轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究（12篇）轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究 影响车辆换挡性能的主要因素 由于工程车辆的工况复杂，影响其变速箱换挡性能的因素也很多。换挡平顺性是评价一台变速器换挡性能优劣的重要下面是小编为大家整理的轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究（12篇）,供大家参考。
篇一：轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究
影响车辆换挡性能的主要因素由于工程车辆的工况复杂，影响其变速箱换挡性能的因素也很多。换挡平顺性是评价一台变速器换挡性能优劣的重要指标，但是如何评定换挡的平顺性目前还没有完善统一的评定指标和评定方法。一般只能分为主观评定和客观评定两大类。主观评定主要依据的是驾驶者的主观感受，但往往对同一台变速器，不同人有不同的感受，因此很难作为评判标准；客观方面采用冲击度作为评价指标，冲击度是纵向加速度的变化率。
影响换挡平顺性的因素主要有：换挡执行元件的结合和分离的控制时间、旋转零件释放的惯性能量和换挡过程中增长速度过快的摩擦力矩。第一个因素主要原因是在换挡时如若出现档位重叠，将产生较大的负荷，随之产生较大的换挡冲击；反之则会出现动力的中断，使发动机趋于“飞车”，力矩急剧增大，产生更大的换挡冲击，严重影响装载机换挡的平顺性。第三个因素中由于离合器的传递转矩要依赖于足够大的摩擦力矩，而由摩擦力矩的计算公式：
M???r?p?s
(1)其中μ
——摩擦元件的摩擦系数；
r——摩擦片半径（m）；
P——离合器油缸内的油压（Pa）；
S——离合器油缸活塞的面积（m2）；
由式（1）可以看出，当机械结构确定后，摩擦力矩的增长速度主要与离合器油缸的油压和摩擦元件的摩擦系数有关，当离合器液压缸油压增长过快时，离合器摩擦力矩也相应的增长过快，这不利于换挡的平稳进行，易产生较大的换挡冲击。因此，控制好离合器的油压变化对于提高变速箱换挡性能有重要意义。
常见的改善换挡性能的控制方法
前面分析了影响变速箱换挡性能的因素后，下面将简要介绍几种常见的改善变速箱换挡性能的控制方法。常用的方法有：结合元件定时控制法、缓冲控制法、主油路油压法、发动机油门控制法等。
1结合元件定时控制法
对装载机变速箱换挡性能的要求有两点，一是合理的控制换挡时间，二是尽量使换挡平稳。为了使换挡既平稳，响应又快，换挡时就要对结合元件的结合和分离时间进行合理的控制。避免出现换挡执行元件结合重叠过多或不足的现象，进而避免由此带来的换挡冲击。理想的换挡过程应该是同步换挡，但实际上往往很难实现。为了尽可能的实现这种同步换挡，采用定时控制方法对两个液压换挡执行元件的充放油过程协调控制，达到档位交替最佳效果。通常具体的操作方法是在控制系统中加入定时阀、缓冲定时阀或干预换挡定时阀等控制元件。对于此种方法吉林大学的赵丁选老师进行了相应的实验测试，得出不同定时时间所产生的放油油压变化规律示意图如下。
图1不同定时时间产生的放油油压变化规律示意图
2缓冲控制法
变速箱输出转矩的波动和摩擦元件结合过程有很大关系，在结合过程中，充油速度变化越快，充油压力变化越快，输出的转矩波动也就越剧烈。因此，控制摩擦元件油压上升或下降的速度，使油压在一定时间内相对缓慢的变化，实现平稳结合，便能降低变速箱输出轴的转矩波动，提高换挡的平顺性，进而提高装载机换挡的性能。目前市场上的装载机普遍采用缓冲控制方法来降低换挡冲击，具体方法是在换挡阀和换挡执行元件的控制油路中安装蓄能器、缓冲阀（缓冲阀有液压缓冲阀、电液比例调压阀、高速开关阀等）、限流阀和节流孔等装置。比如，在换挡阀和离合器之间的控制油路中加入节流阀，便会对流入离合器的液压油起
到节流的作用，使离合器摩擦片在结合时延缓油压的变化速度，以减少换挡冲击。在离合器摩擦片分离时，油液同样需要经过节流孔才能与油箱连通，节流孔的缓冲作用同样延缓了油压的下降速度，从而延长了离心倒空阀的打开时间，不同形式和不同尺寸的节流孔对时间延缓长短不同。下图所示为采用不同节流孔的缓冲控制方法时放油油压的变化规律。
图2不同节流孔对放油油
3发动机油门控制
由于装载机的冲击度和发动机输出转矩对时间的一阶导数存在正比关系，因此在换挡过程中调节对发动机的供油规律对于提高装载机换挡性能，增强驾驶平稳性，降低冲击度也有很大帮助。在换挡过程中发动机油门主要控制其输出转速和转矩，使离合器在接合时能够适应新的输入轴转速，进而减少换挡后离合器结合的冲击。在换挡过程中，由于车速基本保持不变，而速比的变化使得发动机的转速急速变化，此时处于发动机和变速器之间的旋转零件都将释放出很大的惯性能量，进而引起巨大的换挡冲击。因此，应该在换挡期间有效的控制发动机油门，调节发动机转速，尽量在离合器接合前释放出发动机的惯性能量。
此外改善变速箱换挡性能的方法还有许多，比如通过改变离合器结构，如增加摩擦片的个数，进而增大摩擦面积，在相同的油压下，便能增大换挡时传递的扭矩，从结构上消除了换挡迟缓或等档的现象，使得变速箱工作更加可靠。目前国内外主要采用的控制方法为第二种——缓冲控制阀。
篇二：轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究
自动变速箱油温度控制系统技术发展及趋势研究黄瑞;隋大为
【摘
要】随着汽车行业自动化、智能化的发展,客户对驾驶舒适性和油耗的要求越来越高,那么变速箱的操纵性能升级是必然的趋势.而变速箱的性能与变速箱油的温度有着必然的关系,自动变速箱油的最佳工作温度在100℃左右,此时是形成润滑油膜的最佳时机,只有在100℃左右的工作环境下才能发挥变速箱最优的性能.发动机冷启动时变速箱油的温度很低,此时油的粘度过高,变速箱的润滑和传动效果很差,为了尽快使自动变速箱油的温度达到最佳工作温度,需要从发动机热管理的角度来考量自动变速箱,可以考虑利用发动机冷却液升温快的特点来为变速箱油快速升温.另一方面,随着自动变速箱运转时间的增长,自动变速箱油会逐渐累积热量,使油温不断升高,当油温升高到143℃以上时,自动变速箱油的粘度会迅速降低,阻碍油膜的建立,最终使自动变速箱丧失润滑性能,造成变速箱内部的相关零部件烧蚀或失效.为了解决以上问题,本文对多种温控系统进行对比分析,并对未来的技术发展趋势做了阐述.
【期刊名称】《汽车科技》
【年(卷),期】2019(000)001【总页数】7页(P62-67,61)
【关键词】变速箱;变速箱油温;温控系统;温控阀;冷却
【作
者】黄瑞;隋大为
【作者单位】东风富士汤姆森调温器有限公司,武汉430056;东风富士汤姆森调温器有限公司,武汉430056【正文语种】中
文
【中图分类】U463.2121前言
手动变速箱及以往较老的变速箱是未考虑对变速箱油进行冷却的，比如MT（手动变速箱）、AMT（机械式自动变速箱）、DCT（双离合变速箱），因为这些类型的变速箱传动效率高、发热量少，不需要设计专门的冷却系统。随着AT（液力自动）、CVT（无级变速）的发展，这些类型的变速箱油除起到润滑作用外，还要承担传动的功能，传动效率一般在80%左右，油温较高。因此，对于AT、CVT这类变速箱来说，油温冷却是一个迫切急需的技术。
为了控制变速箱的油温，目前的解决方案很多，所有的解决方案都是为变速箱配置一套冷却系统，该冷却系统有单纯的风冷却，也有通过温度控制实现冷却，单纯的风冷却的方案最简单，仅将变速箱与一油冷器或散热器连接即可，形成一个降温的环境。通过温度控制实现冷却主要是依靠蜡式节温器来实现，通过蜡式节温器控制变速箱油在需要冷却的时候冷却，不需要冷却的时候不冷却，很明显，用蜡式调温器通过温度来控制的冷却方案看起来就更先进、更智能一些。在行业内，使用温控阀（节温器）通过温度控制的冷却有通过风冷实现的，也有通过与发动机冷却水热交换来实现的。各种冷却方式有其优点，也有其缺陷。最终是通过性能需求、价格需求、空间布置需求及其它需求来进行选择使用。
2自动变速箱油温度控制系统技术分析
2.1风冷式温控系统
风冷式温控系统包括两种类型，一种是纯风冷式温控系统（工作原理如图1），这种温控系统结构简单，是将变速箱油直接引入到油冷器或散热器中，让变速箱油在
油冷器或散热器中不停的循环散热来实现降温，油冷器或散热器一般放置在发动机主散热器前端（如图2所示），利用汽车行驶过程中空气的流动，对变速箱油进行冷却。由于空气和油的比热容相差较大，需要将油冷器或散热器的换热面设计的足够大，才能获得足够的散热能力，这使得风冷式油冷器具有体积利用系数低，占用空间大，重量大的缺点。另外，这种纯风冷式温控系统会有油温低的缺陷，因为变速箱油时刻都在油冷器或散热器中流动循环降温，从而使变速箱油需要较长的时间才可以升温到100℃左右。这种纯风冷式温控系统在早些年有广泛应用，容易解决高温油快速降温的问题，由于存在严重的油温低的缺点，所以近些年很少有客户使用。
随着纯风冷式温控系统的发展，为了避免变速箱油在低温时流向油冷器或散热器散热，出现了另外一种风冷式温控系统（工作原理如图3），该温控系统在纯风冷式温控系统上增加了一个变速箱温控阀，实际上是一款蜡式节温器（如图4），温控阀具有4个接口，其中两个端口接变速箱，另外两个端口接油冷器，该温控系统包括变速箱单元、变速箱温控阀、变速箱油冷器，该温控系统可以实现在变速箱油温低的时候通过温控阀控制走内部的小循环（如图3虚线路径所示），当油温高（一般达到90℃左右）时，小循环关闭，此时变速箱油全部流到变速箱油冷器，走大循环（如图3实线路径所示）实现冷却，然后温度降低后的变速箱油再经过变速箱温控阀流回变速箱，实现降温循环的过程，这种温控系统降温的效果很明显。
图1纯风冷式温控系统工作原理图
图2纯风冷式温控系统布置图示
在冷启动时变速箱油升温方面，这种温控系统可以实现变速箱油稍微快速的升温到100℃左右，因为温控阀可以控制变速箱油在低温时不流向油冷器散热，由于这种升温仅靠变速箱自身工作产生热量来实现，所以，升温速度相对来说还是比较慢的。
集成温控阀的风冷式冷却系统通过温控阀解决了油温低时不去油冷器散热的问题。
该冷却系统近几年在各大主机厂广泛使用，例如：奔驰、长城哈佛、广汽传祺、吉利汽车、江淮汽车、宝沃汽车、比亚迪等，但是该系统也存在一些不足的地方，比如油温升温较慢，安装空间较大，无法实现紧凑布置等问题。
图3集成温控阀的风冷式温控系统工作原理图
图4变速箱温控阀产品图示
2.2水冷式温控系统
水冷式温控系统主要是利用发动机冷却液的温度，来控制变速箱油的温度（工作示意如图5）。汽车冷启动时，利用发动机冷却液升温快的特性，使变速箱油从发动机冷却液中吸收热量，使其快速升温。当变速箱油温度高于发动机冷却液温度时，将热量传递给发动机冷却液，使变速箱油自身降温。由于水冷式温控系统依靠发动机冷却液控制油温，布置的位置相对灵活，油冷器的体积可以设计的相对较小，且冷却液受发动机热管理系统的控制，与变速箱油之间的温差可以控制在一定范围内，从而可以实现变速箱油高温时散去一定的热量。
图5水冷式温控系统工作示意图
如下图6为水冷式温控系统工作原理图，该变速箱温控系统包括变速箱单元、热交换器温控单元、发动机冷却系统、温控阀（蜡式两通单向阀），该系统可以实现变速箱油在热交换器内循环流动，油温低时可以通过热交换器吸收冷却液的热量，使变速箱油快速升温。油温高时可以通过热交换器传递热量给冷却液，当冷却液吸收热量，温度达到温控阀的开启温度时，冷却液在热交换器内会慢慢加速循环，此时利用油温与水温的温差，让变速箱油降温。
图6水冷式温控系统工作原理图
水冷式温控系统有很多优势，但也有缺陷，优势在于体积小巧、结构紧凑，利用发动机冷启动时冷却液升温快的特点让变速箱油温可以快速升高到理想温度，但是由于发动机冷却系统冷却液温度高，最终变速箱油的温度也会长期处于100℃以上，甚至达到120℃以上，这就需要变速箱具有较高的耐温性能，耐温级别一般的变速箱可能受不了这种温控系统带来的油温高的问题。
水冷式温控系统相比风冷式温控系统，拥有冷却利用系数高，安装灵活，体积小巧等优势，更适合在自动变速箱上使用。以上海通用，东风日产，上海大众为代表的合资品牌，已广泛采用水冷式温控系统。以吉利汽车为代表的自主品牌，近年来，也开始陆续将风冷式温控系统更换为水冷式温控系统。
2.3兼具风冷和水冷的双温控系统
为了克服集成温控阀的风冷式温控系统升温慢和水冷式温控系统油温高的缺陷。结合两者的优势，既要能够让变速箱油利用发动机冷却液的快速升温的特性快速升温，又要能够让变速箱油利用风冷的快速降温的特性快速降温。市面上出现了集成风冷和水冷为一体的兼具升温和降温的双温控系统（工作原理如图7）。该温控系统需要实现变速箱油在低温时快速升温，升温是通过在热交换器中变速箱油与冷却液热量交换实现的，当发动机冷启动后，变速箱油温较低，但是发动机冷却系统的冷却液能够较快升温，升温后的冷却液会在发动机冷却系统内循环，能够较快的将热交换器中的冷却液升温到80℃以上，热交换器中的变速箱油路此时会与水路进行热量交换，从而使变速箱油快速升温到100℃左右。在高温时快速降温，降温是通过在油冷器循环中利用风冷却来实现的。该双重温控效果的实现主要通过变速箱温控阀来进行控制的，具体控制原理如下：
油温低于85℃时，此时变速箱温控阀内流通的变速箱油的温度未达到温控阀内感应器的开启温度，此时感应器不工作，阀门也不运动，变速箱油此时不进入油冷器循环，而是进入热交换器循环，在热交换器内与冷却液通路中的冷却液进行热量交换，从而实现变速箱油温度上升，温度上升后的变速箱油将流回到变速箱温控阀，最终再回到变速箱。以上是通过变速箱温控阀实现的热交换器的循环工作，此时油冷器的循环不工作。
油温介于85℃-95℃之间时，此时变速箱温控阀内流通的变速箱油的温度介于初开和全开之间，感应器感受此范围的温度后将会工作，阀门运动，阀门与罩体的内孔为小间隙配合，此时阀门将打开去油冷器的通路，变速箱油将分两路，一路参与热交换器的循环，一路参与油冷器的循环，此时由于阀门未全部打开，所以，热交换器和油冷器的两个循环同时进行，不过随着温度的升高，热交换器的循环流量会越来越小，相反的，油冷器的循环的流量会越来越大。以上是通过变速箱温控阀实现的热交换器的循环与油冷器的循环同时工作的状态。
当油温超过95℃时，此时变速箱温控阀内流通的变速箱油的温度达到全开温度以上，感应器感受到全开温度后，阀门运动，并使阀门达到全开，此时阀门将油冷器的通路全部打开并在此时全部关闭热交换器的通路，变速箱油不进入热交换器循环，而是进入油冷器循环，通过油冷器循环实现变速箱油温度降低，降低温度后的变速箱油将从回到变速箱温控阀，最终再回到变速箱。以上是通过变速箱温控阀实现的油冷器的循环工作，此时热交换器的循环不再工作，油冷器的循环达到最大流量，实现快速高效的降低油温的作用，从而最终确保变速箱油的温度控制在100℃左右。
图7兼具风冷和水冷的双温控系统工作原理图
兼具风冷和水冷的双温控系统可以实现变速箱油快速升温和快速降温，但是结构较复杂，成本较高。目前在欧美的高端车型上有使用，国内的主机客户还未开始使用。
2.4电控式温控系统
以上提到的集成温控阀的风冷式温控系统、水冷式温控系统、兼具风冷和水冷的双温控系统，这些温控系统的温度控制都是依靠蜡式调温器来实现的。我们知道，蜡式调温器的温度控制是依靠石蜡感受外界的温度来实现的，由于石蜡本身的特性，使得温度控制的反应速度不是那么灵敏。当前已有主机客户的概念设计在使用电控的方式来控制变速箱的油温，主要是通过电驱动（电控阀），不通过蜡式温控阀，依靠发动机冷却水，集成热交换器，通过ECU控制水泵运转来实现。这种控制方式可以实现精准、快速的升温和降温，但是成本较高。目前该电控式变速箱温控系统在国内还未有批量使用，技术还不成熟，后续有待进一步研究。
3自动变速箱温度控制系统技术优缺点分析
3.1纯风冷式温控系统的优点和缺点
优点：由于纯风冷式温控系统仅多了一个油冷器或散热器，使得该温控系统具有结构简单，在风冷的作用下可以实现变速箱油快速降温等优点。
缺点：由于空气和油的比热容相差较大，需要将换热面设计的足够大，才能获得足够的散热能力，这使得风冷式油冷器具有体积利用系数低，占用空间大，重量大的缺点。另外，这种纯风冷式温控系统在低温环境下会存在变速箱油温低的缺陷。
3.2集成温控阀的风冷式温控系统的优点和缺点
优点：该温控系统采用的是风冷却，可以实现变速箱油在高温时快速降温的作用，降温效果明显。相对于纯风冷式温控系统，该温控阀（节温器）可以使变速箱油在低温时不流向油冷器散热，提高了低温油升温的效率。
缺点：由于该温控系统仅靠变速箱自身工作产生热量来升温变速箱油，故，变速箱油的升温速度较慢。
3.3水冷式温控系统
优点：水冷式温控阀系统相比风冷式温控系统，拥有冷却利用系数高，安装灵活，体积小巧等优势。而且利用发动机冷却水升温快的特点，使得变速箱油可以快速升温。
缺点：由于发动机冷却液正常工作的温度较高，当变速箱油温升高后，传递给冷却液的热量有限，最终可能使得变速箱油温高于变速箱油理想的工作温度。
3.4兼具风冷和水冷的双温控系统
优点：可以在冷启动时利用发动机冷却液升温快的特点实现变速箱油快速升高到理
想工作温度，也可实现变速箱油在高温时快速降低到理想的工作温度。
缺点：由于集成风冷和水冷的双温控系统，使得该温控系统结构较复杂，安装空间较大，成本较高。
3.5电控式温控系统
优点：可以实现变速箱油快速升高到理想温度，也可实现变速箱油在高温时快速降低到理想工作温度，通过电控，反应速度极快。
缺点：通过电控，技术不成熟，安装空间较大，成本较高。
五种变速箱温控系统的优缺点对比如表1所示。
表1变速箱温控系统优缺点对比温控系统分类
优点
缺点纯风冷式温控系统①占用空间大、偏重
②容易导致油温低①结构简
②可实现快速降温集成温控阀的风冷式温控系统①可以实现低温状态油不经过散热器，一定程度上提高了升温速率
②可实现快速降温低温状态升温速度较慢水冷式温控系统①冷却利用系数高，安装灵活，体积小巧，结构简单②低温状态升温速度快容易导致油温高，需要变速箱具有较好的耐温性能兼具风冷和水冷的双温控系统①可以实现低温状态快速升温②可以实现高温状态快速降温①结构复杂②成本较高电控式温控系统①可以实现低温状态快速升温②可以实现高温状态快速降温①技术不成熟②成本较高
4自动变速箱油温度控制系统技术发展趋势
以上对自动变速箱油温度控制系统的技术做了分析，从技术分类介绍及优缺点来看，纯风冷温控系统的使用将会越来越少，因为该系统油温低的问题很明显。从控温效果、布局、成本等角度来考虑，集成温控阀的风冷式温控系统和水冷式温控系统在未来5-10年为自动变速箱油温控系统的主流趋势，两者虽存在一定的缺点，但优势都很明显，集成温控阀的风冷式温控系统以优异的降温能力得到使用者的认可，水冷式温控系统以优异的成本及紧凑的布局得到使用者的认可。如果对成本和空间布局要求较高，可以选择水冷式温控系统，前提是变速箱需要有较好的耐高温能力。
如果对成本和空间布局要求不高，对冷启动时油温升温速率要求也不是太高，可以选择集成温控阀的风冷式温控系统。对于高端客户的高端车型，为了获得更好的变速箱操纵性能，如果对成本要求不高，兼具风冷和水冷的双温控系统可以选择使用。随着法规和油耗要求的加严，电控技术的使用也会越来越广泛，因为采用电控可以实现极快速的温控效果，变速箱的操纵性能会更加优异，虽然当前电控技术在变速箱温控系统上的应用还不成熟、成本也较高，但是可以进行深入研究作为未来的技术储备。
5结论
本文通过对自动变速箱温度控制技术进行分析，探讨了五种变速箱温度控制系统的工作原理和技术优缺点，并介绍了几种变速箱温控技术发展趋势。其中，水冷式温控系统技术结构较为简单，成本较低，技术成熟度较高，得到了广泛的应用，冷启动升温较快，但是高温控制效果一般。集成温控阀的风冷式温控系统结构也较为简单，技术成熟度较高，空间布置略微复杂，高温控温效果较好，但是冷启动升温速度一般。未来以水冷式和集成温控阀的风冷式为技术发展方向，水冷式如果能够很好的解决油温高的问题，将会是未来变速箱油温控技术的主流。
【相关文献】
[1]纪云鹏.乘用车自动变速箱冷却方案研究.《电子世界》2014年第09期.[2]陈玲琳.汽车自动变速箱发展概况及需求分析.《科技信息》2011年第21期.[3]张保良.湿式双离合器变速箱热量管理系统研究.《机械工程师》2017年第06期.[4]黄安华.浅谈现代汽车自动变速箱.《驾驶园》2009年第07期.[5]徐明雅.自动变速箱油冷却系统的使用与维护.《科学技术创新》2011年第05期.
