离合器设计ppt

离合器设计离合器设计青岛理工大学青岛理工大学林荣会林荣会离合器的基本功用离合器的基本功用 1 1、汽车起步时，使高速旋转的发动机与静止的传动系、汽车起步时，使高速旋转的发动机与静止的传动系平顺接合，平顺接合，确保汽车平稳起步；确保汽车平稳起步；2 2、变速换挡时，切断动力传递，、变速换挡时，切断动力传递，减轻换挡时齿轮间的减轻换挡时齿轮间的冲击；冲击；3 3、传递转矩过大时，通过离合器的滑磨，、传递转矩过大时，通过离合器的滑磨，防止传动系防止传动系过载过载（如紧急制动时）。（如紧急制动时）。对离合器的基本要求对离合器的基本要求 1 1、既能可靠传递最大转矩，又能防止过载；、既能可靠传递最大转矩，又能防止过载；2 2、接合平顺、柔和，分离迅速、彻底；、接合平顺、柔和，分离迅速、彻底；3 3、性能稳定可靠、使用寿命长；、性能稳定可靠、使用寿命长；4 4、转动惯量要小，并具有一定的吸振、降噪的能力；、转动惯量要小，并具有一定的吸振、降噪的能力；5 5、通风散热性好；、通风散热性好；6 6、结构简单、紧凑，便于制造、维修，方便操作；、结构简单、紧凑，便于制造、维修，方便操作；7 7、具有良好的动平衡特性。、具有良好的动平衡特性。一、摩擦离合器结构形式的选择一、摩擦离合器结构形式的选择 摩擦离合器通常由摩擦离合器通常由从动盘、压盘及其驱动装置、压紧弹从动盘、压盘及其驱动装置、压紧弹簧、分离操纵机构、分离轴承簧、分离操纵机构、分离轴承和和离合器盖离合器盖等组成。等组成。1 1、从动盘数从动盘数(a)(a)单片离合器单片离合器 结构简单结构简单 调整方便调整方便 分离彻底分离彻底 散热性好散热性好 适合转矩适合转矩1000N.m1000N.m的场合的场合特点特点:单片离合器单片离合器(b)(b)双片离合器双片离合器 能传递更大转矩能传递更大转矩 结合更加平顺、柔和结合更加平顺、柔和 调整困难易分离不彻底调整困难易分离不彻底 中间压盘散热困难中间压盘散热困难 径向尺寸小而轴向尺寸大径向尺寸小而轴向尺寸大 分离行程大分离行程大 转动惯量大对换挡不利转动惯量大对换挡不利与单片式相比，特点有与单片式相比，特点有:双片离合器双片离合器 2 2、从动盘结构型式从动盘结构型式(1)(1)总体结构总体结构(2)(2)弹性从动盘形式（轴向弹性）弹性从动盘形式（轴向弹性）(a)(a)整体式整体式 使离合器接合柔和、起步平稳。使离合器接合柔和、起步平稳。特点特点:结构简单，加工方便，但很难保证各扇形部分刚度一致。结构简单，加工方便，但很难保证各扇形部分刚度一致。(b)(b)分开式分开式特点特点:波形弹簧片刚度基本一致波形弹簧片刚度基本一致（用一个模具加工）（用一个模具加工）；转动惯量更小转动惯量更小（弹簧片厚度比从动片更薄，仅（弹簧片厚度比从动片更薄，仅0.7mm0.7mm）。多用于从动盘直径多用于从动盘直径380mm380mm380mm的中、重型载货汽车中。的中、重型载货汽车中。（多用于重型汽车双片离合（多用于重型汽车双片离合器，其减振器单独设计）器，其减振器单独设计）（广泛用于各种轿车和轻、中、（广泛用于各种轿车和轻、中、重型货车上）重型货车上）(3)(3)扭转减振器扭转减振器 为了避免共振，缓和传动系所受到的冲击载荷。为了避免共振，缓和传动系所受到的冲击载荷。不带扭转减振器不带扭转减振器带扭转减振器带扭转减振器 3 3、压紧弹簧形式压紧弹簧形式(a)(a)周布螺旋弹簧周布螺旋弹簧 结构简单结构简单 制造方便制造方便 弹簧数目多弹簧数目多 操纵机构需加力装置操纵机构需加力装置 高速时（高速时（5000r/min)5000r/min)弹簧易弯曲而降低压紧力弹簧易弯曲而降低压紧力 弹簧易受压盘热而回火失效弹簧易受压盘热而回火失效 磨损后压盘压紧力无法调整（设计时磨损后压盘压紧力无法调整（设计时取大值）取大值）特点特点:(b)(b)中央弹簧中央弹簧特点特点:操纵轻便操纵轻便 受压盘热影响小受压盘热影响小 轴向尺寸较大轴向尺寸较大 （采用圆锥弹簧时加工又困难）（采用圆锥弹簧时加工又困难）弹性压杆数量多（弹性压杆数量多（2020多个）多个）磨损后压盘压紧力可调（磨损后压盘压紧力可调（可小）可小）多用于转矩多用于转矩450N.m450N.m的载货汽车上的载货汽车上(c)(c)周布斜置弹簧周布斜置弹簧特点特点:磨损后其压紧力基本不变磨损后其压紧力基本不变 （工作稳定性更好）（工作稳定性更好）操纵轻便（省力操纵轻便（省力35%35%左右）左右）结构复杂结构复杂 制造不便制造不便(d)(d)膜片弹簧膜片弹簧 膜片弹簧离合器工作原理膜片弹簧离合器工作原理膜片弹簧的特点膜片弹簧的特点:轴向尺寸小而径向尺寸大；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；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；压力分布均匀，磨损与离心对压紧力影响小，性能稳定；易于实现良好的通风散热。