第二章-离合器设计优秀PPT.ppt

《第二章-离合器设计优秀PPT.ppt》由会员分享，可在线阅读，更多相关《第二章-离合器设计优秀PPT.ppt（73页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、其次章其次章 离合器设计离合器设计 第一节第一节 离合器的结构方案分析离合器的结构方案分析 其次节其次节 离合器主要参数的选择离合器主要参数的选择 第三节第三节 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 第四节第四节 扭转减振器和操纵机构的设计扭转减振器和操纵机构的设计 汽车离合器设计的基本要求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。）在任何行驶条件下，能牢靠地传递发动机的最大转矩。2）接合时平顺柔软，保证汽车起步时没有抖动和冲击。）接合时平顺柔软，保证汽车起步时没有抖动和冲击。3）分别时要快速、彻底。）分别时要快速、彻底。4）从动部分转动惯量小，减轻换挡时变

2、速器齿轮间的冲击。）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。）有良好的吸热实力和通风散热效果。6）避开传动系产生扭转共振，有吸取振动、缓和冲击实力。）避开传动系产生扭转共振，有吸取振动、缓和冲击实力。7）操纵灵活、精确。）操纵灵活、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）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。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。）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。）结构

3、应简洁、紧凑，制造工艺性好，修理、调整便利等。第一节第一节 离合器的结构方案分析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。汽车离合器多接受盘形摩擦离合器。按其从动按其从动盘的数目盘的数目单片单片双片双片多片多片依据压紧弹簧依据压紧弹簧布置形式布置形式圆周布置圆周布置中心布置中心布置斜向布置等斜向布置等依据运用的依据运用的压紧弹簧形式压紧弹簧形式圆柱螺旋弹簧圆柱螺旋弹簧圆锥螺旋弹簧圆锥螺旋弹簧膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器依据分别时所受依据分别时所受作用力的方向作用力的方向拉式拉式推式推式1从动盘数的对比从动盘数的对比 2压紧弹簧和布置形式的选择压紧弹簧和布置形式的选择 周置弹簧离合器

4、接受圆柱周置弹簧离合器接受圆柱螺旋弹簧，优点是结构简洁、螺旋弹簧，优点是结构简洁、制造简洁。当发动机最大转速制造简洁。当发动机最大转速很高时，周置弹簧受离心力作很高时，周置弹簧受离心力作用而向外弯曲，压紧力降低。用而向外弯曲，压紧力降低。中心弹簧离合器接受中心弹簧离合器接受圆柱弹簧或圆锥弹簧。可圆柱弹簧或圆锥弹簧。可选较大杠杆比来减小踏板选较大杠杆比来减小踏板力，与压盘不干脆接触即力，与压盘不干脆接触即不会受热退火，调整压紧不会受热退火，调整压紧力较简洁，多用于重型车。力较简洁，多用于重型车。斜置弹簧离合器：摩擦片磨损或分别离合器时，压盘所斜置弹簧离合器：摩擦片磨损或分别离合器时，压盘所受的压

5、紧力几乎保持不变。具有工作性能稳定、踏板力较小受的压紧力几乎保持不变。具有工作性能稳定、踏板力较小的优点，重型汽车上接受。的优点，重型汽车上接受。膜片弹簧离合器优点：膜片弹簧离合器优点：1）具有较志向的非线性特性）具有较志向的非线性特性,平衡性好平衡性好；2）结构简洁）结构简洁,轴向尺寸小轴向尺寸小,零件数目少零件数目少,质量小；质量小；3）高速旋转时）高速旋转时,压紧力降低很少压紧力降低很少,性能稳定；性能稳定；4）压力分布匀整）压力分布匀整,摩擦片磨损匀整；摩擦片磨损匀整；5）易于实现良好的通风散热）易于实现良好的通风散热,运用寿命长。运用寿命长。制造工艺制造工艺较困难，对材较困难，对材质

6、和尺寸精度质和尺寸精度要求高。要求高。3膜片弹簧支承形式膜片弹簧支承形式 推式膜片弹簧离合器推式膜片弹簧离合器 3膜片弹簧支承形式膜片弹簧支承形式 推式膜片弹簧离合器推式膜片弹簧离合器 只有一个支承环位于膜片弹簧只有一个支承环位于膜片弹簧的前端或后端，另一个支承环的前端或后端，另一个支承环用离合器盖的凸台或弹性挡环用离合器盖的凸台或弹性挡环替代。替代。膜片弹簧的前后都没有支承环。膜片弹簧的前后都没有支承环。3膜片弹簧支承形式膜片弹簧支承形式 拉式膜片弹簧离合器拉式膜片弹簧离合器 拉式膜片弹簧离合器特点：拉式膜片弹簧离合器特点：1）结构简洁，零件数目更少，质量更小；）结构简洁，零件数目更少，质量

