离合器设计论文

2024-06-03

离合器设计论文（共9篇）

离合器设计论文篇1

XX大学《汽车设计》课程设计题目:汽车膜片弹簧离合器设计学院：

机电工程学院班级：

12级车辆工程班学号：

姓名：

所属组别：

第X组目录 1.离合器主要参数的确定 2 1.1离合器的功用 2 1.2本次离合器设计所选车型基本技术参数 2 1.3离合器形式的确定 2 1.4离合器主要参数的选择 3 1.4.1 离合器基本性能关系式 3 1.4.2后备系数β 4 1.4.3单位压力P0 4 1.4.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t 5 1.4.5摩擦片外径D、内径d和厚度b 5 1.5摩擦片材料选择和尺寸校核 6 1.5.1摩擦片材料选择 6 1.5.2摩擦片尺寸校核 7 2扭转减振器设计 8 2.1扭转减振器选型 8 2.2扭转减振器主要参数选择与设计计算 9 3.膜片弹簧的设计 10 3.1 膜片弹簧基本参数的选择 11 3.1.1比值H/h和h的选择 11 3.1.2 R和R/r值的选择 11 3.1.3α的选择 12 3.1.4分离指数目n和切槽宽δ1、δ2、及半径re的选取 12 3.1.5膜片弹簧小端内半径及分离轴承作用半径的确定 12 3.1.6压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定 12 3.1.7膜片弹簧工作点位置的选择 12 3.2 膜片弹簧强度计算 13 3.2.1 P-λ图 13 3.2.2强度校核 14 参考文献 16 1.离合器主要参数的确定 1.1离合器的功用离合器是汽车传动系中直接与发动机相关联的部件，其主动部分和从动部分可以暂时分离，又可以逐渐接合，并且在传动过程中还要有可能相对转动，通过主动、从动两部分的相互作用把发动机的动力扭距传递给驱动系统，来实现汽车的起步、换挡等功能。离合器的作用有三：一是保证汽车平稳起步，二是保证传动系换挡时工作平顺，三是防止汽车传动系过载。

1.2本次离合器设计所选车型基本技术参数表1-1 捷达整车参数汽车型号捷达 GTI 16V 发动机最大功率（kw）/(r/min)102/6100 总质量ma（Kg）1470 发动机最大扭矩（N.m）167 轮胎规格 185/60VR14 最高车速（km/h）205 车轮半径r（mm）233.3 最高转速（r/min）6650 主减速比 3.67 载重量（kg）460 变速器一档传动比 3.45 1.3离合器形式的确定目前在汽车离合器中，摩擦式离合器用得最为广泛。摩擦式离合器按结构分可分主动部分（包括飞轮、离合器盖和压盘）、从动部分（从动盘总成）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（包括分离叉、分离轴承、分离踏板和传动部件）。在膜片弹簧离合器中膜片弹簧有压紧弹簧和分离杠杆的双重作用，所以膜片弹簧离合器的结构设计主要是包括从动盘总成、膜片弹簧和压盘总成三个部分。

根据车型技术参数，此次设计所选捷达离合器为推式操纵的拉式膜片弹簧离合器。它是目前汽车离合器中比较流行的第三代产品。拉式膜片弹簧的安装方向与推式相反，在接合位置时，膜片弹簧的大端支承离合器盖上，而以中部压紧在压盘上。它与推式相比具有许多优点：

（1）结构简化，捷达离合器盖总成中取消了膜片弹簧中间的支承各零件；

（2）扭矩容量更大；

（3）分离得更彻底；

（4）操纵踏板更为简单；

（5）使用寿命更长。

（a）(b)(c)安装前位置安装后分离位置图1-1 膜片弹簧离合器工作原理示意图 1—飞轮；

2—摩擦片；

3—离合器盖；

4—分离轴承；

5—压盘；

6—膜片弹簧；

7—支撑环 1.4离合器主要参数的选择 1.4.1 离合器基本性能关系式离合器的基本功能之一是传递力矩，因此离合器转矩容量是离合器最为基本的性能之一。通常它只能用来初步定出离合器的原始参数、尺寸，它们是否合适最终取决于试验验证。

根据摩擦力矩公式(1-1)式中 Tc—离合器静摩擦力矩；

β—后备系数；

f—摩擦因数；

Z：摩擦面数；

po—单位压力；

D—摩擦片外径；

c—内外径之比。

为保证离合器在任何情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=βTemax(1-2)有了上面的关系式，对于一定的离合器结构而言，只要合理选择其中的参数，并能满足上面的关系式，就可估算出所设计的离合器是否合适。

1.4.2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。在选择时，应该要注意到下面3点：

1）离合器在摩擦片磨损后还应能正常地传递发动机的最大转矩。

2）要防止离合器滑磨过大。

3）要能防止传动系过载。

显然，如果选择的β过小，发动机的最大转矩不能正常传递；

如果选择的β过大，那么离合器尺寸过大，会导致传动系超负荷，难以操作。我们可以根据使用条件的好坏来适当地选取β的大小。在摩擦片磨损之后，离合器的压力依然能够可靠平稳，所以选取的β值可以较小；

双片离合器的β值应大于单片离合器。

表1-2 离合器后备系数β的取值范围车型后备系数β 乘用车及最大总质量小于6t的商用车 1.20~1.75 最大总质量为6~14t的商用车 1.50~2.25 挂车 1.80~4.00 本设计是捷达小轿车离合器的设计，故宜取小值，本次设计取β = 1.45 1.4.3单位压力P0 单位压力决定了摩擦表面的耐摩性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选择单位压力必须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。

当摩擦片采用不同材料时，按下表范围选取：

表1-3 摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力P0 /MPa 石棉基材料模压 0.15～0.25 编织 0.25～0.35 粉末冶金材料铜基 0.35～0.50 铁基金属陶瓷材料 0.70～1.50 根据车型的具体参数此次设计选用石棉基编织材料，取=0.30MPa。

1.4.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t 摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见下表。

表1-4 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围[3] 摩擦材料摩擦因数石棉基材料模压 0.20～0.25 编织 0.25～0.35 粉末冶金材料铜基 0.25～0.35 铁基 0.35～0.50 金属陶瓷材料 0.4 本次设计采用石棉基编织材料，所以取f = 0.30。

摩擦面数Z为离合器从动盘数是的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。本次设计为单片离合器，故Z = 2。

离合器间隙△t是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙△t一般为3～4mm。本次设计取△t =3 mm。

1.4.5摩擦片外径D、内径d和厚度b 摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。

当离合器结构形式及摩擦片材料、后备系数β和单位压力已选定情况下，可根据公式 D=312βTemaxπfZP0(1-c3)(1-3)摩擦片外径D（mm）也可根据发动机最大转矩按如下经验公式选用：