篇三：轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究
轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究作者：
程林
雷永超
帅春桃
王波
常宗芳
来源：《汽车科技》2020年第04期
篇四：轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究
汽车设计课程设计论文大众POLO离合器设计
设
计
者:学
号:指导教师:班
级:
目录
第一章
绪论
......................................................31.1前言
.......................................................31.2课程设计目的...............................................31.3设计要求
...................................................31.4设计步骤
...................................................4第二章
离合器方案的确定
..........................................52.1车型分析
..................................................52.2方案选择
..................................................5第三章
离合器基本参数的确定
......................................63.1离合器后备系数Β
...........................................63.2单位压力P.................................................63.3摩擦片外径D、内径D和厚度B
..................................73.4摩擦因数F、摩擦面数Z和离合器间隙△T
........................8第四章
离合器基本参数的优化
.....................................134.1摩擦片外径D................................................94.2摩擦片的内、外径比C
.........................................94.3后备系数Β.................................................94.4摩擦片内径D
.................................................94.5单位摩擦面积传递的转矩
..................................94.6单位压力
................................................104.离合器单位摩擦面积滑磨功Ω................................10第五章
离合器零件的结构选型及设计计算
............................115.1从动盘总成设计
...........................................115.1.1从动盘总成的结构型式的选择
..........................115.1.2从动片结构型式的选择
................................125.1.3从动盘毂的设计
......................................1215.2离合器盖总成设计
.........................................135.2.1离合器盖设计
........................................135.2.2压盘设计
............................................145.3离合器分离装置设计
.......................................145.3.1分离轴承
............................................145.3.2分离套筒
............................................155.4膜片弹簧的设计
...........................................155.4.1膜片弹簧基本参数的选择
..............................155.4.2膜片弹簧材料及制造工艺
..............................175.5扭转减振器
...............................................185.5.1扭转减振器的功用
....................................185.5.2扭转减振器组成
......................................185.5.3减振器的结构设计
....................................19第六章
谢辞
.....................................................23第七章
参考资料
.................................................24第一章
绪论
1.1前言
对于内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。目前，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操作机构等四部分。
离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其主要功用是：切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系统平顺地结合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系统分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系统所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。
随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。
1.2课程设计目的汽车设计课程是培养学生具有汽车设计能力的专业基础课，课程设计则是学生在学习了《汽车构造》、《汽车制造技术》、《汽车设计》等课程后一项重要的实践性教学环节，基本的目的是：
①通过课程设计，综合运用汽车设计课程和其它选修课程的理论和实践知识，解决汽车设计问题，掌握汽车设计的一般规律，树立正确的设计思想，培养分析和解决实际问题的能力。
②学会分析和评价汽车及各总成的结构与性能，合理选择结构方案及有关参数，掌握一些汽车主要零部件的设计与计算方法。
③学会考虑所设计部件的制造工艺性、使用、维护、经济和安全等问题，培养汽车设计能力。④通过计算，绘图，熟练运用标准，规范，手册，图册和查阅有关技术资料，进一步培养学生的专业设计技能。
⑤鼓励学生充分利用计算机进行参数的优化设计，CAD绘图，锻炼学生利用计算机进行设计和绘图的能力。
1.3设计要求
通过课程设计，对轿车离合器的结构、从动盘总成、压盘和离合器盖总成及膜片弹簧的设计有比较深入的熟悉并掌握。首先通过查阅文献、上网查阅资料，了解汽车离合器的基本工作原理，结构组成及功能；通过对车型分析，路况分析和型式分析，制定出总体设计方案。并对轿车膜片弹簧离合器进一步的认知和建模，并在指导老师的帮助下完成膜片弹簧离合器设计。
为了保证离合器具有良好的工作性能，设计的汽车离合器应满足如下基本要求：
（1）在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。为此，离合器的摩擦力矩（）应大于发动机最大扭矩（）；
（2）接合平顺、柔和。即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。
（3）分离时要迅速、彻底。
（4）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。
（5）应具有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。
（6）应避免汽车传动系共振，具有吸收震动、缓和冲击和减小噪声能力。
（7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳，尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车，非常重要；
（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的变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。
（9）摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，摩擦衬面磨损在一定范围内时，要能通过调整，使离合器正常工作
（10）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。
（11）结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。
本次设计要求如下：
（1）离合器装配图一张
视图投影准确，结构合理，画法规范，图面整洁，字体按规定用工程字书写，标题栏及零件明细表完整。
（2）零件图（四号图纸，非标准零件由老师指定）要求结构合理，尺寸公差标注规范，基准选择恰当。
（3）课程设计说明书一份（用统一规格）。
1.4设计步骤
(1）熟悉离合器结构及相关理论知识。
(2）根据所给题目进行车型分析，道路情况分析，所设计部件型式分析，进4行主要参考型选择以及设计计算。
（3）绘制离合器总成装配图。
(4)绘制主要零件图。
(5)编写设计说明书。
(6)答辩。
第二章
离合器方案的确定
2.1车型分析
POLO劲情是上海大众推出的一款4门5座两厢车，该车采用EA111发动机，本次设计车型是2009款POLO劲情1.4MT版，其具体参数见表2-1。
表2-1大众POLO劲情参数
参考车型
大众POLO劲情
2.2方案选择
本车选用干式摩擦式离合器,因为摩擦式离合器结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。而采用干式离合器是因为湿式离合器大多是多盘式离合器，用于需要传递较大转矩的离合器，而本车型不在此列。
单片离合器因为结构简单，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，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此设计选择单片离合器，摩擦片数为2。
离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点：
（1）膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内基本保持不变，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；相对圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降，离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力。
（2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小。
（3）高速旋转时，弹簧压紧力降低少，性能较稳定；而圆柱螺栓弹簧压紧力则明显下降。
5发动机型号
最大功最大转车身总率/转速
矩/转速
质量
一档传动比
3.45主减速比
3.88驱动轮规格参数
185/60R1463kw/130Nm/
EA1115000rpm3750rpm1127kg
（4）膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。
（5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长。
（6）膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。
但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，本车选用膜片弹簧式离合器。
与推式相比，拉式膜片弹簧离合器又具有很多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小；拉式膜片弹簧是以中部与压盘相压，在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在结合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约25%-30%；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和噪声；使用寿命长。
综上所述，本次课程设计采用单片拉式膜片弹簧离合器。
第三章
离合器基本参数的确定
摩擦离合器是靠主、从动部分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
为：
式中，f为摩擦面间的静摩擦因数，计算式一般取0.25~0.30；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；
为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数，单片离合器的Z=2，双片离合器的Z=4。
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
应大于发动机最大转矩，即：
式中，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。
3.1后备系数β
后备系数β是离合器设计中的一个重要参数，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，应考虑到摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可6靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系统过载以及操纵轻便等因素。
各类汽车离合器β的取值范围见表3-1。
表3-1离合器后备系数β的取值范围
车型
乘用车及最大质量小于6t的商用车
最大总质量为6-14t的商用车
挂车
后备系数β
1.20-1.751.50-2.251.80-4.00本次课程设计的对象为上海大众波罗POLO劲情1.4MT款汽车，属于城市代步微型轿车，故本次课程设计的后备系数β范围为1.20-1.75，取β=1.5。
3.2单位压力
单位压力P0决定了摩擦表面的耐磨性，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、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。
当摩擦片采用不用的材料时，P0取值范围见表3-2。
表3-2摩擦片单位压力P0的取值范围
摩擦片材料
石棉基材料
粉末冶金材料
金属陶瓷材料
模压
编织
铜基
铁基
0.70-1.5选择：0.11.50MPa,本次设计选取
=0.3MPa。
3.3摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。
当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩
已知，适当选取后备系数β和单位压力P0，可估算出摩擦片的外径，即：
单位压力
/MPa0.15-0.250.25-0.350.35-0.50摩擦片外径D（mm）也可根据发动机最大转矩
（N﹒m）按如下经验公式选用：
式中，为直径系数，取值范围见表3-3。
表3-3直径系数
的取值范围
车
型
乘用车
最大总质量为1.8-14.0t的商用车
最大总质量大于14.0t的商用车
直径系数
14.616.0-18.5（单片离合器）
13.5-15.0（双片离合器）
22.5-24.0本次设计的对象是上海大众波罗POLO劲情，属于乘用车，故
=14.6，由车型分析可知改车型的发动机的最大扭矩：130Nm/3750rpm。故可算出摩擦片外径D=166.47mm。
按
初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，应符合尺寸系列标准GB/T5764?1998《汽车用离合器面片》表3-4为我国摩擦片尺寸的标准。
表3-4离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径160180200225250280300325350380405430D/mm
内径d/mm
厚度110125140150155165175190195205220230b/mm
3.23.53.53.53.53.53.53.54444c?d/D
0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351?c30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位面积/cm
故，摩擦片的尺寸为D=180mm,d=125mm,b=3.5mm,c=0.694,单位面积
=160。3.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表3-5表3-5摩擦材料的摩擦因数f的取值范围
摩擦材料
石棉基材料
模压
摩擦因数f0.20-0.2582106132160221302402466546678729908103编织
粉末冶金材料
金属陶瓷材料
本次设计取f=0.30。
铜基
铁基
0.25-0.350.25-0.350.35-0.500.4摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。在前面的设计分析中已经陈述了本次设计选用的是单片拉式膜片弹簧离合器，因此Z=2。
离合器间隙
是指离合器处于正常接合状态、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离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙
一般为3～4mm。取
=3mm。
第四章
离合器基本参数的优化
设计离合器要确定离合器的性能和参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。下面采用优化的方法来确定这些参数。
4.1摩擦片外径D（mm）
摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度
不超过65-70m/s，即：
式（4-1）
式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；
为发动机最高转速（r/min）。
取
=5000r/min，前面已知D=180mm,代入式（4-1）中可算得
=47.1m/s，由此可见，D=180mm满足要求。
4.2摩擦片的内、外径比c摩擦片的内、外径比c应在0.53-0.70范围内，即：
由此可见，选取
满足要求。
4.3后备系数β
为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围为1.2~4.0。
根据上海大众波罗POLO劲情的车型情况，前面已经选取后备系数β=1.50，满足要求。
4.4摩擦片内径d
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
约50mm，即：
得：
4.5单位摩擦面积传递的转矩
为反映离合器传递的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：
式（4-2）
式中，为单位摩擦面积传递的转矩（N﹒m/）；
为其许用值（N﹒m/），按下表4-1选取。
表4-1单位摩擦面积传递转矩的许用值
离合器规格D/mm
﹒。根据前面的数据和式（4-2），可以算得
=0.74N﹒m/，不满足要求。
重新选取摩擦片参数如下：
D=250mm，d=155mm，b=3.5mm，c=0.620，代入以上优化式子中均满足条件,减振器弹簧位置直径2R0≤105mm。
4.6单位压力
为降低离合器滑磨是的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力
根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，的最大范围为0.10~1.50MPa。
前面选取的=0.3MPa满足要求。
4.7离合器单位摩擦面积滑磨功
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，离合器每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值，即：）
0.20.300.350.40在本次设计中，我们选取的D=180mm，则根据表4-1可知
=
式（4-3）
式中，为单位面积滑磨功（）；
为其许用值（）；对乘，，用车：对于最大总质量小于
的商用车：对于最大总质量大于
的商用车：；W为汽车起步时离合器
接合一次所产生的总滑磨功，可根据下式（4-4）计算：
（）
为汽车总质量（）；
为轮胎滚动半径（）；
为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速（；计算时
乘用车取
2000r/min，商用车取
1500r/min。其中
=3.88，=3.45，=0.304m，=1127kg，代入式（4-3）、（4-4）得
J，，故满足要求。
第五章
离合器零件的结构选型及设计计算
5.1从动盘总成设计
5.1.1从动盘总成的结构型式的选择
从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和从动盘毂等组成。它虽然对离合器工作性能影响很大的构件，但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。从动盘总成应满足如下设计要求：
1)转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。
2)应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减小磨损。
3)应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。
1、摩擦片选择
摩擦系数稳定、工作温度、单位压力的变化对其影响要小，有足够的机械强度和耐磨性；热稳定性好，磨合性好，密度小；有利于结合平顺，长期停放离合器摩擦片不会粘着现象的。综上所述，选择石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物、粘结剂（树脂或硅胶）和特种添加剂热压制成，其摩擦系数为0.25～0.3。
2、扭转减振器
选用带扭转减振器的从动盘，从动片通常用1.3～2.0mm厚的钢板冲压而成。将其外缘的盘形部分磨薄至0.65～1.0mm，以减小其转动惯量。整体式弹性从动片一般用高碳钢（如50）或65Mn钢板，热处理硬度38～48HRC。
11图5-1-1汽车膜片弹簧离合器压盘总成
1.摩擦片2.从动盘本体3.从动盘铆钉4.减振弹簧5.减振器
6.阻尼弹簧铆钉7.从动盘毂8.摩擦片铆钉
5.1.2从动片结构型式的选择
从动片设计时，要尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向结构，这样的从动片有3种结构型式：1、整体式弹性从动片；2、分开式弹性从动片；3、组合式弹性从动片。
选择整体式弹性从动片，它能满足达到轴向弹性的要求，生产率高。
5.1.3从动盘毂的设计
从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它装在变速器输入轴前端的花键上，一般采用齿侧定心的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0～1.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢(如45，40Cr等)，表面和心部硬度一般在26～32HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理。
减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。
花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GB1144—1974选取。
从动盘外径
D(mm)225250280300325发动机最大扭矩
(NM)150200280310380花键齿数
n10101011010花键
外径
(mm)3235354040花键
内径
(mm)226282833232齿厚(mm)44455有效齿长(mm)30354050501235038041043048060072080011011010104040454532323636555555606565表5-1-1花键轴规格表
根据发动机最大转矩为
﹒，选取表5-1-1中红色一栏参数。
表5-1-2所选从动盘毂花键参数
从动盘外径
花键齿D/mm225数
10花键外径
D′/mm
32花键内径
d′/mm
26齿厚
有效齿长
挤压应力?c/Mpa
b/mml/mm3011.324花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。
P
(Mpa)
nhl式中，P为花键的齿侧面压力(N)。它由下式确定：
挤压应力计算公式：
?挤压=花键的齿侧面压力：P?4Temax
(D"?d")Z式中，d"，D"分别为花键的内外径(m)；
Z为从动盘毂的数目；
Temax为发动机最大转矩(N?m)；
n为花键齿数；
1h为花键齿工作高度(m)；h?(D??d?)
