四驅(qū)汽車離合器設(shè)計（下載送圖紙）

1、黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計摘 要汽車離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內(nèi)，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，離合器的輸出軸就是變速箱的輸入軸。膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型汽車上廣泛采用的一種離合器，它的轉(zhuǎn)矩容量大而且較穩(wěn)定，操作輕便，平衡性好，也能大量生產(chǎn)，對于它的研究已經(jīng)變得越來越重要。此設(shè)計說明書詳細的說明了輕型汽車膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)形式，參數(shù)選擇以及計算過程。本文主要是對獅跑輕型汽車的膜片式彈簧離合器進行設(shè)計。根據(jù)車輛使用條件和車輛參數(shù)，按照離合器系統(tǒng)的設(shè)計步驟和要求，主要進行了以下工作：利用Pro/E、CAD等計算機輔助設(shè)計軟件進行相關(guān)設(shè)計，并用MATLAB軟件對膜片

2、彈簧的彈性變形進行了建模。主要進行了以下工作：根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速，整車質(zhì)量，車輪半徑等設(shè)計獅跑汽車離合器的各部件，主要有摩擦片的選擇，從動盤總成設(shè)計，圓柱螺旋彈簧設(shè)計,膜片彈簧設(shè)計，壓盤設(shè)計以及離合器蓋的設(shè)計。關(guān)鍵詞: 離合器;膜片彈簧;從動盤;壓盤;摩擦片ABSTRACTAutomobile Clutch in the engine and gearbox between the flywheel shell, with screw will be fixed in the clutch assembly after the plane of the flywheel, clutch

3、gearbox output shaft is the input shaft。In recent years theca spring clutch is a kind of clutch that widely Adopted in vehicle and light vehicle.It has great capacity of torque And more stabley ,manipulate easy and convenient ,well equilibrium ,And also can produce batch .so the research of the clut

4、ch is more and more important . This design manual elaborated on the construction form,parametre choose and process of calculate of the light vehicle.This article is Sportage light vehicles Diaphragm spring clutch design. In accordance with the conditions of vehicles and vehicle parameters, in accor

5、dance with the clutch system design steps and requirements, mainly for the following work: the use of Pro / E, CAD and other computer-aided design software related to design and use of MATLAB software, the flexibility of the diaphragm spring deformation modeling. Mainly the work of the following: In

6、 accordance with the largest engine torque, speed, vehicle quality and design of the wheel radius, such as the Lions ran the auto clutch parts, mainly the choice of friction plate, follower plate assembly design, the design of cylindrical helical spring, designed diaphragm spring, pressure plate des

7、ign and the design of the clutch cover.Key Words: Clutch;Theca Spring;Driven Plate;Friction discII目 錄摘 要IAbstractII第1章 緒 論31.1離合器的發(fā)展31.2 Pro/E軟件的特點41.3 主要設(shè)計內(nèi)容5第2章 離合器設(shè)計方案選擇62.1 離合器性能關(guān)系式62.3外徑的確定72.4 本章小結(jié)9第3章 從動盤總成設(shè)計103.1 摩擦片設(shè)計103.2 從動盤轂設(shè)計103.3 從動片設(shè)計143.4 扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計143.4.1扭轉(zhuǎn)減振器的功能143.4.2扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型的選擇143

8、.4.3扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)確定153.5 減振彈簧的尺寸確定17第4章 膜片彈簧設(shè)計244.1 膜片彈簧的概念244.2 膜片彈簧的彈性特性244.3膜片彈簧的設(shè)計284.4 膜片彈簧的強度計算314.4.1膜片彈簧大端半徑及大端半徑與分離指半徑比的選擇324.4.2膜片彈簧在自由狀態(tài)下的圓錐底角324.4.4分離指的數(shù)目和切槽寬及半徑324.4.5支承圈平均半徑和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑324.5 本章小結(jié)33第5章 主動部分設(shè)計345.1 壓盤設(shè)計345.2 離合器蓋設(shè)計355.3傳動片設(shè)計375.4 分離套筒和分離軸承的設(shè)計405.5 本章小結(jié)40結(jié)論41參考文獻42致謝43附錄44附錄A

9、 英文文獻與中文參考譯文44附錄B 膜片彈簧的彈性特性曲線55加扣扣414951605 或 1304139763，購買發(fā)CAD圖紙及相關(guān)文檔。第1章 緒 論1.1離合器的發(fā)展在早期研發(fā)的離合器結(jié)構(gòu)中，錐形離合器最為成功。它的原型設(shè)計曾裝在1889年德國戴姆勒公司生產(chǎn)的鋼制車輪的小汽車上。它是將發(fā)動機飛輪的內(nèi)孔做成錐體作為離合器的主動件。采用錐形離合器的方案一直延續(xù)到20世紀(jì)20年代中葉，對當(dāng)時來說，錐形離合器的制造比較簡單，摩擦面容易修復(fù)。它的摩擦材料曾用過駱毛帶、皮革帶等。那時曾出現(xiàn)過蹄-鼓式離合器，其結(jié)構(gòu)有利于在離心力作用下使蹄緊貼鼓面。蹄-鼓式離合器用的摩擦元件是木塊、皮革帶等，蹄-鼓式

