热门搜索:

  • /?102
  • 下载费用:15 金币 ?

第二章 离合器设计.ppt

关?键?词:
第二 离合器 设计
资源描述:
第二章 离合器设计,第一节 概 述,对离合器设计提出的基本要求:,1) 在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩,并有适当的转矩储备。2) 接合时要平顺柔和,以保证汽车起步时没有抖动和冲击。3) 分离时要迅速、彻底。4) 离合器从动部分转动惯量要小,以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击,便于换挡和减小同步器的磨损。5) 应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果,以保证工作温度不致过高,延长其使用寿命。,对离合器设计提出的基本要求:,6) 应使传动系避免扭转共振,并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。7) 操纵轻便、准确,以减轻驾驶员的疲劳。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,以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,以保证其工作可靠、寿命长。10) 结构应简单、紧凑、质量小,制造工艺性好,拆装、维修、调整方便等。,离合器组成,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)操纵机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板 及传动部件等) 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。,离合器组成,传统的推式膜片弹簧向拉式结构发展传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。 因此,提高离合器的可靠性和使用寿命,适应高转速,增加传递转矩的能力和简化操纵,已成为离合器的发展趋势。,第二章 离合器设计,第二节 离合器的结构方案分析,离合器的结构方案分析,汽车离合器大多是盘形摩擦离合器,按其从动盘的数目可分为单片、双片和多片三类;根据压紧弹簧布置形式不同,可分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式;根据使用的压紧弹簧不同,可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器;根据分离时所受作用力的方向不同,又可分为拉式和推式两种形式。,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,用时能保证分离彻底、接合平顺。,1.从动盘数的选择,双片离合器(图2—2) 相同转矩的情况下,径向尺寸较小,踏板力较小,另外接合较为平顺但中间压盘通风散热不良,两片起步负载不均,因而容易烧坏摩擦片,分离也不够彻底。设计时在结构上必须采取相应的措施。这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。,1.从动盘数的选择,多片离合器多为湿式, 它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点, 以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。多片离合器具有接合平顺柔和、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 压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧(图2—1),其特点是结构简单、制造容易,因此应用较为广泛。此结构中弹簧压力直接作用于压盘上。为了保证摩擦片上压力均匀,压紧弹簧的数目不应太少,要随摩擦片直径的增大而增多,而且应当是分离杠杆的倍数。 压紧弹簧直接与压盘接触,易受热退火,且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,使弹簧压紧力下降,离合器传递转矩的能力随之降低。此外,弹簧靠到它的定位面上,造成接触部位严重磨损,甚至会出现弹簧断裂现象。,2.压紧弹簧和布置形式的选择,中央弹簧离合器 采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧,并且布置在离合器的中心,此结构轴向尺寸较大。由于可选较大的杠杆比,因此可得到足够的压紧力,且有利于减小踏板力,使操纵轻便。此外,压紧弹簧不与压盘直接接触,不会使弹簧受热退火,通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调整。这种结构多用于重型汽车上。,2.压紧弹簧和布置形式的选择,斜置弹簧离合器 弹簧压力斜向作用在传力盘上,并通过压杆作用在压盘上。 这种结构的显着优点是在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。与上述两种离合器相比,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。,2.