2l为花键有效长度(m)。
则:
｀
｀
故:
挤压
135.2离合器盖总成设计
离合器盖总成除了压紧弹簧外还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。
5.2.1离合器盖设计
为了减轻重量和增加刚度，轿车的离合器盖常用厚度约为3～5mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。在设计中要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换挡困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。离合器盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。为了加强离合器的通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，防止摩擦表面温度过高，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口，甚至可将盖设计成带有鼓风叶片的结构。
本次设计的离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径，能将其他离合器上的部件包括在其中即可。
5.2.2压盘设计
对压盘设计的要求：
（1）压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。
（2）压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的彻底分离，厚度约为15~25mm。
（3）与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应补低于。（4）压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。
初步确定压盘厚度为15mm，外径250mm，内径140mm。材料为灰铸铁HT200铸成，密度为。压盘的厚度初步确定后，应根据下式来校核离合器一次接合的温升
式中，t
为压盘温升（），不超过8~10℃；c为压盘的比热容，铸铁的比热容为
（）；
为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器，14γ=0.5；
可算得压盘质量m=3.64kg。
温升t=3.63，满足要求。
5.3离合器分离装置设计
5.3.1分离轴承
分离轴承在工作中主要承受轴向分离力，同时还承受在告诉旋转时离心力作用下的径向力。以前主要采用推力球轴承或向心球轴承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低。目前国外已采用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。
5.3.2分离套筒
本设计使用的是适合拉式离合器的自动调心式分离轴承装置。轴承外圈与分离套筒外凸缘和外罩之间以及内圈与分离套筒内凸缘之间都留有径向间隙，这些间隙保证了分离轴承相对于分离套筒可径向移动1mm左右。在外圈轴承不工作时不会发生晃动。当膜片弹簧旋转轴线与轴承不同心时，分离轴承便会自动径向浮动到与其同心的位置，以保证分离轴承能均匀压紧各分离指舌尖部。这样可以减小振动和噪声，减小分离指与分离轴承断面的磨损，是轴承不会出现过热而造成润滑脂流失分解。延长轴承寿命。另外，分离轴承由传统的外圈转动改为内圈转动、外圈固定不转，由内圈来推动分离指的结构，适当地增大了膜片弹簧的杠杆比，且由于内圈转动，在离心力作用下，润滑脂在内、外圈间的循环得到改善，提高了轴承使用寿命。这种拉式分离轴承室将膜片弹簧分离指舌尖直接压紧在碟形弹簧与档环之间，再用弹性锁环卡紧，结构较简单。
5.4膜片弹簧的设计
5.4.1膜片弹簧基本参数的选择
（1）比值H/h和h的选择
比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。当H/h<
时，为增函数；当H/h=
时，有一极值，该极值点恰为拐点；当H/h>
时，有一极大值和一极小值；当H/h=2时，的极小值落在横坐标上（如图5-4-1所示）。为保证离合器压紧力变化不打和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h一般为1.5~2.0，板厚h为2~4mm。
取h=3mm,则H=4.5mm151.H/h?22.H/h?23.2?H/h?224.H/h?225.H/h?22图5.4.1膜片弹簧的弹性特性曲线
（2）R/r比值和R、r的选择
研究表明，R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，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。为使摩擦片上的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于摩擦片的平均半径。则可取r=102mm，R=125mm。
（3）α的选择
膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截高度H关系密切，一般在9°~15°范围内。
可算得α=11°。
（4）膜片弹簧工作点位置的选择
膜片弹簧工作点位置如图5.4.2所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且
（）
。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般
（），以保证摩擦片在最大磨损限度
λ范围内的压紧力从
到
变化不打。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。为最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。
16图5.4.2膜片弹簧工作点位置
（5）分离指数目n的选择
分离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小膜片弹簧可取12。
本次设计取n=18。
（6）膜片弹簧小端内径
及分离轴承作用半径
的确定
由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径，应大于。本次设计取
=18mm。
（7）切槽宽度
、及半径
的确定
=3.2~3.5mm，=9~10mm,
的取值应满足r-。本次设计取
=3.4mm,
=9mm，=92mm，满足r-
（8）压盘加载点半径
和支承环加载点半径
的确定
和
的取值将影响膜片弹簧的刚度。
应略大于r且尽量接近r，应略小于R且尽量接近R。
本次设计，取
=104mm，=124mm。
5.4.2膜片弹簧材料及制造工艺
国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其分离3~8次，以产生一定的塑性变形，从而使膜片弹簧的表面产生与其使用状态反向的残余应力而达到强化的目的。一般来说，经强压处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命5%~30%。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷到膜片弹簧表面，使其表层产生塑性变形，从而形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高承载能力和疲劳寿命。
为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火。在膜片弹簧与压盘接1触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。
膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般为45~50HRC，分离指端硬度为55~62HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。碟簧部分应为均匀的回火屈氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度的3%。膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11，厚度公差为±0.025mm，初始底锥角公差为±10′。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6μm，底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般都要求小于0.8~1.0mm5.5扭转减振器
扭转减振器主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶（通常为三阶）固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量，因而扭转减震器可有效地降低传动系共振载荷与噪声。
5.5.1扭转减振器的功用
（1）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。
（2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振影响振幅，并衰减因冲击而产生的瞬间扭振。
（3）控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振和噪声。
（4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。
5.5.2扭转减振器组成
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，从动片和从动盘毅上都开有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毅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毅弹性地连接在一起，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人工作时，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。柴油机的怠速旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮轮齿问的敲击。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1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。
5.5.3减振器的结构设计
(1)极限转矩
极限转矩是指减振器在
消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙
时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素，与最大转矩有关，一般可取：
（）
(5.5.1)
式中，2.0适用乘用车，1.5适用商用车，本设计为乘用车，选取2.0。
代入数据可得，280N·m。
(2)扭转角刚度
为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。
决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸。
可按下列公式初选角刚度：
（5.5.2）
可算得，4160N·m/rad，本设计初选，=3640N·m/rad。
(3)阻尼摩擦转矩
由于减振器扭转刚度
受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T?。一般可按下式初选为：
（）
（5.5.3）
本设计取，可算得。(4)预紧力矩
减振弹簧安装时应有一定的预紧。这样，在传递同样大小的极限转矩它将降低减振器的刚度，这是有利的，但预紧力值一般不应该大于摩擦力矩否则在反向工作时，扭转减振器将停止工作。一般选取:
(5.5.4)本设计取。(5)减振弹簧位置半径
减振弹簧位置半径
的尺寸应尽可能大一些，一般取：
1(5.5.5)其中d为摩擦片内径，本设计取系数0.7，代入数值，得。(6)减振弹簧个数
参照表5-5-1选取。
表5-5-1减振弹簧个数的选取
摩擦片外径D/mm
4~66~88~110本设计D=250mm，故选取Z=6。
(7)减振弹簧总压力F当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大，此时，减振弹簧受到的压力F为：
（5.5.6）
225~250250~325325~3535可算得，F=5161.3N。
(8)极限转角
减振器从预紧转矩增加到极限转矩时从动片相对于从动盘毂的最大转角?j为:
(5.5.7)
式中：?l为减振弹簧的工作变形量。
通常取3°～12°，本设计取8°。
(9)限位销与从动盘缺口侧边的间隙
??R2sin?j
式中：R2为限位销的安装半径，λ一般为2.5～4mm。本设计取λ=3mm。
(10)限位销直径
限位销直径d"按结构布置选定，一般d"=9.5～12mm，本设计取d"=11mm。
(11)从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸
为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些，如图5.5.1所示。
2图5.5.1从动盘窗口尺寸简图
一般推荐A1-A=a=1.4～1.6mm。这样，当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参加工作，刚度较小，有利于缓和冲击。本设计取a=1.5mm，A=26mm，A1=27.5。
（12）减振弹簧设计
在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。
1、弹簧的平均直径D2：一般由结构布置决定，通常选取D2=11～15mm左右。本设计选取D2=12mm。
2、弹簧钢丝直径：
d1?38PD2??
式中：扭转许用应力
=550～600MPa，算出后应该圆整为标准值，一般3~4mm左右。代入数值，得d1=3.85mm，符合上述要求。
3、减振弹簧刚度：
k?K?/1000R0Z
代入数值得k=226.5N/mm4、减振弹簧的有效圈数：
2式中：G为材料的扭转弹性模数，对钢G=83000N/mm2，代入数值，得i=3.02。
减振弹簧的总圈数n?i??1.5～2?，n取整为5。
5、减振弹簧在最大工作压力P时最小长度：
Lmin?n?d1???
?1.1d1n=21.175mm式中：??0.1d1=0.385为弹簧圈之间的间隙。
21第六章
谢辞
作为车辆工程专业本科四年级的学生，具有一定的汽车零部件与装置设计的能力。因此在学习完《汽车设计》课程后，紧接着进行《机械设计课程设计》的配套设计实践显得尤为必要，以便于我们通过实践深化理论知识的理解与掌握，从而更好地了解汽车的思想、方法和过程
我所进行的课程设计题目是：参考车型为上海大众波罗POLO劲情1.4MT款汽车的离合器设计。在接受布置的设计任务时，一时不知何处着手开始工作，这让我们感到非常的迷惑和不安，但在就此问题后请教指导老师周萍教授后，我有了指导性方向。在之后的设计过程中，也存在一些问题，如发动机参数的查取、离合器零件的结构选型及设计计算等，我们都有请教指导老师，并获得了耐心详尽的讲解，解决了我们的疑问。在设计的末尾阶段，老师也能仔细审查我们的设计说明书、工程图等设计成果，给出了重要的指示和修改意见，对我们的设计改进帮助作用非常重要，在此特别感谢！
同时，在此设计过程中，我与本专业同学相互讨论，针对共同遇到的问题加以讨论，并得出问题的答案。在运用AutoCAD绘制主要零件图、装配图时也遇到了一些困难，但在与其它同学讨论和交流后能够得到解决，使我能在有限的时间里完成了这项任务，在此一并谢过。
总之，通过这次课程设计使我受益匪浅，为今后的学习与工作打下了一个坚实的基础。在此，衷心感谢老师的帮助和指导，感谢同学的帮助和协作。
22第七章
参考资料
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23
篇五：轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究
自动变速箱换挡过程及其控制方法分析沈炬奎;赵治国
【摘
要】搭载液力机械自动变速箱(AutomaticTransmission,AT)车辆的换挡过程控制对其换挡品质有重要影响,通过AT换挡过程简化模型,分析换挡品质的关键控制阶段-扭矩相和惯性相.并以动力升挡为例,详细分析换挡过程各阶段换挡压力控制策略,即换挡搭接时刻、换挡压力控制、自适性控制的具体实现方法.
【期刊名称】《黑龙江工程学院学报（自然科学版）》
【年(卷),期】2018(032)005【总页数】6页(P26-31)
【关键词】自动变速箱;换挡品质;压力控制;自适应
【作
者】沈炬奎;赵治国
【作者单位】同济大学
汽车学院,上海201804;同济大学
汽车学院,上海201804【正文语种】中
文
【中图分类】U463换挡品质控制一直是液力机械式自动变速箱(AutomaticTransmission，AT)的研究热点，换挡品质的提高很大程度上对改善乘车舒适性并减小对换挡元件磨损和车辆冲击起到决定性作用。目前，改善换挡品质的主要措施包括：换挡过程中对摩擦元件油压变化规律的控制，达到换挡过程中车速变化平顺，不出现过高的瞬时加速度或减速度[1]；在换挡过程中，减少传动系统动载荷，避免传动系的动力出现瞬
间巨变或中断[2]。通过油门和转速的反馈，扭矩控制发动机在最佳工作位置，达到变速过程平稳而连续；在换挡过程中参与换挡的离合器摩擦片会以滑磨功的方式产生能量损耗量，这些热量严重影响离合器的使用寿命，因此，换挡过程中在保证换挡平顺性下要减少离合器摩擦片的热负荷，提高离合器的工作可靠性和耐用性[3]。
1AT换挡过程控制分析
1.1AT换挡过程
液力机械式自动变速箱主要由液力变矩器、机械齿轮变速系统、液压操纵系统、液压或电子控制系统组成[4]。图1为换挡过程的简化模型，在前进挡位D位1挡时，由离合器给1链接齿轮组1，实现某一固定速比的动力传动。换挡时，离合器组1脱开，离合器组2接合，动力由之前的齿轮组1传递切换为齿轮组2传递，速比随之改变。总的来说AT换挡过程离合器主要完成动力传递和速比变化。
因此，换挡过程根据离合器接合元件的状态可划分为3个阶段，主要包括换挡准备、扭矩相控制和惯性相控制，其升挡过程离合器控制如图2所示。
图1换挡过程简化模型
图2升挡过程控制阶段分析
1)换挡准备阶段：该阶段不产生任何动力传递和速比变化，只进行对待结合离合器进行充油加压和待分离离合器放油减压。
2)扭矩相控制阶段:待分离离合器仍处于结合状态，尚未打滑；待结合离合器已作用摩擦转矩，开始打滑。该过程中无急剧的转速变化，仅仅是两个接合元件中传递的扭矩发生了变化，故称这个阶段为换挡过程的扭矩相。
3)惯性相控制阶段：待分离离合器开始打滑直至待结合离合器完全结合为止。在这个阶段两个摩擦元件都打滑，故不仅有转矩变动，同时伴有转速或传动比的急剧变化，所以称这个阶段为换挡过程的惯性相，也称为速比控制阶段。
在扭矩相，主要是控制接合和分离离合器的搭接时刻，保证两个离合器的良好配合，既不能造成涡轮转速跑飞，也不能产生离合器双锁止。该阶段因为涡轮转速无急剧变化，故没有较明显的控制输入，控制起来较难。在控制两个离合器搭接的时候，需要考虑不同扭矩、转速以及温度下离合器充油特性和泄油特性，以及不同挡位离合器与制动器行程的大小，设定不同的充油以及泄油参数。
在惯性相，主要是靠控制接合侧/分离侧压力来保证涡轮转速平顺变化。该阶段由涡轮转速作为控制输入，控制起来相对简单，但是需要引入自学习来达到最佳控制效果。
1.2换挡压力控制系统
压力控制系统按换挡类型分为动力升挡、动力降挡、滑行升挡、滑行降挡及移库换挡五大部分[5]。本文主要以动力升挡为例，分析换挡油压和自适性控制的方法，图3为动力升挡5档到6档的控制策略过程，图中详细指出各换挡阶段参数和自适应控制主要参数。
图3升挡过程控制逻辑
通常AT自动变速箱换挡控制主要由时间控制和压力控制两部分组成，同时升挡过程主要分为三个阶段：
1)换挡准备阶段。涡轮转速出现变化前，是结合侧离合器充油，分离侧离合器放油的过程。
2)扭矩相控制和惯性相控制阶段。涡轮转速变化中期，分离侧已经脱开，主要靠结合侧压力使得涡轮转速按照目标变化率平稳变化。
3)换挡结束阶段。涡轮转速变化结束期，涡轮转速变化即将结束，结合侧压力需要逐步增大到最大值，直到离合器完全结合。
1.2.1升挡过程中阶段1控制
从换挡点开始至涡轮转速开始出现变化为止，这段时间定义为换挡第一阶段。该阶
段主要是结合侧离合器前期充满阶段至静态搭接点(kisspoint)和分离侧油压放油过程，涡轮转速无急剧变化。
换挡前期主要控制参数包括：
Releasetime(RT):分离侧从开始泄油到离合器从部分滑差开始的时间。
Boosttime(BT):从接合侧离合器在复位弹簧自由状态位置，以100%占空比控制电磁阀一直移到离合器完全贴合，还剩离合行程余量为止所花时间。
Stroketime(ST):BT时间之后接合侧前期充满结束，为避免造成接合侧接合过快，离合器不能用100%占空比，以较小的占空比控制移动，消除行程余量，离合器真正贴合上所花的时间。
第一阶段换挡搭接时间主要是靠BT、RT和ST的协调来实现，结合侧/分离侧的衔接顺序为:1)当BT+ST>RT时，结合侧先充油，分离侧从换挡开始点经过(BT+ST-RT)时间后开始泄油。
