汽車離合器畢業(yè)設計說明書1

1、<p><b>　　1、離合器概述</b></p><p>　　對于以內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構、和操縱機構等四部分。</p><p>　　離合器的

2、功用主要的功用是切斷和實現發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換檔時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，以防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。</p><p>　　2、設計要求及其技術參數</p><p><b>　　基本要求：

3、</b></p><p>　　在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備，又能防止過載。</p><p>　　接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。</p><p>　　分離時要迅速、徹底。</p><p>　　從動部分轉動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小同步器的

4、磨損。</p><p>　　應有足夠的吸熱能力和良好的通風效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。</p><p>　　操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。</p><p>　　具有足夠的強度和良好的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。</p><p><b>　　技術參數:</b></p><p&

5、gt;<b>　　車型：沃爾沃</b></p><p>　　整車質量（kg）：1637</p><p>　　最大扭矩/轉速（N·m/rpm）：400/4000</p><p><b>　　主減速比：3.38</b></p><p><b>　　一檔速比：3.77</b>

6、;</p><p>　　滾動半徑：306mm</p><p><b>　　3、結構方案分析</b></p><p>　　3.1從動盤數的選擇：單片離合器</p><p>　　單片離合器：對乘用車和最大質量小于6t的商用車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設有一片從動盤。</p>

7、<p>　　單片離合器的結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底，采用軸向有彈性的從動盤可保證結合平順。</p><p>　　3.2壓緊彈簧和布置形式的選擇：拉式膜片彈簧離合器</p><p>　　膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有特殊結構的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指部分組成。</p><p>　　

8、1. 膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比，有如下優(yōu)點：</p><p>　　1) 具有較理想的非線性彈性特性。</p><p>　　2) 兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用。</p><p>　　3) 高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定。</p><p>　　4) 以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻。</

9、p><p>　　5) 通風散熱良好，使用壽命長。</p><p>　　6) 膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。</p><p>　　2. 與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點：取消了中間支承各零件，并不用支承環(huán)或只用一個支承環(huán)，使其結構更簡單、緊湊，零件數目更少，質量更小等。</p><p>　　3.3膜片彈簧的支撐形式</p

10、><p>　　圖3-1為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殺中的支承環(huán)上。</p><p><b>　　圖3-1</b></p><p>　　4、離合器主要參數的選擇</p><p><b>　　4.1后備系數β</b></p><p>　　后備系

11、數β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β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β選擇：1.20～1.75 ，本次設計取β = 1.2。</p><p>　　4.2摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間隙△t</p><p>　　摩擦片的摩擦因數f取決于摩擦

12、片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦因數f的取值范圍見下表。</p><p>　　表4-1 摩擦材料的摩擦因數f的取值范圍</p><p>　　本次設計取f = 0.30 。</p><p>　　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。本次設計取單片離合器 Z = 2 。</p><p&g

13、t;　　離合器間隙△t是指離合器處于正常結合狀態(tài)、分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結合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。該間隙△t一般為3～4mm 。本次設計取△t =3 mm 。</p><p><b>　　4.3單位壓力p</b></p><p>　　單位壓力p 決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命

14、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。p 取值范圍見表4-2。</p><p>　　表4-2 摩擦片單位壓力p的取值范圍</p><p>　　p選擇：0.10 MPa ≤ p0 ≤ 1.50 MPa ，本次設計取 p = 0.3MPa 。</p><p>　　4.4摩擦片外徑D、內徑d和厚度b&l

15、t;/p><p>　　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。</p><p>　　D = = ≈292 mm (2-1)</p><p>　　取D =250 mm</p><p>　　當摩擦片外徑D確定后，摩擦片內徑d可根據d/D在0.53～0.70之間來確定。</p><

16、p>　　取c = d/D = 0.62 ，d = 0.6D = 0.62250 = 155 mm ，取d = 150 mm</p><p>　　摩擦片厚度b主要有3.2 mm、3.5 mm、4.0 mm三種。取b = 3.5 mm 。</p><p>　　T = βT= 1.2400 = 480 N.m</p><p>　　5、離合器的設計與計算</p&

17、gt;<p>　　5.1離合器基本參數的優(yōu)化</p><p>　　設計離合器要確定離合器的性能參數和尺寸參數，這些參數的變化直接影響離合器的工作性能和結構尺寸。這些參數的確定在前面是采用先初選、后校核的方法。下面采用優(yōu)化的方法來確定這些參數。</p><p>　　1） 摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度v不超過65～70m/s，即</p><p&g

18、t;　　v =nD10 =400025010 =65.4/s ≤65～70m/s (2-2)</p><p><b>　　符合要求。</b></p><p>　　式中, v 為摩擦片最大圓周速度(m/s);n為發(fā)動機最高轉速(r/min)。</p><p>　　2）摩擦片的內、外徑比c應在0.53～0.70范圍內，本次設計取c = 0.62

19、 。</p><p>　　3）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，不同的車型的β值應在一定范圍內，最大范圍為1.2～4.0 ，本次設計取β= 1.20 。</p><p>　　4）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2R約50mm，即 d > 2R + 50 mm</p><p>　　5）為降低離合器滑磨時的熱負