易于实现良好的通风散热。广泛应用于转矩为广泛应用于转矩为80-2000N.m80-2000N.m的各种汽车上。的各种汽车上。膜片弹簧加载方式膜片弹簧加载方式:膜片弹簧支承形式膜片弹簧支承形式:（1 1）压式双支承）压式双支承:（2 2）压式单支承）压式单支承:（3 3）压式无支承）压式无支承:（4 4）拉式支承）拉式支承:分离轴承形式分离轴承形式:（1 1）推式膜片弹簧分离轴承）推式膜片弹簧分离轴承:（2 2）拉式膜片弹簧分离轴承）拉式膜片弹簧分离轴承:（1 1）拉式可产生更大的压紧力或减小压盘尺寸；）拉式可产生更大的压紧力或减小压盘尺寸；（2 2）拉式杠杆比大，操纵更轻便；）拉式杠杆比大，操纵更轻便；（3 3）拉式结构更为简单、紧凑，质量更轻；）拉式结构更为简单、紧凑，质量更轻；（4 4）支承环磨损后不会产生冲击和噪音，使用寿命长；）支承环磨损后不会产生冲击和噪音，使用寿命长；（5 5）分离轴承结构复杂，安装拆卸不便。）分离轴承结构复杂，安装拆卸不便。拉式膜片弹簧离合器与压式相比，具有以下特点拉式膜片弹簧离合器与压式相比，具有以下特点:4 4、压盘传力形式压盘传力形式 压盘与飞轮、离合器盖连接起来后，必须保证其轴向自由压盘与飞轮、离合器盖连接起来后，必须保证其轴向自由移动。移动。与其它传力方式相比，与其它传力方式相比，弹性连接式不会因磨损引发振动和弹性连接式不会因磨损引发振动和噪音，结构更加简化，对装配精度要求也低。噪音，结构更加简化，对装配精度要求也低。压盘的驱动方式压盘的驱动方式 传动片：应用广泛传动片：应用广泛 窗口凸台：窗口凸台：BJ2020 传动销：传动销：CA1091二、离合器主要参数的选择二、离合器主要参数的选择 离合器的主要参数有摩擦片的离合器的主要参数有摩擦片的外径外径D D、内径、内径d d、厚度、厚度h h、后备系数后备系数等，通常根据发动机最大转矩等，通常根据发动机最大转矩T Temaxemax来确定。来确定。1 1、离合器静摩擦力矩离合器静摩擦力矩T TC C)(330112cDfZpTc )(12 式中：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，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 为保证能有效传递发动机最大转矩，为保证能有效传递发动机最大转矩，应使应使T Tc c T Temaxemax,即：即：maxecTT )(22 式中：式中：为离合器后备系数（必须为离合器后备系数（必须11），），越大，离合器滑磨越大，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：是：汽车越重，使用条件越差，汽车越重，使用条件越差，也应选大些。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表表2-12-1：离合器后备系数的选取：离合器后备系数的选取 2 2、单位压力单位压力p p0 0 p p0 0对离合器工作性能和使用寿命影响很大对离合器工作性能和使用寿命影响很大,应根据使用应根据使用条件、摩擦片尺寸、材料、汽车重量等因素来选取。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瓷材料0.700.701.501.50 注：对于石棉基材料的，一般轿车取注：对于石棉基材料的，一般轿车取0.180.180.28MPa0.28MPa，货车为，货车为0.140.140.23MPa,0.23MPa,城市公交取城市公交取0.10.10.13MPa,0.13MPa,其中小值对应于使用频繁和载重大其中小值对应于使用频繁和载重大的汽车。的汽车。