压紧弹簧和布置形式的选择,膜片弹簧离合器 图2—3中的膜片弹簧是一种具有特殊结构的碟形弹簧,主要由碟簧部分和分离指组成,它与其它形式的离合器相比有如下一系列优点:,膜片弹簧离合器的优点:,膜片弹簧具有较理想的非线性特性如图2—12所示,弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内基本不变(从安装时工作点B变化到A点),离合器分离时,弹簧压力有所下降(从B点变化到C点),从而降低了踏板力;膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用,使结构简单紧凑,轴向尺寸小,零件数目少,质量小。,膜片弹簧离合器的优点:,高速旋转时,弹簧压紧力降低很少,性能较稳定;而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降。由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触,故其压力分布均匀,摩擦片磨损均匀,可提高使用寿命。易于实现良好的通风散热,使用寿命长。平衡性好。有利于大批量生产,降低制造成本。,膜片弹簧离合器的使用现状:,但膜片弹簧的制造工艺较复杂,对材质和尺寸精度要求高,其非线性特性在生产中不易控制,开口处容易产生裂纹,端部容易磨损。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,膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此,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。,拉式膜片弹簧离合器(图2—4),拉式膜片弹簧离合器(图2—4)中,其膜片弹簧的安装方向与推式相反。,拉式膜片弹簧离合器具有如下优点:,1) 由于取消了中间支承各零件,并只用一个或不用支承环,使其结构更简单、紧凑,零件数目更少,质量更小。2) 由于拉式膜片弹簧是以中部与压盘相压,因此在同样压盘尺寸条件下可采用直径较大的膜片弹簧,从而提高了压紧力与传递转矩的能力,而并不增大踏板力。3) 在接合或分离状态下,离合器盖变形量小,刚度大,故分离效率更高。4) 拉式杠杆比大于推式杠杆比,且中间支承少,减少了摩擦损失,传动效率较高,使踏板操纵更轻便。拉式踏板力比推式约可减少25%~30%。5) 拉式无论在接合状态或分离状态,膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触,在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。6) 使用寿命更长。 但是,拉式膜片弹簧的分离指是与分离轴承套筒总成嵌装在一起的,需专门的分离轴承(参见图2—19),结构较复杂,安装和拆卸较困难,且分离行程略比推式大些。由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越,它已在一些汽车中得以应用。,3.膜片弹簧支承形式,推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种:双支承环形式,单支承环形式,无支承环形式。图2—5为双支承环形式,图2—5a用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承 图2-4 拉式膜片弹簧离合器环与离合器盖定位铆合在一起,结构简单,是早已采用的传统形式);图2—5b在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环,可提高耐磨性和使用寿命,但结构较复杂;图2—5c取消了铆钉,将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起,使结构紧凑、简化、耐久性良好,因此其应用日益广泛。,推式膜片弹簧单支承环形式,图2—6为单支承环形式。在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台来代替后支承环(图2—6a)使结构简化,或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环(图2—6b),以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙。,无支承环形式,利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将膜片弹簧铆合在一起而取消前、后支承环(图2—7a);或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环,离合器盖上环形凸台代替后支承环(图2—7b),使结构更简化;或取消铆钉,离合器盖内边缘处伸出的许多舌片将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形凸台弯合在一起(图2—7c),结构最为简单。,拉式膜片弹簧支承结构形式,图2—8a为无支承环形式,将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上;图2—8b为单支承环形式,将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。这两种支承形式常用于轿车和货车上。,4.压盘的驱动方式,压盘的驱动方式主要有 凸块一窗孔式 销钉式 键块式 传动片式等,第二章 离合器设计,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 式中, -- 静摩擦力矩; -- 摩擦面间的静摩擦因数, 计算时一般取0.25~0.30; --压盘施加在摩擦面上的工作压力; --摩擦片的平均摩擦半径; --摩擦面数,是从动盘数的两倍。