1、開題報告學生姓名專業(yè)班級指導教師姓名職稱工作單位課題來源教師自擬課題課題性質應用研究、設計課題名稱基于二維軟件(SolidWorks)的離合器三維建模設計1、選題目的和意義：畢業(yè)設計是教學計劃中最后一個綜合性實踐教學環(huán)節(jié)，是我們在教師的指導下，獨立從事車輛設計工作的初步嘗試，可以培養(yǎng)我們綜合運用所學的基礎理論、專業(yè)知識、基本技能研究和處理問題的能力。是對四年所學知識和技能進行系統(tǒng)化、綜合化運用、總結和深化的過程。通過考察、立題、收集素材、設計方案、工藝制作等過程，檢查我們的思維能力、動手能力和掌握技藝的深度，并通過畢業(yè)答辯、畢業(yè)設計和實習工作，來考核教學水平，對深化教學改革也有重要意義。2、研

2、究現(xiàn)狀：本課題研究現(xiàn)狀主要是離合器設計的研究現(xiàn)狀。本設計的科學依據（科學意義和應用前景，國內外研究概況，目前技術現(xiàn)狀、水平和發(fā)展趨勢等）從1891年摩擦式汽車離合器的誕生，至I1948年液力變矩器的出現(xiàn),再到各種智能控制技術不斷應用于汽車工業(yè)，汽車離合器技術始終伴隨著汽車工業(yè)的發(fā)展而發(fā)展。隨著新興汽車傳動技術的越來越普及應用，傳統(tǒng)的汽車離合器將逐漸淡出歷史舞臺。在采用離合器的傳動系統(tǒng)中，早期離合器的結果形式是錐形摩擦離合器。錐形摩擦離合器傳遞扭矩的能力，比相同直徑的其他結構形式的摩擦離合器要大。但是，其最大的缺點是從動部分的轉動慣量太大，引起變速器換擋困難。而且這種離合器在接合時也不夠柔和，容

3、易卡住。次后，在油中工作的所謂濕式的多片離合器逐漸取代了錐形摩擦離合器。但是多片濕式摩擦離合器的片與片之間容易被油粘?。ㄓ绕涫窃诶涮煊鸵鹤儩鈺r更容易發(fā)生），導致分離不徹底，造成換擋困難。所以它又被干式所取代。多片干式摩擦離合器的主要優(yōu)點是由于接觸面數(shù)多，故接合平順柔和，保證了汽車的平穩(wěn)起步。但因片數(shù)較多，從動部分的轉動慣量較大，還是感到換擋不夠容易。另外，中間壓盤的通風散熱不良，易引起過熱，加快了摩擦片的磨損甚至燒傷和破裂。如果調整不當還可能引起離合器分離不徹底。多年的實踐經驗使人們逐漸趨向于采用單片干式摩擦離合器。它具有從動部分轉動慣量小，散熱性好，結構簡單，調整方便，尺寸緊湊，分離徹底等優(yōu)

4、點。而且只要在結構上取一定措施，也能使其接合平順。因此，它得到了極為廣泛的應用。如今，單片干式摩擦離合器在結構設計方面也相當完善：采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的接合平順性；離合器中裝有扭轉減振器，防止了傳動系統(tǒng)的共振，減少了噪音；以及采用了摩擦較小的分離桿機構等。另外，采用了膜片彈簧作為壓簧，可同時兼起到分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。膜片彈簧和壓盤的環(huán)行接觸，可保證壓盤上的壓力均勻。由于膜片彈簧本身的特性，當摩擦片磨損時，弓單簧的壓力幾乎沒有改變，且可減輕分離離合器時所需要的踏板力。為了實現(xiàn)離合器的自動操縱，有自動離合器。采用自動離合器時可以省

5、去離合器踏板，實現(xiàn)汽布的“雙踏板”操縱。與其他自動傳動系統(tǒng)（如液力傳動）相比，它具有結構簡單，成本低廉及傳動效率高的優(yōu)點。因此，在歐洲小排量汽車上曾得到廣泛的應用。但是在現(xiàn)有自動離合器的各種結構中，離合器的摩擦力矩的力矩調節(jié)特性還不夠理想，使用性能不盡完善。例如，汽布以高檔低速上坡時，離合器往往容易打滑。因此必須提前換如低檔以防止摩擦片的早期磨損以至燒壞。這些都需要進一步改善。隨著汽布運輸?shù)陌l(fā)展，離合器還要在原有的基礎上不斷改進和提高，以適應新的使用條件。從國外的發(fā)展動向來看，近年來汽布的性能在向高速發(fā)展，發(fā)動機的功率和轉速不斷提高，載重汽車也向大型化，國內也啟類似的情況。止匕外，對離合器的使

6、用要求也越來越局。所以，增加離合器的傳扭能力，提高具使用壽命，簡化操作，已經成為目前離合器的發(fā)展趨勢。設計內容和預期成果（具體設計內容和重點解決的技術問題、預期成果和提供的形式）1、設計內容1 .對離合器的結構方案進行分析對比。2 .選擇離合器形式。3 .根據所給參數(shù)對離合器各零部件進行選型、匹配性設計和校核計算。4 .根據離合器參數(shù)，進行三維建模，虛擬裝配，及動畫仿真。2、預期成果1 .設計目標：根據產品設計要求，完整地設計出裝配圖一套、零件圖2 .設計要求：系統(tǒng)地說明設計過程中問題的解決（確定傳動和結構方案及零件材料的選擇）及全部計算。計算內容應包括肩關計算簡圖，如主要參數(shù)的選擇及設計與校

