奧迪A3標準離合器汽服11403班

1、長春大學2015屆畢業(yè)設計說明書第1章緒論1.1 汽車離合器結構的發(fā)展在耦合結構的早期發(fā)展中，最在圓錐離合器。該樣機被安裝在1889年德國戴姆勒公司生產的鋼制車輪的汽車。它承擔了發(fā)動機飛輪取得錐形的離合器的積極成員。用一個 錐形離合器節(jié)目在這個時間延長到中期192a艮容易圓錐離合器生產領域容易解決摩擦。46它的摩擦材料已經般地用皮帶。當時有蹄 內蹄-鼓式。鼓式離合器取代了錐形離合器。該結構是現在用片式離合器（圖1-1）是在多片離合器的先驅，它不是直到1925年之后表現 出。所述多片離合器的主要優(yōu)點，車開始離合器接合相對平穩(wěn)，沒有效果。早在設計， 多片按成對，鋼板在青銅盤前的布局設計。山與純金屬

2、擦副，浸在油中以達到滿意的性 能。圖1-1盤式離合器結構圖1-飛輪2-離合器從動盤3-減振阻尼片4-減振器5-離合器壓盤7-離合器蓋石棉基摩擦材料修復和改進，離合器可以是適合于傳輸高轉矩，較高的溫度下承受。 此外，使用的石棉基摩擦材料更小的摩擦的區(qū)域后，摩擦板數量，從而可以減少整體位 移的多片式離合器對離合器的關鍵。 在20世紀20年代后期到20世紀30年代只有施工 車輛，只有在賽車和強大的汽車的使用發(fā)生多片式離合器。實際上，早在 1920年，有 單一干式離合器，這和與石棉補丁的發(fā)明在上述的摩擦。但在這段時間內一個相當長的 時間，由于不足的技術開發(fā)，它可以是一個單片離合器接合足夠光滑，等等。早

3、在第二 次世界大戰(zhàn)之后，離合器從動盤金屬整塊無摩擦表面，摩擦表面薄膜附著在飛輪和壓盤 的活躍部分，中間的彈簧通過杠桿效應，板后定位。然后被切換到多個較小直徑的彈簧（通常至少6）沿布置成現在的螺旋彈簧組件的最常用的方法在壓輾上直接壓力的周邊 的。近年來，濕式離合器中的技術的不斷提高，在一些其他重型車輛開始與濕式多片離 合器。與干式離合器作為強制冷卻用油泵的結果相比，低（低于93c）是摩擦面的溫度,因此不通過燃燒防滑板引起的開始時間。讀國內外學的信息，離合器壽命可達的干式離 合器的5-6倍，但在濕式離合器發(fā)揮的優(yōu)點是一定要在一定的溫度范圍內的負面效應實 現的，在溫度范圍。目前，這項技術還不是很完善

4、。1.2 離合器的功用1.2.1 離合器的主要功用1）離合器的主要功能是切斷傳輸實現了動力總成到汽車啟動，以確保如果發(fā)動機和傳動系從事順利平穩(wěn)啟動，以確保汽車平穩(wěn)起步。2）如果開關，斷開發(fā)動機和傳動系統(tǒng)，降低交流傳動齒輪之間的影響。3）在工作時受到大的動載荷，可限制傳動系的最大轉矩從因過載而被損壞進行各部分 的傳輸系統(tǒng)；動力傳動系統(tǒng)的振動和噪聲，可以有效地降低。1.3 離合器的新技術近年來，飛輪的新結構，高性價比的旋轉阻尼特性和理想的雙質量飛輪的出現，飛 輪包括主飛輪二次飛輪扭轉和組成， 排列成放射狀減震彈簧在有限的空間相當不錯的阻 尼教果。摩擦片用材料片的金屬陶瓷和陶瓷摩擦2。與石棉摩擦板在

5、使用比較這樣的摩擦 板具有施加的摩擦系數較高，在的情況下發(fā)生的相同的扭矩，允許在離合器壓盤的夾緊 力的降低。從而作用在離合器踏板上，以減少或收縮聯接件的結構力，而且還石棉摩擦 材料粉塵對人體的不良影響消除。電子提高了液壓自動變速裝置的自動變速機可以實現變矩器鎖止控制液壓鎖止離 合器的效率。鎖緊鎖止離合器才能完成的工作，這取決于發(fā)動機負載，輸出軸的速度， 換檔方式和互動。當鎖止離合器被鎖定，液壓傳動機械傳動鎖止離合器通過機械或液壓 變速器液壓傳動分離。膜片彈簧具有非線性的典型特性3,利用這一特點可以增加離合器抗磨損的髓力，同時使用中無須調整摩擦片的位置。離合器蓋和飛輪采用焊接工藝 連接時，利用膜

