第二章-离合器设计课件.ppt

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1、第二章 离合器设计,第一节 离合器的结构方案分析 第二节 离合器主要参数的选择 第三节 离合器的设计与计算 第四节 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,1）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。3）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的冲击。5）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。7）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 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。10）结构

2、应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。,第一节 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。,按其从动盘的数目,单片双片多片,根据压紧弹簧布置形式,圆周布置中央布置斜向布置等,根据使用的压紧弹簧形式,圆柱螺旋弹簧圆锥螺旋弹簧膜片弹簧离合器,根据分离时所受作用力的方向,拉式推式,1从动盘数的对比,2压紧弹簧和布置形式的选择,周置弹簧离合器采用圆柱螺旋弹簧，优点是结构简单、制造容易。当发动机最大转速很高时，周置弹簧受离心力作用而向外弯曲，压紧力降低。,中央弹簧离合器采用圆柱弹簧或圆锥弹簧。可选较大杠杆比来减小踏板力，与压盘不直接接触即不会受热退火，调整压紧力较容易，多用于重型车。

3、,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、踏板力较小的优点，重型汽车上采用。,膜片弹簧离合器优点：,1）具有较理想的非线性特性,平衡性好；2）结构简单,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,性能稳定；4）压力分布均匀,摩擦片磨损均匀；5）易于实现良好的通风散热,使用寿命长。,制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高。,3膜片弹簧支承形式,推式膜片弹簧离合器,3膜片弹簧支承形式,推式膜片弹簧离合器,只有一个支承环位于膜片弹簧的前端或后端，另一个支承环用离合器盖的凸台或弹性挡环替代。,膜片弹簧的前后都没有支承环。,3膜片弹簧

4、支承形式,拉式膜片弹簧离合器,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；2）膜片弹簧直径较大，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；4）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击和噪声。6）使用寿命更长。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。,拉式膜片弹簧离合器,4.压盘的驱动方式,离合器通风散热措施,第二节 离合器主要参数的选择,离合器的静摩擦力矩，根据摩擦定律假设摩擦片上工作压力均匀，则有 对比Tc表达式，可得平均摩擦半径 当d/D0.6时，Rc可相当准确地由下式计算,式中，c为摩

5、擦片内外径之比，c=d/D，一般在0.530.70之间。D不变，C取大，d则Tc或者p0 则磨损，寿命；D不变，C取小则d与D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Tc，虽A 但Rc；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Tc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，必须大于1。,摩擦离合器的滑磨,第一阶段0-ta：作用在从动部分摩接力矩Tc小于换算到离合器从动部分汽车阻力矩T，汽车不动，但离合器开始滑磨。第二阶段ta-ts：Tc大于T，汽车开始起步，到ts时刻，主、从动

6、部分角速度达到一致时，离合器的滑磨停止，整个接合过程结束。ts为滑磨时间。,主动部分：,从动部分：,解得滑磨时间：,三角形OSD的面积相当于滑磨角的值。滑磨功可表示为,离合器基本参数的选择,性能参数、p0，尺寸参数D、d及摩擦片厚度b。一、后备系数1）为可靠传递发动机最大转矩，不宜选取太小；2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，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，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，不宜取小；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

7、；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。10）若过大，在D、d、F不变条件下，Z，结构复杂；11）若过大,在其它尺寸及片数不变时,F、p0,寿命；,二、单位压力p0 1.离合器使用频繁则p02.发动机后备功率小则p03.摩擦片外径大则p04.材料,三、摩擦片外径D、内径d、厚度b增加D受以下因素限制：1.圆周速度当v6570m/s时，衬片飞离2.国标GB5764-86,KD为直径系数，取值范围如下表,摩擦片内径确定？摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。,第三节 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

8、备系数和单位压力p0取决于离合器工作压力F和尺寸参数D和d。离合器基本参数的优化设计变量选为2 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,3 约束条件,1)最大圆周速度D不超过6570ms，2)摩擦片的内外径比c应在0.530.70范围内，0.53c0.70 3)转矩和过载要求，值应在一定范围内，1.24.0 4)内径d必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm，d2Ro+50 5)单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，,3 约束条件,6)为降低离合器滑磨时的热负荷，0.10MPap01.50MPa7)为减少汽车起步滑磨，单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即W为汽车起步时离合