10、離合器的重量較錐形離合器輕。無論錐形離合器或蹄-鼓式離合器，都容易造成分離不徹底甚至出現(xiàn)主、從動件根本無法分離的自鎖現(xiàn)象。現(xiàn)今所用的盤式離合器的先驅(qū)是多片盤式離合器，它是直到1925年以后才出現(xiàn)的。多片離合器最主要的優(yōu)點是，汽車起步時離合器的接合比較平順，無沖擊。早期的設(shè)計中，多片按成對布置設(shè)計，一個鋼盤片對著一青銅盤片。采用純粹的金屬的摩擦副，把它們浸在油中工作，能達到更為滿意的性能。浸在油中的盤片式離合器，盤子直徑不能太大，以避免在高速時把油甩掉。此外，油也容易把金屬盤片粘住，不易分離。但畢竟還是優(yōu)點大于缺點。因為在當(dāng)時，許多其他離合器還在原創(chuàng)階段，性能很不穩(wěn)定1。石棉基摩擦材料的引入和改

11、進，使得盤片式離合器可以傳遞更大的轉(zhuǎn)矩，能耐受更高的溫度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用較小的摩擦面積，因而可以減少摩擦片數(shù)，這是由多片離合器向單片離合器轉(zhuǎn)變的關(guān)鍵。20世紀(jì)20年代末，直到進入30年代時，只有工程車輛、賽車和大功率的轎車上才使用多片離合器。早期的單片干式離合器由與錐形離合器相似的問題，即離合器接合時不夠平順。但是，由于單片干式離合器結(jié)構(gòu)緊湊，散熱良好，轉(zhuǎn)動慣量小，所以以內(nèi)燃機為動力的汽車經(jīng)常采用它，尤其是成功地開發(fā)了價格便宜的沖壓件離合器蓋以后更是如此。實際上早在1920年就出現(xiàn)了單片干式離合器，這和前面提到的發(fā)明了石棉基的摩擦面片有關(guān)。但在那時相當(dāng)一段時間內(nèi)，由于技術(shù)設(shè)

12、計上的缺陷，造成了單片離合器在接合時不夠平順的問題。第一次世界大戰(zhàn)后初期，單片離合器的從動盤金屬片上是沒有摩擦面片的，摩擦面片是貼附在主動件飛輪和壓盤上的，彈簧布置在中央，通過杠桿放大后作用在壓盤上。后來改用多個直徑較小的彈簧，沿著圓周布置直接壓在壓盤上，成為現(xiàn)今最為通用的螺旋彈簧布置方法。這種布置在設(shè)計上帶來了實實在在的好處，使壓盤上的彈簧的工作壓力分布更均勻，并減小了軸向尺寸。多年的實踐經(jīng)驗和技術(shù)上的改進使人們逐漸趨向于首選單片干式摩擦離合器，因為它具有從動部分轉(zhuǎn)動慣量小、散熱性好、結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)整方便、尺寸緊湊、分離徹底等優(yōu)點，而且由于在結(jié)構(gòu)上采取一定措施，已能做到接合盤式平順，因此現(xiàn)在廣

13、泛采用于大、中、小各類車型中。如今單片干式離合器在結(jié)構(gòu)設(shè)計方面相當(dāng)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。離合器從動盤總成中裝有扭轉(zhuǎn)減振器，防止了傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)共振，減小了傳動系統(tǒng)噪聲和載荷。隨著人們對汽車舒適性要求的提高，離合器已在原有基礎(chǔ)上得到不斷改進，乘用車上愈來愈多地采用具有雙質(zhì)量飛輪的扭轉(zhuǎn)減振器，能更好地降低傳動系的噪聲。對于重型離合器，由于商用車趨于大型化，發(fā)動機功率不斷加大，但離合器允許加大尺寸的空間有限，離合器的使用條件日酷一日，增加離合器傳扭能力，提高使用壽命，簡化操作，已成為重型離合器當(dāng)前的發(fā)展趨勢。為了提高離合器的傳扭能力，在重型汽車上可采用雙片干式離合

14、器。從理論上講，在相同的徑向尺寸下，雙片離合器的傳扭能力和使用壽命是單片的2倍。但受到其他客觀因素的影響，實際的效果要比理論值低一些。近年來濕式離合器在技術(shù)上不斷改進，在國外某些重型車上又開始采用多片濕式離合器的設(shè)計。與干式離合器相比，由于用油泵進行強制冷卻的結(jié)果，摩擦表面溫度較低(不超過93)，因此，起步時長時間打滑也不致燒損摩擦片。查閱國內(nèi)外資料獲知，這種離合器的使用壽命可達干式離合器的5-6倍，但濕式離合器優(yōu)點的發(fā)揮是一定要在某溫度范圍內(nèi)才能實現(xiàn)的，超過這一溫度范圍將起負面效應(yīng)。目前此技術(shù)尚不夠完善3。1.2 Pro/E軟件的特點Pro/Engineer是美國PTC公司開發(fā)的一套機械CA