6、片彈簧可使抗磨損的能力提高 35。第2章設計方案論證2.1 選定離合器車型本次設計選定車型為奧迪(audi) a3s準型離合器1作為設計目標，該車主要參數如 下表1:表 2-1奧迪a3標準型主要性能參數汽車型號/奧通(audi) a3標準型一發(fā)動機最大功率，(kw) /(r/iiiin)*174/5600總質量% (kg)小1600發(fā)動機最大扭矩(n , mj /cr/miji).145/3800 /輪胎規(guī)格195/65 -vkl5q最高車速(km/h)-188車輪半徑r (廊)917. 2小最高轉速(r/nliii)*5600p主減速器比m4.2m載重量5104變速i器擋的傳動比ig*3.嬌

7、2.2 離合器設計的基本要求目前，各種汽車摩擦離合器是一種普遍靠提供電源的主，從動部件之間的摩擦，可 以分離設備。離合器的主要功能是切斷和驅動電機和接合平穩(wěn)，以達到以確保順利啟動 汽車；在發(fā)動機和傳動系的分離，減少了換檔變速器的影響搬遷 ；受在當負載極限，傳動 系統(tǒng)的最大轉矩經受部件的工作的更大的活力防止由于驅動損壞；動力傳動系統(tǒng)的振動 和噪聲，可以有效地降低。為了保證離合器具有良好的工用性能，設計離合器應滿足如 下基本要求：1)在所有駕駛條件下，都可靠地傳遞發(fā)動機的最大扭矩，并且有足夠的儲備，而且 還防止驅動系統(tǒng)力矩過載。2)為了撼動參與，光滑，柔軟完成，以確保沒有汽車起步和效果。 快速完成

8、分離。3) 從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨 損。4)它應保證有足夠的熱容量和良好的通風效果，即溫度不能太高，這具壽命。5)它應該便于能夠扭轉振動阻尼傳動系統(tǒng)，并吸收振動，降低噪音，避免沖擊的能 力。6)輕，合理，操作以減少操作者的疲勞。7)作用在從動盤上的總壓力和摩擦材料的摩擦因數在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。8） 以保證足夠的強度和良好的動平衡其運行可靠，壽命長。9） 結構應緊湊，簡單，質量小，制造工藝性好，維修、拆裝、調整方便等2.3 離合器的結構方案分析2.3.1 摩擦離合器結構選擇離合器摩擦，電磁式和液壓式三種類

9、型。其中，摩擦的最廣泛使用的?，F代汽車摩 擦離合器單點登錄或雙干（圖2-1）,它由從動盤，壓盤驅動裝置，壓縮彈簧，離合器蓋 等典型的結構型，這個設計是首選摩擦離合器。1 2345圖2-1從動盤部分分解圖1, 13摩擦片；2, 14, 15一怫釘；3一波形彈簧片；4平衡塊；5從動片；6, 9一減振摩擦；7限位銷；8從動盤轂；10一調整墊片；11一減振彈簧；12一減振盤2.3.2 從動盤數及干濕式的選擇1）單片離合器轎車和小于6噸商用車最大總重量，發(fā)動機的最大扭矩通常是尺寸小的安排下，以允 許設定的條件，通常只有一個離合器從動盤。單片耦合結構簡單，緊湊軸向尺寸，散熱 性好，維修方便的調整，慣性小，

10、在使用擔保完全分離的驅動部，具有軸向彈性的從動 盤保證接合平穩(wěn)。2）雙片離合器與單芯片雙離合多片離合器，增加由于摩擦表面，從而更扭矩容量，具有更光滑， 柔軟參與比較；通過在相同的扭矩，徑向尺寸較小的踏板力較小，中間壓力板透氣性差， 容易產生摩擦板速度，磨損，甚至燃燒的過熱的情況下更大的分離行程，完全略分開， 有必要采取建設，較大的軸向尺寸復雜結構的適當措施；驅動扭矩較大的徑向尺寸，機 會有限的一部分。3）多片濕式離合器摩擦吸引力光滑；摩擦板在油工作，小面的磨損，但大的分離浸漬行程中，分離不容 易填充，尤其是在冬天，油的粘度增加時；大軸向尺寸；從動部分還沒有過去促進了慣性。 近年來，以進一步提高

11、多片濕式離合器的技術，也有使用的重型車輛，并且有增加的傾 向。因為它是油泵強制冷卻摩擦表面，從而使發(fā)射不會過熱即使經過長時間打滑，起動 性能好，在其使用壽命較干式高5至6倍。通過比較，本次設計所選車型適合選用單片干式摩擦離合器。2.3.3 壓緊彈簧和布置形式離合器壓緊彈簧的結構型式有：圓柱螺旋彈簧、矩形斷面的圓錐螺旋彈簧和膜片彈 簧等?？刹捎醚貓A周布置、中央布置和斜置等布置型式根據其布置離合器可分為： 1）周置彈簧離合器周設置彈簧離合器彈簧采用螺旋彈簧，且均勻，容易準備一個或兩個同心圓周上， 其特點是結構簡單，它被廣泛應用于各種車輛，被布置為通過。彈簧的壓力直接這種結 構在掃描儀玻璃上壓縮彈簧

