2第二章离合器设计(更新版).ppt

第二章第二章 离合器设计离合器设计第一节第一节 概述概述第二节第二节 离合器的结构方案分析离合器的结构方案分析第三节第三节 离合器主要参数的选择离合器主要参数的选择第四节第四节 离合器的设计与计算离合器的设计与计算第五节第五节 扭转减振器的设计扭转减振器的设计第六节第六节 离合器的操纵机构离合器的操纵机构第七节离合器的结构元件第七节离合器的结构元件第一节第一节 概述概述复习复习1.离合器的功用？离合器的功用？2.摩擦离合器的基本组成部件有哪些？摩擦离合器的基本组成部件有哪些？离合器的离合器的主要功能主要功能是切断和实现对传动系的动是切断和实现对传动系的动力传递。主要作用：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，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；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；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；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。有效地降低传动系中的振动和噪声。摩擦离合器基本组成摩擦离合器基本组成 摩擦离合器主要由摩擦离合器主要由主动部分主动部分（发动机飞（发动机飞轮、离合器盖和压盘等）、轮、离合器盖和压盘等）、从动部分从动部分（从动盘）（从动盘）、压紧机构压紧机构（压紧弹簧）和（压紧弹簧）和操纵机构操纵机构（分离叉、（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等）四部分分离轴承、离合器踏板及传动部件等）四部分组成。组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处主、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。构是使离合器主、从动部分分离的装置。汽车离合器设计的基本要求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。）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。）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。）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）从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。击。5）有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使）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。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）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。的能力。7）操纵轻便、准确。）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）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。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。）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）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。等。第二节第二节 离合器的结构方案分析离合器的结构方案分析 现代汽车上，应用最广泛的离合器是现代汽车上，应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦离合干式盘形摩擦离合器。器。按从动盘按从动盘数目数目摩擦离合器分类摩擦离合器分类单片单片双片双片多片多片按压紧弹簧按压紧弹簧布置形式布置形式圆周布置圆周布置中央布置中央布置斜向布置斜向布置按压紧弹簧按压紧弹簧形式形式圆柱螺旋弹簧圆柱螺旋弹簧圆锥螺旋弹簧圆锥螺旋弹簧膜片弹簧膜片弹簧按分离时所受按分离时所受作用力的方向作用力的方向拉式拉式推式推式n周布弹簧离合器周布弹簧离合器定义：采用若干定义：采用若干个螺旋弹簧作为个螺旋弹簧作为压紧弹簧，并将压紧弹簧，并将这些弹簧沿压盘这些弹簧沿压盘圆周分布的离合圆周分布的离合器称为周布弹簧器称为周布弹簧离合器。离合器。周布弹簧离周布弹簧离合器组成合器组成（1）主动部分）主动部分飞轮飞轮离合器盖离合器盖压盘压盘（2）从动部分）从动部分从动盘组件从动盘组件（3）压紧机构）压紧机构压紧弹簧压紧弹簧（4）操纵机）操纵机构：构：位于离合器位于离合器壳外与驾驶室的部壳外与驾驶室的部分略。分略。分离杠杆分离杠杆分离轴承分离轴承n膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器从动盘及扭从动盘及扭转减振器转减振器飞轮飞轮离合器壳（飞轮壳）离合器壳（飞轮壳）压盘及离合压盘及离合器盖器盖膜片弹簧膜片弹簧分离轴承分离轴承变速器输变速器输入轴入轴定义定义：采用采用膜片膜片弹簧弹簧作为压紧弹作为压紧弹簧的离合器。簧的离合器。