D=kDTemax(1-4)式中kD为直径系数，取值范围见表1-5 表1-5直径系数kD的取值范围车型直径系数kD 乘用车 14.6 最大质量为1.8-14.0t的商用车 16.0-18.5（单片离合器）13.5-15.0（双片离合器）最大质量大于14.0t的商用车 22.5-24.0 依据Tmax=167Nm,kD取14.6，且摩擦片内径可根据d/D在0.53～0.70之间确定，此处取内外径之比c=0.7由(1-3)计算得：D=198.5mm,d= 139.0mm.初步确定D后，还需根据摩擦片尺寸的系列化和标准化进一步确定。根据标准（GB1457-74）的规定：

表1-6离合器尺寸选择参数表外径D/mm 内径d/mm 厚度h/mm 160 110 3.2 180 125 3.5 200 140 3.5 225 150 3.5 最后确定：外径D=200mm,内径d=140mm,内外径之比c=0.7而摩擦片的厚度b主要有3.2mm,3.5mm和4mm三种。此处取b=3.5mm 1.5摩擦片材料选择和尺寸校核离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：

（1）摩擦因数较高且稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度变化对其影响要小；

（2）具有足够的机械强度和耐磨性；

（3）材料密度要小，以减小从动盘转动惯量；

（4）热稳定性好，高温下比较稳定；

（5）磨合性好，不致刮伤飞轮和压盘表面；

（6）接合平顺，无“咬合”或“抖动”现象；

（7）长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象；

（8）油、水对其摩擦性能的影响要达到最小。

1.5.1摩擦片材料选择离合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基材料具有摩擦因数较高（大约 0.3～0.45）、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。目前主要应用于中、轻载荷下工作。

所以本次设计选取石棉合成物制成的摩擦材料.1.5.2摩擦片尺寸校核 1）最大圆周速度摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过65～70m/s，即 m/sm/s 式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；

为发动机最高转速取6650；

为摩擦片外径径取200mm；

故符合条件。

2)摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70 范围内：

c=0.70∈｛0.53～0.70｝ 3)保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，β应在1.2～1.75 之间，而由（1-1）计算的Tc=247.6Nm,将其代入（1-2）式得：

β= Tc/ Temax=1.48∈｛1.20～1.75｝（2）单位面积滑磨转矩单位面积滑磨转矩应小于其许用值，即 =（1-5）所以＝(N·/)式中，为单位面积滑磨转矩(N·m/mm2)，可按表1-7选择表1-7许用单位面积滑磨转矩[T∞]的要求外径D/mm ≤210 ＞210—250 ＞250―325 ＞320 T∞/（N/mm）2.8 3 3.5 4 当摩擦片外径D＜210时，=1.30 N·/＜故符合要求。

4)为了减少汽车起步过程中的离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值，即：

（1-6）式中，ω—单位摩擦面积滑磨功(J/mm2)；

[ω] —其许用值0.4 J/mm2；

是汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可根据下式计算(1-7)式中：ne—发动机转速，乘用车取2 000r/min；

ma—汽车总质量(kg)，为1470kg；

rr—汽车轮胎滚动半径，为233.3mm；

ig—汽车起步时所用变速器档位的传动比，数值取3.45；

i0—主减速器传动比，取3.67。

各个数值代入(7)式：得到W=10920.9J，再把W和摩擦片的各个数值代入式(6)，得：

w=0.34J/mm2≤[w]=0.4J/mm2。

经过校核可知，摩擦片的设计符合相应的设计要求 2扭转减振器设计 2.1扭转减振器选型由于发动机传到汽车传动系中的转矩是周期地不断变化的，从而使传动系统产生扭转振动。若振动频率与传动系的自振频率相重合会发生共振，影响传动系中零件的寿命。为避免共振，缓和传动系所受的冲击载荷，在许多汽车的传动系统中装设了扭转减振器，且大多数将扭转减振器附装在离合器的从动盘中。

图2-1 扭转减振器工作示意图 1、2—减振弹簧；

3—从动盘本体；

4—阻尼片；

离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动。动盘本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。因为有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和。传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来。

2.2扭转减振器主要参数选择与设计计算扭转减振器的设计计算着重于减振弹簧。

1)减振弹簧的材料：采用60Si2MnA弹簧钢丝。

2)减振弹簧个数Zj的选取：

当摩擦片外径D250mm时，由于D=180mm，所以Zj取4。

3)减振弹簧的位置半径R0 减振弹簧的位置半径R0一般取(0.60～0.75)d/2,即37.5~43.75mm,同时为了保证离合器可靠的传动发动机的转矩，减振弹簧位置直径2R0约小于摩擦片内径约50mm，所以取R0=40mm。

4)极限转矩Tj 极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取：

Tj=(1.5～2.0)Temax(2-1)式中，Temax—发动机最大转矩；

Tj—极限转矩。

乘用车取相应系数为2.0，所以Tj=334N×m。

5)扭转角刚度kj 为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度kj，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。kj取决于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸：

kj=KZjR02×103(2-2)式中K—每个减振弹簧的线性刚度(N/mm)；

Zj—减振弹簧的个数；

R0—减振弹簧位置半径(m)。

减振器的角刚度既要满足传递足够大的转矩的要求，又要满足为了避开共振而尽量降低其值的要求，这在实际上是做不到的。因此，减振器的角刚度kj的最后确定，常常是结构所允许的设计结果，设计时选kj为：kj ≤ 13Tj。

由于设计的是乘用车的发动机，常工作时的转速是较高的，且保证发动机的工作较稳定，所以选择kj较小，取kj=10Tj=3340N×m。

这样每个弹簧的线性刚度为K= kj/(ZjR02)=5.2×105 N/mm。

6)阻尼摩擦转矩Tm 由于减振器扭转刚度kj受结构及发动机最大转矩的限制，不肯能够很低，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的阻尼摩擦转矩Tm，一般可选：

Tm=(0.06～0.17)Temax(2-3)式中Tm—阻尼摩擦转矩；

Temax—发动机最大转矩。

按经验选Tm=0.12Temax=20.04N。

7)预紧转矩Tn 减振弹簧在安装时都有一定的预紧力。研究表明，Tn的增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但Tn不应大于Tm，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取：

Tn=(0.05～0.17)Temax(2-4)式中Tn—预紧转矩；

Temax—发动机最大转矩。

取Tn=0.10Temax=16.7N。

8)极限转角jj 减振器从预紧转矩Tn增加到极限转矩Tj时，从动片相对从动盘毂的极限转角jj为(2-5)式中 —极限转角；

R—减振弹簧位置半径；

Dl—减振弹簧的工作变量。

通常取3o～12o，由于设计的乘用车的离合器，所以对发动机的平顺性要求较高，所以取。

3.膜片弹簧的设计 3.1 膜片弹簧基本参数的选择图3-1 膜片弹簧的基本尺寸 3.1.1比值H/h和h的选择要准确选择比值H/h可以获得比较理想的特性曲线并获得最佳的使用性能，因为H/h的选择对膜片弹簧的弹性特性有着很大的影响。膜片弹簧的弹性特性由碟簧部分决定，与自然状态下内锥高H及弹簧钢板厚h有关。不同的H/h值有不同的弹性弹性（见下图），当＜(H/h)＜2，特性曲线有一段负刚度区域，即随着变形增加载荷反而减小；