15、D/CAE/CAM集成軟件，其技術(shù)領(lǐng)先，在機械、電子、航空、郵電、兵工、仿真等各行各業(yè)都有應(yīng)用，在CAD/CAE/CAM領(lǐng)域中處于領(lǐng)先地位。它集零件設(shè)計、大型組件設(shè)計、鈑金設(shè)計、造型設(shè)計、模具開發(fā)、數(shù)控加工、運動分析、有限元分析、數(shù)據(jù)庫管理等功能于一身，具有參數(shù)化設(shè)計，特征驅(qū)動，單一數(shù)據(jù)庫等特點，大大加快了產(chǎn)品開發(fā)速度。為產(chǎn)品上市贏得了寶貴的時間。 未來的Pro/E發(fā)展將是參數(shù)化的設(shè)計，二次開發(fā)將是其中的一個重要方向，這就需要將其集中化、網(wǎng)絡(luò)化、智能化、標(biāo)準(zhǔn)化。(1)集中化涉及的功能集中、信息集中、 過程集中于動態(tài)聯(lián)盟中的企業(yè)集中；與其它軟件的集中，更是在設(shè)計中起到舉足輕重的作用(2

16、)網(wǎng)絡(luò)化   技術(shù)的飛速發(fā)展，改變了產(chǎn)品的設(shè)計模式，使得資源得到更好的利用。(3)智能化   在實現(xiàn)集中話和網(wǎng)絡(luò)化的同時，將人工的智能技術(shù)，特別是專家的系統(tǒng)技術(shù)，與傳統(tǒng)的PRO/E技術(shù)結(jié)合起來，形成能夠完成方案構(gòu)思與擬定設(shè)計方案與選擇 結(jié)構(gòu)設(shè)計 參數(shù)確定等設(shè)計活動智能化的PRO/E系統(tǒng)，是PRO/E發(fā)展方向。(4)標(biāo)準(zhǔn)化   將PRO/E繪的圖用ANSYS或ADAMS進行機構(gòu)分析，運動分析，熱分析，都需要將圖像格式標(biāo)準(zhǔn)化為IGES,STEP;接口標(biāo)準(zhǔn)化CGI,計算機體系源文件CGM,面向圖形應(yīng)用軟件的標(biāo)準(zhǔn)GKS和PHIGS等等本設(shè)計使

17、用的Pro/Engineer Wildfire3.0是Pro/Engineer的最新版本，其功能較以前的版本有了很大的提高，而且操作界面也更為好用，可以大大提高技術(shù)人員的工作效率。1.3 主要設(shè)計內(nèi)容參照獅跑汽車的參數(shù)可以選擇離合器摩擦片的摩擦面積以及材料，依次可以設(shè)計離合器的各總成，利用CAD軟計畫出裝配圖以及分解為各個零件圖，找出不足之處加以修正，利用PRO/E軟件建模各零件然后裝配（1）研究國內(nèi)外離合器發(fā)展?fàn)顩r。（2）根據(jù)獅跑汽車參數(shù)進行離合器設(shè)計。（3）方案的選擇。（4）根據(jù)方案設(shè)計各零件。（5）利用Pro/E，CAD軟件對設(shè)計的各個零件進行裝配。第2章 離合器設(shè)計方案選擇2.1 離合

18、器性能關(guān)系 摩擦片或從動盤的外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸有決定性的影響，并根據(jù)離合器能全部傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩來選擇。為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，離合器的靜摩擦力矩應(yīng)大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，而離合器傳遞的摩擦力矩又決定于其摩擦面數(shù)Z、摩擦系數(shù)f、作用在摩擦面上的總壓緊力P與摩擦片平均摩擦半徑Rm，即 (2.1) 式中：離合器的后備系數(shù)，見表2.2摩擦系數(shù)，計算時取0.4該車型發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩為184N·m，取后備系數(shù)為1.25可得離合器的靜摩擦力矩。2.2后備系數(shù)的選擇離合器的后備系數(shù)，選擇時應(yīng)考慮摩擦片磨損后仍能傳遞及避免起步時滑磨時間過長；同時應(yīng)考慮防止傳動系過載及

19、操縱輕便等。本設(shè)計是基于獅跑汽車的離合器設(shè)計，該車型屬于越野車類型，故選擇本次設(shè)計的后備系數(shù)取=1.25。因為該車型為城市越野車，不需要太大的后備系數(shù)。本車設(shè)計采用單片膜片彈簧離合器。本車采用的摩擦式離合器是因為其結(jié)構(gòu)簡單，可靠性強，維修方便，目前大多數(shù)汽車都采用這種形式的離合器。而采用干式離合器是因為濕式離合器大多是多盤式離合器，用于需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩的離合器，而該車型不在此列。采用膜片彈簧離合器是因為膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此可設(shè)計成當(dāng)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

20、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(jié)構(gòu)大為簡化，零件數(shù)目減少，質(zhì)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(fēng)等。由于膜片彈簧離合器具有上述一系列的優(yōu)點，并且制造膜片彈簧的工藝水平也在不斷地提高，因而這種離合器在轎車及微型、輕型客車上已得到廣泛的采用，而且逐漸擴展到載貨汽車上。從動盤選擇單片式從動盤是一位其結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便。壓盤驅(qū)動方式采用傳動片式是因為其沒有太明顯的缺點且簡化了結(jié)構(gòu)，降低了裝配要求又有利

