02第二章-离合器设计解析优秀PPT.ppt

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1、其次章其次章离合器设计离合器设计其次章 离合器设计 本章主要学习：（1）汽车离合器设计的基本要求；（2）各种形式汽车离合器的特点及应用；（3）离合器基本参数的选择及优化；（4）膜片弹簧主要参数的选择及优化；（5）扭转减振器的设计；（6）离合器的操纵。其次章 离合器设计v 第一节 概述v 其次节 离合器的结构方案分析v 第三节 离合器主要参数的选择v 第四节 离合器的设计与计算v 第五节 扭转减振器的设计v 第六节 离合器的操纵机构v 第一节 概述离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。主要作用：(1)汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；(2)在换挡时将发动机与传动系

2、分别，削减变速器中换挡齿轮之间的冲击；(3)限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；(4)有效地降低传动系中的振动和噪声。摩擦离合器主要组成 摩擦离合器主要由主动部分（发动机飞轮、离合器盖和压盘等）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分别叉、分别轴承、离合器踏板及传动部件等）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、从动部分分别的装置。离合器动画演示汽车离合器设计的基本要求 1）在任何行驶条件下，能牢靠地传递发动机的最大转矩。2）接合时平顺松软，保证汽车起步时没有抖动和冲击。3）分别时要快速、彻底

3、。4）从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。5）有良好的吸热实力和通风散热效果，保证离合器的运用 寿命。6）避开传动系产生扭转共振，具有吸取振动、缓和冲击的 实力。7）操纵敏捷、精确。8）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在运用过 程中变更要尽可能小，保证有稳定的工作性能。9）应有足够的强度和良好的动平衡。10）结构应简洁、紧凑，制造工艺性好，修理、调整便利等。其次节 离合器的结构方案分析 汽车离合器多接受盘形摩擦离合器。按其从动盘的数目单片双片多片依据压紧弹簧布置形式圆周布置中心布置斜向布置等依据运用的压紧弹簧形式圆柱螺旋弹簧圆锥螺旋弹簧膜片弹簧离合器依据分别时所受作用力的

4、方向拉式推式1从动盘数的选择 单片离合器（图2-1）结构简洁，尺寸紧凑，散热良好，修理调整便利，从动部分转动惯量小，在运用时能保证分别彻底、接合平顺。双片离合器（图2-2）传递转矩的实力较大，径向尺寸较小，踏板力较小，接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良，分别也不够彻底。图2-1 单片离合器 图2-2 双片离合器 多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。它具有接合平顺松软、摩擦表面温度较低、磨损较小，运用寿命长等优点，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 周置弹簧离合器的压紧弹簧接受圆柱螺旋弹簧，其特点是结构简洁、制造简洁，因此应用较为广泛。当发动机最大转速很高时，周

5、置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使离合器传递转矩实力随之降低。中心弹簧离合器的压紧弹簧，布置在离合器的中心。可选较大的杠杆比，有利于减小踏板力。通过调整垫片或螺纹简洁实现对压紧力的调整，多用于重型汽车上。斜置弹簧离合器的显著优点是摩擦片磨损或分别离合器时，压盘所受的压紧力几乎保持不变。具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有接受。膜片弹簧离合器（图2-3）的优点：图2-3 膜片弹簧离合器 1）膜片弹簧具有较志向的非线性特性；2）结构简洁，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；4）压力分布匀整，摩擦片磨损匀整；5）易于实现良好的通风散

6、热，运用寿命长；6）平衡性好；7）有利于大批量生产，降低制造成本。膜片弹簧的制造工艺较困难，对材质和尺寸精度要求高。近年来，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量接受，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛接受。3膜片弹簧支承形式 图2-5 推式膜片弹簧双支承环形式 图2-6 推式膜片弹簧单支承环形式 图2-7 推式膜片弹簧无支承环形式 图2-8 拉式膜片弹簧支承形式 拉式膜片弹簧离合器（图2-4）具有如下特点：1）结构简洁，零件数目更少，质量更小；2）膜片弹簧的直径较大，提高了传递转矩的实力；3）离合器盖的变形量小，分别效率高；4）杠杆比大，传动效率较高，踏板操纵敏捷。5）在支承环磨损后不会产生

7、冲击和噪声。6）运用寿命更长。拉式膜片弹簧需特地的分别轴承，结构较困难，安装和拆卸较困难，且分别行程略比推式大些。但由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，它已经得以应用。图2-4 拉式膜片弹簧离合器 第三节 离合器主要参数的选择 离合器的静摩擦力矩依据摩擦定律可表示为 （2-1）假设摩擦片上工作压力匀整，则有 （2-2）摩擦片的平均摩擦半径Rc依据压力匀整的假设，可表示为 （2-3）当d/D0.6时，Rc可相当精确地由下式计算 （2-4）将式（2-2）与式（2-3）代入式（2-1）得 式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在0.530.70之间。为了保证离合器在任何工况下都能牢靠地传递发动