,,,离合器主要参数的选择,,假设摩擦片上工作压力均匀,则有 式中, -- 摩擦面单位压力 -- 一个摩擦面的面积 -- 摩擦片外径 -- 摩擦片内径,,,离合器主要参数的选择,离合器主要参数的选择,摩擦片的平均摩擦半径R,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,,,,离合器主要参数的选择,将式(2—2)与式(2—3)代人式(2—1)得 (2-4) 式中,c为摩擦片内外径之比,c=d/D, 一般在0.53~0.70之间。,,,,离合器主要参数的选择,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 (2-5) 式中, ---发动机最大转矩 β---离合器的后备系数 β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。,,离合器的基本参数,离合器的基本参数主要有: 性能参数 和 。 尺寸参数 D 和 d 及摩擦片厚度 b,离合器的基本参数,1.后备系数β 1) 摩擦片在使用中磨损后,离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。 2) 要防止离合器滑磨过大。 3) 要能防止传动系过载 使用条件较好时,β可选取小些; 货车总质量越大,β也应选得越大; 采用柴油机时,由于工作比较粗暴,转矩较不平稳,选取的β值应比汽油机大些; 膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定,选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些;,离合器的基本参数,1.后备系数β各类汽车的取值范围通常为: 轿车和微型、轻型货车 β=1.20~1.75 中型和重型货车 β=1.50~2.25 越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车 β=1.80~4.00,离合器的基本参数,2.单位压力 离合器使用频繁,发动机后备系数较小时, 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, 应取小些;` 后备系数较大时,可适当增大 。 当摩擦片采用不同材料时, 按下列范围选 石棉基材料 =0.10~0.35MPa 粉末冶金材料 =0.35~0.60MPa 金属陶瓷材料 =0.70~1.50MPa,离合器的基本参数,3.摩擦片外径D、内径d和厚度b,离合器的基本参数,3.摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径D也可根据发动机最大转矩 按如下经验公式选用 式中, 为直径系数, 轿车: =14.5; 轻、中型货车: 单片 =16.0~18.5 双片 =13.5~15.0 重型货车: =22.5~24.0,离合器的基本参数,在同样外径D时,内径d不宜小,会使摩擦面上的压力分布不均匀,使内外缘圆周的相对滑磨速度差别太大而造成摩擦面磨损不均匀,且不利于散热和扭转减振器的安装。 摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准5764—86《汽车用离合器面片》,所选的D应使摩擦片最大圆周速度不超过65~70m/s,以免摩擦片发生飞离。 摩擦片的厚度有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。,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,1.设计变量因此,离合器基本参数的优化设计变量选为,,,一、离合器基本参数的优化,2.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,,,一、离合器基本参数的优化,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VD不超过65—70m/s,即 (2-7) 式中,VD为摩擦片最大圆周速度(m/s); 2) 摩擦片的内外径比c应在0.53~0.70范围内,即 0.53≤c≤0.70,,,一、离合器基本参数的优化,3.约束条件3)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 4)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(图2—15), 即,,,一、离合器基本参数的优化,3.约束条件5) 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 (2-8) 式中, 为单位摩擦面积传递的转矩 ; 为其允许值 ,按表2—1选取。,,,一、离合器基本参数的优化,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p。对于不同车型,在一定范围内选取,最大范围p。7) 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 (2-9),,,一、离合器基本参数的优化,3.约束条件 式中, 为单位摩擦面积滑磨功 ; 为其许用值 对于轿车: 对于轻型货车: 对于重型货车:,,,一、离合器基本参数的优化,3.约束条件 W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J): (2-10) 式中, 为汽车总质量 ; 为轮胎滚动半径 ; 为起步时所用变速器挡位的传动比; 为主减速器传动比; 为发动机转速 ,计算时轿车取2000 ,货车取1500 。