奥迪a3标准离合器毕业设计说明书(编辑修改稿)

奥迪a3标准离合器毕业设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

片厚度 b以及结构参数摩擦面数Ｚ和离合间隙。 β 后备系数 β （表 31）是离合器设计中的一个很需要参数 [6]，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，应考虑以下几个问题： 1） 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。 2） 防止离合器滑磨时间过长。 3） 防止传动系过载以及操纵轻便等因素。 表 31 离合器后备系数的取值范 围 车 型 后备系数 β 乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车 ～ 最大总质量为 6～ 14t 的商用车 ～ 挂车 ～ 为保证离合器在任何工况下都可靠的传递发动机的最大转矩，设计时 cT 应大于发动机最大转矩，即 [3] maxCeTT （ 3— 2） 式中， β —— 离合器的后备系数， β 必须大于 1； maxeT —— 发动机最大扭矩。 由于奥迪 A3 车为乘用车，由文献 [2]得， 后备系数 β 取 ～。 这里选 β =, 毕业设计说明书 19 由式（ 32）可知 cT = 145 N m=203 N m D、内径 d 和厚度 b 摩擦片（图 31）外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传 递的转矩大小有一定关系。 显然，传递大的转矩，需要有大的尺寸。 根据《汽车离合器》徐石安 [2] 可按经验公式选用 ATD e m ax100 （ 3— 3） 式中，系数 A 反映了不同结构和使用条件对 D的影响，可参考下列范围： 小轿车 A=47；一般载货汽车 A=36（单片）或 A=50（双片）； 自卸车或使用条件恶劣的载货汽车 A=19。 由公式（ 33）代入相关数据理可得： D= 按照我国摩擦片尺寸系列标准 GB/T5764— 1998《汽车用离合器面片》选取 [7]。 图 31 摩擦片 表 32 汽车用离合器面片 外径D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 内径d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度/mm 4 4 4 4 39。 C =d/D 7 4 0 7 0 9 3 5 7 0 3 5 1 339。 C 6 7 7 3 2 6 2 0 7 3 0 7 单面面积/ 2cm 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 毕业设计说明书 20 由上表初选摩擦片的尺寸为 D=225mm， d=150mm ， b= ， 39。 C = 摩擦片中径 cR , 即 [3] 223332 rR rRRc  （ 3— 4） 式中， R—— 为摩擦片外半径； r—— 为摩擦片内半径。 当 d/D  时，即 39。 C  ， Rc 可由下式相当准确的计算，即 [3] 42D d R rRc  （ 3— 5） 由（ 3— 5）得 Rc =93 .75mm P0 单位压力决定了摩擦表面的耐磨性对离合器耦 合的性能和寿命有很大的影响应该选择的工作条件，发动机动力储备大小，摩擦板尺寸，材料和质量，并储备系数外表因子。 对于经常使用的离合器，发动机储备系数小，在质量差或频繁公路一个很大的负担应采取更少，如果大型摩托车湿巾直径应减少在摩擦板的外边缘的热负荷需要较少。 储备系数大，可适当增加。 根据《汽车 设计 》 王望予 [3] m a x33012 (1 39。 )eTD fP c  （ 3— 6） 式中， f —— 摩擦因数，本次设计 f =。 根据初选 D代入公式（ 3— 6）得 0P = f 、摩擦面数 Z 和离合器间隙 t 摩擦片的摩擦片的摩擦系数取决于所使用的材料和它的操作单元的压力和滑移率等因素。 摩擦片的材料是石棉材料，粉末冶金及金属陶瓷。 石棉基材料 通过温度，压力的摩擦系数和更大的影响单元滑移速度和粉末冶金和金属陶瓷的摩擦大而稳定系数。 各种摩擦系数的摩擦材料的下表。 表 33 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 ～ 毕业设计说明书 21 编织 ～ 粉末冶金材料 铜基 ～ 铁基 ～ 金属陶瓷材料 综上本次设计可以选择粉末冶金材料铜基，摩擦因数 [3] 。 摩擦面数 Z 为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸，由于是单片离合器，因此摩擦面数 Z=2。 离合器间隙 t 是指离合器处于正常接合状态、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接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。 由参考文献 [3] 可知 ， t 一般为 3～ 4mm,这里初选 3mm。 1）约束条件 ①摩擦片处径 D（ mm）的选取应使最大圆周速度不超过 65～ 70m/s，即 [3] smDnv eD /70~651060 3m a x   （ 3— 7） 式中， Dv 为摩擦片最大圆周速度（ m/s）； m a x en 为发动机最高转速（ r/min）。 代入相关数据得 Dv =，符合要求。 ②摩擦片的内、外径比 c应在 ～ 范围内，即 [3]  c 由表 32 可知 c=，在范围内，符合要求。 ③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  值应在一定范围内，最大范围为 ～ ，本次设计  取值为 ，符合要求，即 [3]    ④为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d必须大于减振器弹簧位置直径 2Ro约 50mm，即 [3] mmRd o 502  0 (0 .6 0 ~ 0 .7 5 ) / 2Rd （ 3— 8） 本次设计 0R 取 45，符合要求。 毕业设计说明书 22 ⑤为反映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 [8] ，  0220 )( 4 ccc TdDZ TT  π （ 3— 9） 式中， 0cT 为单位摩擦面积传递的转矩（ 2/mmmN ）； [ 0cT ]为其允许值（ 2/mmmN ），按表 35 选取。 表 34 单位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器规格 D/mm  210 210～ 250 250～ 325 325 [ 0cT ]/ 210 代入数据得， 0cT = 102 2/mmmN。 ⑥为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力 P0 根据所用的摩擦材料在一定范围内选取， P0 的最大范围为 ～ ，即 [3] 00 .1 0 1 .2 0M P a p M P a 由式（ 36）知 P0=，符合要求。 ○7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摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即 [3]  wdDZ Ww  )( 4 22π （ 3— 10） 式中， w 为单位摩擦面积滑功（ 2/mmJ ）； [w ]为其许用值（ 2/mmJ ），对于乘用车 [w ]=， W为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 [3] ： 2202221800 grae ii rmnW π （ 3— 11） 式中， am 为汽车总质量（ kg）； r r 为轮胎滚动半径（ m）； g i 为汽车起步是所用变速器挡位的传动比； oi 为主减速器传动比； en 为发动机转速（ r/min），计算时乘用车取 20xx r/min，商用车取 1500 r/min，本次设计为乘用车，即 en =20xx r/min 毕业设计说明书 23 计算得汽车起步的滑磨功为 16294 J；单位摩擦面积滑功为 2/mmJ ，符合要求。 第 4 章 从动盘总成设计 从动盘总成（图 41）主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。 从动盘对离合器工作性能影响很大，设计从动盘总成时应注意满足以下几个方面的要求： 1）为了减少变速器换挡时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。 2）为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等，从动盘应具有轴向弹性。 3）为了避免传动系的扭转共 振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器。 4）要有足够的抗爆裂强度。 图 41 从动盘总成分解图 毕业设计说明书 24 1， 3摩擦片 2从动片 4， 6摩擦阻尼片 5从动盘毂 7减振盘 摩擦片设计 ，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求面片应有下列一些综合性能： 1)在工作的摩擦系数较高。 2)应保持整个的摩擦特性，其他不良的摩擦系数衰退的使用寿命。 3)在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的 耐磨性能； 4)可在离合器接合过程荷载高压板承受表现良好。 5)可以离心力高速无负载承受。 6)在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度； 7)具有小的转动惯量，材料加工性能良好； 8)在整个工作温度范围内，与对置材料印刷制版，飞轮兼容良好的摩擦特性。 9)摩擦副对偶面有高度的溶污性能，不易影响它们的摩擦作用； 鉴于以上各点，近年来，摩擦材料的种类增长极快。 挑选摩擦材料的基本原则是 [2] ： 1)满足较高性能标准； 2)成本最小； 3)考虑代替石棉。 本设计离合器摩 擦片选用粉末冶金材料 [6]（ F1001G）。 尺寸根据第三章计算选取，它是以铁粉或铜粉为基体与另外的金属或非金属粉末混合物经压制烧结成形而成。 其优点是，传热性好，热稳定性与而磨性好，摩擦系数较高而且稳定，能承受的单位压力较高，寿命较长等。 摩擦片与从动片的边接方式为铆接 [8] ，选取 8 颗铆钉铆接。 其铆接位置为摩擦片的平均半径，即 mm。 选取铆钉型号 [9] 为 GB/T8721986 3 ，材料为 15 号钢。 铆钉校核如下： 平均每颗铆钉所受的最大剪切力 maxF 为 [10]： maxmax e aTF nR =142 100 0 93. 75 N  （ 41） 根据铆钉所受的 maxF ，分别校核铆钉的抗剪强度和从动片的抗压强度 [10]： 毕业设计说明书 25 204 max []Fdm （ 42） 0m ax []ppFd （ 43） 式中， 0d 为铆钉孔直径； m 为每个铆钉的抗剪面数量；δ为被铆件中较薄板的厚度； m为每个铆钉的抗剪面数量，对于双盖板 ，两盖板之和为一个被铆件。 根据相关已知参数，可得： δ =1mm， m=2mm。