《離合器設計》PPT課件.ppt

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(xiàn)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、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、從動部分轉動慣量小； 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?。唬?）高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能穩(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） 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小： 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（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 = 177.8mm 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,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； 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(xiàn)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,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，R1<R,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,