9、器接合一次所产生的总滑磨功(W)，可根据下式计算,二、膜片弹簧主要参数的选择,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 h；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 r；自由状态时碟簧部分的圆锥底角；分离指数目 n 等。,a)自由状态 b)压紧状态 c)分离状态,二、膜片弹簧主要参数的选择,1.比值Hh和h的选择,Hh 时，F1=(1)有一极大值和一极小值；Hh=2 时，F1=(1)的极小值落在横坐标上。压紧力平稳和操纵轻便，H/h=1.52.0；h=24mm,2.比值Rr和R、r的选择Rr越小，应力越高，弹簧越硬。一般取1.201.35推式：R

10、Rc；拉式：rRc3.圆锥底角取9 15,4.膜片弹簧工作点位置的选择拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且1H=(1M+1N)2。离合器在接合状态时，一般1B=(0.81.0)1H。当分离时，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。,膜片弹簧的弹性特性曲线,三、膜片弹簧的优化设计,1.目标函数 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平均值为最小。5)选3)和4)两个目标函数为双目标

11、。选取5)作为目标函数，构成总目标函数。,式中，1和2分别为两个目标函数(x1)和(x2)的加权因子。,2.设计变量,应选取H、h、R、r、R1、r1六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 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 T,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，F1B=FY 2)为保证A点在凸点M左边，B点在拐点H附近，C点在凹点N附近，应正确选择1B相对于拐点1H的位置,3)摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F1A应不小于新摩擦片时的压紧力F1B，

12、F1AF1B 4)为了满足离合器使用性能的要求，1.6Hh2.2 9H(R-r)15 5)弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，1.20Rr1.35 702RA100 3.5Rr05.0,6)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：推式：(D+d)4R1D2 拉式：(D+d)4r1D27)根据弹簧结构布置的要求，R1与R、r1与r、rf与r0之差应在一定范围，即1R1-R7 0r1-r6 0rf-r048)膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取：推式：2.3(r1-rf)(R1-r1)4.5 拉式：3.5(R1-rf)(R1-r1

13、)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：tAmaxtA 或tAmaxtA,11)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：,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：,式中，F1B为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。,第四节 扭转减振器和操纵机构的设计,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：降低传动系的首端扭转刚度，改变系统的固有振型，尽可能避开由发动机

14、转矩主谐量激励引起的共振。阻尼元件：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）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,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。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，以消除变速器怠速噪声，可得到两级非线性特性，第一级

15、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,减振器的主要参数,1、极限转矩TJ 减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙1时所能传递的最大转矩：TJ=(1.52.0)Temax,减振器尺寸简图,2、扭转刚度k,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：,根据扭转刚度的定义k=T：,设计时可按经验来初选k k13TJ,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，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T。T=(0.060.17)4、预紧转矩Tn 减振弹簧在安装时都有一定的预紧：Tn=

16、(0.050.15)Temax 5、减振弹簧的位置半径Ro Ro的尺寸应尽可能大，Ro=(0.600.75)d/26、减振弹簧个数Zj减振弹簧个数的选取摩擦片外径Dmm 225250 250325 325350 350 Zj 46 68 810 10,7、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被消除，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=TJ/Ro8、极限转角j 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：,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低到怠速转速以下，因此不能避免怠速转速时

17、的共振。2)它在发动机实用转速10002000rmin范围内，难以通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,1)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。2)可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，使弹簧磨损严重，甚至引起早期损坏。,双飞轮减振器,1一第一飞轮 2一第二飞轮 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

18、盘 10一螺钉 11一扭转减振器,高于怠速,低于怠速,离合器的操纵机构,1对操纵机构的要求1）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。3）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。4）应具有足够的刚度。5）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。,2操纵机构结构形式选择,离合器操纵机构：机械式、液压式。机械式操纵机构：杆系、绳索。,杆系传动机构结构简单、工作可靠。但质量大，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，且可采用吊挂式踏板结构。但寿命较短，机械效率仍不高。多用于轻型轿车中。,2操纵

19、机构结构形式选择,液压式操纵机构：由主缸、工作缸和管路等部分组成.传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。,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：,液压式操纵机构示意,踏板力Ff可按下式计算,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。机械式操纵机构的上述计算，只需将d1和d2取消即可。,离合器的结构元件,一、从动盘总成1、摩擦片(1)要求：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；有足够的机

