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1、离合器设计,南昌大学科技学院,离合器的基本功用,1、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,确保汽车平稳起步; 2、变速换挡时,切断动力传递,减轻换挡时齿轮间的冲击; 3、传递转矩过大时,通过离合器的滑磨,防止传动系过载(如紧急制动时)。,对离合器的基本要求,1、既能可靠传递最大转矩,又能防止过载; 2、接合平顺、柔和,分离迅速、彻底; 3、性能稳定可靠、使用寿命长; 4、转动惯量要小,并具有一定的吸振、降噪的能力; 5、通风散热性好; 6、结构简单、紧凑,便于制造、维修,方便操作; 7、具有良好的动平衡特性。,一、摩擦离合器结构形式的选择,摩擦离合器通常由从动盘、压盘及其驱动装
2、置、压紧弹簧、分离操纵机构、分离轴承和离合器盖等组成。,1、从动盘数,(a)单片离合器,结构简单 调整方便 分离彻底 散热性好 适合转矩1000N.m的场合,特点:,单片离合器,(b)双片离合器,能传递更大转矩 结合更加平顺、柔和 调整困难易分离不彻底 中间压盘散热困难 径向尺寸小而轴向尺寸大 分离行程大 转动惯量大对换挡不利,与单片式相比,特点有:,双片离合器,2、从动盘结构型式,(1)总体结构,(2)弹性从动盘形式(轴向弹性),(a)整体式,使离合器接合柔和、起步平稳。,特点:,结构简单,加工方便,但很难保证各扇形部分刚度一致。,(b)分开式,特点:,波形弹簧片刚度基本一致(用一个模具加工
3、); 转动惯量更小(弹簧片厚度比从动片更薄,仅0.7mm)。 多用于从动盘直径380mm的轿车和轻型货车上。,(c)组合式,特点:,刚度大、稳定性好,但转动惯量大。 常用于从动盘直径380mm的中、重型载货汽车中。,(多用于重型汽车双片离合器,其减振器单独设计),(广泛用于各种轿车和轻、中、重型货车上),(3)扭转减振器,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,带扭转减振器,3、压紧弹簧形式,(a)周布螺旋弹簧,结构简单 制造方便 弹簧数目多 操纵机构需加力装置 高速时(5000r/min)弹簧易弯曲而降低压紧力 弹簧易受压盘热而回火失效 磨损后压盘压紧力无法调整(设计时取
4、大值),特点:,(b)中央弹簧,特点:,操纵轻便 受压盘热影响小 轴向尺寸较大 (采用圆锥弹簧时加工又困难) 弹性压杆数量多(20多个) 磨损后压盘压紧力可调(可小) 多用于转矩450N.m的载货汽车上,(c)周布斜置弹簧,特点:,磨损后其压紧力基本不变 (工作稳定性更好) 操纵轻便(省力35%左右) 结构复杂 制造不便,(d)膜片弹簧,膜片弹簧离合器工作原理,膜片弹簧的特点:,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; 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。 广泛应用于转矩为80-2000N.m的各种汽车上。,膜片弹簧加
5、载方式:,膜片弹簧支承形式:,(1)压式双支承:,(2)压式单支承:,(3)压式无支承:,(4)拉式支承:,分离轴承形式:,(1)推式膜片弹簧分离轴承:,(2)拉式膜片弹簧分离轴承:,(1)拉式可产生更大的压紧力或减小压盘尺寸; (2)拉式杠杆比大,操纵更轻便; (3)拉式结构更为简单、紧凑,质量更轻; (4)支承环磨损后不会产生冲击和噪音,使用寿命长; (5)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:,4、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移动。,与其它传力方式相比,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