膜片弹簧材料膜片弹簧材料：优质弹簧钢板，优质弹簧钢板，形状：碟状形状：碟状膜片弹簧作用：膜片弹簧作用：既是压紧弹簧，既是压紧弹簧，又是分离杠杆又是分离杠杆（在操纵机构的（在操纵机构的作用下，可使压作用下，可使压盘与摩擦片分开盘与摩擦片分开一、从动盘数的选择一、从动盘数的选择 图图2-1 单片离合器单片离合器单片离合器结构简单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整热良好，维修调整方便，从动部分转方便，从动部分转动惯量小，在使用动惯量小，在使用时能保证分离彻底、时能保证分离彻底、接合平顺。接合平顺。对轿车和轻型、微型货车而言，发动机的对轿车和轻型、微型货车而言，发动机的最大转矩不大，在布置尺寸允许的条件下，最大转矩不大，在布置尺寸允许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。离合器通常只设有一片从动盘。双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大。面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大。图图2-2 双片离合器双片离合器双片离合器传双片离合器传递转矩的能力递转矩的能力较大，径向尺较大，径向尺寸较小，踏板寸较小，踏板力较小，接合力较小，接合较为平顺。但较为平顺。但中间压盘通风中间压盘通风散热不良，分散热不良，分离也不够彻底。离也不够彻底。多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量较大等缺点，主要用于行轴向尺寸和质量较大等缺点，主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。它具有接合平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，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使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。车和自卸车上。二、压紧弹簧和布置形式的选择二、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，因此是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。应用较为广泛。当发动机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。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。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定、踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。采用。膜片弹簧离合器（图膜片弹簧离合器（图2-3）的优点）的优点图图2-3 膜片弹簧膜片弹簧离合器离合器 1）膜片弹簧具有较理想的非线性特性；）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，）结构简单，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；质量小；3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；较稳定；4）压力分布均匀，摩擦片磨损均匀；）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）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；长；6）平衡性好；）平衡性好；膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高。精度要求高。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧离合器不仅在设计方法的逐步完善，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。以及客车上也被广泛采用。三、膜片弹簧支承形式三、膜片弹簧支承形式 图图2-5 推式膜片弹簧推式膜片弹簧双支承环形式双支承环形式 推式膜片弹簧支承结构按支承数目不同分为三种：推式膜片弹簧支承结构按支承数目不同分为三种：离合器盖离合器盖压盘压盘膜片弹簧膜片弹簧支承环支承环图图2-6 推式膜片弹簧推式膜片弹簧单支承环形式单支承环形式 压盘膜片弹簧图图2-7 推式膜片弹簧推式膜片弹簧无支承环形式无支承环形式 膜片弹簧压盘图图2-8 拉式膜片弹簧支承形式拉式膜片弹簧支承形式 拉式膜片弹簧支承结构拉式膜片弹簧支承结构压盘膜片弹簧拉式膜片弹簧离合器特点：拉式膜片弹簧离合器特点：拉式膜片弹簧需专门的分离轴承，结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，已经得片弹簧离合器综合性能优越，已经得以应用。以应用。1）结构简单，零件数目更少，质量）结构简单，零件数目更少，质量更小；更小；2）膜片弹簧的直径较大，提高了传）膜片弹簧的直径较大，提高了传递转矩的能力；递转矩的能力；3）离合器盖的变形量小，分离效率）离合器盖的变形量小，分离效率高；高；4）杠杆比大，传动效率较高，踏板）杠杆比大，传动效率较高，踏板操纵轻便。操纵轻便。5）在支承环磨损后不会产生冲击和）在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。噪声。6）使用寿命更长。）使用寿命更长。