7、核、傳動方案簡圖、相關零件的結構簡圖、零件的受力分析圖、彎矩和扭矩圖等。3 .計算過程完整有序，計算結果正確清晰，文字說明簡明通順。計算過程只需列出已知條件、計算公式，將有關數(shù)據代入公式，省略計算過程，直接寫出計算結果。將計算結果整理后，寫入右邊欄內，并注明此結果是否“合用”或“安全”等結論。4 .任務完成驗收時提供材料：設計說明書一份，三維模型，爆炸圖及仿真動畫演示，總裝配圖2張、零件留若干。擬采取設計方法和技術支持（設計方柔、技術要求、實驗方法和步驟、可能遇到的問題和解決辦法等）1、離合器設計知識離合器是汽布傳動系統(tǒng)中直接與發(fā)動機相連接的總成。本畢業(yè)設計要求設計者仔細研究輕型車傳動系統(tǒng)的工

8、作原理。根據輕型乘用車的裝備質量、前后軸荷，設計螺旋彈簧離合器的基本參數(shù)和結構。并進行較為深入的理論分析。同時基于SolidWorks進行三維實體實體設計和裝配。2、三維軟件SolidWorksSolidWorks軟件是世界上第一個基于Windows開發(fā)的二維CADS統(tǒng)，由于技術創(chuàng)新符合CACfe術的發(fā)展潮流和趨勢，SolidWorks公司于兩年間成為CAD/CAMF業(yè)中獲利最高的公司。由于SolidWorks出色的技術和市場表現(xiàn)，不僅成為CAD亍業(yè)的一顆耀眼的明星，也成為華爾街青睞的對象。由于使用了WindowsOLE技術、直觀式設計技術、先進的parasolid內核（由劍橋提供）以及良好的

9、與第三方軟件的集成技木，SolidWorks成為全球裝機量最大、最好用的軟件。功能強大、易學易用和技術創(chuàng)新是SolidWorks的二大特點，使得SolidWorks成為領先的、主流的三維CA/單決方案。SolidWorks能夠提供不同的設計方案、減少設計過程中的錯誤以及提圖產品質重。SolidWorks不僅提供如此強大的功能，同時對每個工程師和設叱來說，操作簡單方便、易學易用。實現(xiàn)本項目預期目標和已具備的條件（包括過去學習、研究工作基礎，現(xiàn)有主要儀器設備、設計環(huán)境及協(xié)作條件等）變速器起步檔傳動比3.6;主傳動比2.6;發(fā)動機起步轉矩500NM整車質量1600KG車輪滾動半徑0.35M;發(fā)動機起

10、步轉速1100RPM各劃、節(jié)擬定階段性工作進度（以周為單位）第一周到四周：前期準備，進行相關文獻的查閱，撰寫并上交外文翻譯、文獻綜述、開題報告；第五周到第六周：閱讀技術資料，熟悉并掌握錐離合器的各方面強度計算公式；第七周到第周：運用SolidWorks繪制離合器各零件三維圖以及裝配圖；第十二周到十三周：撰寫論文，整理資料并撰寫設計說明書；第十四周：整理并上交論文，準備答辯。開題報告審定紀要時間地點主持人參會教師姓名職務（職稱）姓名職務（職稱）論證情況摘要記錄人：指導教師言后、見指導教師簽名：_年月日教研室立思見教研室主任簽名：_年月日離合器是汽車傳動系的重要的一部分，它的構造和傳動系有著緊密的

11、關系，本畢業(yè)設計論文根據設計所給汽車的各項原參數(shù)，設計合適的膜片彈簧離合器。膜片彈簧離合器設計的內容主要包括壓盤總成、從動盤、摩擦片和膜片彈簧四個部分。對離合器各零件的參數(shù)、尺寸、材料及結構進行計算選擇和設計，然后使用Solidworks作圖。關鍵詞：離合器；膜片彈簧；從動盤；壓盤；摩擦片AbstractTheclutchisanimportantpartoftheautomobiletransmissionsystem,transmissionsystemstructureandithasacloserelationship,thisthesisaccordingtotheoriginald

12、esignparametersfortheautomotivedesign,thediaphragmspringclutchdiaphragmspringclutch.Theappropriatedesignincludespressureplateassembly,clutchdisc,frictionplateanddiaphragmthespringoffourparts.Theparametersofeachpartoftheclutchsize,calculatetheselectionanddesignofmaterialandstructure,andthenusetheSoli

13、dworksmapping.Keywords:Clutch;diaphragmspring;followerdisk;pressureplate;frictionplate1緒論11.1 膜片彈簧離合器論述11.2 膜片彈簧離合器的功能11.3 壓緊彈簧和布置形式的選擇21.3.1 膜片彈簧離合器優(yōu)點21.3.2 膜片彈簧的支撐形式21.3.3 壓盤傳動方式的選擇22離合器的摩擦片設計32.1 離合器設計所需數(shù)據32.2 摩擦片主要參數(shù)設計32.2.1 后備系數(shù)設計32.2.2 摩擦片尺寸參數(shù)設計32.2.3 摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)、分離間隙的確定42.3 摩擦片基本參數(shù)的約束條件52.4 摩擦片