2)当BT+ST 在换挡过程第一阶段，BT、RT以及ST三者关系决定了离合器充油、泄油的衔接顺序，对换挡前期离合器双锁/跑飞，换挡中期的冲击以及压力自学习有着很大影响。 同时第一阶段最大时间设定最大时间限值。当换挡时间超过该限值时，则强行进入第二阶段，防止离合器因滑磨时间过长而磨损，通常不同档位设置不同阀值。 在结合侧以100%占空比完成BT充油之后，转为以基础压力进行后续控制。基础压力的计算通常有3个模型进行控制，一种是基础MAP主要根据挡位变化确认搭接压力的一维模型，第二种是根据涡轮转速和发动机扭矩修正的三维MAP模型，第三种是根据温度修正的二维MAP模型。以上3种模型的累加构成结合侧搭接 (kisspoint)的压力。而分离侧压力基础压力构成由单个模型进行控制，也是根据挡位变化确认泄油压力的阀值的一维MAP模型。 第一阶段自学习主要进行充油时间(BT)和接合点压力(StokePressure-SP)的自学习，如图4所示，其控制方法为：在BT自学习中，当TCU上电后，TF在每次自学习时会以较大的步长自减，避免因制造散差引起的双锁止；直到出现第一次涡轮跑飞，BT自学习则以较小的步长进行自减，避免自学习值来回振荡。在SP自学习中，主要通过在变速箱固定档位下对非在挡离合器进行脉冲充油学习，直到变速箱检测到Tieup或者Flare为止。在确认该值为变速箱SP的学习前需要进行至少3次重复的脉冲充油学习。 图4充油时间和接合点压力自学习 1.2.2升挡过程中阶段2控制 从离合器搭接时间ST控制至涡轮转速变化结束为止，该段时间定义为换挡第二阶段，如图5所示，包括扭矩控制和速比控制。在完成ST压力充油检测到涡轮转速开始变化后，结合侧离合器和分离侧离合器开始进行扭矩相的转换，结合侧压力以基于涡轮转速和发动机扭矩的三维MAP模型到达同步点，同时分离侧压力也以基于涡轮转速和发动扭矩的三维MAP模型到达同步点。通常利用此方法(OpenLoop)实现平稳的离合器间扭矩交换控制。当离合器开始出现滑差后控制器进入带有前馈的PID控制方法，前馈控制具有一定的预见性，然而却不具备对控制误差的补偿和对扰动的抑制功能，因此，控制策略将前馈控制与PID控制相结合，从而生成1套具有前馈的PID控制方法。在前期基础压力匹配时可以关闭PID功能，用恒定的ramp压力来观察涡轮变化的趋势，避免PID对基础压力匹配的影响[6]。PID根据实际涡轮变化率与目标变化率之间的差值来调节控制占空比，防止出现换挡结束点换挡不彻底产生加速度的波动，保证惯性相控制阶段换挡过程的平顺性，其方法具有闭环控制的稳定和前馈控制快速的优势。 同时通过判断涡轮转速NT与起始挡位涡轮转速(NT*起始挡位传动比)之间的差值大小(进入第二阶段的涡轮转速阀值对比)来决定是否进入速比控制阶段。相应在控制系统中设置第二阶段最大时间限值，当换挡时间超过该限值，则强行进入第三阶段，防止离合器片因滑磨时间过长而磨损。第二阶段主要分为自学习区间和PID控制区间，自学习区间时间主要在扭矩阶段完成，主要对结合侧和分离侧压力搭接同步点的控制，以结合侧和分离侧完成扭矩相控制为前提，同时保证涡轮转速不出现跑飞及冲击现象。而在自学习区间之后，转入PID反馈控制区间，该期间时间的控制主要保证离合器滑磨功在其特性的安全值范围内，尽量保证换挡过程的平顺性。在换挡过程中主要监视换挡完成百分比-shiftcompletepercentage(SCP)的曲线，平滑的SCP曲线可以直接反映换挡的平顺，同时SCP曲线直接用于自学习值标定的输入参数判断。 第二阶段自学习通常被称为在挡自适应控制：将换挡过程的速比变化阶段分为三部分，即离合器初始滑差时间、离合器速比滑差时间和离合器末段滑差时间。当升档控制完成并且满足进入自适应性条件时，控制系统监视换档过程各参数，控制器根据换挡目标参数对其判断换挡的性能好坏。其结合侧压力区间的学习主要根据惯性相转速变化时间差：slip_error为离合器滑差目标时间值和离合器滑差实际时间值之间的差值，作为在档自适应控制中“差值修正模块”的重要参数，直接确定对换挡离合控制油压的增加或减少(er1_add)。当slip_error为正值时说明换挡时间比目标时间要长，因此，应进行增压控制；当slip_error为负值时，说明换挡时间比目标时间短，要进行减压控制。最终将所有变速箱换挡性能调整到目标一致。同时为了保证自适应控制的稳定性和防止自适应控制过于频繁，在压力修正图中增加“自适应不修正区域-deadband”，即出现slip_error不等于0的情况下有部分区域认为不需要进行压力调整。slip_error压力修正标定如图6所示。最终自适应控制根据slip_error输出压力修正值，并将该值写入到TCU的KAM表格中，同 时，将在下个相同运行工况点下从KAM中输出相应的压力修正值，完成对升挡结合侧压力的自适应控制。同时分离侧压力的学习主要靠监视涡轮跑飞的情况进行压力学习，无任何跑飞的情况，分离侧以0.25psi的步长进行降压，当监视到涡轮跑飞时，分离侧压力以步长0.25psi进行加压。最后达到分离侧和结合侧压力的搭接控制，完成自适应控制对换挡性能的优化控制。 图5换挡过程压力控制和自学习方法 图6slip_error相对应压力修正参数 1.2.3升挡过程中阶段3控制 从涡轮转速变化结束到离合器压力上升到最大压力为止，这段时间定义为换挡第三阶段。主要通过判断涡轮转速NT与起始挡位涡轮转速(NT*起始挡位传动比)之间的差值大小(进入第三阶段的涡轮转速阀值对比)来决定是否进入第三阶段。 在压力控制第三阶段，先由扭矩、转速和油温计算出保持阶段的压力，此压力要比基础压力略大，以保证在换挡后期离合器有足够的压力，维持一段时间后，压力逐步增大到最大压力直至换挡结束。而在第三阶段不存在自学习的控制。 2结 论 本文结合实际项目对AT换挡控制方法进行研究，详细分析换挡过程中离合器搭接时刻、离合器压力控制和自适应控制方法。结论如下： 1)在换挡压力控制中，涉及到的控制逻辑和控制参数有很多，在实际项目进行基础匹配时要注意先后顺序，尽量避免未匹配模块对其他模块的影响。 2)搭接定时基础值和基础压力是需要预匹配的。搭接定时和基础压力时间上有先后，可以大致认为搭接定时主要影响前期涡轮是否跑飞或者互锁，基础压力主要影响第二阶段涡轮变化率，但两者在第一阶段末期也有相互影响。在整个涡轮变化过程趋于平稳，且前期没有跑飞和双锁的前提下，再进行目标变化率的精细调节。 3)基础值设好后，再进行PID以及自学习的精细匹配。通过优化目标变化率和设 定合理的自学习步长，尽可能地将自学习控制在5次以内完成。在自学习匹配期间应关闭PID控制，避免PID对自学习的影响。 参考文献 【相关文献】 [1]ZHENGQ,SRINIVASANK.TransmissionClutchPressureControlSystem:Modeling,ControllerDevelopmentandImplementation[C].ProceedingoftheSocietyofAutomotiveEngineerWorldCongress.Detroit,Michigan,USA:PaperNo.2000-01-1149.[2]VISIOLIA.ANewDesignforaPIDplusFeedForwardController[J].JournalofProcessControl,2004,14:455-461.[3]SZADKNOWSKIA.ShiftabilityandQualityIssueinClutch-TransmissionSystem.SAEPaper，912697.[4]葛安林.车辆自动变速理论与设计[M].北京:机械工业出版社,1993.[5]WRIGHTD,TISSOTP,VincentHoltzetal.ProcessforCalibratinganAutomaticTransmission[C].UnitedStatesPatent:Pub.No:US2009/0197736A1.[6]VISIOLIA.ANewDesignforaPIDPlusFeedForwardController[J].JournalofProcessControl,2004,14:455-461.篇六：轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究
汽车膜片弹簧离合器应用与发展
摘要：离合器在我们的生活中并不陌生厂、生活中的很多机械装置都包含离合器。虽然具体的安装和结构形式不同,但它们的作用都是相同的。深入了解离合器的工作原理,对我们更好地理解生活中的机械有很大的益处。离合器是汽车传动系中的重要部件，主要功用是是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车平稳起步，保证传动系统换挡时工作平顺以及限制传动系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载。膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。
膜片弹簧离合器相对于螺旋弹簧离合器有着一系列的优点：膜片弹簧的非线性特性使在摩擦片整个磨损过程中保证压盘受到压紧力基本保持不变，保证离合器工作性能更稳定；膜片弹簧的分离指起到分离杠杆的作用，这样，省去了多组分离杠杆装置，零件数目减少，质量也减轻；在满足相同压紧力的情况下，膜片弹簧的轴向尺寸较螺旋弹簧小，在有限的空间内便于布置，使离合器的结构更为紧凑；同时膜片弹簧是圆形旋转对称零件，平衡性好，在高速时，其压紧力降低很少。并且制造工艺水平的不断提高，膜片弹簧离合器越来越广泛运用在现在汽车中。
关键字：离合器；膜片弹簧；摩擦片；操纵机构；压盘
Automobilediaphragmspringclutchapplicationanddevelopment
Abstract:theclutchinourlife,lifeisnostrangertoplantmanymechanicaldevicesareincludedintheclutch.Thoughtheinstallationandstructureisdifferent,buttheirfunctionsarethesame.Insightintotheworkingprincipleoftheclutchforustounderstandlifebettermachineryisofgreatbenefit.Clutchisanimportantpartinautomotivetransmissionsystem,isthemainfunctionistocutofftheandrealizetheenginetothetransmissionofpowertransmission,ensuresmoothstartofthecar,forensuringthesmoothandtransmissionwhenshiftingtransmissionsystemonthemaximumtorque,topreventthetransmissionsystemoverload.Diaphragmspringclutchiswidelyusedincarsandlightmotorvehiclesinrecentyearsofaclutch,itsgreatcapacityoftorqueandrelativelystable,convenientoperation,goodbalance,canalsobealargenumberofproduction,hasbecomemoreandmoreimportantforitsresearch.
Diaphragmspringclutchisrelativetothespiralspringclutchhasaseriesofadvantages:thenonlinearcharacteristicsofdiaphragmspringtomakethewholeprocessofwearandtearinfriction,maintaininvariablepressureplatebybasiccompactionforce,toensuretheclutchperformanceismorestable;Separationofthediaphragmspringreferstotheseparationofleverageeffect,inthisway,eliminatingtheleveragemultiplesetsofseparationdevice,partnumber,qualityandtoreduce;Tomeetthesamecompressionforce,axialsizeofthediaphragmspringisaspiralspringissmall,withinthelimitedspacetodecorate,makethestructureoftheclutchismorecompact;Diaphragmspringisroundrotationsymmetricpartsatthesametime,goodbalance,athighspeed,reducethepressureforceisseldom.Andmanufacturingtechnologylevelunceasingenhancement,thediaphragmspringclutchismoreandmorewidelyusedinthecarnow.
Keywords:clutch;Diaphragmspring.frictionplate.Operatingmechanism;Pressureplate
一、国内外研究现状
多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式摩擦离合器，因为它具有从动部分转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点，而且由于在结构上采取一定措施，已能做到接合盘式平顺，因此现在广泛采用于大、中、小各类车型中。
如今单片干式离合器在结构设计方面相当完善。采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性。离合器从动盘总成中装有扭转减振器，防止了传动系统的扭转共振，减小了传动系统噪声和载荷。
随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘用车上愈来愈多地采用具有双质量飞轮的扭转减振器，能更好地降低传动系的噪声。
对于重型离合器，由于商用车趋于大型化，发动机功率不断加大，但离合器允许加大尺寸的空间有限，离合器的使用条件日酷一日，增加离合器传扭能力，提高使用寿命，简化操作，已成为重型离合器当前的发展趋势。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上可采用双片干式离合器。从理论上讲，在相同的径向尺寸下，双片离合器的传扭能力和使用寿命是单片的2倍。但受到其他客观因素的影响，实际的效果要比理论值低一些。
近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型车上又开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低(不超过93℃)，因此，起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。查阅国内外资料获知，这种离合器的使用寿命可达干式离合器的5-6倍，但湿式离合器优点的发挥是一定要在某温度范围内才能实现的，超过这一温度范围将起负面效应。目前此技术尚不够完善。如干式双离合器的研究：国内研究现状干式双离合器的研究在国内还处于起步阶段,各方面发展还不成熟,虽然目前已取得一定的进展,但与发达国家相比还是有一定的差距的。
二、主要研究成果
国内目前，我国离合器技术发展也由传统摩擦弹簧离合器向多种传动技术方式的发展。螺旋弹簧离合器基本上即将退出市场，目前只是在维修市场因价格便宜还有一些车主使用。膜片弹簧已经成为我国目前离合器的主流技术。一些特殊需求如要求传递扭矩大的多片干式离合器、拉式离合器等，在我国也实现了量产。双质量飞轮、自适应离合器由于市场原因，国内企业还没有批量生产，但双质量飞轮也有望今年在湖北三环、吉林大华等企业实现量产。在自动档领域，液力变
矩器我国已经在上海萨克斯实现了产业化，国内还有数家企业的液力变矩器也已经实现小批量生产。
目前，国内技术开发最困难的是双离合器。由参考文献[1]可知目前，国内的杭维柯、上汽变速器等都已经推出了双离合器变速器样品，但核心技术主要还是来自国外。目前对干式双离合器的研究主要集中和体现在一些大学和研究机构。吉林大学牛铭奎、葛安林等在2002年开始对双离合器的工作原理及其换挡控制进行了研究。2004年在江苏汽车开放基金的支持下,葛安林、牛铭奎、程秀生等人进一步研究了双离合器实现动力换挡的原理,并对其换挡特性进行了仿真试验,为双离合器的自主开发设计奠定了基础。2007年,雷雨龙等对干式离合器的结构进行了分析,并发明了一种结构新型的干式双离合器。近两年吉林大学与杭州依维柯汽车变速器有限公司一起对干式双离合器自动变速器快速控制原型进行研究,并做相关台架试验。重庆大学刘振军、秦大同等在2007年对双离合器自动变速器起步控制仿真分析,在近两年还对干式双离合器自动变速器换挡控制、双离合器的传动方案及电控单元温度场进行分析研究,还对干式双离合器的结构、工作原理、系统运动学和动力学分析进行了分析与比较,制定出较详细的干式双离合器的设计方法与原则。此外,国内的其他高校也逐渐展开对干式双离合器自动变速器的研究。其中,哈尔滨工业大学占东红、崔胜民等进行了干式双离合器的结构参数化设计,并利用有限元软件对其进行静力学和热力学分析。同济大学赵志国等对干式双离合器自动变速器的故障诊断、容错控制及换挡规律进行了研究。孙伟等针对干式双离合器的结构特点,提出了起步过程的评价指标和离合器的两种控制方式,并进行起步试验研究,通过比较分析试验结论,得出比较理想的起步控制策略。上海交通大学倪春生、鲁统利等对干式双离合器的摩擦片磨损对换挡规律的影响和起步换挡的优化控制进行了研究,郑欣等则对干式双离合器频繁换挡工况下的温度场进行了研究。我国汽车离合器行业将取得一些突破点。首先，吉林大华给奇瑞汽车配套开发的双质量飞轮，在经过多次延宕之后，奇瑞汽车带双质量飞轮的新车型终于上市，这也意味着吉林大华的双质量飞轮有望在国内率先进入产业化阶段。据吉林大华方面透露，估计于今年6月就能实行量产。其次，重庆红宇的液力变矩器项目获得了初步进展，取得了吉利JL160YB等5个项目的开发试制，并建成了产能1万套的小批量生产线。2010年将继续在关键工艺取得突破，使自主品牌的液力变矩器在能容系数、变矩比和效率等方面达到进口同类液力变矩器水平。第三，国产的双离合器变速器有望实现批量供货。据杭维柯透露，该公司计划于今年低开始量产干式离合器。上汽的双离合器已经从去年8月就开始台架试验了，如果进展顺利，也有望在今年实现量产
三、发展趋势
我国汽车变速器技术未来的发展趋势，直接影响到我国汽车离合器产品未来技术发展趋势。我国汽车变速器技术未来的发展，主要取决于以下两种因素：第一、我国政府的态度很关键。目前，国家相关部门越来越表现出对DCT技术发展的重视态度，尤其是去年底国家发改委牵头中发联与博格华纳合资成立生产DCT的动向来看，这是表明政府重视DCT技术的一个重大标志事件。但从总体来看，国家对何种变速器技术发展还是不明确，多数人认为国家还是让市场去决定。我们认为，国家目前真正重视的，是新能源汽车，而新能源汽车与传统的变速器技术发展有没有太大的关联。第二，就是要看美国、日本、欧洲车系在中国汽车市场角力的最终结果。美国是以AT技术为主导的国家，AT占到95%以上。日本是CVT、AT占主导，两者占到70%以上。欧洲目前是MT技术占主导，未来DCT技术将比重将增加很快。据相关机构对
OEM配套和售后市场的调研，2015年
DCT在欧洲变速器市场所占份额将达到
29%，在亚太(不含日本)市场，DCT销售将快速增长，市场份额可能达到13%。中国的汽车市场基本上被上述三种车系所主导，它们左右着未来我国汽车技术市场的走向。按目前来看，欧系车产量在我国比重有所下降，日系车产量上升增加很快。据日本爱信的人士讲，它们虽然对欧洲DCT技术发展趋势也在研究，但它们对AT还是很有信心。在欧洲，由于AMT不能解决舒适性的问题，所以AMT在欧洲的用量也越来越少，据LuK公司的人认为，AMT是一种要淘汰的技术，它的致命伤就是换档过程中仍然存在不舒适性。如：干式双离合器自动变速器是基于传统手动变速器开发而来,以其特有的结构实现了动力性换挡,使得车辆运行过程中展现出良好的动力传递性、燃油经济性和驾驶舒适性;相比于湿式双离合器自动变速器,其结构简单,又具有较高的传动效率,生产成本较低;这些特性决定了干式双离合器自动变速器具有较好的发展前景。此外,中国有大量手动变速器的生产设备,可以充分利用现有的生产条件开发干式双离合器自动变速器,因此中国具有合适的干式双离合器自动变速器开发生产基础和条件。干式双离合器自动变速器是一项创新性的变速器系统,是未来变速器技术的发展方向,相信随着上述几个技术难点方面的改善和提高,干式双离合器自动变速器会逐渐走向市场,最终取代手动变速器。(1)介绍了干式双离合器的概念、特点和工作原理,详细阐述了干式双离合器的分类情况和国内外6种干式双离合器结构,对比了两类干式双离合器结构布置形式的优缺点,总结了干式双离合器的国内外发展现状及其研究焦点。(2)根据目前国内外对干式双离合器的研究现状,提出了干式双离合器开发过程中的技术难点,为今后
干式双离合器发展提供了研究方向。最后提出了干式双离合器的发展趋势和前景[1]。
四、待解决问题
通过上中国知网查找相关的论文，我了解到我国离合器的发展现状，和一些困难。其中主要是干式双离合器的论文，现在国内离合器的技术主要还在国外，这是一个核心的问题。而DCT开发中有很多难点，第一个是离合器的问题，离合器的是DCT的核心部件，因为离合器的结合分离动作的实现的精确度是控制质量的关键因素。而离合器要涉及到材料、温升影响，磨损补偿，控制的非线性等问题，相当的复杂。难点二就是控制器的问题，奥迪装车的DCT是用液压的，通过电磁阀控制，精度非常高。我们能不能设计制造出这么高精度的液压控制系统还是个问题。还有一种就是用电机作为执行器，控制离合器的分离接合，但是电机本身就是非线性的，能不能实现精确控制还是个问题。另外一点就是这样高精度电机我们是生产不出来的，要到国外去买。难点三，就是还有很多DCT的控制机理还弄不清楚，这也不是我们的研究人员苯，主要是我们的基础学科太落后了。比如大众的DCT的变速齿轮做的很光滑，精度很高。
五、参考文献
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用前景[J].机械科学与技术,2008,11(32):1351-1355.
篇七：轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究
一种基于NEDC工况的双离合器自动变速箱动态r传动效率测试方法刘春峰;葛宗强;叶文俊;李向兵;刘佃涛
【摘
要】变速箱是整车动力总成关键零部件之一,其传动效率是整车油耗的重要影响因素.文章以某国产城市SUV搭载的6DCT变速箱为研究对象,在三电机变速箱性能试验台上,基于NEDC工况,利用输入电机模拟发动机开展动态传动效率测试,验证其在整车动力总成中动力匹配的水平.
