第二章 离合器设计

tB
令
er 2 h { [(e r ) ]} 2 2 (1 )r 2 E
d tB / d 0
可求出 tB 达到极大值时的转角 p 。
tB rp b
h p 2(e r )
B点最大压应力发生在比碟簧压平位置再多转动一个角度arctan[h／ 2(e-r)] ≈h／2(e—r)的位置处。 在分离轴承推力F2作用下，B点还受弯曲应力 tB ，其值为
表2—1 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (N· m／mm2 ) <210 >210--250 >250—325 >325 离合器规格D ／mm 0.28 0.30 0.35 0.40 [Tco] 10—2
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p。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p。为 0.10—1.50MPa，即 0.10MPa≤po≤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
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
f ( x) min[

4
( D 2 d 2 )]
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VD不超过65—70m／s，即
D K D Te max
乘用车 最大总质量为1.8 ～ 14t的商用车 最大总质量大于 14t的商用车 KD =14.6 KD =13.5 ～18.5 KD =22.5～24.0
应使摩擦片最大圆周速度不超过65～70m／s，以免摩擦片发生飞离。 摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。
fZp 0 D3 (1 c 3 )
(2—4)
将式(2—2)与式(2—3)代人式(2—1)得
TC

12
式中，c为摩擦片内外径之比，c=d／D，一般在0.53～0.70之间。 为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计 时Tc应大于发动机最大转矩，即 TC Te max (2—5)
H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度；h为膜片弹簧钢板厚度； R、r分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径；R1、r1分别为压盘加载点 和支承环加载点半径。离合器分离时，膜片弹簧的加载点发生变化 设分离轴承对分离指端所加载荷为F2，相应作用点变形为λ 2，另外， 在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面 从自由状态也转过相同的转角，则有如下关系 R r F2 1 1 F1 r1 r f
Eh1 ln( R / r ) 1 R r Rr F1 f (1 ) [( H 1 )( H ) h2 ] R1 r1 2 R1 r1 6(1 2 ) ( R1 r1 )
式中，E为材料的弹性模量，对于钢：E=2．1X105MPa；μ 为材料的泊 松比，对于钢：μ =0．3
摩擦离合器主要由主动 部分、从动部分 、压紧 机构和操纵机构四部分 组成。 主、 从动部分和 压紧机构是保证离合器 处于接合状态并能传递 动力的基本结构 ，操纵 机构是使离合器主 、 从 动部分分离的装置。
第二节
离合器的结构方案分析
汽车离合器大多是盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分 为单片、双片和多片三类；根据压紧弹簧布置形式不同，可 分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式；根据使用的压 紧弹簧不同，可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹 簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同，又可分为拉 式和推式两种形式。
vD

60
ne max D 10 3 65 ~ 70 m / s
VD为摩擦片最大圆周速度(m／s)；nemax为发动机最高转速(r／min)。
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 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矩应小于其许 用值，即 4TC TC 0 [TC 0 ] Z ( D2 d 2 )
当摩擦片采用不同材料时，po按下列范围选取：
石棉基材料 粉末冶金材料 金属陶瓷材料 po=0.10～0.35MPa po=0.35～0.60MPa po=0.70～1.50MPa
三、摩擦片外径D、内径d和厚度b
当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩T转矩Temax(N· m)按如下经验公式选用
D A d0 p
F p0 A p0 ( R 2 r 2 ) p0
(D2 d 2 )
4
4F F p0 2 2 ( D d ) ( R 2 r 2 ) (2—2) 式中，p 0 为摩擦面单位压力，A 为一个摩擦面的面积； 2R 为摩擦片 D 外径； d 2r 为摩擦片内径。
rB
6(r r f ) F2 nbr h 2
式中，n为分离指数目； r 为一个分离指根部宽度。 b
jB rB tB
四、膜片弹簧主要参数的选择
1．比值H／h和h的选择 为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的 H／h一般为1.6—2.2，板厚h为2～4mm。 2．比值R／r和R、r的选择 研究表明，R／r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧刚度越大，弹性特 性曲线受直径误差影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的 要求，R／r一般为1．20—1．35。为使摩擦片上压力分布较均匀，推 式膜片弹簧的R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径RC，拉式膜片弹 簧的r值宜取为大于或等于Rc。而且，对于同样的摩擦片尺寸，拉式的 R值比推式大。 3．α 的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角。与内截锥高度H关系密切， α =arctanH／(R—r) ≈H／(R—r)，一般在9O～15O范围内。
E x ( / 2) y t e x 1 2
e
式中， 为自由状态时碟簧部分的圆锥底角； 为从自由状态起，碟簧 子午断面的转角； 为中性点半径，e=(R—r)／In(R／r)。
e
分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核碟簧的强度。 将B点坐标x≈-(e—r)和y=h／2代人式(2—15)，可得月点的应力 tB

4W [ ] 2 2 Z ( D d )
式中，ω 为单位摩擦面积滑磨功(J／mm2 )；[ω ]为其许用值(J／mm2 )
W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J)，可根据下式计算
W
2 ne 2 ma rr 2
1800 i0 ig
2 2
二、膜片弹簧的弹性特性
假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中性点 O转动。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷Fl集中在支承点处， 加载点间的相对轴向变形为λ 1，则有关系式
如果不计分离指在F2作用下的弯曲变形，则分离轴承推分离指的移动行 程入2f r1 r f
2 f
R1 r1
1 f
式中，入1f为压盘的分离行程。
三、膜片弹簧的强度计算 由前面假设可知，子午断面在中性点O处沿圆周方向的切向应变为零， 故该点的切向应力为零，O点以外的点均存在切向应变和切向应力。建立 如图所示的坐标系，则断面上任意点(x，y)的切向应力σ t为
第四节 离合器的设计与计算
一、离合器基本参数的优化 设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化 影响离合器的结构尺寸和工作性能。 1．设计变量 后备系数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可由式(2—2)确定，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
二、单位压力p0
单位压力po对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合 器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数 等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，加应取小些；当摩擦片外 径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，po应取小些；后备系数较大时， 可适当增大po。
摩擦片的平均摩擦半径Rc，根据压力均匀的假设，可表示为 3 3 D3 d 3 2 R3 r 3 2 R r RC (2—3) Tc fZF 2 2 2 2 2 2 3( D d ) 3 R r 3 R r
当d／D≥0．6时，Rc可相当准确地由下式计算
RC
Dd Rr 4 2
第三节 离合器主要参数的选择
摩擦离合器是靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的 静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为
TC fFZRC
(2—1)
式中， Tc 为静摩擦力矩； f 为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般 取0.25—0.30；F 为压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc 为摩擦片的平 均摩擦半径； Z 为摩擦面数，是从动盘数的两倍。 假设摩擦片上工作压力均匀，则有
1-飞轮 2-从动盘 3-压盘 4-膜片弹簧
1．从动盘数的选择
对轿车和轻型、微型货车而言，离合器通常只设有一片 从动盘。双片离合器一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到 限制的场合。多片离合器多为湿式，主要应用于重型牵引车 和自卸车上。
2．压紧弹簧和布置形式的选择
三、膜片弹簧的支承形式
推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种，拉式膜 片弹簧支承结构形式按支承环数目不同分为两种。
式中，Temax为发动机最大转矩；β 为离合器的后备系数，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 必须大于1。