離合器設(shè)計南昌大學(xué)科技學(xué)院學(xué)習(xí)教案

1、會計學(xué)1離合器設(shè)計南昌大學(xué)科技離合器設(shè)計南昌大學(xué)科技(kj)學(xué)院學(xué)院第一頁，共49頁。第1頁/共49頁第二頁，共49頁。一、摩擦離合器結(jié)構(gòu)形式(xngsh)的選擇 摩擦離合器通常由從動盤、壓盤及其驅(qū)動裝置、壓緊彈簧、分離(fnl)操縱機構(gòu)、分離(fnl)軸承和離合器蓋等組成。第2頁/共49頁第三頁，共49頁。 1、從動(cngdng)盤數(shù)(a)單片離合器 結(jié)構(gòu)簡單 調(diào)整方便(fngbin) 分離徹底 散熱性好 適合轉(zhuǎn)矩1000N.m的場合特點(tdin):單片離合器第3頁/共49頁第四頁，共49頁。(b)雙片離合器 能傳遞更大轉(zhuǎn)矩 結(jié)合更加平順(pngshn)、柔和 調(diào)整困難易分離不徹底 中間

2、壓盤散熱困難 徑向尺寸小而軸向尺寸大 分離行程大 轉(zhuǎn)動慣量大對換擋不利與單片式相比(xin b)，特點有:雙片離合器第4頁/共49頁第五頁，共49頁。 2、從動盤結(jié)構(gòu)(jigu)型式(1)總體(zngt)結(jié)構(gòu)第5頁/共49頁第六頁，共49頁。(2)彈性(tnxng)從動盤形式（軸向彈性(tnxng)）(a)整體式 使離合器接合柔和(ruh)、起步平穩(wěn)。特點(tdin): 結(jié)構(gòu)簡單，加工方便，但很難保證各扇形部分剛度一致。第6頁/共49頁第七頁，共49頁。(b)分開(fn ki)式特點(tdin): 波形彈簧片剛度基本一致（用一個模具加工）； 轉(zhuǎn)動慣量更?。◤椈善穸缺葟膭悠?，僅0.7mm）

3、。 多用于從動盤直徑380mm的中、重型載貨汽車中。第8頁/共49頁第九頁，共49頁。（多用于重型汽車雙片離合器，其減振器單獨(dnd)設(shè)計）（廣泛用于各種( zhn)轎車和輕、中、重型貨車上） (3)扭轉(zhuǎn)(nizhun)減振器 為了避免共振，緩和傳動系所受到的沖擊載荷。不帶扭轉(zhuǎn)減振器帶扭轉(zhuǎn)減振器第9頁/共49頁第十頁，共49頁。 3、壓緊彈簧(tnhung)形式(a)周布螺旋彈簧 結(jié)構(gòu)簡單 制造(zhzo)方便 彈簧數(shù)目多 操縱機構(gòu)需加力裝置 高速時（5000r/min)彈簧易彎曲而降低壓緊力 彈簧易受壓盤熱而回火失效 磨損后壓盤壓緊力無法調(diào)整（設(shè)計時取大值）特點(tdin):第10頁/共4

4、9頁第十一頁，共49頁。(b)中央(zhngyng)彈簧特點(tdin): 操縱輕便 受壓盤熱影響小 軸向尺寸較大 （采用圓錐彈簧時加工又困難） 彈性壓桿數(shù)量多（20多個） 磨損后壓盤壓緊力可調(diào)（可?。?多用于轉(zhuǎn)矩450N.m的載貨(zi hu)汽車上第11頁/共49頁第十二頁，共49頁。(c)周布斜置彈簧(tnhung)特點(tdin): 磨損后其壓緊力基本不變 （工作穩(wěn)定性更好） 操縱輕便(qngbin)（省力35%左右） 結(jié)構(gòu)復(fù)雜 制造不便第12頁/共49頁第十三頁，共49頁。(d)膜片彈簧(tnhung)第13頁/共49頁第十四頁，共49頁。 膜片彈簧(tnhung)離合器工作原理第1