21、于壓盤定中。選擇推式離合器是因為零件數(shù)目更少，結(jié)構(gòu)更簡化，軸向尺寸更小，質(zhì)量更小；并且分離杠桿較大，使其踏板操縱力較輕。綜上本次設(shè)計選擇單片推式膜片彈簧離合器2。表2.1 獅跑汽車離合器設(shè)計依據(jù)參數(shù)名稱數(shù)據(jù)整備質(zhì)量MM=1418kg總質(zhì)量mm=1793kg主傳動比i00=4.625最大道路阻力系數(shù)=0.417最大扭矩=184/4500rpm最大功率P/n=184/4500rpm傳動系機械效率=0.93最大爬坡度=16.5最大車速前后輪胎規(guī)格215/65 R16表2-2 后備系數(shù)車 型轎車 輕型貨車中 重型貨車越野車 牽引車后 備 系 數(shù)1.301.751.602.252.03.52.3外徑的確

22、定摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小有一定關(guān)系。顯然，傳遞大的轉(zhuǎn)矩，就需要大的尺寸。發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是重要的參數(shù)，當(dāng)按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩來確定D時，摩擦片的外徑D是離合器的基本尺寸，它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命，所以應(yīng)先確定摩擦片的外徑D，在確定外徑時，可以根據(jù)以下經(jīng)驗公式（2.23）計算出： D=100 (2.2)式中:D摩擦片外徑，mmT發(fā)動機最大扭矩，N.mA和車型及使用條件有關(guān)的常數(shù)將數(shù)據(jù)：T=184N.m，轎車單片摩擦離合器A=47,代入式（2.2），則得：D=197.86mm。根據(jù)離合器摩擦片的標(biāo)準(zhǔn)化，系列化原則，由表2.32

23、（即GB145774）可取摩擦片有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)尺寸：外徑D=200mm，徑d=140mm厚度h=3.5mm內(nèi)徑與外徑比值C=0.7。 表2.3 摩擦尺寸系列和參數(shù)外徑內(nèi)徑厚度內(nèi)外徑之比單位面積1601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.583466003251903.50.5855460035019540.5576780038020540.54072900所選的尺寸D應(yīng)符合有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)(JB1457-

24、74)的規(guī)定。表2-3離合器摩擦片的尺寸系列和參數(shù)。另外，所選的D應(yīng)符合其最大圓周速度不超過6570m/s的要求，且重型汽車不應(yīng)超過50m/s。根據(jù)發(fā)動機參數(shù)該車型發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Te max為184N·m及表可查出本車將使用單片式離合器，且離合器摩擦片外徑為200mm。再查表2.3以及表2-4即可得到摩擦片的具體參數(shù)，如下：摩擦片外徑D=200mm摩擦片內(nèi)徑d=140mm摩擦片厚度h=3.5mm摩擦片內(nèi)外徑比d/D=0.7單面面積F=221cm2摩擦片根據(jù)已知的數(shù)據(jù)建模如圖2.1。圖2.1 從動盤的Pro/E模型2.4 本章小結(jié)本章對離合器的摩擦片進行了選擇，確定了離合器摩擦片的外徑

25、尺寸，對以后其他多個部件總成的外形尺寸選擇起了決定作用。通過對摩擦片這個零件的設(shè)計選擇，還可以間接確定離合器的外形尺寸等。第3章 從動盤總成設(shè)計3.1 摩擦片選擇離合器表面片在離合器接合過程中將遭到嚴重的滑磨，在相對很短的時間內(nèi)產(chǎn)生大量的熱，因此，要求面片應(yīng)有下列一些綜合性能：（1）在工作時有相對較高的摩擦系數(shù)；（2）在整個工作壽命期內(nèi)應(yīng)維持其摩擦特性，不希望出現(xiàn)，摩擦系數(shù)衰退現(xiàn)象；（3）在短時間內(nèi)能吸收相對高的能量，且有好的耐磨性能；（4）能承受較高的壓盤作用載荷，在離合器接合過程中表現(xiàn)出良好的性能；（5）能抵抗高轉(zhuǎn)速下大的離心力載荷而不破壞；（6）在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，有足夠的剪切強度；（7

26、）具有小的轉(zhuǎn)動慣量，材料加工性能良好；（8）在整個正常工作溫度范圍內(nèi)，和對偶材料壓盤、飛輪等有良好的兼容摩擦性能；（9）摩擦副對偶面有高度的溶污性能，不易影響它們的摩擦作用；（10）具有良好的性能/價格比，不會污染環(huán)境3。鑒于以上各點，近年來，摩擦材料的種類增長極快。挑選摩擦材料的基本原則是：（1）滿足較高性能標(biāo)準(zhǔn)；（2）成本最??；（3）考慮用石棉。本設(shè)計離合器摩擦片選用石棉材料。3.2 從動盤轂設(shè)計從動盤毅的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側(cè)定心矩形花鍵的動配合相聯(lián)接，以便從動盤毅能作軸向移動?；ㄦI的結(jié)構(gòu)尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉(zhuǎn)矩按GB1144-74選取(見表3.1)。從動盤毅花鍵

