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1、目 錄 封面 1 目錄 2 第一章 緒論 3 1.1 離合器設計的目的 3 1.2 離合器概述 3 1.3 離合器設計的基本要求 3 1.4 技術參數(shù)及設計要求 4 第二章 設計方案論證 4 2.1 離合器的結構方案分析 4 2.2 從動盤數(shù)及干濕式的選擇 5 2.3 壓緊彈簧和布置形式 6 2.3.1 周置彈簧離合器 6 2.3.2 中央彈簧離合器 6 2.3.3 斜置彈簧離合器 6 2.3.4 膜片彈簧離合器 6 2.4 膜片彈簧式離合器的拉式、推式的選擇分析 7 2.5 壓盤傳力方式的選擇 9 2.

2、6 離合器的結構方案分析 10 2.7 方案選擇 11 第三章 設計計算及參數(shù)選擇 12 3.1 摩擦片的設計 12 3.2 后備系數(shù)β的選擇 12 3.3 摩擦片外徑、內徑和厚度 13 3.4 單位壓力P0 15 3.5 摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)、離合器間隙選擇 15 3.6 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 16 第四章 結束語 17 參考文獻 17 第一章 緒論 1.1離合器設計的目的 了解轎車離合器的構造，掌握轎車離合器的工作原理。了解從動盤總成的結構，壓盤和膜片彈簧的結構，通過對以上幾方面的了解，從而熟悉轎車離合器的工作

3、原理。學會如何查找文獻資料、相關書籍，培養(yǎng)學生動手設計項目、自學的能力，掌握單獨設計課題和項目的方法，設計出滿足整車要求并符合相關標準、具有良好的制造工藝性且結構簡單、便于維護的轎車離合器，為以后從事汽車方面的工作或工作中設計其它項目奠定良好的基礎。通過這次課程設計，使學生充分地認識到設計一個工程項目所需經(jīng)歷的步驟，以及身為一個工程技術人員所需具備的素質和所應當完成的工作，為即將進入社會提供了一個良好的學習機會，對于由學生向工程技術人員轉變有著重大的實際意義。 1.2離合器概述 離合器通常裝在發(fā)動機與變速器之間，其主動部分與發(fā)動機飛輪相連，從動部分與變速器相連。為各類型汽車所廣泛采用的摩擦

4、離合器，實際上是一種依靠其主、從動部分間的摩擦來傳遞動力且能分離的機構。離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系平順的接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪間的沖擊；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，以防止傳動系個零部件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪音。 1.3離合器設計的基本要求 1、在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備。 2、接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 3、分離時要迅速、徹底。 4、離合器從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換

5、擋和減小同步器的磨損。 5、應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 6、應使傳動系避免扭轉共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力。 7、操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 8、作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 9、應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。 10、結構應簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。 1.4、技術參數(shù)及設計要求 表1-1離合器設計參數(shù) 汽車型號 捷達 GTI 16V 發(fā)動機最大功率（kw）/(

6、r/min) 102/6100 總質量ma（Kg） 1470 發(fā)動機最大扭矩（N.m） 167 輪胎規(guī)格 185/60VR14 最高車速（km/h） 205 車輪半徑r（mm） 233.3 最高轉速（r/min） 6650 后橋主減速比 3.67 載重量（kg） 460 變速器一檔傳動比 3.45 2、設計任務要求 （1）、自行選定結構中的零件材料； （2）、根據(jù)選定材料及離合器的一般設計原則和設計經(jīng)驗，選定相關 參數(shù)，并能在設計中根據(jù)具體情況進行調整。 3、具體設計任務 （1）、方案分析 （2）、闡述離合器的功用和要求 （3）、離合器類型

7、選擇及方案設計 （4）、離合器設計計算 （5）、離合器主要參數(shù)的選擇及校核 第二章 設計方案論證 2.1離合器的結構方案分析 2.1.1摩擦離合器結構選擇 汽車離合器有摩擦式、電磁式和液力式三種類型。其中，摩擦式的應用最為廣泛。現(xiàn)代汽車摩擦離合器的典型結構型式為單征或雙片干式（圖2-1），它由從動盤、壓盤驅動裝置、壓緊彈簧、離合器蓋等構成，本次設計選用摩擦式離合器。 圖 圖2-1 從動盤部分分解圖 1，13—摩擦片；2，14，15—鉚釘；3—波形彈簧片；4—平衡塊；5—從動片；6，9—減振摩擦；7—限位銷；8—從

