離合器設計基本過程

離合器設計基本過程演示文稿當前1頁，總共42頁。離合器設計基本過程當前2頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.主要步驟：1、離合器概述2、離合器主要參數的選擇及計算校核3、從動盤總成的設計4、離合器蓋總成的設計當前3頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.1、離合器概述1.1設計要求及其技術參數1.2結構方案分析1.3膜片彈簧的支撐形式當前4頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.1.1設計要求及其技術參數發(fā)動機功率：發(fā)動機轉矩：傳動比:

汽車的質量汽車的滾動半徑

=273mm當前5頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.1.2結構方案分析從動盤數的選擇：單片離合器壓緊彈簧和布置形式的選擇：拉式膜片彈簧離合器1.3膜片彈簧的支撐形式拉式膜片彈簧的支承形式——單支承環(huán)形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環(huán)上。當前6頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2、離合器主要參數的選擇及計算校核2.1離合器主要的參數2.2離合器的設計與計算2.3扭轉減振器主要參數2.4減振彈簧的計算當前7頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.1.1后備系數

后備系數是離合器設計中的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇時，應考慮摩擦片在使用中的磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。乘用車選擇：，本次設計取

=1.2當前8頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.1.2摩擦片外徑、內徑和厚度

摩擦片外徑是離合器的重要參數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。式中為汽車的最大轉矩；乘用車取

取摩擦片的厚度主要有三種。取當前9頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.1.3單位壓力單位壓力決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數等因素。選擇：，由于在范圍之內。式中取

當前10頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.離合器基本參數的校核當前11頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.2離合器的設計與計算2.2.1膜片彈簧基本參數的選擇2.2.2膜片彈簧的校核當前12頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.2離合器的設計與計算當前13頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.2離合器的設計與計算2.2.1膜片彈簧基本參數的選擇1)

比值和的選擇

為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h一般為1.5～2.0，板厚h為2～4mm。取h=2mm，=1.7，即=3.4mm。2)比值和、的選擇當前14頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.一般為=1.20～1.35。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，拉式膜片彈簧的

r值宜為大于或等于。取=85；

取=1.25則=85取=1053)的選擇

膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角與內截錐高度關系密切，一般在9°～15°范圍內。當前15頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.

符合要求。

4)分離指數目的選取

分離指數目n常取18，大尺寸膜片彈簧n可取24，小尺寸膜片彈簧n可取12。取分離之數目n=18。5)膜片彈簧小段內半徑及分離軸承作用半徑的確定由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。應大于。當前16頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.

表2—7可查得第一軸的外徑為29mm;

取=30mm=32mm6)切槽寬度、及半徑的確定

=3.2～3.5mm，=9～10mm，的取值應滿足r-re≥。本次設計取δ1=3.5mm，δ2=10mm，re≤r–δ2=75mm。7)壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定

取=87又取當前17頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.2.2膜片彈簧的校核為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始底錐角應在一定范圍內，即（符合要求）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即當前18頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.4)

根據彈簧結構布置要求，與，與之差應在一定范圍內，即5)

膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此其杠桿比應在一定范圍內選取，即當前19頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.經驗算校核，尺寸符合設計要求當前20頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.3扭轉減振器主要參數2.3.1極限轉矩

2.3.2.扭轉角剛度

2.3.3.阻尼摩擦轉矩

2.3.4.預緊轉矩

2.3.5.減振彈簧的位置半徑

2.3.6.減振彈簧個數

2.3.7.減振彈簧總壓力

2.3.8.極限轉角當前21頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.3.1極限轉矩

極限轉矩受限于減振彈簧的許用力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取=(1.5～2.0)

對于乘用車，系數取2.0。則=2.0×＝2.0×77＝154（N·m）當前22頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.3.2.扭轉角剛度

為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉角剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉速范圍內≤13Tj=13x154=2002(N·m/rad)當前23頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.3.3.阻尼摩擦轉矩

由于減振器扭轉剛度結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩。一般可按下式初選：=(0.06～0.17)Temax

取Tu=0.1Temax=0.1*77N·m=7.7N·m當前24頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.3.4.預緊轉矩

減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是不應大于，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取Tn=(0.05～0.15)Temax

取Tn=0.1Temax=0.1*77N·m=7.7N·m當前25頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.3.5.減振彈簧的位置半徑

2.3.6.減振彈簧個數取=6

2.3.7.減振彈簧總壓力

當限位銷與從動盤轂之間的間隙

或被消除，減震彈簧傳遞的轉矩達到最大值

時，減震彈簧受到的壓力

為當前26頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.3.8.極限轉角

一般通常取，對汽車平順性要求高或發(fā)動機工作不均勻時，取上限。本次設計取10°。當前27頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.4減振彈簧的計算2.4.1.減振彈簧的分布半徑：2.4.2.全部減振彈簧總的工作負荷2.4.3.單個減振彈簧的工作負荷：2.4.4.彈簧減振尺寸2.4.5.從動片相對從動盤轂的最大轉角2.4.6.限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙2.4.7.限位銷直徑當前28頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.4.1.減振彈簧的分布半徑：式中，d為離合器摩擦片的內徑。2.4.2.全部減振彈簧總的工作負荷

它是指在從動盤轂法蘭上缺口中的間隙消除時，減振彈簧壓縮到極限位置時的工作負荷。此時扭轉減振器所能傳遞的轉矩即為極限轉矩,由此可得為當前29頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.4.3.單個減振彈簧的工作負荷2.4.4.彈簧減振尺寸1)彈簧中徑；一般由結構布置來決定，通常左右。本次取12mm。

2)彈簧鋼絲直徑：式中為扭轉許用應力，可取550-600MPa。本次取550MPa通常所以取當前30頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.3)彈簧剛度：應根據已選定的減振器扭轉剛度值及其布置尺寸，根據式子：4)減振彈簧有效圈數：根據式子：式中，G為材料的剪切彈性模量，對碳鋼可取當前31頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.5)減振彈簧總圈數n：一般在6圈左右，總圈數和有效圈數的關系為6)減振彈簧最小高度：7)減振彈簧總變形量8)減振彈簧自由高度當前32頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.9)減振彈簧預變形量10)減振彈簧安裝工作高度2.4.5.從動片相對從動盤轂的最大轉角最大轉角和減振彈簧的工作變形量有關，其值為當前33頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.2.4.6.限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙\式中，為限位銷的安裝尺寸。值一般為2.5～4mm。所以可取為3mm,為41.10mm.2.4.7.限位銷直徑按結構布置選定，一般＝9.5～12mm?？扇?0mm當前34頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.當前35頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.3從動盤總成的設計3.1從動盤轂3.2從動片的設計3.3.摩擦片的設計當前36頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.3.1從動盤轂從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩T.由查表得當前37頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.3.2從動片的設計

從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求：

1)從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。

2)從動盤應具有軸向彈性，離合器結合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，減小磨損。

3)應安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。當前38頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.3.3.摩擦片的設計摩擦片應滿足以下要求：

1)摩擦因數較高且穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要小

2)具有足夠的機械強度與耐磨性

3)密度要小，以減少從動盤的轉動慣量。

4)熱穩(wěn)定性要好

5)磨合性要好，不至刮傷飛輪和壓盤表面當前39頁，總共42頁。華南理工大學廣州汽車學院丁偉華dingxing1001@163.comallrightreserved.4離合器蓋總成的設計4.1.離合器蓋結構設計的要求