27、孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的(1.01. 4)倍(上限用于工作條件惡劣的離合器)，以保證從動盤毅沿軸向移動時不產(chǎn)生偏斜。從動盤轂還是與減振彈簧、扭轉(zhuǎn)減振器、減振盤等零件起定位和支撐的作用，從動盤轂通過鉚釘與減振盤和從動片連接，鉚釘選取直徑為D=10mm,用三個鉚釘均勻的布置，而且為了從動盤與減振盤的軸向定位，在從動盤轂的兩邊分別安裝有一個支撐片。表3.1 GB1144-74從動盤外徑D/mm發(fā)動機轉(zhuǎn)矩/Nm花鍵齒數(shù)n花鍵外徑D/mm花鍵內(nèi)徑d/mm鍵齒寬b/mm有效齒長l/mm擠壓應(yīng)力/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342

28、511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5花鍵尺寸選定后應(yīng)進行擠壓應(yīng)力 ( MPa)及剪切應(yīng)力j ( MPa)的 （3.1） （3.2） 式中： ，分別為花鍵外徑及內(nèi)徑，mm；n花鍵齒數(shù)；，b分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬，mm；z從動盤毅的數(shù)目；發(fā)動機

29、最大轉(zhuǎn)矩，Nmm。從動盤毅通常由40Cr ， 45號鋼、35號鋼鍛造，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，HRC2832。由表3.1取得：花鍵齒數(shù)n=10；花鍵外徑D=29mm；花鍵內(nèi)徑D=23mm；鍵齒寬b=4mm；有效齒長l=25mm；擠壓應(yīng)力=28.8MPa；校核=19.342MPa；=2.16MPa符合強度得要求。計算完之后進行從動盤個零件的Pro/E建模，減振彈簧孔中心孔中心線距離圓心46mm,長26.63mm,寬12.35mm,兩孔之間的角度60度。首先先畫出從動盤，先建立一個圓盤如圖3.1所示。圖3.1 從動盤建模過程1然后開始拉伸安裝減震彈簧的孔，安裝鉚釘?shù)目讓τ趫A盤圓心的距離按照設(shè)計裝配關(guān)系設(shè)計為

30、61.55mm,減振彈簧所在的孔中心對圓盤的中心距離根據(jù)裝配關(guān)系應(yīng)該為46mm,根據(jù)減振彈簧的選擇，均布六個減振彈簧安裝孔，減振彈簧根據(jù)設(shè)計安裝長度根據(jù)計算長為26.35mm，寬為12mm,然后陣列如圖3.2所示。圖3.2 從動盤建模過程2最后再分別拉伸與支撐片和摩擦片的鉚釘孔，并設(shè)計的擋槽，檔槽的位置依據(jù)彈簧的伸出量調(diào)節(jié)，效果如圖3.3所示。圖3.3 陣列孔然后設(shè)置檔槽 3.3 從動片設(shè)計 從動片通常用1.32.0mm厚的鋼板沖壓而成。本設(shè)計取1.5mm，有時將其外緣的盤形部分磨薄至0.651.0mm，以減小其轉(zhuǎn)動慣量。從動片的材料與其結(jié)構(gòu)型式有關(guān)，整體式即不帶波形彈簧片的從動片，一般用高碳

31、鋼(50或85號鋼)或65Mn鋼板，熱處理硬度HRC3848；采用波形彈簧片的分開式(或組合式)從動片，從動片采用08鋼板，氰化表面硬度HRC45，層深0.20.3mm；波形彈簧片采用65Mn鋼板，熱處理硬度 HRC4351。本設(shè)計成本設(shè)計從動片的形狀依據(jù)從動盤以及摩擦片的尺寸工作面做成扇形。 3.4 扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計3.4.1扭轉(zhuǎn)減振器的功能為了降低汽車傳動系的振動，通常在傳動系中串聯(lián)一個彈性一阻尼裝置，它就是裝在離合器從動盤上的扭轉(zhuǎn)減振器。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉(zhuǎn)剛度，降低傳動系扭振系統(tǒng)三節(jié)點振型的固有頻率，以便將較為嚴重的扭振車速移出常用車速范圍；其阻尼元件用來消耗扭振能量，從而

32、可有效地降低傳動系的共振載荷。 3.4.2扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型的選擇圖3.4給出了幾種扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)圖，它們之間的差異在于采用了不同的彈性元件和阻尼裝置。采用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉(zhuǎn)減振器得到了最廣泛的應(yīng)用。在這種結(jié)構(gòu)中，從動片和從動盤毅上都開有6個窗口，在每個窗口中裝有一個減振彈簧，因而發(fā)動機轉(zhuǎn)矩由從動片傳給從動盤毅時必須通過沿從動片圓周切向布置的彈簧，這樣即將從動片和從動盤毅彈性地連接在一起，從而改變了傳動系統(tǒng)的剛度。當(dāng)6個彈簧屬同一規(guī)格并同時起作用時，扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特性為線性的。這種具有線性特性的扭轉(zhuǎn)減振器，結(jié)構(gòu)較簡單，廣泛用于汽油機汽車中。當(dāng)6個彈簧屬于兩種或三種規(guī)格且剛度由小