8、動盤轂；10—調整墊片；11—減振彈簧；12—減振盤 2.2從動盤數(shù)及干濕式的選擇 2.2.1單片離合器 對乘用車和最大總質量小于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，離合器通常只設置有一片從動盤。單片離合器結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分慣量小，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接合平順。 2.2.2雙片離合器 雙片離合器與單片離合器相比，由于摩擦面數(shù)增加一部，因而傳遞轉矩的能力較大；接合更為平順、柔和；在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小；中間壓盤通風散熱性差，容易引起摩擦片過熱，加快其磨損

9、甚至燒壞；分離行程較大，不易分離徹底，所以設計時在結構上必須采取相應的措施；軸向尺寸較大，結構復雜；從動部分的轉矩較大且徑向尺寸受到限制的場合。 2.2.3多片濕式離合器 摩擦面更多，接合更加平順；摩擦片浸在油中工作，表面磨損小，但分離行程大，分離也不易徹底，特別是在冬季油液粘度增大時；軸向尺寸大；從動部分的轉動慣量大，故過去未得到推廣。近年來，由于多片濕式離合器在技術方面的不斷完善，重型車上又有采用，并不斷有增加趨勢。因為它采用油泵對摩擦表面強制冷卻，使起步時即使長時間打滑也不會過熱，起步性能好，據(jù)其使用壽命可較干式高5～6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。

10、 2.3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(jù)其布置離合器可分為： 2.3.1周置彈簧離合器 周置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧，并均勻地布置在一個或同心的兩個圓周上，其特點是結構簡單、制造容易，這去廣泛應用于各類汽車上。此結構的彈簧壓力直接作用于壓盤上，為了保證摩擦片上壓力不均勻，壓緊彈簧的數(shù)目要隨摩擦片直徑的增大而增多，而且應當是分離杠桿的倍數(shù)。因壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱回火失效。當發(fā)動機最大轉速很高時，周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力顯著下降，離合

11、器傳遞轉矩的能力也隨之降低。此外，彈簧靠在其定位座上，造成接觸部位嚴重磨損，甚至會出現(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。 2.3.2中央彈簧離合器 中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心。由于可選較大的杠桿比，因此可得到足夠的壓緊力，且有利于減小踏板力，使操縱輕便；壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，不會使彈簧受熱回火失效；通過調整墊片或螺紋容易實現(xiàn)壓盤對壓緊力的調整。這種結構較復雜，軸向尺寸較大，多用于發(fā)動機最大轉矩大于400～500Nm的商用車上，以減輕其操縱力。 2.3.3斜置彈簧離合器 是重型汽車采用的一種新型結構。以數(shù)目較多的一組圓柱螺旋彈簧為壓緊彈簧，

12、分別以傾角斜向作用于傳力套上，后者再推動壓桿并按杠桿比放大后作用到壓盤上。這時，作用在壓桿內端的軸向推力等于彈簧壓力的軸向分力。當摩擦片磨損后壓桿內端隨傳力套前移，使彈簧伸長，壓力減小，傾角亦減小，而cos值則增大。這樣即可以使在摩擦片磨損范圍內壓緊彈簧的軸向推力幾乎保持不變，從而使壓盤的壓緊力也幾乎保持不變。同樣，當離合器分離時后移動傳力套，壓盤的壓緊力也大致不變，因此，斜置彈簧離合器與前兩種離合器相比，其突出的優(yōu)點是工作性能十分穩(wěn)這定。與周布置彈簧離合器比較，其踏板力約可降低35%。 2.3.4膜片彈簧離合器 膜片彈簧(圖2-2)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