6、要求也低。,二、离合器主要参数的选择,离合器的主要参数有摩擦片的外径D、内径d、厚度h、后备系数等,通常根据发动机最大转矩Temax来确定。,1、离合器静摩擦力矩TC,式中:,为保证能有效传递发动机最大转矩,应使TcTemax,即:,式中:为离合器后备系数(必须1), 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:汽车越重,使用条件越差,也应选大些。,表2-1:离合器后备系数的选取,2、单位压力p0,p0对离合器工作性能和使用寿命影响很大,应根据使用条件、摩擦片尺寸、材料、汽车重量等因素来选取。,注:对于石棉基材料的
7、,一般轿车取0.180.28MPa,货车为0.140.23MPa,城市公交取0.10.13MPa,其中小值对应于使用频繁和载重大的汽车。,表2-2:单位压力p0的选取,3、摩擦片外径D、内径d和厚度h,外径D可由式(2-1)和(2-2)求得:,(注:初次计算时可取c=0.6),外径D(mm)也可由如下经验公式求得:,式中:Temax为发动机最大扭矩(单位:N.m) A为直径系数,轿车取47;货车:单片离合器3040,双片离合器4555;自卸车和使用条件恶劣的货车取19。,求得外径D后可根据下表确定摩擦片系列:,表2-3:离合器摩擦片尺寸系列和参数,注:所选的D还应使摩擦片最大圆周速度不超过65
8、70m/s,重型汽车不超过50m/s。,三、滑磨功与温升校核,1、滑磨功L:,式中:,实际计算过程中,可对上式进行简化,忽略地面行驶阻力(取 =0),并假定Tc=Temax,则=1,带入(3-1)式可得:,2、压盘温升:,式中:,通常要求一次接合温升不得超过10。,四、膜片弹簧设计计算,1、膜片弹簧基本参数的选择,(1)比值H/h的选择,一般汽车离合器用膜片弹簧一般H/h为1.52.0,厚度为24mm。,(2)R、r的选择,R/r一般为1.21.35。压式离合器R值取大于或等于摩擦片的平均半径Rc,拉式离合器r值取大于或等于Rc,且对于同尺寸摩擦片,拉式R值较压式大。,当摩擦片内、外径之比0.
9、6时,也可用下式计算:,另外,从结构上还要求R应大于摩擦片内径,近于摩擦片外径。当H、h、R/r不变时,增加R将有利于膜片弹簧应力下降。,式中:R、r分别为摩擦片外圆和内圆半径。,(3)锥角的选择,通常在915之间。,(4)膜片弹簧工作点位置的选择,自由状态 压紧状态 分离状态,膜片弹簧不同工作状态下的变形,B点:通常为1B=(0.81.0)1T,即处在工作位置时,其大端变形量为:,A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,可按下式估算:,式中:Z为摩擦面数,单片离合器Z=2,双片离合器Z=4; S0为摩擦片允许的极限磨损量,一般取0.8mm。,C点:离合器完全分离时
10、膜片弹簧的工作位置,1f可按下式估算:,式中:Z为摩擦面数,单片离合器Z=2,双片离合器Z=4; S为彻底分离时摩擦副间的间隙,一般取0.81.3mm。,(5)分离指数目n的选择,通常为18,大尺寸膜片弹簧可取24,小尺寸的可取12。,(6)小端内半径r0即分离轴承作用半径rf的选择,r0应大于变速器输入轴半径,而rf则应大于r0。,(7)切槽宽度1、2和半径re的确定,1=3.23.5mm,2 =910mm,re应满足r-re=2。,(8)压盘加载点R1和支承圈加载点r1的确定,r1应略大于r且尽量靠近r,R1应略小于R且尽量靠近R。,2、膜片弹簧的弹性特性,自由状态 压紧状态 分离状态,1
