離合器設(shè)計(jì)汽車設(shè)計(jì)PPT課件

第二章 離合器設(shè)計(jì) 本章主要學(xué)習(xí)：（1）汽車離合器設(shè)計(jì)的基本要求；（2）各種形式汽車離合器的特點(diǎn)及應(yīng)用；（3）離合器基本參數(shù)的選擇及優(yōu)化； （4）膜片彈簧主要參數(shù)的選擇及優(yōu)化； （5）扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)； （6）離合器的操縱。 第1頁(yè)/共67頁(yè)第二章 離合器設(shè)計(jì) 第一節(jié) 概述 第二節(jié) 離合器的結(jié)構(gòu)方案分析 第三節(jié) 離合器主要參數(shù)的選擇 第四節(jié) 離合器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 第五節(jié) 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì) 第六節(jié) 離合器的操縱機(jī)構(gòu) 第2頁(yè)/共67頁(yè)第一節(jié) 概述離合器的主要功能是切斷和實(shí)現(xiàn)對(duì)傳動(dòng)系的動(dòng)力傳遞。主要作用：(1)汽車起步時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；(2)在換擋時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；(3)限制傳動(dòng)系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動(dòng)系各零件因過載而損壞；(4)有效地降低傳動(dòng)系中的振動(dòng)和噪聲。第3頁(yè)/共67頁(yè)第4頁(yè)/共67頁(yè)第5頁(yè)/共67頁(yè)第6頁(yè)/共67頁(yè)汽車離合器設(shè)計(jì)的基本要求 1）在任何行駛條件下，能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩。 2）接合時(shí)平順柔和，保證汽車起步時(shí)沒有抖動(dòng)和沖擊。 3）分離時(shí)要迅速、徹底。 4）從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，減輕換擋時(shí)變速器齒輪間的沖擊。 5）有良好的吸熱能力和通風(fēng)散熱效果，保證離合器的使用 壽命。 6）避免傳動(dòng)系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，具有吸收振動(dòng)、緩和沖擊的 能力。 7）操縱輕便、準(zhǔn)確。 8）作用在從動(dòng)盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過 程中變化要盡可能小，保證有穩(wěn)定的工作性能。 9）應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和良好的動(dòng)平衡。10）結(jié)構(gòu)應(yīng)簡(jiǎn)單、緊湊，制造工藝性好，維修、調(diào)整方便等。 第7頁(yè)/共67頁(yè)第二節(jié) 離合器的結(jié)構(gòu)方案分析 汽車離合器多采用盤形摩擦離合器。一、一、第8頁(yè)/共67頁(yè)主動(dòng)部分（發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、離合器蓋和壓盤等）；從動(dòng)部分（從動(dòng)盤）；壓緊機(jī)構(gòu)（壓緊彈簧）；分離、操縱機(jī)構(gòu)（分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動(dòng)部件等）。利用摩擦傳遞扭矩1、摩擦離合器結(jié)構(gòu)離合器動(dòng)畫演示第9頁(yè)/共67頁(yè)驅(qū)動(dòng)件：飛輪、離合器壓盤、驅(qū)動(dòng)銷從動(dòng)件：離合器摩擦片、離合器軸壓緊件：壓緊彈簧、離合器蓋分離件：分離螺栓、分離杠桿、分離軸承操縱件：分離叉、分離叉臂、離合器縱拉桿、離合器踏板第10頁(yè)/共67頁(yè) 主、從動(dòng)部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動(dòng)力的基本結(jié)構(gòu)。操縱機(jī)構(gòu)是使離合器主、從動(dòng)部分分離的裝置。 第11頁(yè)/共67頁(yè)2、膜片彈簧壓緊式離合器結(jié)構(gòu)與工作原理第12頁(yè)/共67頁(yè)3、膜片彈簧式離合器結(jié)構(gòu)1、離合器蓋2、壓盤3、螺釘4、分離鉤5、膜片彈簧6、11、鋼絲支撐圈7、膜片彈簧固定鉚釘8、分離軸承9、分離套筒10、扭轉(zhuǎn)減震器12、從動(dòng)盤13、飛輪第13頁(yè)/共67頁(yè)二、從動(dòng)盤數(shù)的選擇 單片離合器（圖2-12-1）結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，在使用時(shí)能保證分離徹底、接合平順。圖2-1 單片離合器 第14頁(yè)/共67頁(yè)雙片離合器（圖2-2）傳遞轉(zhuǎn)矩的能力較大，徑向尺寸較小，踏板力較小，接合較為平順。但中間壓盤通風(fēng)散熱不良，分離也不夠徹底。圖2-2 雙片離合器 第15頁(yè)/共67頁(yè) 多片離合器主要用于行星齒輪變速器換擋機(jī)構(gòu)中。它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小，使用壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)，主要應(yīng)用于重型牽引車和自卸車上。 第16頁(yè)/共67頁(yè)三、壓緊彈簧和布置形式的選擇 周置彈簧離合器的壓緊彈簧采用圓柱螺旋彈簧，其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造容易，因此應(yīng)用較為廣泛。