14、Solidwords三維建模63離合器的膜片彈簧設計103.1 膜片彈簧主要參數(shù)的設計103.2 膜片彈簧的優(yōu)化設計103.3 特性曲線繪制113.4 膜片彈簧Solidwords三維建模134扭轉減振器的設計164.1 扭轉減振器的功能164.2 扭轉減振器的結構類型164.3 扭轉減振器主要參數(shù)的選擇175操縱機構215.1 離合器踏板設計215.2 踏板力設計226離合器其它主要零件設計246.1 從動盤轂設計246.2 壓盤設計25結論27參考文獻28致謝291緒論1.1 膜片彈簧離合器論述根據功率傳動部件，離合器應是傳動系統(tǒng)的裝配。離合器的工作由驅動程序控制，或是分離的，或是被接合，

15、以便完成任務本身。在發(fā)動機與變速器之間設置有離合器的傳動機構，其功能是在必要時，中斷動力傳動，保證車輛平穩(wěn)起動；保證變速器系統(tǒng)的穩(wěn)定運行，保證傳動系統(tǒng)能承受最大扭矩，防止過載的傳遞。為了使離合器發(fā)揮好幾個作用，目前汽車廣泛使用的壓縮彈簧離合器摩擦，摩擦離合器傳遞的最大扭矩取決于摩擦表面之間的夾緊力和摩擦板的大小和摩擦表面，如。主要由離合器的基本參數(shù)和主要尺寸確定。膜片彈簧離合器轉矩容量大而且較穩(wěn)定，操作輕便，平衡性好，也能大量生產。在保證發(fā)動機最大扭矩可靠穩(wěn)定的前提下，有以下優(yōu)點：1）結合平穩(wěn)、柔順；2）離合器操作輕便；3）從動件的慣性較小，減小了齒輪的沖擊；4）散熱性能好；5）可以以可靠的強

16、度高速運行；6）避免共振的汽車傳動系統(tǒng)，具有吸振，減沖，降噪等功能；7）操縱性較好；8）良好的工作性能；9）長期使用壽命。1.2 膜片彈簧離合器的功能離合器可以使發(fā)動機和傳動系統(tǒng)接合，保證汽車平穩(wěn)起動。現(xiàn)代汽車與活塞式發(fā)動機無法啟動負載時，必須先在空氣中起動，然后逐漸加載。發(fā)動機啟動后，以約300500r/min的最低速度穩(wěn)定運行，且汽車只有靜態(tài)啟動，正在運行的發(fā)動機，與一個固定的傳輸系統(tǒng)是不會突然剛性節(jié)點的。因為如果它是一個突然的剛性連接，出問題是不可避免的，這車不是出現(xiàn)事故，就是發(fā)動機關閉。離合器可使發(fā)動機與傳動系統(tǒng)慢慢軟聯(lián)起來，使發(fā)動機和傳動系統(tǒng)扭矩逐漸增長，用以克服行駛阻力，汽車會慢慢

17、順暢的起動。雖然采用中性傳輸，也能實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的分離。但變速器在中性位置，變速器傳動齒輪和發(fā)動機或連接發(fā)動機的旋轉，這是必要的和變速傳動齒輪的阻力，和齒輪的傳動齒輪在高粘度齒輪油，阻力阻力較大。特別是在寒冷的季節(jié)，如果沒有離合器分離發(fā)動機和傳動系統(tǒng)，發(fā)動機啟動困難。因此，離合器的兩個功能是將發(fā)動機與驅動系統(tǒng)分開，使發(fā)動機能夠啟動。汽車傳動往往會轉移，即變速器內的齒輪分離和接合規(guī)律。如在脫離接觸，由于原來的嚙合齒面壓力的存在可能會帶來困難的脫離接觸，但如果使用離合器臨時分離傳輸系統(tǒng)，它可以方便脫離。同時在連接文件中，依靠飛行員，要將齒輪的圓周速度達到同步是比較困難的，要齒輪嚙合圓周速度差

18、會引起齒輪的沖擊甚至掛不上檔，這就需要離合器暫時單獨傳動系統(tǒng)，以使離合器的傳動齒輪聯(lián)軸器質量降低，從而降低齒輪的沖擊在促進換檔。離合器能傳遞最大扭矩是有限的，當汽車緊急制動和大慣性載荷傳遞時。此時由于自動離合器打滑，避免損壞傳動部件和過載，起到保護作用。1.3 壓緊彈簧和布置形式的選擇膜片彈簧是彈簧鋼制成的圓盤彈簧，具有特殊結構。1.3.1 膜片彈簧離合器優(yōu)點1）具備理想的非線性彈性特性。2）起壓緊彈簧和分離杠桿的作用。3）高速旋轉時，彈簧壓緊力下降緩慢，性能穩(wěn)定。4）壓力分布均勻，摩擦片接觸好、磨損平均。5）通風散熱良好。6）平衡性好，適用于高速運轉的發(fā)動機。1.3.2 膜片彈簧的支撐形式離