5、4頁/共49頁第十五頁，共49頁。膜片彈簧(tnhung)的特點: 軸向尺寸小而徑向尺寸大； 無需分離杠桿，結(jié)構(gòu)簡單、零件少、質(zhì)量輕且操縱輕便； 壓力分布均勻，磨損與離心對壓緊力影響小，性能穩(wěn)定； 易于實現(xiàn)良好(lingho)的通風(fēng)散熱。 廣泛應(yīng)用于轉(zhuǎn)矩為80-2000N.m的各種汽車上。第15頁/共49頁第十六頁，共49頁。膜片彈簧(tnhung)加載方式: 膜片彈簧支承(zh chn)形式: （1）壓式雙支承(zh chn):第16頁/共49頁第十七頁，共49頁。 （2）壓式單支承(zh chn): （3）壓式無支承(zh chn):第17頁/共49頁第十八頁，共49頁。 （4）拉式支承(

6、zh chn): 分離軸承(zhuchng)形式: （1）推式膜片彈簧分離(fnl)軸承:第18頁/共49頁第十九頁，共49頁。 （2）拉式膜片彈簧分離(fnl)軸承: （1）拉式可產(chǎn)生更大的壓緊力或減小壓盤尺寸； （2）拉式杠桿比大，操縱更輕便； （3）拉式結(jié)構(gòu)更為簡單、緊湊，質(zhì)量更輕； （4）支承環(huán)磨損后不會產(chǎn)生沖擊(chngj)和噪音，使用壽命長； （5）分離軸承結(jié)構(gòu)復(fù)雜，安裝拆卸不便。 拉式膜片彈簧(tnhung)離合器與壓式相比，具有以下特點:第19頁/共49頁第二十頁，共49頁。 4、壓盤傳力形式(xngsh) 壓盤與飛輪、離合器蓋連接起來后，必須保證其軸向自由(zyu)移動。 與

7、其它傳力方式相比，彈性連接式不會因磨損引發(fā)振動(zhndng)和噪音，結(jié)構(gòu)更加簡化，對裝配精度要求也低。第20頁/共49頁第二十一頁，共49頁。二、離合器主要參數(shù)的選擇(xunz) 離合器的主要參數(shù)有摩擦片的外徑D、內(nèi)徑(ni jn)d、厚度h、后備系數(shù)等，通常根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax來確定。 1、離合器靜摩擦力(jn m c l)矩TC)(330112cDfZpTc )(12 式中：）。）。一般在一般在，為摩擦片內(nèi)、外徑之比為摩擦片內(nèi)、外徑之比為摩擦片外徑；為摩擦片外徑；的壓力；的壓力；為單位摩擦面上所承受為單位摩擦面上所承受；，雙片離合器，雙片離合器器器為摩擦面數(shù)，單片離合為摩擦面數(shù)，

8、單片離合數(shù)，一般取數(shù)，一般取為摩擦面間的靜摩擦系為摩擦面間的靜摩擦系70530302500.(/;.DdccDpZZZf 第21頁/共49頁第二十二頁，共49頁。 為保證(bozhng)能有效傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，應(yīng)使TcTemax,即：maxecTT )(22 式中：為離合器后備(hubi)系數(shù)（必須1）， 越大，離合器滑磨時間越短，越能可靠傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，但容易導(dǎo)致離合器尺寸偏大，并引起沖擊過載和操縱費力。其選擇的總原則是：汽車越重，使用條件越差，也應(yīng)選大些。車型車型后備系數(shù)后備系數(shù)乘用車及最大總質(zhì)量小于乘用車及最大總質(zhì)量小于6t6t的商用車的商用車1.201.201.751.75最大總

9、質(zhì)量為最大總質(zhì)量為6 614t14t的商用車的商用車1.501.502.252.25掛車掛車1.801.804.004.00表2-1：離合器后備系數(shù)(xsh)的選取第22頁/共49頁第二十三頁，共49頁。 2、單位(dnwi)壓力p0 p0對離合器工作(gngzu)性能和使用壽命影響很大,應(yīng)根據(jù)使用條件、摩擦片尺寸、材料、汽車重量等因素來選取。摩擦材料摩擦材料單位壓力單位壓力p p0 0/MPa/MPa石棉基材料石棉基材料模壓模壓0.150.150.250.25編織編織0.250.250.350.35粉末冶金材料粉末冶金材料銅基或鐵基銅基或鐵基0.350.350.500.50金屬陶瓷材料金屬陶

10、瓷材料0.700.701.501.50 注：對于石棉基材料的，一般轎車取0.180.28MPa，貨車為0.140.23MPa,城市公交取0.10.13MPa,其中(qzhng)小值對應(yīng)于使用頻繁和載重大的汽車。表2-2：單位壓力p0的選取第23頁/共49頁第二十四頁，共49頁。 3、摩擦片外徑D、內(nèi)徑(ni jn)d和厚度h 外徑(wi jn)D可由式（2-1）和（2-2）求得：330112)(maxcfZpTDe )(32 （注：初次計算(j sun)時可取c=0.6） 外徑D（mm）也可由如下經(jīng)驗公式求得：ATDemax100 )(42 式中：Temax為發(fā)動機最大扭矩（單位：N.m） A