13、分和分離指部分組成。具有一系列優(yōu)點： ①膜片彈簧具有較理想的非線性彈性特性，彈簧壓力在摩擦片的允許磨損范圍內基本保持不變。 ②膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量小。 ③高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定。 ④膜片彈簧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。⑤易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長。 ⑥膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。 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 但膜片彈簧的制造工藝

14、較復雜，制造成本較高，對材質和尺寸精度要求較高，其非線性特性在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，膜片彈簧離合器不僅在乘用車上被大量采用，而且在各種形式的商用車上也被廣泛采用,本次設計采用膜片彈簧離合器。 2.4膜片彈簧式離合器的拉式、推式的選擇分析 膜片彈簧式離合器的結構形式有拉式和推式兩種： 2.4.1推式膜片彈簧離合器按支撐結構又可分為雙支撐環(huán)式、單支撐環(huán)式、無支撐環(huán)式： ①雙支撐環(huán)式（圖2-3） 圖2-3 雙支撐環(huán)式 ②單支撐環(huán)式（圖2-4）

15、 圖2-4 單支撐環(huán)式 ③無支撐環(huán)式（圖2-5） 圖2-5 無支撐環(huán)式 2.4.2拉式膜片彈簧離合器： 拉式膜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) 圖2-6拉式膜片彈簧離合器支撐形式 2.4.3推式和拉式的離合器比較 與推式膜片彈簧離合器相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點[5]：拉式膜片彈簧離合器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(shù)目更少，質量更小；拉式膜片彈簧是以中部與鴉片相壓，在同樣壓盤尺寸的條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，提高了壓緊力的與傳遞轉矩的

16、能力，且并不增大踏板力，在傳遞相同的轉矩時，可采用尺寸較小的結構；再結合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，分離效率更高；拉式的杠桿比大于推式的杠桿比，且中間支承少，減少了摩擦損失，傳動效率高，踏板操縱更輕便，拉式的踏板力比推式的一般可減少約25%30%；無論在結合狀態(tài)或分離狀態(tài)，拉式結構的膜片彈簧打斷與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環(huán)磨損后不會形成間隙而增大踏板自由行程，不會產(chǎn)生沖擊和噪音；使用壽命更長。 但是，拉式膜片彈簧的分離指與分離軸承套筒總成嵌裝在一起的，需采用專門的分離軸承，結構復雜，安裝拆卸較困難。由于拉式膜片彈簧離合器綜合性能優(yōu)越，目前在各種汽車中的應用日趨廣泛。本次

17、設計采用雙支撐環(huán)推式膜片彈簧。 2.5壓盤傳力方式的選擇 2.5.1凸塊—窗孔式 凸塊—窗孔式，離合器蓋用螺栓固定在飛輪上，在蓋上開有長方形的窗口，壓盤上則鑄有相應的凸臺，凸臺伸進蓋上的窗口，由離合器蓋帶動壓盤。考慮到摩擦片磨損后壓盤將向前移，因此在設計新離合器時，應使壓盤凸臺適當高出蓋上窗口以外，以保證摩擦片磨損至極限時仍能可靠傳動。 2.5.2傳力片式 傳力片式由彈簧鋼帶制成的傳力片(圖2-7)，一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上。它一般都是沿圓周切向布置，改善傳力片的受力狀況。這種傳力片的連接方式還簡化了壓盤的結構，降低了對裝配精度的要求，并且還有利于壓盤的定中。

18、 圖2-7 傳力片 2.6從動片的結構型式 2.6.1整體式彈性從動片 從動片沿半徑方向開槽，將外緣部分分割成許多扇形（圖2-8），并將扇形部分沖壓成依次向不同方向彎曲的波浪形，使其具有軸向彈性。兩邊的摩擦片則分別鉚在扇形片上。在離合器接合時，從動片被壓緊，彎曲的波浪形扇形部分逐漸被壓平，從動盤摩擦片所傳遞的轉矩逐漸增大，使接合過程（即轉矩增長過程）較平順、柔和。整體式彈性從動片根據(jù)從動片尺寸的大小可制成6～12個切槽。這種切槽還有利于減少從動片的翹曲。為了進一步減小從動片的剛度，增加其彈性，常將扇形部分與中央部分的連接處切成T形槽。 圖2-8 整體式彈性從動片 2

