汽车万向节介绍.pdf

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1、第一节摩擦离合器的结构型式选择 现代汽车摩擦离合器在设计中应根据车型的类别，使用要求，与发动机的匹配要求，制造条件以及标准化、 通用化、系列化要求等，合理地选择离合器总成的结构和有关组件的结构，现分述如下： 1从动盘数及干、湿式的选择 （1）单片干式摩擦离合器 其结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘 时也能接合平顺。因此，广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车上，在发动机转矩不大于1000Nm 的大型 客车和重型货车上也有所推广。当转矩更大时可采用双片离合器。 （2）双片干式摩擦离合器 与单片离合器相比， 由于摩擦面增多使传递转矩的能

2、力增大， 接合也更平顺、 柔和；在传递相同转矩的情况下， 其径向尺寸较小，踏板力较小。但轴向尺寸加大且结构复杂；中间压盘的通风散热性差易引起过热而加快摩擦片的 磨损甚至烧伤碎裂；分离行程大，调整不当分离也不易彻底；从动件转动惯量大易使换档困难等。仅用于传递的转 矩大且径向尺寸受到限制时。 （3）多片湿式离合器 摩擦面更多，接合更加平顺柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨损小。但分离行程大、分离也不易彻底，特别 是在冬季油液粘度增大时；轴向尺寸大；从动部分的转动惯量大，故过去未得到推广。近年来，由于多片湿式离合 器在技术方面的不断完善，重型车上又有采用，并有不断增加的趋势。因为它采用油泵对摩擦表面强

3、制冷却，使起 步时即使长时间打滑也不会过热，起步性能好，据称其使用寿命可较干式高出56 倍。 2压紧弹簧的结构型式及布置 离合器压紧弹簧的结构型式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。可采用沿圆周布置、 中央布置和斜置等布置型式。根据压紧弹簧的型式及布置，离合器分为： （1）周置弹簧离合器 周置弹簧离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。 有的重型汽车将压紧弹簧布置在同 心的两个圆周上。周置弹簧离合器的结构简单、制造方便，过去广泛用于各种类型的汽车上。现代由于轿车发动机 转速的提高(最高转速高达 50007000rmin 或更高)，在高转速离心力的作用下，周置

4、弹簧易歪斜甚至严重弯曲 鼓出而显著降低压紧力；另外，也使弹簧靠到定位座柱上而使接触部位严重磨损甚至出现断裂现象。因此，现代轿 车及微、轻、中型客车多改用膜片弹簧离合器。但在中、重型货车上，周置弹簧离合器仍得到广泛采用。 （2）中央弹簧离合器 采用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧或用12 个圆柱螺旋弹簧做压簧并布置在离合接触，因此压盘由于摩擦而 产生的热量不会直接传给弹簧而使其回火失效。压簧的压紧力是经杠杆系统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可 用力量较小的弹簧得到足够的压盘压紧力，使操纵较轻便。采用中央圆柱螺旋弹簧时离合器的轴向尺寸较大，而矩 形断面的锥形弹簧则可明显缩小轴向尺寸，但其制造却比较困难

5、，故中央弹簧离合器多用在重型汽车上以减轻其操 纵力。根据国外的统计资料：当载货汽车的发动机转矩大于400450Nm 时，常常采用中央弹簧离合器。 （3）斜置弹簧离合器 是重型汽车采用的一种新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧，分别以倾角（弹簧中心线与离 合器中心线间的夹角）斜向作用于传力套上，后者再推动压杆并按杠杆比放大后作用到压盘上。这时，作用在压杆 内端的轴向推力等于弹簧压力的轴向分力。当摩擦片磨损后压杆内端随传力套前移，使弹簧伸长，压力减小，倾角 亦减小，而cos 值则增大。这样即可使在摩擦片磨损范围内压紧弹簧的轴向推力几乎保持不变，从而使压盘的压紧 力也几乎保持不变。同样，

6、当离合器分离时后移传力套，压盘的压紧力也大致不变。因此，斜置弹簧离合器与前两 种离合器相比，其突出优点是工作性能十分稳定。与周置弹簧离合器比较，其踏板力约可降低35。 （4）膜片弹簧离合器 膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压 力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中 心线是对称的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧 和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于 膜片弹