,,,二、膜片弹簧的载荷变形特性,,,,二、膜片弹簧的载荷变形特性,假设膜片弹簧在承载过程中,其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O转动(图2—9)。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷Fl集中在支承点处,加载点间的相对轴向变形为λ1,(图2—10b),则有关系式 (2-11) 式中,正E为材料的弹性模量,对于钢 μ为材料的泊松比,对于钢: ;H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度;h为膜片弹簧钢板厚度;R、r分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径; 、 分别为压盘加载点和支承环加载点半径。,,,二、膜片弹簧的载荷变形特性,离合器分离时,膜片弹簧的加载点发生变化,见图2—10c。设分离轴承对分离指端所加载荷为F2,相应作用点变形为λ2,另外,在分离与压紧状态下,只要膜片弹簧变形到相同的位置,其子午断面从自由状态也转过相同的转角,则有如下关系,,,图2-10 膜片弹簧在不同工作状态时的变a)自由状态 b)压紧状态 c)分离状态,将式(2—12)和式(2—13)代人式(2—11),即可求得 F2 与 入2的关系式。 同样将式(2—12)和式(2—13)分别代入式(2—11),也可分别得到 Fl 与 入2 和 F2 与 入1 的关系式 如果不计分离指在 F2 作用下的弯曲变形,则分离轴承推分离指的移动行程 入2f (图2—10c)为 (2-14) 式中,入1f为压盘的分离行程(图2—10b、c)。,,二、膜片弹簧的载荷变形特性,三、膜片弹簧的强度校核,由前面假设可知,子午断面在中性点O处沿圆周方向的切向应变为零,故该点的切向应力为零,O点以外的点均存在切向应变和切向应力。建立如图2—9所示的坐标系,则断面上任意点(x,y)的切向应力σt为 式中,α为自由状态时碟簧部分的圆锥底角;β为从自由状态起,φ碟簧子午断面的转角;e为中性点半径, 。 由式(2—15)知,当 φ一定时,一定的切向应力 在 坐标系中呈线性分布, 当 时有,,,,,,应力 碟簧的强度,,,应力 碟簧的强度,显然 OK为零应力直线,其内侧为压应力区,外侧为拉应力区等应力线越远离零应力线,其应力值越高。 碟簧部分内上缘点 B 的切向压应力最大。 A 点的切向拉应力最大; A’ 点的切向拉应力最大。分析表明,B点的应力值最高,通常用 来校核碟簧的强度。 B点坐标,,,在分离轴承推力F2作用下,B点还受弯曲应力σr B,其值为 考虑到弯曲应力 是与切向压应力 相互垂直的拉应力,根据最大切应力强度理论,B点的当量应力为 试验表明,裂纹首先在碟簧压应力最大的B点产生,但此裂纹并不发展到损坏,且不明显影响碟簧的承载能力。继后,在A`点由于拉应力产生裂纹,这种裂纹是发展性的,一直发展到使碟簧破坏。在实际设计中,当膜片弹簧材料采用60Si2MnA时,通常应使σj B ≤1500—1700MPa。,,,,应力 碟簧的强度,四、膜片弹簧主要参数的选择,1.比值H/h和h的选择 2.比值R/r和R、r的选择 3.α的选择 4.膜片弹簧工作点位置的 选择 5.n的选取,1.H/h一般为1.6~2.2,板厚h为2~4mm。2.R/r一般为1.20~1.35。 为使摩擦片上压力分布较均匀, 推式R>Rc,拉式r≥Rc。 而且,对于同样的摩擦片尺寸,拉式的R值比推式大。 3.α=arctanH/(R—r) ≈H/(R—r),一般在9°~15°范围内。,四、膜片弹簧主要参数的选择,四、膜片弹簧主要参数的选择,4.膜片弹簧工作点位置的选择 。新离合器在接合状态时, B一般取在凸点M和拐点H之间,且靠近或在H点处, ,以保证摩擦片在最大磨损限度△入范围内压紧力从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点心尽量靠近N点。5.n的选取分离指数目n常取为18,大尺寸膜片弹簧 取24,小尺寸膜片弹簧有些取12。,五、膜片弹簧材料及制造工艺,国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。 为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求,需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力 强压处理 提高膜片弹簧的疲劳寿命5% ~ 30%。 喷丸处理 同样也可提高疲劳寿命。为提高分离指耐磨性,端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为了防止拉应力的作用产生裂纹, 进行挤压处理 以消除应力源。,五、膜片弹簧材料及制造工艺,膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般为45—50HRC,分离指端硬度为55—62HRC,在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度的3%。膜片弹簧的内外半径公差一般为H11和h11, 厚度公差为±0.025mm,初始底锥角公差为±10’。 上、下表面的表面粗糙度为1.6μm, 底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时,其分离指端的相互高度差一般要求小于0.8~1.0mm。