33、變大并按先后次序進人工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器。這種非線性扭轉(zhuǎn)減振器，廣泛為現(xiàn)代汽車尤其是柴油發(fā)動機汽車所采用。柴油機的怠速旋轉(zhuǎn)不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪輪齒問的敲擊。為此，可使扭轉(zhuǎn)減振器具有兩級或三級非線性彈性特性。第一級剛度很小，稱怠速級，對降低變速器怠速噪聲效果顯著。線性扭轉(zhuǎn)減振器只能在一種載荷工況(通常為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩)下有效地工作，而三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特性則擴大了適于其有效工作的載荷工況范圍，這有利于避免傳動系共振，降低汽車在行駛和怠速時傳動系的扭振和噪聲。 采用空心圓柱形見或星形等其他形狀的橡膠彈性元件的扭轉(zhuǎn)減振器，也具有非線性的彈性特性。雖然其結(jié)構(gòu)

34、簡單、橡膠變形時具有較大的內(nèi)摩擦，因而不需另加阻尼裝置，但由于它會使從動盤的轉(zhuǎn)動慣量顯著增大，且在離合器熱狀態(tài)下工作需用專門的橡膠制造，因此尚未得到廣泛采用。減振器的阻尼元件多采用摩擦片，結(jié)構(gòu)中阻尼摩擦片的正壓力靠從動片與減振盤間的連接鉚釘建立。其結(jié)構(gòu)雖簡單，但當(dāng)摩擦片磨損后，阻尼力矩便減小甚至消失。為了保證正壓力從而阻尼力矩的穩(wěn)定，可加進碟形彈簧，同時采用不同剛度的碟形彈簧和圓柱螺旋壓簧分別對兩組摩擦片建立不同的正壓力，就可實現(xiàn)阻尼力矩的非線性變化5。1-從動片；2-從動盤轂；3-摩擦片；4-減振彈簧；5-碟形彈簧墊片；6-壓緊彈簧；7-減振盤；8-橡膠彈性元件圖3.4 減振器結(jié)構(gòu)圖3.4.

35、3扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)確定（1）扭轉(zhuǎn)減振器的角剛度減振器扭轉(zhuǎn)角剛度K定于減振彈簧的線剛度及結(jié)構(gòu)布置尺寸，按下列公式初選角剛度 K13 （3.3） 式中為極限轉(zhuǎn)矩，按下式計算=（1.52.0） （3.4）式中2.0適用商用車，1.5適用乘用車，本設(shè)計為乘用車，選取1.5，為發(fā)動機最大扭矩，代入數(shù)值得=256，K 4784。（2）扭轉(zhuǎn)減振器最大摩擦力矩由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度K受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)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(zhuǎn)矩。一般可按下式初選為 =（0.060.17） （3.5） 取=0.13，本設(shè)計按其選取=23.92N·

36、;m。（3）扭轉(zhuǎn)減振器的預(yù)緊力矩減振彈簧安裝時應(yīng)有一定的預(yù)緊。這樣，在傳遞同樣大小的極限轉(zhuǎn)矩它將降低減振器的剛度，這是有利的，但預(yù)緊力值一般不應(yīng)該大于摩擦力矩否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將停止工作。一般選取=（0.050.15）=23.92 N·m。（4）扭轉(zhuǎn)減振器的彈簧分布半徑減振彈簧的分布尺寸R1的尺寸應(yīng)盡可能大一些，一般取 R1 =（0.600.75）D/2 其中D為摩擦片內(nèi)徑，代入數(shù)值，得R1 =46mm。 （5）減振器彈簧數(shù)目 可參考表3.1選取，本設(shè)計D=200mm，故選取Z=6。表3.2減振彈簧的選取離合器摩擦片外徑減振彈簧數(shù)目Z 225250 46 250325 68

37、 325355 810 >350 10以上當(dāng)限位彈簧與從動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭矩達到最大Tj= （3.6） 式中的計算應(yīng)按Tj的大者來進行=751N。每個彈簧工作壓力 （3.7） =125.1N（6）從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 (3.8)=4.35（7）限位銷與從動盤缺口側(cè)邊的間隙 (3.9) 式中：R2為限位銷的安裝半徑，一般為2.54mm。本設(shè)計取=3。（8）限位銷直徑限位銷直徑按結(jié)構(gòu)布置選定，一般=9.512mm，本設(shè)計取=10。(9) 從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸為充分利用減振器的緩沖作用，將從動片上的部分窗口尺寸做的比從動盤轂上的窗口尺寸稍大一些，如圖3-5所

38、示。圖3.5 從動盤窗口尺寸簡圖一般推薦A1-A=a=1.31.6mm。這樣，當(dāng)?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，開始只有部分彈簧參加工作，剛度較小，有利于緩和沖擊。本設(shè)計取a=1.35mm，A=25mm，A1=26.35mm3.5 減振彈簧的尺寸確定在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振彈簧設(shè)計的相關(guān)尺寸。彈簧的平均直徑：一般由結(jié)構(gòu)布置決定，通常選取=1115左右。本設(shè)計選取=12。彈簧鋼絲直徑： (3.10)式中扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力=550600MPa，D1算出后應(yīng)該圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，一般為34mm左右。代入數(shù)值，得=3.398，符合上述要求。 減振彈簧剛度： Kc=K/1000R1z (3.1