该特性很适于作为离合器的压紧弹簧，可以利用其负刚度区使分离离合器时载荷下降，以达到操纵省力的目的。

图 3-2 H/h对膜片弹簧弹性特性的影响而实际的工作要求中，兼顾操纵简单和压紧力的落差不致过于灵敏，离合器膜片弹簧一般取 1.5＜(H/h)＜2，板厚h为 2～4mm。

取h =2.5mm，H/h =2，得H =5mm，h =2.5mm。

3.1.2 R和R/r值的选择要根据结构的要求和摩擦片的尺寸大小来选择膜片弹簧的大端半径R，R/r的选定影响材料利用效率，该比值越小，则弹簧材料的利用效率越好。对于汽车离合器膜片弹簧，通常取R/r =1.20～1.35。

此次设计取R/r =1.25，r大于摩擦片平均半径Rc，其中：

（3-1）由式 3-1计算得Rc=85mm，故取r =86mm；

因为1.25r =107.5，故取R =108mm。

3.1.3α的选择膜片弹簧在自由状态下圆锥底角α与内截锥高度H关系密切，α=tan-1HR-r≈HR-r=12.8°一般在9°～14°范围内，故符合要求。

3.1.4分离指数目n和切槽宽δ1、δ2、及半径re的选取分离指的数目n常取为18；

=3.2～3.5mm；

=9～10mm；

re的取值应满足（r-re）≥要求。

取分离之数目n =18，＝3.2mm,=10mm；

为re满足r-re≥，取re≤r-=86-10=76mm，可取：re＝76mm。

3.1.5膜片弹簧小端内半径及分离轴承作用半径的确定由离合器结构决定，膜片弹簧小端内径最小值应大于变速器第一轴花键的外径；

应大于。

由＜2，则取＝15mm,再取分离轴承＝18mm。

3.1.6压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定 r1和R1的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于r且尽量接近r；

R1应略小于R且尽量接近于R。

故选择：r1＝87mm，R1 ＝107mm。

3.1.7膜片弹簧工作点位置的选择汽车离合器膜片弹簧特性曲线如图 4-2 所示，选择好曲线上的几个特定工作点的位置很重要。曲线上拐点H对应膜片弹簧压平位置，且。

图 3-3 膜片弹簧工作点位置图[2] 新离合器处于接合的时候，一般在点M与点H之间选取膜片弹簧工作点B，为了保证其压紧力从P1B到P1A变化不大，摩擦片在最大磨损限度范围内应该选取。膜片弹簧在分离的情况下点从B变到C，而C点之所以要靠近N点。是为了尽量地减小踏板力。

3.2 膜片弹簧强度计算 3.2.1 P-λ图 1，碟形弹簧的形状如以锥型垫片，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分——分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F1表示，加载点间的相对变形（轴向）为λ1，则压紧力F1与变形λ1之间的关系式为:（3-2）式中：

E——弹性模量，对于钢，μ——泊松比，对于钢，μ=0.3 H——膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度 h——弹簧钢板厚度 R——弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径 r——弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径 R1——压盘加载点半径 r1——支承环加载点半径表3-1膜片弹簧弹性特性所用到的系数 R r R1 r1 H h 108 86 107 87 5 2.5 代入（3-2）得(3-3)对（3-3）式求一次导数，可解出λ1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点。

凸点：mm时，N 凹点：mm时，N 拐点：mm时，N 2，当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为P2，对应此载荷作用点的变形为λ2。由表3-2膜片弹簧工作点的数据 2.69 6.40 4.55 9.28 22.08 15.69 6213.81 3555.09 4878.50 1801.10 1030.46 1414.106 3.2.2强度校核膜片弹簧大端的最大变形量，由公式：

得：

≤1500—1700MP 所以强度符合要求。

参考文献.[1] 王望玉，汽车设计.—4版.—北京：机械工业出版社，2004.8。

[2]徐石安，江发潮，汽车离合器．北京：清华大学出版社．2004。

[3]《汽车工程手册》编辑委员会编．汽车工程手册．北京：人民交通出版社，2001。

[4] 李林，刘惟信，汽车离合器盖结构的最优化设计．北京汽车，1991，6。

[5] 蔡兴旺主编，汽车构造与原理．北京：机械工业出版社，2004。

离合器设计论文篇2

棘轮离合器是超越离合器的一种, 分为外啮合和内啮合棘轮离合器两类。常见的棘轮离合器为内啮合棘轮离合器, 由棘轮、离合器支撑销、离合器销子、离合器弹簧、棘爪和拨轮组成, 结构简图见图1。

在弹簧的作用下, 棘爪前端始终朝上, 嵌在棘轮的齿槽中。当发动机启动时, 在连接轴作用下棘轮开始顺时针旋转, 并带动棘爪一起旋转。在离合器销子的作用下, 棘爪带动拨轮旋转, 此时棘轮离合器处于合闸状态;当发动启动后, 拨轮和棘爪达到一定的转速, 在离心力的作用下, 棘爪末端甩出, 以离合器销子为圆心旋转, 棘爪前端克服离合器弹簧的弹力后与棘轮齿槽槽底分离, 棘爪处于脱开状态, 棘轮和拨轮以各自的转速旋转, 互不干涉。

1 棘轮离合器设计

1.1 棘轮设计

棘轮是棘轮离合器中关键的功能件, 其设计的优劣将影响整个部件的外形尺寸及可靠性。针对棘轮的设计, 参考资料很多, 结合多年的工作经验, 本节主要从结构设计和强度设计两个方面进行简单的论述。

1.1.1 结构设计

在进行棘轮结构设计时, 首先应根据离合器的整体布局、空间尺寸要求确定棘轮的外部轮廓尺寸。棘轮轮齿与棘爪啮合, 传递转速与载荷, 是较为重要的零件。目前, 棘轮齿形已经标准化, 棘轮齿数一般在12~20范围内选取。齿数越多, 啮合时冲击越小;但齿数越多, 棘轮外轮廓直径越大。因此设计时需要在充分考虑空间结构的情况下, 选取较多的齿数。棘轮的齿距在棘轮齿顶圆上度量, 齿距P=πm, m为棘轮模数。

棘轮受载荷轮齿平面必须通过棘轮轴心线, 棘轮应与棘爪安装轴的轴心线重合, 以保证工作时棘爪能够与棘轮轮齿平面充分接触, 均匀承受载荷。

1.1.2 强度计算

工作时, 力主要作用在棘轮的轮齿上, 主要为弯曲和挤压作用力, 所以应从弯曲强度和挤压强度两个方面进行计算。一般来说, 棘轮是棘轮离合器中强度储备较为充裕的零件, 工作过程中不易损坏, 因此按照公式进行校核计算后完全能够满足使用要求。