四四 压盘的驱动方式压盘的驱动方式 压盘的驱动方式主要有凸块压盘的驱动方式主要有凸块-窗孔式、窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式多种。传力销式、键块式和弹性传动片式多种。前三种的共同缺点是在连接键之间都前三种的共同缺点是在连接键之间都有间隙，在驱动中将产生冲击和噪声，而有间隙，在驱动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器传动效率。了离合器传动效率。弹性传动片式是近年来广泛采用的结弹性传动片式是近年来广泛采用的结构构(P76)。第三节第三节 离合器主要参数的选择离合器主要参数的选择（2-1）离合器的静摩擦力矩离合器的静摩擦力矩Tc：压盘加在摩擦面上的工作压力压盘加在摩擦面上的工作压力摩擦面数，单片摩擦面数，单片Z=2，双片，双片Z=4摩擦片平均摩擦摩擦片平均摩擦半径半径单片离合器，加在变速器第单片离合器，加在变速器第1轴上的力矩轴上的力矩是由摩擦片两侧的摩擦力（矩）平衡的。是由摩擦片两侧的摩擦力（矩）平衡的。单个摩擦面上的摩擦力矩单个摩擦面上的摩擦力矩T（积分法）：（积分法）：摩擦面单位压力摩擦面单位压力2R2rZ个摩擦面的离合器，摩擦力矩个摩擦面的离合器，摩擦力矩Tc：（2-1）（2-2）（2-3）（2-4）（2-5）式中，式中，c为摩擦片内外径之比，为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在，一般在0.530.70之间。之间。（2-6）Tc表示离合器能传递的力矩。表示离合器能传递的力矩。为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递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，发动机的最大转矩，设计时设计时Tc应大于发动机最大转应大于发动机最大转矩，矩，即即 Tc=Temax （2-7）式中，式中，Temax为发动机最大转矩。为发动机最大转矩。为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递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，的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，必须必须大于大于1。离合器基本参数离合器基本参数性能参数性能参数和和p0，尺寸参数，尺寸参数D和和d及摩擦片厚度及摩擦片厚度b,结结构参数摩擦面数构参数摩擦面数Z，离合器间隙，离合器间隙t，摩擦因数，摩擦因数f。一、后备系数一、后备系数 后备系数后备系数是离合器一个重要设计参数，它反映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。在选择了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、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。因要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择此，在选择时应考虑以下几点：时应考虑以下几点：1）为可靠传递发动机最大转矩，）为可靠传递发动机最大转矩，不宜选取太小；不宜选取太小；2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，）为减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选又不宜选取太大；取太大；3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可可选取小些；选取小些；4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，合器滑磨，应选取大些；应选取大些；5）汽车总质量越大，）汽车总质量越大，也应选得越大；也应选得越大；6）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的的值应比汽油机大些；值应比汽油机大些；7）发动机缸数越多，转矩波动越小，）发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取可选取小些；小些；8）膜片弹簧离合器选取的）膜片弹簧离合器选取的值可比螺旋弹簧离值可比螺旋弹簧离合器小些；合器小些；9）双片离合器的）双片离合器的值应大于单片离合器。值应大于单片离合器。车型型轻货车、轿车1.201.75中、重、中、重、载货车1.52.25越野越野车、牵引引车1.84.0二、单位压力二、单位压力p0 单位压力单位压力p0对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，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。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，离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，p0应取小应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，热负荷，p0应取小些；后备系数较大时，可适当增大应取小些；后备系数较大时，可适当增大p0。KD为直径系数，轿车：为直径系数，轿车：KD=14.5；轻、中型货车：；轻、中型货车：单片单片KD=16.018.5，双片，双片KD=13.515.0；重型货；重型货车：车：KD=22.524.0。