,六、膜片弹簧的优化设计,膜片弹簧的优化设计就是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,以达到最佳的综合效果。1.目标函数 目前,国内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。,,六、膜片弹簧的优化设计,1.目标函数 为了既保证离合器使用过程中传递转矩的稳定性,又不致严重过载,且能保证操纵省力,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,,六、膜片弹簧的优化设计,2.设计变量 从膜片弹簧载荷变形特性公式(2—11) 可以看出,应选取H、h、R、r、Rl、r1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F1B的大端变形量λ1B(图2—12)为优化设计变量,即,,六、膜片弹簧的优化设计,3.约束条件1)应保证所设计的弹簧工作压紧力 与要求压紧 力 相等,即2)为了保证各工作点A、B、C有较合适的位置(A点在凸点M左边,B点在拐点H附近,C点在凹点N附近,如图2—12所示),应正确选择 相对于拐点 的位置,一般 :0.8~1.0,即 (2-23),,六、膜片弹簧的优化设计,3)为了保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠地传递转矩,并考虑到摩擦因数的下降,摩擦片磨损后弹簧工作压紧力 应大于或等于新摩擦片时的压紧力 ,即 4)为了满足离合器使用性能的要求,弹簧的H/h与初始底锥角α≈H/(R—r)应在一定范围内,即 1.6≤H/h≤2.2 9°≤α≈H/(R—r)≤15°,,,5) 弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围,即 (2-24) 式中, 为膜片弹簧小端内半径,如图2—13所示。 6)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R1(或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1)应位于摩擦片的平均半径与外半径之间, 即 推式:(D十d)/4≤R1≤D/2 拉式:(D十d)/4≤r1≤D/2,,,,六、膜片弹簧的优化设计,7) 根据弹簧结构布置的要求, 与 、 与 、 与 之差应在一定范围内,即 8) 膜片弹簧的分离指起分离杠杆作用,因此其杠杆比应在一定范围内选取,即 推式:2.3 ~ 4.5 拉式:3.5 ~ 9.0,,,,六、膜片弹簧的优化设计,,,,,六、膜片弹簧的优化设计,9) 为了保证避免弹力衰减要求,弹簧在工作过程中B点的最大压应力 应不超过其许用值,即 10) 为了保证疲劳强度要求,弹簧在工作过程中A`点(或A点)的最大拉应力 (或 )应不超过其相应许用值,即 或,,11) 由于弹簧在制造过程中,其主要尺寸参数H、h、R和r都存在加工误差,对弹簧的压紧力有一定的影响。因此,为了保证在加工精度范围内弹簧的工作性能,必须使由制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某一范围,即 (2-25)式中, 、 、 、 分别为由于H、h、R、r的制造误差引起的弹簧压紧力的偏差值。 12)在离合器装配误差范围内引起的弹簧压紧力的相对偏差也不得超过某一范围,即 (2-26)式中, 为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。,,,,六、膜片弹簧的优化设计,第二章 离合器设计,第五节 扭转减振器的设计,扭转减振器的设计,共振:扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度,从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率,改变系统的固有振型,使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振;阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。所以,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。,扭转减振器具有如下功能:,扭转减振器具有线性和非线性特性两种。 单级线性减振器的扭转特性如图2—14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。 当发动机为柴油机时,由于怠速时发动机旋转不均匀度较大,常引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击,从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧,使其在发动机怠速工况下起作用,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。,设计参数,1.减振器的扭转刚度2.阻尼摩擦元件间的摩擦转矩 其它:极限转矩 预紧转矩 极限转角,设计参数,1.极限转矩Tj 极限转矩:为减振在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙△1(图2—15)所能传递的最大转矩,即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关,一般可取 货车:系数取1.5 轿车:系数取2.0,设计参数,2.扭转刚度kφ 3.