第二章汽车离合器设计

4W 2 2 Z D d


ω：单位摩擦面积摩擦功； [ω] ω许用值，见P62
W：汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(W)，可根据下式 计算：
W
n mr
2 2 e
1800i i
2 a r 2 2 0 g
ma ：汽车总质量；r r ：轮胎滚动半径； ig ：汽车起步时所用变速器挡位的传动比；
3. b：按推荐值取 3.2，3.5，5mm
四、摩擦因数f、摩擦面数Z、离合器间隙△t （结构参数）
1.摩擦片摩擦因数：是根据摩擦片使用的材料而取，取值范 围见P61。 2.摩擦面数Z：是离合器从动盘数的两倍。 3.离合器间隙△t ：离合器处于正常结合状态，分离套筒被 回 位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中 仍能完全结合，在分离轴承和分离杠杆内端之间的间隙，一 般为3～4mm。
3 3
（2—5）
（2—3）
●d=2r , D=2R 当：d／Ｄ≥０.６时，有经验公式 RC＝（Ｄ＋d）／４ 此时用该式求RC足够精确。 ●若令C＝d／Ｄ,则
Tc

12
fZP0 D 3 (1 C 3 )
（2—6）
一般设计保证：Ｃ≈０.５３～０.７０ 为保证离合器可靠传递发动机转矩Ｔemax，一般设计
3.斜置弹簧离合器的显著优点是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。具有工作性能稳定、踏板力较小的突 出优点。此结构在重型汽车上已有采用。
4.膜片弹簧离合器
优点： （1）膜片弹簧具有较理想的非线 性特性； （2）结构简单，轴向尺寸小，零 件数目少，质量小； （3）高速旋转时，压紧力降低很 少，性能较稳定； （4）压力分布均匀，摩擦片磨损 均匀； （5）易于实现良好的通风散热， 使用寿命长； （6）平衡性好； （7）有利于大批量生产，降低制 造成本。 缺点：
2.单支撑环 a) 在离合器盖上冲出一个环型凸台 代替一个支撑环。 b）用一个弹性挡环一个支撑环。 据书介绍，这样结构简单。 3.无支撑环 利用斜头铆钉、在离合器 盖上冲出环型凸台、弹性挡 环代替支撑环。 实际上是单支撑环的组合。
4.拉式膜片弹簧的支撑 拉式具有如下特点： 1）结构简单，零件数目更 少，质量更小； 2）膜片弹簧的直径较大，提 高了传递转矩的能力； 3）离合器盖的变形量小，分 离效率高； 4）杠杆比大，传动效率较 高，踏板操纵轻便。 5）在支承环磨损后不会产生 冲击和噪声。 6）使用寿命更长。
λ
离合器间隙（△t）：在上图中是C
§2—４
离合器的设计计算
一、离合器基本参数的优化 1 设计变量 如想有可靠的Tc,则必须有合适的后备系数β。而由式（2-1）、 （2-4）、（2-7）知，β取决于离合器工作压力F和离合器的主要 尺寸参数D和d。单位压力p0也取决于F和D及d。因此，离合器基 本参数的优化设计变量选为
TC＝βＴemax
β>1
（２—７）
β：离合器的后备系数
一、后备系数β（性能参数）
β是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转
矩的可靠程度。在选择β时，应保证离合器应能可靠地传递发动机
最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此， 在选择β时应考虑以下几点：
1.选取β注意事项：见书Ｐ59
图 2-3
膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高。近年来，膜片弹簧离 合器不仅在轿车上被大量采用，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛 采用。
膜片弹簧的工作示意
三、膜片弹簧的支承形式 膜片弹簧的支撑有：双支承、单支承、无支承。
在讲述支撑前，先看膜片弹簧的形状
分离钩
外端圆孔，可防 止应力集中。
dT fP0 ds fp0 2 d d
因此，由于压盘施加到摩 擦面上的工作压力F引起的 一个摩擦面上的扭矩T：
将（2—2）代入（2—3）得 ：
T
R
2
r

0
R3 r 3 fP0 dd 2 fP0 Z 3

2 R3 r 3 Tc fZF ( ) 2 2 3 R r
（2-4） 比较（２—１），（２—４）得
而：
p0 F F ( D2 d 2 ) / 4 ( R2 r 2 )

(2—2) 如果有Z个摩擦面，则Z个 摩擦面的合扭矩TC：
R3 r 3 TC Z T 2 fP0 Z ( ) 3
2 R r Rc 2 2 3 R r
X=[x1
x2 x3 ]T=[ F
D
d ]T
2 目标函数 离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要 求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为：
2 2 f x min D d 4


