离合器设计基本过程精.ppt

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1、离合器设计基本过程第1页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.主要步骤：1、离合器概述、离合器概述2、离合器主要参数的选择及计算校核、离合器主要参数的选择及计算校核3、从动盘总成的设计、从动盘总成的设计4、离合器盖总成的设计离合器盖总成的设计第2页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.1、离合器概述1.1 设计要求及其技术参数设计要求及其技术参数1.2 结构方案分析结构方案分析1.3膜片弹簧的支撑形式膜片弹簧的支撑形式第3页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right r

2、eserved.1.1 设计要求及其技术参数设计要求及其技术参数发动机功率：发动机功率：发动机转矩：发动机转矩：传动比传动比:汽车的质量汽车的质量 汽车的滚动半径汽车的滚动半径 =273mm第4页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.1.2 结构方案分析结构方案分析从动盘数的选择从动盘数的选择：单片离合器压紧弹簧和布置形式的选择压紧弹簧和布置形式的选择：拉式膜片弹簧离合器1.3 膜片弹簧的支撑形式膜片弹簧的支撑形式 拉式膜片弹簧的支承形式单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。第5页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟

3、华 all right reserved.2、离合器主要参数的选择及计算校核2.1离合器主要的参数2.2离合器的设计与计算2.3 扭转减振器主要参数2.4减振弹簧的计算 第6页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.1.1 后备系数后备系数 后备系数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。在选择时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。乘用车选择：，本次设计取 =1.2 第7页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华

4、all right reserved.2.1.2摩擦片外径、内径和厚度摩擦片外径、内径和厚度 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。式中为汽车的最大转矩；乘用车取 取 摩擦片的厚度主要有三种 。取第8页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.1.3单位压力 单位压力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。选择：，由于在范围之内。式中取 第9页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁

5、伟华 all right reserved.离合器基本参数的校核离合器基本参数的校核第10页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.2离合器的设计与计算离合器的设计与计算2.2.1膜片弹簧基本参数的选择2.2.2 膜片弹簧的校核第11页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.2离合器的设计与计算离合器的设计与计算第12页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.2离合器的设计与计算离合器的设计与计算2.2.1膜片弹簧基本参数的选择膜片弹簧基本

6、参数的选择1)比值比值 和和 的选择的选择 为为保保证证离离合合器器压压紧紧力力变变化化不不大大和和操操纵纵轻轻便便，汽汽车车离离合合器器用用膜膜片弹簧的片弹簧的H/h 一般为一般为1.52.0，板厚，板厚 h 为为24 mm。取取h=2 mm，=1.7，即，即=3.4 mm。2)比值比值 和和 、的选择的选择第13页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.一般为 =1.201.35。为使摩擦片上的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的 r值宜为大于或等于 。取 =85；取 =1.25 则 =85 取 =1053)的选择的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥角与

7、内截锥高度关系密切，一般在915范围内。第14页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.符合要求。4)分离指数目的选取分离指数目的选取 分离指数目n常取18，大尺寸膜片弹簧n可取24，小尺寸膜片弹簧n可取12。取分离之数目n=18。5)膜片弹簧小段内半径膜片弹簧小段内半径 及分离轴承作用半径及分离轴承作用半径 的确定的确定 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 。第15页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.表27可查得第一轴的外径为29mm;取 =30mm =32mm

8、6)切槽宽度切槽宽度 、及半径及半径 的确定的确定 =3.23.5 mm，=910 mm，的取值应满足r -re 。本次设计取1=3.5 mm，2=10 mm，re r 2=75 mm。7)压盘加载点半径压盘加载点半径 和和 支承环加载点半径的确定支承环加载点半径的确定 取 =87 又 取第16页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.2.2 膜片弹簧的校核1)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的与初始底锥角应在一定范围内，即（符合要求）2)弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即3)为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘

9、加载点半径 应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即第17页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.4)根据弹簧结构布置要求，与 ，与 之差应在一定范围内，即5)膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即第18页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.经验算校核，尺寸符合设计要求第19页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.3 扭转减振器主要参数 2.3.1 极限转矩极限转矩 2.3.2.扭转角刚度扭转角刚度 2.3.3.

