汽车设计离合器设计PPT课件

1、12.1 2.1 概述概述 现代汽车一般都以内燃机为动力，其传动系中离合器处于首端，它具有如下基本功用： (1) 在汽车起步时，通过离合器主动部分(与发动机曲轴相连)和从动部分(与变速器第一轴相接)之间的滑磨，转速逐渐接近，使旋转着的发动机和原为静止的传动系平稳地接合。 (2) 当变速器换挡时，通过离合器主、从动部分的迅速分离来切断动力传递，以减轻换挡时轮齿间的冲击，便于换挡。 (3) 当传给离合器的转矩超过其所能传递的最大转矩(即离合器的最大摩擦力矩)时，其主、从动部分将产生滑磨。这样，离合器就起着防止传动系过载的作用。第1页/共43页22.2 2.2 离合器的结构形式离合器的结构形式 离合

2、器按转递转矩的方式不同，可分为摩擦式、液力式、电磁式和综合式四种，其中摩擦式离合器应用最为广泛。 从动盘数的选择 1. 单片离合器 单片离合器只有一个从动盘 ，单片离合器的特点是：结构简单，散热良好，轴向尺寸紧凑，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能够保证分离彻底 第2页/共43页32.2 2.2 离合器的结构形式离合器的结构形式 从动盘数的选择 2. 双片离合器 双片离合器有两个从动盘，与单片离合器相比，由于摩擦面数增多，因而传递转矩的能力较大，且接合更加平顺、柔和，在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力也较小。第3页/共43页42.2 2.2 离合器的结构形式离合器的结构形式

3、 从动盘数的选择 3. 多片离合器 多片离合器有两个以上从动盘，多为湿式，接合平顺柔和，由于在油中工作，摩擦表面温度低、磨损小，使用寿命长。但是分离行程大，分离不彻底 ，轴向尺寸和质量较大，从动部分转动惯量也很大 。 压紧弹簧的形式及布置 1. 周置弹簧离合器 周置弹簧离合器的压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上 第4页/共43页52.2 2.2 离合器的结构形式离合器的结构形式 压紧弹簧的形式及布置 2. 中央弹簧离合器 中央弹簧离合器采用1-2个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥螺旋弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心，压紧弹簧与从动盘的轴线相同。 3. 斜置弹簧离合器 斜置弹簧离合器

4、是用在重型汽车上的一种新结构形式，弹簧的轴线与离合器的轴线成一个夹角 。 4. 膜片弹簧离合器 膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。 第5页/共43页62.2 2.2 离合器的结构形式离合器的结构形式 压紧弹簧的形式及布置 膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比具有如下一系列优点： (1) 膜片弹簧具有较理想的非线性特性第6页/共43页72.2 2.2 离合器的结构形式离合器的结构形式 压紧弹簧的形式及布置 (2) 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小。 (3) 高速旋转时，弹簧压紧力降低的程度较周置

5、圆柱弹簧离合器明显减小，所以摩擦力矩降低很少，性能稳定。 (4) 膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。 (5) 易于实现良好的通风散热，使用寿命长。 (6) 膜片弹簧中心线与离合器中心线重合，平衡性好。第7页/共43页82.2 2.2 离合器的结构形式离合器的结构形式 膜片弹簧的支承形式 推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。 推式膜片弹簧双支承环形式 推式膜片弹簧单支承环形式 第8页/共43页92.2 2.2 离合器的结构形式离合器的结构形式 膜片弹簧的支承形式 推式膜片弹簧无支承环形式 拉式膜片弹簧支承环形式 第9页/共43页102.2 2.2

6、离合器的结构形式离合器的结构形式 压盘的驱动方式 压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时它和飞轮一同带动从动盘转动，所以它应与飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由地作轴向移动。 压盘的驱动方式主要有凸块 窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种。 分离杠杆和分离轴承 在周置弹簧离合器中一般采用36个分离杠杆(简称分离杆)；在膜片弹簧离合器中，分离杠杆的作用由膜片弹簧本身形成的弹性杠杆来完成；在中央弹簧离合器中则只有弹性压杆而没有分离杠杆；在斜置弹簧离合器中也只有压杆。第10页/共43页112.2 2.2 离合器的结构形式离合器的结构形式 离合器的散热通风 在离合

7、器分离和接合过程中，由于摩擦会产生大量的热。如果不解决好通风散热问题，会使压盘温度过高，导致摩擦片过度磨损。 改善离合器散热通风的结构措施有：在压盘上设散热筋或鼓风筋；在离合器盖上开较大的通风孔；在离合器外壳上设通风窗；在双盘离合器的中间压盘内铸出通风槽；在离合器外壳内装一导流罩，加强通风。 从动盘 从动盘由摩擦片、从动钢片、减振器和花键等组成。 第11页/共43页122.2 2.2 离合器的结构形式离合器的结构形式 从动盘 摩擦片在性能上应满足如下要求：摩擦系数较稳定；足够的机械强度和耐磨性；磨合性好；密度小；有利于接合平顺；长期停放，摩擦表面不发生“粘合”。 摩擦片与从动片的连接方式有铆接