7、更小；2）膜片弹簧直径较大，提高了传递转矩的实力；）膜片弹簧直径较大，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；）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，踏板操纵灵活。）杠杆比大，传动效率较高，踏板操纵灵活。5）在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。）在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。6）运用寿命更长。）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，安装拆拉式膜片弹簧需特地的分别轴承，结构较困难，安装拆卸较困难，且分别行程略比推式大。卸较困难，且分别行程略比推式大。拉式膜片弹簧离合器拉式膜片弹簧离合器 4.压盘的驱动方式压盘的驱动方式 离离合合器器通通

8、风风散散热热措措施施 其次节其次节 离合器主要参数的选择离合器主要参数的选择 离合器的静摩擦力矩，依据摩擦定律离合器的静摩擦力矩，依据摩擦定律假设摩擦片上工作压力匀整，则有假设摩擦片上工作压力匀整，则有 对比对比Tc表达式，可得平均摩擦半径表达式，可得平均摩擦半径 当当d/D0.6时，时，Rc可相当精确地由下式计算可相当精确地由下式计算 式中，式中，c为摩擦片内外径之比，为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在，一般在0.530.70之间。之间。D不变，不变，C取大，取大，d则则Tc或者或者p0 则磨损则磨损，寿命，寿命 ；D不变，不变，C取小则取小则d与与D差值大，圆周速度相差大，磨损不匀整，

9、平整性被破坏，接触不良使差值大，圆周速度相差大，磨损不匀整，平整性被破坏，接触不良使Tc，虽，虽A 但但Rc ；为了保证离合器在任何工况下都能牢靠地传递发动机的最大转矩，设计时为了保证离合器在任何工况下都能牢靠地传递发动机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机最大转矩：应大于发动机最大转矩：Tc=Temax 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，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，必需大于必需大于1。摩擦离合器的滑磨v 第一阶段第一阶段0-ta：作用在从：作用在从动部分摩接力矩动部分摩接力矩Tc小于换小于换算到离合器

10、从动部分汽车算到离合器从动部分汽车阻力矩阻力矩T，汽车不动，汽车不动，但离合器起先滑磨。但离合器起先滑磨。v 其次阶段其次阶段ta-ts：Tc大于大于T，汽车起先起步，到，汽车起先起步，到ts时刻，主、从动部分角速时刻，主、从动部分角速度达到一样时，离合器的度达到一样时，离合器的滑磨停止，整个接合过程滑磨停止，整个接合过程结束。结束。ts为滑磨时间。为滑磨时间。主动部分：主动部分：从动部分：从动部分：解得滑磨时间：解得滑磨时间：三角形三角形OSD的面积相当于滑磨角的值。的面积相当于滑磨角的值。滑磨功可表示为滑磨功可表示为离合器基本参数的选择离合器基本参数的选择 性能参数性能参数、p0，尺寸参数

11、，尺寸参数D、d及摩擦片厚度及摩擦片厚度b。一、后备系数一、后备系数1）为牢靠传递发动机最大转矩，）为牢靠传递发动机最大转矩，不宜选取太小；不宜选取太小；2）为削减传动系过载，保证操纵灵活，）为削减传动系过载，保证操纵灵活，又不宜选又不宜选取太大；取太大；3）当发动机后备功率较大、运用条件较好时，）当发动机后备功率较大、运用条件较好时，可可选取小；选取小；4）运用条件恶劣的牵引车，为提高起步实力、削减）运用条件恶劣的牵引车，为提高起步实力、削减滑磨，滑磨，不宜取小；不宜取小；5）汽车总质量越大，）汽车总质量越大，也应选得越大；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）柴油机工

12、作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油值应比汽油机大些；机大些；7）发动机缸数越多，转矩波动越小，）发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；可选取小些；8）膜片弹簧离合器选取的）膜片弹簧离合器选取的值可比螺旋弹簧离合器小些；值可比螺旋弹簧离合器小些；9）双片离合器的）双片离合器的值应大于单片离合器。值应大于单片离合器。10）若）若过大，在过大，在D、d、F不变条件下，不变条件下，Z，结构困难；，结构困难；11）若）若过大过大,在其它尺寸及片数不变时在其它尺寸及片数不变时,F、p0,寿命寿命；二、单位压力二、单位压力p0 1.离合器运用频繁则离合器运用频繁则p02.发动机后备功率小则发动机

