2-离合器设计解析.ppt

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1、第二章离合器设计离合器设计第二章第二章 离合器设计离合器设计 第一节第一节 概述概述 第二节第二节 离合器的结构方案分析离合器的结构方案分析 第三节第三节 离合器主要参数的选择离合器主要参数的选择 第四节第四节 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 第五节第五节 扭转减振器的设计扭转减振器的设计 第六节第六节 离合器的操纵机构离合器的操纵机构 第七节第七节 离合器主要零部件的结构设计离合器主要零部件的结构设计第一节第一节 概述概述离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。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：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

2、车平稳起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；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；间的冲击；(3)限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；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。摩擦离合器主要组成摩擦离合器主要组成 摩擦离合器主要由主动部分（发动机飞轮、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）、从动部分（从动盘）、压离合器盖和压盘等）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧

3、弹簧）和操纵机构（分离叉、分离紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等）四部分组成。轴承、离合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合器处于主、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动力的基本结构。操纵机构是接合状态并能传递动力的基本结构。操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。使离合器主、从动部分分离的装置。汽车离合器设计的基本要求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。）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，

4、保证汽车起步时没有抖动和冲击。3）分离时要迅速、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）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。命。汽车离合器设计的基本要求汽车离合器设计的基本要求 6）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。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）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过

5、 程中变化要尽可能小，保证有稳定的工作性能。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。）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。第二节第二节 离合器的结构方案分析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。汽车离合器多采用盘形摩擦离合器。按其从动按其从动盘的数目盘的数目单片单片双片双片多片多片根据压紧弹簧根据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等斜向布置等根据使用的根据使用的压紧弹簧形式压紧弹簧形式圆柱螺旋弹簧圆柱螺旋弹簧圆锥

6、螺旋弹簧圆锥螺旋弹簧膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器根据分离时所受根据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1从动盘数的选择从动盘数的选择 单片离合器（图单片离合器（图2-1）结构简单，尺）结构简单，尺寸紧凑，散热良好，寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动维修调整方便，从动部分转动惯量小，在部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻使用时能保证分离彻底、接合平顺。底、接合平顺。图图2-1 单片离合器单片离合器 1从动盘数的选择从动盘数的选择 双片离合器双片离合器（图（图2-2）传递转）传递转矩的能力较大，径矩的能力较大，径向尺寸较小，踏板向尺寸较小，踏板力较小，接合较为力较小，接合较为平顺。

7、但中间压盘平顺。但中间压盘通风散热不良，分通风散热不良，分离也不够彻底。离也不够彻底。图图2-2 双片离合器双片离合器 多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。它具有接合平顺多片离合器主要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，主要应用于柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小，使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。重型牵引车和自卸车上。从动部分转动惯量散热性分离性结合平顺性轴向尺寸传递转矩结构踏板力应用单盘小好彻底不够平顺小小简单大轿车、微轻货双盘中较差不够彻底平顺较长较大较复杂较小中重货多盘大好不彻底平顺长大复杂小牵引、自卸1

8、从动盘数的选择从动盘数的选择 2压紧弹簧和布置形式的选择压紧弹簧和布置形式的选择 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，其特点是结的压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。当发动机最大转速很高构简单、制造容易，因此应用较为广泛。当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使离合器传递转矩时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使离合器传递转矩能力随之降低。能力随之降低。中央弹簧离合器中央弹簧离合器的压紧弹簧，布置在离合器的中心。可选较大的压紧弹簧，布置在离合器的中心。可选较大的杠杆比，有利于减小踏板力。通过调整垫片或螺纹容易实现

9、对的杠杆比，有利于减小踏板力。通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调整，多用于重型汽车上。压紧力的调整，多用于重型汽车上。斜置弹簧离合器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，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、踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器（图（图2-3）的优点）的优点：图图2-3 膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器 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

10、构简单，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；）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，性能较稳定；）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；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；）平衡性好；7）有利于大批量生产，降低制造成本。）有利于大批量生产，降低制造成本。膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高。近年来，膜片弹簧离合器不仅在轿精度要求高。近年来，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用，而且在轻、中、