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速很高時(shí)，周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使離合器傳遞轉(zhuǎn)矩能力隨之降低。EQ3141、EQ3240、EQ1240等后置客車采用了這種離合器。第17頁(yè)/共67頁(yè)中央彈簧離合器的壓緊彈簧，布置在離合器的中心?？蛇x較大的杠桿比，有利于減小踏板力。通過調(diào)整墊片或螺紋容易實(shí)現(xiàn)對(duì)壓緊力的調(diào)整，多用于重型汽車上。 第18頁(yè)/共67頁(yè) 斜置彈簧離合器的顯著優(yōu)點(diǎn)是摩擦片磨損或分離離合器時(shí)，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。具有工作性能穩(wěn)定、踏板力較小的突出優(yōu)點(diǎn)。此結(jié)構(gòu)在重型汽車上已有采用。 第19頁(yè)/共67頁(yè)膜片彈簧離合器（圖2-3）的優(yōu)點(diǎn)：圖2-3 膜片彈簧離合器 1）膜片彈簧具有較理想的非線性特性；2）結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量小；3）高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；4）壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻；5）易于實(shí)現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長(zhǎng)；6）平衡性好；7）有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。 第20頁(yè)/共67頁(yè) 膜片彈簧的制造工藝較復(fù)雜，對(duì)材質(zhì)和尺寸精度要求高。近年來(lái)，膜片彈簧離合器不僅在轎車上被大量采用，而且在輕、中、重型貨車以及客車上也被廣泛采用，桑塔納2000轎車 。 第21頁(yè)/共67頁(yè)拉式膜片彈簧離合器（圖2-4）具有如下特點(diǎn)：1）結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更小；2）膜片彈簧的直徑較大，提高了傳遞轉(zhuǎn)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(dòng)效率較高，踏板操縱輕便。5）在支承環(huán)磨損后不會(huì)產(chǎn)生沖擊和噪聲。6）使用壽命更長(zhǎng)。 拉式膜片彈簧需專門的分離軸承，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，安裝和拆卸較困難，且分離行程略比推式大些。但由于拉式膜片彈簧離合器綜合性能優(yōu)越，它已經(jīng)得以應(yīng)用。 圖2-4 拉式膜片彈簧離合器 第22頁(yè)/共67頁(yè)新君越彈簧離合器第23頁(yè)/共67頁(yè)奧迪A6上彈簧離合器壓盤第24頁(yè)/共67頁(yè)第25頁(yè)/共67頁(yè)三、膜片彈簧支承形式 圖2-5 推式膜片彈簧雙支承環(huán)形式 圖2-6 推式膜片彈簧單支承環(huán)形式 圖2-7 推式膜片彈簧無(wú)支承環(huán)形式 圖2-8 拉式膜片彈簧支承形式 第26頁(yè)/共67頁(yè)第27頁(yè)/共67頁(yè)第28頁(yè)/共67頁(yè)第29頁(yè)/共67頁(yè)第三節(jié) 離合器主要參數(shù)的選擇 離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為 （2-1）假設(shè)摩擦片上工作壓力均勻，則有 （2-2）摩擦片的平均摩擦半徑Rc根據(jù)壓力均勻的假設(shè)，可表示為 （2-3）當(dāng)d/D0.6時(shí)，Rc可相當(dāng)準(zhǔn)確地由下式計(jì)算 （2-4）ccfFZRT4)(2200dDAF)(32233dDdDRc4dDRc第30頁(yè)/共67頁(yè) 式中，c為摩擦片內(nèi)外徑之比，c=d/D，一般在0.530.70之間。為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計(jì)時(shí)Tc應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，即 （2-6）式中，Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩之比，必須大于1。)1 (12330cDfZTcv （2-5）emaxTcT第31頁(yè)/共67頁(yè)二、離合器基本參數(shù)的選擇 基本參數(shù)主要有性能參數(shù)和0，尺寸參數(shù)D和d及摩擦片厚度b。1后備系數(shù) 后備系數(shù)是離合器一個(gè)重要設(shè)計(jì)參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時(shí)，應(yīng)保證離合器應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動(dòng)系過載。因此，在選擇第32頁(yè)/共67頁(yè)時(shí)應(yīng)考慮以下幾點(diǎn)：1）為可靠傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，不宜選取太小；2）為減少傳動(dòng)系過載，保證操縱輕便，又不宜選取太大；3）當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率較大、使用條件較好時(shí)，可選取小些；4）當(dāng)使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離合器滑磨，應(yīng)選取大些；5）汽車總質(zhì)量越大，也應(yīng)選得越大；6）柴油機(jī)工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取的值應(yīng)比汽油機(jī)大些；7）發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動(dòng)越小，可選取小些；8）膜片彈簧離合器選取的值可比螺旋彈簧離合器小些；9）雙片離合器的值應(yīng)大于單片離合器。 