13、后备功率小则p03.摩擦片外径大则摩擦片外径大则p04.材料材料 D Dp p0 0轿车轿车轿车轿车货车货车货车货车0.150.150.300.30石棉基石棉基石棉基石棉基三、摩擦片外径三、摩擦片外径D、内径、内径d、厚度、厚度b增加增加D受以下因素限制：受以下因素限制：1.圆周速度当圆周速度当v6570m/s时，衬片飞离时，衬片飞离2.国标国标GB5764-86KD为直径系数，取值范围如下表为直径系数，取值范围如下表摩擦片内径确定？摩擦片内径确定？摩擦片的厚度摩擦片的厚度b主要有主要有3.2mm、3.5mm和和4.0mm三种。三种。第三节第三节 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 一、离合

14、器基本参数的优化一、离合器基本参数的优化 1 设计变量设计变量 后后备备系系数数和和单单位位压压力力p0取取决决于于离离合合器器工工作作压压力力F和和尺尺寸寸参数参数D和和d。离合器基本参数的优化设计变量选为离合器基本参数的优化设计变量选为2 目标函数目标函数 保证性能要求条件下，结构尺寸尽可能小，目标函数为保证性能要求条件下，结构尺寸尽可能小，目标函数为3 约束条件约束条件1)最大圆周速度最大圆周速度D不超过不超过6570ms，2)摩擦片的内外径比摩擦片的内外径比c应在应在0.530.70范围内，范围内，0.53c0.70 3)转矩和过载要求，转矩和过载要求，值应在确定范围内，值应在确定范围

15、内，1.24.0 4)内径内径d必需大于减振器弹簧位置直径必需大于减振器弹簧位置直径2Ro约约50mm，d2Ro+50 5)单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，3 约束条件约束条件6)为为降低离合器滑磨降低离合器滑磨时时的的热负热负荷，荷，0.10MPap01.50MPa7)为为削减汽削减汽车车起步滑磨，起步滑磨，单单位摩擦面位摩擦面积积滑磨功滑磨功应应小于其小于其许许用用值值，即，即W为为汽汽车车起步起步时时离合器接合一次所离合器接合一次所产产生的生的总总滑磨功滑磨功(W)，可依据下式可依据下式计计算算 二、膜片弹簧主要参数的选择二、膜片弹簧主要参数的

16、选择 膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度 H；(P63)膜片弹簧钢板厚度膜片弹簧钢板厚度 h；自由状态下碟簧部分大端半径自由状态下碟簧部分大端半径 R；自由状态下碟簧部分小端半径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自由状态时碟簧部分的圆锥底角；分别指数目分别指数目 n 等。等。a)自由状自由状态态 b)压紧压紧状状态态 c)分分别别状状态态 二、膜片弹簧主要参数的选择二、膜片弹簧主要参数的选择 1.1.比值比值H Hh h和和h h的选择的选择Hh 时，时，F1=(1)有一极大值和一微小值；有一极大值和一微小值；Hh=2 时，时

17、，F1=(1)的微小值落在横坐标上。的微小值落在横坐标上。压紧力平稳和操纵灵活，压紧力平稳和操纵灵活，H/h=1.52.0；h=24mm2.比值比值Rr和和R、r的选择的选择Rr越小，应力越高，弹簧越硬。一般取越小，应力越高，弹簧越硬。一般取1.201.35推式：推式：RRc；拉式：；拉式：rRc3.圆锥底角圆锥底角取取9 154.膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧工作点位置的选择拐点拐点H对应着膜片弹簧的压平位对应着膜片弹簧的压平位置，而且置，而且1H=(1M+1N)2。离合器在接合状态时，一般离合器在接合状态时，一般1B=(0.81.0)1H。当分别时，工。当分别时，工作点从作点从B变到变到

18、C，为最大限度地，为最大限度地减小踏板力，减小踏板力，C点应尽量靠近点应尽量靠近N点。点。膜片弹簧的弹性特性曲线膜片弹簧的弹性特性曲线三、膜片弹簧的优化设计三、膜片弹簧的优化设计 1.目标函数目标函数 目标函数主要有以下几种：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。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从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的确定值为最小。为最小。3)在分别行程中，驾驶员作用在分别轴承装置上的在分别行程中，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。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在摩

19、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。定值的平均值为最小。5)选选3)和和4)两个目标函数为双目标。两个目标函数为双目标。选取选取5)作为目标函数，构成总目标函数。作为目标函数，构成总目标函数。式中，式中，1和和2分别为两个目标函数分别为两个目标函数(x1)和和(x2)的加权因子。的加权因子。2.设计变量设计变量 应应选选取取H、h、R、r、R1、r1六六个个尺尺寸寸参参数数以以及及在在接接合合工工作作点点相相应于弹簧工作压紧力应于弹簧工作压紧力F1B的大端变形量的大端变形量1B 为优化设计变量：为优化设计变量：X=x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 T