19、合器的支承方式是拉、推，本畢業(yè)設計選擇了推式膜片彈簧離合器。1.3.3 壓盤傳動方式的選擇由于傳統(tǒng)的凸臺式連接、鍵式連接以及銷式連接存在傳力有間隙的缺點，所以本畢業(yè)設計采用傳動片傳動方式。2離合器的摩擦片設計2.1離合器設計所需數(shù)據表2-1離合器設計原始數(shù)據整備質量1058kg滿載質量約1600kg發(fā)動機最大轉矩155NJ-m發(fā)動機最大轉矩轉速4500rpm發(fā)動機最大功率94kw發(fā)動機最大功率轉速6600rpm一檔轉動比3.6主減速比2.6使用工況城鄉(xiāng)2.2摩擦片主要參數(shù)設計2.2.1后備系數(shù)設計(1)后備系數(shù)是本設計中的一個非常重要的參數(shù)，它反映離合器的可靠性，傳遞發(fā)動機的最大轉矩。應從以下

20、幾個方面考慮：1.摩擦片在一定的磨損情況下，離合器可以保證發(fā)動機扭矩傳遞；2.防止離合器摩擦度過大；3.防止傳輸系統(tǒng)運行期間的過載。通常汽車和輕型貨車的B=1.21.75。結合表2-2和實際情況設計選擇B=1.5表2-2離合器后備系數(shù)的取值范圍車型后備系婁k3乘用車和總質量小于6t商用車1.201.75總質量在614t范圍的商用車1.502.25掛車1.804.002.2.2摩擦片尺寸參數(shù)設計離合器摩擦片的外徑由經驗公式得：D=KdjTemax(2-1)emaxKd直徑的系數(shù)，取值見表2-3取Kd=14.6得D=181.77mm表2-3直徑系數(shù)的取值范圍車型直徑系數(shù)kd乘用車14.6總質量在1

21、.814.0t范圍商用車16.018.5（單片離合器）13.515.0（雙片離合器）總質里大于14.0t商用車22.524.0摩擦片的尺寸已系列化和標準化，標準如下表：表2-4離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)外徑Dmm160180200225250280300325內徑dmm110125140150155165175190厚度h/mm3.23.53.53.53.53.53.53.51-c130.680.690.700.660.620.580.580.55C=d/D0.670.660.650.700.760.790.800.80單向面積cm2106132160221302402466546由表可取摩擦

22、片D=200mmd=140mmh=3.5mm2.2.3摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)、分離間隙的確定摩擦片在材料使用和工作溫度、單位壓力、滑動速度等方面的摩擦系數(shù)。表2-5取摩擦因數(shù)f為0.25。摩擦面數(shù)是離合器的2倍，確定離合器傳遞轉矩所需的尺寸和結構尺寸。一個離合器的設計標題，因此摩擦面數(shù)為2。離合器間隙是離合器在正常狀態(tài)下的嚙合和分離套，這是彈簧張力的極限位置，以保證摩擦片的正常磨損和撕裂的過程。離合器該裝置還可以充分地投入，分離軸承和分離桿的內端之間存在間隙仍有正常工作的空間。At的差距為34mm。以At=3.5mm。表2-5摩擦材料摩擦因數(shù)的范圍摩擦材料摩擦因數(shù)f石棉基模壓0.200.25編織0

23、.250.35粉末冶金銅基0.250.35鐵基0.300.50金屬陶瓷0.4(2-2).12丁emaxP。一3,3二fzD1-C由式3-2得：單位壓力po=0.32MPa表2-6摩擦片單位壓力的取值范圍摩擦片材料單位壓力p0/MPa石棉基材料模壓0.150.25編織0.250.35粉末冶金材料模壓0.350.50編織金屬陶瓷材料0.701.502.3摩擦片基本參數(shù)的約束條件(1)摩擦片外徑D(mg最大的圓周速度v0不應超過6570m/s,即7T27T4444-_vD=nemaxDX10=一x6600m200M10=69.1m/sE6570m/s(2-3)6060式中，V0是最大圓周速度(m/s

24、);nemax發(fā)動機的最高轉速(r/min)。(2)摩擦片內外徑比應在0.530.70范圍內，即_，0.53<C=0.7<0.7(3)為保證離合器能可靠地傳遞發(fā)動機最大扭矩，防止傳動系統(tǒng)過載，不同類型的測試值控制在一定范圍內，最大范圍為1.24。設計選型1.5,按照設計要求。(4)為了扭轉振動阻尼器的安裝，摩擦片的內直徑大于彈簧的沖擊吸收的彈簧的內徑。d2R050mm(5)為了反映離合器傳動的扭矩和防止過載能力，本單位摩擦面積的扭矩應小于允許值，即單位摩擦面積扭矩在公式TC0=TTemax20.0073工】(2-4)二ZD2-d2式中，Tc0單位摩擦面積力矩(N.m/mm2),可按

25、表2-7選取經檢查，合格。表2-7單位摩擦面積允許轉矩允許值離合器規(guī)格<210>210250>250325>325Tc0限10N0.280.300.350.40（6）為了減少離合器滑磨熱載荷、摩擦片防止燒傷，和不同型號的單位壓力范圍是0.11到1.50mpa。0.10MPamp0=0.32MPa工1.50MPa（7）為了減小摩擦片表面溫度過高而使摩擦表面溫度過高，離合器的摩擦面積小于允許值。(2-5)式中，滑動磨損單位摩擦面積（J/mm2）；七許用值滑磨功（J/mm2）,對商用車、乘用車：=0.40J/mm2,對最大質量為總質量未達6.0t的商用車：缶=0.33J/mm