表表2-22-2：单位压力：单位压力p p0 0的选取的选取 3 3、摩擦片外径、摩擦片外径D D、内径、内径d d和厚度和厚度h h 外径外径D D可由式（可由式（2-12-1）和（）和（2-22-2）求得：）求得：330112)(maxcfZpTDe )(32（注：初次计算时可取（注：初次计算时可取c c=0.6=0.6）外径外径D D（mmmm）也可由如下经验公式求得：）也可由如下经验公式求得：ATDemax100)(42 式中：式中：T Temaxemax为发动机最大扭矩（单位：为发动机最大扭矩（单位：N.mN.m）A A为直径系数，轿车取为直径系数，轿车取4747；货车：单片离合器；货车：单片离合器30304040，双片，双片离合器离合器45455555；自卸车和使用条件恶劣的货车取；自卸车和使用条件恶劣的货车取1919。求得外径求得外径D D后可根据下表确定摩擦片系列：后可根据下表确定摩擦片系列：表表2-32-3：离合器摩擦片尺寸系列和参数：离合器摩擦片尺寸系列和参数 注：所选的注：所选的D D还应使摩擦片最大圆周速度不超过还应使摩擦片最大圆周速度不超过656570m/s70m/s，重型，重型汽车不超过汽车不超过50m/s50m/s。三、滑磨功与温升校核三、滑磨功与温升校核 1 1、滑磨功滑磨功L L：)()(111180022 eacaeJJTTJnL)(13 式中：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 实际计算过程中，可对上式进行简化，忽略地面行驶阻实际计算过程中，可对上式进行简化，忽略地面行驶阻力（取力（取 =0=0），并假定），并假定T Tc c=T Temaxemax,则则=1=1，带入（，带入（3-13-1）式可）式可得：得：20220221800iirmnLiemax )(23 T 2 2、压盘温升压盘温升：mcL/)(33 式中：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超过通常要求一次接合温升不得超过1010。四、膜片弹簧设计计算四、膜片弹簧设计计算 1 1、膜片弹簧基本参数的选择膜片弹簧基本参数的选择 （1 1）比值）比值H/hH/h的选择的选择 一般汽车离合器用膜片一般汽车离合器用膜片弹簧一般弹簧一般H/hH/h为为1.51.52.02.0，厚度为厚度为2 24mm4mm。（2 2）R R、r r的选择的选择 R/rR/r一般为一般为1.21.21.351.35。压式离合器。压式离合器R R值取大于或等于值取大于或等于摩擦片的平均半径摩擦片的平均半径R Rc c，拉式离合器，拉式离合器r r值取大于或等于值取大于或等于R Rc c，且对于同尺寸摩擦片，拉式且对于同尺寸摩擦片，拉式R R值较压式大。值较压式大。)()(223332rRrRRc 注注：)(14 当摩擦片内、外径之比当摩擦片内、外径之比0.60.6时，也可用下式计算：时，也可用下式计算：2rRRc )(24 另外，从结构上还要求另外，从结构上还要求R R应大于摩擦片内径，近于摩擦片外应大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。当径。当H H、h h、R/rR/r不变时，增加不变时，增加R R将有利于膜片弹簧应力下降。将有利于膜片弹簧应力下降。式中：式中：RR、rr分别为摩擦片外圆和内圆半径。分别为摩擦片外圆和内圆半径。（3 3）锥角）锥角的选择的选择)/()/(arctanrRHrRH )(34 通常通常在在9 91515之间。之间。（4 4）膜片弹簧工作点位置的选择）膜片弹簧工作点位置的选择 自由状态自由状态 压紧状态压紧状态 分离状态分离状态 膜片弹簧不同工作状态下的变形膜片弹簧不同工作状态下的变形 B B点：通常为点：通常为1B1B=（0.80.81.01.0）1T1T，即处在工作位置，即处在工作位置时，其大端变形量为：时，其大端变形量为：HB).(01801 )(44 A A点：主要确保当摩擦片磨损后达到极限位置时，仍然点：主要确保当摩擦片磨损后达到极限位置时，仍然能提供足够的压紧力，能提供足够的压紧力，可按下式估算：可按下式估算：0SZ )(54 式中：式中：Z Z为摩擦面数，单片离合器为摩擦面数，单片离合器Z Z=2=2，双片离合器，双片离合器Z Z=4=4；S S0 0为摩擦片允许的极限磨损量，一般取为摩擦片允许的极限磨损量，一般取0.8mm0.8mm。