7、簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风 等。 膜片弹簧离合器在轿车及微型、轻型客车上已得到广泛的采用，而且逐渐扩展到载货汽车上。国外已设计生产了传 递转矩为 802000Nm、最大摩擦片外径达 420mm 的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿车、客车、轻型和中型货车 上。甚至某些总质量达 2832t 的重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的。但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要 高。 膜片弹簧离合器的操纵曾经都是采用压式结构。当前，膜片弹簧离合器的压式操纵已为拉式操纵结构所取代。 后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简化、

8、零件减少、拆装方便；膜片弹簧的应 力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。而在压 式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程。 3从动盘的结构型式 简单的从动盘由从动片、摩擦片及从动盘毂铆接而成，其结构简单、质量小，有时用于重型汽车尤其是双片离合器 中。 采用带扭转减振器的从动盘是发展趋势，轿车均采用之。这时，从动片与花键毂间通过减振弹簧相联，具有切 向弹性以消除高频共振并起缓冲作用，在从动片、花键毂与减振盘问有减振摩擦片，装碟形垫片作弹性夹紧后起摩 擦阻尼作用，并使阻尼力矩保持稳定，以吸收部分能量、衰减低频振动。扭转减振器按发动机

9、及传动系专门设计并 经试验修正，则可得到最佳减振、降噪效果。线性弹性特性的扭转减振器，减振弹簧由一组圆柱螺旋弹簧组成，常 用于汽油机汽车。柴油机怠速旋转不均匀度较大，会引起变速器常啮合齿轮间的敲击。采用二或三级非线性扭转减 振器并使第一级减振弹簧组的刚度小，可缓和柴油机怠速不平稳及消除变速器怠速噪声。 为了使离合器接合平顺，从动片尤其是单片离合器的从动片，一般都使其具有轴向弹性。最简单的方法是在从 动片上开 T 形槽，外缘形成许多扇形，并将它们冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两边的摩擦片则分别铆在每 相隔一个的扇形片上。在离合器接合时，从动片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分被逐渐压平，使从动盘上

10、的压力和 传递的转矩逐渐增大，故接合平顺柔和。这种切槽有利于减少从动片的翘曲。其缺点是很难保证每片扇形部分的刚 度完全一致。 分开式结构中，波形弹簧片与从动片分别冲压成型后铆在一起。由于波形弹簧片是由同一模具冲制，故其刚度 比较一致；由于波形弹簧是采用比从动片更薄的钢板(厚度仅为 0.7mm)，故这种结构容易得到更小的转动惯量，这 些方面都优于整体式结构。上述两种结构尤其是后一种多为轿车所采用。 在载货汽车上常采用一种所谓组合式从动片。这种结构在靠近压盘一侧的从动片上铆着波形弹簧片，摩擦片则 铆在波形弹簧片上，而靠近飞轮一侧的摩擦片则直接铆在从动片上。其转动惯量较大，但对于要求刚度较高、外形

11、稳定性较好的大型从动片来说，这种结构也是可以采用的。当载货汽车离合器的直径小于380mm 时，则从动片仍可 采用前两种结构。 第二节离合器基本参数的确定 2.1 摩擦片或从动盘设计计算 摩擦片或从动盘的平均外径根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择： 式中离合器的后备系数， 轿车、 轻型货车 1.301.75， 中、 重型货车 1.602.25， 越野汽车、 挂车 2.03.5； Z摩擦面数； Temax发动机最大转矩，Nm； P 作用在摩擦面上的总压紧力，N； f摩擦系数，计算时一般取0.250.30。 摩擦片平均摩擦半径Rm（当压力均布时）为： 式中 D摩擦片外径； d摩擦片内径。 当

12、发动机的最大转矩已知，离合器的结构型式和摩擦片材料已定，z和f便已定。选好 p0及 ，则摩擦片尺寸 即可确定。对于石棉基摩擦材料，通常取p00.150.25MPa，且较小值用于发动机后备功率较小、离合器使用频繁 的汽车，装载质量大或在坏路面上行驶的汽车。当摩擦片外径较大时，为降低其外缘处的热负荷，也应降低p0值。 轿车可取 0.180.28MPa；货车为 0.140.23MPa；城市公共汽车：一般单片取0.13MPa，大的双片取 0.1MPa。粉末 冶金摩擦片的 p0可取 0.350.50MPa；金属陶瓷材料允许超过0.70MPa，甚至可达 1.52.0MPa。选择 时应考虑到： 为了能可靠地