【期刊名称】《汽车实用技术》
【年(卷),期】2018(000)015【总页数】3页(P94-96)
【关键词】双离合器;变速器;NEDC工况;传动效率
【作
者】刘春峰;葛宗强;叶文俊;李向兵;刘佃涛
【作者单位】安徽江淮汽车集团股份有限公司,安徽合肥230601;安徽江淮汽车集团股份有限公司,安徽合肥230601;安徽江淮汽车集团股份有限公司,安徽合肥
230601;安徽江淮汽车集团股份有限公司,安徽合肥230601;安徽江淮汽车集团股份有限公司,安徽合肥230601【正文语种】中
文
【中图分类】U467.3引言
《GB19578-2014乘用车燃料消耗量限值》已于2016年1月1日起实施。为了应对越来越严格的油耗法规以及环境保护的要求，汽车企业对车辆的燃油经济性更加重视，车辆的经济性能匹配也朝着更精益、更全面和更符合市场需求的方向发展。
关于变速器的传动效率测试，在汽车行业标准《QC/T1056-2017汽车双离合器自动变速器总成技术要求和试验方法》中有所要求，变速器综合传动效率按温度为90℃、发动机最大扭矩点转速和最大扭矩条件下进行测试，以变速器最高的三个档位的传动效率平均数表征[1]。该指标仅仅考察变速箱单体效率好坏，无法表征其在动力总成匹配中的水平。整车实际行驶中，变速箱往往处于加减速的非稳定状态，其转速和扭矩与车辆匹配有关。
根据NEDC综合工况仿真分析：变速箱传动效率每提高1%，车辆综合油耗降低0.95%，故提高变速器效率对降低整车油耗有显著的影响[2]。
本文旨在基于NEDC工况，利用输入电机模拟发动机测试变速箱动态传动效率。
1NEDC工况
GB18352中NEDC工况是整车油耗试验的强制标准、具有市场实际行驶的代表性[3]，一个NEDC工况循环（共1180s）由4个城区工况与1个郊区工况组成，工况曲线如图1。
图1NEDC循环工况示意图
2测试系统
AVL三电机变速器试验台作为较成熟稳定的变速箱台架试验设备，在汽车厂家试验设备中占有率较高，在变速箱试验开发验证过程中应用广泛。台架设备简图见图2：
图2AVL台架设备简图
驱动电机为直流永磁电机，具有体积小、惯量低的特点，可以精确模拟发动机万有特性曲线、惯量，而且可以精确测量（扭矩采集精度0.03%FS、扭矩控制精度0.1%FS、转速控制/采集精度±1rpm）。
同时其台架控制系统可以模拟整车边界条件（如整车滑行阻力、整车CAN通讯）。
3控制系统参数编辑
系统参数SYS编辑：导入整车CAN通讯协议文件，依据CAN通讯列表定义输入/输出信号，使台架与变速箱实现CAN通讯连接。
测试对象参数UUT编辑：在ECT里输入发动机的基本参数（包括最大输出扭矩、最大输出转速、启动速度、怠速速度、额定转速、额定扭矩、额定功率等）；在LTC按照格式要求输入发动机万有特性曲线（不同转速、油门开度下的发动机输出扭矩），驱动电机在整车控制模式下可模拟此特性曲线；在VEH里依据《整车及动力总成关键参数表》输入整车参数信息，包括整车布置形式、变速箱形式、整车重量、最高车速、最大爬坡度、轮胎滚动半径、轮胎数量、前轮距、后轮距、轴距、额定加速能力、前/后轮载荷分布比值、整车道路滑行阻力等。
试验循环参数TST编辑：设定台架档位为D挡、控制模式为坡度/车速控制模式，输入NEDC工况中速度、时间变化工况序列[3]。
4测试过程及数据处理分析
4.1测试过程
将变速器安装到台架，变速器安装角度与整车安装角度一致，连接左、右驱动半轴到负载电机上。
台架加载SYS、UUT、TST参数进入MANUAL（手动操作状态），启动驱动电机，将变速箱油温升至整车热机温度。
点击“AUTOMATIC”按钮，台架进入自动操作状态，测试系统自动运行TST参数NEDC工况序列。
试验过程中使用外接冷却水循环系统控制变速箱油温在整车热机温度±3℃范围内；并全、单位rpm程采集记录变速箱左输出端扭矩（T左端输出、单位Nm）、右输出端扭矩（T右端输出、单位Nm）、输入端扭矩（T输入、单位Nm）、左输出端转速（n左端输出、单位
rpm）、右输出端转速（n右端输出、单位rpm）、输入端转速（n输入、单位rpm），为保证数据有效性和提高试验精度，设定其采样频率100Hz；分别采集三组工况数据。
4.2试验处理分析
导出台架记录的原始试验数据，根据以下公式进行计算：
式中：
P输入—变速箱单个数据采集点输入功率
P输出—变速箱单个数据采集点输出功率
f—信号采样频率
Q输入—变速箱输入总能量
Q输出—变速箱输出总能量
ηNEDC—变速箱NEDC工况动态传动效率
4.3试验结果
试验结果见表1：
表1NEDC工况动态传动效率试验结果?5结论
本文在三电机变速器综合性能试验台上基于NEDC工况实现了动力总成中双离合器自动变速器动态传动效率测试，为整车动力总成经济性匹配仿真结果提供了测试方法，为动力总成匹配优化提供参考。
参考文献
【相关文献】
[1]QC/T1056-2017汽车双离合器自动变速器·总成技术要求和试验方法.[2]余志生.汽车理论[M].4版.北京:机械工业出版社,2009,40-51.[3]GB18352.32005轻型汽车污染物排放限值及测量方法.[4]王熙.基于传动系统效率的汽车燃油经济性研究[J].重庆大学,2010.
篇八：轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究
双离合变速器换挡动力学及控制系统分析ManishKulkarni,TaehyunShim,YiZhang密歇根州迪尔伯恩大学，机械工程系，美国
迪尔伯恩48128摘要：双离合变速器（DCT）的换挡是通过由一个离合器向另一个离合器在没有摩擦干扰的情况下传递力矩来实现的，而力矩的传递是由于控制了离合器的滑移。两个离合器接合和分离的时机是实现一个稳定流畅的换挡动作的决定性因素，并且在换挡时没有动力中断和离合器空闲时间同样十分重要。这篇文章介绍了装有双离合自动变速器（DCT）汽车的换挡动力学模拟，分析和控制的分析实例。而整车的动态模型和逻辑控制是采用Matlab/Simulink作为模拟平台。这个模型被用于研究在换挡过程中不同离合器的压力状况而引起的输出转矩变化情况。通过模型模拟，可以研究出对于最优换挡品质的化离合器最优压力状况。作为一个数据案例，这个模型被应用于一辆装有双离合器自动变速器的汽车上来模拟在开放性工作情况下的状态。汽车的起动和换挡过程都在试验中被模拟，由此来评估变速箱的换挡品质和证实换挡控制的有效性。
关键词：双离合器动变速器；自动变速器
１
引言
近年来在汽车制造业上，提高车辆驾驶的舒适性和燃油效率已经成为了一个必然的趋势。作为重要的传动装置，变速箱在车辆的工作情况和燃油燃耗效率方面起到了一个重要的作用。目前，市场上存在着许多种形式的变速器，并且与变速器相关的技术也为其在装入车辆进行工作时提供了各种最优的工作性能。手动变速器的燃油消耗效率占总体效率的96.2%，它是各种变速器中燃油消耗效率最高的。而工业化生产的自动挡变速器已经被改进为燃耗效率不高于86.3%。CVT无级变速器的燃耗效率占总体效率的84.6%，然而CVT的主要优点是允许发动机在最大燃耗效率下工作。AMT手自一体变速器与手动挡变速器有同样的效率，并且与常规款的自动挡变速器同样操作十分方便。现在对于自动变速器里的传动结构存在着两种在技术上可行的设计。一种是只使用一个离合器，其本质上就是在一个手动挡变速器的基础上增加了控制单元，通过这样实现了离合器工作和换挡
的自动操作。在这种设计里，换挡过程中当离合器使齿轮结合和分离时会存在动力中断的现象。这种动力中断的现象会引起车辆在加速过程中加速不够平稳连续，使得乘客在乘坐时会感到有撞击感和顿挫感，这种结构使得变速器并没有传统自动挡变速器的优势和特性。另外一种设计是在发动机和变速器之间使用了一种双离合器系统，这种结构克服了一个离合器这种设计的的缺点。这两个离合器在不同的速度中会轮流工作，并且在换挡过程中，通过控制离合器的结合会使变速器的动力传递十分连贯。换挡过程涉及一个离合器释放和另一个离合器结合的时机问题。这种两种离合器之间转换造成的动力中断现象在传统的自动挡变速器中经常可以看到。
在汽车制造业中，使用分析建模的方法来实现动力总成系统的预测和分析是一种常见的方法。许多研究主要集中在汽车变速器的建模和控制部分，比如常规变速器[4-6]，无级变速器[7,8]和混合动力系统[9-12]。而现在已经有很多方法和程序设计技术应用于车辆动力总成的动力学建模，以及模拟变速器控制系统的工作性能方面。比较典型的就是首先在部件水平上分别得到运动公式，然后再集成到整个车辆构件系统中。这个集成系统模型是在一般情况下开发的代码环境下或者在面向对象的程序设计环境下工作的。与常规自动变速器已经成熟的技术相比，双离合器自动变速器的建模和控制仍然是一个全新的领域，并且与DCT设计和控制有关的技术也仍然处在发展的初级阶段。
这篇文章介绍了装有双离合自动变速器（DCT）汽车的起步和换挡动作的模拟，分析和控制过程的分析实例。研究工作主要集中在车辆换挡过程中的动力学建模，同时构建一个模拟的工具用于分析和最优化换挡控制过程。其中，换挡的控制过程是用离合器的压力分布作为控制信号的。Matlab/Simulink作为一个模拟平台用作开发动力学模型和整车动力学的逻辑控制。这个仿真模型用于研究在不同离合器压力的情况下造成的输出转矩的变化。基于模型模拟，可以获得离合器的最优化压力分布以达到换挡的最优品质。作为一个数据案例，这个模型被应用于一辆装有双离合器自动变速器的汽车上来模拟在开放性工作情况下的状态。汽车的起动和换挡过程都在试验中被模拟，由此来评估变速箱的换挡品质和证实换挡控制策略的有效性。
２
DCT结构和模型简介
图1DCT结构示意图
图2DCT动力学模型图
双离合自动变速器的结构示意图见图1.这种变速器有六个前进挡和一个倒退档。输入轴被设计为“套筒轴”，也就是在一个空心轴中间有另一个实心轴。在实心轴上安装有二档、四档、六档和倒档的齿轮，而空心轴上装有一档、三档和五档的齿轮。离合器1(CL1)与奇数档相连，离合器2（CL2）偶数档相连。同步器与传统手动挡变速器一样，安装在两档齿轮之间。当到达一个特殊档位的时候，相应的离合器和同步器就会被接合，这样使得动力可以从发动机通过离合器
和同步器传到输出轴上。另一个离合器就保持分离状态，其上齿轮空转。当需要改变档位时，原来接合的离合器就平稳的分离，另一个离合器在同一时刻接合。这个就是DCT在换挡过程中能保持扭矩连续输出的原理。
动力传动系统被构建为一个多自由度的集成系统，其中每一个元件都是集中质量模型，具体示意图见图2。将发动机看做一个惯量，并且允许油门开度作为输入来在曲轴上产生一个平均转矩。动力传动系统包括双离合器，传动齿轮组，传动轴，以及一个结合道路载荷和气动阻力构建的汽车微分模型。所有的齿轮组和同步器被构建为刚性元素，并且分别代表一个惯量。输入和输出轴被建模为柔性惯量，同时也是扭矩弹簧阻尼器的组成元件。离合器和同步器建模为将液压作为控制信号的操纵摩擦元件。这个仿真模型是将轮轴的扭矩和车速作为输出信号的。两个离合器的相对角速度可以通过控制逻辑检测得到。在模型的开发过程中做出以下假设条件：
*发动机的输出扭矩是根据油门开度和从发动机的外特性及万有特性得到的转速来进行插补的。
*齿轮间不存在侧隙。
*所有的机械损失都被认为是汽车阻力的一部分。
*液压传动系统的滞后不被考虑在内。
*将离合器看做干摩擦元件。
*忽略温度因素对动力传动系统的影响。
3构件模型
DCT系统包括组成元件水平上的复杂的子系统，比如发动机，离合器，以及汽车道路载荷方面。这些组成元件的设计模型通过以下内容进行接受。
3.1发动机
发动机装配的过程通过两个自由度的系统进行建模分析：一部分是活动件的惯性矩，另一部分是发动机和变速箱之间的质量分数决定的惯量。现在将发动机假设为一个平均力矩的发射器，其中并不包括能量的传送。发动机的输出转矩可以被插补调整，也就相当于通过发动机参数将发动机转速和油门开度制作成一份图表来进行。而对于各种不同的油门开度（TA），发动机的角速度（?e）可以
影响发动机的转矩产生不同的变化。比如：
（1）
Te?f（TA，?e）其中Te表示发动机扭矩，?e表示发动机角速度，TA表示油门开度。
3.2离合器
DCT中的离合器除了可以切断发动机和传动装置之间的动力连接以外，还是改变齿轮啮合的重要元件。根据离合器的参数和摩擦力特性，离合器中的扭矩可以通过以下步骤进行计算：
TCL?2??R-Ri??Fnn???o22?3???Ro-Ri33??
??（2）
其中?表示离合器接合时的摩擦系数，Fn表示作用于离合器表面的常规压力，Ro表示摩擦片的外圆直径，Ri表示摩擦片的内圆直径，n表示摩擦片数。简单来说，离合器中的扭矩是一个与查表法有关，同时基于相对角速度和作用在离合器活塞上的液体压力的函数。离合器在工作中有三种工作状态，其中每种状态传递的扭矩可以通过以下等式表示出来：
?C?????Papp???T?0?
TCL
摩擦片摩滑中
摩擦片接合
（3）
摩擦片分离
其中：C表示离合器尺寸的相关系数，??表示离合器输入和输出端之间的相对角速度，Papp表示作用于离合器活塞上的压力值。T表示在某一行车速度离合器完全啮合时作用在离合器上的扭矩。
以上等式表明，在换挡过程中离合器的扭矩只取决于离合器受到的压力和摩擦片的摩擦系数。离合器受到的压力是其控制信号，同时相应的摩擦系数取决于离合器中摩擦片的摩滑过程，换言之也就是两个摩擦片之间的相对速度。
3.3同步器
在双离合器系统的设计中，当汽车以某一速度行驶而要换挡时，另一组齿轮副是已经预备好啮合的。在换挡过程中，齿轮啮合和同步器工作并不是同时发生的。两组想要同步的齿轮室在轴上空转的，因此，可以将同步器认为是一个简单的摩擦元件。同步器受到的扭矩适合摩擦力成比例的，具体如下所示：
Tsyn?f??F，??13?
（4）
其中Tsyn表示同步器受到的扭矩，F表示在锥形摩擦轮上的法向力，μ表示同步器环的摩擦系数，??13表示在第一档和第三档齿轮之间的同步器的角速度。
3.4汽车道路行驶载荷
因为滚动摩擦力，空气阻力和传动损失会产生汽车道路载荷，具体阐述见以下内容：
RA?CdV2??fW?Wsin?