12、的摩擦片數量不均勻的壓力，以保證隨摩擦片直徑增加，而 且應該是獨立的杠桿倍數是。因為在與壓板直接接觸的壓縮彈簧的，易受熱回火故障。 如果最大發(fā)動機轉速高時，設置彈簧周通過彎曲彈簧張力下降顯著向外的離心力，離合 器轉矩傳遞容量也降低了。止匕外，對坐姿的春天，造成嚴重磨損的接觸面，它甚至可能 是一一個打破春天。2）中央彈簧離合器中央彈簧離合器1:59螺旋彈簧或具有錐形彈簧作為壓縮彈簧形成，并且被布置在聯 接器的中央?？蛇x高杠桿比，從而獲得足夠的夾緊力，并有助于減少踏板力，從而使指 示燈，一個壓縮彈簧不與所述臺板，無彈簧熱回火小姐直接接觸；通過墊片或線程，便于調節(jié)壓盤夾緊力。該結構是更復雜的，大的軸

13、向尺寸，且多為最大發(fā)動機扭矩大于400 ? 50葉商用車4,以減少其操作力。3）斜置彈簧離合器重型車輛的新結構。與一些若干螺旋彈簧以壓縮彈簧上的傳動套筒，這反過來又推 動桿并按下杠桿比率越高增加逐個作用在板傾斜角力各沖擊力。在這種情況下，軋輾在 桿等于軸向推力彈簧壓力的軸向分量的末端。 當具有所述內側后端套與襯墊磨損動力傳 遞桿前進時，壓力的彈簧路徑減小，斜率減小和增大的余弦值。這將允許在軸向推力墊 磨損壓力彈簧幾乎保持不變，從而使壓盤的壓力的力幾乎不變。同樣地，當離合器移動 動力傳動套筒板夾緊力約比前兩次相同，所以，斜置彈簧離合器連接釋放后，他的出色 性能優(yōu)勢非常穩(wěn)定這一套。周相關的彈簧離合

14、器相比，踏板力可以降低到35%左右。4）膜片彈簧離合器隔膜（圖2-2）是一種碟形彈簧用彈簧鋼制成，特別是由板彈簧部和一分離指份特殊的結構。若干優(yōu)點4:膜片彈簧具有理想的非線性彈性性能是摩擦板的允許磨損內的彈簧壓力保持不變。 膜片彈簧和壓縮彈簧和杠桿作用，結構簡單，緊湊，軸向尺 寸小，零件數量少，質量小分隔。高速旋轉時，彈簧力減小，性能更穩(wěn)定。在按壓接觸壓力分布的全周，摩擦接觸良好膜片彈簧，磨損均勻。容易實現良好的通風,并且使用壽命長。與中心膜片彈簧離合器中心線，很好的平衡。圖2-2膜片彈簧離合器1-飛輪2-摩擦片3-壓盤4-膜片彈簧但是，生產成本較高，該材料和它的非線性特性的尺寸精度高，膜片彈

15、簧的生產過 程比較復雜，難以在生產控制，開口是易撕，便于攜帶過來。在最近幾年，由于改進的 制造工藝和設計方法的材料性能的逐步提高隔膜的制造已經成熟。因此，膜片彈簧離合 器已廣泛不僅汽車，而且在各種形式廣泛采用商用車輛中，假定在這個設計是一個膜片 彈簧離合器。2.3.4 膜片彈簧式離合器的拉式、推式的選擇分析單支撐環(huán)式、無支撐環(huán)式:膜片彈簧式離合器的結構形式有拉式和推式兩種:1）推式膜片彈簧離合器按支撐結構又可分為雙支撐環(huán)式、雙支撐環(huán)式（圖2-2）1i.lh)hhmu圖2-3雙支撐環(huán)式單支撐環(huán)式（圖2-3）圖2-4單支撐環(huán)式無支撐環(huán)式（圖2-4）h圖2-5無支撐環(huán)式2）拉式膜片彈簧離合器：拉式膜

16、片彈簧的支撐分兩種如圖2-6 （a）是無支撐環(huán)，（b）是單支撐環(huán)a）b）圖2-5拉式膜片彈簧離合器支撐形式5:拉出膜片彈簧離合2.3.5 推式和拉式的比較相比于推式膜片彈簧離合器已經引起膜片離合器許多優(yōu)點 器，中間支承取消所有部分，而不是只與一個支撐環(huán)或支撐環(huán)，具結構更簡單，更緊湊, 部件的數目少，少質量，拉式膜片彈簧的中心及鴉片相壓，在相同條件下模板大小可提 高大直徑膜片彈簧，壓縮力和傳遞扭矩，并且不增加的踏板力，同時傳遞扭矩，小結構 的尺寸的能力，組合或單獨狀態(tài)，少量的離合器蓋的變形，剛度分離，更有效 ；拉杠桿 比大于推杠桿比和子載波少，減少了摩擦損耗，高的轉印效率，更容易操作的踏板，扳