C C点：离合器完全分离时膜片弹簧的工作位置，点：离合器完全分离时膜片弹簧的工作位置，1f1f可可按下式估算：按下式估算：SZf 1)(64 式中：式中：Z Z为摩擦面数，单片离合器为摩擦面数，单片离合器Z Z=2=2，双片离合器，双片离合器Z Z=4=4；S S为彻底分离时摩擦副间的间隙，一般取为彻底分离时摩擦副间的间隙，一般取0.80.81.3mm1.3mm。（5 5）分离指数目）分离指数目n n的选择的选择 通常为通常为1818，大尺寸膜片弹，大尺寸膜片弹簧可取簧可取2424，小尺寸的可取，小尺寸的可取1212。（6 6）小端内半径）小端内半径r r0 0及分离轴及分离轴承作用半径承作用半径r rf f的选择的选择 r r0 0应大于变速器输入轴半径，应大于变速器输入轴半径，而而r rf f则应大于则应大于r r0 0。（7 7）切槽宽度）切槽宽度1 1、2 2和半径和半径r re e的确定的确定 1 1=3.2=3.23.5mm3.5mm，2 2=9=910mm10mm，r re e应满足应满足r r-r re e=2 2。（8 8）压盘加载点）压盘加载点R R1 1和支承圈加载点和支承圈加载点r r1 1的确定的确定 r r1 1应略大于应略大于r r且尽量靠近且尽量靠近r r，R R1 1应略小于应略小于R R且尽量靠近且尽量靠近R R。2 2、膜片弹簧的弹性特性膜片弹簧的弹性特性 自由状态自由状态 压紧状态压紧状态 分离状态分离状态 1 1）压紧力）压紧力F F1 1与膜片弹簧大端变形量与膜片弹簧大端变形量1 1的变化关系：的变化关系：2111111211211216hrRrRHrRrRHrRrREhF )()/ln()(74 2 2）分离轴承端压紧力）分离轴承端压紧力F F2 2与大端变形量与大端变形量1 1的变化关系：的变化关系：2111111111212216hrRrRHrRrRHrrrRrREhFf )()()/ln()(84 上述式中：上述式中：为材料的泊松比，对于钢为为材料的泊松比，对于钢为0.30.3；E E为材料的弹性模量，钢为为材料的弹性模量，钢为2.12.110105 5MPa;MPa;R R、R R1 1、r r、r r1 1、r rf f、H H、h h参见右图。参见右图。注：将（注：将（4-44-4）中的）中的1B1B代入代入（4-74-7），可计算出处于工作状态下），可计算出处于工作状态下对压盘的压力，从而得到对摩擦片的对压盘的压力，从而得到对摩擦片的单位压力单位压力p p0 0，求得，求得T Tc c后校核离合器后后校核离合器后备系数备系数。3 3）膜片弹簧的弹性特性曲线：）膜片弹簧的弹性特性曲线：通过式（通过式（4-74-7）可绘制如下所示的）可绘制如下所示的1 1-1 1特性曲线：特性曲线：3 3、膜片弹簧的强度计算膜片弹簧的强度计算 其最大应力发生在分离指根部（如图所其最大应力发生在分离指根部（如图所示），其最大应力示），其最大应力可按下式计算：可按下式计算：)(94)/ln(1132222 rRrrREhFrrrf )(111111111221rRrhrRrRrRH )ln(ln)(maxrRrRrRrRhrRrRH 1211111 )(104 注：当注：当1f1fmaxmax，（，（4-74-7）（）（4-84-8）中的）中的1 1取值为取值为1f1f；当当1f1fmaxmax，（，（4-74-7）（）（4-84-8）中的）中的1 1取值为取值为maxmax；)(rrnc 221)(104 上述各式中各参数参见（上述各式中各参数参见（4-74-7）、（）、（4-84-8）。）。要求要求,2Ro+50 5)为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即（29）smDneD/756510603max 02204cccTdDZTT 3 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p0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p0为0.101.50MPa，即 0.10MPap01.50MPa7)为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即（210）W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(W)，可根据下式计算（211）224dDZW2202221800graeiirmnW二、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合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求。