第二章-离合器设计.ppt

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1、第二章第二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 第二节第二节 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，能可靠地传递发动机的最大转矩。在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。2）接合时平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。接合时平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。3）分离时要迅速、彻底。分离时要迅速、彻底。4）从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间

2、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）有良好的吸热能力和通风散热效果。有良好的吸热能力和通风散热效果。6）避免传动系产生扭转共振，有吸收振动、缓和冲击能力。避免传动系产生扭转共振，有吸收振动、缓和冲击能力。7）操纵轻便、准确。操纵轻便、准确。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，保证有稳定的工作性能。程中变化要尽可能小，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）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。结构应简单、紧凑，制造工艺性好

3、，维修、调整方便等。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采用盘形摩擦离合器。汽车离合器多采用盘形摩擦离合器。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根据压紧弹簧根据压紧弹簧布置形式布置形式圆周布置圆周布置中央布置中央布置斜向布置等斜向布置等根据使用的根据使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根据分离时所受根据分离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从动部从动部分转动分转动惯量惯量散热散热性性分离分离性性结合结合平顺平顺性性轴向轴向尺寸尺寸传递传

4、递转矩转矩结构结构踏板踏板力力应用应用单单盘盘小小好好彻底彻底不够不够平顺平顺小小小小简单简单大大轿车、轿车、微轻货微轻货双双盘盘中中较差较差不够不够彻底彻底平顺平顺较长较长较大较大较复杂较复杂较小较小中重货中重货多多盘盘大大好好不彻不彻底底平顺平顺长长大大复杂复杂小小牵引、牵引、自卸自卸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采用圆柱周置弹簧离合器采用圆柱螺旋弹簧，优点是结构简单、螺旋弹簧，优点是结构简单、制造容易。当发动机最大转速制造容易。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。中央弹簧

5、离合器采用中央弹簧离合器采用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，与压盘不直接接触即力，与压盘不直接接触即不会受热退火，调整压紧不会受热退火，调整压紧力较容易，力较容易，多用于重型车多用于重型车。斜置弹簧离合器：摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所斜置弹簧离合器：摩擦片磨损或分离离合器时，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，重型汽车上采用。的优点，重型汽车上采用。膜片弹簧离合器优点：膜片弹簧离合器优点：1）具有较理想的非线性特性）具有较理想的非线性特性,平衡性好平

6、衡性好；2）结构简单）结构简单,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）压力分布均匀）压力分布均匀,摩擦片磨损均匀；摩擦片磨损均匀；5）易于实现良好的通风散热）易于实现良好的通风散热,使用寿命长。使用寿命长。制造工艺制造工艺较复杂，对材较复杂，对材质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

7、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）结构简单，零件数目更少，质量更小；结构简单，零件数目更少，质量更小；2）膜片弹簧直径较大膜片弹簧直径较大，提高了传递转矩的能力提高了传递转矩的能力；3）离合器盖的变形量小，分离效率高；离合器盖的变形量小，分离效率高；4）杠杆比大，传动效率较高，踏板操纵轻便。杠杆比大，传动效率较高，踏板操纵轻便。5）在支承环磨损后不会产生冲

8、击和噪声。在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。6）使用寿命更长。使用寿命更长。拉式膜片弹簧需专门的分离轴承，结构较复拉式膜片弹簧需专门的分离轴承，结构较复杂，安装拆卸较困难，且分离行程略比推式大。杂，安装拆卸较困难，且分离行程略比推式大。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风风散散热热措措施施第二节第二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，根据摩擦定律离合器的静摩擦力矩，根据摩擦定律假设摩擦片上工作压力均匀，则有假设摩擦片上工作压力均匀，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

9、，Rc可相当准确地由下式计算可相当准确地由下式计算 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。vvD D不变，不变，不变，不变，C C取大，取大，取大，取大，dd则则则则TcTc 或者或者或者或者p p0 0 则磨损则磨损则磨损则磨损，寿命，寿命，寿命，寿命 ；vvD D不变，不变，不变，不变，C C取小则取小则取小则取小则d d与与与与D D差值大，圆周速度相差大，磨损不均差值大，圆周速度相差大，磨损不均差值大，圆周速度相差大，磨损不均差值大，圆周速度相差大，磨损不均匀，平整性被破坏，接触不良使匀，平整性被破坏，接触不良使匀，

10、平整性被破坏，接触不良使匀，平整性被破坏，接触不良使TcTc ，虽，虽，虽，虽A A 但但但但RcRc ；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，擦力矩与发动机最大转矩之比，必须大于必须大于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从动部分

11、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，但离合器开始滑磨。但离合器开始滑磨。v 第二阶段第二阶段ta-ts：Tc大于大于T，汽车开始起步，到，汽车开始起步，到ts时刻，主、从动部分角速时刻，主、从动部分角速度达到一致时，离合器的度达到一致时，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，尺寸参数