第33頁(yè)/共67頁(yè)2單位壓力0 單位壓力0對(duì)離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時(shí)應(yīng)考慮離合器的工作條件，發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。 離合器使用頻繁，發(fā)動(dòng)機(jī)后備系數(shù)較小時(shí)， 0應(yīng)取小些；當(dāng)摩擦片外徑較大時(shí)，為了降低摩擦片外緣處的熱負(fù)荷， 0應(yīng)取小些；后備系數(shù)較大時(shí)，可適當(dāng)增大0 。 第34頁(yè)/共67頁(yè)3摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度 在離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片材料選定、其他參數(shù)已知或選取后，結(jié)合式（2-1）和式（2-5）即可估算出摩擦片尺寸。 摩擦片外徑D（mm）也可根據(jù)如下經(jīng)驗(yàn)公式選用 （2-7） 式中：KD為直徑系數(shù)，轎車：KD=14.5；輕、中型貨車：?jiǎn)纹琄D =16.018.5，雙片KD =13.515.0；重型貨車： KD =22.524.0。 摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三種。 maxeDTKD 第35頁(yè)/共67頁(yè)第四節(jié) 離合器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 1 設(shè)計(jì)變量后備系數(shù)取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。單位壓力p0也取決于F和D及d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)變量選為X=x1 x2 x3 T= F D d T 2 目標(biāo)函數(shù) 離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)追求的目標(biāo)是在保證離合器性能要求條件下，使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標(biāo)函數(shù)為 224mindDxf第36頁(yè)/共67頁(yè)3 約束條件1)摩擦片的外徑D(mm)的選取應(yīng)使最大圓周速度D不超過6570ms，即（ 2 8 ）2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0.530.70范圍內(nèi)，即0.53c0.70 3)為保證離合器可靠傳遞轉(zhuǎn)矩，并防止傳動(dòng)系過載，不同車型的值應(yīng)在一定范圍內(nèi)，最大范圍為1.24.0，即1.24.0 4)為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm，即 d2Ro+50 5)為反映離合器傳遞轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，即（29）smDneD/756510603max02204cccTdDZTT第37頁(yè)/共67頁(yè)6)為降低離合器滑磨時(shí)的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，單位壓力p0對(duì)于不同車型，根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，最大范圍p0為0.101.50MPa，即 0.10MPap01.50MPa7)為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值，即（ 210 ）W為汽車起步時(shí)離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(W)，可根據(jù)下式計(jì)算 （ 211） 224dDZW2202221800graeiirmnW第38頁(yè)/共67頁(yè)二、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 膜片彈簧的主要參數(shù)： 膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截錐高度 H； 膜片彈簧鋼板厚度 h ； 自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑 R； 自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑 r ； 自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的圓錐底角 ； 分離指數(shù)目 n 等，見圖。圖-膜片彈簧的主要參數(shù)第39頁(yè)/共67頁(yè)1.1.比值H Hh h和h h的選擇222比值Hh對(duì)膜片彈簧的彈性特性影響極大。由圖-可知，當(dāng)Hh 時(shí),F1= (1)有一極大值和一極小值；當(dāng)Hh=2 時(shí)，F(xiàn)1= (1)的極小值落在橫坐標(biāo)上。F1為膜片彈簧的彈性特性參數(shù)，1為加載點(diǎn)間的相對(duì)軸向變形量。圖- H / h 對(duì)膜片彈簧彈性特性的影響22一般一般H/h為為1.52.0，板厚，板厚h為為24mm。