11、重型货车以及车上被大量采用，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛采用。客车上也被广泛采用。3膜片弹簧支承形式膜片弹簧支承形式 图图2-5 推式膜片弹簧双支承环形式推式膜片弹簧双支承环形式3膜片弹簧支承形式膜片弹簧支承形式 图图2-6 推式膜片弹簧单支承环形式推式膜片弹簧单支承环形式 3膜片弹簧支承形式膜片弹簧支承形式 图图2-7 推式膜片弹簧无支承环形式推式膜片弹簧无支承环形式3膜片弹簧支承形式膜片弹簧支承形式 图2-8拉式膜片弹簧支承形式拉式膜片弹簧离合器（图拉式膜片弹簧离合器（图2-4）具有如下特点：）具有如下特点：1）结构简单，零件数目更少，质量更小；）结构简单，零件数目更少，质量更

12、小；2）膜片弹簧的直径较大，提高了传递转矩的能力；）膜片弹簧的直径较大，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；）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。）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。）在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。6）使用寿命更长。）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，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，且分离行程略比推式大些。但安装和拆卸较困难，且分离行程略比推式大些。但由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，它

13、已经得以应用。它已经得以应用。图2-4拉式膜片弹簧离合器第三节第三节 离合器主要参数的选择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可表示为l（2-1）假设摩擦片上工作压力均匀，则有l（2-2）摩擦片的平均摩擦半径Rc根据压力均匀的假设，可表示为第三节第三节 离合器主要参数的选择离合器主要参数的选择 当当d/D0.6时，时，Rc可相当准确地由下式计算可相当准确地由下式计算l （2-4）将式将式（2-2）与式与式（2-3）代入式代入式（2-1）得得式中，式中，c为摩擦片内外径之比，为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在，一般在0.530.70之间。之间。第三节第三节 离合器主要参数的选

14、择离合器主要参数的选择 为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动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l Tc=Temax （2-6）式中，式中，Temax为发动机最大转矩。为发动机最大转矩。为为离合器的后备系数离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最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。离合器基本参数的选择离合器基本参数的选择 基本参数主要有性能参数基本参数主要有性能参数和和p0，尺寸参数，尺寸参数D和和d及摩擦片及摩

15、擦片厚度厚度b。1后备系数后备系数 后备系数后备系数是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应保证离合器时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择能防止传动系过载。因此，在选择时应考虑以下几点：时应考虑以下几点：1）为可靠传递发动机最大转矩，为可靠传递发动机最大转矩，不宜选取太小；不宜选取太小；2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，为减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选

16、取太大；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，当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小些；可选取小些；离合器基本参数的选择离合器基本参数的选择 1后备系数后备系数4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，应应选取大些；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）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油值应比汽油机大些；机大些；7）发动机缸数越多，转矩波动越小，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

17、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。2单位压力单位压力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，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，发动机后备功率大小，选取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、材料及其质量和后备系数等因素。摩擦片尺寸、材料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些；当

18、摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，荷，p0应取小些；后备系数较大时，可适当增大应取小些；后备系数较大时，可适当增大p0。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后，结合式（2-1）和式（2-5）即可估算出摩擦片尺寸。摩擦片外径D（mm）也可根据如下经验公式选用（2-7）式中：KD为直径系数，轿车：KD=14.5；轻、中型货车：单片KD=16.018.5，双片KD=13.515.0；重型货车：KD=22.524.0。摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。3摩擦片外径摩擦片外径D、内径、内径d和厚度和厚度b第四节第四节 离合器的设计与计算离合器的设计

19、与计算 一、离合器基本参数的优化一、离合器基本参数的优化 1 设计变量设计变量后后备备系系数数取取决决于于离离合合器器工工作作压压力力F和和离离合合器器的的主主要要尺尺寸寸参参数数D和和d。单单位位压压力力p0也也取取决决于于F和和D及及d。因因此此，离合器基本参数的优化设计变量选为离合器基本参数的优化设计变量选为X=x1 x2 x3 T=F D d T 第四节第四节 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 一、离合器基本参数的优化一、离合器基本参数的优化 2 目标函数目标函数 离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合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条件下，使其结构尺寸

20、尽可能小，即目标函器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为数为3 约束条件约束条件1)摩摩擦擦片片的的外外径径D(mm)的的选选取取应应使使最最大大圆圆周周速速度度D不不超过超过6570ms，即即 2)摩擦片的内外径比摩擦片的内外径比c应在应在0.530.70范围内，即范围内，即0.53c0.70 3)为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，为保证离合器可靠传递转矩，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 3 约束条件约束条件4)为为了了保保证证扭扭转转减减振振器器的的安安装装，摩摩擦擦片片内