39、1) =321N/mm 減振彈簧的有效圈數(shù)： = (3.12) 式中G為材料的扭轉(zhuǎn)彈性模數(shù)，對鋼=83000N/mm2，代入數(shù)值，得=4.4。減振彈簧的總?cè)?shù)=6。減振彈簧在最大工作壓力P時最小長度： (3.13)=22.91mm式中=0.337為彈簧圈之間的間隙。減振彈簧的總變形量： (3.14) =3.91mm減振彈簧的自由高度： (3.15) =26.82減振彈簧的預(yù)變形量： (3.16) =0.19mm減振彈簧安裝后的工作高度： (3.17) =26.63mm 確定好彈簧的參數(shù)之后，按照參數(shù)進行螺旋掃描，過程如圖3.6所示。圖3.6減震彈簧建模過程圖3.7掃描螺旋彈簧設(shè)計完減振彈簧，再

40、設(shè)計減振盤轂，過程與從動盤有類似，多了幾部分內(nèi)容為按照計算的尺寸軸向拉伸出花鍵軸，并在內(nèi)部做成花鍵并倒角，花鍵的尺寸在表3-1中。拉伸出安放減振彈簧孔的位置與從動盤相同。效果如圖3.8所示。 圖3.8扭轉(zhuǎn)減震器的Pro/E模型設(shè)計完扭轉(zhuǎn)減震器與減震彈簧，把他們裝配到一起，檢查是否有干涉。如圖3.9所示圖3.9 裝入彈簧的減震器然后設(shè)計從動盤，從動盤的建立首先按照數(shù)據(jù)尺寸草繪出一個環(huán)形結(jié)構(gòu)。在環(huán)形結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，按照已經(jīng)算出的減振彈簧的尺寸，拉伸出安裝減振彈簧的孔，并在減振彈簧的外圍留出安裝鉚釘?shù)你T釘孔，具體建模過程見圖3.10與-圖3.11表示。圖3.10減振盤建立過程 選好位置后拉伸打孔，然后

41、陣列六個，如圖3.11，然后在圖上選取好位置打下從動盤的鉚孔，鉚釘直徑選擇6毫米。然后陣列。圖3.11 留出彈簧安裝位置然后打孔 從動盤盤工作過程中受到扭轉(zhuǎn)力的影響容易軸向偏移，這就需要在他兩側(cè)分別加裝支撐片鉚接，起到穩(wěn)定減振盤轂的作用，具體圖形如圖3.12所示。圖3.12 支撐彈簧片在建立了從動盤的各個零件之后，應(yīng)該把這些零件裝配到一起，檢查一下是否有干涉現(xiàn)象的存在，如果沒有干涉，證明了從動盤的建立適合格的。從動盤的圖形如圖3.13所示。圖3.13 從動盤的總裝總裝之后為了更清楚地看到從動盤的結(jié)構(gòu)和零件之間的裝配關(guān)系，可以利用Pro/E軟件的圖形分解功能顯示，如圖3.15所示。圖3.15從動

42、盤的分解圖3.6 本章小結(jié)離合器從動盤各部件總成進行了設(shè)計計算及校核。從動盤包括摩擦片、扭轉(zhuǎn)減振器、波形彈簧、從動盤轂及其他一些起緊固、傳遞力作用的零件?？紤]了其各方面的要求及特征，改進了原零件的一些設(shè)計方案和材料，使整體效果更好一些。并能提高離合器本身的使用壽命及汽車的舒適性等。第4章 膜片彈簧設(shè)計4.1 膜片彈簧的概念膜片彈簧的大端處為一完整的截錐，類似無底的碟子，和一般機械上用的碟形彈簧一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。與碟形彈簧不同的是在膜片彈簧上還有徑向開槽部分，形成許多稱為分離指、起分離杠桿作用的彈性杠桿。分離指與碟簧部小端交接處的徑向槽較寬且呈長方孔，分離

43、指根部的過渡圓角半徑應(yīng)大于3.5mm，以減少分離指根部的應(yīng)力集中，長方孔又可用來安置銷釘固定膜片彈簧14。4.2 膜片彈簧的彈性特性膜片彈簧的彈性特性是由其碟簧部分所決定，是非線性的，與自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)錐高H及彈簧的鋼板厚h有關(guān)。不同的H/h值有不同的彈性特性。當(dāng)(H/h)<時，P為增函數(shù)，這種彈簧的剛度大適于承受大載荷并用作緩沖裝置中的行程限制。當(dāng)(H/h)=，特性曲線上有一拐點，若(H/h)=1.5，則特性曲線中段平直，即變形增加但載荷P幾乎不變，故這種彈簧稱零剛度彈簧。當(dāng)<H/h)<2，則特性曲線中有一段負剛度區(qū)域，即變形增加而載荷反而減小。這種特性很適于作為離合

