离合器设计更新资料学习教案

1、会计学1离合器设计更新离合器设计更新(gngxn)资料资料第一页，共98页。第一节第一节 概述概述(i sh)复习复习(fx)1.离合器的功用？离合器的功用？2.摩擦离合器的基本摩擦离合器的基本(jbn)组成部件有组成部件有哪些？哪些？第1页/共98页第二页，共98页。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：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；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分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在换挡时将发动机与传动系分离

2、，减少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，防止限制传动系所承受的最大转矩，防止(fngzh)传动系各零件因过载而损坏；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。有效地降低传动系中的振动和噪声。第2页/共98页第三页，共98页。摩擦离合器基本摩擦离合器基本(jbn)组成组成 摩擦离合器主要由主动部分（发动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）分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部

3、件等）四部分组成。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合器处于接合状态并能传递(chund)动力的基本结构。操纵机构是使离合器动力的基本结构。操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。主、从动部分分离的装置。 第3页/共98页第四页，共98页。汽车离合器设计汽车离合器设计(shj)的基本要求的基本要求 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

4、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，保证离合器的使用寿命。）有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用寿命。 6）避免传动系产生扭转共振，具有）避免传动系产生扭转共振，具有(jyu)吸收振动、缓和冲击的能力。吸收振动、缓和冲击的能力。 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程中变化要尽可能小，保证有稳定的工作性能。）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

5、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，维修、调整方便等。第4页/共98页第五页，共98页。第二节第二节 离合器的结构离合器的结构(jigu)方案分析方案分析 现代现代(xindi)汽车上，应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦汽车上，应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦离合器。离合器。按从动盘按从动盘数目数目(shm)摩擦离合器分类摩擦离合器分类单片单片双片双片多片多片按压紧弹簧按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斜向布置按压紧弹簧按压紧弹簧

6、形式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膜片弹簧按分离时所受按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第5页/共98页第六页，共98页。n周布弹簧周布弹簧(tnhung)离合器离合器定义：采用若干定义：采用若干个螺旋弹簧作为个螺旋弹簧作为压紧弹簧，并将压紧弹簧，并将这些弹簧沿压盘这些弹簧沿压盘圆周分布圆周分布(fnb)的离合器称为周的离合器称为周布弹簧离合器。布弹簧离合器。周布弹簧周布弹簧(tnhung)离合器组成离合器组成（1）主动部分）主动部分飞轮飞轮离合器盖离合器盖压盘压盘（2）从动部分）从动部分从动盘组件从动盘组件（3）压紧机构）压紧机构压紧弹簧压紧弹

7、簧（4）操纵机构）操纵机构：位于离合器壳外位于离合器壳外与驾驶室的部分略与驾驶室的部分略。分离杠杆分离杠杆分离轴承分离轴承第6页/共98页第七页，共98页。n膜片弹簧膜片弹簧(tnhung)离合器离合器从动盘及扭转从动盘及扭转(nizhun)减减振器振器飞轮飞轮(filn)离合器壳（飞轮壳离合器壳（飞轮壳）压盘及离合压盘及离合器盖器盖膜片弹簧膜片弹簧分离轴承分离轴承变速器输变速器输入轴入轴定义定义：采用采用膜片弹膜片弹簧簧作为压紧弹簧的作为压紧弹簧的离合器。离合器。膜片弹簧材料膜片弹簧材料：优：优质弹簧钢板，质弹簧钢板， 形形状：碟状状：碟状膜片弹簧作用：膜片弹簧作用：既是压紧弹簧，既是压紧弹

8、簧，又是分离杠杆（又是分离杠杆（在操纵机构的作在操纵机构的作用下，可使压盘用下，可使压盘与摩擦片分开与摩擦片分开第7页/共98页第八页，共98页。图图2-1 单片离合器单片离合器单片离合器结构简单单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热良，尺寸紧凑，散热良好好(lingho)，维修，维修调整方便，从动部分调整方便，从动部分转动惯量小，在使用转动惯量小，在使用时能保证分离彻底、时能保证分离彻底、接合平顺。接合平顺。第8页/共98页第九页，共98页。对轿车和轻型、微型对轿车和轻型、微型(wixng)货车而言，货车而言，发动机的最大转矩不大，在布置尺寸允许的发动机的最大转矩不大，在布置尺寸允许的条件下，离

