第二章离合器设计_汽车设计

第二章离合器设计第二章离合器设计本章主要学习：（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。第二章离合器设计第一节概述第二节离合器的结构方案分析第三节离合器主要参数的选择第四节离合器的设计与计算第五节扭转减振器的设计第六节离合器的操纵机构第一节概述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。摩擦离合器主要组成摩擦离合器主要由主动部分（发动机飞轮、离合器盖和压盘等）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等）四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构。操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。离合器动画演示汽车离合器设计的基本要求1）在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。2）接合时平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。3）分离时要迅速、彻底。4）从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。5）有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用寿命。6）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。7）操纵轻便、准确。8）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，保证有稳定的工作性能。9）应有足够的强度和良好的动平衡。10）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。第二节离合器的结构方案分析汽车离合器多采用盘形摩擦离合器。按其从动盘的数目单片双片多片根据压紧弹簧布置形式圆周布置中央布置斜向布置等根据使用的压紧弹簧形式圆柱螺旋弹簧圆锥螺旋弹簧膜片弹簧离合器根据分离时所受作用力的方向拉式推式1．从动盘数的选择单片离合器（图2-1）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，在使用时能保证分离彻底、接合平顺。双片离合器（图2-2）传递转矩的能力较大，径向尺寸较小，踏板力较小，接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良，分离也不够彻底。图2-1单片离合器图2-2双片离合器多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小，使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。2．压紧弹簧和布置形式的选择周置弹簧离合器的压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使离合器传递转矩能力随之降低。中央弹簧离合器的压紧弹簧，布置在离合器的中心。可选较大的杠杆比，有利于减小踏板力。通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调整，多用于重型汽车上。斜置弹簧离合器的显著优点是摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎保持不变。具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。膜片弹簧离合器（图2-3）的优点：图2-3膜片弹簧离合器1）膜片弹簧具有较理想的非线性特性；2）结构简单，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；4）压力分布均匀，摩擦片磨损均匀；5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；6）平衡性好；7）有利于大批量生产，降低制造成本。膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高。近年来，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛采用。3．膜片弹簧支承形式图2-5推式膜片弹簧双支承环形式图2-6推式膜片弹簧单支承环形式图2-7推式膜片弹簧无支承环形式图2-8拉式膜片弹簧支承形式拉式膜片弹簧离合器（图2-4）具有如下特点：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。拉式膜片弹簧需专门的分离轴承，结构较复杂，安装和拆卸较困难，且分离行程略比推式大些。但由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，它已经得以应用。图2-4拉式膜片弹簧离合器第三节离合器主要参数的选择离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为（2-1）假设摩擦片上工作压力均匀，则有（2-2）摩擦片的平均摩擦半径Rc根据压力均匀的假设，可表示为（2-3）当d/D≥0.6时，Rc可相当准确地由下式计算（2-4）将式（2-2）与式（2-3）代入式（2-1）得式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在0.53～0.70之间。为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机最大转矩，即Tc=βTemax（2-6）式中，Temax为发动机最大转矩。β为离合器的后备系数，定义为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，β必须大于1。ccfFZRTccfFZRT4)(2200dDAF)(32233dDdDRc4dDRc)1(12330cDfZTc（2-5）离合器主要参数的选择基本参数主要有性能参数β和ρ0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。1．后备系数β后备系数β是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择β时应考虑以下几点：1）为可靠传递发动机最大转矩，β不宜选取太小；2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大；3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些；5）汽车总质量越大，β也应选得越大；6）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；7）发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；8）膜片弹簧离合器选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些；9）双片离合器的β值应大于单片离合器。2．单位压力ρ0单位压力ρ0对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，ρ0应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，ρ0应取小些；后备系数较大时，可适当增大ρ0。3．摩擦片外径D、内径d和厚度在离合器结构形式及摩擦片材料选定、其他参数已知或选取后，结合式（2-6）和式（2-7）即可估算出摩擦片尺寸。摩擦片外径D（mm）也可根据如下经验公式选用（2-9）式中：KD为直径系数，轿车：KD=14.6；轻、中型货车：单片KD=16.0～18.5，双片KD=13.5～15.0；重型货车：KD=22.5～24.0。摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。maxTeKDDmaxeDTKD第四节离合器的设计与计算一、离合器基本参数的优化1设计变量后备系数β取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力p0也取决于F和D及d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为X=[x1x2x3]T=[FDd]T2目标函数离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为224mindDxf3约束条件1)摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度υD不超过65～70m／s，即（2－10）2)摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70范围内，即0.53≤c≤0.703)为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围β为1.2～4.0，即1.2≤β≤4.04)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm，即d2Ro+505)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（2－11）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0.10～1.50MPa，即0.10MPa≤p0≤1.50MPa7)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（2－12）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（2－13）224dDZW2202221800graeiirmnW二、膜片弹簧主要参数的选择膜片弹簧的主要参数：膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度H；膜片弹簧钢板厚度h；自由状态下碟簧部分大端半径R；自由状态下碟簧部分小端半径r；自由状态时碟簧部分的圆锥底角α；分离指数目n等，见图２－10。图２-10膜片弹簧的主要参数1.比值H／h和h的选择比值H／h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。由图２-１1可知，当H／h时，F1=ƒ(λ1)为增函数；H／h=时，F1=ƒ(λ1)有一极值，该极值点恰为拐点；H／h时，F1=ƒ(λ1)有一极大值和一极小值；当H／h=2时，F1=ƒ(λ1)的极小值落在横坐标上。图２-１1H/h对膜片弹簧弹性特性的影响2222.比值R／r和R、r的选择根据结构布置和压紧力的要求，R／r一般为1.20～1.35。为使摩擦片上压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc，拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于Rc。3.α的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截锥高度H关系密切，α=arctanH／(R—r)≈H／(R—r)。一般在9°～15°范围内。4.膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧的弹性特性曲线，如图2-12所。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且λ1H=(λ1M+λ1N)／2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般λ1B=(0.8～1.0)λ1H，以保证摩擦片在最大磨损限度△λ范围内压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C，为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近N点。图2-12膜片弹簧的弹性特性曲线三、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，ω1和ω2分别为两个目标函数ƒ(x1)和ƒ(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λl(图2—12b)，则有关系式211111121121112/ln16hrRrRHrRrRHrRrREhfF(2-13)图2—12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；μ为材料的泊松比；H内截锥高度；h弹簧板厚；R、r为