第40頁(yè)/共67頁(yè)2. 2. 比值R Rr r和R R、r r的選擇 根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R Rr r一般為1.201.201.351.35。為使摩擦片上壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R R值應(yīng)取為大于或等于摩擦片的平均半徑R Rc c，拉式膜片彈簧的r r值宜取為大于或等于R Rc c。 對(duì)于同樣的摩擦片尺寸，拉式的R R值比推式的大。3. 3. 的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內(nèi)截錐高度H H關(guān)系密切，=arctan H=arctan H(R(Rr) r) H H(R(Rr)r)。一般在9 91515范圍內(nèi)。第41頁(yè)/共67頁(yè)4.4.膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇 膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖2-112-11所示。該曲線的拐點(diǎn)H H對(duì)應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且1H1H= (= (1M1M + +1N1N) )2 2。新離合器在接合狀態(tài)時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)B B一般取在凸點(diǎn)M M和拐點(diǎn)H H之間，且靠近或在H H點(diǎn)處，一般1B1B =(0.8 =(0.81.0) 1.0) 1H1H，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內(nèi)壓緊力從F F1B1B到F F1A1A變化不大。當(dāng)分離時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)從B B變到C C，為最大限度地減小踏板力，C C點(diǎn)應(yīng)盡量靠近N N點(diǎn)。圖2-11 膜片彈簧的彈性特性曲線第42頁(yè)/共67頁(yè)膜片彈簧材料和工藝的要求 國(guó)內(nèi)膜片彈簧一般采用60Si2MnA60Si2MnA或50CrVA50CrVA等優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質(zhì)量等要求，需進(jìn)行一系列熱處理。 為了提高膜片彈簧的承載能力和疲勞強(qiáng)度，要對(duì)膜片彈簧進(jìn)行強(qiáng)壓處理，對(duì)膜片彈簧的凹面或雙面進(jìn)行噴丸處理。 為了提高分離指的耐磨性，對(duì)其端部進(jìn)行高頻淬火、噴鍍鉻合金和鍍鎘或四氟乙烯。 膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。第43頁(yè)/共67頁(yè)三、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì) 通過確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其載荷變形特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強(qiáng)度也滿足設(shè)計(jì)要求。1. 目標(biāo)函數(shù)關(guān)于膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)主要有以下幾種：1) 彈簧工作時(shí)的最大應(yīng)力為最小。2) 從動(dòng)盤摩擦片磨損前后，彈簧壓緊力之差的絕對(duì)值為最小。3) 在分離行程中，駕駛員作用在分離軸承裝置上的分離操縱力平均值為最小。第44頁(yè)/共67頁(yè)4) 在摩擦片磨損極限范圍內(nèi)，彈簧壓緊力變化的絕對(duì)值的平均值為最小。5) 選3)和4)兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)為雙目標(biāo)。 選取5)作為目標(biāo)函數(shù)，通過兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)分配不同權(quán)重來(lái)協(xié)調(diào)它們之間的矛盾，并用轉(zhuǎn)換函數(shù)將兩個(gè)目標(biāo)合成一個(gè)目標(biāo)，構(gòu)成統(tǒng)一的總目標(biāo)函數(shù)。 xfxfxf2211（2-12） 式中，1和2分別為兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)(x1)和(x2)的加權(quán)因子，視設(shè)計(jì)要求選定。第45頁(yè)/共67頁(yè)2. 設(shè)計(jì)變量 通過支承和壓盤加在膜片彈簧上的載荷F1集中在支承點(diǎn)處，加載點(diǎn)間的相對(duì)軸向變形為l(圖212b)，則有關(guān)系式211111121121112/ln16hrRrRHrRrRHrRrREhfF(2-13) 圖212 膜片彈簧在不同工作狀態(tài)時(shí)的變形 a)自由狀態(tài) b)壓緊狀態(tài) C)分離狀態(tài) 式中，E為材料的彈性模量；為材料的泊松比；H內(nèi)截錐高度；h彈簧板厚；R、r為碟簧部分大、小端半徑；R1、r1為壓盤加載點(diǎn)和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑。 從膜片彈簧載荷變形特性公式(213)可以看出，應(yīng)選取H、h、R、r、R1、r1這六個(gè)尺寸參數(shù)以及在接合工作點(diǎn)相應(yīng)于彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量1B (圖211)為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量，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) 第46頁(yè)/共67頁(yè)3. 