17、剎車踏板力通?？梢酝ㄟ^約25%大于該壓力至30%的減少相對于組合狀態(tài)或分離狀態(tài)， 膜片彈簧斷裂和拉式結構的離合器蓋始終在支撐環(huán)后保持接觸不穿間隙增大踏板自由 行程不會有任何效果和噪音，更長的時間。然而，德列車膜片彈簧指分離軸承和套筒組件組裝的分離，需要使用專用軸承，結 構復雜，安裝和拆卸困難。由于出色的列車膜片彈簧離合器，這是目前廣泛應用于各種 車輛的使用越來越多的總功率。本設計采用了雙支撐環(huán)碟形彈簧推。2.4 壓盤傳力方式的選擇2.4.1 塊塊一窗孔式凹凸-窗孔離合器蓋用螺栓固定在飛輪，矩形開口蓋窗口扔了相應的老板，老板 是誰在原稿蓋板窗口，通過離合器蓋壓盤驅動?？紤]到摩擦片耐磨板向前移動，

18、從而使 新的離合器的設計，壓盤的老板相應的封面，其中應在窗前，確保剎車片磨損極其有限 的傳輸仍然可靠。2.4.2 傳力片式動力傳遞彈簧鋼片動力傳遞片（圖2-6）制成在所述離合器罩的怫釘的一端和另一端 連接到壓力板用螺釘。它位于通常改善相切由力動力傳動片的情況的圓周方向。此動力 傳輸連接器還簡化了壓盤的結構，降低了裝配精度要求，也有利于壓板。（0 ii ii 0）圖2-6傳力片2.5 從動片的結構型式2.5.1 整體式彈性從動片在該外周部的半徑方向槽從動件被分成多個段（圖 2-7）,以及扇區(qū)部分沖壓出相繼 在彎曲的波浪形不同的方向，以便具有一個軸向彈性。摩擦板的兩側都怫接到芯片扇區(qū)。 遞送當離合

19、器嚙合驅動，從動板被按壓，彎曲的波浪形的扇形部分逐漸變平轉矩增加圓盤摩擦板，所述接合方法（即，在生長過程中的扭矩）軟軟。集成彈性從動片材尺寸發(fā) 生6-12時隙根據從動部分的尺寸。這也有助于減少從動槽翹曲。為了進一步減少所述從 動刀片的剛度，它的靈活性往往要增加的過渡部分與扇形部 t形槽的中間部分。圖2-7整體式彈性從動片2.5.2 分開式彈性從動片從動片采用分開式結構（圖2-8 ）從動片，（圖2-9）波形片，分開做成兩件，然后再 用怫釘將其怫在一起由于波形彈簧片是由同一模具沖制而成，故其剛度比較一致。另外,這種結構的從動片也較容易得到較小的轉動慣量。圖2-8分開式彈性從動片結圖2-9波形片2.

20、6 方案選擇通過上述各個方案的優(yōu)缺點比較結合參考車型。本次設計為選用干式離合器不考慮 濕式離合。選擇驅動盤數量，型號為旅客，更小，因此可以使用單芯片，耦合結構相對簡單， 緊湊的軸向尺寸的總質量。壓縮彈簧，并在所選擇的形式被放置，由于使用了膜片彈簧 離合器膜片彈簧離合器的，有許多優(yōu)點：第一，由于隔膜的非線性特性，它可以被設計 成使得承載的摩擦襯片，筆壓力可以基本保持不變，并減少離合器踏板的力，如果分開, 使得指示燈，其次，膜片彈簧離合器軸中心線的安裝位置是正確的，則通過的沖擊的離 心力的壓力，穩(wěn)定性，平衡幾乎不受影響也好，還膜片本身和獨立的壓力彈簧，并利用 聯接結構大為簡化，減少了部件的數量，這

21、顯著降低質量和軸向尺寸，而且，由于膜片 彈簧和壓力板時，接觸壓力分布的整個圓周是接觸摩擦板孔，穿均勻，還容易進行有效 的冷卻，以實現通風。推式膜片彈簧離合器，安裝與維護更輕松。滾筒驅動器，選擇的 方式能量轉移紙，轉移紙方式簡單的設計允許靈活的動力傳動片與壓盤軸向移動的良好 表現，長期平衡和良好的，可靠的幫助生活。選擇驅動葉片結構，獨立的彈性夾帶好一 點的選擇，確保隨軸向柔性的要求。在這些分析之后選擇單片推式膜片彈簧離合器。第3章設計計算及參數選擇3.1 離合器主要參數的選擇3.1.1 摩擦片的設計1）離合器摩擦片在性能上應滿足如下要求：摩擦因數較高且較穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對

22、其影響要小。擁有非常大的的機械強度與抗磨損能力。熱穩(wěn)定性要好，在高溫下分離出的粘合劑少，無味，不易燒焦。磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面。接合時應平順而不產生“咬合”或“抖動”現象。2）摩擦離合器是靠存在于主、從動部分摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉矩的離合器的靜摩擦力矩tc為，即3tc = ffzrc（3t）式中，f 摩擦面間的靜摩擦因數，計算時一般取 0.250.30;f壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；rc 為摩擦片的平均摩擦半徑；z 為摩擦面數，單片離合器的z =2,雙片離合器的z =4, 本次設計選擇單片離合器。離合器的基本參數主要有性能參數 b和po,尺寸參數d d和摩擦片厚度b以