1.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：1)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。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。4)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3)和4)两个目标函数为双目标。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。xfxfxf2211式中，1和2分别为两个目标函数(x1)和(x2)的加权因子，视设计要求选定。（2-12）2.设计变量 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，加载点间的相对轴向变形为l(图212b)，则有关系式211111121121112/ln16hrRrRHrRrRHrRrREhfF(2-13)图212 膜片弹簧在不同工作状态时的变形 a)自由状态 b)压紧状态 C)分离状态 式中，E为材料的弹性模量；为材料的泊松比；H内截锥高度；h弹簧板厚；R、r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。从膜片弹簧载荷变形特性公式(213)可以看出，应选取H、h、R、r、R1、r1这六个尺寸参数以及在接合工作点相应于弹簧工作压紧力F1B的大端变形量1B(图211)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 1)应保证所设计的弹簧工作压紧力F1B与要求压紧力FY相等，即 F1B=FY 2)为了保证各工作点A、B、C有较合适的位置(A点在凸点M左边，B点在拐点H附近，C点在凹点N附近，如图2-11所示)，应正确选择1B相对于拐点1H的位置，一般1B1H=0.81.0，即 0.18.0111rRrRHB(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F1A 应大于或等于新摩擦片时的压紧力F1B，即 F1AF1B 4)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的Hh与初始底锥角H(R-r)应在一定范围内，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径R1(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外半径之间，即 推式：(D+d)4R1D2 拉式：(D+d)4r1D27)根据弹簧结构布置的要求，R1与R、r1与r、rf与r0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，即推式：2.3(r1-rf)(R1-r1)4.5 拉式：3.5(R1-rf)(R1-r1)9.09)弹簧在工作过程中B点的最大压应力rBmax应不超过其许用值，即rBmaxrB10)弹簧在工作过程中A点(或A点)的最大拉应力tAmax(或tAmax)应不超过其相应许用值，即 tAmaxtA 或tAmaxtA11)由主要尺寸参数H、h、R和r制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某一范围，即BrRhHFFFFF10.05 (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 BBFF110.05 (2-18)式中，F1B为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。