21、内径径d必必须须大大于于 减减 振振 器器 弹弹 簧簧 位位 置置 直直 径径 2Ro约约 50mm，即即 d2Ro+50 5)为为反反映映离离合合器器传传递递转转矩矩并并保保护护过过载载的的能能力力，单单位位摩摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即擦面积传递的转矩应小于其许用值，即3 约束条件约束条件6)为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力p0对对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围p0为为0.101.50MPa，即即 0.10MPap01.50MPa

22、7)为为了了减减少少汽汽车车起起步步过过程程中中离离合合器器的的滑滑磨磨，防防止止摩摩擦擦片片表表面面温温度度过过高高而而发发生生烧烧伤伤，每每一一次次接接合合的的单单位位摩摩擦擦面面积积滑滑磨磨功功应应小小于于其其许许用用值，即值，即 W为为汽汽车车起起步步时时离离合合器器接接合合一一次次所所产产生生的的总总滑滑磨磨功功(W)，可可根根据据下下式计算式计算 （211）二、膜片弹簧的弹性特性二、膜片弹簧的弹性特性 膜片弹簧的主要参数：膜片弹簧的主要参数：l膜片弹簧自由状态下碟簧部膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度分的内截锥高度 H；l膜片弹簧钢板厚度膜片弹簧钢板厚度 h；l自由状态下碟簧部

23、分大端半自由状态下碟簧部分大端半径径 R；l自由状态下碟簧部分小端半自由状态下碟簧部分小端半径径 r；l自由状态时碟簧部分的圆锥自由状态时碟簧部分的圆锥底角底角；l分离指数目分离指数目 n 等，见图等，见图。图图-膜片弹簧的主要膜片弹簧的主要参数参数假设比值比值Hh对膜片弹簧的弹性对膜片弹簧的弹性特性影响极大。特性影响极大。由图由图-可知，当可知，当Hh 时，时，F1=(1)有一极大有一极大值和一极小值；值和一极小值；当当Hh=2 时，时，F1=(1)的极小的极小值落在横坐标上。值落在横坐标上。二、膜片弹簧的弹性特性二、膜片弹簧的弹性特性 图图-H/h 对膜片弹簧弹性特性的影响对膜片弹簧弹性特

24、性的影响二、膜片弹簧的弹性特性二、膜片弹簧的弹性特性 二、膜片弹簧的弹性特性二、膜片弹簧的弹性特性 当离合器分离时，膜片弹簧的加载点发生变化，如图(c)所示。设分离轴承对膜片弹簧分离指施加的载荷是F2,对应变形2。应当指明，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 二、膜片弹簧的弹性特性二、膜片弹簧的弹性特性 二、膜片弹簧的弹性特性二、膜片弹簧的弹性特性 分离轴承推分离指的移动行程分离轴承推分离指的移动行程2f 压盘的分离行程压盘的分离行程 1f 三、膜片弹簧的强度计算三、膜片弹簧的强度计算 为自由状态时碟簧部分的圆锥底角；为从自由状态起，碟簧

25、子午断面的转角；e为中性点半径，e=(Rr)In(Rr)。假设：三、膜片弹簧的强度计算三、膜片弹簧的强度计算 三、膜片弹簧的强度计算三、膜片弹簧的强度计算 三、膜片弹簧的强度计算三、膜片弹簧的强度计算 1.H/h及及h的的选择选择四、膜片弹簧基本参数选择四、膜片弹簧基本参数选择 1.H/h及及h的的选择选择2.比值比值Rr和和R、r的选择的选择 根据结构布置和压紧力的要求，根据结构布置和压紧力的要求，Rr一般为一般为1.201.35。为使摩擦片上压力分布较均匀，推式膜片弹簧的为使摩擦片上压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R值应取为值应取为大于或等于摩擦片的平均半径大于或等于摩擦片的平均半径Rc，拉

26、式膜片弹簧的拉式膜片弹簧的r值宜取值宜取为大于或等于为大于或等于Rc。3.的选择的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度与内截锥高度H关系密关系密切，切，=arctan H(Rr)H(Rr)。一般在一般在915范围范围内。内。四、膜片弹簧基本参数选择四、膜片弹簧基本参数选择 4.膜片弹簧工作点位置的选膜片弹簧工作点位置的选择择 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。新离合器新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点在接合状态时