摩擦片的厚度摩擦片的厚度b主要有主要有3.2mm、3.5mm和和4.0mm三种。三种。三、摩擦片外径三、摩擦片外径D、内径、内径d和厚度和厚度b在离合器结构形式及摩擦片材料选定、其他参数已知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（或选取后，结合式（2-6）和式（）和式（2-7）即可估算出摩擦）即可估算出摩擦片尺寸。片尺寸。（2-9）第四节第四节 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 X=x1 x2 x3 T=F D d T 一、离合器基本参数的优化一、离合器基本参数的优化1 设计变量设计变量(彼此无关，不重复、不遗漏，其它参数是设计变量的函数彼此无关，不重复、不遗漏，其它参数是设计变量的函数)压盘加在摩擦面上的工作压力压盘加在摩擦面上的工作压力后备系数后备系数取决于离合器工作压力取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺和离合器的主要尺寸参数寸参数D和和d。式（式（28）单位压力单位压力p0也取决于也取决于F和和D及及d。式（式（22）2 目标函数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，即目标函数为能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为优化问题本质上是高等数学的极值！优化问题本质上是高等数学的极值！无约束优化即无条件极值。无约束优化即无条件极值。有约束优化问题即条件极值（问题）。有约束优化问题即条件极值（问题）。3 约束条件约束条件1)摩擦片的外径摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度的选取应使最大圆周速度D不超过不超过6570ms，即，即（210）2)摩擦片的内外径比摩擦片的内外径比c应在应在0.530.70范围内，范围内，即即 0.53c0.70 3)为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的不同车型的值应在一定范围内，最大范围值应在一定范围内，最大范围为为1.24.0，即，即1.24.0 4)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于必须大于减振器弹簧位置直径减振器弹簧位置直径2Ro约约50mm，即，即d 2Ro+505)为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩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，即擦面积传递的转矩应小于其许用值，即:2116)为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力单位压力p0对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围范围内选取，最大范围p0为为0.101.50MPa，即即 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，每一次接合的片表面温度过高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，积滑磨功应小于其许用值，即即(2-12)W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(W),可根可根据下式计算据下式计算 （213）优化问题本质上是高等数学中的极值问题！优化问题本质上是高等数学中的极值问题！无约束优化即无条件极值。无约束优化即无条件极值。有约束优化问题即条件极值（问题）。有约束优化问题即条件极值（问题）。简单实例：简单实例：y=x2-8x+98在在5,9处的最小值。处的最小值。有约束优化问题即条件极值问题有约束优化问题即条件极值问题MATLAB编程求解示例：编程求解示例：在在MATLAB中，可调用库函数中，可调用库函数fmincon编程求解该类问编程求解该类问题！题！MATLAB库函数库函数fmincon描述：描述：目标函数目标函数约束条件（等式、不约束条件（等式、不等式）等式）编程格式编程格式MATLAB库函数库函数fmincon求解例：求解例：目标函数目标函数约束条件约束条件先编一个先编一个M文件文件再编一个再编一个M文件定义约束，先将不等式文件定义约束，先将不等式整理成整理成 的形式。的形式。第二个第二个M文件为：文件为：程序：程序：第二个第二个M文件为（名称任意）：文件为（名称任意）：A=-1-1-2 1 2 2;b=0 72;x0=10;10;10;x,fval=fmincon(gaohongfun,x0,A,b)第一个第一个M文件（名称：文件（名称：gaohongfun）：）：function f=gaohongfun(x)f=-x(1)*x(2)*x(3);运行结果运行结果:x=24.0000 12.0000 12.0000fval=-3456离合器基本参数优化的离合器基本参数优化的MATLAB求解程序如何编写？求解程序如何编写？车辆专题课程设计车辆专题课程设计二、膜片弹簧的载荷变形特性二、膜片弹簧的载荷变形特性子午线：子午线：过地面上过地面上一点的南北线。一点的南北线。子午断面子午断面：膜片弹：膜片弹簧旋转体的母线！簧旋转体的母线！支承环支承环离合器结合时，膜片弹簧预紧所受轴向载荷与预变离合器结合时，膜片弹簧预紧所受轴向载荷与预变形之间关系！形之间关系！（2-15）（2-16）（2-17）式（式（2-14）（）（2-17）在膜片弹簧优化建模中）在膜片弹簧优化建模中有应用！有应用！