8、机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机最大转矩，即 Tc=Temax （2-6）式中，Temax为发动机最大转矩。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，必需大于1。v （2-5）离合器基本参数的选择 基本参数主要有性能参数和0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。1后备系数 后备系数是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的牢靠程度。在选择时，应保证离合器应能牢靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择时应考虑以下几点：1）为牢靠传递发动机最大转矩，不宜选取太小；2）为削减传动系过载，保证操纵敏捷，又不宜选取

9、太大；3）当发动机后备功率较大、运用条件较好时，可选取小些；4）当运用条件恶劣，为提高起步实力、削减离合器滑磨，应选取大些；5）汽车总质量越大，也应选得越大；6）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；7）发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；8）膜片弹簧离合器选取的值可比螺旋弹簧离合器小些；9）双片离合器的值应大于单片离合器。2单位压力0 单位压力0对离合器工作性能和运用寿命有很大影响，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。离合器运用频繁，发动机后备系数较小时，0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

10、负荷，0应取小些；后备系数较大时，可适当增大0。3摩擦片外径D、内径d和厚度 在离合器结构形式及摩擦片材料选定、其他参数已知或选取后，结合式（2-1）和式（2-5）即可估算出摩擦片尺寸。摩擦片外径D（mm）也可依据如下阅历公式选用 （2-7）式中：KD为直径系数，轿车：KD=14.5；轻、中型货车：单片KD=16.018.5，双片KD=13.515.0；重型货车：KD=22.524.0。摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。第四节 离合器的设计与计算 一、离合器基本参数的优化 1 设计变量后备系数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也取决于F和

11、D及d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为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D不超过6570ms，即（28）2)摩擦片的内外径比c应在0.530.70范围内，即0.53c0.70 3)为保证离合器牢靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的值应在确定范围内，最大范围为1.24.0，即1.24.0 4)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必需大于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm，即 d2Ro+50 5)为反映离合器

12、传递转矩并疼惜过载的实力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即（29）3 约束条件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p0对于不同车型，依据所用的摩擦材料在确定范围内选取，最大范围p0为0.101.50MPa，即 0.10MPap01.50MPa7)为了削减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（210）W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(W)，可依据下式计算（211）二、膜片弹簧主要参数的选择 膜片弹簧的主要参数：膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度 H；膜片弹簧钢板厚度 h；自由状态

13、下碟簧部分大端半径 R；自由状态下碟簧部分小端半径 r；自由状态时碟簧部分的圆锥底角；分别指数目 n 等，见图。图-膜片弹簧的主要参数1.1.比值比值H Hh h和和h h的选择的选择比值Hh对膜片弹簧的弹性特性影响极大。由图-可知，当Hh 时，F1=(1)有一极大值和一微小值；当Hh=2 时，F1=(1)的微小值落在横坐标上。汽车离合器的H/h一般为1.52.0，板厚h为24mm。图-H/h 对膜片弹簧弹性特性的影响2.比值Rr和R、r的选择 依据结构布置和压紧力的要求，Rr一般为1.201.35。为使摩擦片上压力分布较匀整，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

14、簧的r值宜取为大于或等于Rc。3.的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H关系亲密，=arctan H(Rr)H(Rr)。一般在915范围内。4.膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧的弹性特性曲线，如图2-11所。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且1H=(1M+1N)2。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1B=(0.81.0)1H，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从F1B到F1A变更不大。当分别时，膜片弹簧工作点从B变到C，为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近N点。图2-11 膜片弹簧的弹性特性曲线三、膜片弹簧的优化

15、设计 通过确定一组弹簧的基本参数，使其载荷变形特性满足离合器的运用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求。1.目标函数关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几种：1)弹簧工作时的最大应力为最小。2)从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的确定值为最小。3)在分别行程中，驾驶员作用在分别轴承装置上的分别操纵力平均值为最小。4)在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变更的确定值的平均值为最小。5)选3)和4)两个目标函数为双目标。选取5)作为目标函数，通过两个目标函数支配不同权重来协调它们之间的矛盾，并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数。式中，1和2分别为两个目标函数(x1)和(x2)