約束條件 1）應(yīng)保證所設(shè)計(jì)的彈簧工作壓緊力F1B與要求壓緊力FY相等，即 F1B=FY 2) 為了保證各工作點(diǎn)A、B、C有較合適的位置(A點(diǎn)在凸點(diǎn)M左邊，B點(diǎn)在拐點(diǎn)H附近，C點(diǎn)在凹點(diǎn)N附近，如圖2-11所示)，應(yīng)正確選擇1B相對(duì)于拐點(diǎn)1H的位置，一般1B1H=0.81.0，即 0 . 18 . 0111rRrRHB(2-15) 第47頁(yè)/共67頁(yè) 3) 3) 保證摩擦片磨損后仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力F F1A1A應(yīng)大于或等于新摩擦片時(shí)的壓緊力F F1B1B，即 F F1A1AF F1B1B 4) 4) 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H Hh h與初始底錐角HH(R-r)(R-r)應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即 1.6H1.6Hh2.2 h2.2 9 9HH(R-r)15(R-r)15 5) 5) 彈簧各部分有關(guān)尺寸比值應(yīng)符合一定的范圍，即1.20R1.20Rr1.35 702Rr1.35 702RA100 A100 3.5R 3.5Rr r0 05.05.0 (2-16)(2-16)第48頁(yè)/共67頁(yè)6)6) 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑R R1 1( (或拉式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑r r1 1) )應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即 推式：(D+d)(D+d)4 4R R1 1D D2 2 拉式：(D+d)(D+d)4 4r r1 1D D2 27)7) 根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求，R R1 1與R R、r r1 1與r r、r rf f與r r0 0之差應(yīng)在一定范圍，即1 1R R1 1- -R R7 07 0r r1 1- -r r6 6 0 0r rf f- -r r0 04 4第49頁(yè)/共67頁(yè)8) 8) 膜片彈簧的杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即 推式：2.3(r1- rf)2.3(r1- rf)(R1- r1)4.5(R1- r1)4.5 拉式：3.5(R1- rf)3.5(R1- rf)(R1- r1)9.0(R1- r1)9.09) 9) 彈簧在工作過程中B B點(diǎn)的最大壓應(yīng)力rBmaxrBmax應(yīng)不超過其許用值，即 rBmaxrBrBmaxrB10) 10) 彈簧在工作過程中A A點(diǎn)( (或A A點(diǎn)) )的最大拉應(yīng)力tAmax(tAmax(或tAmax)tAmax)應(yīng)不超過其相應(yīng)許用值，即 tAmaxtA tAmaxtA 或tAmaxtAtAmaxtA第50頁(yè)/共67頁(yè)11) 由主要尺寸參數(shù)H、h、R和r制造誤差引起的彈簧壓緊力的相對(duì)偏差不超過某一范圍，即BrRhHFFFFF10 .05 (2-17) 12) 由離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的相對(duì)偏差也不得超過某一范圍，即 BBFF110 .05 (2-18) 式中，F(xiàn)1B為離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。 第51頁(yè)/共67頁(yè)第五節(jié) 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件( (減振彈簧或橡膠) )和阻尼元件( (阻尼片) )等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動(dòng)系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，改變系統(tǒng)的固有振型，盡可能避開由發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩主諧量激勵(lì)引起的共振。阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動(dòng)能量。第52頁(yè)/共67頁(yè) 扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能：1 1）降低發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸與傳動(dòng)系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動(dòng)系扭振固有頻率。2 2）增加傳動(dòng)系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振。3 3）控制動(dòng)力傳動(dòng)系總成怠速時(shí)離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振與噪聲。4 4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。 第53頁(yè)/共67頁(yè)扭轉(zhuǎn)減振器線性和非線性特性 扭轉(zhuǎn)減振器具有線性和非線性特性兩種形式。