26、2,對最大質量為總質量超過6.0t商用車：愉=0.25J/mm2：W車輛起步時總的離合器滑動磨損（J）,可根據下式計算22二neW二e18002'mar.2.2.I01g)(2-6)式中，ma車輛裝載重量（Kg）;rr為汽車輪胎滾動半徑（m）;ig啟動傳動齒輪傳動比；i0為主減速比；ne為發(fā)動機轉速r/min,在計算時乘用車宜為2000r/min,商用車宜為1500r/min。其中：i0=4.8751gl=5.089rr=0.30mn=1500Kg代換（2-6）得W=4805.81J,代換（2-5）得8=0.15E0.33=。,合格。2.4摩擦片Solidwords三維建模1.首先在拉

27、伸命令里面繪制摩擦片的草圖，如圖2-1所示：圖2-1摩擦片拉伸草圖2.完成草圖繪制后進行拉伸后的模型如圖2-2所示圖2-2摩擦片拉伸后的模型3.為摩擦片開設散熱槽，通過使用拉伸切除可以獲得想要的模型效果。繪制散熱槽的草圖如圖3-3所示。圖2-3摩擦片開設散熱槽草圖4.散熱槽開設后，并通過圓形陣型獲得整個摩擦片的散熱槽，如圖2-4所示圖2-4開設散熱槽后的模型圖5.最后給摩擦片開聯(lián)接傳力片的怫釘孔，開設后最終成型的三維效果圖如圖示。2-5所圖2-5摩擦片最終成型三維圖3離合器的膜片彈簧設計3.1 膜片彈簧主要參數(shù)的設計1 .比較H/h的選擇為了保證離合器的壓緊力盡快和操作方便，汽車離合器膜片彈簧

28、、離合器通常在1.52范圍內選擇。膜片彈簧常用的鋼板厚度為24mm這次設計H/h=2,h=2mm,所以H=4mm。2 .比較R/r的選擇通過獲取信息，越小的比例，越高的應力，越大的彈性，越大的彈性曲線的直徑的誤差的影響。離合器膜片彈簧，根據結構的布置和所需的壓緊力，R/r通常保證在1.21.3。在本設計中取R/r=1.25,摩擦片平均半徑為Rc=Rd=85mm,R>Rc4取R=86mm所以r=68mm。3 .錐角的選擇膜片彈簧自由狀態(tài)時，錐角a控制在915。的一定范圍內，這次設計中a=arctanH/(Rr卜H/(Rr)得a=12.53°在915°之間，合格。分離指數(shù)

29、一般取18,個別有大尺寸膜片彈簧取24,而膜片彈簧的小尺寸，也會取12,所以本設計的分離指數(shù)取18。4 .槽寬的選擇加=3.23.5mm,62=910mm,取61=3.2mm,62=10mm,re應滿足r-re至2的要求，re=58mm5 .壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑I的確定口取值略大于或盡量靠近r,R1取值小于R或盡可能接近Ro本設計中Ri=85mm,1=70mm。膜片彈簧可制成優(yōu)質、高精度鋼板，且尺寸盤、彈簧、零件精度高。常用的碟形彈簧材料為60Si2MnA應達到16001700MP/平方毫米。6 .膜片彈簧小端內半徑。以及分離軸承作用半徑rp°離合器結構的最小值大于傳

30、動軸的花鍵的外直徑。初選r°=25mm,rf=28mm.7 .2膜片彈簧的優(yōu)化設計10(1)為了滿足離合器性能的要求，彈簧和初始錐角應在一定范圍內，即1.6<Hh=2<2,2(3-1)9<arctanHR-r=12,53<15(3-2)(2)每一部分的彈簧的大小應在一定范圍內，即1.20<Rr=1,25M1,35(3-3)70.2Rh=86,100(3-4)(3)對于摩擦片在夾緊力上的分布均勻，推板式膜片彈簧離合器壓力板加載半徑R1(或拉膜片彈簧離合器壓盤載荷半徑一)應介于摩擦片的平均半徑和外半徑之問，即推式：(Dd)/4=85mR=85三D2=100(

31、3-5)拉式：(Dd)/Er1MD/2(3-6)(4)根據膜片彈簧的構造，R與R,j與r0之差應控制在一定范圍內，即1<R-R1=1<6(3-7)0<r1-r=2<6(3-8)0<rf-r0=3<4(3-9)(5)膜片彈簧離合器起到分離，杠桿的功能，杠桿率在一定范圍內控制，即rrf推式：2.31-=2.8<4,5(3-10)R-r1工、一R-rf拉式：3,5<9,0(3-11)R1-r13.3 特性曲線繪制碟簧的形狀，如錐型墊片，見圖3-1,它具有獨特的彈性，廣泛應用于機械制造業(yè)。膜片彈簧是一種特殊結構的碟形彈簧，彈簧小端延伸出由徑向槽隔開的多個