三、膜片弹簧的强度校核三、膜片弹簧的强度校核(自学自学)图-膜片弹簧的主要参数膜片膜片弹簧簧 1.膜片膜片弹簧簧载荷荷变形特性形特性 t膜片膜片弹簧本身兼起簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，簧和分离杠杆的作用，使得离合器使得离合器结构构简化，化，质量减小，并量减小，并缩短了离合短了离合器的器的轴向尺寸；向尺寸；t由于膜片由于膜片弹簧与簧与压盘以整个以整个圆周接触，是周接触，是压力分力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀；均匀；t膜片膜片弹簧所具有的非簧所具有的非线性特性性特性胜过螺旋螺旋弹簧簧2.弹簧特性簧特性计算公式算公式 H内截内截锥高度高度 E弹性模量性模量 E=21 104 N/mm2 泊松比泊松比=0.3四、膜片弹簧基本参数的选择四、膜片弹簧基本参数的选择 膜片弹簧分离指膜片弹簧分离指膜片弹簧基本参数膜片弹簧基本参数膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度 H；膜片弹簧钢板厚度膜片弹簧钢板厚度 h；自由状态下碟簧部分大端半径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自由状态时碟簧部分的圆锥底角 分离指数目分离指数目 n1.1.比值比值比值比值H Hh h和和和和h h的选择的选择的选择的选择H/h H/h 对膜片弹簧弹性特性的影响对膜片弹簧弹性特性的影响对膜片弹簧弹性特性的影响对膜片弹簧弹性特性的影响比值比值Hh对膜片弹簧的对膜片弹簧的弹性特性影响极大。由上图弹性特性影响极大。由上图可知，当可知，当Hh 时，时，F1=(1)有一极大值和有一极大值和一极小值；当一极小值；当Hh=2 时，时，F1=(1)的极小值落在横坐的极小值落在横坐标上。标上。MATLABMATLAB图形仿真图形仿真图形仿真图形仿真不难验证不难验证不难验证不难验证 为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器膜片弹簧的离合器膜片弹簧的H/h一般为一般为1.62.2，板厚为，板厚为24mm.2.比值比值Rr和和R、r的选择的选择 根据结构布置和压紧力的要求，根据结构布置和压紧力的要求，Rr一般为一般为1.201.35。为使摩擦片上压力分。为使摩擦片上压力分布较均匀，推式膜片弹簧的布较均匀，推式膜片弹簧的R值应取为大值应取为大于或等于摩擦片的平均半径于或等于摩擦片的平均半径Rc，拉式膜片，拉式膜片弹簧的弹簧的r值宜取为大于或等于值宜取为大于或等于Rc。3.的选择的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角膜片弹簧自由状态下圆锥底角与与内截锥高度内截锥高度H关系密切，关系密切，=arctan H(Rr)H(Rr)。一般在。一般在915范围内。范围内。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 膜片弹簧的弹性特性曲线，如图膜片弹簧的弹性特性曲线，如图2-11所。该曲线的拐点所。该曲线的拐点H对应着膜片对应着膜片弹簧的压平位置，而且弹簧的压平位置，而且1H=(1M+1N)2。新离合器在接合状态时，。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点膜片弹簧工作点B一般取在凸点一般取在凸点M和和拐点拐点H之间，且靠近或在之间，且靠近或在H点处，一点处，一般般1B=(0.81.0)1H，以保证摩擦，以保证摩擦片在最大磨损限度片在最大磨损限度范围内压紧力范围内压紧力从从F1B到到F1A变化不大。变化不大。当分离时，膜当分离时，膜片弹簧工作点从片弹簧工作点从B变到变到C，为最大限，为最大限度地减小踏板力，度地减小踏板力，C点应尽量靠近点应尽量靠近N点。点。图图2-12 膜片弹簧的弹性特性曲线膜片弹簧的弹性特性曲线5 5、的选取的选取6、膜片弹簧小端内半径、膜片弹簧小端内半径ro及分离及分离轴承作用半径轴承作用半径rf的确定。的确定。ro有有离合器的结构决定，其最小值离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外应大于变速器第一轴花键的外径。径。rf应大于应大于 ro7、切槽宽度、切槽宽度 、及半径及半径re的确定。的确定。re的取值应满足的要求。的取值应满足的要求。8、压盘加载点半径、压盘加载点半径R1和支和支承环加载点半径承环加载点半径r1的确的确定定R1和和r1的取值将影响膜片的取值将影响膜片弹簧的刚度。弹簧的刚度。r1应略大应略大于于r 且尽量接近且尽量接近r，R1应应略大于略大于R且尽量接近且尽量接近R。五、膜片弹簧材料及制造工艺（参考课本）五、膜片弹簧材料及制造工艺（参考课本）六、膜片弹簧的优化设计六、膜片弹簧的优化设计 确定一组弹簧的基本参数，使其载荷变形特性满足离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，合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。以达到最佳的综合效果。1.目标函数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：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。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从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对值为最小。最小。