9、合器通常只设有一片从动盘。条件下，离合器通常只设有一片从动盘。双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大。数增加一倍，因而传递转矩的能力较大。第9页/共98页第十页，共98页。图图2-2 双片离合器双片离合器双片离合器传递双片离合器传递转矩的能力较大转矩的能力较大，径向尺寸，径向尺寸(ch cun)较小，踏板较小，踏板力较小，接合较力较小，接合较为平顺。但中间为平顺。但中间压盘通风散热不压盘通风散热不良，分离也不够良，分离也不够彻底。彻底。第10页/共98页第十一页，共98页。多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量

10、较大等缺点，主要多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量较大等缺点，主要(zhyo)用于行星齿轮变速器换挡机构中。它具有接合平顺柔和、摩擦表面温用于行星齿轮变速器换挡机构中。它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小，使用寿命长等优点，主要度较低、磨损较小，使用寿命长等优点，主要(zhyo)应用于重型牵引车和自应用于重型牵引车和自卸车上。卸车上。 第11页/共98页第十二页，共98页。斜置弹簧离合器的显著优点是摩擦片磨损或分离离合器时，压盘斜置弹簧离合器的显著优点是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、踏板力较小的所受的压紧力几乎保持不变。具有

11、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采用。突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。 第12页/共98页第十三页，共98页。图图2-3 膜片弹簧膜片弹簧离合器离合器 1）膜片弹簧具有较理想的非线性特性；）膜片弹簧具有较理想的非线性特性；2）结构）结构(jigu)简单，轴向尺寸小，零件数目简单，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；少，质量小；3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；定；4）压力分布均匀，摩擦片磨损均匀；）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；）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；6）平衡性好；

12、）平衡性好；第13页/共98页第十四页，共98页。第14页/共98页第十五页，共98页。膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求要求(yoqi)高。高。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大方法的逐步完善，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广量采用，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛采用。泛采用。 第15页/共98页第十六页，共98页。图图2-5 推式膜片弹簧推式膜片弹簧双支承环形式双支承环形式 推式膜片弹簧支

13、承推式膜片弹簧支承(zh chn)结构按支承结构按支承(zh chn)数数目不同分为三种：目不同分为三种：离合器盖离合器盖压盘压盘膜片弹簧膜片弹簧(tnhung)支承环支承环第16页/共98页第十七页，共98页。图图2-6 推式膜片弹簧推式膜片弹簧单支承环形式单支承环形式 压盘膜片弹簧(tnhung)第17页/共98页第十八页，共98页。图图2-7 推式膜片弹簧推式膜片弹簧无支承环形式无支承环形式 膜片弹簧(tnhung)压盘第18页/共98页第十九页，共98页。图图2-8 拉式膜片弹簧支承形式拉式膜片弹簧支承形式 拉式膜片弹簧拉式膜片弹簧(tnhung)支承结构支承结构压盘膜片弹簧(tnhu

14、ng)第19页/共98页第二十页，共98页。拉式膜片弹簧需专门的分离轴承，结拉式膜片弹簧需专门的分离轴承，结构较复杂，安装和拆卸较困难，且分构较复杂，安装和拆卸较困难，且分离行程略比推式大些。但由于离行程略比推式大些。但由于(yuy)拉式膜片弹簧离合器综合性拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，已经得以应用。能优越，已经得以应用。 第20页/共98页第二十一页，共98页。四四 压盘的驱动压盘的驱动(q dn)(q dn)方式方式 压盘的驱动方式主要有凸块压盘的驱动方式主要有凸块-窗孔式、传力销式、窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动键块式和弹性传动(chundng)片式多种。片式多种。 前三种的共同缺

