第二章离合器设计.ppt

1-飞轮 2-从动盘 3-压盘 4-膜片弹簧
1．从动盘数的选择
对轿车和轻型、微型货车而言，离合器通常只设有一片 从动盘。双片离合器一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到 限制的场合。多片离合器多为湿式，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
三、膜片弹簧的支承形式
推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种，拉式膜 片弹簧支承结构形式按支承环数目不同分为两种。
各类汽车口值的取值范围通常为：
乘用车及最大质量小于6t的商用车 β=1.20～1.75
最大总质量为6~14t的商用车
β=1.50～2.25
挂车
β=1.80～4.00
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二、单位压力p0 单位压力po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
离 度合 b以器及的结基构本参参数数摩主擦要面有数性Z能和参离数合器 和间隙p0，t尺,摩寸擦参因数数Df 和。d及摩擦片厚
一、后备系数β
后备系数β是离合器设计时用到的一个重要参数，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，应考虑以下几点： 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)要防止离合器滑磨时间过长。 3)要能防止传动系过载及操纵轻便。
等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，加应取小些；当摩擦片外
径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，po应取小些；后备系数较大时，
可适当增大po。
当摩擦片采用不同材料时，po按下列范围选取：
石棉基材料
po=0.10～0.35MPa
粉末冶金材料
po=0.35～0.60MPa
金属陶瓷材料
po=0.70～1.50MPa
4.有效地降低传动系中的振动和噪声。
摩擦离合器主要由主动 部分、从动部分、压紧 机构和操纵机构四部分 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。
第二节 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。
传动片式是近年来广泛采用的结构，沿周向布 置的三组或四组钢带传动片两端分别与离合器盖和 压盘以铆钉或螺栓联接，传动片的弹性允许其作轴 向移动。当发动机驱动时，钢带受拉；当拖动发动 机时，钢带受压。此结构中压盘与飞轮对中性能好， 使用平衡性好，使用可靠，寿命长。但反向承载能 力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较 高，一般采用高碳钢。
推式膜片弹簧双支承环形式
推式膜片弹簧单支承环形式
推式膜片弹簧无支承环形式
拉式膜片弹簧支承形式
四、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、 键块式和传动片式多种。前三种的共同缺点是在联 接件之间都有间隙，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，降低了离合 器传动效率。
为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取 太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便， β又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可 选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减 少离合器滑磨，β应选取大些；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；发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；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；双片离合器的β值应大于单片离合器。
三、摩擦片外径D、内径d和厚度b
当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩Temax已知，摩 擦片外径D(mm)也可根据发动机最大转矩Temax(N·m)按如下经验公式选用
D K D Te max
第二章 离合器设计 汽车设计教案
第一节 概 述
离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总 成，其主要功用是:
1.切断和实现对传动系的动力传递，以保证 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.在工作中受到大的动载荷时，能限制传动 系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载 而损坏；
第三节 离合器主要参数的选择
摩擦离合器是靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的 静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为
TC fFZR C
(2—1)
式中， Tc 为静摩擦力矩； f 为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般 取0.25—0.30；F 为压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc 为摩擦片的平
均摩擦半径； Z 为摩擦面数，是从动盘数的两倍。
假设摩擦片上工作压力均匀，则有
dDAp0
F
p0 A
p0 (R2
r2)
p0
(D2 d 2)
4
4F
F
p0 (D2 d 2 ) (R2 r 2 ) (2—2)
式中，p0 外径；d
为摩擦面单位压力，A
2r 为摩擦片内径。
为一个摩擦面的面积；D
TC
12
fZp0D3(1 c3)
(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。
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 Temax
(2—5)
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。
2R
为摩擦片
摩擦片的平均摩擦半径Rc，根据压力均匀的假设，可表示为
Tc
2 3
fZF
R3 r3 R2 r2
RC
D3 d3 3(D2 d 2 )
2 3
R3 R2
r3 r2
(2—3)
当d／D≥0．6时，Rc可相当准确地由下式计算
RC
Dd 4
Rr 2
将式(2—2)与式(2—3)代人式(2—1)得