离合器设计南昌大学科技学院学习教案

1、会计学1离合器设计南昌大学科技离合器设计南昌大学科技(kj)学院学院第一页，共49页。第1页/共49页第二页，共49页。一、摩擦离合器结构形式(xngsh)的选择 摩擦离合器通常由从动盘、压盘及其驱动装置、压紧弹簧、分离(fnl)操纵机构、分离(fnl)轴承和离合器盖等组成。第2页/共49页第三页，共49页。 1、从动(cngdng)盘数(a)单片离合器 结构简单 调整方便(fngbin) 分离彻底 散热性好 适合转矩1000N.m的场合特点(tdin):单片离合器第3页/共49页第四页，共49页。(b)双片离合器 能传递更大转矩 结合更加平顺(pngshn)、柔和 调整困难易分离不彻底 中间

2、压盘散热困难 径向尺寸小而轴向尺寸大 分离行程大 转动惯量大对换挡不利与单片式相比(xin b)，特点有:双片离合器第4页/共49页第五页，共49页。 2、从动盘结构(jigu)型式(1)总体(zngt)结构第5页/共49页第六页，共49页。(2)弹性(tnxng)从动盘形式（轴向弹性(tnxng)）(a)整体式 使离合器接合柔和(ruh)、起步平稳。特点(tdin): 结构简单，加工方便，但很难保证各扇形部分刚度一致。第6页/共49页第七页，共49页。(b)分开(fn ki)式特点(tdin): 波形弹簧片刚度基本一致（用一个模具加工）； 转动惯量更小（弹簧片厚度比从动片更薄，仅0.7mm）

3、。 多用于从动盘直径380mm的中、重型载货汽车中。第8页/共49页第九页，共49页。（多用于重型汽车双片离合器，其减振器单独(dnd)设计）（广泛用于各种( zhn)轿车和轻、中、重型货车上） (3)扭转(nizhun)减振器 为了避免共振，缓和传动系所受到的冲击载荷。不带扭转减振器带扭转减振器第9页/共49页第十页，共49页。 3、压紧弹簧(tnhung)形式(a)周布螺旋弹簧 结构简单 制造(zhzo)方便 弹簧数目多 操纵机构需加力装置 高速时（5000r/min)弹簧易弯曲而降低压紧力 弹簧易受压盘热而回火失效 磨损后压盘压紧力无法调整（设计时取大值）特点(tdin):第10页/共4

4、9页第十一页，共49页。(b)中央(zhngyng)弹簧特点(tdin): 操纵轻便 受压盘热影响小 轴向尺寸较大 （采用圆锥弹簧时加工又困难） 弹性压杆数量多（20多个） 磨损后压盘压紧力可调（可小） 多用于转矩450N.m的载货(zi hu)汽车上第11页/共49页第十二页，共49页。(c)周布斜置弹簧(tnhung)特点(tdin): 磨损后其压紧力基本不变 （工作稳定性更好） 操纵轻便(qngbin)（省力35%左右） 结构复杂 制造不便第12页/共49页第十三页，共49页。(d)膜片弹簧(tnhung)第13页/共49页第十四页，共49页。 膜片弹簧(tnhung)离合器工作原理第1

5、4页/共49页第十五页，共49页。膜片弹簧(tnhung)的特点: 轴向尺寸小而径向尺寸大； 无需分离杠杆，结构简单、零件少、质量轻且操纵轻便； 压力分布均匀，磨损与离心对压紧力影响小，性能稳定； 易于实现良好(lingho)的通风散热。 广泛应用于转矩为80-2000N.m的各种汽车上。第15页/共49页第十六页，共49页。膜片弹簧(tnhung)加载方式: 膜片弹簧支承(zh chn)形式: （1）压式双支承(zh chn):第16页/共49页第十七页，共49页。 （2）压式单支承(zh chn): （3）压式无支承(zh chn):第17页/共49页第十八页，共49页。 （4）拉式支承(

6、zh chn): 分离轴承(zhuchng)形式: （1）推式膜片弹簧分离(fnl)轴承:第18页/共49页第十九页，共49页。 （2）拉式膜片弹簧分离(fnl)轴承: （1）拉式可产生更大的压紧力或减小压盘尺寸； （2）拉式杠杆比大，操纵更轻便； （3）拉式结构更为简单、紧凑，质量更轻； （4）支承环磨损后不会产生冲击(chngj)和噪音，使用寿命长； （5）分离轴承结构复杂，安装拆卸不便。 拉式膜片弹簧(tnhung)离合器与压式相比，具有以下特点:第19页/共49页第二十页，共49页。 4、压盘传力形式(xngsh) 压盘与飞轮、离合器盖连接起来后，必须保证其轴向自由(zyu)移动。 与