10、阻尼摩擦转矩阻尼摩擦转矩 2.3.4.预紧转矩预紧转矩 2.3.5.减振弹簧的位置半径减振弹簧的位置半径 2.3.6.减振弹簧个数减振弹簧个数 2.3.7.减振弹簧总压力减振弹簧总压力 2.3.8.极限转角极限转角第20页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.3.1 极限转矩 极限转矩受限于减振弹簧的许用力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取 =(1.52.0)对于乘用车，系数取2.0。则 =2.0 2.077154（Nm）第21页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.3.2.扭转角刚

11、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13Tj=13x154=2002(Nm/rad)第22页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.3.3.阻尼摩擦转矩 由于减振器扭转刚度 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 。一般可按下式初选：=(0.060.17)Temax 取Tu=0.1 Temax=0.1*77Nm=7.7Nm第23页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all ri

12、ght reserved.2.3.4.预紧转矩 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是 不应大于 ，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取Tn=(0.050.15)Temax 取 Tn=0.1 Temax=0.1*77Nm=7.7Nm第24页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.3.5.减振弹簧的位置半径 2.3.6.减振弹簧个数取 =6 2.3.7.减振弹簧总压力 当限位销与从动盘毂之间的间隙 或被消除，减震弹簧传递的转矩达到最大值 时，减震弹簧受到的压力 为第25页，本

13、讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.3.8.极限转角 一般通常取一般通常取 ，对汽车平顺性要求高或发动机，对汽车平顺性要求高或发动机工作不均匀时，工作不均匀时，取上限。本次设计取取上限。本次设计取10。第26页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.4减振弹簧的计算 2.4.1.减振弹簧的分布半径：减振弹簧的分布半径：2.4.2.全部减振弹簧总的工作负荷全部减振弹簧总的工作负荷2.4.3.单个减振弹簧的工作负荷：单个减振弹簧的工作负荷：2.4.4.弹簧减振尺寸弹簧减振尺寸2.4.5.从动片相

14、对从动盘毂的最大转角从动片相对从动盘毂的最大转角2.4.6.限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙2.4.7.限位销直径限位销直径第27页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.4.1.减振弹簧的分布半径：式中，d为离合器摩擦片的内径。2.4.2.全部减振弹簧总的工作负荷 它是指在从动盘毂法兰上缺口中的间隙消除时，减振弹簧压缩到极限位置时的工作负荷。此时扭转减振器所能传递的转矩即为极限转矩 ,由此可得 为第28页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.4.3.单个减振弹

15、簧的工作负荷2.4.4.弹簧减振尺寸 1)弹簧中径 ；一般由结构布置来决定，通常 左右。本次取12mm。2)弹簧钢丝直径 ：式中为 扭转许用应力，可取550-600MPa。本次取550MPa通常 所以取第29页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.3)弹簧刚度 ：应根据已选定的减振器扭转刚度值 及其布置尺寸 ，根据式子：4)减振弹簧有效圈数 ：根据式子：式中，G为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取第30页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.5)减振弹簧总圈数n：一般在6圈左右，总圈数和有效圈数的关

16、系为6)减振弹簧最小高度 ：7)减振弹簧总变形量8)减振弹簧自由高度第31页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.9)减振弹簧预变形量10)减振弹簧安装工作高度2.4.5.从动片相对从动盘毂的最大转角 最大转角和减振弹簧的工作变形量 有关，其值为第32页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.2.4.6.限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙式中，式中，为限位销的安装尺寸。为限位销的安装尺寸。值一般为值一般为2.52.54mm4mm。所以所以 可取为可取为3mm,3mm,为为41.10mm.41.10mm

17、.2.4.7.限位销直径 按结构布置选定，按结构布置选定，一般一般9.59.512mm12mm。可取为可取为10mm10mm第33页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.第34页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.3 从动盘总成的设计3.1从动盘毂从动盘毂3.2从动片的设计从动片的设计3.3.摩擦片的设计摩擦片的设计第35页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.3.1从动盘毂从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩

18、。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩T.由查表得第36页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.3.2从动片的设计 从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：1)从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。2)从动盘应具有轴向弹性，离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减小磨损。3)应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。第37页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.3.3.摩擦片的设计

19、摩擦片应满足以下要求：1)摩擦因数较高且稳定，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，以减少从动盘的转动惯量。4)热稳定性要好 5)磨合性要好，不至刮伤飞轮和压盘表面第38页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.4 离合器盖总成的设计 4.1.离合器盖结构设计的要求离合器盖结构设计的要求4.2.压盘的设计压盘的设计4.3.压盘的结构设计与选择压盘的结构设计与选择第39页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.4.1.离合器盖结构设计的要求 1)

20、应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。2)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。3)盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。4)为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。第40页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.4.2.压盘的设计对压盘结构设计的要求:1)压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，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

21、助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。2)受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为1525 mm。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不低于1520 gcm。4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170227HBS。第41页，本讲稿共42页华南理工大学广州汽车学院 丁伟华 all right reserved.4.3.压盘的结构设计与选择取温升t=10所以h=6取 h=15 为铸铁密度，取7800 kg/m，V为压盘估算面积 式中，t为压盘温升(),不超過810；c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg)；m为压盘质量(kg)；为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘.第42页，本讲稿共42页