13、传递发动机最大转矩及防止过长时间的滑磨， 应取较大值；为了防止传动系过载、保证操纵轻便以 及使离合器尺寸不致过大，卢应取较小值。当发动机后备功率大，使用条件好，离合器压盘的压力在使用中可调整 或变化不大时， 可选小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车以及为了提高起步能力、减少滑磨时， 可取大些。 为了便于布置扭转减振器，要求加大内径，从而加大了内、外径之比值。此比值的增大也有利于离合器的散热 和减小摩擦片内外缘滑磨速度差。但过多地增大此比值会使摩擦面积减小，影响传递转矩的能力。一般来说对高速 发动机此比值应取大些。 2.2 压紧弹簧的设计计算 2.2.1 圆柱螺旋弹簧 周置圆柱螺旋弹簧的数目约为6

14、24 个，不宜太少，以便得到均匀的压力，且应是分离杠杆数目的整数倍，以 避免压盘在分离时偏斜。在确定弹簧数目时应考虑到对轻、中型装载量的汽车来说，每个弹簧的压紧力不应超过 600700N；而对大型汽车来说则不应超过1000N。螺旋弹簧的两端应拼紧并磨平以便使两端支承面较大、各圈受力 均匀，且弹簧的垂直度偏差较小。周置压紧弹簧的外径通常限制在2730mm 之间，以便把同样的压簧装在不同尺寸 的离合器上。有时离合器厂还把用得较多的一些弹簧的工作高度做成相同的尺寸，而用改变钢丝直径和工作圈数的 方法获得不同压紧力，以利于在不同的离合器上通用。 （1）弹簧钢丝直径 式中 P工作负荷； K曲度系数，K=

15、（4C-1）/（4C-4）+0.615/C； C弹簧指数，取 68； 许用应力。 对于汽车离合器压簧，推荐其许用应力为 700MPa，一般不应超过 700750MPa；最大应力不应超过 800900MPa。 （2）工作圈数 式中 G剪切弹性模量，钢材：G=810 8.310 MPa； Dm弹簧中径，Dm=D-d，其中 D 为弹簧外径，mm； 44 K弹簧刚度，一般 2045N/mm。 2.2.2 膜片弹簧 膜片弹簧基本参数的选择 （1）比值 Hh 的选择 此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用Hh 对弹簧特性的影响，正确地选择该比值，以得到 理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽

16、车的膜片弹簧离合器多取1.5（H/h）2。 （7）支承圈平均半径 rl和膜片弹簧与压盘的接触半径R1 rl与 Rl的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于 r 且尽量接近 r；R1应略小于且尽量接近于R。 2.3 扭转减振器的参数选择与设计计算 为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性阻尼装置，它就是装在离合器从动盘上的扭转 减振器。其弹性元件用来降低传动系前端的扭转刚度，降低传动系扭振系统三节点振型的固有频率，以便将较为严 重的扭振车速移出常用车速范围(当然，在实际中要做到这一点是非常困难的)；其阻尼元件用来消耗扭振能量，从 而可有效地降低传动系的共振载荷、非共振载荷及噪声。 采

17、用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器得到了最广泛的应用。在这种结构中，从动片和从动盘毂上都开有6 个 窗口，在每个窗口中装有一个减振弹簧，因而发动机转矩由从动片传给从动盘毂时必须通过沿从动片圆周切向布置 的弹簧，这样即将从动片和从动盘毂弹性地连接在一起，从而改变了传动系统的刚度。当6 个弹簧属同一规格并同 时起作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。这种具有线性特性的扭转减振器，结构较简单，广泛用于汽油机汽 车中。当6 个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进入工作时，则称为两级或三级非线性扭转减 振器。这种非线性扭转减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。柴油机的怠速旋转

18、不均匀度较大， 常引起变速器常啮合齿轮轮齿间的敲击。 为此， 可使扭转减振器具有两级或三级非线性弹性特性。 第一级刚度很小， 称怠速级，对降低变速器怠速噪声效果显著。线性扭转减振器只能在一种载荷工况（通常为发动机最大转矩）下有 效地工作，而三级非线性扭转减振器的弹性特性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围，这有利于避免传动系共 振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声。 减振器的阻尼元件多采用摩擦片，阻尼摩擦片的正压力靠从动片与减振盘问的连接铆钉建立。为了保证正压力 从而阻尼力矩的稳定，可加进碟形弹簧或压紧弹簧。 （1）扭转减振器的极限转矩Tj 扭转减振器的极限转矩由减振弹簧的最大变形量来