15、点是在连接键之间都有间隙，在驱前三种的共同缺点是在连接键之间都有间隙，在驱动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器传动擦和磨损，降低了离合器传动(chundng)效率。效率。 弹性传动弹性传动(chundng)片式是近年来广泛采用的片式是近年来广泛采用的结构结构(P76)。第21页/共98页第二十二页，共98页。ccfFZRT （2-1）离合器的静摩擦力离合器的静摩擦力(jn m c l)矩矩Tc：压盘加在摩擦面上压盘加在摩擦面上(min shn)的的工作压力工作压力摩擦面数，单片摩擦面数，单片Z=2，双片，双片Z=4摩

16、擦片平均摩擦摩擦片平均摩擦半径半径单片离合器，加在变速器第单片离合器，加在变速器第1轴上的力矩是由轴上的力矩是由摩擦片两侧的摩擦力（矩）平衡的。摩擦片两侧的摩擦力（矩）平衡的。第22页/共98页第二十三页，共98页。32330rRfpT单个摩擦面上单个摩擦面上(min shn)的摩擦力矩的摩擦力矩T（积分（积分法）：法）：摩擦面单位摩擦面单位(dnwi)压力压力2R2r)()(422220rRFdDFp第23页/共98页第二十四页，共98页。32330rRZfpZTTcZ个摩擦个摩擦(mc)面的离合器，摩擦面的离合器，摩擦(mc)力力矩矩Tc：第24页/共98页第二十五页，共98页。32330

17、rRZfpZTTc)()(422220rRFdDFp)32(2233rRrRfZFZTTcccfFZRT （2-1）（2-2）（2-3）2233223332)(3rRrRdDdDRc（2-4）（2-5）第25页/共98页第二十六页，共98页。 式中，式中，c为摩擦片内外为摩擦片内外(niwi)径之比，径之比，c=d/D，一般，一般在在0.530.70之间。之间。)1(12330cDfZpTc（2-6） Tc表示离合器能传递表示离合器能传递(chund)的力的力矩。矩。第26页/共98页第二十七页，共98页。 为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递(ch

18、und)发动机的最大转矩，设计时发动机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机最大转矩，即应大于发动机最大转矩，即 Tc=Temax （2-7）式中，式中，Temax为发动机最大转矩。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为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递(chund)的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，必须大于必须大于1。第27页/共98页第二十八页，共98页。性能参数性能参数和和p0，尺寸参数，尺寸参数D和和d及摩擦片厚度及摩擦片厚度b,结构结构(jigu)参数摩擦面数参数摩擦面数Z，离合器间隙，离合器间隙t，摩擦因数，摩擦因数

19、f。第28页/共98页第二十九页，共98页。轻便，轻便，又不宜又不宜(by)选取太大；选取太大；3）当发动机后备功率较大、使用）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，条件较好时，可选取小些；可选取小些；第29页/共98页第三十页，共98页。4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，磨，应选取大些；应选取大些；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）柴油机工作比较(bjio)粗暴，转矩较不平稳，选取粗暴，转矩较不平稳，选取的的值应比汽油机大些；值应比汽油机大些；7）发动机缸数越多，转矩波动越小，

20、）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。 第30页/共98页第三十一页，共98页。车型车型轻货车、轿车轻货车、轿车1.201.75中、重、载货车中、重、载货车 1.52.25越野车、牵引车越野车、牵引车 1.84.0第31页/共98页第三十二页，共98页。二、单位压力二、单位压力p0 单位压力单位压力p0对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取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

21、动机后备功率大小，摩擦片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、材料尺寸、材料(cilio)及其质量和后备系数等因素。及其质量和后备系数等因素。 离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，离合器使用频繁，发动机后备系数较小时， p0应取小些；当应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷， p0应应取小些；后备系数较大时，可适当增大取小些；后备系数较大时，可适当增大p0 。NoImage第32页/共98页第三十三页，共98页。 三、摩擦片外径三、摩擦片外径(wi jn)D、内径、内径d和和厚度厚度b在离合器结构形式及摩