1.1.2. 1 按弯曲强度计算棘轮齿

按照弯曲强度计算棘轮轮齿时, 应参照下列公式:

式中:m-棘轮模数, , m m;

p-周节, mm;

T-棘轮轴所受的扭矩, N·m m;

z-棘轮的齿数, 取z=12~20;

ψ-齿宽系数, , 取ψ=1.0~2.0;

b-齿宽, m m;

[σ]-棘轮轮齿材料的许用弯曲应力, MPa。

1.1.2. 2 按棘爪尖与齿顶受挤压计算棘轮齿

按照棘爪尖与棘轮齿顶受挤压计算棘轮轮齿强度时, 应参照下列公式进行:

式中:F-棘轮的圆周力, , N;

D-棘轮齿顶圆直径, D=z m, m m;

[p]-许用单位线压力, N/mm。

1.2 棘爪设计

1.2.1 棘爪结构设计

棘轮的尺寸确定后, 根据棘轮的尺寸来设计棘爪的尺寸, 棘爪长度一般为2倍棘轮齿距。

由于棘轮离合器是依靠离心力的作用, 保证在规定转速状态时棘爪与棘轮脱开, 因此设计过程中与弹簧的设计进行综合考虑。为了降低棘爪脱开时的离心力, 减小弹簧的结构尺寸, 棘爪可以进行适当的减重设计。

棘爪是棘轮离合器中较为关键的零件, 在棘轮离合器工作过程中, 棘爪可能频繁在合闸与脱开状态转换, 因此应该考虑尽量提高棘爪的静强度安全系数。例如, 倒圆、倒角处尺寸应尽量大一些。

1.2.2 棘爪强度设计

为了减小冲击, 一般需要设计安装2个以上的棘爪。安装时, 使棘爪在轮齿周节内错开一定距离, 并均匀分布。棘爪的回转中心, 一般选在圆周力F的作用线方向, 棘爪长度通常取等于2p。

棘爪可制成直头形或钩头形, 一般情况下多采用钩头型, 对钩头形的棘爪则应按受偏心拉伸来计算。基本公式为:

式中:MW-弯矩, MW=F e, N·m m;

Z-棘爪危险截面的截面系数, mm3;, 其中b1为棘爪宽度, 一般比棘轮齿宽2~3mm, δ为棘爪危险截面的厚度, m m;

A-棘爪危险截面的面积, m m 2, A=b1δ;

[σ]-棘爪材料的许用弯曲应力, MPa。

F-作用在棘爪上的力, N。

1.3 离合器弹簧设计

离合器弹簧为圆柱扭转弹簧, 应根据拨轮在不同转速时, 棘爪末端产生的离心力进行弹簧弹力设计。另外, 由于制造误差及装配间隙等因素影响, 棘爪脱开时的力会有一定的差别, 因此应将弹簧设计为多个组别 (图2中角度C取不同数值) 。

1.4 棘轮离合器装配

为了保证棘爪和棘轮工作齿面接触完好, 棘轮离合器装配时必须对棘爪工作面和棘轮工作齿面进行着色检查, 一般来说, 着色面积沿轴向不小于9 0%, 沿径向不小于8 0%。

棘爪固定在安装轴上, 必须沿周向均匀分布, 以保证各个棘爪都能够同时与棘轮齿啮合。

离合器弹簧频繁处于工作状态, 易产生疲劳损伤, 因此装配过程中应尽量避免划伤或碰伤弹簧。

2 试验修正

设计制造好的棘轮离合器, 其脱开转速是否符合设计要求, 必须在专用试验台上进行运转脱开试验。

考虑到零件的制造、装配误差等因素的影响, 试验过程中允许在规定位置对棘爪进行去重或更换不同组别的弹簧, 一般的要求为:

(1) 允许从棘爪尾部两侧面对称的去除重量, 考虑到棘爪的结构强度, 每面切除深度一般不超过1.5mm。

(2) 根据不同的试验转速, 装配相应的弹簧;为了能够方便地更换弹簧, 装配时, 离合器销子不能铆死, 待试验完成后方可铆死。

(3) 一般需要试验5次。单次试验, 每个棘爪的脱开转速差不能大于200r/min, 取试验结果中最小转速为脱开转速, 并以该次试验所选取的弹簧装配棘轮离合器。

3 总结

目前, 棘轮离合器在航空、航天等高科技领域应用的还不多, 但是随着新材料、新技术的发展, 棘轮离合器的空间外形尺寸可以做的很小, 重量也可以降得很低, 可以广泛应用于航空、航天等技术先进的领域。

参考文献

[1]林基恕.航空燃气涡轮发动机机械系统设计[M].北京:航空工业出版社.2005年6月, 156-157

湿式多片离合器的设计分析篇3

摘要：湿式多片离合器作为双离合变速器的关键部件，对整车传动效率、换挡品质有着重要的作用，文章阐述了湿式多片离合器设计分析方法，并且结合工程实际，提出简化的摩擦片当量半径和油压推算公式，为工程设计提供了理论依据。

关键词：离合器；设计；分析

中图分类号：U463.211 文献标识码：A 文章编号：1006-8937（2015）24-0027-01

双离合变速器（Dual Clutch Transmission）DCT有别于一般的自动变速器系统，它基于手动变速器而又不是自动变速器，除了拥有手动变速器的灵活性及自动变速器的舒适性外，还能提供无间断的动力输出。目前国外汽车工业强国已经开始量产，在一些高档车型上开始普及，可见离合器作为重要的传动接合部件对整车性能的重要。本文以某型双离合变速的输入来研究湿式多片离合器的设计分析。

1 模型

通常设计人员依据整车厂提供的技术要求和变速器的布局来设计离合器，在保证满足技术的前提下竟可能降低成本，整体结构如图1所示。

[图1 湿式多片离合器结构简图]

离合器的结构中，摩擦片对离合器工作性能影响很大。离合器摩擦副元件由摩擦元件及对偶元件两部分组成。其特点是：可在主、从动轴转速差较大的状态下实现平稳、柔顺的结合。因为最大传输扭矩较小，使用金属摩擦材料，如铜基粉末冶金就可以满足轿车、货车等机械的制动上的需求。

2 传递扭矩关系的确定

湿式多片摩擦离合器的摩擦转矩与摩擦副数、摩擦系数、压紧力和作用半径有关。其关系式为：

T=βμFrez

电磁高速离合器的改造篇4

电磁高速离合器的改造

针对国内电磁高速离合器产品缺少的状况,从高速离合器结构特性及电流参数要求进行原因分析,指出了电磁高速离合器设计制造的`三大难题,并结合一改造实例,介绍了如何逐一解决这些难题,将一普通电磁离合器改造成电磁高速离合器.