44、器的壓緊彈簧。因為可利用其負剛度區(qū)使分離離合器時載荷下降，達到操縱省力的目的。當(dāng)然，負剛度也不宜過大，以免彈簧工作位置略微變動就引起彈簧壓緊力過大的變化。為兼顧操縱輕便及壓緊力變化不大，汽車離合器膜片彈簧通常取1.5<(H/h)<2。當(dāng)(H/h)=則特性曲線的極小點落在橫坐標(biāo)軸上；當(dāng)(H/h)>2，則特性曲線具有更大的負剛度區(qū)且具有載荷為負值的區(qū)域。這種彈簧適于汽車液力傳動中的鎖止機構(gòu)12。碟形彈簧當(dāng)其大、小端部承受壓力的時候，載荷P與變形久之間有如下式4.1的關(guān)系： (4.1) 式中：E彈性模量，對于鋼：E=21 X 104MPa波桑比，鋼材料取=0. 3；h彈簧鋼板厚度，

45、mm；H碟簧的內(nèi)截錐高，mm；R碟簧大端半徑，mm；A系數(shù)，m碟簧大、小端半徑之比，m=R/r。 (4.2) 經(jīng)過整理式可得如下關(guān)系式： 繪制出膜片彈簧的特性曲線， (4.3)以上的計算方式計算量比較大，容易出錯，并且不容易找到極值點，圖形不準(zhǔn)確，不直觀，可以使用MATLAB軟件進行分析。假設(shè)膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上地某中性點轉(zhuǎn)動。設(shè)通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷P1(N)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為x1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示：式中，E彈性模量，鋼材料取E=2.0×Mpa； b泊松比，鋼材料取b=0.3； R自由狀態(tài)下碟簧部分大端半

46、徑，mm； r自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑，mm； R1壓盤加載點半徑，mm； r1支承環(huán)加載點半徑，mm； H自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度，mm；h膜片彈簧鋼板厚度，mm。利用Matlab軟件進行P1x1特性曲線的繪制，程序和圖形如下：程序如下：x1=0:0.2:7;%x1為膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形E=2.0*105;%彈性模量（Mpa）b=0.3;%泊松比R=93;%自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑(mm)r=75.58;%自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑(mm)H=4.0;%自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度（mm）h=2.5;%膜片彈簧鋼板厚度（mm）R1=93;%壓盤加載點半徑（mm）r1=77

47、;%支承環(huán)加載點半徑（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2);%以下用于繪圖clf plot(x1,P1,'-b');axis(0,7,0,8000);%設(shè)置坐標(biāo)hold onhold off,grid onxlabel('變形x1/mm')ylabel('工作壓力P1/N')title('P1-x1特性曲線')：確定膜片彈簧的工作點位置:可以利用Matlab 軟件尋找P1x1特性

48、曲線中M,N的位置坐標(biāo)，具體程序如下x1=0:0.2:7;%x1為膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形E=2.0*105;%彈性模量（Mpa）b=0.3;%泊松比R=93;%自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑(mm)r=75.58;%自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑(mm)H=4.0;%自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度（mm）h=2.5;%膜片彈簧鋼板厚度（mm）R1=93;%壓盤加載點半徑（mm）r1=77;%支承環(huán)加載點半徑（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2

49、);%以下用于繪圖clf plot(x1,P1,'-b');axis(0,7,0,8000);%設(shè)置坐標(biāo)hold onhold off,grid onxlabel('變形x1/mm')ylabel('工作壓力P1/N')title('P1-x1特性曲線')zoom outx,y=ginput(1)x = 2.2984y = 5.5556e+003x,y=ginput(1)x = 4.2823y = 5.0175e+003 則可知2.2984, 5.0175e+0.3N上述曲線的拐點H對應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且則2.2984+5

50、.0175/2=3.6530新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點M之間，且靠近或在H點處，一般根據(jù)以上的程序可以得出膜片彈簧彈性特性曲線，見附錄的內(nèi)容。4.3膜片彈簧的設(shè)計4.3.1膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇（1）比值和h的選擇為了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一般為1.52.0，板厚h為24mm故初選h=2.5mm, =1.6則H=1.54h=4.0mm。（2）比值和R、r的選擇由于摩擦片平均半徑Rc=D+d/4=200+140/4=85mm，對于推式膜片彈簧的R值，應(yīng)滿足關(guān)系RRc=85mm.故取R=93mm,再結(jié)合實際情況取R/r=1.25

51、7,則r=75.58mm。（3）的選擇arctanH/(R-r)=arctan4.0/(93-75.58)10.46°，滿足9°15°的范圍。（4）分離指數(shù)目n的選取取為n=18。（5）膜片彈簧小端內(nèi)半徑 及分離軸承作用半徑的確定由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵的外徑。（6）切槽寬度1、2及半徑取13.5mm, 2=10mm, 滿足r->=2,則<=r-2=75.58-10=65.58mm故取64mm.（7）壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1的確定(a)自由狀態(tài)；（b）結(jié)合狀態(tài)；（c）分離狀態(tài)圖4.1膜片彈簧在離合器接合和分離狀態(tài)時的受力以及變形R1和r1需滿足下列條件：故選擇R193mm， r177mm。則取則此時校核后備系數(shù)滿足要求離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形