20、=H h R r R1 r1 1B T3.约束条件约束条件 1)应应保保证证所所设设计计的的弹弹簧簧工工作作压压紧紧力力F1B与与要要求求压压紧紧力力FY相相等等，F1B=FY 2)为为保保证证A点点在在凸凸点点M左左边边，B点点在在拐拐点点H旁旁边边，C点点在在凹凹点点N旁边，应正确选择旁边，应正确选择1B相对于拐点相对于拐点1H的位置的位置 3)摩摩擦擦片片磨磨损损后后弹弹簧簧工工作作压压紧紧力力F1A应应不不小小于于新新摩摩擦擦片片时时的压紧力的压紧力F1B，F1AF1B 4)为为 了了 满满 足足 离离 合合 器器 运运 用用 性性 能能 的的 要要 求求，1.6H h2.2 9H(R

21、-r)15 5)弹簧各部分有关尺寸比值应符合确定的范围，弹簧各部分有关尺寸比值应符合确定的范围，1.20Rr1.35 702RA100 3.5Rr05.06)推式膜片弹簧的压盘加载点半径推式膜片弹簧的压盘加载点半径R1(或拉式膜片弹簧的压或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径盘加载点半径r1)应位于摩擦片的平均半径与外半径之间：应位于摩擦片的平均半径与外半径之间：推式：推式：(D+d)4R1D2 拉式：拉式：(D+d)4r1D27)依据弹簧结构布置的要求，依据弹簧结构布置的要求，R1与与R、r1与与r、rf与与r0之差应之差应在确定范围，即在确定范围，即1R1-R7 0r1-r6 0rf-r048)膜

22、片弹簧的杠杆比应在确定范围内选取：膜片弹簧的杠杆比应在确定范围内选取：推式：推式：2.3(r1-rf)(R1-r1)4.5 拉式：拉式：3.5(R1-rf)(R1-r1)9.09)弹簧在工作过程中弹簧在工作过程中B点的最大压应力点的最大压应力rBmax应不超过其应不超过其许用值，即许用值，即rBmaxrB10)弹簧在工作过程中弹簧在工作过程中A点点(或或A点点)的最大拉应力的最大拉应力tAmax(或或tAmax)应不超过其相应许用值：应不超过其相应许用值：tAmaxtA 或或tAmaxtA11)由由主主要要尺尺寸寸参参数数H、h、R和和r制制造造误误差差引引起起的的弹弹簧簧压压紧力的相对偏差紧

23、力的相对偏差不超过某一范围：不超过某一范围：12)由由离离合合器器装装配配误误差差引引起起的的弹弹簧簧压压紧紧力力的的相相对对偏偏差差也也不不得得超过某一范围：超过某一范围：式中，式中，F1B为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。第四节第四节 扭转减振器和操纵机构的设计扭转减振器和操纵机构的设计主要由弹性元件主要由弹性元件(减振弹减振弹簧或橡胶簧或橡胶)和阻尼元件和阻尼元件(阻尼阻尼片片)等组成。等组成。弹性元件：降低传动系弹性元件：降低传动系的首端扭转刚度，变更系统的首端扭转刚度，变更系统的固有振型，尽可能避开由的固有振型，尽可能避开由发动机转矩

24、主谐量激励引起发动机转矩主谐量激励引起的共振。的共振。阻尼元件：有效地耗散阻尼元件：有效地耗散振动能量。振动能量。扭转减振器具有如下功能：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）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。扭振固有频率。2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。击而产生的瞬态扭振。3）限制动力传动系总成怠速时离）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减变速器怠速噪

25、声和主减速器与变速器的扭振与噪声。与变速器的扭振与噪声。4）缓和非稳定工况下传动系的扭）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转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。合平顺性。扭转减振器扭转减振器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 单级线性减振器的弹性元件一般接受圆柱螺旋弹簧。单级线性减振器的弹性元件一般接受圆柱螺旋弹簧。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧，在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧，使其在怠速使其在怠速工况下起作用，以消退变速器怠速噪声，工况下起作用，以消退变速器怠速噪声，可得到两级非线性可得到两级非线性特性，第一级刚度很小，称为怠速级，其次级刚度

26、较大。特性，第一级刚度很小，称为怠速级，其次级刚度较大。单级线性减振器的扭转特性单级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1、极限、极限转转矩矩TJ 减减振振器器在在消消退退限限位位销销与与从从动动盘盘毂毂缺缺口口之之间间的的间间隙隙1时时所所能能传传递递的的最大最大转转矩：矩：TJ=(1.52.0)Temax减振器尺寸简图减振器尺寸简图 2、扭转刚度、扭转刚度k设减振弹簧分布在半径为设减振弹簧分布在半径为Ro的圆周上，当从动片相对从的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为弧度时，弹簧相应变形量为Ro。此时所需加。此时所需加在从动片上的转矩：在从动片