11、為直徑系數(shù)，轎車取47；貨車：單片離合器3040，雙片離合器4555；自卸車和使用條件惡劣的貨車取19。第24頁/共49頁第二十五頁，共49頁。求得外徑D后可根據(jù)(gnj)下表確定摩擦片系列：表2-3：離合器摩擦片尺寸系列(xli)和參數(shù) 注：所選的D還應(yīng)使摩擦片最大圓周速度(sd)不超過6570m/s，重型汽車不超過50m/s。第25頁/共49頁第二十六頁，共49頁。三、滑磨功與溫升校核(xio h) 1、滑磨功L：)()(111180022 eacaeJJTTJnL)(13 式中：。取取為為汽汽車車行行駛駛阻阻力力系系數(shù)數(shù)（為為重重力力加加速速度度，為為主主減減速速比比；（取取、擋擋計計算

12、算），為為起起步步時時變變速速器器傳傳動動比比為為車車輪輪滾滾動動半半徑徑；為為傳傳動動系系效效率率為為汽汽車車最最大大總總質(zhì)質(zhì)量量，為為離離合合器器后后備備系系數(shù)數(shù)；為為離離合合器器靜靜摩摩擦擦力力矩矩為為汽汽車車阻阻力力矩矩量量；合合器器主主動動部部分分的的轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)動動慣慣為為發(fā)發(fā)動動機機旋旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)部部件件與與離離；到到的的相相對對轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)動動慣慣量量為為汽汽車車總總質(zhì)質(zhì)量量換換算算后后得得速速為為發(fā)發(fā)動動機機最最大大扭扭矩矩時時轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)).,);/()/(maxmaxmax10000020220 giirmTiirgmTJiirmJnicieiae 第26頁/共49頁第二十七頁，共49頁。 實際計算過

13、程中，可對上式進(jìn)行簡化，忽略地面行駛(xngsh)阻力（取 =0），并假定Tc=Temax,則=1，帶入（3-1）式可得：20220221800iirmnLiemax )(23 T 2、壓盤溫升：mcL/ )(33 式中：）。（為為壓壓盤盤熱熱容容，鑄鑄鐵鐵為為）為為滑滑磨磨功功（為為壓壓盤盤質(zhì)質(zhì)量量（；單單片片離離合合器器為為為為傳傳至至壓壓盤盤熱熱的的比比值值，kgJcJLkgm./.);.448150 通常要求一次接合溫升不得(bu de)超過10。第27頁/共49頁第二十八頁，共49頁。四、膜片彈簧(tnhung)設(shè)計計算 1、膜片彈簧(tnhung)基本參數(shù)的選擇 （1）比值(bzh

14、)H/h的選擇 一般汽車離合器用膜片彈簧一般H/h為1.52.0，厚度為24mm。第28頁/共49頁第二十九頁，共49頁。 （2）R、r的選擇(xunz) R/r一般(ybn)為1.21.35。壓式離合器R值取大于或等于摩擦片的平均半徑Rc，拉式離合器r值取大于或等于Rc，且對于同尺寸摩擦片，拉式R值較壓式大。)()(223332rRrRRc 注注：)(14 當(dāng)摩擦片內(nèi)、外徑(wi jn)之比0.6時，也可用下式計算：2rRRc )(24 另外，從結(jié)構(gòu)上還要求R應(yīng)大于摩擦片內(nèi)徑，近于摩擦片外徑。當(dāng)H、h、R/r不變時，增加R將有利于膜片彈簧應(yīng)力下降。 式中：R、r分別為摩擦片外圓和內(nèi)圓半徑。第

15、29頁/共49頁第三十頁，共49頁。 （3）錐角的選擇(xunz)/()/(arctanrRHrRH )(34 通常(tngchng)在915之間。 （4）膜片彈簧工作點位置(wi zhi)的選擇 自由狀態(tài) 壓緊狀態(tài) 分離狀態(tài) 膜片彈簧不同工作狀態(tài)下的變形第30頁/共49頁第三十一頁，共49頁。 B點：通常為1B=（0.81.0）1T，即處在工作位置(wi zhi)時，其大端變形量為：HB).(01801 )(44 第31頁/共49頁第三十二頁，共49頁。 A點：主要確保當(dāng)摩擦片磨損(m sn)后達(dá)到極限位置時，仍然能提供足夠的壓緊力，可按下式估算：0SZ )(54 式中：Z為摩擦面數(shù)，單片離