32、懸掛部件。彈性性能和大小作為碟形彈簧膜片彈簧的一部分(在同一時間加載點的時候)。因此，設計公式的碟簧也適用于膜片彈簧。支撐環(huán)和沿圓周分布的膜片彈簧的載荷壓盤位于支撐點上，入1為F1、加載點之間的相對變形(軸向)，壓緊力F1和11相對變形人之間的關系:KiR-r-2+h2R1-r1(3-12)&Rj*H61-k)(R1ri2XRi-riJ<式中：E彈性模量，對于鋼材，E=2.1105MPa泊松比，鋼，=0.3H膜片彈簧在自由狀態(tài)下，碟形彈簧的內錐高度h彈簧鋼厚R當彈簧是自由的時，碟形彈簧的大端半徑r當彈簧是自由的時，碟形彈簧的小端半徑R加載點半徑ri支撐環(huán)的負荷點的半徑圖3-i膜片

33、彈簧的尺寸簡圖表3-1膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù)RrRriHh8668857042初選了上述參數(shù)以后，可根據式（3-i2）利用MicrosoftofficeExcel軟件表格計算見表3-2和繪制曲線功能畫出Fi-入i特性曲線見圖3-2。表3-2入i-Fi計算值入i0.260.520.78i.04i.3i.56i.822.082.342.62.863.i2i2Fi1134.72053.92775.83318.83700.93940.44055.64064.73985.93837.53637.63404.5入i3.383.643.94.164.424.684.945.25.465.725.986

34、.24Fi3156.52911.82688.62505.12379.52330.22375.32533.02821.63259.43864.04655.1圖3-2h=2mm的特性曲線3.4 膜片彈簧Solidwords三維建模1.通過Solidwords旋轉命令創(chuàng)建膜片彈簧的基本形狀，首先繪制草圖如圖3-2所示。13圖3-3膜片彈簧旋轉后的基本形狀3.為膜片彈簧開支撐槽后如圖3-4所示14圖3-4膜片彈簧三維成型效果圖154扭轉減振器的設計4.1 扭轉減振器的功能扭振減振器是由彈性元件和阻尼元件組成的。彈性元件的主要功能是減小傳動系統(tǒng)的扭轉剛度，降低傳動系統(tǒng)的固有頻率，改變系統(tǒng)固有模態(tài)。為了避

35、免引起發(fā)動機轉矩主諧波激勵引起的共振，阻尼元件的主要功能是吸收振動能量。因此，扭轉阻尼器具有以下功能：1）降低發(fā)動機曲軸和傳動系統(tǒng)的扭轉剛度，調整傳動系統(tǒng)的固有頻率。2）提高傳動系統(tǒng)的扭轉振動阻尼，抑制扭轉共振的響應振幅，并衰減由沖擊產生的瞬態(tài)扭振。3）控制傳動系統(tǒng)，離合器和傳動軸的扭轉振動，減少變速器的怠速噪聲，減少主減速器和傳動系統(tǒng)的扭振產生的噪聲。4）在不穩(wěn)定的情況下，降低傳動系統(tǒng)的扭轉沖擊載荷，提高離合器在離合器中的乘坐舒適性。4.2 扭轉減振器的結構類型4-扭振減振器具有線性和非線性特性。單級線性減振器的扭轉特性，如圖1所示，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，大部分在汽油機上的應用。柴

36、油機，由于發(fā)動機的怠速轉速不大，往往造成齒輪齒的傳動往往受到沖擊，造成傳動噪聲。在扭振減振器中，另一組在發(fā)動機怠速工況下，采用小彈簧操作，消除了怠速噪聲。在這種情況下，可以得到的2個階段的非線性特性，第一階段是少，被稱為怠速速度，和第二階段的剛度是比較大的。目前，在柴油機上廣泛使用的是一種具有怠速二級或三級的非線性扭振減振器。16圖4-1單級線性阻尼器的抗扭性能圖4-2三級線性阻尼器的抗扭性能4.3 扭轉減振器主要參數(shù)的選擇圖4-3減振器尺寸簡減振器的扭轉剛度k中和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩Tp是兩個主要參數(shù)其設計參數(shù)還包括極限轉矩Tj>預緊轉矩Tn：極限轉角叫等。（1）極限轉矩Tj在限位

37、銷消除減震器和從動盤轂之間的間隙間隙A1轉矩極限（圖4-1）能傳遞的最大轉矩，從而限制扭矩的引腳功能。它與發(fā)動機的最大扭矩有關：(4-1)Tj=Temax*=（1.21.4）Temax本設計選取Tj=1.3Temax=1.3155=201.5Nmjeimax（2）扭轉角剛度是k（|）扭轉剛度k（p,從而避免了發(fā)為了避免系統(tǒng)的共振，應合理選擇減振器I動機正常工作轉速范圍內的共振現(xiàn)象。k中確定了阻尼彈簧的線剛度和結構布置。（圖4-3）。減振彈簧分布在Ro的半徑，當相對從動盤轂轉過的弧度，相應的彈簧變形Ro中。在這個時候，所需的扭矩被添加到驅動板是T=1000KZjR2同式中：T相對扭矩從動盤離合器

38、盤轂與所需的拐彎弧度中（Nm）;K每一個隔振器的直線剛度（N/mm）;Zj減振彈簧個數(shù)；Ro阻尼彈簧位置半徑（m）。根據扭轉剛度的定義，“=丁/邛則k：=100KZjR0221式中：k中為減振器扭轉剛度（Nm/rad）。設計時可按經驗來初選是ktp1 ,、kcp<13TjlJ（4-2）因此：k（p<13X201.5=2619.5。本設計選取kq）=2600N.m/rad。（3）扭轉減振器的摩擦力矩Tf阻尼器的扭轉剛度受結構和發(fā)動機最大扭矩的限制，可能是非常低的，17所以為了在發(fā)動機轉速范圍內最有效的阻尼必須一般按類型作為主合理選擇減振器阻尼摩擦力矩：Tf=(0.060.171max