16、的加权因子，视设计要求选定。（2-12）2.设计变量 通过支承和压盘加在膜片弹簧上的载荷F1集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为l(图212b)，则有关系式(2-13)图212 膜片弹簧在不同工作状态时的变形 a)自由状态 b)压紧状态 C)分别状态 式中，E为材料的弹性模量；为材料的泊松比；H内截锥高度；h弹簧板厚；R、r为碟簧部分大、小端半径；R1、r1为压盘加载点和支承环加载点半径。从膜片弹簧载荷变形特性公式(213)可以看出，应选取H、h、R、r、R1、r1这六个尺寸参数以及在接合工作点相应于弹簧工作压紧力F1B的大端变形量1B(图211)为优化设计变量，即 X=x 1 x 2 x

17、 3 x 4 x 5 x 6 x 7 T=H h R r R1 r1 1B T (2-14)3.约束条件 1)应保证所设计的弹簧工作压紧力F1B与要求压紧力FY相等，即 F1B=FY 2)为了保证各工作点A、B、C有较合适的位置(A点在凸点M左边，B点在拐点H旁边，C点在凹点N旁边，如图2-11所示)，应正确选择1B相对于拐点1H的位置，一般1B1H=0.81.0，即(2-15)3)保证摩擦片磨损后仍能牢靠地传递转矩，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F1A 应大于或等于新摩擦片时的压紧力F1B，即 F1AF1B 4)为了满足离合器运用性能的要求，弹簧的Hh与初始底锥角H(R-r)应在确定范围内，即

18、1.6Hh2.2 9H(R-r)15 5)弹簧各部分有关尺寸比值应符合确定的范围，即1.20Rr1.35 702RA100 3.5Rr05.0 (2-16)6)为了使摩擦片上的压紧力分布比较匀整，推式膜片弹簧的压盘加载点半径R1(或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1)应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 推式：(D+d)4R1D2 拉式：(D+d)4r1D27)依据弹簧结构布置的要求，R1与R、r1与r、rf与r0之差应在确定范围，即1R1-R7 0r1-r6 0rf-r048)膜片弹簧的杠杆比应在确定范围内选取，即推式：2.3(r1-rf)(R1-r1)4.5 拉式：3.5(R1-rf)(R

19、1-r1)9.09)弹簧在工作过程中B点的最大压应力rBmax应不超过其许用值，即rBmaxrB10)弹簧在工作过程中A点(或A点)的最大拉应力tAmax(或tAmax)应不超过其相应许用值，即 tAmaxtA 或tAmaxtA11)由主要尺寸参数H、h、R和r制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某一范围，即0.05 (2-17)12)由离合器装配误差引起的弹簧压紧力的相对偏差也不得超过某一范围，即 0.05 (2-18)式中，F1B为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。第五节第五节 扭转减振器的设计扭转减振器的设计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。

20、弹性元件的主要作用是降低传动系的首端（指：发动机-离合器-变速器总成）扭转刚度，变更系统的固有振型，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。扭转减振器具有如下功能：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，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。3）限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与噪声。4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。扭转减振器线性和非线性特性扭转减振器线性和非线性特性 扭转减振器具有线性和非

21、线性特性两种形式。单级线性减振器的扭转特性如图 2-13所示，其弹性元件一般接受圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。当发动机为柴油机时，怠速时引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击，从而产生怠速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧，使其在怠速工况下起作用，以消退变速器怠速噪声，此时可得到两级非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠速级，其次级的刚度较大。目前，在柴油机汽车中广泛接受具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。三级非线性减振器的扭转特性如图2-14所示。图2-13 单级线性减振器的扭转特性 图2-14 三级非线性减振器的扭转特性减振器的主要参数减振器的主要参数减振器的扭转刚度k和阻尼摩

22、擦元件间的摩擦转矩T是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩TJ、预紧转矩Tn和极限转角等J。1 极限转矩TJ 极限转矩为减振器在消退限位销与从动盘毂缺口之间的间隙1(图7-3)时所能传递的最大转矩，一般可取 TJ=(1.52.0)Temax (2-19)图2-15 减振器尺寸简图 2 扭转刚度kk确定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。设减振弹簧分布在半径为Ro的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为Ro。此时所需加在从动片上的转矩为T=1000KZj(2-20)式中，K为每个减振弹簧的线刚度(Nmm)；Zj为减振弹簧个数；Ro为减振弹簧位置半径(m)。依据扭转刚度的定义k

23、=T，则减振器扭转刚度k=1000KZj 设计时可按阅历来初选k k13TJ (2-22)(2-21)3 阻尼摩擦转矩T 为了在发动工作转速范围内最有效地消振，必需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 T=(0.060.17)Temax (2-23)4 预紧转矩Tn 减振弹簧在安装时都有确定的预紧。探讨表明，Tn增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是Tn不应大于T，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 (2-24)5 减振弹簧的位置半径Ro Ro的尺寸应尽可能大些，如图2-15所示，一般取 Ro=(0.600

