第二章 离合器设计第二章 离合器设计本章主要学习内容：本章主要学习内容：（1）汽车离合器设计的基本要求（2）各种形式汽车离合器的特点及应用（3）离合器基本参数的选择及优化（4）膜片弹簧主要参数的选择及优化（5）扭转减振器的设计 （6）离合器的操纵机构1第二章 离合器设计第一节 概 述 一、功用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：(1)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；(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 载而损坏；(4)有效地降低传动系中的振动和噪声。2第二章 离合器设计工 作 原 理3第二章 离合器设计二、组成4第二章 离合器设计三、设计要求1、可靠的传递Temax ，又能防止传动系过载； 2、接合平顺柔和，起步时无抖动、冲击； 措施：使从动盘有轴向弹性 3、分离迅速，彻底； 措施：提高分离杠杆刚度 4、从动部分转动惯量小； 5、防止传动系产生扭转共振； 6、操纵轻便； 7、吸热、散热能力强；过热的危害：压盘烧裂，摩擦因数下降措施：壳上开通风口；增大压盘质量 8、压紧力和摩擦因数在使用中的变化要小5第二章 离合器设计 传统推式膜片离合器向拉式膜片离合器发展 传统手动操纵向自动操纵形式发展 能适应发动机高转速、高转矩要求 操纵简化 可靠性更好、寿命更长四、离合器的发展趋势6第二章 离合器设计第二节 离合器的结构方案分析一、分类7第二章 离合器设计 单片离合器 J结构简单，尺寸紧凑，散热良好， 维修调整方便，从动部分转动惯量 小，分离彻底。 L传递转矩能力差，适合轿车和轻、微型客、货车。二、从动盘数的选择8第二章 离合器设计 双片离合器 J传递转矩能力较大，结合平顺、 柔和，径向尺寸较小，踏板力较 小。 L中间盘通风散热差，分离行程较 大，不易分离彻底，轴向尺寸大 ，结构复杂，从动部分转动惯量 较大。适合中、重型货车9第二章 离合器设计 多片离合器多为湿式。接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小 ，使用寿命长。但是分离行程大，分离不彻底，轴向尺寸和从动部分转动 惯量大。主要应用于重型牵引车和自卸车上。 10第二章 离合器设计单片与双片对比特点 片数 传递 转矩 能力 结 合 平顺 从动 部分 转动 惯量 分 离 彻底 散 热 能力 轴 向 尺寸 结构 踏 板力 应用 单片 小 较差 小 好 好 小 简单 大 轿车、微、 轻型货车 （客） 双片 大 较好 大 较差 较差 大 复杂 小 中、重型货车 11第二章 离合器设计 周置弹簧离合器结构简单、制造容易；但当发动机转速高时，在离心力作用下会向外弯曲。 中央弹簧离合器可得到较大的杠杆比，操纵轻便，调整压紧力容易；但结构复杂，轴向尺寸大，多用于重型汽车上 斜置弹簧离合器摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受压紧力几乎不变，工 作性能稳定、踏板力较小。三、压紧弹簧与布置形式的选择 12第二章 离合器设计 F FF F 斜置弹簧离合器 衬片磨损后，弹簧伸长，则F，但后，cos，使得 F基本不变 离合器分离时，弹簧被压缩，则F，但后，cos， 使得F基本不变13第二章 离合器设计膜片弹簧离合器膜片弹簧由碟簧部分和分离指部分组成 J（1）具有较理想的非线性弹性特性；（2）兼起 压紧弹簧和分离杠杆作用，因此结构简单、紧凑 ，轴向尺寸小，质量小；（3）高速旋转时，弹簧 压紧力降低很少，性能稳定；（4）压力分布均匀 ，磨损均匀；（5）通风散热好，寿命长；（6） 平衡性好 L制造工艺复杂，制造成本高，对材质和尺寸精度 要求高，非线性弹性特性不易控制，开口处容易 产生裂纹，端部易磨损14第二章 离合器设计膜片弹簧离合器与圆柱弹簧离合器对比15第二章 离合器设计拉式与推式膜片弹簧离合器J 1）结构简单，零件数 目更少，质量更小； 2）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； 4）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。 