12、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）为可靠传递发动机最大转矩，）为可靠传递发动机最大转矩，不宜选取太小；不宜选取太小；2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，）为减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大；又不宜选取太大；3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小；可选取小；4）使用条件恶劣的牵引车，为提高起步能力、减少滑磨，）使用条件恶劣的牵引车，为提高起步能力、减少滑磨，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；车型车型轻货车、轿车轻货车、轿车1.201.75中、重、载货车中

13、、重、载货车1.52.25越野车、牵引车越野车、牵引车1.84.06）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的）柴油机工作比较粗暴，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，结构复杂；，结构复杂；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

14、,F、p0,寿命寿命；二、单位压力二、单位压力p01.离合器使用频繁则离合器使用频繁则p02.发动机后备功率小则发动机后备功率小则p03.摩擦片外径大则摩擦片外径大则p04.材料材料 材料材料p0石棉基石棉基轿车轿车0.180.35货车货车0.100.24烧结金属烧结金属0.350.60金属陶瓷金属陶瓷0.701.50D 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G

15、B5764-86DdbTemax下限下限上限上限1601103.240604302304.02001000KD为为直径系数，取值范围如下表直径系数，取值范围如下表轿车轿车14.5轻、中型轻、中型货车货车单片单片16.018.5双片双片13.515.0重型货车重型货车22.524.0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

16、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，0.53c0.703)转矩和过载要求，转矩和过载要求，值应在一定范围内，值应在一定范围内，1.24.04)内径内径d必须大于减振器弹簧位置直径必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约约50mm，d2Ro+505)单位摩擦面积传递的转矩应小于

17、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)为降低离合器滑磨时的热负荷，为降低离合器滑磨时的热负荷，0.10MPap01.50MPa7)为为减减少少汽汽车车起起步步滑滑磨磨，单单位位摩摩擦擦面面积积滑滑磨磨功功应应小小于于其其许许用值，即用值，即W为为汽汽车车起起步步时时离离合合器器接接合合一一次次所所产产生生的的总总滑滑磨磨功功(W)，可可根据下式计算根据下式计算二、膜片弹簧主要参数的选择二、膜片弹簧主要参数的选择v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)v膜片弹簧钢板厚度膜片弹簧钢板厚度 h；v自由状态下碟簧部

18、分大端半径自由状态下碟簧部分大端半径 R；v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；v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；v分离指数目分离指数目 n 等等。a)自由状态自由状态 b)压紧状态压紧状态 c)分离状态分离状态二、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)有一极大值和一极小值；有一极大值和一极小值；Hh=2时，时，F1=(1)的极小值落在横坐标上。的极小值落在横坐标上。压紧力平稳和操纵轻便，压紧力平稳和操纵轻便，H/h=1.52.0；h=24mm2.比值比值Rr和和

19、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9154.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置，对应着膜片弹簧的压平位置，而且而且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。当分离时，工作点从。当分离时，工作点从B变变到到C，为最大限度地减小踏板力，为最大限度地减小踏板力，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、

20、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绝对值为最小。从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对值为最小。3)在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分离操在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分离操纵力平均值为最小。纵力平均值为最小。4)在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。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

21、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=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，F1

22、B=FY2)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附附近近，C点点在在凹凹点点N附近，应正确选择附近，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，F1AF1B4)为了满足离合器使用性能的要求，为了满足离合器使用性能的要求，1.6Hh2.29H(R-r)155)弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，1.20Rr1.35702RA1003.5Rr05.06)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

23、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)根据弹簧结构布置的要求，根据弹簧结构布置的要求，R1与与R、r1与与r、rf与与r0之差应之差应在一定范围，即在一定范围，即1R1-R7 0r1-r6 0rf-r048)膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取：膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取：推式：推式：2.3(r1-rf)(R1-r1)4.5 拉式：拉式：3.5(R1-rf)(R1-r1)9.09)弹弹簧簧在在工工作作过过程程

24、中中B点点的的最最大大压压应应力力rBmax应应不不超超过过其其许许用用值，即值，即rBmaxrB10)弹弹簧簧在在工工作作过过程程中中A点点(或或A点点)的的最最大大拉拉应应力力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

25、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：弹性元件：降低传动系降低传动系的首端扭转刚度，改变系统的首端扭转刚度，改变系统的固有振型，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：阻尼元件：有效地耗散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

26、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）控制动力传动系总成怠速时离）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