22、擦片材料选定、其他参数已知或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选取(xunq)后，结合式（后，结合式（2-6）和式（）和式（2-7）即可估算）即可估算出摩擦片尺寸。出摩擦片尺寸。maxeDTKD （2-9）第33页/共98页第三十四页，共98页。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(彼此彼此(bc)无关，不重复、不遗漏，其它参数无关，不重复、不遗漏，其它参数是设计变量的函数是设计变量的函数)压盘加在摩擦压盘加在摩擦(mc)面上的工面上的工作压力作压力后备系数后备系数取决于离合器工作压力取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数和离合器的主要尺

23、寸参数D和和d。式（式（28）单位压力单位压力p0也取决于也取决于F和和D及及d。式（式（22）第34页/共98页第三十五页，共98页。 224mindDxf2 目标目标(mbio)函数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求(yoqi)条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为优化问题优化问题(wnt)本质上是高等数学的极值！本质上是高等数学的极值！无约束优化即无条件极值。无约束优化即无条件极值。有约束优化问题有约束优化问题(wnt)即条件极值（问题即条件极值（问题(wnt)）。

24、）。第35页/共98页第三十六页，共98页。1)摩擦片的外径摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周的选取应使最大圆周(yunzhu)速度速度D不超过不超过6570ms，即，即smDneD/756510603max（ 210）2)摩擦片的内外摩擦片的内外(niwi)径比径比c应在应在0.530.70范围内，范围内，即即 0.53c0.70 3)为保证离合器可靠为保证离合器可靠(kko)传递转矩，并防止传动系过载，传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的不同车型的值应在一定范围内，最大范围值应在一定范围内，最大范围为为1.24.0，即，即1.24.0 第36页/共98页第三十七页，共98页。4)为

25、了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振必须大于减振器弹簧器弹簧(tnhung)位置直径位置直径2Ro约约50mm，即，即d 2Ro+505)为反映离合器传递转矩并保护过载的能力为反映离合器传递转矩并保护过载的能力(nngl)，单，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即:211第37页/共98页第三十八页，共98页。6)为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力力p0对于不同车型，根据对于不同车型，根据(gnj)所用的摩擦材料在一定范围内所用的摩擦材料

26、在一定范围内选取，最大范围选取，最大范围p0为为0.101.50MPa，即即 0.10MPap01.50MPa7)为了减少汽车起步为了减少汽车起步(qb)过程中离合器的滑磨，防止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，即面积滑磨功应小于其许用值，即 224dDZW(2-12)第38页/共98页第三十九页，共98页。2202221800graeiirmnWW为汽车起步为汽车起步(qb)时离合器接合一次所产生的总滑磨功时离合器接合一次所产生的总滑磨功(W),可根据下式计算可根据下式计算 （

27、 213）第39页/共98页第四十页，共98页。优化问题优化问题(wnt)本质上是高等数学中的极值问题本质上是高等数学中的极值问题(wnt)！无约束优化即无条件极值。无约束优化即无条件极值。有约束优化问题有约束优化问题(wnt)即条件极值（问题即条件极值（问题(wnt)）。）。简单实例：简单实例：y=x2-8x+98在在5,9处的最小值。处的最小值。有约束有约束(yush)优化问题即条件极值问题优化问题即条件极值问题MATLAB编程求解编程求解示例：示例：在在MATLAB中，可调用库函数中，可调用库函数fmincon编程求解编程求解(qi ji)该类问题！该类问题！第40页/共98页第四十一页

28、，共98页。MATLAB库函数库函数fmincon描述描述(mio sh)：目标目标(mbio)函函数数约束条件（等式约束条件（等式(dngsh)、不等式、不等式(dngsh)）编程格式编程格式第41页/共98页第四十二页，共98页。MATLAB库函数库函数fmincon求解求解(qi ji)例：例：目标函数目标函数约束条件约束条件先编一个先编一个M文件文件再编一个再编一个M文件定义约束，先将不等式文件定义约束，先将不等式整理成整理成 的形式。的形式。第二个第二个M文件文件(wnjin)为：为：第42页/共98页第四十三页，共98页。程序程序(chngx)：第二个第二个M文件为（名称文件为（名