6）使用寿命更长。 L 结构较复杂，安装和拆 卸较困难，且分离行程略 比推式大些16第二章 离合器设计形式拉式推式 特点 膜片弹弹簧大端支承在离合器盖上压压在压盘压盘 上 膜片弹弹簧中部压压到压盘压盘 上支撑在支点上 分离轴轴承移动动方向向右向左 结结构简单简单复杂杂 质质量小大 零件少多 压紧压紧 力大小 传递转传递转 矩大小 离合器盖变变形小大 杠杆比大小 操纵纵 轻轻便略沉重拉式与推式的主要区别膜片弹簧安装方向相反，支承方式不同17第二章 离合器设计膜片弹簧支承形式 推式膜片弹簧双支承环形式 推式膜片弹簧单支承环形式 推式膜片弹簧无支承环形式 拉式膜片弹簧支承形式 18第二章 离合器设计第三节 离合器主要参数的选择一、离合器传递转矩的能力1、取决于摩擦面间的静摩擦力矩：Tc=fFZRc式中：F工作压力；f摩擦因数 （0.250.30）；Z摩擦面数；Rc 平均摩擦半径2、整个摩擦面的摩擦力矩：假设摩擦面单位压力为p0，且压力分布均匀19第二章 离合器设计dT=fp0ds=fp02dd则对于具有Z个摩擦面的离合器3、摩擦面的单位压力p0：代入Tc表达式得 又Tc=fFZRc20第二章 离合器设计4、离合器的后备系数 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， =Tc/Temax。 为了保证可靠地传递发动机的最大转矩，要求： 1 。 选择时，应考虑在磨损后离合器仍能可靠传递最大 转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载、 操纵轻便性等因素比较，得当d/D0.6时，有于是得到静摩擦力矩0.53c0.7021第二章 离合器设计二、离合器主要参数的选择1、后备系数考虑以下因素，不宜选取过大： 防止传动系过载；紧急接合离合器，T传（23）Temax不松开离合器、紧急制动，T传=（1520）Temax 保证离合器尺寸小，结构简单。 减少踏板力，操纵轻便。（单位压力小） 发动机缸数多，转矩平稳， 可取小些。 膜片弹簧离合器可以取小。（压紧力稳定） 发动机后备功率较大、使用条件较好。22第二章 离合器设计下列因素要求不宜选取过小： 衬片磨损后，仍能可靠传递Temax，宜取大些； 防止离合器接合时滑磨过大，导致寿命下降； 汽车总质量大； 使用条件恶劣，有拖挂，为提高起步能力；柴油机因工作粗暴，转矩不平稳，宜取大些。 23第二章 离合器设计2、单位压力p0 应考虑离合器工作条件、发动机后备功率、摩擦片尺寸、后 备系数等因素24第二章 离合器设计也可由经验公式确定：3、D、d、b（1）D 影响离合器外廓尺寸、质质量、使用寿命 Tc=fZp0D3(1-c3)/12=Temax 摩擦片材料确定，则f已知；离合器结构形式确定，则Z已知 ；发动机最大转矩确定，即Temax已知，由此可估算D（ c:0.530.70）(mm) 25第二章 离合器设计（2） dD不变，若d取小时 摩擦面积增加，Tc增加； 但压力分布不均匀；内外圆圆周速度差别大；减振器 安装困难、散热困难。D、d、b应符合国标GB/T5764-1998汽车用离合器面片。