构。
离合器主要零件的设计计算
膜片弹簧分为三种状态：自由状态，接合状态，分离状态
假设：膜片弹簧属刚性的，载荷均匀分布且不计摩擦 由碟簧的变形特点,可知道任意两点（在受力情况下）相对自由状态的 变形量与两点距支点的距离成正比，而受力平衡状态下，两点的受力大 小与两点距支点的距离成反比。即：
致过高，延长其使用寿命； z 应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击与减小噪
声的能力； z 操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳； z 作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中要尽
可能小，以保证有稳定的工作性能； z 应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长； z 结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整
圆周线速度：小于65‾70m/s(轿车、货车) 小于50m/s（重型车）
离合器内外径之比不能太大（一般取0.53‾0.70）；高速 发动机取大值。
离合器主要零件的设计计算
一、压紧弹簧的设计计算： 1、圆柱螺旋弹簧 2、圆锥螺旋弹簧 3、膜片弹簧
圆柱螺旋弹簧
离合器主要零件的设计计算
一、离合器的优化设计 优化目标：满足离合器性能要求条件下，减小其结构尺寸
)
=
βTe max
其中，单位摩擦面积上产生的压力
p0
=
π
PΣ (R2 −
r2)
摩擦面积外径
D = 2R = 2.53 βTemax / πfZp0
离合器基本参数（D, β, p0）的关系式
β
D
p0
D
离合器基本参数的确定
离合器基本参数（D, β, p0）的选取原则
1、离合器后备系数β的选取原则
离合器后备系数β的减小，传递转矩减小，滑磨功增大，热负荷大 ，寿命缩短；离合器后备系数β的增大，传递转矩增大，离合器外 径增大，传动系统容易发生过载，惯量大。
连接间隙
冲击噪声
效率低
早期双片离 合器传统结 构
键式（键齿 、键槽-指销 ）
将飞轮与压 盘相连
弹性传动片
将压盘与离 合器盖铆接
连接间隙 冲击噪声 效率低
一种双片离 合器结构
无间隙 效率高
近期广泛采 用
离合器基本参数的确定
离合器作为传动系统的一部分，应该能够传递发动机的最大转矩。
离合器传递的摩擦力矩Tc与摩擦面数目Z、摩擦系数f 、作用在摩擦 面上的总压力P∑和摩擦片平均摩擦半径Rm的关系。
第二章 离合器设计
• 离合器的功用及发展概述 • 摩擦式离合器的结构方案分析 • 摩擦式离合器主要参数选择 • 摩擦式离合器的设计与计算 • 离合器的操纵机构
第一节 概述
z 离合器功能：切换和实现对传动系的动力传递，以
保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保 汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减 少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到大的 动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传 动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振 动和噪声。 扭转减振器