27、，膜片弹簧工作点B一般取在凸点一般取在凸点M和拐点和拐点H之间，之间，且靠近或在且靠近或在H点处，一般点处，一般1B=(0.81.0)1H，以保证摩擦片以保证摩擦片在最大磨损限度在最大磨损限度范围内压紧范围内压紧力从力从F1B到到F1A变化不大。当分离变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从时，膜片弹簧工作点从B变到变到C，为最大限度地减小踏板力，为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近点应尽量靠近N点。点。图图2-11 膜片弹簧的弹性特性曲线膜片弹簧的弹性特性曲线5、分离指数的选取。分离指数常取为、分离指数的选取。分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧可取大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸弹簧可取，小尺寸

28、弹簧可取12。6、膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径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。大于变速器第一轴花键的外径。7、切槽宽度、及半径、切槽宽度、及半径8、盘加载半径和支撑环加载点半径的确定。、盘加载半径和支撑环加载点半径的确定。和的取值将影响膜片弹簧的刚度。应略大于，和的取值将影响膜片弹簧的刚度。应略大于，应略小于且尽量接近。应略小于且尽量接近。四、膜片弹簧基本参数选择四、膜片弹簧基本参数选择 三、膜片弹簧的优化设计三、膜片弹簧的优化设计 通过确定一组弹簧的基本参数，使其载荷变形特性满足离

29、合器的使用通过确定一组弹簧的基本参数，使其载荷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。性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求。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最小。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。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

30、的绝对值的平均值为最小。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权重来协调它们之间的矛作为目标函数，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标合成一个目标，构成统一的总目标函数。盾，并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数。式中，式中，1和和2分别为两个目标函数分别为两个目标函数(x1)和和(x2)的加权因子，视设计要求选定。的加权因子，视设计要求选定。（2-12）2.设计变量设计变量 通过支承和压盘加在膜片弹簧上

31、的载荷通过支承和压盘加在膜片弹簧上的载荷F1集中在支承点处，加载点间集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为的相对轴向变形为l(图图212b)，则有关系式则有关系式(2-13)图图212 膜片弹簧在不同工作状态时的变形膜片弹簧在不同工作状态时的变形 a)自由状态自由状态 b)压紧状态压紧状态 C)分离状态分离状态 式式中中，E为为材材料料的的弹弹性性模模量量；为为材材料料的的泊泊松松比比；H内内截截锥锥高高度度；h弹弹簧簧板板厚厚；R、r为碟簧部分大、小端半径；为碟簧部分大、小端半径；R1、r1为压盘加载点和支承环加载点半径。为压盘加载点和支承环加载点半径。从从膜膜片片弹弹簧簧载载荷荷变变形形

32、特特性性公公式式(212)可可以以看看出出，应应选选取取H、h、R、r、R1、r1这这六六个个尺尺寸寸参参数数以以及及在在接接合合工工作作点点相相应应于于弹弹簧簧工工作作压压紧紧力力F1B的的大大端端变变形形量量1B(图图211)为优化设计变量，即为优化设计变量，即 X=x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 T=H h R r R1 r1 1B T (2-14)3.约束条件约束条件 1)应保证所设计的弹簧工作压紧力应保证所设计的弹簧工作压紧力F1B与要求压紧力与要求压紧力FY相等，即相等，即 F1B=FY 2)为为了了保保证证各各工工作作点点A、B、C有有较较合合适适的的位位

33、置置(A点点在在凸凸点点M左左边边，B点点在在拐拐点点H附附近近，C点点在在凹凹点点N附附近近，如如图图2-11所所示示)，应应正正确确选选择择1B相相对于拐点对于拐点1H的位置，一般的位置，一般1B1H=0.81.0，即即(2-15)3)保证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保证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F1A 应大于或等于新摩擦片时的压紧力应大于或等于新摩擦片时的压紧力F1B，即，即 F1AF1B 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)应应在一定范围内，即在

34、一定范围内，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，即弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即1.20Rr1.35 702RA100 3.5Rr05.0 (2-16)6)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径R1(或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径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应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即外半径之间，即 推式：推式：(D+d)4R1D2 拉式：拉式：(D+d)4r1D27)根据弹簧结构布置的要求，根据弹簧结