（3）b摩擦片厚度主要有3.2，3.5和4.0mm三种（4）摩擦因数f取决于材料 石棉基材料 f=0.2-0.35粉末冶金材料 f=0.25-0.5金属陶瓷材料 f=0.4（5）摩擦面数Z 为从动盘数两倍，决定于所需传递的T（6）离合间隙t 分离轴承与分离杠杆之间的间隙（3- 4mm）26第二章 离合器设计第四节 离合器的设计与计算一 离合器基本参数的优化以减小结构尺寸为目标的基本参数的优化1. 设计变量 =Tc/Temax=fFZRc/ Temax取决于F、D、d。 p0=4F/(D2-d2)p0取决于 F、D、d。 离合器基本参数的优化设计变量为： 27第二章 离合器设计2. 目标函数参数优化设计的目标是，在保证性能的条件下结 构尺寸（D、d）尽可能小。即目标函数：3. 约束条件1) D应保证 最大圆周速度Vd 6570m/s2) 摩擦片内外径比c 0.53c0.703) 离合器后备系数28第二章 离合器设计4) d d2R0+50R0减振弹簧位置半径保证扭转减振器的安装5) 防止过载的能力单位面积传递的转矩6) 为单位摩擦面积传递转矩的许用值29第二章 离合器设计7) 单位摩擦面积的滑磨功wW起步时，接合离合器产生的滑磨功30第二章 离合器设计优化过程（1）g1(X)=x2(60*65*1000)/(*nemax) (60*70*1000)/(*nemax）变量为X=F D dT 目标函数为f(x)=min(D2-d2)/4（2）0.53c0.70g2(X)=x2/x3-0.530 g3(X)=0.7-x2/x3 0 .依据约束条件建立若干个不等式约束及目标函数所组成的非 线性优化数学模型，再经过软件完成优化 31第二章 离合器设计 1. 某汽车采用普通有机摩擦材料做摩擦片的单片离合器。 已知： 从动片外径 D= 355.6mm 从动片内径 d = 177.8mm 摩擦系数 f =0.25 摩擦面单位压力 P0 =0.16N/mm2求该车离合器可以传递的最大摩擦力矩例题Tc=fZp0D3(1-c3)/1232第二章 离合器设计 2. 某厂新设计一载重量为 4t 的农用汽车，其发动机为 6100Q水冷柴油机，发动机最大扭矩Me=340N m/17001800 转 / 分。试初步确定离合器的主要尺寸。（ 取 f =0.25 ）例题 解：（1）首先确定D取KD=14，得D=258mm 查表4-1，取D=280mm，d=165mm ，h=3.5mm（2）确定后备系数 根据车型取 =1.6（3）确定离合器传递的最大静摩擦力矩 Tcmax=Temax=544N m33第二章 离合器设计（4）校核po 由Tcmax=Temax=fZp0D3(1-c3)/12得p0=0.19MPa 查图4-10，得p00.185MPa 故满足要求34第二章 离合器设计二. 膜片弹簧的弹性特性35第二章 离合器设计二. 膜片弹簧的弹性特性1. 碟簧子午断面坐标系 膜片弹簧受载后，碟簧子午断面绕O点转动，该点 切向应变与应力均为零，称之为中性点。 将坐标原点取在中性点处。e中性点半径（mm）自由状态下碟簧的圆锥底 角子午断面的转角36第二章 离合器设计2. 膜片弹簧的变形H内截锥高；h板厚； R、r自由状态时大、小端半径 ；R1 、 r1压盘、支撑环加载点半径；37第二章 离合器设计3. 碟簧变形与载荷的关系 式中：H内截锥高；h板厚；R、r自由状态时大、小端半径；R1 、 r1压盘、支撑环加载点半径；38第二章 离合器设计4. 分离指变形与载荷的关系39第二章 离合器设计三. 膜片弹簧的强度计算 1. 切向应力在碟簧子午断面中的分布 =0的等应力线： y=(-/2)x K点为所有等应力 线交点：（-e,- (-/2)e ）40第二章 离合器设计2. 碟簧最大切向应力点 最大压应力在B点（-(e-r), h/2） ： 具有极大值。变形 过程中，压应力最 大值对应的夹角： 最大拉应力出现在