阻尼摩擦转矩 由于减振器扭转刚度是 受结构及发动机最大转矩的限制,不可能很低,故为了在发动机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的阻尼摩擦转矩一般可按下式初选 (2-31),设计参数,4.预紧转矩 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明, 增加,共振频率将向减小频率的方向移动,这是有利的。但是 不应大于 ,否则在反向工作时,扭转减振器将提前停止工作,故取 (2-32)5.减振弹簧的位置半径 的尺寸应尽可能大些,如图2—15所示,一般取,设计参数,6.减振弹簧个数 参照表2—2选取。表2—2 减振弹簧个数的选取7. 减振弹簧总压力 当限位销与从动盘毂之间的间隙△1或△2被消除,减振弹簧传递转矩达到最大值时,减振弹簧受到的压力为 (2-34)8.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 (2-35),双质量飞轮,双质量飞轮的减振(图2—16)。它主要由第一飞轮1、第二飞轮2与扭转减振器11组成。第一飞轮1与联结盘9以螺钉10紧固在曲轴凸缘8上,以滚针轴承7和球轴承5支承在与离合器盖总成3紧固的同轴线的第二飞轮2的短轴6上。在从动盘4中没有减振器。,双质量飞轮减振器具有以下优点:,1) 可以降低发动机、变速器振动系统的固有频率,以避免在怠速转速时的共振。 2) 增大减振弹簧的位置半径,降低减振弹簧刚度K,并允许增大转角。 3) 由于双质量飞轮减振器的减振效果较好,在变速器中可采用粘度较低的齿轮油而不致产生齿轮冲击噪声,并可改善冬季的换挡过程。而且由于从动盘没有减振器,可以减小从动盘的转动惯量,这也有利于换挡。 主要适用于发动机前置后轮驱动的转矩变化大的柴车中。,第二章 离合器设计,第六节 离合器的操纵机构,1.对操纵机构的要求:,1) 踏板力要小,轿车一般在80—150N范围内,货车不大于 150—200N。 2) 踏板行程对轿车一般在80—150mm范围内,对货车最大不超过180mm。 3) 踏板行程应能调整,以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。 4) 应有对踏板行程进行限位的装置,以防止操纵机构因受力过大而损坏。 5) 应具有足够的刚度。 6) 传动效率要高。 7) 发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。,2.操纵机构结构形式选择,常用的离合器操纵机构主要有: 机械式 液压式,3.离合器操纵机构的主要计算,,,3.离合器操纵机构的主要计算,踏板行程S由自由行程 S1和工作行程S2两部分组成式中, —为分离轴承自由行程,一般 为1.5~3.0mm, S1一般为20~30mm; 、 —分别为主缸和工作缸的直径; —为摩擦面面数; —为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙,单片:0.85~1.30mm,双片:0.75~0.90mm。 、 、 、 、 、 为杠杆尺寸(图2—17)。 踏板力 可按下式计算,,,第二章 离合器设计,第七节 离合器的结构元件,主要由摩擦片、从动片、减振器和花键毂等组成 应满足如下设计要求: 1) 转动惯量应尽量小,以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 2) 应具有轴向弹性,使离合器接合平顺,便于起步,而且使摩擦面压力均匀,减小磨损。 3) 应装扭转减振器,以避免传动系共振,并缓和冲击。,1.从动盘总成,1.从动盘总成,为了使从动盘具有轴向弹性,常用的方法有:1) 在从动盘上开“T”形槽,外缘形成许多扇形,并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种结构主要应用在货车上。2) 将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接。由于波形片比从动片薄,故这种结构轴向弹性较好,转动惯量较小,适宜于高速旋转,主要应用于轿车和轻型货车。,1.从动盘总成,为了使从动盘具有轴向弹性,常用的方法有:3) 利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上,并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。这种结构弹性行程大,弹性特性较理想,可使汽车起步极为平顺。它主要应用于中、高级轿车。4) 将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上,只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片,右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。这种结构转动惯量大,但强度较高,传递转矩能力大,主要应用于货车上,尤其是重型货车。,
? 汽车智库所有资源均是用户自行上传分享,仅供网友学习交流,未经上传用户书面授权,请勿作他用。
0条评论

还可以输入200字符

暂无评论,赶快抢占沙发吧。

关于本文
本文标题:第二章 离合器设计.ppt
链接地址:http://www.autoekb.com/p-7585.html
关于我们 - 网站声明 - 网站地图 - 资源地图 - 友情链接 - 网站客服客服 - 联系我们

copyright@ 2008-2018 mywenku网站版权所有
经营许可证编号:京ICP备12026657号-3?

收起
展开