8、和粘结两种。第12页/共43页132.3 2.3 离合器基本参数的选择离合器基本参数的选择 摩擦离合器转矩 摩擦离合器是靠存在于主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩为 设为摩擦面承受的单位压力，且压力分布均匀，则单元摩擦面积上产生的单元摩擦力矩为 整个摩擦面上产生的摩擦力矩为cc TfFZR200ddd dTfpsfp 3322000d d23RrRrTfpfp 第13页/共43页142.3 2.3 离合器基本参数的选择离合器基本参数的选择 摩擦离合器转矩 摩擦面承受的单位压力为 对于具有个摩擦面的离合器，其摩擦力矩为 带入 得 可以得到摩擦片平均摩擦半径为

9、当时 ，可由下式相当准确地计算022224FFpDdRr33c023RrTZTfp Z0p33c2223RrTfZFRr33c2223RrRRr/0.6d Dc42DdRrR第14页/共43页152.3 2.3 离合器基本参数的选择离合器基本参数的选择 摩擦离合器转矩 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，设计时应大于发动机最大转矩，即 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。 33c0112TfZp DccemaxTT第15页/共43页162.3 2.3 离合器基本参数的选择离合器基本参数的选择 单位压力 单位压力决定了

10、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。 摩擦片单位压力的取值范围 第16页/共43页172.3 2.3 离合器基本参数的选择离合器基本参数的选择 摩擦片外径、内径和厚度 当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩已知，可估算出摩擦片外径： 摩擦片外径也可根据发动机最大转矩按如下经验公式选取：emax330121TDfZpcDemaxDKT 直径系数的取值范围 第17页/共43页182.3 2.3 离合器基本参数的选择离合器基本参数的选择 摩擦因数、摩擦面数和离合器间隙 摩擦片

11、的摩擦因数取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。 离合器间隙是指离合器处于正常接合状态，分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙，该间隙一般为3-4mm。 第18页/共43页192.4 2.4 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 圆柱螺旋弹簧 在周置弹簧离合器中，设弹簧数为 ，每个弹簧的工作压力为 弹簧的工作应力为 选好旋绕比 ，计算出 ，再选好工作压力，则有 弹簧工作圈数可根据刚度条件和 、 确定iFFip3288FD KFC Kdd CK 8FC Kd dC4s3p8GdnD K第19

12、页/共43页202.4 2.4 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 圆锥螺旋弹簧 1. 圆锥螺旋弹簧的特性计算 (1) 第一圈触合前( )弹簧的变形 (mm)为 (2) 第一圈触合时作用在弹簧上的力为 (3) 第一圈触合时( )弹簧的变形为 (4) 各圈完全触合时的极限力为c0PP221212P2P irrrrGJP0c322GJHhPir211c0220.2511rrHhrrcPPcmax312/PPr r第20页/共43页212.4 2.4 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 圆锥螺旋弹簧 (5) 作用力为 时弹簧的变形为2. 圆锥螺旋弹簧的强度计算矩形断面的圆锥螺旋弹簧受力变形时，其

13、断面将发生翘曲，截面长边中点的剪应力为最大剪应力 (MPa) 矩形截面圆锥螺旋弹簧的应力 、变形 及刚度 的算法如下cmaxPPP40c1312c20.25431/HhPrPr rPPrmaxmaxmaxhMW23max2maxcMrPP222212124422121222PrvthPirrrrGhPGhcirrrrc第21页/共43页222.4 2.4 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 膜片弹簧 1. 膜片弹簧的载荷与变形之间的关系 通过支撑环和压盘施加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假想集中在加载点上，用 表示，加载点之间的相对轴向变形为 。压紧力与变形之间的关系式为1F1211112

14、2111111ln261REhRrRrrFHHhRrRrRr 第22页/共43页232.4 2.4 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 膜片弹簧 在分离与压紧两种状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面从自由状态也转过相同的转角 ，便有如下的对应关系12111fRrrr(a) 自由状态 (b) 压紧状态 (c) 分离状态 膜片弹簧在不同工作状态时的变形 第23页/共43页242.4 2.4 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 膜片弹簧 在此假定是 一个小角度，上式实际上是一个杠杆关系。所以 膜片弹簧的变形可以是由 引起，也可以是由 引起。当满足如下关系时，由两者引起的膜片弹簧变形是