（5）
TRL?RARd（6）
其中Cd表示取决于结构形式和尺寸的空气阻力系数，W表示汽车重量，μf表示滚动摩擦系数，θ表示坡度角，V表示汽车速度，TRL表示车轮上受到的道路载荷扭矩Rd表示车轮半径。
4系统建模
双离合器自动变速器的动力学模型图示见图2。发动机悬置部分、输入输出轴被建模成成弹簧减震器元件来适应其他的组成部分。齿轮轴被建模成为耦合集中体。对于这个模型有两组等式可以进行描述。当汽车在某一个档位中行驶，并且变速箱可以提供发动机与车轮之间的机械连接时，这个模型遵从于其中一组运动公式。当在换挡过程中，由于在发动机和车轮之间没有直接的联系，同时系统处于一个动态的换挡状态中，这个模型就按另一组公式进行计算。以下呈现的就是模型在某一个档位中，或是在提高档位的过程中运行所遵循的动力学方程。现在认为离合器1在二、四、六档时分离，离合器2在一、三、五档上分离，如果选定适当的齿轮组，就可以写出对于某一确切档位或是档位改变时的运动方程式。
4.1档位确定时的工作性能
4.1.1发动机和输入轴
Imd?edtd?edt?To?Tm（7）
（8）
（9）
（10）
（11）
Tm?Km?m?Cm?mIe?Te?Ti/pTe?Te?TA,?e?Ti/p?K1??e??i/p??C1??e??i/p?其中，Tm表示发动机总体收到的扭矩，Ti/p表示输入轴上受到的扭矩，Km和K1分别表示发动机和输入轴的硬度系数。Ie和Im表示发动机输出轴和发动机变速箱总成块，C1和Cm表示输入轴和发动机支架的阻尼系数，θm,θe以及θi/p分别表示发动机、发动机曲轴、输入轴的角位移，ωm，ωe以及ωi/p分别表示发动机、发动机曲轴、输入轴的角速度。To表示发动机变速箱装配体受到的反扭矩，其与输出轴一样十分重要。
4.1.2变速器以及输出轴
Ii/pd?i/pdt?Ti/p??TCL1?TCL2?（12）
（13）
TCL,TCL2Ieqd?imdt?Tim???0?Timit?Toia（14）
（15）
（16）
（17）
To?K2??o??w??C2??o??w?To?TRLRddvdt?Rd?Wdvgdtdtd?w其中，K2和C2分别表示输出轴的硬度系数和阻尼系数。θo和θw分别表示输出轴和车轮的角位移，Ii/p表示输入轴的转动惯量，TCL1和TCL2表示双离合器受到的扭矩，Tim表示传递一、二、三、四档速度的中间轴1以及传递五、六、倒档速度的中间轴2上受到的扭矩，具体可以参照图1中所示。ωim表示中间轴的角速度，ωo,ωw分别表示输出轴和车轮的角速度。To表示轮轴的输出转矩。Ieq表示在中间轴上所有转动质量的等效转动惯量。it表示相应的档位传动比。比如处于三档和六档时的Ieq可以通过分别通过以下内容进行计算：
Ie?I1?Ihi322三档时
（18）
（19）
Ieq?I2?Isi6六档时
其中，i3和i6分别表示处于在三档和六档时的齿轮齿数比。I1和I2表示两根中间轴装配体的转动惯量。Ih和Is分别表示空心和实心轴的转动惯量。
4.1.3换挡过程中的运动公式
在换挡过程中，离合器就不会再处于结合状态。在一个升档的过程中，离合器1就会被放开，同时离合器2就会被接合，也就是在换挡过程中两个离合器都处于滑摩状态。所以，发动机的扭矩并不是由一个接合的离合器直接传递给中间轴的。现在实际上传递的是离合器中的摩擦力扭矩。然而，在发动机和车轮之间平没有机械连接，整个动力传动系统的动力学特性是由一组方程来决定的，具体见以下内容。
4.1.4发动机
Ied?edt
??Te?Ti/p?（20）
（21）
（22）
（23）
Ti/p?K1??e??i/p??C1??e??i/p??e??Te?Ti/pIedt??e0Te?f??e?其中，?e0在换挡初期发动机角速度。在换挡过程中，因为油门开度控制其保持不变，所以发动机的扭矩只是一个单独与其角速度有关的函数。
4.1.5变速器
Ii/pd?i/pdt
?Ti/p??TCL1?TCL2?TCL1?f1?Papp1,??CL1?TCL2?f2?Papp2,??CL2???CL1??e??h??CL2??e??hishift?Ieq
Toia（24）
（25）
（26）
（27）
（28）
（29）
（30）
（31）
（32）
?e?wia??TCL1iodd?TCL2ieven??d?imdt
To?K2??o??w??C2??o??w?To?TRLRd?Wdvgdt
其中，ωh和ωs分别表示空心轴和实心轴的角速度。iodd和ieven分别表示在换挡过程中，当前档位和下一档位的齿轮齿数比。ishift表示换挡过程中的齿轮齿数比，同时也是一个关于换挡时间的函数。Papp1和Papp2分别表示两个离合器作为换挡控制信号而形成的离合器受到的压力值。在式（30）中的等效惯性矩Ieq取决于在变速过程中与之相连的轴和齿轮齿数比。比如，在一档换成二档时，Ieq可以通过以下式子进行计算：
Ieq?I2?Ihi1?Isi222（33）
5换挡控制逻辑
以上得到的动力学公式都是Simulink平台中仿真建模的组成部分。每一个式子都可以看做是一个矩阵的元素，同时都含有在已知条件中的一个变量。当有人给其一个输入而形成了一个输出时，有时额外的输入可以用于计算未知量或是其所形成的一个代数环问题。齿轮的换挡策略可以被定义为：一系列相互依存事物的逻辑性连接，通过换挡策略的控制可以实现升档和降档的准确性，以及换挡过程的最优化时间。图3描绘了用于构建DCT模型控制逻辑的决策块部分。换挡控制器从不同的传感器上接收输入信号，传感器包括油门开度大小，行驶车速，齿轮所处位置，离合器接合规律，发动机转速等等。而控制器基于这些输入信号做出是升档，降档还是维持挡位行驶的决定。本文提到的换挡规律图解见图4。在每个假设的图3决策逻辑块图
图4换挡规律图
时间里，六种档位变换的阈移速度根据当时的油门开度进行了计算，这六种档位变换为1-2，2-1，2-3，3-2一直到5-6和6-5。为了实现双离合器的换挡逻辑功能，以下三点内容需要注意：
1.
需要确定换档的起始时间。
2.
确定离合器接合和分离时间的准确比例。
3.
确定换档的结束时间。
换挡过程中的连续动力学在Stateflow/Simulink平台上进行建模分析。在Stateflow子系统中安装有脉冲发生器，这样使得每当档位变化时都会产生一个脉冲。为了得到换档的结束时间，即将接合离合器的角速度变化值也将被检测。自换挡之前离合器分离开始，离合器存在速度上的变化。如果将离合器控制不动，则离合器两边的结构都会以相同的角速度旋转，此时得相对角速度为0。本文将每个离合器都通过图表法建模，分别用一条上升的离合器压力曲线和一条下降的离合器压力曲线来代表即将接合和分离的离合器。当档位改变的脉冲被检测到时，设计的计数器就将根据离合器的压力图表产生一条输入斜曲线。这个计数器可以比照即将接合离合器的角速度，并且在相对速度为0时产生锁止信号。离合器的接合时间比例也是其如何角速度下降为0速度的一个函数。为了使换挡能快速进行，有关离合器接合的曲线将会比一个换挡时间较长的曲线陡峭。降档操作以同样的方式进行分析，除了压力曲线，以及即将结合和分离离合器的曲线与升
档是相反颠倒的。
在换挡过程中的比例变化可以以1-2升档操作作为案例来解释说明。在一档的工作过程中，离合器1是完全接合的，离合器2是分离的，2档齿轮已经通过同步器2-4啮合。在一档的工作过程中，变速箱的输出扭矩是一个与发动机扭矩，发动机转速，齿轮齿数比以及动力传动系统的转动惯量有关的函数值。如果简化处理，输入轴的阻尼作用不考虑的话，变速箱一档的输出扭矩值为：
To?22?eTei1?I3?I2i2?I1i1???ia
（34）
输出的角速度与发动机角速度有关：
?o??ei1ia*
（35）
对于一个确定的油门开度，发动机在某一档位的扭矩可以通过发动机转速以及包含有发动机参数的图表来进行相关计算。离合器是闭合的以及发动机与车轮有直接的机械连接都是可能发生的。然而在换挡过程中，两个离合器都在滑移同时都是部分接合的。发动机转速是与离合器接合时间有关的函数，因此，发动机的扭矩随着转速变化而变化。发动机的转速计算过程如下：
?e???Te??TCL1?TCL2??dtIe
（36）
由这个等式可以得到两个重要的推论：
（1）
发动机的角速度并不是恒定不变的，同时，齿轮的齿数比符合一条基于发动机转速的类似于“瀑布”的曲线。
i1?2??e?oia*
（37）
（2）
由接合和分离离合器产生的扭矩值需要在发动机扭矩中扣除再进行计算。因此，在换挡过程中减少的扭矩值取决于两个离合器的接合时机以及接合特性。其中最重要有效的条件就是两个离合器在什么时刻在原有档位和预订档位输出扭矩时，能够流畅的传递扭矩。
6模拟结果以及分析
将已经建好的汽车相关数据模型用于一辆装有双离合变速器的中型客车的换
挡控制系统。与模型有关的相关汽车数据见表1。
表1相关汽车数据
参数名称
发动机排量
整车质量
轮胎半径
轮胎有效滚动半径
差动齿轮转动惯量
最终传动比
最终传动齿轮转动惯量
变速箱档位齿数比
奇数档位的转动惯量
偶数档位的转动惯量
发动机安装阻尼系数
发动机安装弹簧系数
发动机惯性矩
输入轴惯性矩
输入轴弹簧系数
输入轴阻尼系数
输出轴弹簧系数
输出轴阻尼系数
实心轴转动惯量
空心轴转动惯量
中间轴转动惯量
数值
3.0LV63000kg0.312m0.308m0.0047kg.m23.070.0002kg.m2一档3.14，二档1.98，三档1.37，四档1.00，五档0.76，六档0.6，倒档4.040.0023kg.m20.0009kg.m2135Nms/rad16269Nms/rad2.7kg.m20.004kg.m24920Nm/rad13.6Nms/rad16300Nm/rad31.1Nms/rad0.002kg.m20.001kg.m20.008kg.m2以升档为例，双离合变速器的输出扭矩情况见图5。由输出扭矩的性质可以看出，离合器之间的换挡动作由两个阶段组成：扭矩阶段和惯性阶段。当产生齿轮的换挡信号时，发动机的扭矩同时会在两个离合器之间传递。在这段时间里，两个离合器都没有完全接合。在扭矩阶段里，由于档位的瞬变，变速器的扭矩输出值会降到最低值。然而在扭矩阶段里，速比并没有发生改变。在紧跟扭矩阶段的惯性阶段里，发动机必须要降低转速，这样可以与目标档位的相应速度同步。在这个阶段里，动力传动系统部件的动能被传递到了车辆中，同时在达到下一档位时，会形成输出扭矩的一个短暂上升。惯性阶段会造成大多数扭矩的回升，并且在此阶段有很多扭矩的极端情况发生。在离合器压力控制中需要注意两个关键点：
（a）
当即将接合的离合器达到其摩擦的临界点时，即将分离的离合器压力值会达到0。这就保证了离合器并不会出现空闲的情况，也避免了出现动力中
断而使驾驶员会感到车辆有顿挫感。
（b）
在即将接合的离合器达到其摩擦临界点之前，即将分离的离合器压力值应该在其临界点之上，这样就可以保证扭矩传递的连续性，同时也避免了出现了动力不稳而使驾驶员会感到车辆动力不足。
图5典型DCT换挡过程输出扭矩概略图
6.1汽车起步阶段
汽车由静止开始起步，控制离合器1使一档齿轮啮合。车辆的起步控制是通过选取离合器压力表中的有关数值，同时应将离合器液压缸中的压力值标准化。在起步过程中，不同的输出扭矩可以基于不同的离合器液压缸起动压力值得到，起步阶段输出扭矩情况见图6，离合器液压缸起动压力情况见图7。对于一个比较迅速的起步，滑移的扭矩会迅速下降，并且在一个很短的时间里达到离合器的接合扭矩。同样的，对于一个比较慢的起步，同样的扭矩就会缓慢下降，并且离合器接合的时间会增加。一个最优化的汽车起步应该是在这两种极端情况之间。尽管是在相同的起步时间里达到扭矩的稳定状态的，离合器接合时间比第二种情况少很多。这种情况导致了行驶过程中汽车抖动，然而当车辆处于运动模式时，这种情况就是可行的。
6.21-2升档过程
这个实验模拟了在开放性的油门环境中，由一档到二档的升档过程。在车速大约为20mph时开始换挡，换挡过程中的输出扭矩具体见图8。在换挡的开始阶段，即将分离的离合器压力值迅速减少到分离的临界值，这使得输出的扭矩值减少，具体参考扭矩阶段的描述部分。即将接合的离合器压力值上升到需要达到的压力水平，并且输出扭矩在惯性阶段开始回升。图9描绘了即将接合与分离的离合器的相对角速度。
输出扭矩的变化值主要取决于离合器活塞受到的压力。这个仿真模型试验了三种不同的离合器压力值，并且分析了对于输出扭矩的作用。图10描述了在换挡控制中离合器的三种压力值的具体情况。每一组双离合器的曲线图都与离合器接合和分离时的曲线存在不同点。红色的压力曲线是为了使换挡平滑而最优化的。如果离合器受到一个高于最优化压力的压力值，扭矩的峰值就会被很容易观察到。另一方面，当离合器受到的压力值比最优化压力值小，就会观察到一个很大的凹状曲线，这个被称作“扭矩坑”。这三种不同扭矩的比照具体见图11。
图6起步过程中输出扭矩图
图7起步过程离合器压力图
6.33-2降档过程
实验模拟了三档到二档的降档过程，实验结果见图12。降档过程发生在行驶过程中油门减小，或是当踩下刹车时。在这个模型中，信号发生者还包括一个刹车装置。在Stateflow的齿轮选择器中，如果刹车信号占主要优势，就需要检查一个附加的条件，那就是什么时候刹车信号检测到变速器要开始降档了。
图81-2升档过程的输出扭矩图
图9双离合器的相对角速度曲线图
图101-2换挡过程中离合器压力曲线图
图11三种压力值与输出扭矩关联曲线图
图123-2降档过程的输出扭矩曲线图
7结论
本文主要研究了双离合器自动变速器的换挡动力学特性。通过Matlab/Simulink软件工具来建立装配在发动机、变速器以及汽车环境中的仿真模型。主要目的是建造一个完整的发动机传动系统模型，并且模拟DCT在汽车起步，升档和降档过程中的工作性能。本文对离合器的接合时机以及离合器的压力控制信号这些重要内容进行了数值分析，同时解释了仿真模拟的相应情况。为了研究离合器接合时机的影响，构建了离合器三种不同压力值的相应曲线，同时影响的输出扭矩也分别作为个案进行了研究。通过根据仿真结果调整离合器的压力值，可以达到使车辆起步和换挡平稳的最优化离合器控制系统。综上可得，本文通过现有装置可以完成一个对DCT换挡特性有效而详尽的分析说明。
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篇九：轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究
目录
封面
.................................................................1目录
.................................................................2第一章
绪论
......................................................31.1离合器设计的目的...........................................31.2离合器概述.................................................31.3离合器设计的基本要求.......................................31.4技术参数及设计要求.........................................4第二章
设计方案论证
..............................................42.1离合器的结构方案分析
.......................................42.2从动盘数及干湿式的选择
.....................................52.3压紧弹簧和布置形式
.........................................62.3.1周置弹簧离合器
.......................................62.3.2中央弹簧离合器
.......................................62.3.3斜置弹簧离合器
.......................................62.3.4膜片弹簧离合器
.......................................62.4膜片弹簧式离合器的拉式、推式的选择分析
.....................72.5压盘传力方式的选择
.........................................92.6离合器的结构方案分析
......................................102.方案选择
..................................................11第三章
设计计算及参数选择
.......................................123.1摩擦片的设计
..............................................123.2后备系数Β的选择
..........................................123.3摩擦片外径、内径和厚度
....................................133.4单位压力P................................................153.5摩擦因数、摩擦面数、离合器间隙选择
........................153.6离合器基本参数的优化
......................................16第四章
结束语
...................................................17参考文献
............................................................1第一章
绪论
1.1离合器设计的目的了解轿车离合器的构造，掌握轿车离合器的工作原理。了解从动盘总成的结构，压盘和膜片弹簧的结构，通过对以上几方面的了解，从而熟悉轿车离合器的工作原理。学会如何查找文献资料、相关书籍，培养学生动手设计项目、自学的能力，掌握单独设计课题和项目的方法，设计出满足整车要求并符合相关标准、具有良好的制造工艺性且结构简单、便于维护的轿车离合器，为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。通过这次课程设计，使学生充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤，以及身为一个工程技术人员所需具备的素质和所应当完成的工作，为即将进入社会提供了一个良好的学习机会，对于由学生向工程技术人员转变有着重大的实际意义。
1.2离合器概述
离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器，实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系个零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。
1.3离合器设计的基本要求
1、在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。
2、接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。
3、分离时要迅速、彻底。
4、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。
5、应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。
6、应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。
7、操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。
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，以保证有稳定的工作性能。
-2-
9、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。
10、结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。
1.4、技术参数及设计要求
表1-1离合器设计参数
汽车型号
发动机最大功率（kw）/(r/min)发动机最大扭矩（N.m）
最高车速（km/h）
最高转速（r/min）
载重量（kg）
2、设计任务要求
（1）、自行选定结构中的零件材料；
（2）、根据选定材料及离合器的一般设计原则和设计经验，选定相关
参数，并能在设计中根据具体情况进行调整。
3、具体设计任务
（1）、方案分析
（2）、阐述离合器的功用和要求
（3）、离合器类型选择及方案设计
（4）、离合器设计计算
（5）、离合器主要参数的选择及校核
102/61001672056650460捷达GTI16V总质量ma（Kg）
轮胎规格
车轮半径r（mm）
后桥主减速比i变速器一档传动比ig
1470185/60VR14233.33.673.45第二章
设计方案论证
2.1离合器的结构方案分析
2.1.1摩擦离合器结构选择
汽车离合器有摩擦式、电磁式和液力式三种类型。其中，摩擦式的应用最为广泛。现代汽车摩擦离合器的典型结构型式为单征或双片干式（图2-1），它由从动盘、压盘驱动装置、压紧弹簧、离合器盖等构成，本次设计选用摩擦式离合器。
-3-
图2-1从动盘部分分解图
1，13—摩擦片；2，14，15—铆钉；3—波形弹簧片；4—平衡块；5—从动片；6，9—减振摩擦；7—限位销；8—从动盘毂；10—调整垫片；11—减振弹簧；12—减振盘
2.2从动盘数及干湿式的选择
2.2.1单片离合器
对乘用车和最大总质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设置有一片从动盘。单片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分惯量小，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证接合平顺。
2.2.2双片离合器
双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一部，因而传递转矩的能力较大；接合更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小；中间压盘通风散热性差，容易引起摩擦片过热，加快其磨损甚至烧坏；分离行程较大，不易分离彻底，所以设计时在结构上必须采取相应的措施；轴向尺寸较大，结构复杂；从动部分的转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。
2.2.3多片湿式离合器
摩擦面更多，接合更加平顺；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
-4-
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，并不断有增加趋势。因为它采用油泵对摩擦表面强制冷却，使起步时即使长时间打滑也不会过热，起步性能好，据其使用寿命可较干式高5～6倍。
通过比较，本次设计所选车型适合选用单片干式摩擦离合器。
2.3压紧弹簧和布置形式
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其布置离合器可分为：
2.3.1周置弹簧离合器
周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，并均匀地布置在一个或同心的两个圆周上，其特点是结构简单、制造容易，这去广泛应用于各类汽车上。此结构的弹簧压力直接作用于压盘上，为了保证摩擦片上压力不均匀，压紧弹簧的数目要随摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。因压紧弹簧直接与压盘接触，易受热回火失效。当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力显著下降，离合器传递转矩的能力也随之降低。此外，弹簧靠在其定位座上，造成接触部位严重磨损，甚至会出现弹簧断裂现象。
2.3.2中央弹簧离合器
中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心。由于可选较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便；压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受热回火失效；通过调整垫片或螺纹容易实现压盘对压紧力的调整。这种结构较复杂，轴向尺寸较大，多用于发动机最大转矩大于400～500N?m的商用车上，以减轻其操纵力。
2.3.3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。这样即可以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，当离合器分离时后移动传力套，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，其突出的优点是工作性能十分稳这定。与周布置弹簧离合器比较，其踏板力约可降低35%。