35、构布置的要求，R1与与R、r1与与r、rf与与r0之差应在一定范围，即之差应在一定范围，即1R1-R7 0r1-r6 0rf-r048)膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取，即膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取，即推式：推式：2.3(r1-rf)(R1-r1)4.5 拉式：拉式：3.5(R1-rf)(R1-r1)9.09)弹簧在工作过程中弹簧在工作过程中B点的最大压应力点的最大压应力rBmax应不超过其许用值，即应不超过其许用值，即rBmaxrB10)弹弹簧簧在在工工作作过过程程中中A点点(或或A点点)的的最最大大拉拉应应力力tAmax(或或tAmax)应应不不超超过其相应许用值，即过其相应许用

36、值，即 tAmaxtA 或或tAmaxtA11)由由主主要要尺尺寸寸参参数数H、h、R和和r制制造造误误差差引引起起的的弹弹簧簧压压紧紧力力的的相相对对偏偏差差不不超超过过某某一一范范围围，即即0.05 (2-17)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，即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，即 0.05 (2-18)式中，式中，F1B为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。第五节第五节 扭转减振器的设计扭转减振器的设计扭转减振器主要由弹性元件扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶减振弹簧或橡胶

37、)和阻尼元件和阻尼元件(阻尼片阻尼片)等等组成组成。弹性元件弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，改变系统的的主要作用是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转矩主谐量激励引起的共振。固有振型，尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振。阻尼元件阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。的主要作用是有效地耗散振动能量。第五节第五节 扭转减振器的设计扭转减振器的设计 扭转减振器具有如下功能：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）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。有频率。2）增加传动系

38、扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产）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。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）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。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）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。性。扭转减振器线性和非线性特性扭转减振器线性和非线性特性 扭转减振器具有线性和非线性特性两扭转减振器具有线性和非线性特性两种形式。种

39、形式。单级线性减振器的扭转特性如图单级线性减振器的扭转特性如图 2-13所示，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，所示，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。广泛应用于汽油机汽车中。当发动机为柴油机时，怠速时引起变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，速器常啮合齿轮齿间的敲击，从而产生怠从而产生怠速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧，较小的弹簧，使其在怠速工况下起作用，使其在怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声，以消除变速器怠速噪声，此时可得到两级此时可得到两级非线性特性，非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠第一

40、级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。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三级非线性减振器的扭转特性如图2-14所所示。示。图图2-13 单级线性减振器的扭转特性单级线性减振器的扭转特性 图图2-14 三级非线性减振器的扭转特性三级非线性减振器的扭转特性减振器的主要参数减振器的主要参数减减振振器器的的扭扭转转刚刚度度k和和阻阻尼尼摩摩擦擦元元件件间间的的摩摩擦擦转转矩矩T是是两两个个主主要要参参数数。其其设设计计参参数数还还包包括括极极限

41、转矩限转矩TJ、预紧转矩预紧转矩Tn和极限转角等和极限转角等J。1 极限转矩极限转矩TJ 极极限限转转矩矩为为减减振振器器在在消消除除限限位位销销与与从从动动盘盘毂毂缺缺口口之之间间的的间间隙隙1(图图7-3)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 (2-19)图图2-15 减振器尺寸简图减振器尺寸简图 减振器的主要参数减振器的主要参数图图2-15 减振器尺寸简图减振器尺寸简图 2 扭转刚度扭转刚度kk决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。设减振弹簧分布在半径为尺寸。设减振弹簧分布在半径为Ro的圆周上，

42、的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相弧度时，弹簧相应变形量为应变形量为Ro。此时所需加在从动片上的转。此时所需加在从动片上的转矩为矩为T=1000KZj(2-20)式中，式中，K为每个减振弹簧的线刚度为每个减振弹簧的线刚度(Nmm)；Zj为减振弹簧个数；为减振弹簧个数；Ro为减振弹簧位置半径为减振弹簧位置半径(m)。根据扭转刚度的定义根据扭转刚度的定义k=T，则减振器扭转刚度，则减振器扭转刚度k=1000KZj 设计时可按经验来初选设计时可按经验来初选k k13TJ (2-22)(2-21)3 阻尼摩擦转矩阻尼摩擦转矩T 为为了了在在发发动动工工作作转转速速