19、确定，他规定了减振器起作用的转矩上限。可按下式选择： 实验证明，当扭转减振器的极限转矩Tj与汽车驱动轮的最大附着力矩T max相等时，传动系动载荷最小。因此，Tj 可按下式选取： 式中 G2满载汽车驱动桥给水平地面的载荷，N； 附着系数，取 0.8； rr车轮滚动半径，m； i0主减速比； ig1变速器一档传动比。 （2）扭转减振器的角刚度 Ca 扭转减振器的角刚度Ca（Nmrad）是指离合器从动片相对于其从动盘毂转1rad（或 1）所需的转矩值（当 减振器无阻尼时）。角刚度决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸，即 式中 T加在从动片上的转矩（当减振器无阻尼时），Nm； 从动片相对于从动盘毂

20、转过的角度，rad； K每个减振弹簧的(线)刚度，Nmm； n减振弹簧个数； Rl减振弹簧的分布半径，m。 可按下式初选： Ca13Tj （3）扭转减振器的摩擦力矩Tf 由于角刚度 C。受传扭要求的限制不可能很低，故在发动机转速范围内共振现象常常难以避免。减振器的阻尼 装置可用于减小共振振幅并尽快衰减振动。为此，必须合理地选择阻尼装置的摩擦力矩Tf，以使系统扭转振动的振 幅为最小。 计算与实践表明，对现代汽车的扭转减振器，其摩擦力矩可按下式选取： （4）预紧力矩 Ty 对于线性特性的减振器，减振弹簧在安装时应有预紧。预紧力矩值不应大于摩擦力矩，一般取 （5）极限转角 max max 即减振器主

21、、从动部分的最大相对转角。一般为3.04.5。对于多级的变刚度减振器， 加而增大，有的达 12左右。 2.4 压盘 较大且随级数的增 压盘形状较复杂，要求传热性好、具有较高的摩擦系数及耐磨。故通常由灰铸铁HT200 铸成，金相组织呈珠光 体结构，硬度 HB170227。另外可添加少量金属元素（如镍、铁、锰合金等）以增强其机械强度。压盘的外径可根 据摩擦片的外径由结构确定。为了使每次接合的温升不致过高，压盘应具有足够大的质量以吸收热量；为了保证在 受热情况下不致翘曲变形，压盘应具有足够大的刚度且一般都较厚（载货汽车的离合器压盘，其厚度一般不小于 15mm）。此外，压盘的结构设计还应注意其通风冷却

22、要好，例如在压盘体内铸出导风槽。压盘的厚度初步确定后， 应校核离合器一次接合的温升不应超过810 度。 压盘与飞轮通过弹性传动片连接时，则传动片应进行拉伸应力的强度校核；若通过凸块一窗孔、传力销或键连 接时，则应进行挤压应力的强度校核： 式中： 考虑发动机转矩 Temax分配到压盘上的比例系数，单片离合器取 0.5； R力的作用半径，m； Z工作元件（例凸块一窗孔、传动销、键）的数目； F接触面积，mm 。 2.5 从动片与从动盘彀 从动片通常用 1.32.0mm 厚的钢板冲压而成。 有时将其外缘的盘形部分磨薄至0.651.0mm， 以减小其转动惯量。 从动片的材料与其结构型式有关， 整体式即

23、不带波形弹簧片的从动片， 一般用高碳钢 （50 或 85 号钢） 或 65Mn 钢板， 热处理硬度 HRC3848；采用波形弹簧片的分开式（或组合式）从动片，从动片采用08 钢板，氰化表面硬度HRC45， 层深 0.20.3mm；波形弹簧片采用 65Mn 钢板，热处理硬度 HRC435l。 从动盘毂的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接， 以便从动盘毂能作轴向 移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GBll4474 选取。从动盘毂花键孔键齿的有效长度 约为花键外径尺寸的（1.01.4）倍（上限用于工作条件恶劣的离合器），以保证从动盘毂沿轴向移动时不产

24、生偏 斜。 2.6 分离杠杆 分离杠杆由 35 号钢等中碳钢锻造（锻件硬度HBl31156），或由低碳（ 08）钢板冲压而成。为了提高耐磨性， 均进行表面氰化处理，层深0.150.30mm，硬度 HRC5863。 2.7 离合器盖 一般采用厚 2.55mm 的低碳钢（08、10）钢板冲压制造。中央弹簧离合器和重型汽车离合器的离合器盖则采用 HT200 灰铸铁铸造，以增强其刚性。离合器盖的形状和尺寸由离合器的结构设计确定。在为了加强通风散热和清除 2 摩擦片的磨损粉末，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的人口和出口等通风窗，甚至将盖设计成 带有鼓风叶片的结构。 第三节离合器操纵机构设

