《離合器設計》PPT課件.ppt

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1、1,第二章 離合器設計,本章主要學習內容: (1)汽車離合器設計的基本要求 (2)各種形式汽車離合器的特點及應用 (3)離合器基本參數的選擇及優(yōu)化 (4)膜片彈簧主要參數的選擇及優(yōu)化 (5)扭轉減振器的設計 (6)離合器的操縱機構,2,第一節(jié) 概 述 一、功用 離合器的主要功能是切斷和實現對傳動系的動力傳遞。 主要作用: (1)汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合,確保汽車平穩(wěn)起步; (2)在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離,減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊; (3)限制傳動系所承受的最大轉矩,防止傳動系各零件因過載而損壞; (4)有效地降低傳動系中的振動和噪聲。,3,工作原理,4,二、組成,5,三、

2、設計要求 1、可靠的傳遞Temax ,又能防止傳動系過載; 2、接合平順柔和,起步時無抖動、沖擊; 措施:使從動盤有軸向彈性 3、分離迅速,徹底; 措施:提高分離杠桿剛度 4、從動部分轉動慣量?。?5、防止傳動系產生扭轉共振; 6、操縱輕便; 7、吸熱、散熱能力強; 過熱的危害:壓盤燒裂,摩擦因數下降 措施:殼上開通風口;增大壓盤質量 8、壓緊力和摩擦因數在使用中的變化要小,6,傳統(tǒng)推式膜片離合器向拉式膜片離合器發(fā)展 傳統(tǒng)手動操縱向自動操縱形式發(fā)展 能適應發(fā)動機高轉速、高轉矩要求 操縱簡化 可靠性更好、壽命更長,四、離合器的發(fā)展趨勢,7,第二節(jié)離合器的結構方案分析 一、分類,8,單片離合器 結

3、構簡單,尺寸緊湊,散熱良好,維修調整方便,從動部分轉動慣量小,分離徹底。 傳遞轉矩能力差,適合轎車和輕、 微型客、貨車。,二、從動盤數的選擇,9,雙片離合器 傳遞轉矩能力較大,結合平順、柔和,徑向尺寸較小,踏板力較小。 中間盤通風散熱差,分離行程較大,不易分離徹底,軸向尺寸大,結構復雜,從動部分轉動慣量較大。 適合中、重型貨車,10,多片離合器 多為濕式。接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小,使用壽命長。 但是分離行程大,分離不徹底,軸向尺寸和從動部分轉動慣量大。 主要應用于重型牽引車和自卸車上。,11,單片與雙片對比,12,周置彈簧離合器 結構簡單、制造容易; 但當發(fā)動機轉速高時,在離心

4、力作用下會向外彎曲。 中央彈簧離合器 可得到較大的杠桿比,操縱輕便,調整壓緊力容易; 但結構復雜,軸向尺寸大,多用于重型汽車上 斜置彈簧離合器 摩擦片磨損或分離離合器時,壓盤所受壓緊力幾乎不變,工作性能穩(wěn)定、踏板力較小。,三、壓緊彈簧與布置形式的選擇,13,斜置彈簧離合器 襯片磨損后,彈簧伸長,則F,但后,cos,使得F基本不變 離合器分離時,彈簧被壓縮,則F,但后,cos,使得F基本不變,14,膜片彈簧離合器 膜片彈簧由碟簧部分和分離指部分組成 (1)具有較理想的非線性彈性特性;(2)兼起壓緊彈簧和分離杠桿作用,因此結構簡單、緊湊,軸向尺寸小,質量??;(3)高速旋轉時,彈簧壓緊力降低很少,性

5、能穩(wěn)定;(4)壓力分布均勻,磨損均勻;(5)通風散熱好,壽命長;(6)平衡性好 制造工藝復雜,制造成本高,對材質和尺寸精度要求高,非線性彈性特性不易控制,開口處容易產生裂紋,端部易磨損,15,膜片彈簧離合器與圓柱彈簧離合器對比,16,拉式與推式膜片彈簧離合器,1)結構簡單,零件數目更少,質量更?。?2)膜片彈簧的直徑較大,提高了傳遞轉矩的能力; 3)離合器蓋的變形量小,分離效率高; 4)杠桿比大,傳動效率較高,踏板操縱輕便。 5)在支承環(huán)磨損后不會產生沖擊和噪聲。 6)使用壽命更長。 結構較復雜,安裝和拆卸較困難,且分離行程略比推式大些,17,拉式與推式的主要區(qū)別膜片彈簧安裝方向相反,支承方式