作者：王彬 Wang Bin 作者单位：北京航星机器制造公司,北京,100013刊名：航天制造技术英文刊名：AEROSPACE MANUFACTURING TECHNOLOGY年，卷(期)：“”(4)分类号：V4关键词：离合器高速电磁改造

《离合器结构和工作原理》说课稿篇5

尊敬的各位评委、各位：

大家下午好！

我是陆丰市第二职业技术学校汽修专业的郑泽武！

今天我说课的内容是《离合器的结构和工作原理》。接下来我将从说教材内容，说教学策略、说教学过程、说教学反思四各方面对本课的教学设计进行说明：

一、说教材内容

二、1教材分析

我校该课程所选用的教材是由全国职业教育教材委员会推荐教材东北师范大学出版社出版李进强主编的《汽车底盘构造与维修》

《汽车底盘构造与维修》是汽车类专业的一门专业的核心课程，也是汽车维修、故障诊断与检测等后续专业课程的实践和理论基础。那么本课的内容就是就是选自该教材模块一传动系，第二节

《离合器》离合器的结构和工作原理这一知识点

本学习任务是在对汽车传动系统初步了解的基础上，所要认识的传动系统第一个组成部分。在此之前学生通过一年级汽车概论的学习已经具备了一定的专业基础，通过本任务的学习，能够使学生日后诊断与排除离合器的故障奠定扎实的基础。

如果我们从动力的产生、传递到输出来看，我们可以发现离合器这一知识点正出于一个关健的纽带作用。

因此本节课的内容起到一个承上启下的关健作用。

2教学目标

教学目标的确定

根据本课程教学大纲的要求和我校学生的实际情况，我把本节课的教学目标确定为以上知识、技能和情感三维目标。

首先在知识层面上通过教师的讲授，启发，多媒体的演示使同学们掌握离合器的基本结构组成，工作原理以及位置和作用。

其次在技能层面上，通过实操训练来使同学们掌握离合器的拆装技能和离合器压盘与摩擦片的简单检测。

最后通过学生在实训实操过程中的莫非企业整理、整顿、清洁、清扫、素养5S管理来培养学生养成练好的职业素养和行为习惯。

通过小组学习来培养学生的合作意识和团队精神。

2、教学重难点的确定

为学生日后诊断与排除离合器的故障奠定扎实的基础。我把本节课的教学重点确定为：

●重点：1.离合器的基本组成和工作原理；

由于离合器是汽车传动系统的关键部件，具有工作原理抽象的特点，因此我把本节课的教学难点确定为：

。★难点：离合器的基本组成和工作原理；

二、说教学策略

1、学情分析：本课的教学对象是我校汽修专业二年级的学生，该年龄阶段的学生，从现有素养水平和行为习惯来看，他们具有强烈的好奇心，过于好动，喜欢尝试，但是方法不够准确，动作常常不够规范，不够标准，行为上又比较不受约束，比较随意。

如果从现有的知识和能力水平来看，我们的学生通过中职一年级汽车概论和发动机构造与维修的学习之后已经了解汽车的基本组成，具备一定的动手能力，能够使用一些蚕蛹的工具和量具。

2教法与学法

本任务教学过程中，主要采用工学结合一体化教学模式，充分体现“教、学、做”一体化，整个教学环节在校内集多媒体、实训工位为一体的教室实现校内课堂 “教、学、做”。

1、教学方法

在教学过程中，我注重启发学生思维，激发学生的主动性，创造宽松和谐的教学氛围。充分运用了讲授法、多媒体仿真教学法、视听教学法，演示教学法等多种教法。吃透学生，讲透知识点；利用通俗的语言，多媒体仿真教学等方法，使抽象的问题形象化、复杂的问题简单化；运用实际维修案例使学生的知识得到很好的运用。

2、学习方法

那么在整个教学之前，我是要求学生课前预习，提高学习主动性；在整个教学过程中我通过图片，视频，仿真来引导学生观察探究；通过问题引导来启发学生思考探究；通过分组探究学习来提高学生的合作意识和团队精神、通过任务驱动学生自主探究学习，从而来提高学

生的自主学习能力；

三、说教学过程

接下来是本次说课的第三个环节，说教学过程。整个教学过程在时间上，主要是采用2课时的连堂课。

整个教学过程90分钟，主要有以上6个教学环节：1课前准备5分钟；2导入新课3分钟；3新课讲解30分钟；4引入案例16分钟；5分组实训30分钟；6考核评价6分钟

课前准备（5分钟）：

1：班级分组，小组分工，考勤，着装安全。

2：准备工位，将本次实训所用到的设备，工具，量具准备到位 3：分发本次课的实训任务书。导入新课：

首先展示一张学生所熟悉的这两款摩托车一款是有离合档位的，一款是无离合档位并通过问题引导学生对这两款车在操纵上的区别进行思考，紧接告知他们我们汽车也有这样的两款车，------再问，那么离合到底位于汽车的什么位置有什么作用呢？

新课讲解： 1位置与作用

展示图片，问题引导让同学们。观察离合器的位置。让学生通过观察图片寻找问题的答案。有利于提高同学们的课堂注意力，有利于提高同学们解决问题的能力，增强同学们学习信心。

2重点：基本结构组成

1）紧接着，是本节课的重点，首先我先通过一张离合器的半剖视图来让学生观察离合器的结构组成，再通过教师的讲解和多媒体的演示让学生形成对离合器的基本结构组成形成一个初步的感性认知，但是由于离合器各个零部件之间装配关系复杂，因此学生还未能对离合器形成一个全面的感性认知。紧接这我通过一个视频来进行教学。“视听教学法”和直观教学法，化抽象为具体，让学生对离合器的结构组成有个感性认知。

2）紧接着，我通过一张离合器的全剖视图，来让同学们全面的认识离合器的结构组成，通过归纳总结来使同学们对离合器基本结构组成形成一个理性的认知。这种由感性认知到理性认知的学习方式符合学生的认知规律。

3难点：工作原理

接下来是本节课的教学难点：离合器的工作原理。由于离合器的工作原理抽象，因此给学生的认知带来了恨大的障碍。所以在这里我充分的发挥多媒体教学资源的优越性，应用仿真教学法。利用一个离合工作全过程的动态仿真来进行直观教学；在仿真的过程中对离合器的连个状态，两个过程进行分析讲解。

4引入案例：

1）通过引入一个与离合器工作原理相关的离合器故障案例创设情景，让学生学以致用，提高学生运用知识解决问题的能力

2）通过案例分析使同学加深对知识的理解，通过角色扮演（学生为小李）提高学生的兴趣。

教师演示：

到这里，我们的同学已经跃跃欲试了，巴不得立马进入我们的实训教学区，进行实操演练，虽然通过教师的讲解，大部分同学已经掌握离合器的结构和工作原理，但是如果真正实操起来，还是会存在很多不规范，不标准的动作。因此在学生进入工位之前学生教师通过演示实训中的易错点，可以有效的规范同学们的动作。分组实训