25、计 离合器的操纵比较频繁，除自动离合器外，离合器都是由司机左脚踩踏板操纵。为减轻司机的疲劳，要求踏 板力尽可能地小， 轿车在 80130N 左右，载货汽车不应超过 150200N；踏板总行程也不宜过大， 一般应在 80150mm 范围内，最大应不超过 180mm。应具有踏板自由行程的调整装置以便在离合器摩擦片磨损后用来调整和恢复分离轴 承与分离杠杆间的正常间隙量；还应有踏板行程限位装置以防止操纵机构的零件受过大载荷而损坏。此外，操纵机 构的传动效率要高， 具有足够的刚度， 不会因发动机的振动以及车架和驾驶室的变形而干涉其正常工作， 工作可靠、 寿命高，维修保养简易、方便等。 3.1 离合器操纵

26、机构的结构型式选择 离合器操纵机构分为机械式、液压式、气压式和自动操纵机构四种。为了降低中型以上货车的踏板力，在机械 式和液压式操纵机构中有时采用助力器。 1机械式操纵机构 有杆系传动和钢索传动两种型式。杆系传动结构简单、制造容易、工作可靠，广泛用于各种类型的汽车上。但 质量及摩擦损耗都较大；传动效率低。当离合器需远距离操纵时，则杆系的结构复杂、布置困难，踏板的自由行程 将加大，刚度及可靠性也会变差。钢索传动寿命较短，传动效率也不高，仅用于某些轻型轿车中。 2液压式操纵机构 如图 1 所示，液压式操纵机构由吊挂式离合器踏板、 总泵(主缸)、分泵(工作缸)、管路系统、回位弹簧等组成。 具有摩擦阻

27、力小，传动效率高，质量小，布置方便，接合柔和 (有助于降低猛接离合器时传动系的动载荷)，便于采 用吊挂式踏板使该处地板易于密封，车架或车身的变形以及发动机的振动不会影响其工作，系统刚度好有助于减小 踏板自由行程，也便于远距离操纵及采用可翻倾式驾驶室等优点。它不仅最广泛地用于轿车及中、轻型客车及货车 上，而且在大客车和重型货车上的应用也日益增多，但在中型以上的汽车上使用时应该加装助力器。 3机械式和液压式操纵机构的助力器 在中型以上的汽车上，为减轻离合器踏板力，在机械式和液压式操纵机构中常采用各种助力器。 气压式助力器多用于大型客车和重型货车上并与离合器液压操纵系组合。如图2 所示，当踩下踏板9

28、 时，工作 油液由总泵 10 经管路及油孔 A 压向离合器分离活塞1，同时推动活塞2 压缩膜片的压簧 3，使气路畅通并打开进气 阀 5、关闭排气阀4，使压缩空气进入活塞7 的进气空间 8，推动活塞克服弹簧力并给离合器分离活塞1 以助力。与 此同时，部分压缩空气经孔6 进入膜片的压簧 3 一侧空间，给压簧以助力，起随动平衡作用。设计时应根据离合器 踏板力不应大于 150N 的要求来选择各活塞、弹簧以及膜片等的尺寸，并且要求当助力器失效时不会影响人力操纵。 第四节离合器分离行程及性能计算 1机械式操纵机构 机械式操纵机构的总传动比为： 总行程为： 2液压式操纵机构 液压式操纵机构的总传动比为： 总

29、行程为： 式中 分离轴承的自由行程，一般为24mm，反映到踏板上即为踏板自由行程，一般为2030mm； S压盘行程： Zc离合器的摩擦表面数(单片为 2，双片为 4)； S离合器在分离状态下对偶摩擦面间的间隙，对单片离合器取0.751.0mm，双片取 0.50.6mm； m离合器在接合状态下从动盘的变形量，对具有轴向弹性的从动盘取m=1.01.5mm，对非弹性从动盘取 m=0.150.25mm。 3离合器彻底分离时的踏板力Q 式中 P max离合器彻底分离时压紧弹簧的总压力； i操纵机构的总传动比； 操纵机构的总传动效率，对机械式操纵机构取0.70.8；对液压式取 0.80.9； Qh克服各回位弹簧（例如分离套筒及踏板等的回位弹簧）拉力所需的踏板力。 为减轻司机的疲劳，要求踏板力尽可能地小，轿车在80130N 左右，载货汽车不应超过150200N。踏板总行程 也不宜过大，一般应在 80150mm 范围内，最大应不超过180mm。