23、及結 構參數摩擦面數z和離合間隙。3.1.2 后備系數b后備系數b （表3-1）是離合器設計中的一個很需要參數6,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 b時，應考慮以下幾個問題：1）摩擦片在使用中磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩。2）防止離合器滑磨時間過長。3）防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。表3-1離合器后備系數的取值范圍車 型后備系數3乘用車及最大總質量小于6t的商用車1.20 1.75取大總質里為614t的商用車1.50 2.25掛車1.80 4.00為保證離合器在任何工況下都可靠的傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時工應大于發(fā)動機最大轉矩，即3tc = ptemax（

24、 3 2）式中，b離合器的后備系數，b必須大于1；temax 一 發(fā)動機最大扭矩。由于奧迪a3車為乘用車，由文獻2得，后備系數b取1.21.75。這里選6=1.4,由式(3-2)可知工=1.4 義 145 n - m=203 n m3.1.3 摩擦片外徑口內徑d和厚度b摩擦片（圖3-1）外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽 命，它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定關系。顯然，傳遞大的轉矩，需要有大的尺 寸。(3- 3)根據汽車離合器徐石安2可按經驗公式選用d =100:temax e max k式中，系數a反映了不同結構和使用條件對 d的影響，可參考下列范圍：小轎車a=47;

25、 一般載貨汽車a=36（單片）或a=50（雙片）；自卸車或使用條件惡劣的載貨汽車 a=10由公式（3-3）代入相關數據理可得：d=175.64mm按照我國摩擦片尺寸系列標準 gb/t5764-1998汽車用離合器面片選取7圖3-1摩擦片表3-2汽車用離合器面片夕卜徑d/mm160180200225250280300325350380405430內徑d/mm110125140150155165175190195205220230厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444c =d/d0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570

26、.5400.5430.5351-c30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847單向向 積/2 cm1061321602213024024665466787299081037由上表初選摩擦片的尺寸為 d=225mm d=150mm, b=3.5mm , c =0.667摩擦片中徑rc,即3rc =2 r3 -r33 r2 - r2(3- 4)式中，r為摩擦片外半徑；r為摩擦片內半徑。當d/d之0.6時，即c之0.6, rc可由下式相當準確的計算，即3(3- 5)rc由(35)彳3 rc=93 .75mm3.1.4 單位

27、壓力p。單位壓力決定了摩擦表面的耐磨性對離合器耦合的性能和壽命有很大的影響應該選 擇的工作條件，發(fā)動機動力儲備大小，摩擦板尺寸，材料和質量，并儲備系數外表因子。 對于經常使用的離合器，發(fā)動機儲備系數小，在質量差或頻繁公路一個很大的負擔應采 取更少，如果大型摩托車濕巾直徑應減少在摩擦板的外邊緣的熱負荷需要較少；儲備系數大，可適當增加。根據汽車設計王望予3(3- 6)121max_3二 fp0(1 c)式中，f 摩擦因數，本次設計f =0.3根據初選d代入公式（36）得p0=0.17mpa3.1.5 摩擦因數f、摩擦面數z和離合器間隙占摩擦片的摩擦片的摩擦系數取決于所使用的材料和它的操作單元的壓力

28、和滑移率等 因素。摩擦片的材料是石棉材料，粉末冶金及金屬陶瓷。石棉基材料通過溫度，壓力的 摩擦系數和更大的影響單元滑移速度和粉末冶金和金屬陶瓷的摩擦大而穩(wěn)定系數。各種摩擦系數的摩擦材料的下表。表3-3摩擦材料的摩擦因數f的取值范圍摩擦材料摩擦因數f石棉基材料模壓0.20 0.25編織0.25 0.35粉末冶金材料銅基0.25 0.35鐵基0.35 0.50金屬陶瓷材料0.4綜上本次設計可以選擇粉末冶金材料銅基，摩擦因數3 f=0.30。摩擦面數z為離合器從動盤數的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構 尺寸，由于是單片離合器，因此摩擦面數z=2。離合器間隙&是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分

29、離套筒被回位彈簧拉到后極限位置 時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內端之問留有的間隙。由參考文獻3可知，& 一般為34mm這里初選3mm3.1.6 離合器基本參數的優(yōu)化1)約束條件摩擦片處徑d (mrm的選取應使最大圓周速度不超過 6570m/s,即33vd =nemaxd 父10 65 70m/ s(3 7)60式中，vd為摩擦片最大圓周速度(m/s); nem為發(fā)動機最高轉速(r/min )。代入相關數據得vd =65.94m/s ,符合要求。摩擦片的內、外徑比c應在0.530.70范圍內，即30.53c0.70由表3-2可知c=0.667 ,在范圍內，

30、符合要求。為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的 p值應在一定范圍內，最大范圍為1.24.0,本次設計p取值為1.4,符合要求，即31.2- - -4.0為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2ro約50mm 即3d 2ro 50mmro =(0.60 0.75)d/2(3 8)本次設計ro取45,符合要求。為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值 8 ,4tc一 _ 22ttz(d -d )三 tco 1(3 9)式中，tco為單位摩擦面積傳遞的轉矩（nm/mm2）; tco為其允許值（nm/mm2）,

