汽车离合器课程设计说明书.docx

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汽车离合器课程设计说明书

《汽车设计》课程设计

题目:

汽车离合器设计

专业：

交Y

班级：

091

学号：

7XXX

姓名：

XXX

指导老师：

韦志林

完成日期：

成绩:

前言

对于内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。

目前，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。

它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操作机构等四部分。

离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其主要功用是：

切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系统平顺地结合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系统分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系统所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。

随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。

从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。

因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。

设计的目的和意义：

本次设计，我力争把离合器设计系统化，让离合器在任何行驶条件下，既能可靠的传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止过载。

结合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。

分离是要迅速、彻底。

从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。

应有猪狗的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。

操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。

具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。

为离合器设计者提供一定的参考价值

设计任务书

1）广泛查阅离合器资料，参考一汽大众捷达2010款1.6伙伴车型，根据使用条件，确定离合器结构，进行膜片弹簧离合器的总体结构设计。

2）确定膜片弹簧的结构参数，对压盘、摩擦盘和离合器壳体的结构、参数进行选择，对主要的零部件进行强度计算。

3）绘制一张（3号图纸）零件图（）

4）一张（2号图纸）装配图。

（）

5）完成6000字的设计说明书。

任务与背景分析

捷达GTI16V参数表

汽车型号

捷达GTI16V

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

后桥主减速比

3.67

载重量（kg）

460

变速器一档传动比

3.45

本车设计采用单片膜片弹簧离合器。

本车才用的摩擦式离合器是因为其结构简答，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。

采用膜片弹簧离合器是因为膜片弹簧离合器具有很多优点：

首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，是操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼其压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著的缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，是压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。

由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断的提高，因而这种离合器在轿车及微型轻型客车上得到了广泛的应用，而且逐渐扩展到了载货汽车上。

从动盘选择单片式从动盘是一个结构简单，调整方便。

压盘驱动方式采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求有有利于压盘定中。

选择拉式离合器是因为去零件数目少，结构更简化，轴向尺寸更小，质量更小；并且分离杠杆较大，使其踏板操纵力较轻。

综上本次设计选择单片拉式膜片弹簧离合器。

离合器主要参数选择

1.1初选摩擦片外径D、内径d、厚度b

查《汽车设计》表2-3，得乘用车的直径系数

由公式估算得：

按初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，应符合尺寸系列标准《汽车用离合器面片》表3-4为我国摩擦片尺寸的标准。

表3-4离合器摩擦片尺寸系列和参数

外径

160

180

200

225

250

280

300

325

350

380

405

430

内径

110

125

140

150

155

165

175

190

195

205

220

230

厚度

3.2

3.5

3.5

3.5

3.5

3.5

3.5

3.5

4

4

4

4

0.687

0.694

0.700

0.667

0.620

0.589

0.583

0.585

0.557

0.540

0.543

0.535

0.676

0.667

0.657

0.703

0.762

0.796

0.802

0.800

0.827

0.843

0.840

0.847

单位面积

106

132

160

221

302

402

466

546

678

729

908

1037

摩擦片的尺寸取D=200mm,d=130

1.2后备系数β

后备系数β是离合器设计中的一个重要参数，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，应考虑到摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系统过载以及操纵轻便等因素。

各类汽车离合器β的取值范围见表3-1。

表3-1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

本次课程设计的对象为捷达GTI16V汽车，属于城市代步微型轿车，故本次课程设计的后备系数β范围为1.20-1.75，取β=1.5。

1.3单位压力

查《汽车设计》表2-2,摩擦片材料选择石棉基材料，则取＝0.3Mpa

1.4摩擦因数f、离合器间隙Δt

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的取值范围见表3-5

表3-5摩擦材料的摩擦因数f的取值范围

摩擦材料

摩擦因数f

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

本次设计取f=0.30。

离合器间隙一般为3～4mm，此处取Δt=3mm

选用单片从动片所以摩擦面数取Z=2

2离合器基本参数的优化

2.1设计变量

后备系数β取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。

单位压力P也取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。

因此，离合器基本参数的优化设计变量选为：

2.2目标函数

离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为

2.3约束条件

（1）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：

式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速（r/min）,所

故符合条件。

（2）摩擦片内、外径之比c

c=，满足0.53的条件范围。

由此可见，选取满足要求。

（3）后备系数β

为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围为1.2~4.0。

根据捷达GTI16V的车型情况，前面已经选取后备系数β=1.50，满足要求。

摩擦片尺寸校核与材料选择。

3.1扭转减振器的优化

为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减震器弹簧位置直径2R0约50mm即：

d>2R0+50mm

对于摩擦片内径d=130,而减振器弹簧位置半径＝（0.6～0.75）d/2，

故取＝0.6d/2＝0.6（mm），取为32mm

所以d-2＝130-2*32=66mm>50m

故符合d>2+50mm的优化条件

3.2离合器单位摩擦面积滑磨功

为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，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：

对于乘用车：

W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可以由下式求的：

即：

W=（J）

W=

所以：

w<[w],符合要求！

3.3许用单位面积滑磨转矩

为反应离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即：

而：

故：

TC0=（）

故根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2-5

许用单位面积滑2磨转矩[T∞]的要求

外径D/mm

≤210

＞210—250

＞250―325

＞320

T∞x10-2/（N.m/mm2）

0.28

0.30

0.35

0.40

所以TCO≤[TCO]符合要求！

4膜片弹簧的设计

4.1膜片弹簧的基本参数的选择

（1）比值H/h和h的选择

为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的一般为1.5～2.0，板厚h为2～4mm。

故初选h=3mm,=1.5则H=4.5mm。

（2）R/r比值和R、r的选择

由于摩擦片平均半径Rc=

对于推式膜片弹簧的R值，应满足关系RRc=84.156mm

故取R=100mm,再结合实际情况取R/r=1.35，则r=74mm

（3）α的选择

膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截高度H关系密切，一般在9°~15°范围内。

α＝arctan（H/（R-r））=arctan（4.5/100-74）=9.8°

（4）分离指数目n的选取

分离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小膜片弹簧可取12。

本次设计取n=18。

（5）膜片弹簧小端内半径及分离轴承作用半径的确定

弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即

1.20≤R／r≤1.35

70≤2R／h≤100

3.5≤R／≤5.O

由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径mm，则取r0=30mm，

根据弹簧结构布置的要求，与R、与r、

与之差应在一定范围内，即

1≤-≤7

O≤≤6

O≤≤4

再取分离轴承rf=33mm。

（6）切槽宽度δ1、δ2及半径

取＝3.2mm（取值3.2~3.5mm）,=10mm（取值9~10mm）,满足r->=，则<=r-=97-10=87mm，

故取＝87mm。

（7）压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定

根据《汽车设计》知，

和需满足下列条件：

故选择＝95mm，＝66mm。

（8）膜片弹簧的弹性特性

假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。

设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1（N）集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1（mm），则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：

式中，E――弹性模量，钢材料取