27、上的转矩：依据扭转刚度的定义依据扭转刚度的定义k=T：设计时可按阅历来初选设计时可按阅历来初选k k13TJ3、阻尼摩擦、阻尼摩擦转转矩矩T 为为了了在在发发动动工工作作转转速速范范围围内内最最有有效效地地消消振振，必必需需合合理理选选择择减振器阻尼装置的阻尼摩擦减振器阻尼装置的阻尼摩擦转转矩矩T。T=(0.060.17)4、预紧转预紧转矩矩Tn 减振减振弹弹簧在安装簧在安装时时都有确定的都有确定的预紧预紧：Tn=(0.050.15)Temax 5、减振、减振弹弹簧的位置半径簧的位置半径Ro Ro的尺寸的尺寸应应尽可能大，尽可能大，Ro=(0.600.75)d/26、减振、减振弹弹簧个数簧个数

28、Zj减振减振弹弹簧个数的簧个数的选选取取摩擦片外径摩擦片外径Dmm 225250 250325 325350 350 Zj 46 68 810 107、减振、减振弹弹簧簧总压总压力力F 当当限限位位销销与与从从动动盘盘毂毂之之间间的的间间隙隙1或或2被被消消退退，减减振振弹弹簧簧传递转传递转矩达到最大矩达到最大值值TJ时时，减振，减振弹弹簧受到的簧受到的压压力：力：F=TJ/Ro8、极限、极限转转角角j 减减振振器器从从预预紧紧转转矩矩增增加加到到极极限限转转矩矩时时，从从动动片片相相对对从从动动盘毂盘毂的极限的极限转转角：角：目前从动盘减振器在特性上存在如下局限性：目前从动盘减振器在特性上存

29、在如下局限性：1)通通用用的的从从动动盘盘减减振振器器不不能能使使传传动动系系振振动动系系统统的的固固有有频频率率降降低到怠速转速以下，因此不能避开怠速转速时的共振。低到怠速转速以下，因此不能避开怠速转速时的共振。2)它它在在发发动动机机好好用用转转速速10002000rmin范范围围内内，难难以以通通过降低减振弹簧刚度得到更大的减振效果。过降低减振弹簧刚度得到更大的减振效果。双质量飞轮的减振器双质量飞轮的减振器1)可降低可降低发动发动机、机、变变速器振速器振动动系系统统的固有的固有频频率，以避开在怠速率，以避开在怠速时时共振。共振。2)可加大减振可加大减振弹弹簧的位置半径，降簧的位置半径，降

30、低减振低减振弹弹簧簧刚刚度度K，并允，并允许许增大增大转转角。角。3)由于从由于从动盘动盘没有减振器，可以没有减振器，可以减小从减小从动盘动盘的的转动惯转动惯量，量，这这也有利于也有利于换挡换挡。但由于减振但由于减振弹弹簧位置半径簧位置半径较较大，高大，高速速时时受到受到较较大离心力的作用，使减振大离心力的作用，使减振弹弹簧中段横向簧中段横向翘翘曲而鼓出，与曲而鼓出，与弹弹簧座簧座接触接触产产生摩擦，使生摩擦，使弹弹簧磨簧磨损严损严峻，甚峻，甚至引起早期至引起早期损损坏。坏。双飞轮减振器双飞轮减振器 1一第一一第一飞轮飞轮 2一其次一其次飞轮飞轮 3一离合器一离合器盖盖总总成成 4一从一从动盘

31、动盘 5一球一球轴轴承承 6一短一短轴轴 7一一滚针轴滚针轴承承 8一曲一曲轴轴凸凸缘缘 9一一联结盘联结盘 10一螺一螺钉钉 11一扭一扭转转减振器减振器高于怠速高于怠速低于怠速低于怠速离合器的操纵机构离合器的操纵机构 1对操纵机构的要求对操纵机构的要求1）踏板力要小，踏板行程在确定的范围内。）踏板力要小，踏板行程在确定的范围内。2）摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原。）摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原。3）有对踏板行程进行限位的装置，防止操纵机构因）有对踏板行程进行限位的装置，防止操纵机构因受力过大而损坏。受力过大而损坏。4）应具有足够的刚度。）应具有足够的刚度。5）传动效率要高。）传动

32、效率要高。6）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。常工作。2操纵机构结构形式选择操纵机构结构形式选择离合器操纵机构：机械式、液压式。离合器操纵机构：机械式、液压式。机械式操纵机构机械式操纵机构：杆系、绳索。：杆系、绳索。杆系传动机构结杆系传动机构结构简洁、工作牢靠。构简洁、工作牢靠。但质量大，机械效率但质量大，机械效率低，在远距离操纵时低，在远距离操纵时布置较困难。布置较困难。绳索传动机构可绳索传动机构可克服上述缺点，且可克服上述缺点，且可接受吊挂式踏板结构。接受吊挂式踏板结构。但寿命较短，机械效但寿命较短，机械效率仍不高。率仍不高。多