29、称(mngchng)任意）：任意）：A=-1 -1 -2 1 2 2;b=0 72;x0 = 10; 10; 10; x,fval = fmincon(gaohongfun,x0,A,b)第一个第一个M文件文件(wnjin)（名称：（名称：gaohongfun）：）：function f = gaohongfun(x)f = -x(1) * x(2) * x(3);第43页/共98页第四十四页，共98页。运行运行(ynxng)结果结果:x = 24.0000 12.0000 12.0000fval = -3456离合器基本参数优化的离合器基本参数优化的MATLAB求解程序如何编写？求解程序如何

30、编写？车辆车辆(chling)专题课程设计专题课程设计第44页/共98页第四十五页，共98页。二、膜片弹簧的载荷二、膜片弹簧的载荷(zi h)变形特性变形特性子午子午(z w)线：过地线：过地面上一点的南北线。面上一点的南北线。子午子午(z w)断面：膜断面：膜片弹簧旋转体的母线片弹簧旋转体的母线！支承支承(zh chn)环环第45页/共98页第四十六页，共98页。离合器结合时，膜片弹簧预紧所受轴向载荷离合器结合时，膜片弹簧预紧所受轴向载荷(zi h)与与预变形之间关系！预变形之间关系！2111111211211)2)()()/ln()1 (6hrRrRHrRrRHrRrREhF第46页/共9

31、8页第四十七页，共98页。第47页/共98页第四十八页，共98页。（2-15）（2-16）（2-17）式（式（2-14）（）（2-17）在膜片弹簧）在膜片弹簧(tnhung)优优化建模中有应用！化建模中有应用！第48页/共98页第四十九页，共98页。三、膜片弹簧的强度校核三、膜片弹簧的强度校核(xio h)(自自学学)图-膜片弹簧(tnhung)的主要参数第49页/共98页第五十页，共98页。膜片弹簧膜片弹簧 1.膜片弹簧载荷变形特性膜片弹簧载荷变形特性(txng) 膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使得离合器结构简化，质量减小，并用，使得离合器结

32、构简化，质量减小，并缩短了离合器的轴向尺寸；缩短了离合器的轴向尺寸； 由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，是压由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，是压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀；匀； 膜片弹簧所具有的非线性特性膜片弹簧所具有的非线性特性(txng)胜过胜过螺旋弹簧螺旋弹簧第50页/共98页第五十一页，共98页。2111111211211)2)()()/ln()1 (6hrRrRHrRrRHrRrREhF2.弹簧特性(txng)计算公式 H内截锥高度 E弹性模量 E=21 104 N/mm2 泊松比=0.3第51页/共98页第五十二页，共98页。膜片弹

33、簧膜片弹簧(tnhung)分离指分离指第52页/共98页第五十三页，共98页。膜片弹簧膜片弹簧(tnhung)自由状态下碟簧部分的内截锥高度自由状态下碟簧部分的内截锥高度 H；膜片弹簧钢板厚度膜片弹簧钢板厚度(hud) 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 分离指数目分离指数目 n第53页/共98页第五十四页，共98页。2111111211211)2)()()/ln()1 (6hrRrRHrRrRHrRrREhF第54页/共98页第五十五页，共98页。比值比

34、值Hh对膜片弹簧的弹性对膜片弹簧的弹性特性影响极大。由上图可特性影响极大。由上图可知，当知，当Hh 时，时，F1= (1)有一有一极大值和一极小值；当极大值和一极小值；当Hh=2 时，时，F1= (1)的的极小值落在横坐标上。极小值落在横坐标上。2222第55页/共98页第五十六页，共98页。 为保证离合器压紧力变化不大为保证离合器压紧力变化不大(b d)和操纵轻便，汽车离合和操纵轻便，汽车离合器膜片弹簧的器膜片弹簧的H/h一般为一般为1.62.2，板厚为，板厚为24mm.第56页/共98页第五十七页，共98页。3. 的选择的选择 膜片弹簧自由膜片弹簧自由(zyu)状态状态下圆锥底角下圆锥底角