6、不同,18,膜片彈簧支承形式,推式膜片彈簧雙支承環(huán)形式,推式膜片彈簧單支承環(huán)形式,推式膜片彈簧無支承環(huán)形式,拉式膜片彈簧支承形式,19,第三節(jié) 離合器主要參數的選擇 一、離合器傳遞轉矩的能力 1、取決于摩擦面間的靜摩擦力矩: Tc=fFZRc 式中:F工作壓力;f摩擦因數 (0.250.30); Z摩擦面數;Rc 平均摩擦半徑 2、整個摩擦面的摩擦力矩: 假設摩擦面單位壓力為p0,且壓力分布均勻,20,dT=fp0ds=fp02dd 則 對于具有Z個摩擦面的離合器,3、摩擦面的單位壓力p0:,代入Tc表達式得,又Tc=fFZRc,21,4、離合器的后備系數 離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動

7、機最大轉矩之比, =Tc/Temax。 為了保證可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩,要求: 1。 選擇時,應考慮在磨損后離合器仍能可靠傳遞最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載、操縱輕便性等因素,比較,得,當d/D0.6時,有,于是得到靜摩擦力矩,0.53c0.70,22,二、離合器主要參數的選擇 1、后備系數 考慮以下因素,不宜選取過大: 防止傳動系過載; 緊急接合離合器,T傳(23)Temax 不松開離合器、緊急制動,T傳=(1520)Temax 保證離合器尺寸小,結構簡單。 減少踏板力,操縱輕便。(單位壓力?。?發(fā)動機缸數多,轉矩平穩(wěn), 可取小些。 膜片彈簧離合器可以取小。(壓緊力穩(wěn)定

8、) 發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好。,23,下列因素要求不宜選取過?。?襯片磨損后,仍能可靠傳遞Temax,宜取大些; 防止離合器接合時滑磨過大,導致壽命下降; 汽車總質量大; 使用條件惡劣,有拖掛,為提高起步能力; 柴油機因工作粗暴,轉矩不平穩(wěn),宜取大些。,24,2、單位壓力p0,應考慮離合器工作條件、發(fā)動機后備功率、摩擦片尺寸、后備系數等因素,25,也可由經驗公式確定:,3、D、d、b (1)D 影響離合器外廓尺寸、質量、使用壽命 Tc=fZp0D3(1-c3)/12=Temax,摩擦片材料確定,則f已知;離合器結構形式確定,則Z已知;發(fā)動機最大轉矩確定,即Temax已知,由此可估算D(

9、c:0.530.70),(mm),26,(2)d D不變,若d取小時 摩擦面積增加,Tc增加; 但壓力分布不均勻;內外圓圓周速度差別大;減振器安裝困難、散熱困難。 D、d、b應符合國標GB/T5764-1998汽車用離合器 面片。 (3)b 摩擦片厚度主要有3.2,3.5和4.0mm三種 (4)摩擦因數f 取決于材料 石棉基材料 f=0.2-0.35 粉末冶金材料 f=0.25-0.5 金屬陶瓷材料 f=0.4 (5)摩擦面數Z 為從動盤數兩倍,決定于所需傳遞的T (6)離合間隙t 分離軸承與分離杠桿之間的間隙(3- 4mm),27,第四節(jié)離合器的設計與計算 一 離合器基本參數的優(yōu)化 以減小結

10、構尺寸為目標的基本參數的優(yōu)化 1.設計變量 =Tc/Temax=fFZRc/ Temax 取決于F、D、d。 p0=4F/(D2-d2) p0取決于 F、D、d。 離合器基本參數的優(yōu)化設計變量為:,28,2.目標函數 參數優(yōu)化設計的目標是,在保證性能的條件下結構尺寸(D、d)盡可能小。即目標函數: 3.約束條件 1) D應保證 最大圓周速度Vd 6570m/s 2) 摩擦片內外徑比c 0.53c0.70 3)離合器后備系數,29,4) d d2R0+50 R0減振彈簧位置半徑 保證扭轉減振器的安裝 5) 防止過載的能力 單位面積傳遞的轉矩 6),為單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值,30,7) 單位

11、摩擦面積的滑磨功w W起步時,接合離合器產生的滑磨功,31,優(yōu)化過程,(1),g1(X)=x2(60*65*1000)/(*nemax) (60*70*1000)/(*nemax),變量為X=F D dT 目標函數為f(x)=min(D2-d2)/4,(2)0.53c0.70,g2(X)=x2/x3-0.530 g3(X)=0.7-x2/x3 0,.,.,.,.,.,.,.,依據約束條件建立若干個不等式約束及目標函數所組成的非線性優(yōu)化數學模型,再經過軟件完成優(yōu)化,32,1. 某汽車采用普通有機摩擦材料做摩擦片的單片離合器。已知: 從動片外徑 D= 355.6mm 從動片內徑 d = 177.8