39、(4-3)本設計Tf=0.12Temax=0.12155=18.6N.memax(4)預緊轉矩Ty對于減震器的線性特性，應在安裝時安裝減震彈簧。和沒有預緊力矩時相比。當兩個角剛度和極限轉速是相同的，預緊力矩限制較大，使減振器可以在很寬的范圍內的扭矩工作；當極限扭矩和角度都是一樣的，角剛度低。這顯然是有利的。但預載力矩值不應大于摩擦力矩：Ty=Tf=18.6N.m(4-4)(5)阻尼彈簧位置半徑RoRo盡可能大點，如圖215所示，一般取60。.75”2(4-5)式中：D為摩擦片的內徑。本設計中：選取Ro=45mm(6)減振彈簧個數(shù)Zj乙參照表3-2中選取。摩擦片外直徑D/mm<225-25

40、0250-325325-350>350減振器的彈簧個數(shù)4-66-8810>10表4-1減振器彈簧個數(shù)選擇本設計中選取Zj=4。(7)減振彈簧總壓力八當輪轂與從動件之間的間隙和從動件A1或A2被消除時，阻尼彈簧是最大傳輸轉Tj,減振彈簧所受的應力F£為F-=Tj/R0214二201.5X103/45=4477.8N(8)最大工作壓力為每一個振動阻尼器FF=F/Zj計算得：F=1119.45N(9)減振彈簧尺寸設計1)彈簧的平均直徑Dc(4-6)18Dc一般從構造中決定，通常Dc=1115mm。本設計選取Dc=12mm2）彈簧鋼絲的直徑di(4-7)式中：扭轉許用應用L取為5

41、5006000公斤/厘米2,本設計中計算選取=】=6000公斤/厘米2。代入已知數(shù)據計算得：d1=1.787,圓整為d1=2mm設計一般di一般在24mm之間，因此設計的參數(shù)合理。(4-8)(4-9)3）減振彈簧的剛度K100也代入數(shù)據計算得：K=32i.0N.mm4）減振彈簧白有效圈數(shù)id14G8Dc3K代入已知數(shù)據計算得：i=3.75,圓整為i=4。G為材料的剪切彈性模量，對碳鋼可取G=8.3X04MPa。5）減振彈簧總圈數(shù)nn=i+（i.52）（4-10）一般n為4圈，則設計為n=4+2=6圈。6）減振彈簧最小長度lm減振彈簧在最大工作壓力P時的最小長度lmin為：lmin=n(di、)

42、三i.idin(4-ii)式中，、,=0.ia彈簧圈之間的間隙，必要時還可取得小一些計算得：|min=1.1X2X6=13.2mm。7）減振彈簧總變形量T19；：l=(4-12)K計算得：1=1119.45/321.0=3.50mm。8)減振彈簧自由高度10I。=1min1(4-13)計算得：1。=16.79)減振彈簧預變形量1(4-14)計算得：1=0.32mm10)減振彈簧安裝后的工作高度1=10-1(4-15)計算得：1=16.4mm。11)減振彈簧的工作變形量11=1-：1'(4-16)計算得：A1"=3.5-0.32=3.18mm。(10)極限轉角j減振器預緊轉矩T

43、y增加到極限轉矩Tj時，從動片相對從動盤轂的極限轉角%為:1,同i=2arcsin一j2®9j通常為3°4.5°Q該設計直接取3.50(11)限位銷與從動盤缺口測邊的間隙九一般為2.54mm,本設計九選取=3.61"R2sinj式中：R為限位銷的安裝半徑。(4-17)(4-18)(12)限位銷直徑dd按結構布置選定，一般d'=9.512mm,本設計選取d'=11mm205操縱機構離合器的工作機構是驅動控制離合器分離和接合的一套機構。它控制著從離合器開始的踏板，在離合器殼中結束。由于離合器的頻繁使用，離合器的控制機構要求操作輕?？梢浦残灾饕?/p>

44、包括2個方面：1在離合器踏板上施加的力不能太大，2是提供一個踏板間隙的校正機構。離合器控制機構根據所需的能量分離不同，可分為機械式、液壓式、彈簧式增壓器、氣動增壓器、機械式和氣動增壓器等。汽車離合器控制機構應符合以下要求網：1）踏板力小，汽車一般在80150N,卡車不能超過150200N;2）踏板行程，汽車一般在毫米范圍內，和卡車最大不能超過180mm；3）踏板行程由調節(jié)裝置提供，以確保摩擦板的自由行程可通過調整恢復；4）提供一個踏板行程限位裝置，以防止因過度用力造成的控制機構損壞；5）具有足夠的剛度；6）高傳輸效率；7）發(fā)動機的振動，車架或駕駛室的變形不會影響發(fā)動機的正常運轉。機械式控制機構