35、与内截锥高度与内截锥高度H关系密切，关系密切，=arctan H(Rr) H(Rr)。一般在。一般在915范围内。范围内。第57页/共98页第五十八页，共98页。4 . 膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧工作点位置的选择(xunz) 膜片弹簧的弹性特性曲线，膜片弹簧的弹性特性曲线，如图如图2-11所。该曲线的拐点所。该曲线的拐点H对对应着膜片弹簧的压平位置，而且应着膜片弹簧的压平位置，而且1H= (1M +1N)2。新离合。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作器在接合状态时，膜片弹簧工作点点B一般取在凸点一般取在凸点M和拐点和拐点H之之间，且靠近或在间，且靠近或在H点处，一般点处，一般1B =(0

36、.81.0) 1H，以保证，以保证摩擦片在最大磨损限度摩擦片在最大磨损限度范围范围内压紧力从内压紧力从F1B到到F1A变化不大变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到变到C，为最大限度地减小踏，为最大限度地减小踏板力，板力，C点应尽量靠近点应尽量靠近N点。点。图图2-12 膜片弹簧的弹性膜片弹簧的弹性(tnxng)特性曲线特性曲线第58页/共98页第五十九页，共98页。5 5、 的选取的选取n6、膜片弹簧小端内半径、膜片弹簧小端内半径ro及分离轴及分离轴承作用半径承作用半径rf的确定的确定(qudng)。 ro有离合器的结构决定，其有离合器的结构决定，其最小值应大

37、于变速器第一轴花键最小值应大于变速器第一轴花键的外径。的外径。 rf应大于应大于 ro7、切槽宽度、切槽宽度 、 及半径及半径re的的确定确定(qudng)。 re的取值应满足的要求。的取值应满足的要求。12,109,5 . 32 . 321mmmm第59页/共98页第六十页，共98页。8、压盘加载点半径、压盘加载点半径R1和支承和支承(zh chn)环加载点半径环加载点半径r1的确定的确定R1和和r1的取值将影响膜片弹的取值将影响膜片弹簧的刚度。簧的刚度。 r1应略大于应略大于r 且尽量接近且尽量接近r ，R1应略大应略大于于R且尽量接近且尽量接近R。五、膜片弹簧材料五、膜片弹簧材料(cil

38、io)及制造工艺（参考课及制造工艺（参考课本）本）第60页/共98页第六十一页，共98页。确定一组弹簧的基本参数，使其载荷确定一组弹簧的基本参数，使其载荷(zi h)变形特性满足离变形特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。最佳的综合效果。1. 目标函数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：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。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从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对

39、值为最小。最小。3) 在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分在分离行程中，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。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。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，通过两个目标函数分配不同作为目标函数，通过两个目标函数分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，构成标合成一个目标，构成(guchng)统一的总目标

40、函数统一的总目标函数。第61页/共98页第六十二页，共98页。式中，式中，1和和2分别为两个目标分别为两个目标(mbio)函数函数1 (x)和和2(x)的加权因子，视设计要求选定。的加权因子，视设计要求选定。 xfxfxf2211（2-25）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。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。均值为最小。5) 选选3)和和4)两个目标两个目标(mbio)函数为双目标函数为双目标(mbio)。目

41、标函数目标函数(hnsh)1 (x)和和2(x)均可（也必须）具体均可（也必须）具体化为基本变量的函数化为基本变量的函数(hnsh)。（。（2-17）、（）、（2-14）第62页/共98页第六十三页，共98页。3) 在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承(zhuchng)装置装置上的分离操纵力平均值为最小。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。均值为最小。目标目标(mbio)函数函数1 (x)和和2(x)均可（也必须）具体化均可（也必须）具体化为基本变量的函