20、荷,防止摩擦片損傷,對于不同車型,單位壓力p根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取，p的最大范圍為0.10～1.50 Mpa。</p><p>　　本次設計取p = 0.3 MPa 。</p><p>　　6）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，離合器每一次結合的單位摩擦面積滑磨功w應小于其許用值[w]。</p><p>　　汽車起步時

21、離合器結合一次所產生的總滑磨功(J)為：</p><p>　　W = () = () = 13237.4 (J) (2-4)</p><p>　　式中，m 為汽車總質量(kg)；rr 為輪胎滾動半徑(m)；i為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比；i為主減速器傳動比；n為發(fā)動機轉速(r/min)；乘用車n取2000 r/min 。</p><p>　　w =

22、 = = 0.21 < [w] = 0.4 J/mm (2-5)</p><p><b>　　滿足要求</b></p><p>　　5.2膜片彈簧的彈性特性曲線</p><p>　　5.3膜片彈簧基本參數的選擇</p><p>　　1）比值H/h 和 h 的選擇 </p><p>　　

23、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2～4 mm 。</p><p>　　取h = 2 mm ，H/h =1.7 ，即 H = 1.7h =3.4 mm 。</p><p>　　2）R/r比值和 R、r的選擇</p><p>　　研究表明。R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲受直徑誤

24、差的影響越大，且應力越高。根據結構布置和壓緊力的要求。R/r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值宜為大于或等級R。即</p><p>　　R=摩擦片外徑120</p><p>　　取R/r = 1.3 ，R =r/1.3 = 92.3 mm 。</p><p><b>　　3）α的選擇</b></p

25、><p>　　膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角α與內截錐高度H關系密切，α一般在9°～15°范圍內。</p><p>　　α = arctan H/(R-r) = 10° ，符合要求。</p><p>　　4.）分離指數目n的選取 </p><p>　　分離指數目n常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12

26、。</p><p>　　取分離之數目n =18 。</p><p>　　5）膜片彈簧小段內半徑r及分離軸承作用半徑r的確定</p><p>　　r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。r應大于r 。</p><p>　　I軸外徑D>==34.73</p><p>　　P=T*n/9550=40

27、0x4000/9550=209.42</p><p>　　取r>I軸花鍵外徑=40</p><p>　　由文獻[4]得知花鍵尺寸</p><p>　　d=36 D=40 B=7</p><p>　　6）切槽寬度δ、δ及半徑r 的確定</p><p>　　δ= 3.2～3.5 mm，δ= 9～10 mm，r

28、 的取值應滿足r - r ≥ δ。</p><p>　　本次設計取δ = 3.5 mm，δ= 10 mm ，r≤ r -δ= 92.3 mm 。</p><p>　　7）壓盤加載點半徑R 和支承環(huán)加載點半徑r 的確定</p><p>　　R=118 r=92.3</p><p>　　5.4 膜片彈簧的優(yōu)化設計</p>&l

29、t;p>　　膜片彈簧的優(yōu)化設計就是要確定一組彈簧的基本參數，使其彈性特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設計要求，以達到最佳的綜合效果。</p><p>　　1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H/h 與初始底錐角α≈H/(R-r)應在一定范圍內，即 </p><p>　　1.6 ≤ H/h = 1.7 ≤ 2.2 </p><p>　　9&

30、#176;≤α≈H/(R-r)=10°≤ 15°</p><p>　　2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即</p><p>　　1.20 ≤ R/r=1.20 ≤ 1.35</p><p>　　3.5≤R / r0=2.4 ≤5.0=2.4</p><p>　　3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜

31、片彈簧的壓盤加載點半徑r1應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即</p><p>　　(D+d)/4 ≤ r1 = 92.3 ≤ D/2</p><p>　　4）根據彈簧結構布置要求，R1與R，rf與r0之差應在一定范圍內，即</p><p>　　1 ≤ R-R1 = 2 ≤ 7</p><p>　　0 ≤ rf-r0 = 2 ≤ 4<

32、;/p><p>　　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</p><p>　　3.5 ≤ = 4.2 ≤ 9.0</p><p>　　6、主要零部件的結構設計</p><p>　　6.1扭轉減振器的設計</p><p>　　6.1.1扭轉減振器的概述</p><p&

33、gt;　　扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首段扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。因此，扭轉減振器具有如下功能：</p><p>　　1）降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。<

34、/p><p>　　2）增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭振。</p><p>　　3）控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振及噪聲。</p><p>　　4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。</p><p>　　減振器的扭轉剛度k

35、 和阻尼摩擦元件間的阻尼摩擦轉矩T 是兩個主要參數，決定了減振器的減震效果。其設計參數還包括極限轉矩T、預緊轉矩T和極限轉角等。</p><p>　　6.1.2扭轉減振器的設計</p><p><b>　　1）極限轉矩T</b></p><p>　　極限轉矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙△時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時

36、的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取 T = (1.5～2.0) T (2-6)</p><p>　　一般乘用車：系數取2.0 即 T = 2 T = 800 N·m </p><p><b>　　2）扭轉角剛度</b></p><p