接下来，每个小组组长带着实训任务、领着自己的小组成员进入工位进行分组实训，在分组实训的过程中首先是小组讨论，由组长给小组成员分配各自的任务。紧接着成员明确各自的任务后开始完成任务，自主学习。那么在整个过程教师担任巡回指导的角色，对实训过程中存在问题的小组及时给予协助指导。同时教师对各个小组完成任务，小组团队合作，实施任务的过程的5S管理等方面进行考核评价

完成任务后，小组内对各个成员的表现和任务完成情况进行小组考核和个人自我考核。最后由教师接合过程考核，小组考核，自我考核的情况以及实训过程中的问题和优点给予总结评价。

工学结合，一体化教学。让学生在“学中做，做中学”通过小组合作培养学生的团队精神和合作意识。提高学生的专业操作技能。

板书设计

本节课我采用框图式板书结构，力求用简洁的文字表述清楚

六、教学反思

优点：1.本节课教师通过充分的利用多媒体教学资源，运用视听教学法，仿真教学法等教法有效的突出了本节课的重点和难点，很好的提高了学生的学习兴趣。

2通过案例引入，实操训练有效的理论联系实际，提高学生运用知识解决问题的能力。

3通过在实操，实训的过程中的5S管理和分组实训的教学，培养了学生的团队合作意识和良好的行为习惯。学习信心和就业信心。

离合器设计论文篇6

适用机型：

1、闭式单点压力机：JA31-160B，K262，K272，JA31-160A（K262Б），机31-160，J31-250（K273Б）。J31-315（K265），J31-400（K275），JA31-315，J31-800。PKZ400/1000，PKZ630/1000，2、闭式双点压力机：BJ160/200，K372A，J36-250（K374B）J36-400（K366），PKZ400/2800，J36-800。

１、闭式双点双动压力机：DL315/1400，JA46-315。

２、精压机：J84-400（K844B），K846A，jA84-2000（PM-2000），846Б。３、曲轴式金属挤压机：J87-160、J87-300。４、多工位自动压力机：Z81-250，Z81-1250。５、金属屑压力机：Y83-400。

６、闭式侧滑块压力机：K984，J33-800（DU800/1250）。J33-500（DU500/1000），７、专用压力机：J2-016D/2。

一、认真执行《锻压设备通用操作规程》有关规定。

一、认真执行下述有关补充规定：

（一）工作前认真作到：

1、检查模具应安装正确，紧固牢靠：在单曲柄机械压力机上安装模具时，必须尽量使冲压件合力中心与压力机动中心重合，模具的支承面积不得小于滑块底面积的三分之一；在双曲柄机械压力机上安装模具时，两连杆承受负荷的不均衡度，不得超过压力机公称压力的三分之一。

2、清理滑块行程空间和模具空间的杂物。

1、调整油雾器的油量。调整平衡气缸、离合器拉伸垫的空气压力使其符合规定。

2、闭合高度的调整，必须严格按照说明书规定的调整程序和方法进行。

3、启动主电动机前，应先试验离合器的电磁气阀，确认气阀动作和离合器、制动器动作准确、灵敏，、可靠后，才能启动主电动机。主电动机转向必须与规定方向相符。

4、只有在平衡气缸送气的情况下才能开动滑块行程。

5、作空运转试车或更换模具或调整闭合高度后滑块的第一个行程，只准用“寸动”。其程序是：启动主电动机片刻，关闭主电动机，利用飞轮惯性“寸动”滑块行程，检查模具闭合高度调整和打料螺钉调整是否适当。确认无误后，再依次用“寸动”、“一次行程”、“连续行程”等工作规范操作。

（二）工作中认真作到：

1、绝对防止零件重叠加工。零件和余料未取出前严禁送料。

2、滑块运动时不准手伸入模具空间矫正或取、放零件。

3、有反车按钮的设备，须反车时，必须等待飞轮停止后，再按反车按钮。

4、点动行程只准在更换模具，调整模具闭合高度和检查设备时用，不准用于工作循环。

5、不准用连续行程压延较大较深的零件。

1、校平零件时，应将零件置于滑块的中心部位进行校平。

2、用于锻件热件的设备、锻件的温度不准底于600°С。

3、经常注意模具状况，如发现有松动或零件毛刺增大等现象时，应立即停机检查，排除故障后，再继续工作。

离合器实验台的设计与实现篇7

离合器的检测项目主要有以下几项:最大寿命检测 (即频次测试) 、空转摩擦扭矩、离心时的临界速度性能测试及工作状态下温度测试。由于离合器特别是逆止器应用的特殊性, 对每个批次生产的高速逆止器都要进行模拟工况检测。传统检测设备的控制是由传感器直接将检测数据传给控制仪表, 所以测试结果过于理想化和实际工作环境有很大的区别。

基于传统检测设备的局限性, 本文提出一种新的解决办法, 开发了一套新的控制系统, 其实验台由机械部分和电器部分组成。机械部分主要由驱动部分、加载部分、测力传感部分、支撑部分组成, 负载模拟和振动测试是其中的重要组成部分;电器部分由PLC、工控机、显示仪表及检测传感器构成控制系统的核心部件, 该系统反应迅速, 具备动态显示功能, 实时显示测试结果, 保证测试数据的可靠性, 提高测试效率。

2 机械部分的设计

机械部分主要由驱动部分、加载部分、测力传感部分、支撑部分组成。根据离合器测试要求, 用于测试离合器的动态扭矩、工作温度、频次测试。

2.1 产品部夹部分

离合器产品种类多, 批量小, 要求被测试产品装夹方便、快捷, 故采用常规装夹方式。三爪卡盘最为理想, 它定心好, 方便操作, 可靠性高, 为做偏心试验提供了条件。虽然承载能力比四爪卡盘差, 但所测试的产品尺寸较小, 所以影响不大。

2.2 负载模拟

(1) 内环负载模拟

内环负载能够通过在与内环相连的从动轴上简单地添加负载盘来实现, 如图1所示。

内环加载用电磁卸荷加载盘来实现加载控制。通过电磁离合器, 我们可以很方便地添加和减少负载, 可以轻松地模拟离合器在正常工作状态下突然超载到损坏的全部过程。可以检验在工作状况下离合器的抗超载能力。加载盘按各个扭矩不同分为三类, 通过不同搭配来调配测试所需数值。可调偏心块亦如此 (主要测试数据:离合器表面温度, 振动曲线和扭矩在超载时的变化, 测试完成后测量离合器各个部件的主要尺寸) 。

用偏心块给离合器进行偏心加载时, 注意可变负载盘安装位置, 被测试离合器和负载盘中间不能存在支撑点。不然会影响测试精度 (主要测试数据:振动曲线, 温度, 扭矩, 测试结束后测量离合器主要尺寸) 。由于偏心加载有一定的危险性, 加载时注意不要过大的超出离合器的许用载荷。