33、用于轻型轿车中。多用于轻型轿车中。2操纵机构结构形式选择操纵机构结构形式选择液压式操纵机构：液压式操纵机构：由主缸、工作缸和管路由主缸、工作缸和管路等部分组成等部分组成.传动效率高、质量小、传动效率高、质量小、布置便利、便于接受吊布置便利、便于接受吊挂踏板、驾驶室和车架挂踏板、驾驶室和车架变形不会影响其正常工变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔软作、离合器接合较柔软等优点。等优点。3离合器操纵机构的主要计算离合器操纵机构的主要计算 踏板行程踏板行程S由自由行程由自由行程S1和工作行程和工作行程S2两部分组成：两部分组成：液压式操纵机构示意液压式操纵机构示意 踏板力踏板力Ff可按下式计算可按下

34、式计算 工作缸直径工作缸直径d2的确定与液压系统所允许的最大油压有关。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般为58Mpa。机械式操纵机构的上述计算，只需将机械式操纵机构的上述计算，只需将d1和和d2取消即可。取消即可。离合器的结构元件离合器的结构元件一、从动盘总成一、从动盘总成1、摩擦片、摩擦片(1)要求：要求：摩擦系数稳定，工作温度、滑磨速度、单位压力的摩擦系数稳定，工作温度、滑磨速度、单位压力的变更对其影响较小；变更对其影响较小；有足够的机械强度和耐磨性；有足够的机械强度和耐磨性；

35、热稳定性好、磨合性能好、材料密度小；热稳定性好、磨合性能好、材料密度小；有利于接合平顺；有利于接合平顺；长期停放，离合器摩擦面之间不发生长期停放，离合器摩擦面之间不发生“粘着粘着”现象。现象。(2)材料：材料：石棉基摩擦材料：石棉基摩擦材料：f=0.30.45缺点：受温度影响大，缺点：受温度影响大，T，f优点：价格低，密度小优点：价格低，密度小烧结金属、金属陶瓷：烧结金属、金属陶瓷：优点：高温耐磨，传热好，摩擦系数大，允许大单位压力优点：高温耐磨，传热好，摩擦系数大，允许大单位压力缺点：价格高，密度大，接合不柔软缺点：价格高，密度大，接合不柔软(3)摩擦片和从动钢片连接：摩擦片和从动钢片连接：

36、铆接法：铆钉头应沉于衬片内，连接牢靠，更换便利，但铆铆接法：铆钉头应沉于衬片内，连接牢靠，更换便利，但铆钉孔占据工作面积，有效利用厚度小钉孔占据工作面积，有效利用厚度小粘结法：增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，有较高粘结法：增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，有较高的抗离心力和切向力的实力，但更换困难，难以安装波形的抗离心力和切向力的实力，但更换困难，难以安装波形片，无轴向弹性，牢靠性低。片，无轴向弹性，牢靠性低。2、花键毂：一般接受齿侧对中的矩形花键，花键、花键毂：一般接受齿侧对中的矩形花键，花键轴与孔接受动协作轴与孔接受动协作3、从动片：要求质量轻，具轴向弹性，硬度和平、从动片：要求

37、质量轻，具轴向弹性，硬度和平面度高面度高4、波形片：接受、波形片：接受65Mn，表面发蓝处理，表面发蓝处理二、离合器盖总成二、离合器盖总成1.对离合器盖要求对离合器盖要求（1）应有足够的刚度）应有足够的刚度（2）与飞轮保持良好的对中）与飞轮保持良好的对中（3）盖的膜片弹簧支承处应有高的尺寸精度）盖的膜片弹簧支承处应有高的尺寸精度（4）便于通风，可开通风口）便于通风，可开通风口2.对压盘的要求对压盘的要求（1）有较大质量，增大热容）有较大质量，增大热容（2）具有较大刚度）具有较大刚度（3）与飞轮保持良好的对中）与飞轮保持良好的对中（4）高度尺寸公差要小）高度尺寸公差要小3.对分别杠杆设计要求：对

38、分别杠杆设计要求：应使分别杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上应使分别杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干涉；不发生干涉；保证有足够的刚度；保证有足够的刚度；支承接受滚针轴承、滚销、刀口支承等型式支承接受滚针轴承、滚销、刀口支承等型式支承处的摩擦损失要小；支承处的摩擦损失要小；要便于调整分别杠杆内端的位置；要便于调整分别杠杆内端的位置；要避开高速时因分别杠杆的离心力造成压紧力降低。要避开高速时因分别杠杆的离心力造成压紧力降低。设 计 实 例 基本参数：基本参数：整车最大总质量：整车最大总质量：14t压紧方式：膜片弹簧压紧方式：膜片弹簧摩擦片数：双片，编织石棉基材料摩擦片数：双片，编织石