15、相同的。1f211111121frrRrRrrr1F2F11121fFRrFrr11211f11211fRrFFrrrrFFRr第24页/共43页252.4 2.4 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 膜片弹簧 设 是从离合器接合状态算起的膜片弹簧与压盘接触点的变形量，则根据杠杆关系有2111122111111ln261REhRrRrrFHHhRrRrRr 211212111f1111ln261REhRrRrrFHHhRrrrRrRr 1f1f2f1f11rrRr第25页/共43页262.4 2.4 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 膜片弹簧 应该指出， 不包括分离指在载荷作用下所产生的

16、弹性体变形 。如果考虑这种弹性体变形，分离轴承的总移动行程 为2f2f2F2F2f2f第26页/共43页272.4 2.4 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 膜片弹簧 2. 膜片弹簧的强度计算 断面上任意点(x，y)的切向应力为t2/21xyEex第27页/共43页282.4 2.4 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 膜片弹簧 分析表明，膜片弹簧的碟簧部分B点处的切向压应力最大。把B点的坐标 和 代入前式，则得到B点的切向压应力 令 ，可以求出切向压应力 达到极大值时的转角xer /2yhtB222/221221herEeerEerherr tBd/d0tBp2her第28页/共43页

17、292.4 2.4 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 膜片弹簧 B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力作用下还受有弯曲应力 ，其表达式 根据最大剪应力理论，B点的当量应力 3. 膜片弹簧主要参数的选择 (1) 比值 和板厚 的选择。rBf2rB2r6rrFpnb hBjrBtB/H hh第29页/共43页302.4 2.4 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 膜片弹簧 (2) 比值 和 、 的选择。研究表明， 越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。 (3) 的选择。膜片弹簧自由状态下圆锥底角 与内截锥高度关系密切 /R rRr/R rarct

18、an/HRr/HRr第30页/共43页312.4 2.4 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 膜片弹簧 (4) 膜片弹簧工作点位置的选择。膜片弹簧的工作点为B，一般取在凸点M和拐点H之间，一般 (5) 分离指数的选取。分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸弹簧可取12。 (6) 膜片弹簧小端半径 ，及分离轴承作用半径 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 。 (7) 切槽宽度 、 及半径。 mm， mm，的取值应满足 的要求。 (8) 压盘加载半径 和支撑环加载点半径 的确定。1B1H(0.81.0)0r1r0r0r1r1213.23.52

19、910 e2rr1R1r第31页/共43页322.5 2.5 扭转减震器设计扭转减震器设计 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。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振。1. 扭转减振器极限转矩 减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙 时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。一般可取1jemax1.5 2.0TT第32页/共43页332.5 2.5 扭转减震器设计扭转减震器设计 2. 扭转减振器角刚度 为了避免引起传动系统的共

20、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。 设减振弹簧分布在半径为 的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过 (rad)时，弹簧相应变形量为 。此时所需加在从动片上的转矩为 根据扭转刚度的定义， ，则 设计时，可按经验初选为k0R0R2j01000TKZ R/kT2j01000KKZ Rj13KT第33页/共43页342.5 2.5 扭转减震器设计扭转减震器设计 3. 扭转减振器阻尼摩擦转矩 由于减振器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机转速范围内最有效的消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般可按下式初选为 4. 预紧

21、转矩 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。 5. 减振弹簧的位置半径emax0.06 0.17TTnemax0.05 0.15TT00.6 0.752dR 第34页/共43页352.5 2.5 扭转减震器设计扭转减震器设计 6. 减振弹簧个数 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，减振弹簧传递的转矩达到最大值 时，减振弹簧受到的压力为： 8. 极限转角 减振器从预紧转矩 增大到极限转矩 时，从动片相对从动盘毂的极限转角为12jTj0TFRnTjTj02arcsin2lR第35页/共43页362.6 2.6 双质量飞轮双质量飞轮 汽车传动系通常会有一两个固有频率(一般为2-

22、3阶)落在发动机常用转速范围之内，这是引起变速器噪声和车内噪声的主要原因。研究表明，要降低这两阶容易造成传动系共振的固有频率，只有在变速器和离合器之间增加转动惯量。要做到在变速器和离合器之间增加转动惯量，最好的也是唯一的办法，是在结构设计上把原先装在离合器从动盘上的扭转减振器移至飞轮处，把飞轮分成两部分，这就是双质量飞轮我理论依据。 第1质量飞轮和第2质量飞轮。第1质量飞轮直接装在曲轴上，起原来飞轮的作用；第2质量飞轮独立于第1质量飞轮，这两者之间装有大容量扭矩的扭转减振器，通过该扭转减振器将第l质量飞轮和第2质量飞轮相联系，第2质量飞轮起附加质量的作用。 第36页/共43页372.6 2.6 双质量飞轮双质量飞轮第37页/共43页382.6 2.6