(2) 外环负载模拟

外环模拟和内环用同一系统, 只是加载时, 需要转换装置, 把内环加载系统连接到外环上。利用可变负载盘进行外环加载, 测试项目同上。由于间接作用于被测离合器, 所以测得数据因连接介质的关系会出现一定的偏差。测试前最好空载运行来测试仪器, 重新选择测试基点以便测试时减少三爪传动介质所带来的干扰。

2.3 振动测试

振动测试以机器振动作为信息源, 在机械运行过程中, 通过振动参数的变化特征来判断运行状况。

正常运动下状态如图2。图中振幅M随时间T做有规律的振动。非正常状态如图3所示出现突起振幅Mb, 如果一段时间后又恢复如图2, 表示离合器突然受到加速度或者突然出现负载变化。如果破坏突起没有消失, 表示离合器已经出现疲劳症状。这时第一个突起出现时间就是离合器可靠运行时间 (突发冲击载荷和加速载荷必须在被测离合器须用范围内) 。通过大批次测试我们就可以知道本类型离合器的准确寿命, 这里的寿命是可靠性寿命, 不是产品最终寿命, 破坏突起出现后, 离合器一般还能在疲劳状态下工作一段时间, 这个时间的长短由频次检测结果决定。

3 电控部分的设计

3.1 硬件设计

根据测试项目, 设计了如下的测试系统:

核心控制系统由PLC的I/O模块、数模转换 (A/D) 模块、PID调节器功能及PLC与工控机进行通信和显示等功能, PLC输入信号的直流电压由24V稳压电源提供, 检测脉冲信号通过直流继电器进行中间转换后传给PLC的输入端, 再由PLC的输出端传给控制元件, 根据运行方式激活不同的系统和驱动装置。采用压力控制仪表、温度控制仪表实时显示传感器数据, 并使仪表数据与工控机保持同步, 互相校对、检验。试验台的调节, 控制和监控以及为此必需的启动和停机程序都是通过试验台电子控制系统自动执行的。数据采样部分由压力传感器、温度传感器、速度传感器等实现。采用高精度传感器进行数据的采集, 保证数据的准确可靠。并备有传感器校准装置可以定期对传感器进行校对。

3.2 操作系统设计

实验台在工控机的控制下运行, 储存在工控机上的软件应在Windows 2000或Windows XP系统的操作界面上运行。操作者通过人机界面完成下列功能:统计测量参数, 将其换算成正确规格的物理参数, 并在显示屏上显示此物理单位。测量参数实时储存。

3.3 工控机画面设计

在工控机屏幕上设置报警、状况显示窗口、基本设置窗口、超越试验窗口、空转摩擦转矩试验窗口、静扭实验窗口、寿命试验窗口、备注窗口等7个信息页。在显示页上显示所有存在于系统中的测量值和额定值。根据不同形式的测量值或者额定值对象可以将所有参数进行实际整理和显示, 做到一目了然。

3.4 软件 (梯形图) 设计

控制系统的有效实现不仅仅取决于电路的连接, 还取决于主芯片根据各个管脚的状态给出正确的命令。该系统的程序开发可根据不同的软件平台来实现, 由以下几部分组成:

(1) 给定部分本控制系统对温度有一定的要求, 必须按照设定的温度曲线进行工作, 因此该系统要求用软件实现温度曲线的给定。

(2) 控制部分控制系统的工作由控制部分来实现。控制部分主要有启停控制、自动手动控制、信息指示、故障报警等。

(3) 模拟信号的处理各传感器的检测信号一般为模拟信号, 通过各种变送器转换为4～20mA的电信号输入到PLC中。

(4) PID调节部分在PLC中, 具有PID调节功能, 只要把给定值和反馈值分别送到指令规定的存储单元中, 通过执行PID指令实现PID调节, 将计算结果显示到温控仪表及工控机上。

4 结语

目前我国对离合器测试还没有国家标准及统一的行业技术标准。各个厂家通过多年的行业经验或通过国内的几个大厂家的企业标准进行测试, 因而测试系统的设计也是千差万别。本文设计的动态检测平台在设计理念上有很大的突破。

摘要：针对目前离合器行业检测设备的现状, 完成了离合器实验台的设计, 并通过PLC与工业控制机实现了各部分的有机控制与实时监控。

关键词：实验台,PLC,实时监控

参考文献

[1]于庆广.可编程序控制器原理与设计[M].北京:清华大学出版社, 2003.

电子控制硅油风扇离合器篇8

发动机冷却系统包括了水泵、冷却风扇散热器及相关组件。其中冷却风扇将消耗发动机功率的5％～8％左右，最大时约占发动机功率的10％。为了降低风扇功率消耗，减少噪声和磨损，防止发动机过冷，降低污染，节约燃料，目前的先进发动机上多采用风扇离合器来驱动风扇。

自博格华纳于上世纪发明世界上第一台硅油风扇离合器以来，冷却风赢的节能技术逐渐被提上议程并被各大OEM厂商所关注。汽车发动机冷却风扇的发展主要经历了固定风扇－硅油离合器驱动风扇－电子控制型硅油离合器驱动风扇的历程。

电子控制型离合器不同于传统的双金属感温控制模式直接读取发动机控制模块ECU信号，由离合器内部电磁阀根据发动机各部位温度传感器所提供的信息控制冷却风扇的转速。从而达到更为精确、迅速的反应。在降低系统噪音节约能耗方面比同类感温产品有着显著的提高。电子硅油离合器主要应用在欧3排放及以上的高档大型客车、卡车及部分工程机械车辆。

电子硅油离合器

图1清晰的表达了二种不同冷却系统(电子控制型硅油离合器与传统双金属感温式离合器)的技术原理。

图1左侧为双金属感温式离合器的热信号传递过程。冷却液经过散热器，并与流经散热器的冷气流进行热交换。感温式离合器前端的双金属片在感受到气流温度后开始产生形变，并驱动离合器内部的阀片打开或关闭离合器，从而达到控制风扇转速的目的。图1右侧则为电子控制型硅油离合器的控制信号线路。安装在散热器内的温度传感器直接感受冷却液的温度，并传送至发动机控制单元ECU，ECU经逻辑模块判断后，发出相应的PWM信号，PWM控制电子硅油离合器内的螺线管开关，驱动离合器内部的阀片打开或关闭离合器。

据博格华纳热能系统欧洲技术中心测试，采用电子控制硅油风扇离合器技术的冷却系统，与固定风扇冷却系统相比，可减少消耗发动机功率4.2％，与采用传统双金属感温硅油离合器技术的冷却系统相比，可减少消耗发动机功率1.2％。