43、范范围围内内最最有有效效地地消消振振，必必须须合合理理选选择择减减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T。一般可按下式初选一般可按下式初选 T=(0.060.17)Temax (2-23)4 预紧转矩预紧转矩Tn 减减振振弹弹簧簧在在安安装装时时都都有有一一定定的的预预紧紧。研研究究表表明明，Tn增增加加，共共振振频频率率将将向向减减小小频频率率的的方方向向移移动动，这这是是有有利利的的。但但是是Tn不不应应大大于于T，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取 Tn=(0.050.15)Temax (2-24)5 减振弹

44、簧的位置半径减振弹簧的位置半径Ro Ro的尺寸应尽可能大些，如图的尺寸应尽可能大些，如图7-3所示，一般取所示，一般取 Ro=(0.600.75)d/2 (2-25)6 减振弹簧个数减振弹簧个数Zj表表61 减振弹簧个数的选取减振弹簧个数的选取摩擦片外径摩擦片外径Dmm 225250 250325 325350 350Zj 46 68 810 107 减振弹簧总压力减振弹簧总压力F 当当限限位位销销与与从从动动盘盘毂毂之之间间的的间间隙隙1或或2被被消消除除，减减振振弹弹簧簧传传递递转转矩矩达达到到最最大大值值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 (2-26)

45、8 极限转角极限转角 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为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为(2-27)式中，式中，为减振弹簧的工作变形量。为减振弹簧的工作变形量。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，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的共振。因此不能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范围内，难以通过降低减振弹簧刚度得

46、范围内，难以通过降低减振弹簧刚度得到更大的减振效果。到更大的减振效果。双质量飞轮的减振器双质量飞轮的减振器双质量飞轮减振器具有以下优点双质量飞轮减振器具有以下优点1)可以降低发动机、变速器振动系统的固可以降低发动机、变速器振动系统的固有频率有频率，以避免在怠速转速时的共振。，以避免在怠速转速时的共振。2)可以加大减振弹簧的可以加大减振弹簧的位置半径位置半径，降低减，降低减振振弹簧刚度弹簧刚度K，并允许，并允许增大转角增大转角。3)由于双质量飞轮减振器的减振效果较好，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度较低的齿轮油而不致产在变速器中可采用粘度较低的齿轮油而不致产生生齿轮冲击噪

47、声齿轮冲击噪声。由于从动盘没有减振器，可。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。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，高速时受但由于减振弹簧位置半径较大，高速时受到到较大离心力较大离心力的作用，使减振弹簧中段横向翘的作用，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。损严重，甚至引起早期损坏。图图2-16 双质量飞轮减振器双质量飞轮减振器 1一第一飞轮一第一飞轮 2一第二飞轮一第二飞轮 3一离合器盖一离合器盖总成总成 4一从动盘一从动盘 5一球轴承一球轴承 6

48、一短轴一短轴 7一一滚针轴承滚针轴承 8一曲轴凸缘一曲轴凸缘 9一联结盘一联结盘 10一一螺钉螺钉 11一扭转减振器一扭转减振器第六节第六节 离合器的操纵机构离合器的操纵机构 1对操纵机构的要求对操纵机构的要求1）踏板力要小，轿车：）踏板力要小，轿车：80150N，货车：，货车：150200N。2）踏板行程在一定的范围内，轿车：）踏板行程在一定的范围内，轿车：80150mm，货车：，货车：180mm。3）摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原。）摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原。4）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。）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

49、坏。5）应具有足够的刚度。）应具有足够的刚度。6）传动效率要高。）传动效率要高。7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。）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操纵机构结构形式选择常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。机械式操纵机构有机械式操纵机构有杆系和绳索杆系和绳索两种形式。两种形式。杆系传动机构结构简单、工作可靠，被广泛应用。但其质量大，杆系传动机构结构简单、工作可靠，被广泛应用。但其质量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难。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

50、点，且可采用吊挂式踏板结构。但其绳索传动机构可克服上述缺点，且可采用吊挂式踏板结构。但其寿命较短，机械效率仍不高。多用于轻型轿车中。寿命较短，机械效率仍不高。多用于轻型轿车中。液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、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封、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。广泛应用于各种形式的汽车中。优点。广泛应用于各种形式的汽车中。3离合器操纵