7、其它传力方式相比，弹性连接式不会因磨损引发振动(zhndng)和噪音，结构更加简化，对装配精度要求也低。第20页/共49页第二十一页，共49页。二、离合器主要参数的选择(xunz) 离合器的主要参数有摩擦片的外径D、内径(ni jn)d、厚度h、后备系数等，通常根据发动机最大转矩Temax来确定。 1、离合器静摩擦力(jn m c l)矩TC)(330112cDfZpTc )(12 式中：）。）。一般在一般在，为摩擦片内、外径之比为摩擦片内、外径之比为摩擦片外径；为摩擦片外径；的压力；的压力；为单位摩擦面上所承受为单位摩擦面上所承受；，双片离合器，双片离合器器器为摩擦面数，单片离合为摩擦面数，

8、单片离合数，一般取数，一般取为摩擦面间的静摩擦系为摩擦面间的静摩擦系70530302500.(/;.DdccDpZZZf 第21页/共49页第二十二页，共49页。 为保证(bozhng)能有效传递发动机最大转矩，应使TcTemax,即：maxecTT )(22 式中：为离合器后备(hubi)系数（必须1）， 越大，离合器滑磨时间越短，越能可靠传递发动机最大转矩，但容易导致离合器尺寸偏大，并引起冲击过载和操纵费力。其选择的总原则是：汽车越重，使用条件越差，也应选大些。车型车型后备系数后备系数乘用车及最大总质量小于乘用车及最大总质量小于6t6t的商用车的商用车1.201.201.751.75最大总

9、质量为最大总质量为6 614t14t的商用车的商用车1.501.502.252.25挂车挂车1.801.804.004.00表2-1：离合器后备系数(xsh)的选取第22页/共49页第二十三页，共49页。 2、单位(dnwi)压力p0 p0对离合器工作(gngzu)性能和使用寿命影响很大,应根据使用条件、摩擦片尺寸、材料、汽车重量等因素来选取。摩擦材料摩擦材料单位压力单位压力p p0 0/MPa/MPa石棉基材料石棉基材料模压模压0.150.150.250.25编织编织0.250.250.350.35粉末冶金材料粉末冶金材料铜基或铁基铜基或铁基0.350.350.500.50金属陶瓷材料金属陶

10、瓷材料0.700.701.501.50 注：对于石棉基材料的，一般轿车取0.180.28MPa，货车为0.140.23MPa,城市公交取0.10.13MPa,其中(qzhng)小值对应于使用频繁和载重大的汽车。表2-2：单位压力p0的选取第23页/共49页第二十四页，共49页。 3、摩擦片外径D、内径(ni jn)d和厚度h 外径(wi jn)D可由式（2-1）和（2-2）求得：330112)(maxcfZpTDe )(32 （注：初次计算(j sun)时可取c=0.6） 外径D（mm）也可由如下经验公式求得：ATDemax100 )(42 式中：Temax为发动机最大扭矩（单位：N.m） A

11、为直径系数，轿车取47；货车：单片离合器3040，双片离合器4555；自卸车和使用条件恶劣的货车取19。第24页/共49页第二十五页，共49页。求得外径D后可根据(gnj)下表确定摩擦片系列：表2-3：离合器摩擦片尺寸系列(xli)和参数 注：所选的D还应使摩擦片最大圆周速度(sd)不超过6570m/s，重型汽车不超过50m/s。第25页/共49页第二十六页，共49页。三、滑磨功与温升校核(xio h) 1、滑磨功L：)()(111180022 eacaeJJTTJnL)(13 式中：。取取为为汽汽车车行行驶驶阻阻力力系系数数（为为重重力力加加速速度度，为为主主减减速速比比；（取取、挡挡计计算

12、算），为为起起步步时时变变速速器器传传动动比比为为车车轮轮滚滚动动半半径径；为为传传动动系系效效率率为为汽汽车车最最大大总总质质量量，为为离离合合器器后后备备系系数数；为为离离合合器器静静摩摩擦擦力力矩矩为为汽汽车车阻阻力力矩矩量量；合合器器主主动动部部分分的的转转动动惯惯为为发发动动机机旋旋转转部部件件与与离离；到到的的相相对对转转动动惯惯量量为为汽汽车车总总质质量量换换算算后后得得速速为为发发动动机机最最大大扭扭矩矩时时转转).,);/()/(maxmaxmax10000020220 giirmTiirgmTJiirmJnicieiae 第26页/共49页第二十七页，共49页。 实际计算过

13、程中，可对上式进行简化，忽略地面行驶(xngsh)阻力（取 =0），并假定Tc=Temax,则=1，带入（3-1）式可得：20220221800iirmnLiemax )(23 T 2、压盘温升：mcL/ )(33 式中：）。（为为压压盘盘热热容容，铸铸铁铁为为）为为滑滑磨磨功功（为为压压盘盘质质量量（；单单片片离离合合器器为为为为传传至至压压盘盘热热的的比比值值，kgJcJLkgm./.);.448150 通常要求一次接合温升不得(bu de)超过10。第27页/共49页第二十八页，共49页。四、膜片弹簧(tnhung)设计计算 1、膜片弹簧(tnhung)基本参数的选择 （1）比值(bzh