24、.75)d/2 (2-25)6 减振弹簧个数Zj表61 减振弹簧个数的选取摩擦片外径Dmm 225250 250325 325350 350 Zj 46 68 810 107 减振弹簧总压力F 当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消退，减振弹簧传递转矩达到最大值TJ时，减振弹簧受到的压力F为 F=TJ/Ro (2-26)8 极限转角 减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为(2-27)式中，为减振弹簧的工作变形量。极限转角通常取312，对汽车平顺性要求高或发动机工作不匀整时，极限转角取上限，即12。目前从动盘减振器在特性上存在的局限性目前从动盘减振器在特性上存在的局限性

25、 1)通用的从动盘减振器不能使传动系振动系统的固有频率降通用的从动盘减振器不能使传动系振动系统的固有频率降低到怠速转速以下，因此不能避开怠速转速时的共振。探讨低到怠速转速以下，因此不能避开怠速转速时的共振。探讨表明，发动机、变速器振动系统的固有频率一般为表明，发动机、变速器振动系统的固有频率一般为4070Hz，相当于四缸发动机转速，相当于四缸发动机转速12002100r/min，或六缸发动机转，或六缸发动机转速速8001400r/min，一般均高于怠速转速。，一般均高于怠速转速。2)它在发动机好用转速它在发动机好用转速10002000rmin范围内，难以通范围内，难以通过降低减振弹簧刚度得到更

26、大的减振效果。因为在从动盘结过降低减振弹簧刚度得到更大的减振效果。因为在从动盘结构中，减振弹簧位置半径小，其转角又收到限制，如降低减构中，减振弹簧位置半径小，其转角又收到限制，如降低减振弹簧刚度，就会增大转角并难以确保允许传递转矩的实力。振弹簧刚度，就会增大转角并难以确保允许传递转矩的实力。双质量飞轮的减振器双质量飞轮的减振器双质量飞轮减振器具有以下优点：1)可以降低发动机、变速器振动系统的固有频率，以避开在怠速转速时的共振。2)可以加大减振弹簧的位置半径，降低减振弹簧刚度K，并允许增大转角。3)由于双质量飞轮减振器的减振效果较好，在变速器中可接受粘度较低的齿轮油而不致产生齿轮冲击噪声。由于从

27、动盘没有减振器，可以减小从动盘的转动惯量，这也有利于换挡。但由于减振弹簧位置半径较大，高速时受到较大离心力的作用，使减振弹簧中段横向翘曲而鼓出，与弹簧座接触产生摩擦，使弹簧磨损严峻，甚至引起早期损坏。图2-16 双质量飞轮减振器 1一第一飞轮 2一其次飞轮 3一离合器盖总成 4一从动盘 5一球轴承 6一短轴 7一滚针轴承 8一曲轴凸缘 9一联结盘 10一螺钉 11一扭转减振器第六节 离合器的操纵机构 1对操纵机构的要求1）踏板力要小，轿车：80150N，货车：150200N。2）踏板行程在确定的范围内，轿车：80150mm，货车：180mm。3）摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原。4）有对踏板

28、行程进行限位的装置，防止操纵机构因受力过大而损坏。5）应具有足够的刚度。6）传动效率要高。7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。2操纵机构结构形式选择常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系传动机构结构简洁、工作牢靠，被广泛应用。但其质量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难。绳索传动机构可克服上述缺点，且可接受吊挂式踏板结构。但其寿命较短，机械效率仍不高。多用于轻型轿车中。液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置便利、便于接受吊挂踏板、驾驶室简洁密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器

29、接合较松软等优点。广泛应用于各种形式的汽车中。3离合器操纵机构的主要计算 踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2两部分组成：图2-17 液压式操纵机构示意 式中，S0f为分别轴承自由行程，一般为1.53.0mm，反映到踏板上的自由行程S1一般为030mm；d1、d2分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦面面数；S为离合器分别时对偶摩擦面间的间隙，单片：S=0.851.30mm，双片：S=0.750.90mm。a1、a2、b1、b2、c1、c2为杠杆尺寸（图2-17）。(2-28)踏板力Ff可按下式计算 式中，F为离合器分别时，压紧弹簧对压盘的总压力；为操纵机构总传动比，=；为机械效率，液压式：；机械式：；Fs为克服回位弹簧1、2的 工作缸直径d2的确定与液压系统所允许的最大油压有关。考虑到橡胶软管及其他管接头的密封要求，最大允许油压一般为58Mpa。对于机械式操纵机构的上述计算，只需将d1和d2取消即可。拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽视之。(2-29)back