27、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采用圆柱螺旋弹簧。单级线性减振器的弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧。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，以消除变速器怠速噪声，工况下起作用，以消除变速器怠速噪声，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，第二级刚度较大。特性，第一级刚度很小，称为怠速级，第二级刚度较大。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、极限转矩极限转矩TJ 减减振振器器在在消消除除限限位位销销与与从从动动盘

28、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转矩：最大转矩：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：在从动片上的转矩：根据扭转刚度的定义根据扭转刚度的定义k=T：设计时可按经验来初选设计时可按经验来初选kk13TJ3、阻尼摩擦转矩阻尼摩擦转矩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，必必须须

29、合合理理选选择择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T。T=(0.060.17)4、预紧转矩、预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧：减振弹簧在安装时都有一定的预紧：Tn=(0.050.15)Temax 5、减振弹簧的位置半径减振弹簧的位置半径Ro Ro的尺寸应尽可能大，的尺寸应尽可能大，Ro=(0.600.75)d/26、减振弹簧个数、减振弹簧个数Zj减振弹簧个数的选取减振弹簧个数的选取摩擦片外径摩擦片外径Dmm225250250325325350350Zj4668810107、减振弹簧总压力减振弹簧总压力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

30、或2被被消消除除，减减振振弹簧传递转矩达到最大值弹簧传递转矩达到最大值TJ时，减振弹簧受到的压力：时，减振弹簧受到的压力：F=TJ/Ro8、极限转角、极限转角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的极限转角：盘毂的极限转角：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在如下局限性：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，因此不能避免怠速转速时的共振。低到怠速转速以下，因此不能避免怠速转速时的共振。2)它在发动机实用转速它在发动机

31、实用转速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)可降低发动机、变速器振动系统可降低发动机、变速器振动系统的固有频率，以避免在怠速时共振。的固有频率，以避免在怠速时共振。2)可加大减振弹簧的位置半径，降可加大减振弹簧的位置半径，降低减振弹簧刚度低减振弹簧刚度K，并允许增大转角。，并允许增大转角。3)由于从动盘没有减振器，可以由于从动盘没有减振器，可以减小从动盘的转动惯量，这也有利于减小从动盘的转动惯量，这也有利于换挡。换挡。但由于减振弹簧位置半径较大，高但由于减振弹簧位

32、置半径较大，高速时受到较大离心力的作用，使减振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，使弹簧磨损严重，甚接触产生摩擦，使弹簧磨损严重，甚至引起早期损坏。至引起早期损坏。双飞轮减振器双飞轮减振器1一第一飞轮一第一飞轮 2一第二飞轮一第二飞轮 3一离合器一离合器盖总成盖总成 4一从动盘一从动盘 5一球轴承一球轴承 6一短轴一短轴 7一滚针轴承一滚针轴承 8一曲轴凸缘一曲轴凸缘 9一联结盘一联结盘 10一螺钉一螺钉 11一扭转减振器一扭转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

33、机构的要求1）踏板力要小，踏板行程在一定的范围内。）踏板力要小，踏板行程在一定的范围内。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，防止操纵机构因受力过）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。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常工作。）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

34、机构：杆系、绳索。：杆系、绳索。杆系传动机构杆系传动机构结结构简单、工作可靠。构简单、工作可靠。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。绳索传动机构绳索传动机构可可克服上述缺点，且可克服上述缺点，且可采用吊挂式踏板结构。采用吊挂式踏板结构。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、布置方便、便于采用吊布置方便、便于采

35、用吊挂踏板、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、离合器接合较柔和作、离合器接合较柔和等优点。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

36、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。离合器的离合器的结构元件结构元件一、从动盘总成一、从动盘总成1、摩擦片、摩擦片(1)要求：要求：v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、单位压力的变化对其影响较小；变化对其影响较小；v有足够的机械强度和耐磨性；有足够的机械强度和耐磨性；v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；v有利于接合平顺；有利于接合平顺；v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：v石棉基摩擦材料石棉基摩擦材料：

37、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v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，允许大单位优点：高温耐磨，传热好，摩擦系数大，允许大单位压力压力缺点：价格高，密度大，接合不柔和缺点：价格高，密度大，接合不柔和(3)摩擦片和从动钢片连接：摩擦片和从动钢片连接：v铆接法：铆接法：铆钉头应沉于衬片内，连接可靠，更换方便，但铆钉头应沉于衬片内，连接可靠，更换方便，但铆钉孔占据工作面积，有效利用厚度小铆钉孔占据工作面积，有效利用厚度小v粘结法：粘结法：增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，有较增大实际摩擦

38、面积，摩擦片厚度利用率高，有较高的抗离心力和切向力的能力，但更换困难，难以安装波高的抗离心力和切向力的能力，但更换困难，难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。形片，无轴向弹性，可靠性低。2、花键毂：一般采用齿侧对中的矩形花键，花键、花键毂：一般采用齿侧对中的矩形花键，花键轴与孔采用动配合轴与孔采用动配合3、从动片：要求质量轻，具轴向弹性，硬度和平、从动片：要求质量轻，具轴向弹性，硬度和平面度高面度高4、波形片：采用、波形片：采用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