42、数。为基本变量的函数。目标函数目标函数1 (x)与式（与式（2-17）有关）有关(yugun)：将其中的：将其中的2改为离合器分离轴承的工作位移即可。改为离合器分离轴承的工作位移即可。2(x)与式（与式（2-14）有关）有关(yugun)：将其中的：将其中的1改为改为1 +（摩擦片磨损量）（摩擦片磨损量）第63页/共98页第六十四页，共98页。X = x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 T= H h R r R1 r1 1B T (2-26) 211111121121112/ln16hrRrRHrRrRHrRrREhfF2. 设计设计(shj)变量变量 从膜片弹簧载荷变形特

43、性公式从膜片弹簧载荷变形特性公式(214)可以看出可以看出(kn ch)，应选取，应选取H、h、R、r、R1、r1这六个尺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的大端变形量的大端变形量1B (图图214)为优化设计变量为优化设计变量，即：，即：第64页/共98页第六十五页，共98页。0 . 18 . 0111rRrRHB(2-27) 3) 为了保证为了保证(bozhng)摩擦片磨损后仍能可靠地传递转矩，摩擦片摩擦片磨损后仍能可靠地传递转矩，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力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应大于或等于

44、新摩擦片时的压紧力F1B，即，即 F1AF1B 第65页/共98页第六十六页，共98页。 4) 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的Hh与初始底锥角与初始底锥角H(R-r)应在一定范围应在一定范围(fnwi)内，即内，即 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弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围(fnwi)，即，即1.20Rr1.35 702Rh100 3.5Rr05.0 (2-24)6) 为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径簧的压盘加载点

45、半径(bnjng)R1(或拉式膜片弹簧的或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径压盘加载点半径(bnjng)r1)应位于摩擦片的平均半应位于摩擦片的平均半径径(bnjng)与外半径与外半径(bnjng)之间，即之间，即 推式：推式：(D+d)4R1D2 拉式：拉式：(D+d)4r1D2第66页/共98页第六十七页，共98页。第67页/共98页第六十八页，共98页。10) 弹簧弹簧(tnhung)在工作过程中在工作过程中A点点(或或A点点)的最大拉应的最大拉应力力tAmax(或或tAmax)应不超过其相应许用值，即应不超过其相应许用值，即 tAmaxtA 或或tAmaxtA11) 由主要尺寸参数由主要尺寸

46、参数H、h、R和和r制造误差引起的弹簧制造误差引起的弹簧(tnhung)压紧力的相对偏差不超过某一范围，即压紧力的相对偏差不超过某一范围，即0 .05 (2-29) BrRhHFFFFF1第68页/共98页第六十九页，共98页。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过(chogu)某一范围，即某一范围，即 BBFF110 .05 (2-30) 式中，式中，F1B为离合器装配为离合器装配(zhungpi)误差引误差引起的弹簧压紧力的偏差值。起的弹簧压紧力的偏差值。 第69页/共98页第七十页，共98页。扭转扭转(nizhun

47、)减减振器振器第五节第五节 扭转减振器的设计（结合扭转减振器的设计（结合(jih)实物讲）实物讲）第70页/共98页第七十一页，共98页。第71页/共98页第七十二页，共98页。 扭转扭转(nizhun)减振器具有如下功能：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）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转(nizhun)刚度，调谐传动系扭振固有频率。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）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转(nizhun)共振响共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。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

48、变速器轴系的）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，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。扭振与噪声。4）缓和非稳定工况下传动系的扭转）缓和非稳定工况下传动系的扭转(nizhun)冲击载冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。荷和改善离合器的接合平顺性。 第72页/共98页第七十三页，共98页。图2-13 单级线性减振器的扭转(nizhun)特性 第73页/共98页第七十四页，共98页。 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(z