16、合器Z=2，雙片離合器Z=4； S0為摩擦片允許(ynx)的極限磨損量，一般取0.8mm。 C點：離合器完全分離時膜片彈簧(tnhung)的工作位置，1f可按下式估算：SZf 1 )(64 式中：Z為摩擦面數(shù)，單片離合器Z=2，雙片離合器Z=4； S為徹底分離時摩擦副間的間隙，一般取0.81.3mm。第32頁/共49頁第三十三頁，共49頁。 （5）分離指數(shù)目(shm)n的選擇 通常(tngchng)為18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸的可取12。 （6）小端內(nèi)半徑r0即分離(fnl)軸承作用半徑rf的選擇 r0應(yīng)大于變速器輸入軸半徑，而rf則應(yīng)大于r0。 （7）切槽寬度1、2和半徑re的確定

17、 1=3.23.5mm，2 =910mm，re應(yīng)滿足r-re=2。 （8）壓盤加載點R1和支承圈加載點r1的確定 r1應(yīng)略大于r且盡量靠近r，R1應(yīng)略小于R且盡量靠近R。第33頁/共49頁第三十四頁，共49頁。 2、膜片彈簧(tnhung)的彈性特性 自由(zyu)狀態(tài) 壓緊狀態(tài) 分離狀態(tài) 1）壓緊力F1與膜片彈簧大端變形量1的變化(binhu)關(guān)系： 2111111211211216hrRrRHrRrRHrRrREhF )()/ln()(74 第34頁/共49頁第三十五頁，共49頁。 2）分離軸承端壓緊力F2與大端(ddun)變形量1的變化關(guān)系： 2111111111212216hrRrRH

18、rRrRHrrrRrREhFf )()()/ln()(84 上述(shngsh)式中： 為材料的泊松比，對于鋼為0.3； E為材料的彈性模量，鋼為2.1105MPa; R、R1、r、r1、rf、H、h參見右圖。 注：將（4-4）中的1B代入（4-7），可計算出處于工作狀態(tài)下對壓盤的壓力(yl)，從而得到對摩擦片的單位壓力(yl)p0，求得Tc后校核離合器后備系數(shù)。第35頁/共49頁第三十六頁，共49頁。 3）膜片彈簧的彈性特性(txng)曲線： 通過式（4-7）可繪制如下所示的1-1特性(txng)曲線：第36頁/共49頁第三十七頁，共49頁。 3、膜片彈簧(tnhung)的強度計算 其最大應(yīng)

19、力發(fā)生在分離指根部(n b)（如圖所示），其最大應(yīng)力可按下式計算：)(94 )/ln(1132222 rRrrREhFrrrf )(111111111221rRrhrRrRrRH )ln(ln)(maxrRrRrRrRhrRrRH 1211111 )(104 注：當(dāng)1fmax，（4-7）（4-8）中的1取值為1f； 當(dāng)1fmax，（4-7）（4-8）中的1取值為max； 第37頁/共49頁第三十八頁，共49頁。)(rrnc 221)(104 上述各式中各參數(shù)(cnsh)參見（4-7）、（4-8）。 要求3503501010第43頁/共49頁第四十四頁，共49頁。 7、減振彈簧(tnhung)總壓力F F指當(dāng)限位銷與從動(cngdng)盤轂間間隙（1或2）被消除時，彈簧受到的總壓力：0RTFj/ )(75 式中：Tj為極限轉(zhuǎn)矩，R0為減振彈簧(tnhung)位置半徑。 8、減振彈簧中徑Dc Dc由總體結(jié)構(gòu)布置決定，一般取Dc=1115mm。第44頁/共49頁第四十五頁，共49頁。 9、彈簧鋼絲直徑(zhjng)dc ZDFdcc 8)(85 式中：F為彈簧總壓力，Dc為減振彈簧中徑，Z為彈簧數(shù)； 為扭轉(zhuǎn)(nizhun)許用應(yīng)力，通常取550600MPa。 10、減振彈簧(tnhung)剛度kc01000ZRCkc )(95 式中：R0為彈簧位置半徑； C為扭轉(zhuǎn)角剛度；