离合器设计分解

(c)组合式
特点: 刚度大、稳定性好，但转动惯量大。
常用于从动盘直径>380mm的中、重型载货汽车中。
(3)扭转减振器 为了避免共振，缓和传动系所受到的冲击载荷。
不带扭转减振器 （多用于重型汽车双片离合
带扭转减振器 （广泛用于各种轿车和轻、中、
器，其减振器单独设计）
重型货车上）
3、压紧弹簧形式
磨损后压盘压紧力可调（β可小）
多用于转矩>450N.m的载货汽车上
(c)周布斜置弹簧 特点: 磨损后其压紧力基本不变 （工作稳定性更好） 操纵轻便（省力35%左右） 结构复杂 制造不便
(d)膜片弹簧
膜片弹簧离合器工作原理
膜片弹簧的特点: 轴向尺寸小而径向尺寸大；
无需分离杠杆，结构简单、零件少、质量轻且操纵轻便；
（4）膜片弹簧工作点位置的选择
自由状态
压紧状态
分离状态
膜片弹簧不同工作状态下的变形
B点：通常为λ1B=（0.8～1.0）λ1T，即处在工作位置 时，其大端变形量为：
( 4 4)
1B (0.8 ~ 1.0) H
A点：主要确保当摩擦片磨损后达到极限位置时，仍然 能提供足够的压紧力，Δλ可按下式估算：
实际计算过程中，可对上式进行简化，忽略地面行驶阻 力（取 T =0），并假定Tc=Temax,则β=1，带入（3-1）式 可得：
mmax r02 L 2 2 1800 ii i0
2 ne2
(3 2)
2、压盘温升τ：
L / mc
式中： 为传至压盘热的比值， 单片离合器为 0.5；
1 max H
R1 r1 h ( R1 r1 ) Rr 2 R ln r
( 4 9)
R [ R r (1 ln )] r
(4 10)
注：当λ1f＜λσmax，（4-7）（4-8）中的λ1取值为λ1f；
当λ1f≥λσmax，（4-7）（4-8）中的λ1取值为λσmax；
Z S0
式中：Z为摩擦面数，单片离合器Z=2，双片离合器Z=4； ΔS0为摩擦片允许的极限磨损量，一般取0.8mm。
( 4 5)
C点：离合器完全分离时膜片弹簧的工作位置，λ1f可
按下式估算：
1 f Z S
式中：Z为摩擦面数，单片离合器Z=2，双片离合器Z=4；
( 4 6)
表2-3：离合器摩擦片尺寸系列和参数
•
注：所选的D还应使摩擦片最大圆周速度不超过65～70m/s，重型 汽车不超过50m/s。
三、滑磨功与温升校核
1、滑磨功L：
L
式中：
2 ne2
Ja T J 1 1800 (1 ) a ( 1) Tc Je
(3 1)
ne为发动机最大扭矩时转 速
2、从动盘结构型式
(1)总体结构
(2)弹性从动盘形式（轴向弹性）
使离合器接合柔和、起步平稳。 (a)整体式
特点:
结构简单，加工方便，但很难保证各扇形部分刚度一致。
(b)分开式
特点: 波形弹簧片刚度基本一致（用一个模具加工）； 转动惯量更小（弹簧片厚度比从动片更薄，仅0.7mm）。 多用于从动盘直径<380mm的轿车和轻型货车上。
( 4 7)
2）分离轴承端压紧力F2与大端变形量λ1的变化关系：
Eh1 ln (R / r ) R r 1 R r 2 F2 H 1 H h 2 6(1 )( R1 r1 )(r1 r f ) R1 r1 2 R1 r1
0.70～1.50
注：对于石棉基材料的，一般轿车取0.18～0.28MPa，货车为0.14～ 0.23MPa,城市公交取0.1～0.13MPa,其中小值对应于使用频繁和载重大 的汽车。
3、摩擦片外径D、内径d和厚度h
外径D可由式（2-1）和（2-2）求得：
12 Te max D3 fZp0 (1 c 3 )
（2）R、r的选择
R/r一般为1.2～1.35。压式离合器R值取大于或等
于摩擦片的平均半径Rc，拉式离合器r值取大于或等于
Rc，且对于同尺寸摩擦片，拉式R值较压式大。
2( R 3 r 3 ) 注：Rc 3( R 2 r 2 )
式中：R′、r′分别为摩擦片外圆和内圆半径。 当摩擦片内、外径之比≥0.6时，也可用下式计算：
（8）压盘加载点R1和支承圈加载点r1的确定
r1应略大于r且尽量靠近r，R1应略小于R且尽量靠近R。
2、膜片弹簧的弹性特性
自由状态
压紧状态
分离状态
1）压紧力F1与膜片弹簧大端变形量λ1的变化关系：
Eh1 ln (R / r ) F1 6(1 2 )( R1 r1 ) 2
R r 1 R r 2 H 1 R r H 2 R r h 1 1 1 1
压力分布均匀，磨损与离心对压紧力影响小，性能稳定； 易于实现良好的通风散热。 广泛应用于转矩为80-2000N.m的各种汽车上。