49、uyng)，以消除变速器怠速噪声， 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，第二级的刚度较大。 目前，在柴油机汽车中广泛采用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2-14 三级非线性减振器的扭转(nizhun)特性第74页/共98页第七十五页，共98页。1 极限极限(jxin)转矩转矩TJ 极限极限(jxin)转矩为减振器在消除限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙位销与从动盘毂缺口之间的间隙1(图图2-15)时所能传递的最大转矩，一般可取时所能传递的最大转矩，一般可取 TJ= (1.52.0) Temax (2

50、-31) 图2- 15 减振器尺寸(ch cun)简图 第75页/共98页第七十六页，共98页。2 扭转扭转(nizhun)角刚度角刚度kk决定于减振弹簧的线刚度及其结构(jigu)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20RT=1000KZj(2-33) 根据(gnj)扭转刚度的定义k=T ，则减振器扭转刚度设计时可按经验来初选k k13Tj (2-30) k=1000KZj 20R(2-34)图2- 15 减振器尺寸简图 第76页/共98页第七十七页，共98页。3 阻尼摩擦转矩阻尼摩擦转矩T 为了在发

51、动工作转速范围内最有效地消振，必须合理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选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T 。一般可按下。一般可按下式初选式初选 T=(0.060.17) Temax (2-31)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。研究表明，减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn增增加加(zngji)，共振频率将向减小频率的方向移动，这是，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是有利的。但是Tn不应大于不应大于T，否则在反向工作时，扭，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取转减振器将提前停止工作，故取

52、Tn=(0.050.15) Temax (2-32)第77页/共98页第七十八页，共98页。7 减振弹簧总压力减振弹簧总压力F 当限位销与从动盘毂之间的间隙当限位销与从动盘毂之间的间隙1或或2被消除，减振弹簧传递被消除，减振弹簧传递(chund)转矩达到最大值转矩达到最大值TJ时，减振弹簧受到的压力时，减振弹簧受到的压力F为为 F=Tj/ Ro (2-39)第78页/共98页第七十九页，共98页。02arcsin2Rlj( 2 -27) 式中， 为减振弹簧的工作(gngzu)变形量。lj第79页/共98页第八十页，共98页。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

53、下局限性： 1) 通用的从动盘减振器不能使传动系振动系统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。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实用转速10002000rmin范围范围内，难以通过降低减振弹簧刚度内，难以通过降低减振弹簧刚度(n d)得得到更大的减振效果。到更大的减振效果。第80页/共98页第八十一页，共98页。图2-16 双质量(zhling)飞轮减振器 扭转减振器扭转减振器第81页/共98页第八十二页，共98页。3)由于双质量飞轮减振器的减振效果较好，在变速器中可采用粘

54、度较低的齿轮油而不致产生(chnshng)齿轮冲击噪声。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(chnshng)摩擦，使弹簧磨损严重，甚至引起早期损坏。 双质量飞轮减振器主要双质量飞轮减振器主要(zhyo)是用于发动机是用于发动机前置后轮驱动的转矩变化大的柴油汽车中前置后轮驱动的转矩变化大的柴油汽车中第82页/共98页第八十三页，共98页。 第83页/共98页第八十四页，共98页。第84页/共98页第八十五页，共98页。2111222212021)(dbadbacc

55、SZSSSSf(2-41)第85页/共98页第八十六页，共98页。S0f为分离轴承自由行程，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(fnbi)为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦面面数；S为离合器分离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2111222212021)(dbadbaccSZSSSSf第86页/共98页第八十七页，共98页。为操纵(cozng)机构总传动比，踏板力Ff可按下式计算 sfFiFF式中，F为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；为离合器分离时

56、，压紧弹簧对压盘的总压力；ii=2111122222dcbadcba；为机械效率，液压式：%90%80 ；机械式：%80%70 ；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，可忽略之。(2-42)第87页/共98页第八十八页，共98页。第七节第七节 离合器的结构离合器的结构(jigu)(jigu)元元件件1 1 弹性弹性(tnxng)(tnxng)从动盘应满足的设从动盘应满足的设计要求：计要求：一、从动盘总成一、从动盘总成(zn chn) 第88页/共98页第八十九页，共98页。2、摩擦片、摩擦片 (1)要求：要求：