39、棉基材料工作环境：干式工作环境：干式发动机最大扭矩：发动机最大扭矩：658Nm膜片弹簧工作压力：膜片弹簧工作压力：9000N 膜片弹簧离合器在满足同等压紧力和分别间隙的条件下，其膜片弹簧离合器在满足同等压紧力和分别间隙的条件下，其最大分别力要比相同尺寸的周置弹簧离合器小最大分别力要比相同尺寸的周置弹簧离合器小20%30%，因此本方案选用带有扭转减振器的膜片弹簧离合器。因此本方案选用带有扭转减振器的膜片弹簧离合器。结构尺寸和强度计算 1)摩擦片尺寸的确定摩擦片尺寸的确定 确定摩擦片外径尺寸，用下面的阅历公式计算：确定摩擦片外径尺寸，用下面的阅历公式计算：对商用车对商用车(双片双片)：依据依据GB

40、/T 57641998汽车用离合器面片取摩汽车用离合器面片取摩擦片外径擦片外径=380mm，选定摩擦片的内径，选定摩擦片的内径=206 mm，厚度厚度4mm。结构尺寸和强度计算 2)离合器摩擦力矩的确定离合器摩擦力矩的确定 最大摩擦力矩是摩擦片刚起先工作并无磨损的条件最大摩擦力矩是摩擦片刚起先工作并无磨损的条件下，离合器的摩擦力矩。此时离合器的压盘压力给下，离合器的摩擦力矩。此时离合器的压盘压力给定为定为F=9000N，那么离合器所能传递的最大静摩擦，那么离合器所能传递的最大静摩擦力矩力矩膜片弹簧工作点的选取使得摩擦片磨损后的压盘总压膜片弹簧工作点的选取使得摩擦片磨损后的压盘总压力略有上升，可

41、保证摩擦片在许可磨损范围内所传力略有上升，可保证摩擦片在许可磨损范围内所传递的静摩擦力矩不会降低。递的静摩擦力矩不会降低。结构尺寸和强度计算 3)离合器后备系数的计算离合器后备系数的计算 后备系数后备系数 最大总质量为最大总质量为614t的商用车后备系数的举荐值，的商用车后备系数的举荐值，本设计后备系数为本设计后备系数为2.06。c为压盘为压盘的比的比热热容，容，4)离合器单位压力的计算离合器单位压力的计算 编织石棉基材料的单位压力要求小于编织石棉基材料的单位压力要求小于0.25MPa，本离合器的，本离合器的单位压力比规定值小，这意味着离合器的温升较小。单位压力比规定值小，这意味着离合器的温升

42、较小。结构尺寸和强度计算 离合器接合的温升离合器接合的温升 为传为传到到压盘压盘的的热热量所占的比例，量所占的比例，对单对单片离合器片离合器压盘压盘；m为压盘为压盘的的质质量量结构尺寸和强度计算 5)强度校核强度校核(1)从动盘花键挤压应力计算从动盘花键挤压应力计算作用在一个从动盘花键上的圆周力：作用在一个从动盘花键上的圆周力：挤压应力：挤压应力：式中，式中，Z1=10为花键齿数；为花键齿数；L=45mm为花键齿长；为花键齿长；b=5mm为花键齿宽；为花键齿宽；D外外=45mm为花键外径；为花键外径；D内内=36mm为花键内径；为花键内径；n=2为从动盘数。为从动盘数。以上所得到的挤压应力值小

43、于举荐许用值以上所得到的挤压应力值小于举荐许用值(20 MPa)。结构尺寸和强度计算 5)强度校核强度校核(2)花键的剪切应力计算花键的剪切应力计算v花键挤压变形和摩擦是其主要的破坏形式。计算结果说明，花键挤压变形和摩擦是其主要的破坏形式。计算结果说明，剪应力较低，故可以认为花键的抗剪切强度是足够的。剪应力较低，故可以认为花键的抗剪切强度是足够的。v应当指出，离合器结构件的强度校核远不止这些内容，限于应当指出，离合器结构件的强度校核远不止这些内容，限于篇幅，这里只以典型零件为例介绍。篇幅，这里只以典型零件为例介绍。摩擦片基本参数的优化 1)摩擦片外径摩擦片外径D最大圆周速度最大圆周速度Rc,先