3 约束条件
（1） 摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度υD不超过65～ 70m／s，即 n D 10 3 65 75m / s （2-10）
推式
拉式
拉式膜片弹簧需专门的分离轴承，结构较复杂，安装和拆卸较困难， 且分离行程略比推式大些。但由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越， 它已经得以应用。
拉式膜片弹簧的支撑分两种
a) 无支撑环。
b）单支撑环
四、压盘的驱动形式 所谓驱动，就是离合器盖怎样带转压盘，分凸块－窗孔 式、传力销式、键块式、弹性传动片式
D
fZP0(1 C 3 )
另有经验公式
D KD Te max
（2—9）
值比式（2-9）要大， 据我多次计算，式 （2-9）值比较可靠}
KD：直径系数 D值得后，校核： ①摩擦片最大圆周速度<65～70m/s。 ②D应符合GB5764-1998《汽车用离合器面片》尺寸系列。 2. d/D=0.53～0.70 → 求出d
键槽 指销 式
传力销式
弹 性 传 动 片 式 凸块－窗孔式 键齿式
§２－３ 离合器主要参数的选择
●这些参数有：
性能参数 P0
D 尺寸参 d 数 b
●各参数之间关系
f 结构 参数 z t
离合器静摩擦力矩 ： TC＝f FZ RC (2—１) f：摩擦因素 Ｆ：压盘施加到摩 擦面上的工作压力（Ｎ） Ｚ：摩擦面数＝２×从动盘数 RC：摩擦片平均半径 设Ｐ0为摩擦面承受的单位压力,单元 摩擦面积ds上的单元摩擦力矩为：
1.单片离合器（图2-1）结构简 单，尺寸紧凑，散热良好，维 修调整方便，从动 部分转动惯 量小，在使用 时能保证分离彻 底、接合平顺。 2.双片离合器（图2-2）传递转矩 的能力较大，径向尺寸较小，踏 板力较小，接合较为平顺。但中 间压盘通风散热不良，分离也不 够彻底。
图2-1
图2-2
3.多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。它具有接合平顺柔和、 摩擦表面温度较低、磨损较小，使用寿命长等优点，主要应用于重型牵 引车和自卸车上。
D
60
e max
（2）摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70范围内，即 0.53≤c≤0.70 （3）为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值
应在一定范围内，最大范围β为1.2～4.0，即 1.2≤β≤4.0
（4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位 置直径2Ro约50mm，即 矩应小于其许用值，即 d>2Ro+50 （5）为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转
弹性杠杆 （分离指）
碟簧
径向切槽
1.双支撑环
a)用抬肩式铆钉将膜片弹簧、两个
支撑环、离合器盖铆合在一起。
b）在a)基础上，增加一个衬套和
挡环，提高耐磨性，结构显得复 杂点。 C）取消铆钉，在离合器盖上伸出 许多舌片，将膜片弹簧、两个支撑 环、离合器盖弯合在一起。其结构简化，耐久性好。但装配前，舌片 在水平方向上是直的，当舌片穿过膜片弹簧和两个支撑环后，才能弯 曲，装配有难度。
摩擦片
减振器盘 从动片 扭振减振弹簧 轮毂 膜片弹簧
§２－２离合器的结构方案分析(摩擦式）
按其从动 盘的数目
单片 双片 多片
根据压紧弹簧 布置形式
圆周布置 中央布置 斜向布置等
圆柱螺旋弹簧 根据使用的 圆锥螺旋弹簧 压紧弹簧形式 膜片弹簧离合器
根据分离时所受 作用力的方向
拉式 推式
一、从动盘数选择
1.正常工作下载荷Ｆ1与变形λ1关系
图２－12 a为自由状态，离合器装到飞轮上后，即处于正常工作状 态（压紧状态）；图２－12 b为工作状态；图２－12 c为分离状态。
工作状态下
Eh ln( R / r ) F1 f ( ) 6(1 2 ) ( R1 r1 )2
(3)分离时要迅速、彻底。
(4)从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。 (5)有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用寿命。 (6)避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。 (7)操纵轻便、准确。 (8)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变 化 要尽可能小，保证有稳定的工作性能。 (9)应有足够的强度和良好的动平衡。 (10)结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。
4Tc Tc 0 Tc 0 2 2 Z D d


（2-11）（TC0限值见P62表2-5）
（6） 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力p0对于 不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围p0为0.10～ 1.50MPa，即 0.10MPa≤p0≤1.50MPa （7） 为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过 高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即