31、 按表3-5選取。表3-4單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值離合器規(guī)格d/mm210250250325325 tc0 / m 10 n0.280.300.350.40代入數據得，tco =0.459 父 10-2 n *m / mm2 。為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力p0根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取，p0的最大范圍為0.101.50mpa ,即30.10mpa _ p0 _1.20mpa由式（3-6）知p0=0.17,符合要求。為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值，即3(31

32、0)w二2 花 z(d2 -d2)式中，w為單位摩擦面積滑功（j/mm2）; w為其許用值（j/mm2）,對于乘用車 w=0.40 j/mn2, w為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功（j）,可根據下式計算3 :冗new 二一e18002 mla%. 2. 2 i0ig(311)式中，ma為汽車總質量（kg）; rr為輪胎滾動半徑（n）; ig為汽車起步是所用變速器擋位的傳動比；付為主減速器傳動比；ne為發(fā)動機轉速（r/min ）,計算時乘用車取2000r/min ,商用車取1500 r/min ,本次設計為乘用車，即 =2000 r/min計算得汽車起步的滑磨功為16294 j;單位摩

33、擦面積滑功為0.368 j/mm2 ,符合要求。第4章從動盤總成設計從動盤總成（圖4-1）主要由從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉減振器等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，設計從動盤總成時應注意滿足以下幾個方面的要求：1）為了減少變速器換擋時輪齒間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小。2）為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等，從動盤應具有軸向彈性。3）為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減振器。4）要有足夠的抗爆裂強度。圖4-1從動盤總成分解圖1, 3-摩擦片2-從動片4 , 6-摩擦阻尼片5-從動盤轂7-減振盤4.1 摩擦片設計4.1.1 離合器表面片在離合

34、器接合過程中將遭到嚴重的滑磨，在相對很短的時間內產生大量的熱，因此，要求面片應有下列一些綜合性能：1）在工作的摩擦系數較高；2）應保持整個的摩擦特性，其他不良的摩擦系數衰退的使用壽命；3）在短時間內能吸收相對高的能量，且有好的耐磨性能；4）可在離合器接合過程荷載高壓板承受表現良好；5）可以離心力高速無負載承受；6）在傳遞發(fā)動機轉矩時，有足夠的剪切強度；7）具有小的轉動慣量，材料加工性能良好；8）在整個工作溫度范圍內，與對置材料印刷制版，飛輪兼容良好的摩擦特性；9）摩擦副對偶面有高度的溶污性能，不易影響它們的摩擦作用；鑒于以上各點，近年來，摩擦材料的種類增長極快。挑選摩擦材料的基本原則是:1）滿

35、足較高性能標準；2）成本最??；3）考慮代替石棉。本設計離合器摩擦片選用粉末冶金材料6 （f1001g。尺寸根據第三章計算選取，它是以鐵粉或銅粉為基體與另外的金屬或非金屬粉末混合物經壓制燒結成形而成。其優(yōu)點是，傳熱性好，熱穩(wěn)定性與而磨性好，摩擦系數較高而且穩(wěn)定，能承受的單位壓力較高， 壽命較長等。4.1.2摩擦片鐘釘的設計與校核摩擦片與從動片的邊接方式為怫接8 ,選取8顆怫釘怫接。具怫接位置為摩擦片的 平均半徑，即ra=93.75mm。選取怫釘型號9為gb/t872-1986 3x2.7 ,材料為15號鋼怫釘校核如下：平均每顆怫釘所受的最大剪切力f max為10:10(4-1)temax 142

36、 1000f max = = 193.33 nnra8 93.75根據怫釘所受的f max,分別校核怫釘的抗剪強度和從動片的抗壓強度4f max二 d；m(4-2)(4-3)f max；p =_ c pd。、：式中，d0為怫釘孔直徑；m為每個怫釘的抗剪面數量；6為被怫件中較薄板的厚度；m 為每個怫釘的抗剪面數量，對于雙蓋板，兩蓋板之和為一個被怫件。根據相關已知參數，可得：6=1mmi m=2mmf由參考文獻11可得d0 = 3.1mm , 丁 =115mpa仃=430mpa各項數值彳t入公式（4-2）及（4-3）得：r =13.68 mpa r =115mpa；仃=62.36 mpa 2r。+

37、50mm , 一般取11ro= (0.60 0.75) d/2(45)計算得：r=45mm符合要求。7）減振彈簧個數zjzj參照表4-1選取3摩擦片外徑d/mm225250250325325350350zj466881010表4-1減振彈簧個數的選取由上表可初選zj =67）減振彈簧總壓力f工當限位銷與從動盤轂之間的間隙被消除，減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值tj時，減振彈簧受到的壓力f三為3f y=tj / ro(4- 6)代入相關數值可得：f t=290 n，m /0.045=6444n8）每個彈簧所受最大壓力36040n ,f = = = 1074 nz 64.2.2減振彈簧尺寸的確定(4-