离合器设计论文篇9

罗艳玲，吴克明，尹敬山

（大庆油田有限责任公司第六采油厂）

摘要：抽油机安装超越离合器后，可使抽油机原双向动力传动系统变为单向动力传动，不平衡负荷不再反拖电机发电，消除负功，提高电机和皮带的传动效率, 在皮带轮轮径不变的情况下，抽油机可以动态微量调整冲次, 降低交变载荷，提高泵效，在达到油井增产的同时，提高系统效率，达到节能目的。本文介绍了超越离合器在喇嘛甸油田现场应用的节能效果，证明该技术具有很好的推广价值，认为这是解决抽油机节电的又一重大发展方向。关键词：抽油机井；超越离合器；节能降耗喇嘛甸油田已进入高含水后期开发阶段，机械采油井生产用电量已占油田总用电量的1/3左右。对于游梁抽油机的节电已有许多研究和应用，并已取得较明显的节能效果。但是，挖掘抽油机节能潜力、创造更大的经济效益，仍然是采油工程技术研究的重点工作。1 抽油机电机发电与节电

抽油机的用电普遍存在着电机平均负荷率低和抽油机拖动电机发电的现象。由于这种状态发生时没有明显的不良反映和后果，因而没有引起人们的足够重视，以致很少有人对它进行研究和处理。但是，抽油机电机的这种异常发电状态如果不及时控制，长期下去就可能对油田现场电网和电机造成不良影响，因此有必要首先分析研究抽油机工作中电机的发电运行机理，以便采取措施对其进行有效的控制。1.1 存在发电现象

由于抽油机负载波动很大，在抽油机的正常运转中会出现抽油机的运转速度大于电机对它的驱动速度的情况，这时抽油机就拖动电机发电。从现场实测的上百井次的抽油机用电功率曲线来看（图1、2），都存在抽油机拖动电机发电的情况，最大发电功率可达40 kW。

图1 某抽油机井实测扭矩特性曲线图2 某抽油机井实测电功率曲线 1.2 抽油机拖动电机发电浪费机理浅析

1.2.1从能量转换的角度考虑，电网的电能由电机转换为机械能，传送给抽油机。设此时转换效率为η1，当减速箱输入轴的转速大于电机对它的驱动速度时，抽油机拖动电机运转，抽油机将一部分能量传送给电机，由电机再将这部分能量转换为电能馈送回电网。设此时的转换效率为η2，整个电能--机械能--电能转换过程的总效率η0＝η1*η2，因为总效率是2个小于1的数的乘积，所以作者简介：罗艳玲（1971－），助理工程师，现从事油田地质开发工作。

总效率很低，说明在整个电能--机械能--电能的转换过程有很大一部分能量被浪费掉。1.2.2 电机电能被电网的利用，还有待于进一步研究。但是，由于电动机发的电不会完全与电网同步和存在线路损耗，可以肯定电机发的电不能完全被电网利用。

1.2.3 发电量由抽油机平衡状态决定。由现场实测示功图和电功率曲线对比可看出，一口井的供液情况相对好时，平衡好，发电少；供液情况差时，平衡差，发电多。在我国新颁布的电业法中明确规定，用电器的功率因数必须达到0.85以上，否则将处以120%的罚款，这对使用电业部门电力的油田来说，提高抽油机的功率因数迫在眉睫，而解决“倒发电”又是首当其冲的问题。2 抽油机超越离合器技术原理

超越离合器是一种只能单方向传输动力的机械机构，如自行车的飞轮。一般情况下，当曲柄的转速大于电动机作用于曲柄的驱动速度时，电动机做负功。而安装超越离合器后，在电动机做负功的瞬时由于棘轮的脱开可实现瞬态超越，使得原双向动力传动系统变为单向动力传动，动力不能反传回去，此时电机相当于空载运行，不平衡负荷不再反拖电机发电，消除了负功，可提高电机和皮带的传动效率，最终可达到增产和节能的目的。可将超越离合器安装在减速箱大皮带轮或电机皮带轮上，在基本不改变抽油机原有工作制度情况下，达到节能的目的；对抽油机的改动较小，安装便捷，重要的是对现场管理没有任何附加的影响。

对一个有离合器的抽油装置，离合器在负的净转矩期间从转满到离合，零转矩施加在组合皮带轮轴上，这种离合器允许齿轮、曲柄、连杆、游梁、驴头以及光杆在抽油杆柱或平衡块的重力作用下自由下落。根据负转矩时间长短，离合器至少每冲程周期离合一次。

此次现场应用的是新型磁力复位棘轮棘爪式超越离合器--MR超越离合器，该离合器用永磁件作为离合的部件，其优异性能在抽油机应用上得到充分体现。相对于滚柱或楔块式超越离合器，MR超越离合器的使用扭矩和工作寿命的关系曲线得到显著改善，该离合器最高已经在抽油机上额定工作扭矩下满载连续运行了3年。3 超越离合器现场应用与分析 3.1 超越离合器现场应用

2004年在喇嘛甸油田共安装试验了8口井，在减速箱皮带轮上安装6口，在电机皮带轮上安装2口，其中水驱5口井，聚驱3口井，机型全部为CYJY10-4.2-53HB。根据对其中7口井安装前后系统效率对比测试结果，平均冲次增加了0.23 次/min，产液量平均增加了6t/d，有功耗电平均下降1.66kW，平均系统效率由30.36%提高到41.97%，提高了11.61个百分点，平均有功节电率14.58%，见到了较好的节能及增产效果。

以水驱5-2414井为例，安装超越离合器前产液90t/d，有功17.69kW，系统效率43.94%，冲程2.92m，冲次7.75次/min，光杆悬点最大载荷53.88kN，最小载荷20.49kN。安装超越离合器后冲程不变，冲次7.96次/ min，增加了0.21次/min；产液95t/d，增加了5t/d；有功14.96kW，下降了2.73 kW；系统效率55.98%，提高了

12.04个百分点；光杆悬点最大载荷52.38kN，下降了1.5 kN；最小载荷24.90kN，上升了4.41kN，3 交变载荷减小。

从功率与电流曲线看，峰值功率由55.10kW下降到52.40kW，下降了2.7kW，且消除了负扭矩，对电机没有反馈发电现象（图3、4、5）。

图4 L5-2414装前功率曲线图5 L5-2414装后功率曲线 3.2 超越离合器应用分析

解决“倒发电”问题的方法有很多，如超高转差率电机、调压控制器、变频调速器等（见表1），这些方法只能减轻“倒发电”的程度，不能彻底消除“倒发电”现象。既经济又能彻底杜绝“倒发电”现象。表1 节电技术对比节电措施优点

不足节电率系统效率提高百分点无功补偿

提高电机功率因数使电机发电严重 10%左右 0 超高转差率电机

提高低负荷率下的效率和功率因数

电机仍存在发电 8%～12% 3左右

调压节能同上同上 5%～10% 3左右双功率电机同上同上 10%左右 3左右永磁电机同上发电更强 10%～15% 5左右

超越离合器

用机械方法避免电机被拖动发电不提高用电期的效率与功率因数

15%～20% 11左右整体参数优化