37、>　　K ≤13T=13x800=10400</p><p><b>　　3）阻尼摩擦轉矩T</b></p><p>　　由于減振器扭轉剛度k受結構及發(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T 。</p><p>　　一般可按下式初選：T=(0.06～0.17)T

38、 (2-7)</p><p>　　取T= 0.1T = 40 N·m</p><p><b>　　4）預緊轉矩T</b></p><p>　　減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，T增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是T不應大于T ，否則在反向工作時，扭轉減振器

39、將提前停止工作，故取 T= (0.05～0.15)T (2-8)</p><p>　　取T = 0.1T =40 N·m</p><p>　　5）減振彈簧的位置半徑R </p><p>　　R0 的尺寸應盡可能大些，一般取 R =(0.60～0.75)d/2 (2-10)</p&

40、gt;<p>　　R0 = 0.70d/2 = 54.25 mm </p><p>　　6）減振彈簧個數Z </p><p>　　Z參照表6-1選取。</p><p>　　表6-1 減振彈簧個數的選取</p><p>　　摩擦片外徑D = 250 mm ，可選擇Z為6～8，選取Z=6</p><p>　

41、　7）減振彈簧總壓力 F</p><p>　　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T時，減震彈簧受到的壓力F為</p><p>　　F = T/R = 800000Nmm/54.25 = 14746.5 N (2-11)</p><p><b>　　8）極限轉角</b><

42、/p><p>　　本次設計 取10°。</p><p>　　6.1.3扭轉彈簧的設計</p><p>　　根據文獻[5]129頁表5-4查得</p><p>　　1）取彈簧鋼絲直徑d=3mm</p><p>　　2）彈簧指數比c=6</p><p>　　3）曲度系數K’=1.25</

43、p><p>　　4）彈簧中徑Dm=18mm</p><p>　　5）外徑D=Dm+d=21mm</p><p>　　6）彈簧總圈數n=i+1.5</p><p>　　7）工作負荷下變形f=P/K=30</p><p>　　8）n=i+1.5=4.7</p><p><b>　　9)△f=1

44、.5</b></p><p>　　10)=(n-0.5)d+f+△f+0.2=99.211.H=-f=30</p><p>　　表6-2壓簧的計算公式表</p><p>　　6.2從動盤總成的設計</p><p><b>　　6.2.1從動盤轂</b></p><p>　　從動盤轂是離

45、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，花鍵的遲鈍可根據摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩T由表3-1選取。</p><p>　　表6-2 從動盤轂花鍵的尺寸</p><p>　　本次設計D = 250 mm ，T= 400 N·m 故選擇花鍵類型為：</p><p>　　6.2.2從動

46、片的設計</p><p>　　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：</p><p>　　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。</p><p>　　2) 從動盤應具有軸向彈性，使離合器結合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。</p><p>　　3)應安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，

47、并緩和沖擊。</p><p>　　6.2.3摩擦片的設計</p><p>　　摩擦片應滿足以下要求：</p><p>　　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</p><p>　　2)具有足夠的機械強度與耐磨性</p><p>　　3)密度要小，以減少從動盤的轉動慣量。</p&g

48、t;<p><b>　　4)熱穩(wěn)定性要好</b></p><p>　　5)磨合性要好，不至刮傷飛輪和壓盤表面</p><p>　　6.3離合器蓋總成的設計</p><p>　　6.3.1離合器蓋結構設計的要求：</p><p>　　1)應具有足夠的剛度，否則影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓

49、盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。</p><p>　　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。</p><p>　　3)蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。</p><p>　　4)為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風扇片等。</p><p>　　乘用車離合器蓋一般

50、用08、10鋼等低碳鋼板。</p><p>　　6.3.2壓盤的設計</p><p>　　對壓盤結構設計的要求:</p><p>　　1)壓盤應具有較大的質量,以增大熱容量，減小溫，防止其產生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可以采用傳熱系數較大的鋁合金壓盤。</p><p>　　2)壓盤

51、應具有較大剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為15～25 mm 。</p><p>　　3)與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于15～20 g·cm 。</p><p>　　4)壓盤高度(從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。</p><p>　　壓盤

52、形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數，通常采用灰鑄鐵，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度為170～227HBS。</p><p>　　6.3壓盤的結構設計與選擇</p><p>　　取溫升t=10 t = = = 10 ℃ </p><p>　　m = = = 1.375 kg (3-1)</p&

53、gt;<p><b>　　所以h=6</b></p><p><b>　　取h=15 </b></p><p>　　為鑄鐵密度，取7800 kg/m，V為壓盤估算面積</p><p>　　式中，t為壓盤溫升(℃),不超過8～10℃；c為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4 J/(kg·℃)；m為壓

54、盤質量(kg)；γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤.</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1] 王望予 汽車設計 第4版 機械工業(yè)出版社 2004年 </p><p>　　[2] 陳家瑞 汽車構造(下冊) 第2版 機械工業(yè)出版社 </p><p>　　[3] 紀名剛，陳國定，吳