3)在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分在分离行程中，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。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。值的平均值为最小。5)选选3)和和4)两个目标函数为双目标。两个目标函数为双目标。选取选取5)作为目标函数，通过两个目标函数分配不同作为目标函数，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。标合成一个目标，构成统一的总目标函数。式中，式中，1和和2分别为两个目标函数分别为两个目标函数1(x)和和2(x)的的加权因子，视设计要求选定。加权因子，视设计要求选定。（2-25）3)在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分离在分离行程中，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。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。的平均值为最小。5)选选3)和和4)两个目标函数为双目标。两个目标函数为双目标。目标函数目标函数1(x)和和2(x)均可（也必须）具体化为基均可（也必须）具体化为基本变量的函数。（本变量的函数。（2-17）、（）、（2-14）3)在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分离在分离行程中，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。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。的平均值为最小。目标函数目标函数1(x)和和2(x)均可（也必须）具体化为基均可（也必须）具体化为基本变量的函数。本变量的函数。目标函数目标函数1(x)与式（与式（2-17）有关：将其中的）有关：将其中的 2改改为离合器分离轴承的工作位移即可。为离合器分离轴承的工作位移即可。2(x)与式（与式（2-14）有关：将其中的）有关：将其中的 1改为改为 1+（摩擦片磨损量）（摩擦片磨损量）X=x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 T=H h R r R1 r1 1B T (2-26)2.设计变量设计变量 从膜片弹簧载荷变形特性公式从膜片弹簧载荷变形特性公式(214)可以看出，可以看出，应选取应选取H、h、R、r、R1、r1这六个尺寸参数以及在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接合工作点相应于弹簧工作压紧力F1B的大端变形的大端变形量量1B(图图214)为优化设计变量，即：为优化设计变量，即：3.约束条件约束条件 1)应应保保证证所所设设计计的的弹弹簧簧工工作作压压紧紧力力F1B与与要要求求压压紧紧力力FY相相等等，即即 F1B=FY 2)为为了了保保证证各各工工作作点点A、B、C有有较较合合适适的的位位置置(A点点在在凸凸点点M左左边边，B点点在在拐拐点点H附附近近，C点点在在凹凹点点N附附近近，如如图图2-14所所示示)，应应正正确确选选择择1B相相对对于于拐拐点点1H的的位位置置，一一般般1B1H=0.81.0，即，即(2-27)3)为了保证摩擦片磨损后仍能可靠地传递转矩，摩擦片磨为了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损后弹簧工作压紧力F1A 应大于或等于新摩擦片时的压紧应大于或等于新摩擦片时的压紧力力F1B，即，即 F1AF1B 4)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的Hh与初始与初始底锥角底锥角H(R-r)应在一定范围内，即应在一定范围内，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，即弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即1.20Rr1.35 702Rh100 3.5Rr05.0 (2-24)6)为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹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簧的压盘加载点半径R1(或拉式膜片弹簧的压盘加载点或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径半径r1)应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 推式：推式：(D+d)4R1D2 拉式：拉式：(D+d)4r1D27)根据弹簧结构布置的要求，根据弹簧结构布置的要求，R1与与R、r1与与r、rf与与r0之差应之差应在一定范围，即在一定范围，即 1R1-R7；0r1-r6；0rf-r048)膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取，即膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取，即 推式：推式：2.3(r1-rf)(R1-r1)4.5 拉式：拉式：3.5(R1-rf)(R1-r1)9.09)为了保证避免弹簧力衰减要求，弹簧在工作过程中为了保证避免弹簧力衰减要求，弹簧在工作过程中B点点的最大压应力的最大压应力rBmax应不超过其许用值，即应不超过其许用值，即 rBmaxrB10)弹簧在工作过程中弹簧在工作过程中A点点(或或A点点)的最大拉应力的最大拉应力tAmax(或或tAmax)应不超过其相应许用值，即应不超过其相应许用值，即 tAmaxtA 或或tAmaxtA11)由由主主要要尺尺寸寸参参数数H、h、R和和r制制造造误误差差引引起起的的弹弹簧簧压压紧力的相对偏差紧力的相对偏差不超过某一范围，即不超过某一范围，即0.05 (2-29)12)由由离离合合器器装装配配误误差差引引起起的的弹弹簧簧压压紧紧力力的的相相对对偏偏差差也也不不得得超过某一范围，即超过某一范围，即 0.05 (2-30)式式中中，F1B为为离离合合器器装装配配误误差差引引起起的的弹弹簧簧压压紧紧力的偏差值。