2.3.4膜片弹簧离合器
膜片弹簧(图2-2)是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分
-5-
离指部分组成。具有一系列优点：
①膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变。
②膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小。
③高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定。
④膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。⑤易于实现良好的通风散热，使用寿命长。
⑥膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。
图2-2膜片弹簧离合器
1-飞轮2-摩擦片3-压盘4-膜片弹簧
但膜片弹簧的制造工艺较复杂，制造成本较高，对材质和尺寸精度要求较高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，膜片弹簧离合器不仅在乘用车上被大量采用，而且在各种形式的商用车上也被广泛采用,本次设计采用膜片弹簧离合器。
2.4膜片弹簧式离合器的拉式、推式的选择分析
膜片弹簧式离合器的结构形式有拉式和推式两种：
2.4.1推式膜片弹簧离合器按支撑结构又可分为双支撑环式、单支撑环式、无支撑环式：
-6-
①双支撑环式（图2-3）
图2-3双支撑环式
②单支撑环式（图2-4）
图2-4单支撑环式
③无支撑环式（图2-5）
图2-5无支撑环式
-7-
2.4.2拉式膜片弹簧离合器：
拉式膜片弹簧的支撑分两种，如图2-6（a）是无支撑环，（b）是单支撑环
图2-6拉式膜片弹簧离合器支撑形式
2.4.3推式和拉式的离合器比较
与推式膜片弹簧离合器相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点[5]：拉式膜片弹簧离合器取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小；拉式膜片弹簧是以中部与鸦片相压，在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力的与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；再结合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约25%~30%；无论在结合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧打断与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和噪音；使用寿命更长。
但是，拉式膜片弹簧的分离指与分离轴承套筒总成嵌装在一起的，需采用专门的分离轴承，结构复杂，安装拆卸较困难。由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，目前在各种汽车中的应用日趋广泛。本次设计采用双支撑环推式膜片弹簧。
2.5压盘传力方式的选择
2.5.1凸块—窗孔式
凸块—窗孔式，离合器盖用螺栓固定在飞轮上，在盖上开有长方形的窗口，压盘上则铸有相应的凸台，凸台伸进盖上的窗口，由离合器盖带动压盘。考虑到摩擦片磨损后压盘
-8-
将向前移，因此在设计新离合器时，应使压盘凸台适当高出盖上窗口以外，以保证摩擦片磨损至极限时仍能可靠传动。
2.5.2传力片式
传力片式由弹簧钢带制成的传力片(图2-7)，一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上。它一般都是沿圆周切向布置，改善传力片的受力状况。这种传力片的连接方式还简化了压盘的结构，降低了对装配精度的要求，并且还有利于压盘的定中。
图2-7传力片
2.6从动片的结构型式
2.6.1整体式弹性从动片
从动片沿半径方向开槽，将外缘部分分割成许多扇形（图2-8），并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形，使其具有轴向弹性。两边的摩擦片则分别铆在扇形片上。在离合器接合时，从动片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分逐渐被压平，从动盘摩擦片所传递的转矩逐渐增大，使接合过程（即转矩增长过程）较平顺、柔和。整体式弹性从动片根据从动片尺寸的大小可制成6～12个切槽。这种切槽还有利于减少从动片的翘曲。为了进一步减小从动片的刚度，增加其弹性，常将扇形部分与中央部分的连接处切成T形槽。
-9-
图2-8整体式弹性从动片
2.6.2分开式弹性从动片
从动片采用分开式结构（图2-9)从动片，（图2-10）波形片，分开做成两件，然后再用铆钉将其铆在一起由于波形弹簧片是由同一模具冲制而成，故其刚度比较一致。另外，这种结构的从动片也较容易得到较小的转动惯量。
图2-9分开式弹性从动片结
图2-10波形片
2.7方案选择
通过上述各个方案的优缺点比较结合参考车型。本次设计为选用干式离合器不考虑湿式离合。
从动盘数的选择，由于该车型为乘用车，总质量较小，所以可以选用单片式，使离合器结构相对简单，轴向尺寸紧凑。压紧弹簧和布置形式的选择，采用膜片弹簧离合器是因为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。而推式膜片弹簧离合器，在安装和维修方面较为容易。压盘的驱动方式，选择传力片方式，传力片方式设计简单，传力片的弹性允许其作轴向移动，与压盘的对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，帮命长。从动片的结构选择，选用分开式弹性从动片可以更
-10-
好的保证从动片能达到轴向弹性的要求。
综上所述本次设计选择单片推式膜片弹簧离合器。
第三章
设计计算及参数选择
离合器主要参数的选择
3.1摩擦片的设计
1）离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：
①摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。
②具有足够的机械强度与耐磨性。
③密度要小，以减小从动盘的转动惯量。
④热稳定性要好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。
⑤磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。
⑥接合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象。
○7长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。
2）摩擦离合器是靠存在于主、从动部分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Tc为，即
TC?fFZRC
（3—1）
（出自王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社，2004，第二章）
式中，f——摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.25～0.30；
F——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，单片离合器的Ｚ=2，双片离合器的Ｚ=4，本次设计选择单片离合器。
离合器的基本参数主要有性能参数β和Po，尺寸参数D、d和摩擦片厚度b以及结构参数摩擦面数Ｚ和离合间隙。
3.2后备系数β的选择
后备系数β（表3-1）是离合器设计中的一个很需要参数，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，应考虑以下几个问题：
1）
摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩。
-11-
2）
防止离合器滑磨时间过长。
3）
防止传动系过载以及操纵轻便等因素。
显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些；货车总质量越大，β也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应大于单片离合器。
表3-1离合器后备系数的取值范围
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
挂车
后备系数β
1.20～1.751.50～2.251.80～4.00为保证离合器在任何工况下都可靠的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[3]
TC??Temax
（3—2）
式中，β——离合器的后备系数，β必须大于1；
Temax——发动机最大扭矩。
由于捷达GTI16V为乘用车，由文献王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社，2004，第二章得，后备系数β取1.20～1.75。
这里选β=1.3,由式（3-2）可知Tc=1.3?167N·m=217.1N·m3.3摩擦片外径D、内径d和厚度b
摩擦片（图3-1）外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，需要有大的尺寸。
根据《汽车离合器》徐石安[2]
可按经验公式选用
Temax
（3—3）
D?100A式中，系数A反映了不同结构和使用条件对D的影响，可参考下列范围：
-12-
小轿车A=47；一般载货汽车A=36（单片）或A=50（双片）；
自卸车或使用条件恶劣的载货汽车A=19。
由公式（3-3）代入相关数据理可得：D=188.50mm按照我国摩擦片尺寸系列标准GB/T5764—1998《汽车用离合器面片》选取[7]。
图3-1摩擦片
表3-2汽车用离合器面片
外径D/mm内径d/mm厚度/mm1601103.21801253.52001403.52251503.52501553.52801653.53001753.53251903.53501954380205440522044302304C"=d/D
0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351-C"3单面面积/cm20.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847106132160221302402466546678729908103由上表初选摩擦片的尺寸为
D=200mm，d=140mm，b=3.5mm，C"=0.700摩擦片中径Rc,即[3]
2R3?r3Rc?
（3—4）
3R2?r2式中，R——为摩擦片外半径；r——为摩擦片内半径。
当d/D
?0.6时，即C"?0.6，Rc可由下式相当准确的计算，即[3]
D?dR?r
（3—5）
Rc??42由（3—5）得Rc=85mm
-13-
3.4单位压力P单位压力P0决定了摩擦表面的耐磨性，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、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。对于离合器使用频繁、发动机后备系数较小、载质量大或经常在坏路面上行驶的汽车，P0应取小些；当摩托车擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，P0应取小些；后备系数较大时，可适当增大P0。
根据《汽车设计》王望予[3]
D?312?Temax
（3—6）
?fP0(1?c"3)式中，f——摩擦因数，本次设计f=0.3。
根据初选D代入公式（3—6）得P0=0.28Mpa3.5摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙?t
摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉未冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料摩擦因数f受工作温度、单位压力和滑磨速度的影响较大，而粉未冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数f较大且稳定。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见下表[3]。
表3-3摩擦材料的摩擦因数f的取值范围
摩擦材料
石棉基材料
粉末冶金材料
金属陶瓷材料
模压
编织
铜基
铁基
摩擦因数f
0.20～0.250.25～0.350.25～0.350.35～0.500.4综上本次设计可以选择粉末冶金材料铜基，摩擦因数[3]f?0.30。
摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸，由于是单片离合器，因此摩擦面数Z=2。
离合器间隙?t是指离合器处于正常接合状态、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离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的-14-
间隙。由参考文献可知，?t一般为3～4mm,这里初选3mm。
3.6离合器基本参数的优化
1）约束条件
①摩擦片处径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过65～70m/s，即[3]
vD??60nemaxD?10?3?65~70m/s
（3—7）
式中，vD为摩擦片最大圆周速度（m/s）；ne。
xam为发动机最高转速（r/min）代入相关数据得vD=69.6m/s，符合要求。
②摩擦片的内、外径比c应在0.53～0.70范围内，即[3]
0.53?c?0.70由表3-2可知c=0.700，在范围内，符合要求。
③为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的?值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0，本次设计?取值为1.3，符合要求，即[3]
1.2???1.75④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[3]
d?2Ro?50mm
R0?(0.60~0.75)d/2（42~53.5）
（3—8）
本次设计R0取45，符合要求。
⑤为反映离合器传递的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[8]，Tc0?4Tc??Tc0?
（3—9）
22πZ(D?d)式中，Tc0为单位摩擦面积传递的转矩（N?m/mm2）；[Tc0]为其允许值（N?m/mm2），按表3-4选取。
表3-4单位摩擦面积传递转矩的许用值
离合器规格D/mm[Tc0]/?10?2?2100.70>210～2500.75>250～3250.875>3251.0代入数据得，Tc0=0.677?10-2N?m/mm2。⑥为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力P0根
-15-
据所用的摩擦材料在一定范围内选取，P0的最大范围为0.35～0.50Mpa，即[3]
由式（3-6）知P0=0.28，符合要求。
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，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即[3]
w?4W??w?
（3—10）
22πZ(D?d)
式中，w为单位摩擦面积滑功（J/mm2）；[w]为其许用值（J/mm2），对于乘用车[w]=0.40J/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[3]2?π2ne2?mrar??：
W?22?
（3—11）
?1800?i0ig?式中，ma为汽车总质量（kg）；rr为轮胎滚动半径（m）；ig为汽车起步是所用变速器挡位的传动比；io为主减速器传动比；ne为发动机转速（r/min），计算时乘用车取2000r/min，商用车取1500r/min，本次设计为乘用车，即ne=2000r/min计算得汽车起步的滑磨功为10935J；单位摩擦面积滑功为0.341J/mm2，符合要求。
第四章
结束语
经过一周的课程设计,我发现我在收集文献资料、自学专业知识等各个方面的能力有了不少提高。我不仅对轿车离合器设计有了一定深度的了解，还对机械产品设计开发过程有了一定的认识。本次课程设计是一个综合性较强的应用课题，其涉及机械制图、理论力学、材料力学、机械原理、机械设计、、汽车构造和汽车设计等课程。
此次课程设计在设计过程中得到了老师细心的指导，同时也得到了热心同学的很多帮助，你们真的给了我很大的帮助与支持，让我有了不错的进步，在这里一并向你们表示感谢。
通过这次的课程设计，使我们充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤，以及身为一个工程技术人员所需具备的素质和所应当完成的工作，为我们即将进入社会提供了一个良好的学习机会，对于我们由学生向工程技术人员转变有着重大的实际意义。
参考文献
[1]陈家瑞.汽车构造(下册).北京：机械工业出版社，2005[2]王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社，2004-16-
篇十：轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究
关于汽车变速箱故障诊断与分析研究摘要：当前，汽车工业的发展速度日益加快，需要不断革新自动变速箱。作为汽车的重要组成部分，变速箱可能会出现各种故障，影响了正常的运转过程，需要分析常见故障类型，排除变速箱启动过程中的隐患，确保汽车处于正常的运行状态当中。本文主要阐述了诊断汽车变速箱故障的策略及其工作原理与性能。
关键词：汽车变速箱；故障诊断与分析；工作原理；
引言：变速箱是传递汽车动力的关键部分，对于汽车的使用寿命具有重要影响。变速箱能够保护传动齿轮及转动轴，对于汽车本身的安全性及稳定性具有重要意义。当前，汽车行业的发展十分迅速，生产企业的适应能力逐渐增强，新型汽车的制造周期缩短。需要深入分析汽车的力学性能，避免某些零部件的异常状况，降低故障发生的概率，确保汽车的正常运行。
一、汽车变速箱的工作原理及功能分析
（一）汽车变速箱的工作原理分析
变速箱是汽车的主要组成零件，也被称为“变速箱”。汽车变速机能够给汽车的运动过程提供巨大动力，使其满足人们的基本需求。汽车的行驶状况十分复杂，在行驶过程中可能会遇到紧急制动和变速等情况，伴随着起步、速度变化、停车等多种状态。汽车变速箱能够使得汽车能够实现以上功能，在整个汽车系统中发挥着重大价值与作用。将变速器设计在前进档位之前，能够避免对驾驶者的手动操作造成影响，实现全自动变速设计的目标。例如，在汽车运行过程中，只需要自动控制离合器及驾驶挡位即可，能够通过自动按钮完成操作任务。在使用手动变速器时，驾驶者需要在启动之前踩下离合器设备，判断汽车的正常运行情况，根据行驶路面的情况变换行驶挡位，控制汽车的正常运行情况，避免司机出现注意力分散问题，提高驾驶过程的安全性。自动变速器的科技水平较高，能够提高驾驶过程的稳定性与可靠性。为了进一步了解变速器组成零件的情况，需要
深入研究其个部分功能及实现方式，自动控制齿轮的变动情况，提高汽车的运行质量。
（二）汽车变速箱的功能分析
首先，汽车变速箱能够改变汽车的运行速度，满足在多种驾驶条件下汽车的基本速度要求。若汽车的变速箱缺失，难以依靠发动机调整汽车的运行状况，而且可能会造成发动机损坏的后果。因此，变速箱能够在调节汽车速度的同时保护发动机，维持汽车的使用寿命。
其次，变速箱的存在是汽车实现倒车功能的前提条件，推动着机动车车辆的变革与进步。
最后，汽车的空挡能够截断动力传递过程，使得发动机能够快速启动，减缓运行时的速度，提高了变速器换挡或者动力输出过程的便捷性与可靠性。在汽车换挡或者停车时，需要中断驱动轮的动力传递过程，维持发送机的稳定运行。
二、汽车手动变速箱常见的故障类型分析
（一）手动变速箱常见的故障分析
在汽车运行过程中，手动变速箱常出现多种故障。在行驶时，变速箱的状态会跳动到空挡上，导致汽车感受到的振动力较大，引起较多突发情况，如汽车突然跳档或其他故障等。
汽车变速器和齿轮运行时会出现不同程度的磨损，齿轮的弯曲化现象明显。在齿轮转动时，在助推力的作用下会产生较好的吻合，给汽车齿轮的正常转动状态产生了影响，导致其齿轮沿着某一个方向逐渐脱落。除此之外，在行驶过程中，汽车变速杆及变速器会产生摩擦，导致其本身出现型状弯曲的情况，对汽车内部另加的质量造成了较大的影响，使得齿轮之间的匹配程度较低。汽车内部的弹簧弹力性能较差及弹簧弯曲等问题会导致汽车锁动装置的质量较差，难以承受应有的力度。若汽车变速器及轴承磨损严重，其内部零件会出现松动问题，对齿轮之间的吻合产生了较大的影响。
（二）手动变速箱的挡位问题分析
手动档位的变速箱容易出现换挡困难及挡位磨损严重的现象。若调整换挡杆的过程有错误或者齿轮、齿套、牙齿等磨损成为锥形，可能会对汽车的手动换档过程产生较大影响。除此之外，汽车的变速器之间可能会出现松动或者不吻合的状态，对于轴承的正常使用产生了较大的影响，导致定位系统磨损严重，出现了定位信息不准确的现象。汽车变速箱及发动机连接位置处发生松动的概率较高，需要完成定期检查任务，降低手动换挡隐患发生的概率。
对于汽车变速器问题的定期检查十分关键，能够有效避免其出现老化及磨损严重问题。若发现了问题，需要及时进行维修操作，确保汽车的正常行驶，维持汽车部件连接处螺丝的松紧度。
变速杆定位系统的精度及磨损程度是影响手动变速箱挡位准确性的重要因素，需要针对相关问题解决挡位问题，及时更换手动变速党委，修复相关故障及问题，确保汽车的正常运行。
（三）手动变速箱的换挡问题
汽车的离合器分离不彻底是手动变速箱换挡问题产生的主要原因。同时，若调整操纵杆的过程出现了较大差错，同步器出现了损坏情况，可能会对汽车的挡位问题产生较大影响，影响了汽车的安全性能。
为了有效排除此类问题，首先需要检查手动变速箱各个部位的质量，检查其使用状况，排除相关问题。同时，需要清洁变速箱的外部表面，校正叉轴所在的位置，正确调整操纵杆，使其沿着正确方向前进，及时更换有问题的部位。
通常情况下，若手动变速箱存在问题，会伴随着较大的响声。在此情况下，需要考虑汽车变速器的油量是否充足，避免因为油箱油量对汽车运行结构造成影响。其次，需要定期检查变速杆的磨损情况，确保螺丝连接之间的松紧程度，确保汽车结构的安全性，避免有混合物体进入。
除此之外，还需要定期更换汽车的润滑油，检查其轴承运行情况，提高汽车齿轮的吻合程度，降低其磨损程度，使得驾驶过程更加轻松，汽车运行速度更快。
三、汽车变速箱的未来发展分析
（一）自动变速器及其产业的发展趋势
当前，经济社会的发展速度不断加快，自动变速器技术逐渐完善，汽车的普及程度日益提供。电子控制变速器推动着汽车变速器的完善及革新，解决了汽车维修领域的诸多难题。汽车变速器和发动机之间的协调程度对于汽车内部性能的好坏具有重要影响，在汽车销售市场中具有极大的应用价值。较多驾驶者更倾向于购买自动变速器装置的车辆，在未来汽车发展行业中发挥着巨大价值，正在逐渐取代手动变速器。同时，还可以将其应用在大型客车、货车等交通工具当中，推动产业的快速发展。
（二）手动变速箱的发展趋势
随着经济的迅速发展，电子技术的应用范围日益扩大，在人们的生活中发挥着较大的价值。电子技术控制着自动变速器的运行，对于汽车安全行驶具有重要意义。在使用汽车时，需要选择科学合理的换挡点，及时调整不合格的信息。首先，需要评价汽车系统的信息，发现汽车运行过程中存在的问题，及时维护管理，确保汽车能够处于安全行驶状态。在控制离合器油压的前提之下，需要监测系统状态，更正阀门所在位置，使得数据得到正确的反馈，推动汽车行业的迅速发展。
结束语：
综上所述，汽车行业的发展十分迅速，需要不断完善汽车挡位及液体压力信息，研制出大量的新产品及新技术，构建起高质量的经济体系。人们的综合实力普遍提高，对于汽车性能的要求日益增加，需要做好汽车养护工作，延长使用寿命。当前，轿车市场逐渐完善，各种型号的轿车逐渐从手动调节时代过渡到了自动变速时代，对于汽车销售市场的迅速发展具有重要意义。自动变速器的内部构建日趋完善，精细化程度不断提高，高端趋势十分明显。
参考文献：
[1]鲁亚云,潘江如,何龙.基于网络拓扑的汽车变速器齿轮故障定位方法研究[J].自动化与仪器仪表,2020(05):126-129.