20、械强度和耐磨性；热稳定性好、磨合性能好、材料密度小；有利于接合平顺；长期停放，离合器摩擦面之间不发生“粘着”现象。,(2)材料：石棉基摩擦材料：f=0.30.45缺点：受温度影响大，T，f优点：价格低，密度小烧结金属、金属陶瓷：优点：高温耐磨，传热好，摩擦系数大，允许大单位压力缺点：价格高，密度大，接合不柔和(3)摩擦片和从动钢片连接：铆接法：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能力，但更换困难，难以安装波形片，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，花键轴与

21、孔采用动配合3、从动片：要求质量轻，具轴向弹性，硬度和平面度高4、波形片：采用65Mn，表面发蓝处理,二、离合器盖总成,1.对离合器盖要求（1）应有足够的刚度（2）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（4）便于通风，可开通风口2.对压盘的要求（1）有较大质量，增大热容（2）具有较大刚度（3）与飞轮保持良好的对中（4）高度尺寸公差要小,3.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生干涉；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处的摩擦损失要小；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。,设

22、计 实 例,基本参数：整车最大总质量：14t压紧方式：膜片弹簧摩擦片数：双片，编织石棉基材料工作环境：干式发动机最大扭矩：658Nm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。,结构尺寸和强度计算,1)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：对商用车(双片)：根据GB/T 57641998汽车用离合器面片取摩擦片外径=380mm，选定摩擦片的内径=206 mm，厚度4mm。,结构尺寸和强度计算,2)离合器摩擦力矩的确定 最大摩擦力矩是摩擦

23、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F=9000N，那么离合器所能传递的最大静摩擦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。,结构尺寸和强度计算,3)离合器后备系数的计算 后备系数 最大总质量为614t的商用车后备系数的推荐值，本设计后备系数为2.06。,c为压盘的比热容，,4)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0.25MPa，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。,结构尺寸和强度计算,离合器接合的温升,为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器

24、压盘；,m为压盘的质量,结构尺寸和强度计算,5)强度校核(1)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：挤压应力：式中，Z1=10为花键齿数；L=45mm为花键齿长；b=5mm为花键齿宽；D外=45mm为花键外径；D内=36mm为花键内径；n=2为从动盘数。以上所得到的挤压应力值小于推荐许用值(20 MPa)。,结构尺寸和强度计算,5)强度校核(2)花键的剪切应力计算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。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。,摩擦片基本参数的优化,1)摩擦片

25、外径D最大圆周速度6570m/s，即 2)摩擦片的内、外径比应在0.530.70范围内;3)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器振器弹簧位置直径约50mm;4)单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即5)对于不同车型，单位压力的最大范围为0.111.50MPa;6)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,膜片弹簧主要参数的选择,1)比较H/h的选择 本设计，h=3mm，则H=6mm。2)R/r选择 本设计中取R/r=1.25，摩擦片的平均半径Rc=(D+d)/4，rRc,先取r再求R,取整后求R/r3)圆锥底角（一般在915范围内）分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧

26、有取24的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取12的，本设计所取分离指数为18。4)压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定 r1应略大于且尽量接近r，R1应略小于R且尽量接近R。,离合器操纵机构的设计与计算,1)操纵机构方案选择踏板机构的选择：采用吊挂式踏板机构。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。,离合器操纵机构的设计与计算,2)离合器传动计算 有效行程 S0为有效行程，反映到踏板上；S1为摩擦片分离间隙总和；L1320mm为踏板臂长；L253mm为踏板驱动臂长；L370mm为分离叉外摆臂长；L480mm为分离叉臂长；L5104

27、.5mm为分离杠杆驱动臂长；L625mm为分离杠杆从动臂长。,离合器操纵机构的设计与计算,2)离合器传动计算空行程 式中，Sk为反映到踏板上的空行程；S2为分离杠杆与分离轴承端面间隙；D为助力油缸直径；d0为油缸推杆直径；d为离合器总泵直径。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 离合器总泵缸径d=15.78mm，助力油缸直径为D=22mm，推杆直径d0=8mm，液力传动比踏板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分离杠杆比总传动比有效行程,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空行程踏板总行程踏板行程的推荐值

28、在150170mm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。,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(1)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36mm，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。,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 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况下，离合器仍可以借人力来操纵，这样，踏板力一般可以比普通的无助力的离合器操纵力大一些，但一般不得大于300N。最大踏板力一般踏板力的推荐值为160190，本设计的踏板力考虑在助力失败时为225.5N并不算高。,