45、有桿傳動系統(tǒng)和鋼絲繩傳動和螺旋傳動具有結構簡單、工作可靠、機械效率低、車架和駕駛室變形等影響正常工作、遙控杠桿、難以安排、和純傳動可以消除的缺點，但壽命短、機構效率不高。普通輪型離合器控制機構的設計，采用液壓控制機構。液壓控制機構具有以下優(yōu)點：1）液壓操動機構的傳動效率，高質量小，布置方便；易于使用踏板掛，易于密封，不是由于駕駛室與車架和發(fā)動機的振動和運動變形的干預；2）可以使離合器接合更加柔軟，可減少變速器的動載荷時的踏板。由于液壓控制具有上述優(yōu)點，它被廣泛使用，離合器液壓控制機構主要由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。a2=120mm,a1=50mm,d2=135mm,d1=67mmC2=

46、50mm,C1=21.4mm,b=50mm,b?=95mm5.1離合器踏板設計踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2組成：22S=S+S2=S0f+Z&Sc2a222（5-1）IC1Jab1d121式中，S0f是分離軸承自由行程，一般為1.53.0mm,取S0f=1.5mm；反映到踏板上的自由行程Si一般為2030mm;di、d2分別是主缸和工作缸直徑；Z是摩擦片面數(shù)；AS是離合器分離時，對偶摩擦面間的間隙，單片：AS=0.851.30mm,取AS=1.2mm；a1、a2、b1、b2、G、c2為杠桿尺寸。得：S=131mm,§=27.77mm,合格。圖5-1液壓操縱機構示意圖

47、5.2踏板力設計踏板力為L'Ff=+Fs(5-2)fi.s一一一式中，F(xiàn)為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；i工為操縱機構總傳動比，a2b2c2d221112為機械效率，液壓式：n=8090%,機械式：刈=7080%;Fs為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。F=3467.30N,i工=43.26,刈=80%;則Ff=100.19N合格22分離離合器所作的功為0.5'-WL二一（F1F）Z.：S式中，F(xiàn)i為離合器拉接合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力，F(xiàn)i=10835.32N,則Wl=21.45J合格。236離合器其它主要零件設計6.1從動盤轂設計從動盤轂

48、是離合器片的最大載荷的離合器的部件，它幾乎所有的都承擔著發(fā)動機的扭矩來了。一般用在齒側的矩形花鍵上安裝在傳動軸上，花鍵的大小可以根據外直徑的摩擦盤和發(fā)動機的最大扭矩Temax由表6-1選?。阂话闳?到1.4倍花鍵軸的直徑。離合器盤轂一般采用碳鋼，淬火，硬度為2632hrco為了提高樣條內孔的表面硬度和耐磨性，可采用鍍銘工藝。取n=10,''D=32mm,d=26mm,b=4mm,l=30mm,ac=11.3MPa0c驗證：擠壓應力的計算公式：、二c二nlh式中，P為花鍵齒外徑壓力，它由下式確定：2:TemaxP二；(Dd)Z離合器盤轂軸向長度不宜太小，以免花鍵軸分離的偏轉滑動是

49、不完整的，'I.、.D,d分別為花鍵的內、外直徑；Z從動盤轂個數(shù)；取Z=1h花鍵齒工作高度；h=(D'-d')/2得P=8.02M103N,仃c=8.91MPa=11.3MPa,合格。表6-1花健的的選取摩擦片的外徑D/mmTemax/N.m花健尺寸擠壓應力仃c/MPac齒數(shù)n外徑'D/mm內徑,d/mm齒厚b/mm后效齒長l/mm160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.5300304

50、10403254010.52432537310403254511.435047110403255013.06.2壓盤設計（1）壓盤設計的功用1）壓力板應具有很大的質量，提高熱容量，并減少溫度上升，防止裂紋和斷裂，有時可以設置各種形狀的肋骨或肋骨，以幫助通風散熱。中間板可以投出通風槽，也可以用鋁合金熱傳導系數(shù)的壓力板。2）壓力板應具有較大的剛度。3）和飛輪應保持良好的對中，并應進行靜態(tài)平衡。4）壓盤高度（從壓力點到摩擦表面的公差?。＃?）壓盤幾何尺寸設計1）壓盤內、外直徑設計在前面，我們已經計算出的摩擦板的內外直徑。一般而言，壓力板的直徑略小于摩擦板的直徑，壓力板直徑略大于摩擦片外徑。故本設計

51、壓盤外直徑D=202mm壓盤內直徑dy=138mm2）壓盤厚度設計（hy）壓盤厚度設計主要根據以下兩點：壓盤的質量在離合器接合過程中，由于滑動摩擦功不小，接合時產生大量的熱量，并且接合時間短（約3秒左右），所以熱不低于所有蔓延到周圍空氣中，這將不可避免地導致摩擦副溫開。在使用頻繁和困難的離合器條件下，溫度上升更為嚴重。它不僅會引起摩擦系數(shù)的下降，磨損加劇，嚴重時，甚至會造成損害的摩擦板和壓力板。由于采用石棉材料制成的摩擦片導熱系數(shù)很差，在吸收過程中產生的摩擦熱主要由飛輪和壓力板等部分組成，在一段時間內從事溫度上升不高，有助于要求，壓力板具有較大的吸收熱量。壓盤的剛度壓力板應具有足夠的剛度和壓力對摩擦表面的壓力分布和減少加熱后的翹曲變形，以免影響均勻壓縮和離合器摩擦片完全分離，其厚度約為1525mm。本次畢業(yè)設計選用15mm2）壓盤質量計算由公式m=pV（p-鑄鐵的密度，7.8g/cm3）,V=：（Dy