44、取先取r再求再求R,取整后求取整后求R/r3)圆锥底角（圆锥底角（一般在一般在915范围内范围内）分别指数常取为分别指数常取为18，大尺寸膜片弹簧有取，大尺寸膜片弹簧有取24的，对于小尺寸的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取膜片弹簧，也有取12的，本设计所取分别指数为的，本设计所取分别指数为18。4)压盘加载点半径压盘加载点半径R1和支承环加载点半径和支承环加载点半径r1的确定的确定 r1应略大于且尽量接近应略大于且尽量接近r，R1应略小于应略小于R且尽量接近且尽量接近R。离合器操纵机构的设计与计算 1)操纵机构方案选择操纵机构方案选择踏板机构的选择：接受吊挂式踏板机构。踏板机构的选择：接受吊挂式踏

45、板机构。离合器驱动形式的选择：接受液压驱动和气动助力的离合器驱动形式的选择：接受液压驱动和气动助力的复合驱动式。一般说来，在重型车中大多接受这种复合驱动式。一般说来，在重型车中大多接受这种助力形式。助力形式。离合器操纵机构的设计与计算 2)离合器传动计算离合器传动计算 有效行程有效行程 S0为有效行程，反映到为有效行程，反映到踏板上；踏板上；S1为摩擦片为摩擦片分别间隙总和；分别间隙总和；L1320mm为踏板臂长；为踏板臂长；L253mm为踏板驱动臂长；为踏板驱动臂长；L370mm为分别叉外摆为分别叉外摆臂长；臂长；L480mm为分别为分别叉臂长；叉臂长；L5104.5mm为分别杠杆驱动臂长；

46、为分别杠杆驱动臂长；L625mm为分别杠杆从为分别杠杆从动臂长。动臂长。离合器操纵机构的设计与计算 2)离合器传动计算离合器传动计算空行程空行程 式中，式中，Sk为反映到踏板上的空行程；为反映到踏板上的空行程；S2为分别杠为分别杠杆与分别轴承端面间隙；杆与分别轴承端面间隙；D为助力油缸直径；为助力油缸直径；d0为为油缸推杆直径；油缸推杆直径；d为离合器总泵直径。为离合器总泵直径。总行程总行程离合器操纵机构的设计与计算 3)离合器总泵设计参数的确定离合器总泵设计参数的确定 离合器总泵缸径离合器总泵缸径d=15.78mm，助力油缸直径为，助力油缸直径为D=22mm，推杆直径，推杆直径d0=8mm，

47、液力传动比，液力传动比踏板传动比踏板传动比分别拨叉传动比分别拨叉传动比离合器操纵机构的设计与计算 3)离合器总泵设计参数的确定离合器总泵设计参数的确定分别杠杆比分别杠杆比总传动比总传动比有效行程有效行程 离合器操纵机构的设计与计算 3)离合器总泵设计参数的确定离合器总泵设计参数的确定空行程空行程踏板总行程踏板总行程踏板行程的举荐值在踏板行程的举荐值在150170mm之间，原则上是在之间，原则上是在满足彻底分别及踏板力允许状况下，其踏板总行程满足彻底分别及踏板力允许状况下，其踏板总行程越小越好。越小越好。离合器操纵机构的设计与计算 4)总泵及助力泵行程的计算总泵及助力泵行程的计算(1)总泵的设计

48、行程为总泵油缸活塞移动的最大距离，总泵的设计行程为总泵油缸活塞移动的最大距离，本设计总泵的设计行程为本设计总泵的设计行程为36mm，一般工作最大行，一般工作最大行程必需小于该设计行程。其差值称为踏板行程调整程必需小于该设计行程。其差值称为踏板行程调整量。量。(2)总泵的实际工作最大行程指本设计踏板总行程内，总泵的实际工作最大行程指本设计踏板总行程内，踏板踏究竟时，总泵活塞移动的最大距离。总泵实踏板踏究竟时，总泵活塞移动的最大距离。总泵实际工作最大行程际工作最大行程该计算值小于设计行程值，故本总泵与助力缸的匹配该计算值小于设计行程值，故本总泵与助力缸的匹配是合理的。是合理的。精品课件精品课件！精

49、品课件精品课件！离合器操纵机构的设计与计算 4)踏板力的计算踏板力的计算 一般在有助力缸的条件下，其踏板力的计算值只按无一般在有助力缸的条件下，其踏板力的计算值只按无助力的状况下进行设计，即考虑到助力系统失败的助力的状况下进行设计，即考虑到助力系统失败的状况下，离合器仍可以借人力来操纵，这样，踏板状况下，离合器仍可以借人力来操纵，这样，踏板力一般可以比一般的无助力的离合器操纵力大一些，力一般可以比一般的无助力的离合器操纵力大一些，但一般不得大于但一般不得大于300N。最大踏板力最大踏板力一般踏板力的举荐值为一般踏板力的举荐值为160190，本设计的踏板力考，本设计的踏板力考虑在助力失败时为虑在助力失败时为225.5N并不算高。并不算高。