19、.6.2分開式彈性從動片 從動片采用分開式結構（圖2-9)從動片，（圖2-10）波形片，分開做成兩件，然后再用鉚釘將其鉚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2-9 分開式彈性從動片結 圖2-10 波形片 2.7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。 從動盤數(shù)的選擇，由于該車型為乘用車，總質量較小，所以可以選用單片式，使離合器結構相對簡單，軸向尺寸緊湊。壓緊彈簧和布置形式的選擇，采用膜片彈簧離合器是因為膜片彈簧離合

20、器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此可設計成當摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎可以保持不變，且可減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對的，因此其壓力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，零件數(shù)目減少，質量減小并顯著地縮短了其軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，磨損均勻，也易于實現(xiàn)良好的散熱通風等。而推式膜片彈簧離合器，在安裝和維修方面較為容易。壓盤的驅動方式，選擇傳力片方式，傳力片方式設計簡單，傳力片的彈性允

21、許其作軸向移動，與壓盤的對中性能好，使用平衡性好，工作可靠，幫命長。從動片的結構選擇，選用分開式彈性從動片可以更好的保證從動片能達到軸向彈性的要求。 綜上所述本次設計選擇單片推式膜片彈簧離合器。 第三章 設計計算及參數(shù)選擇 離合器主要參數(shù)的選擇 3.1摩擦片的設計 1）離合器摩擦片在性能上應滿足如下要求： ①摩擦因數(shù)較高且較穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要小。 ②具有足夠的機械強度與耐磨性。 ③密度要小，以減小從動盤的轉動慣量。 ④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。 ⑤磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面。 ⑥接合時應平順而不產(chǎn)生

22、“咬合”或“抖動”現(xiàn)象。 長期停放后，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現(xiàn)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為，即 （3—1） （出自王望予.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，2004，第二章） 式中，——摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計算時一般取0.25～0.30； F——壓盤施加在摩擦面上的工作壓力； ——為摩擦片的平均摩擦半徑； Ｚ——為摩擦面數(shù)，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(shù)主要有性能參數(shù)β和Po，尺寸參數(shù)D、d和摩擦片厚

23、度b以及結構參數(shù)摩擦面數(shù)Ｚ和離合間隙。 3.2后備系數(shù)β的選擇 后備系數(shù)β（表3-1）是離合器設計中的一個很需要參數(shù)，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。 顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太小；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，β又不宜選取太大；當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β可選取小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為提高起步能力、減少離合器滑磨

24、，β應選取大些；貨車總質量越大，β也應選得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的β值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，β可選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的β值應大于單片離合器。 表3-1 離合器后備系數(shù)的取值范圍 車 型 后備系數(shù)β 乘用車及最大總質量小于6t的商用車 1.20～1.75 最大總質量為6～14t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，設計時應大于發(fā)動機最大轉矩，即

25、 （3—2） 式中，β——離合器的后備系數(shù)，β必須大于1； ——發(fā)動機最大扭矩。 由于捷達 GTI 16V為乘用車，由文獻王望予.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，2004，第二章得， 后備系數(shù)β取1.20～1.75。 這里選β=1.3, 由式（3-2）可知=1.3167 Nm=217.1Nm 3.3摩擦片外徑D、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。 根據(jù)

26、《汽車離合器》徐石安[2] 可按經(jīng)驗公式選用 （3—3） 式中，系數(shù)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；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=19。 由公式（3-3）代入相關數(shù)據(jù)理可得：D=188.50mm 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 外徑D/mm 160 180 200 225 250 280 3

27、00 325 350 380 405 430 內徑d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 =d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 1- 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0

28、.800 0.827 0.843 0.840 0.847 單面面積/ 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 由上表初選摩擦片的尺寸為 D=200mm，d=140mm ，b=3.5mm ， =0.700 摩擦片中徑, 即 （3—4） 式中，R——為摩擦片外半徑；r——為摩擦片內半徑。 當d/D 0.6時，即0.6，可由下式相當準確的計算，即

29、 （3—5） 由（3—5）得=85mm 3.4單位壓力P0 單位壓力決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，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(shù)等因素。對于離合器使用頻繁、發(fā)動機后備系數(shù)較小、載質量大或經(jīng)常在壞路面上行駛的汽車，應取小些；當摩托車擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大。 根據(jù)《汽車設計》王望予 （3—6） 式中，——摩擦因數(shù)，本次設計=0.3。 根據(jù)初選D代入公式（3—6）得=0.