38、7)1）彈簧的平均直徑dcdc一般由結構來決定，則文獻11可知通常d=1115mn&右。本次設計取dc=14mm2）彈簧鋼絲直徑d1 ,即11,8f ded1 =3一二(4-8)式中，本次設計彈簧材料選用65mn由參考文獻得許用應力=600mpa代入相關數據可得di = 3.71 , di須為標準值,股di=34mm這里選取di=4mm3）減振彈簧剛度k,即11(4-9)代入相關數據得:k=272.7n/mmk4）減振彈簧有效圈數i ,即11k -1000r0z4i _ d1g38dc k(4-10)式中，g為材料的扭轉彈性模數8 ,對碳鋼g=8300kg/mm代入相關數值得：i =3.55）

39、減振彈簧總圈數n,即11n =i (1.52)(4-11 )般n取6圈左右，這里取n=3.5+1.5 = 56）減振彈簧最小長度lm,即減振彈簧在最大工作壓力時的最小長度，即 11lm = n(d1，4)(4-12)式中，6=0.1d1 彈簧之間的隙，必要是可取得小一些。代入數值 則 lm=5m(4+0.4)=22mm。7）減振彈簧總變形量山，即111074n =3.95 mmk 272.2n / mm(4-13)(4-14)(4-15)8）減振彈簧自由高度lo,即11lo =l min l =22 3.95 =25.95mm9）減振彈簧的預變形量，即11口 =m/kn r)式中 m預=0.1

40、1m極=0.11 x290nj- m=3.19 n - m代入相關數值得：l =0.4mm10)減振彈簧安裝后的工作高度l,即11l =lo-a=25.95-0.4 =25.55mm(4-16)11)減振彈簧的工作變形量al”,即11l = & 一= 3.95 -0.4 = 3.55mm(4-17)12）極限轉角啊,即11減振器從預緊轉矩tn增加到極限轉矩tj時，從動片相對從動盤轂的極限轉角 a為(4-18);:j = 2arcsin -l-2ro式中，al為減振彈簧的工作變 形量。代入相關數值可得 6=5.0304.2.3從動轂1）從動盤轂花鍵結構及尺寸的確定輸出轂（圖4-2）是一個離合器齒

41、輪最大升降部承受移動的鑰匙從動轂電動機的幾 乎整個扭矩，這通常是在的齒側定心的末端的第一齒輪軸花鍵軸矩形花連軸向移動。隨 動板的軸向長度不應該太小以免彎曲，當花鍵軸滑塊沒有完全離開分離，并且通常為1.0 ? 1.4倍的花鍵軸直徑的12。輪轂驅動和淬火后使用常用鍛鋼。為了提高硬度和耐磨 性可以鍍可以花鍵結構大小的楔孔的內表面的電阻（見表4-2）根據所選國家標準gb1144-1974從動板的外徑后和發(fā)動機扭矩花鍵標準2,標準花鍵尺寸草案可根據從動 板的外直徑與所述發(fā)動機扭矩選中。圖4-2從動盤轂表 4-2 gb1144-1974從動盤夕卜 徑d/mm發(fā)動機轉矩temax/n *m花鍵齒數n花鍵 外

42、徑 d/mm花鍵 內徑 d/mmb/mm后效 長 l /mm擠壓應力仃 /mpa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5根據225毫米外徑設計驅動板，所以

43、我選擇了花鍵齒為 =10,花鍵外徑=32毫米，花 鍵內徑=26毫米，齒厚為4毫米，有效刀刃長度=30mm勺壓應力=11.5mpa以確保該從動轂不產生在第一滑動軸偏移效果的離合器的軸向長度的完全分離，不 應該太小，整體尺寸和相同的尺寸取決于它的花鍵的外徑。困難的條件下離合器工作， 在輪轂的更大的長度，并到達花鍵的1.4倍的外徑。這里是尺寸相同的花鍵的外徑。強 度的檢查應按照楔尺寸來選擇。由于主面形成的花鍵的傷害由于通過擠出損傷過大，所 以楔壓應力可以提高輪轂的花鍵的軸向長度時的負載來計算過大。擠壓應力的計算分式如下2: 19)p 。擠壓=t7（mpa）（4nhl式中，p花鍵的齒側面壓力，no它由

44、下式確定2:(4 20)c4temaxp （d從+d從）z式中，d從，d從分別為花鍵的外內徑，m；z從動盤轂的數目；temax發(fā)動機最大轉矩，n*m ；n花鍵齒數；h 化鍵內工作圖度，m3 h =（ d從-d從）/2l花鍵有效長度，mi20mpa.從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經調質處理，其擠壓應力不應超過代入數值可得，p=10000n燈擠壓=11.11mpaw20mpa滿足條件。2）限位銷與從動盤抽缺口側邊的間隙九的確定(4-21)根據公式11可得：r r r2sin a式中，r為限位銷的安裝半徑；a為極限轉角，由式（4-18）可得過a = 5.03,九值一般為2.44mm選取以二46m