[2]贾继德,张玲玲,曾锐利,江红辉,肖云魁,朱忠奎.变速箱齿轮磨损故障的极坐标角-频表示与诊断[J].农业工程学报,2012,28(22):58-62.
篇十一：轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究
变速箱同步器设计对汽车换档性能的影响中国第一汽车集团
哈尔滨变速箱厂发展开发部·佟晓刚
一、前言：
随着汽车市场竞争的日益激烈，用户对汽车性能要求的不断提高，变速箱的换档灵活性也就成为评定汽车性能的一个重要指标，那么如何对同步器进行设计，来提高变速器的换档性能，下面对此做一简要阐述。
二、同步器的作用：
在以前普通的齿轮变速器中，从一个档位换到另一个档位时，由于换档时要进行啮合的一对齿轮或啮合套的线速度不相等，所以在啮合时要产生冲击，引起噪声，甚至损坏齿轮，故这种变速器现在已被淘汰．现在生产的变速器大多采用惯性锁止式同步器，它是利用要结合的转动件的转速不同时所产生的惯性力矩，来阻止它们的不同步啮合，只有要结合的转动件的转速相等时，才能啮合，同时，它还大大地缩短了换档时间。
三、惯性锁止式同步器的工作原理
以CA５－１６变速箱三档挂四档为例，见图：
CA5—16变速箱三四档同步器
当齿套3在拨叉的作用下摘下了3档,并挂4档时,同步器滑块4在支撑弹簧5的作用下跟随齿套3一起向左移动,从而同步器滑块4推动同步器锥环2靠在锥体1上。由于同步器锥体与同步环以不同的角速度运转(锥体转速大于同步环转速),锥体便对同步环产生一个摩擦力，在这个摩擦力的作用下,使同步环上的凸台紧靠在齿座6凹槽的端面上,这时齿套上的花键与同步环上的花键正好错开一个1/4齿距,从而阻止了不同步啮合(见图1)。在拨叉力的作用下,同步环与锥体产生的摩擦力使锥体1及相连各件逐步与同步环的转速达到同步,这时锥体与同步环间的摩擦力消失,在锥体以同步环相接触的锁止角斜面间产生了一个拨正力矩,拨动同步环转动一个角度,在齿套轴向力的作用下,齿套3压下同步器滑块4,并越过同步环与锥体,从而达到同步换档（见图2）。
图1图2三、同步过程的理论分析
一般汽车变速器中的同步器可由以下简图表示：
同步器系统简图
图中Ｊｃ－第一轴和离合器从动片等零件转化到轴１上的当量转动惯量
ωｃ－输入角速度
Ｍｃ－离合器及变速器阻力矩
Ｊｖ－汽车惯量转化到轴２上的当量转动惯量
ωＶ－输出角速度
ＭＶ－汽车行驶阻力矩
ＭＳ－同步力矩
由于汽车的质量很大，所以把汽车转化到二轴上的当量转动惯量Ｊｖ当做无穷大，而汽车行驶阻力矩可当做无穷小，输出角速度ωＶ则为常数。
根据牛顿第二定律
M?J??
①?t式中Ｍ－同步力矩，Ｊ－系统的转动惯量
Δω－角速度的变化量，Δｔ－时间变化量．
所以同步力矩和同步时间的关系可用下式表示：
?ＭＳ＋ＭＣ＝ωＪＣ（ｒ－１）／Δｔ
②或Δｔ＝ωＪＣ（ｒ－１）／（?ＭＳ＋ＭＣ）
③式中ＭＳ－同步力矩，ＭＣ－离合器阻力矩
ω－变速器输出端（二轴）的角速度
ＪＣ－离合器及第一轴等件转化到二轴上的当量转动惯量
Δｔ－同步时间
ｒ＝同步器输入端的初角速度
/同步器输出端的初角速度=同步器输出端档位传动比/同步器输入端档位传动比
＂＋＂号用于低速变高速，＂－＂号用于高速变低速
五、提高变速器换档性能的途径
现在人们对汽车的换档性能要求越来越高,也就是以较小的换档杆推力得到较小的Δｔ值。
由式③可知:变速器输出端(二轴)的角速度ω一般不因设计而变动,所以只有改变JC、r、MS、MC四个参数才能改变同步时间Δｔ,下面就这四个参数分别做以阐述:1、尽量降低当量转动惯量JC由于JC=ΣmR2·i2mR2为被同步各件的实际转动惯量,i为各件转化到二轴上的速比.所以档位越低,JC越大,同步时间越长,即挂低档比高档困难。
由于mR2和i受变速器的固有特性的影响,一般不能随意改变,只有减少被同步件的数量才能降低当量转动惯量JC。如我厂生产的CA5-23和CA5-16相比，CA5-23变速箱二轴五速、中间轴五速、倒车惰轮、二轴倒车齿轮都不参加常啮合,少了四个件的转动惯量,因此CA5-23在换档性能上要优越于CA5-16，见图。
2.相邻两档速比的比值r不能取太大,一般应取1.25-1.7。对于重型变速箱,由于JC的增大,只有降低r,才能改善换档性能,一般是通过增加变速箱档位数来降低r,重型汽车的档位一般采用6-10个前进档。
3.降低离合器及变速箱的阻力矩MC变速箱在从高档挂低档时,阻力矩MC起负作用,要尽量减小阻力矩。变速箱的阻力矩主要受润滑油的阻力和轴承的摩擦阻力的影响。因此,二轴与中间轴上下布置比水平布置所受的阻力要小,另外,润滑油在保证润滑的情况下,尽量要小。对于使用圆锥滚子轴承的变速箱,轴承间隙的调整要适当,预紧力不能过大。
4.增大同步力矩MS及拨正力矩M1同步力矩MS=FR2(cosβ-μ2sinβ)/(sinβ+μ2cosβ)F-叉轴上的换档力,R2-齿套分度圆半径
μ2-齿套与同步环间的摩擦系数,β-齿套锁止角
换档力F受变速箱换档性能的要求,不能增大,齿套与同步环间的摩擦系数μ2是材料的固有特性,可当做常数,所以可加大齿套分度圆直径和减小锁止角β。但同步力矩MS不能任意增大,它必须小于锁止力矩M1,即MS M1=Fμ1R1/sinα F-叉轴上的换档力,μ1-同步环与锥面间的摩擦系数 R1-锥面平均半径, α-同步环锥角 因此,要提高同步力矩MS,必须提高锁止力矩M1,可采用以下设计方法:①尽量减小同步环锁止角α 而tgα<μ,否则会出现同步环与锥体抱死分不开现象,因此,同步环锥角一般取6-7°。 ②同步环与锥体间必须保证有稳定的摩擦系数,否则会出现换档冲击或抱死现象。可通过在同步环上开螺纹及排油槽,严格控制锥体的圆度、锥度、和表面粗慥度等方法保证。 ③增大锥体平均半径R1一般变速器中的同步器采用的是滑块式同步器,由于结构所限制锥体平均半径R1小于齿套分度圆半径R2,因此限制了锁止力矩M1。而锁销式同步器由于摩擦锥面的平均半径可以作得较大,所以它可以产生较大的锁止力矩,从而可获得较大的同步力矩,中、重型汽车低速档一般都采用锁 销式同步器。 ④增加摩擦锥面的数量 单锥面同步器虽然具有结构简单紧凑、使用可靠、造价低等优点,但其同步力矩必定有限,因此可通过增加同步器摩擦锥面数量的方法来提高同步力矩,一般双锥同步器可提高同步力矩一倍,三锥同步器可提高同步力矩二倍。但变速箱要适当增加轴向长度及制造成本。 CA5—16变速器结构示意图 CA5—23变速器结构示意图 六.结论:要提高变速器的换档性能,在设计上有很多途径,要求以上所述的方法在一种变速箱中都采用往往是不可能的,要根据变速箱的具体要求、结构特点、加工工艺水平、制造成本、可靠性等方面综合考虑,采用一些简单可行的设计方法,更有效地提高变速器的换档性能。 参考资料 高维山 张思浦 变速器 人民交通出版社,1990年8月篇十二：轻型载荷汽车离合器温度对变速箱换挡性能影响的研究
温度传感器在双离合自动变速器中的应用
董蕾;张友皇;王祺明
【摘
要】为使温度传感器能够满足变速器对信号的严格要求,在一款湿式双离合器自动变速器上进行温度传感器匹配开发.通过温度传感器信号芯片选型、接口电路匹配、温度信号识别及软件处理,满足了变速器控制单元(TCU)的控制及精度需求,经过台架和整车测试验证,温度传感器性能表现良好,选用的正温度系数(PTC)温度传感器可以应用在双离合器自动变速器上.
【期刊名称】《汽车工程师》
【年(卷),期】2017(000)003【总页数】4页(P49-52)
【关键词】湿式双离合器自动变速器;温度传感器;芯片选型
【作
者】董蕾;张友皇;王祺明
【作者单位】安徽江淮汽车股份有限公司技术中心;安徽江淮汽车股份有限公司技术中心;安徽江淮汽车股份有限公司技术中心
【正文语种】中
文
汽车上应用了很多温度传感器，比如发动机进气温度传感器、冷却液温度传感器、机油温度传感器、自动变速器油温传感器及悬架空气泵温度传感器等[1]。随着用户对车辆驾驶性和燃油经济性要求的不断提高，双离合器自动变速器（DCT）得
到越来越广泛的应用。在DCT特别是湿式DCT上，一般配置2个温度传感器，用于测量变速器油温以及离合器冷却油温，由于变速器控制单元（TCU）对温度传感器有着严格的要求，需要对温度传感器进行匹配，匹配质量直接关系到最终的变速器控制效果和可靠性。文章提出一种温度传感器匹配方法，满足了变速箱工作及TCU控制软件的要求，经过实车验证效果良好。
1温度传感器种类及特点
温度传感器是通过感温元器件随温度变化而改变某种特性（膨胀、电阻、电容、电动势、磁性能、频率、光学特性及热噪声等），来间接测量温度并转换成输出信号的传感器。按测量方式可分为接触式和非接触式；按能量转换方式分为有源和无源；按传感器材料及电子元件特性又分为热电阻、热电偶[2]、集成电路温度传感器及数字温度传感器等。
热电阻的工作温度范围较窄，但灵敏度高，有利于检测微小温差，其输出特性为非线性，检测时需要做线性化；热电偶测温灵敏度低，但能在很广的温度范围内使用；集成电路温度传感器利用了半导体PN结电流电压特性和温度的相关性，和热敏电阻、热电偶相比，最大的优点是输出线性好，测温精度较高，使用方便，但成本偏高；数字温度传感器虽然使用简单，但时序性特别强，需要根据协议精确编程，软件实现比较麻烦[3]。
2温度传感器在湿式DCT中的应用
2.1温度传感器与TCU的匹配
2.1.1温度传感器的物理特性要求
DCT需要至少1个温度传感器来检测变速器的油温，其中湿式DCT的双离合器摩擦片通过变速器油将热量带走，因此还需要配置一个检测离合器冷却油温度的传感器。
温度传感器需要准确快速地检测变速器油液的温度变化，并能够长时间工作在高温
的变速器油中。特别是对于检测离合器冷却油液温度的传感器还要求传感器响应时间快，能够及时反映离合器的工作状态。
变速器的极限工作温度范围是-40～140℃；离合器的热负荷较高，其冷却油液的温度会超过145℃。考虑到实际的工作状态并结合温度传感器的精度要求，变速器油温传感器的工作温度范围确定为-55～150℃，而离合器冷却油液温度传感器的工作温度范围确定为-55～175℃。
根据以上要求，热电阻类型温度传感器可以满足变速箱的抗振动、耐油性、工作温度范围以及测量精度要求，且成本合适。
2.1.2温度传感器的硬件接口电路匹配
热电阻温度传感器的芯片有很多类型可以选择，如负温度系数电阻（NTC）及正温度系数电阻（PTC）等。芯片输出随着温度变化而变化的电阻值，TCU提供采集和信号处理电路并且提供传感器对电源短路、对地短路和开路的诊断。图1示出PTC类型的一种温度芯片KTY83的电气参数。传感器芯片是无源的，需要TCU提供供电和采集处理电路，传感器与TCU接口电路的典型配置，如图2所示，其中接口电阻（R）和接口电容（C）根据实际的应用情况进行选择。
图1KTY83型号离合器温度传感器特性曲线
图2温度传感器与TCU接口电路典型配置
2.1.3温度传感器的信号产生及内部处理
温度传感器提供连续的电阻值作为模拟量信号输入给TCU，TCU通过采集传感器两端电压并对电压进行滤波处理输入给TCU控制软件，温度信号的采样精度完全由TCU的采样精度决定。
2.2温度信号在控制软件中的应用
TCU需要实时监测离合器冷却油的温度以对离合器的滑摩状态进行监控，避免离合器过热烧蚀，需要以变速器的油温来判断变速器的工作状态。
TCU控制软件通过采集控制器底层软件输入的电压进行查表获取当前温度。温度信号的处理和传递框图，如图3所示。
图3传感器温度信号处理和传递框图
2.2.1温度信号的处理和故障诊断
DCT在工作过程中首先对从TCU底层获取的温度信号可用性和合理性进行诊断，TCU控制软件首先对温度信号的可用性进行判断，即温度信号的诊断及处理需求，如表1所示。温度信号诊断和处理流程图，如图4所示。
表1传感器温度信号诊断及处理需求传感器电压（V）/mV0≤V≤2002150≤V≤23002300＜V＜48004800≤V≤5000诊断时间/ms标定量标定量标定量标定量传感器诊断状态对地短路/开路温度高于第1限值温度高于第2限值对电短路故障处理措施报出对地短路/开路报出离合器温度高于第1限值报出离合器温度高于第2限值报出对电短路
图4传感器温度信号诊断和处理流程图
在经过可用性诊断后，TCU控制软件会对温度信号的合理性进行判断，当温度信号的变化梯度大于设定的标定值时，报出温度信号特性异常故障。
2.2.2温度信号在控制逻辑中的应用
DCT在不同的工作温度下，由于油液黏度等性能的变化对离合器的摩擦因数及电磁阀的响应等方面影响非常大，对DCT的控制需要在逻辑上加入温度补偿以更好地控制变速器。温度信号在湿式DCT上的逻辑应用主要有安全保护和逻辑补偿2个方面。
1）安全保护：a.变速器油温超过第1限值，TCU控制软件将控制加大变速器冷却流量；b.变速器油温超过第2限值，TCU控制软件将控制脱开离合器；c.离合器冷却油温超过第1限值，TCU控制软件将控制加大离合器的冷却流量；d.离合器冷却油温超过第2限值，TCU控制软件将控制脱开离合器；e.离合器冷却油温和离
合器温度模型油温的差值高于限值，TCU控制软件将控制加大冷却流量，并采用变速器油温替代离合器冷却油温；f.离合器冷却油温和变速器油温变化梯度过大，TCU控制软件将协调控制发动机限扭。
2）控制逻辑上作为温度补偿的输入参量：a.变速器油温作为油泵流量计算的输入参量；b.变速器油温作为电磁阀压力-电流（P-I）温度补偿输入参量；c.结合变速器油温及离合器主/从动片转速差得到离合器拖曳扭矩的损失扭矩；d.结合变速器油温及离合器油温和摩擦功得到离合器请求的冷却流量；e.根据变速箱油温和冷却流量请求主油路压力。
2.3温度传感器的性能验证
2.3.1TCU对输出信号的识别测试
利用标准温度箱产生温度环境，将温度传感器浸入温度箱中，记录TCU采集的温度传感器输出信号，并对信号进行分析。测试结果，如图5所示。
图5传感器温度信号测试结果
经过测试，TCU在要求的-40～150℃范围内均能正确识别到温度传感器的温度信号，考虑到温度环境中不稳定因素的影响，温度信号偏差在±2.7℃范围之内，满足温度芯片的偏差精度要求。
2.3.2整车环境下的性能验证测试
在整车试验中采集温度传感器信号并与装配在变速器的标准温度传感器信号同步记录，如图6所示。
图6整车测量温度传感器信号
从图6可以看出，温度传感器信号跟随标准温度传感器信号较好，二者最大偏差3℃，在系统允许的±5℃范围内；升温响应时间小于2.5s，降温响应时间小于5s，均可以达到系统的响应需求。
2.3.3温度信号应用测试
温度信号在软件逻辑中的应用主要是作为电磁阀的P-I温度补偿的输入参量，在电磁阀的P-I控制中，根据电磁阀的期望控制压力结合温度得到电磁阀的期望控制电流，TCU根据期望电流控制电磁阀得到压力传感器检测的实际压力。在TCU控制软件的标定中采集电磁阀的期望压力和实际压力，并进行对比。图7示出软件逻辑温度补偿前后离合器期望压力和实际压力的控制状态。
图7变速器控制软件逻辑温度补偿前后离合器压力控制精度
从图7a可以看出，在温度补偿前，实际压力与期望压力在电流控制稳定后，一般偏差达到15～20kPa，最大偏差达到36kPa。如图7b所示，加入了电磁阀的温度补偿后，实际压力与期望压力在电流控制稳定后，一般偏差达到3～5kPa，最大偏差也只有15kPa，因此通过温度传感器的补偿，可以提升压力控制的精度以及变速箱换挡的舒适性。
3结论
DCT选用PTC温度传感器采集变速器温度信号，测试温度范围及精度能满足DCT的要求。变速器内部2个温度传感器的热电阻均能根据被测温度变化而发生相应变化，经过TCU采集系统实现温度测量，信号处理芯片及接口电路能满足TCU的匹配要求。经过实际功能和耐久验证，证明该型温度传感器在DCT变速箱上应用可行且运行可靠。变速器控制软件使用温度信号补偿电磁阀的控制电流，达到了良好的效果。
参考文献
【相关文献】
[1]嵇伟.汽车温度传感器的功用及典型故障分析[J].汽车维修与保养，2011（1）：80-81.[2]王赵鹏，李艳茹.浅谈温度传感器工作原理与实际应用[J].商情，2014（33）：186.[3]李月仙.浅析传感器的原理及应用[J].化工管理，2015（14）：8.
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