30、28Mpa 3.5摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙 摩擦片的摩擦因數(shù)取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉未冶金材料和金屬陶瓷材料等。石棉基材料摩擦因數(shù)受工作溫度、單位壓力和滑磨速度的影響較大，而粉未冶金材料和金屬陶瓷材料的摩擦因數(shù)較大且穩(wěn)定。各種摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍見下表。 表3-3 摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍 摩擦材料 摩擦因數(shù) 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

31、設計可以選擇粉末冶金材料銅基，摩擦因數(shù)。 摩擦面數(shù)Z為離合器從動盤數(shù)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(shù)Z=2。 離合器間隙是指離合器處于正常接合狀態(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接合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。由參考文獻可知，一般為3～4mm,這里初選3mm。 3.6離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 1）約束條件 ①摩擦片處徑D（mm）的選取應使最大圓周速度不超過65～70m/s，即 （3—7） 式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）；為發(fā)動機

32、最高轉速（r/min）。 代入相關數(shù)據(jù)得=69.6m/s，符合要求。 ②摩擦片的內、外徑比c應在0.53～0.70范圍內，即 0.53c0.70 由表3-2可知c=0.700，在范圍內，符合要求。 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，不同車型的值應在一定范圍內，最大范圍為1.2～4.0，本次設計取值為1.3，符合要求，即 1.21.75 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2Ro約50mm，即 （42~53.5）

33、 （3—8） 本次設計取45，符合要求。 ⑤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， （3—9） 式中，為單位摩擦面積傳遞的轉矩（）；[]為其允許值（），按表3-4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/mm 210 >210～250 >250～325 >325 []/ 0.70 0.75 0.875 1.00 代入數(shù)據(jù)得，=0.67710-2 。 ⑥為降低離合器滑磨時的熱負荷

34、，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力P0根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內選取，P0的最大范圍為0.35～0.50Mpa，即[3] 由式（3-6）知P0=0.28，符合要求。 ⑦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—10） 式中，為單位摩擦面積滑功（）；[]為其許用值（），對于乘用車[]=0.40J/mm2，W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（J），可根據(jù)下 式計算：

35、 （3—11） 式中，為汽車總質量（kg）；為輪胎滾動半徑（m）；為汽車起步是所用變速器擋位的傳動比；為主減速器傳動比；為發(fā)動機轉速（r/min），計算時乘用車取2000 r/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10935 J；單位摩擦面積滑功為0.341，符合要求。 第四章 結束語 經(jīng)過一周的課程設計,我發(fā)現(xiàn)我在收集文獻資料、自學專業(yè)知識等各個方面的能力有了不少提高。我不僅對轎車離合器設計有了一定深度的了解，還對機械產(chǎn)品設計開發(fā)過程有了一定的認識。本次課程設

36、計是一個綜合性較強的應用課題，其涉及機械制圖、理論力學、材料力學、機械原理、機械設計、、汽車構造和汽車設計等課程。 此次課程設計在設計過程中得到了老師細心的指導，同時也得到了熱心同學的很多幫助，你們真的給了我很大的幫助與支持，讓我有了不錯的進步，在這里一并向你們表示感謝。 通過這次的課程設計，使我們充分地認識到設計一個工程項目所需經(jīng)歷的步驟，以及身為一個工程技術人員所需具備的素質和所應當完成的工作，為我們即將進入社會提供了一個良好的學習機會，對于我們由學生向工程技術人員轉變有著重大的實際意義。 參考文獻 [1] 陳家瑞.汽車構造(下冊).北京：機械工業(yè)出版社，2005 [2] 王望予.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，2004 - 17 -