45、m代入數值計算可得：=4.03。3）限位銷直徑dd按從動盤轂的結構布置選定，由參考文獻11 一般d=9.512mm本次設計可選取 d =9.5mm4）從動盤轂缺口寬度b及彈簧安裝窗口尺寸a如圖（4-3）所示，d/2為摩擦片內半徑；r為減振彈簧分布半徑；r為限位銷安裝 半徑；b為從動盤轂缺口寬度；l表示彈簧安裝窗口 a的寬度；1、42為限位銷與從動 盤轂缺口間的間隙；其中a1表示發(fā)動機驅動時的情況，a2表示車輪反向驅動時的情況。 一般將從動片的部分窗口尺寸做得比從動盤轂上的窗口尺寸稍大些，這里a根據彈簧尺寸決定，彈簧工作高度為25.55mm由11,選取標準值，即彈簧工作高度為26mm由網, b

46、=d：1 ：2根據上述分析，選取 a=26mm 1= 2 = =4.03mm b=17.56mm圖4-3減振器尺寸簡圖4.2.4阻尼摩擦片的設計根據上述結構可以確定阻尼摩擦片的內徑為 41mm外徑為71mm厚度2mm則有效半徑為30mm共有兩個阻尼摩擦片，四個有效面。阻尼摩擦轉矩=0.158 145=23 n項阻尼摩擦片9的材料為f1005g摩擦因數為0.35。參照公式（3-1）可得阻尼摩擦片受到的彈簧壓力為：f=23000/ （30x0.35 x4） =547.6n第5章離合器蓋總成離合器蓋總成如圖（5-1）所示，包括壓緊彈簧、離合器蓋、壓盤，傳動片等。圖5-1離合器蓋總成1-膜片彈簧2-壓

47、盤3-離合器蓋4-傳動片5.1 離合器蓋5.1.1 對離合器蓋結構設計的要求:1）應具有足夠的剛度，否則將影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減 小壓盤行程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此可采取如下措施：適當增大蓋的板厚， 一般為2.54.0mm在蓋上沖制加強肋或在蓋內圓周處翻邊； 尺寸大的離合器蓋可改用 鑄鐵鑄造13。2）應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。對中方式采用定 位銷或定位螺栓，也可采用止口對中。3）蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。4）為了便于通風，以防止摩擦表面溫度過高，你可以做出偉大的通風，打開離合器 蓋穿孔的旗號，或加集和其他球迷。乘用車和

48、載質量較上的商用車的離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板13,載質量較大的商用車則常用鑄鐵件或鋁合金鑄件。根據上述設計要求，本次設計選用離合器蓋的板厚為3.0mm，10鋼沖制而成。5.2 壓盤5.2.1 壓盤結構設計的要求1）壓盤應該有足夠的質量。在離合器的接合時，由于滑動的存在，甚至應任何干預過程中大量的熱，和每個全時間和短的訪問，以產生（大約 3秒），因此，不通過時間所 有的熱量散發(fā)到周圍空氣中，是不可避免的摩擦引領溫度。在使用更頻繁和更困難的 工作條件離合器，這種增加是更為嚴重。它會導致不僅降低了摩擦系數，磨損加劇， 嚴重的甚至會導致摩擦片和焚燒的壓力板。2）壓板應剛性較大。壓板應具有足

49、夠的結構剛性和維持壓制均勻的好方法，無翹曲明顯變形確保由于離合器和摩擦板在約 15? 25毫米熱板基準厚度的情況下，完全分離的 效果。3）與飛輪保持良好的對中，并進行靜平衡，由參考文獻3可知壓盤單件的平衡精度應不低于1520g - cm,圖5-2壓盤結構簡圖5.2.2 壓盤尺寸的確定根據上述要求，初選壓盤厚度為15mm材料為灰鑄鐵（比熱容c=481.4j/（kg oc密度 p灰=7.25t/ m3,硬度為 hb170-227）由參考文獻3可知壓盤的溫度上升不應超過 8100c ,若溫升過高，可適當增加壓 盤的厚度。先計算壓盤的質量，校核計算的公式如下3 :rwt（5 1）式中，溫升，oc ；

50、w滑磨功，n*m；分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比：單片離合器壓盤，=0.50 ; c為壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤，c=481.4j/（kg* oc ）; m壓壓盤質量，kg。初選溫升為7oc則代入相關數值到公式（5-1）可得：m壓=2.4kg根據摩擦面片初選壓盤的外、內徑，一般比壓盤的內徑比摩擦片內徑小12mm外徑比摩擦片外徑大12mm則可初選d 壓=227mm d 壓=148mm(5-2)(5-3)計算壓盤體積:vs = m / p 灰灰鑄鐵密度：p灰=7.25 x 10-6kg/ mm3代入公式(5-2)可得：v壓=2.4kg/(7.25* 10* kg/ mm3)=331034 mm3壓盤高度可以下公式算出11二22v壓=(d y -d y ) - hy4式中 dy=d壓，dy = d壓，hy = h壓=14.23mm最終確定壓盤高度：h壓為15 mm5.2.3 壓盤傳力方式的選擇效果功率轉印片是