14、)H/h的选择 一般汽车离合器用膜片弹簧一般H/h为1.52.0，厚度为24mm。第28页/共49页第二十九页，共49页。 （2）R、r的选择(xunz) R/r一般(ybn)为1.21.35。压式离合器R值取大于或等于摩擦片的平均半径Rc，拉式离合器r值取大于或等于Rc，且对于同尺寸摩擦片，拉式R值较压式大。)()(223332rRrRRc 注注：)(14 当摩擦片内、外径(wi jn)之比0.6时，也可用下式计算：2rRRc )(24 另外，从结构上还要求R应大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。当H、h、R/r不变时，增加R将有利于膜片弹簧应力下降。 式中：R、r分别为摩擦片外圆和内圆半径。第

15、29页/共49页第三十页，共49页。 （3）锥角的选择(xunz)/()/(arctanrRHrRH )(34 通常(tngchng)在915之间。 （4）膜片弹簧工作点位置(wi zhi)的选择 自由状态 压紧状态 分离状态 膜片弹簧不同工作状态下的变形第30页/共49页第三十一页，共49页。 B点：通常为1B=（0.81.0）1T，即处在工作位置(wi zhi)时，其大端变形量为：HB).(01801 )(44 第31页/共49页第三十二页，共49页。 A点：主要确保当摩擦片磨损(m sn)后达到极限位置时，仍然能提供足够的压紧力，可按下式估算：0SZ )(54 式中：Z为摩擦面数，单片离

16、合器Z=2，双片离合器Z=4； S0为摩擦片允许(ynx)的极限磨损量，一般取0.8mm。 C点：离合器完全分离时膜片弹簧(tnhung)的工作位置，1f可按下式估算：SZf 1 )(64 式中：Z为摩擦面数，单片离合器Z=2，双片离合器Z=4； S为彻底分离时摩擦副间的间隙，一般取0.81.3mm。第32页/共49页第三十三页，共49页。 （5）分离指数目(shm)n的选择 通常(tngchng)为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸的可取12。 （6）小端内半径r0即分离(fnl)轴承作用半径rf的选择 r0应大于变速器输入轴半径，而rf则应大于r0。 （7）切槽宽度1、2和半径re的确定

17、 1=3.23.5mm，2 =910mm，re应满足r-re=2。 （8）压盘加载点R1和支承圈加载点r1的确定 r1应略大于r且尽量靠近r，R1应略小于R且尽量靠近R。第33页/共49页第三十四页，共49页。 2、膜片弹簧(tnhung)的弹性特性 自由(zyu)状态 压紧状态 分离状态 1）压紧力F1与膜片弹簧大端变形量1的变化(binhu)关系： 2111111211211216hrRrRHrRrRHrRrREhF )()/ln()(74 第34页/共49页第三十五页，共49页。 2）分离轴承端压紧力F2与大端(ddun)变形量1的变化关系： 2111111111212216hrRrRH

18、rRrRHrrrRrREhFf )()()/ln()(84 上述(shngsh)式中： 为材料的泊松比，对于钢为0.3； E为材料的弹性模量，钢为2.1105MPa; R、R1、r、r1、rf、H、h参见右图。 注：将（4-4）中的1B代入（4-7），可计算出处于工作状态下对压盘的压力(yl)，从而得到对摩擦片的单位压力(yl)p0，求得Tc后校核离合器后备系数。第35页/共49页第三十六页，共49页。 3）膜片弹簧的弹性特性(txng)曲线： 通过式（4-7）可绘制如下所示的1-1特性(txng)曲线：第36页/共49页第三十七页，共49页。 3、膜片弹簧(tnhung)的强度计算 其最大应

19、力发生在分离指根部(n b)（如图所示），其最大应力可按下式计算：)(94 )/ln(1132222 rRrrREhFrrrf )(111111111221rRrhrRrRrRH )ln(ln)(maxrRrRrRrRhrRrRH 1211111 )(104 注：当1fmax，（4-7）（4-8）中的1取值为1f； 当1fmax，（4-7）（4-8）中的1取值为max； 第37页/共49页第三十八页，共49页。)(rrnc 221)(104 上述各式中各参数(cnsh)参见（4-7）、（4-8）。 要求3503501010第43页/共49页第四十四页，共49页。 7、减振弹簧(tnhung)总压力F F指当限位销与从动(cngdng)盘毂间间隙（1或2）被消除时，弹簧受到的总压力：0RTFj/ )(75 式中：Tj为极限转矩，R0为减振弹簧(tnhung)位置半径。 8、减振弹簧中径Dc Dc由总体结构布置决定，一般取Dc=1115mm。第44页/共49页第四十五页，共49页。 9、弹簧钢丝直径(zhjng)dc ZDFdcc 8)(85 式中：F为弹簧总压力，Dc为减振弹簧中径，Z为弹簧数； 为扭转(nizhun)许用应力，通常取550600MPa。 10、减振弹簧(tnhung)刚度kc01000ZRCkc )(95 式中：R0为弹簧位置半径； C为扭转角刚度；