單級(jí)線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如圖 2-132-13所示，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應(yīng)用于汽油機(jī)汽車中。圖2-13 單級(jí)線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性 第54頁(yè)/共67頁(yè) 當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)為柴油機(jī)時(shí)，怠速時(shí)引起變速器常嚙合齒輪齒間的敲擊， 從而產(chǎn)生怠速噪聲。在扭轉(zhuǎn)減振器中另設(shè)置一組剛度較小的彈簧， 使其在怠速工況下起作用，以消除變速器怠速噪聲， 此時(shí)可得到兩級(jí)非線性特性， 第一級(jí)的剛度很小，稱為怠速級(jí)，第二級(jí)的剛度較大。 目前，在柴油機(jī)汽車中廣泛采用具有怠速級(jí)的兩級(jí)或三級(jí)非線性扭轉(zhuǎn)減振器 。三級(jí)非線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如圖2-142-14所示。 圖2-14 三級(jí)非線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性第55頁(yè)/共67頁(yè)減振器的主要參數(shù)減振器的扭轉(zhuǎn)剛度k和阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩T是兩個(gè)主要參數(shù)。其設(shè)計(jì)參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩TJ、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn和極限轉(zhuǎn)角等J 。1 極限轉(zhuǎn)矩TJ 極限轉(zhuǎn)矩為減振器在消除限位銷與從動(dòng)盤轂缺口之間的間隙1時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，一般可取 TJ= (1.52.0) Temax (2-19) 圖2- 15 減振器尺寸簡(jiǎn)圖 第56頁(yè)/共67頁(yè)3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩T 為了在發(fā)動(dòng)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩T 。一般可按下式初選 T= ( 0 . 0 6 0 . 1 7 ) Te m a x (2-23)4 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊。研究表明，Tn增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動(dòng)，這是有利的。但是Tn不應(yīng)大于T，否則在反向工作時(shí)，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故取 Tn=(0.050.15) Temax (2-24)第57頁(yè)/共67頁(yè)20Rk決定于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸。設(shè)減振彈簧分布在半徑為Ro的圓周上，當(dāng)從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤轂轉(zhuǎn)過弧度時(shí)，彈簧相應(yīng)變形量為Ro。此時(shí)所需加在從動(dòng)片上的轉(zhuǎn)矩為T=1000KZj(2-20) 式中，K為每個(gè)減振彈簧的線剛度(Nmm)；Zj為減振彈簧個(gè)數(shù)；Ro為減振彈簧位置半徑(m)。根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義k=T ，則減振器扭轉(zhuǎn)剛度k=1000KZj 20R設(shè)計(jì)時(shí)可按經(jīng)驗(yàn)來(lái)初選k k13TJ (2-22) (2-21)2 2 扭轉(zhuǎn)剛度k k第58頁(yè)/共67頁(yè)5 減振彈簧的位置半徑Ro Ro的尺寸應(yīng)盡可能大些，如圖7-3所示，一般取 Ro=(0.600.75) d/2 (2-25) 6 減振彈簧個(gè)數(shù)Zj表61 減振彈簧個(gè)數(shù)的選取摩擦片外徑Dmm 225250 250325 325350 350 Zj 46 68 810 10第59頁(yè)/共67頁(yè)7 7 減振彈簧總壓力F F 當(dāng)限位銷與從動(dòng)盤轂之間的間隙1 1或2 2被消除，減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值T TJ J時(shí)，減振彈簧受到的壓力為 F F=T=TJ J/ /R Ro o (2-(2-2626) ) 8 8 極限轉(zhuǎn)角 減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時(shí)，從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤轂的極限轉(zhuǎn)角 為 02arcsin2Rlj(2-27)(2-27) 式中，式中， 為減振彈簧的工作變形量。為減振彈簧的工作變形量。lj第60頁(yè)/共67頁(yè)目前從動(dòng)盤減振器在特性上存在如下局限性： 1) 1) 通用的從動(dòng)盤減振器不能使傳動(dòng)系振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率降低到怠速轉(zhuǎn)速以下，因此不能避免怠速轉(zhuǎn)速時(shí)的共振。