39、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.对分离杠杆设计要求：对分离杠杆设计要求：应使分离杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发应使分离杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干涉；生干涉；保证有足够的刚度；保证有足够的刚度；支承采用滚针轴承、滚销、刀口支承等型式支承采用滚针轴承、滚销、刀口支承等型

40、式支承处的摩擦损失要小；支承处的摩擦损失要小；要便于调整分离杠杆内端的位置；要便于调整分离杠杆内端的位置；要避免高速时因分离杠杆的离心力造成压紧力降低。要避免高速时因分离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：v整车最大总质量：整车最大总质量：14tv压紧方式：膜片弹簧压紧方式：膜片弹簧v摩擦片数：双片，编织石棉基材料摩擦片数：双片，编织石棉基材料v工作环境：干式工作环境：干式v发动机最大扭矩：发动机最大扭矩：658Nmv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离间隙的条件下，其膜片弹簧离合器在满足同等压紧力和分离间隙的条件下，其

41、最大分离力要比相同尺寸的周置弹簧离合器小最大分离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，用下面的经验公式计算：确定摩擦片外径尺寸，用下面的经验公式计算：对商用车对商用车(双片双片)：根据根据GB/T57641998汽车用离合器面片汽车用离合器面片取摩擦片外径取摩擦片外径=380mm，选定摩擦片的内径，选定摩擦片的内径=206mm，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

42、矩是摩擦片刚开始工作并无磨损的条件下，离合最大摩擦力矩是摩擦片刚开始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定为器的摩擦力矩。此时离合器的压盘压力给定为F=9000N，那，那么离合器所能传递的最大静摩擦力矩么离合器所能传递的最大静摩擦力矩v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，可保证摩擦片在许可磨损范围内所传递的静摩擦力矩上升，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。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61

43、4t的商用车后备系数的推荐值，的商用车后备系数的推荐值，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

44、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为为花键齿宽；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于推荐许用值以上所得到的挤压应力值小于推荐许用值(20MPa)。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。

45、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）分离指数常取为分离指数常取为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

46、，本设计所取分离指数为的，本设计所取分离指数为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v踏板机构的选择：采用吊挂式踏板机构。踏板机构的选择：采用吊挂式踏板机构。v离合器驱动形式的选择：采用液压驱动和气动助力的复合驱离合器驱动形式的选择：采用液压驱动和气动助力的复合驱动式。一般说来，在重型车中大多采用这种助力形式。动式。一般说来，在重型车中大多采用这种助力形式。离合器操纵机构的设计与计算 2

47、)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，反映到踏板上；为有效行程，反映到踏板上；S1为摩擦片分离间隙总和；为摩擦片分离间隙总和；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为分离叉外摆臂长；为分离叉外摆臂长；L480mm为分离叉臂长；为分离叉臂长；L5104.5mm为分离杠杆驱动臂长；为分离杠杆驱动臂长；L625mm为分离杠杆从动臂长。为分离杠杆从动臂长。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v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为分离杠杆与分离为分离

48、杠杆与分离轴承端面间隙；轴承端面间隙；D为助力油缸直径；为助力油缸直径；d0为油缸推杆直径；为油缸推杆直径；d为为离合器总泵直径。离合器总泵直径。v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，推杆直径杆直径d0=8mm，液力传动比，液力传动比v踏板传动比踏板传动比v分离拨叉传动比分离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v分离杠杆比分离杠杆比v总传动比总传动比v有效行程有效行程离合器操纵机构的设计与

49、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v空行程空行程v踏板总行程踏板总行程v踏板行程的推荐值在踏板行程的推荐值在150170mm之间，原则上是在满足彻之间，原则上是在满足彻底分离及踏板力允许情况下，其踏板总行程越小越好。底分离及踏板力允许情况下，其踏板总行程越小越好。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，本设计本设计总泵的设计行程为总泵的设计行程为36mm，一般工作最大行程必须小于该设，一般工作最大行程必须小于该设计行程。其差值称为踏板行程调整

50、量。计行程。其差值称为踏板行程调整量。(2)总泵的实际工作最大行程指本设计踏板总行程内，踏板踏总泵的实际工作最大行程指本设计踏板总行程内，踏板踏到底时，总泵活塞移动的最大距离。总泵实际工作最大行程到底时，总泵活塞移动的最大距离。总泵实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是合理的。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。精品课件精品课件！精品课件精品课件！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 v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情况下进行设计，即考虑到助力系统失败的情