膜片弹簧加载方式:
膜片弹簧支承形式: （1）压式双支承:
（2）压式单支承:
（3）压式无支承:
（4）拉式支承:
分离轴承形式:
（1）推式膜片弹簧分离轴承:
（2）拉式膜片弹簧分离轴承:
3、膜片弹簧的强度计算
其最大应力发生在分离指根部（如图所 示），其最大应力σ可按下式计算：
3 r r f F2 E Rr [( 1) 2 2 r 2 h 1 r ln(R / r )
H 1 1 1 h 1 ( ) ] R r 2 R1 r1 R1 r1 2r R1 r1
2 J a为汽车总质量换算后得到的相对转动惯量 mmax r02 /( ii2 i0 )；
J e为发动机旋转部件与离合器主动部分的转动惯 量； T 为汽车阻力矩＝mmax gr0 /( ii i0 ); Tc为离合器静摩擦力矩, 为离合器后备系数； mmax为汽车最大总质量，为传动系效率, r0为车轮滚动半径； ii为起步时变速器传动比（取１、２挡计算）， i0为主减速比； g为重力加速度，为汽车行驶阻力系数（ 取＝ 0.1)。
离合器设计
南昌大学科技学院
离合器的基本功用
1、汽车起步时，使高速旋转的发动机与静止的传动系
平顺接合，确保汽车平稳起步；
2、变速换挡时，切断动力传递，减轻换挡时齿轮间的 冲击； 3、传递转矩过大时，通过离合器的滑磨，防止传动系 过载（如紧急制动时）。
对离合器的基本要求
1、既能可靠传递最大转矩，又能防止过载；
与其它传力方式相比，弹性连接式不会因磨损引发振动 和噪音，结构更加简化，对装配精度要求也低。
二、离合器主要参数的选择
离合器的主要参数有摩擦片的外径D、内径d、厚度h、 后备系数β等，通常根据发动机最大转矩Temax来确定。
1、离合器静摩擦力矩TC
Tc

12
fZp 0 D (1 c )
3 3
2 1
( rc r )
2n
(4 10)
上述各式中各参数参见（4-7）、（4-8）。
要求σ<[σ],国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或 50CrVA等优质高精度钢板材料，其许用应力[σ]可取可 提高至1700～1900MPa。
4、膜片弹簧的热处理
1）强压处理（压平12-14小时）； 2）表面喷丸处理； 3）分离指端高频淬火后镀铬、镉或四氟乙烯等。
( 4 1)
R r Rc 2
( 4 2)
另外，从结构上还要求R应大于摩擦片内径，近于摩擦片外 径。当H、h、R/r不变时，增加R将有利于膜片弹簧应力下降。
（3）锥角α的选择
arctanH /( R r ) H /( R r )
通常α在9°～15°之间。
( 4 3)
（注：初次计算时可取c=0.6）
( 2 3)
外径D（mm）也可由如下经验公式求得：
Te max D 100 A
式中：Temax为发动机最大扭矩（单位：N.m）
( 2 4)
A为直径系数，轿车取47；货车：单片离合器30～40，双片
离合器45～55；自卸车和使用条件恶劣的货车取19。
求得外径D后可根据下表确定摩擦片系列：
Tc Te max
( 2 2)
式中：β为离合器后备系数（必须>1）， β越大，离合器滑磨
时间越短，越能可靠传递发动机最大转矩，但容易导致离合
器尺寸偏大，并引起冲击过载和操纵费力。其选择的总原则 是：汽车越重，使用条件越差，β也应选大些。 表2-1：离合器后备系数的选取 车型 乘用车及最大总质量小于6t的商用车 最大总质量为6～14t的商用车 后备系数β 1.20～1.75 1.50～2.25
上述式中：
μ为材料的泊松比，对于钢为0.3；
( 4 8)
E为材料的弹性模量，钢为2.1×105MPa; R、R1、r、r1、rf、H、h参见右图。
注：将（4-4）中的λ1B代入
（4-7），可计算出处于工作状态下
对压盘的压力，从而得到对摩擦片的 单位压力p0，求得Tc后校核离合器后
备系数β。
3）膜片弹簧的弹性特性曲线： 通过式（4-7）可绘制如下所示的Ｆ1-λ1特性曲线：
拉式膜片弹簧离合器与压式相比，具有以下特点: （1）拉式可产生更大的压紧力或减小压盘尺寸； （2）拉式杠杆比大，操纵更轻便； （3）拉式结构更为简单、紧凑，质量更轻； （4）支承环磨损后不会产生冲击和噪音，使用寿命长； （5）分离轴承结构复杂，安装拆卸不便。
4、压盘传力形式
压盘与飞轮、离合器盖连接起来后，必须保证其轴向自 由移动。