研究表明，發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率為4070Hz4070Hz，相當(dāng)于四缸發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速12002100r/min,12002100r/min,或六缸發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速8001400r/min,8001400r/min,一般均高于怠速轉(zhuǎn)速。 2) 2) 它在發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)用轉(zhuǎn)速100010002000r2000rminmin范圍內(nèi)，難以通過降低減振彈簧剛度得到更大的減振效果。因?yàn)樵趶膭?dòng)盤結(jié)構(gòu)中，減振彈簧位置半徑較小，其轉(zhuǎn)角又受到限制，如降低減振彈簧剛度，就會(huì)增大轉(zhuǎn)角并難以確保允許傳遞轉(zhuǎn)矩的能力。第61頁(yè)/共67頁(yè)雙質(zhì)量飛輪的減振器雙質(zhì)量飛輪減振器具有以下優(yōu)點(diǎn)：1)可以降低發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率，以避免在怠速轉(zhuǎn)速時(shí)的共振。2)可以加大減振彈簧的位置半徑，降低減振彈簧剛度K，并允許增大轉(zhuǎn)角。3)由于雙質(zhì)量飛輪減振器的減振效果較好，在變速器中可采用粘度較低的齒輪油而不致產(chǎn)生齒輪沖擊噪聲。由于從動(dòng)盤沒有減振器，可以減小從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，這也有利于換擋。但由于減振彈簧位置半徑較大，高速時(shí)受到較大離心力的作用，使減振彈簧中段橫向翹曲而鼓出，與彈簧座接觸產(chǎn)生摩擦，使彈簧磨損嚴(yán)重，甚至引起早期損壞。 圖2-16 雙質(zhì)量飛輪減振器 1一第一飛輪 2一第二飛輪 3一離合器蓋總成 4一從動(dòng)盤 5一球軸承 6一短軸 7一滾針軸承 8一曲軸凸緣 9一聯(lián)結(jié)盤 10一螺釘 11一扭轉(zhuǎn)減振器第62頁(yè)/共67頁(yè)第六節(jié) 離合器的操縱機(jī)構(gòu) 1對(duì)操縱機(jī)構(gòu)的要求1）踏板力要小，轎車：80150N，貨車：150200N。2）踏板行程在一定的范圍內(nèi)，轎車：80150mm，貨車：180mm。3）摩擦片磨損后，踏板行程應(yīng)能調(diào)整復(fù)原。4）有對(duì)踏板行程進(jìn)行限位的裝置，防止操縱機(jī)構(gòu)因受力過大而損壞。5）應(yīng)具有足夠的剛度。6）傳動(dòng)效率要高。7）發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)及車架和駕駛室的變形不會(huì)影響其正常工作。 第63頁(yè)/共67頁(yè)2操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇 常用的離合器操縱機(jī)構(gòu)主要有機(jī)械式、液壓式等。 機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)有桿系和繩索兩種形式。 桿系傳動(dòng)機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠，被廣泛應(yīng)用。但其質(zhì)量大，機(jī)械效率低，在遠(yuǎn)距離操縱時(shí)布置較困難。 繩索傳動(dòng)機(jī)構(gòu)可克服上述缺點(diǎn)，且可采用吊掛式踏板結(jié)構(gòu)。但其壽命較短，機(jī)械效率仍不高。多用于輕型轎車中。 液壓式操縱機(jī)構(gòu)主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動(dòng)效率高、質(zhì)量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、駕駛室和車架變形不會(huì)影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點(diǎn)。廣泛應(yīng)用于各種形式的汽車中。第64頁(yè)/共67頁(yè)3離合器操縱機(jī)構(gòu)的主要計(jì)算 踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2兩部分組成：2111222212021)(dbadbaccSZSSSSf圖2-17 液壓式操縱機(jī)構(gòu)示意 式中，S0f為分離軸承自由行程，一般為1.53.0mm，反映到踏板上的自由行程S1一般為030mm；d1、d2分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦面面數(shù)；S為離合器分離時(shí)對(duì)偶摩擦面間的間隙，單片：S=0.851.30mm，雙片：S=0.750.90mm。a1、a2、b1、b2、c1、c2為杠桿尺寸（圖2-17）。 (2-28)第65頁(yè)/共67頁(yè)踏板力Ff可按下式計(jì)算 sfFiFF式中，F(xiàn)為離合器分離時(shí)，壓緊彈簧對(duì)壓盤的總壓力；i為操縱機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比，i=2111122222dcbadcba；為機(jī)械效率，液壓式：%90%80；機(jī)械式：%80%70；Fs為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設(shè)計(jì)時(shí)，可忽略之。 工作缸直徑d2的確定與液壓系統(tǒng)所允許的最大油壓有關(guān)?？紤]到橡膠軟管及其他管接頭的密封要求，最大允許油壓一般為58Mpa。 對(duì)于機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)的上述計(jì)算，只需將d1和d2取消即可。(2-29)第66頁(yè)/共67頁(yè)感謝您的觀看！第67頁(yè)/共67頁(yè)