11、)压紧力F1与膜片弹簧大端变形量1的变化关系:,2)分离轴承端压紧力F2与大端变形量1的变化关系:,上述式中: 为材料的泊松比,对于钢为0.3; E为材料的弹性模量,钢为2.1105MPa; R、R1、r、r1、rf、H、h参见右图。,注:将(4-4)中的1B代入(4-7),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单位压力p0,求得Tc后校核离合器后备系数。,3)膜片弹簧的弹性特性曲线:,通过式(4-7)可绘制如下所示的1-1特性曲线:,3、膜片弹簧的强度计算,其最大应力发生在分离指根部(如图所示),其最大应力可按下式计算:,注:当1fmax,(4-7)(4-8)中的1取值为1f
12、; 当1fmax,(4-7)(4-8)中的1取值为max;,上述各式中各参数参见(4-7)、(4-8)。,要求,国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料,其许用应力可取可提高至17001900MPa。,4、膜片弹簧的热处理,1)强压处理(压平12-14小时); 2)表面喷丸处理; 3)分离指端高频淬火后镀铬、镉或四氟乙烯等。,五、扭转减振器的设计,扭转减振器起着调协传动系固有频率,避免共振和缓和冲击的作用。,根据特性可分为线性(适用于汽油机汽车)和非线性(广泛用于柴油机汽车)两种。,1、极限转矩Tj,极限转矩Tj是减振器消除限位销与从动盘毂缺口间间隙1时所能传递的
13、最大转矩。,式中:商用车系数为1.5,乘用车系数为2.0; Temax为发动机最大转矩。,减振器尺寸简图,为了较精确的选取Tj,可按下式进行计算:,式中:G2为满载时驱动桥上的静载荷,G2=kmmax, k为载荷分配系数,轿车为0.50.6,商用车为0.60.8; mmax为汽车满载时总质量;为附着系数,通常取0.8; i0为主减速比,i1为变速器一挡传动比;r0为车轮滚动半径。,2、扭转角刚度C(N.m/rad),扭转角刚度C是指离合器从动片相对于从动盘毂转1rad(1)所需要的转矩(无阻尼片时)。,3、阻尼摩擦力矩Tf,Tf是阻尼装置用于减小共振振幅和快速衰减共振的。设计中一般按下式进行初
14、选:,4、预紧力矩Ty,减振弹簧安装时通常需要进行预紧,其预紧力可按下式进行初选:,但需要注意的是,Ty通常不应大于Tf。,5、减振弹簧位置半径R0,减振器尺寸简图,式中:d为摩擦片内径。一般来说,R0应尽量取大值。,6、减振器弹簧个数Z,7、减振弹簧总压力F,F指当限位销与从动盘毂间间隙(1或2)被消除时,弹簧受到的总压力:,式中:Tj为极限转矩,R0为减振弹簧位置半径。,8、减振弹簧中径Dc,Dc由总体结构布置决定,一般取Dc=1115mm。,9、弹簧钢丝直径dc,式中:F为弹簧总压力,Dc为减振弹簧中径,Z为弹簧数; 为扭转许用应力,通常取550600MPa。,10、减振弹簧刚度kc,式
15、中:R0为弹簧位置半径; C为扭转角刚度; Z为弹簧数。,11、弹簧有效圈数ic,式中:dc为弹簧钢丝直径,Dc为弹簧中径,kc为弹簧刚度。 G为剪切弹性模量,对于碳钢取G=0.83105MPa。,12、弹簧总圈数n,一般来说,弹簧总圈数n在6圈左右。,13、弹簧最小工作高度Lmin,考虑到压缩后弹簧仍应留有一定的间隙,Lmin可按下式估算:,12、弹簧自由高度L0,式中:L为最大负荷下的变形量 L=F/(Zkc) 其中F为减振弹簧总压力,Z为弹簧数,kc为弹簧刚度。,13、减振弹簧预变形量L0,式中:Ty为弹簧预紧力矩,kc为弹簧刚度; Z为弹簧数,R0为弹簧位置半径。,14、弹簧工作高度L,工作高度L即为弹簧安装时在预紧力作用下时的长度,关系到从动片、从动盘毂和减振器盘上对应窗口的长度:,式中:L0为弹簧自由高度,L0为弹簧预变形量。,15、极限转角,即在极限转矩Tj作用下,从动片相对从动盘毂的转角:,式中:L为弹簧最大负荷下的变形,L0为弹簧预变形量。,
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