12、mm 摩擦系數 f =0.25 摩擦面單位壓力 P0 =0.16N/mm2 求該車離合器可以傳遞的最大摩擦力矩,例題,Tc=fZp0D3(1-c3)/12,33,2. 某廠新設計一載重量為 4t 的農用汽車,其發(fā)動機為 6100Q水冷柴油機,發(fā)動機最大扭矩Me=340N m/17001800 轉 / 分。試初步確定離合器的主要尺寸。(取 f =0.25 ),例題,解:(1)首先確定D,取KD=14,得D=258mm 查表4-1,取D=280mm,d=165mm ,h=3.5mm,(2)確定后備系數 根據車型取 =1.6,(3)確定離合器傳遞的最大靜摩擦力矩 Tcmax=Temax=544N m

13、,34,(4)校核po 由Tcmax=Temax=fZp0D3(1-c3)/12得 p0=0.19MPa 查圖4-10,得p00.185MPa 故滿足要求,35,二. 膜片彈簧的彈性特性,36,二. 膜片彈簧的彈性特性 1. 碟簧子午斷面坐標系 膜片彈簧受載后,碟簧子午斷面繞O點轉動,該點切向應變與應力均為零,稱之為中性點。 將坐標原點取在中性點處。,e中性點半徑(mm) 自由狀態(tài)下碟簧的圓錐底角 子午斷面的轉角,37,2. 膜片彈簧的變形,H內截錐高;h板厚; R、r自由狀態(tài)時大、小端半徑;R1 、 r1壓盤、支撐環(huán)加載點半徑;,38,3. 碟簧變形與載荷的關系,式中:H內截錐高;h板厚;

14、R、r自由狀態(tài)時大、小端半徑; R1 、 r1壓盤、支撐環(huán)加載點半徑;,39,4.分離指變形與載荷的關系,40,三. 膜片彈簧的強度計算 1.切向應力在碟簧子午斷面中的分布,=0的等應力線:y=(-/2)x K點為所有等應力線交點: (-e,- (-/2)e ),41,2.碟簧最大切向應力點,最大壓應力在B點(-(e-r), h/2) :,具有極大值。變形過程中,壓應力最大值對應的夾角: 最大拉應力出現在A點,42,3.B點的當量應力 在分離軸承推力作用下,B點還受彎曲作用。 彎曲應力: 根據最大切應力理論,B點的當量應力為:,采用60Si2MnA材料,jB許用應力小于15001700MPa,

15、裂紋首先產生于B點,但對碟簧承載能力影響不大;繼而A點產生裂紋,直至使碟簧破壞,裂紋產生過程及特點,43,四.主要參數的選擇 1.H/h 和 h H/h決定了膜片彈簧彈性特性曲線的形狀。 推薦 H/h =1.52.0, h =24mm,44,2. R/r和R、r的選擇 比值R/r大,則 彈簧材料利用率低; 彈簧剛度大; 彈性特性曲線受直徑誤差影響大; 應力越高。 推薦R/r =1.201.35 為使壓力分布均勻,推式:RRc(摩擦片平均半徑) 拉式: r Rc 相同尺寸摩擦片:R拉R推 3.H/(R-r),一般在915,45,4.膜片彈簧工作點位置的選擇 拐點H對應著膜片彈簧壓平的位置; 工作

16、點B一般取在凸點M和拐點H之間,靠近H點處。 1B =(0.81.0)1H 5. 分離指數目n 12n24 一般取18,46,6. r0、rf,r0由離合器結構決定,其最小值應大于輸入軸花鍵外徑,應滿足rfr0,7. 1、2、re,1=3.23.5mm,2=910mm,re滿足r-re2,8. R1、r1,取值會影響彈簧剛 度 r1r,R1R,47,一. 對操縱機構的設計要求 1.操縱輕便。 踏板力要小,踏板行程要合理。 2.有踏板自由行程調整機構。 3.有踏板行程限位裝置,防止操縱機構過載。 4.有足夠的剛度。 5.傳動效率要高。 6.發(fā)動機振動、車架和駕駛室變形不會影響正常工作。 7.工作可靠、壽命長,維修保養(yǎng)方便。,第五節(jié) 離合器的操縱機構,48,二. 結構形式選擇,49,三. 操縱機構的設計計算 1. 踏板行程S 式中: Z面數 S分離間隙 2. 踏板力Ff,F分離時壓緊彈簧對壓盤的總壓力;機械效率;Fs克服回位彈簧拉力所需踏板力,50,壓緊力,軸向壓縮變形量,51,52,53,從動盤轂,從動盤本體,限位銷,

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