力的偏差值。摩擦片正面摩擦片正面摩擦片正面摩擦片正面摩擦片背面摩擦片背面摩擦片背面摩擦片背面扭转减振器扭转减振器第五节第五节 扭转减振器的设计（结合实物讲）扭转减振器的设计（结合实物讲）扭转减振器主要由扭转减振器主要由弹性元件弹性元件(减振弹簧或减振弹簧或橡胶橡胶)和和阻尼元件阻尼元件(阻尼片阻尼片)等组成。等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，改变系统的固有振型，尽可端扭转刚度，改变系统的固有振型，尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振。振。阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。能量。扭转减振器具有如下功能：扭转减振器具有如下功能：1）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。3）控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。扭转减振器线性和非线性特性 扭转减振器具有线性和非线性特性两种形式。单级线性减振器的扭转特性如图 2-13所示，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。图2-13 单级线性减振器的扭转特性 当发动机为柴油机时，怠速时引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击，从而产生怠速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧，使其在怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声，此时可得到两级非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。三级非线性减振器的扭转特性如图2-14所示。图2-14 三级非线性减振器的扭转特性减振器的主要参数减振器的主要参数减振器的扭转刚度k和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩T是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩TJ、预紧转矩Tn和极限转角等J。1 极限转矩极限转矩TJ 极限转矩为减振器在消除限位限位销与从动盘毂缺口之间的间隙销与从动盘毂缺口之间的间隙1(图2-15)时所能传递的最大转矩，一般可取 TJ=(1.52.0)Temax (2-31)图2-15 减振器尺寸简图 2 扭转角刚度扭转角刚度kk决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。设减振弹簧分布在半径为Ro的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为Ro。此时所需加在从动片上的转矩为T=1000KZj(2-33)根据扭转刚度的定义k=T，则减振器扭转刚度设计时可按经验来初选k k13Tj (2-30)k=1000KZj(2-34)图2-15 减振器尺寸简图 3 阻尼摩擦转矩阻尼摩擦转矩T 为了在发动工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T。一般可按下式初选 T=(0.060.17)Temax (2-31)4 预紧转矩预紧转矩Tn 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是Tn不应大于T，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取 Tn=(0.050.15)Temax (2-32)5 减振弹簧的位置半径减振弹簧的位置半径Ro Ro的尺寸应尽可能大些，如图2-15所示，一般取 Ro=(0.600.75)d/2 (2-38)6 减振弹簧个数减振弹簧个数Zj减振弹簧个数参照表26的选取摩擦片外径Dmm 225250 250325 325350 350 Zj 46 68 810 107 减振弹簧总压力减振弹簧总压力F 当限位销与从动盘毂之间的间隙当限位销与从动盘毂之间的间隙1或或2被消除，减振被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值弹簧传递转矩达到最大值TJ时，时，减振弹簧受到的压力F为 F=Tj/Ro (2-39)8 极限转角极限转角 减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为(2-27)式中，为减振弹簧的工作变形量。目前从动盘减振器在特性上存在如下局限性：目前从动盘减振器在特性上存在如下局限性：1)通用的从动盘减振器不能使传动系振动系统的固有频率降低到怠速转速以下，因此不能避免