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北 華 航天工 業(yè) 學院 摘 要 離合器是汽車傳動系的重要的一部分 它的構(gòu)造和傳動系有著緊密的關(guān)系 本畢業(yè)設(shè)計論文 根據(jù)設(shè)計所給汽車的各項原參數(shù) 設(shè)計合適的膜片彈簧離合器 膜片彈簧離合器設(shè)計的內(nèi)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(jié)構(gòu)進行計算選擇和設(shè)計 然后使用 Solidworks 作圖 關(guān)鍵詞 離合器 膜片彈簧 從動盤 壓盤 摩擦片 北 華 航天工 業(yè) 學院 Abstract The clutch is an important part of the automobile transmission system transmission system structure and it has a close relationship this thesis according to the original design parameters for the automotive design the diaphragm spring clutch diaphragm spring clutch The appropriate design includes pressure plate assembly clutch disc friction plate and diaphragm the spring of four parts The parameters of each part of the clutch size calculate the selection and design of material and structure and then use the Solidworks mapping Keywords Clutch diaphragm spring follower disk pressure plate friction plate 北 華 航天工 業(yè) 學院 目 錄 1 緒 論 1 1 1 膜片彈簧離合器論述 1 1 2 膜片彈簧離合器的功能 1 1 3 壓緊彈簧和布置形式的選擇 2 1 3 1 膜片彈簧離合器優(yōu)點 2 1 3 2 膜片彈簧的支撐形式 2 1 3 3 壓盤傳動方式的選擇 2 2 離合器的摩擦片設(shè)計 3 2 1 離合器設(shè)計所需數(shù)據(jù) 3 2 2 摩擦片主要參數(shù)設(shè)計 3 2 2 1 后備系數(shù)設(shè)計 3 2 2 2 摩擦片尺寸參數(shù)設(shè)計 3 2 2 3 摩擦因數(shù) 摩擦面數(shù) 分離間隙的確定 4 2 3 摩擦片基本參數(shù)的約束條件 5 2 4 摩擦片 Solidwords 三維建模 6 3 離合器的膜片彈簧設(shè)計 10 3 1 膜片彈簧主要參數(shù)的設(shè)計 10 3 2 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計 11 3 3 特性曲線繪制 11 3 4 膜片彈簧 Solidwords 三維建模 13 4 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 16 4 1 扭轉(zhuǎn)減振器的功能 16 4 2 扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型 16 4 3 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)的選擇 17 5 操縱機構(gòu) 21 5 1 離合器踏板設(shè)計 21 5 2 踏板力設(shè)計 22 6 離合器其它主要零件設(shè)計 24 6 1 從動盤轂設(shè)計 24 6 2 壓盤設(shè)計 25 結(jié) 論 27 參考文獻 28 致 謝 29 北 華 航天工 業(yè) 學院 0 1 緒 論 1 1 膜片彈簧離合器論述 根據(jù)功率傳動部件 離合器應(yīng)是傳動系統(tǒng)的裝配 離合器的工作由驅(qū)動程序控制 或是分離的 或是被接合 以便完成任務(wù)本身 在發(fā)動機與變速器之間設(shè)置有離合器 的傳動機構(gòu) 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(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) 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(jié)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 300 500r 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(guān)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(zhuǎn) 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 北 華 航天工 業(yè) 學院 1 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(qū)動系統(tǒng)分開 使發(fā)動機能夠啟動 汽車傳動往往會轉(zhuǎn)移 即變速器內(nèi)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(zhì)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(jié)構(gòu) 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(zhuǎn)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(zhuǎn)的發(fā)動機 1 3 2 膜片彈簧的支撐形式 離合器的支承方式是拉 推 本畢業(yè)設(shè)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(shè)計采用傳動片傳動方式 北 華 航天工 業(yè) 學院 2 2 離合器的摩擦片設(shè)計 2 1 離合器設(shè)計所需數(shù)據(jù) 表 2 1 離合器設(shè)計原始數(shù)據(jù) 整備質(zhì)量 1058kg 滿載質(zhì)量 約 1600kg 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 155N m 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 4500rpm 發(fā)動機最大功率 94kw 發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速 6600rpm 一檔轉(zhuǎn)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(shè)計 2 2 1 后備系數(shù)設(shè)計 1 后備系數(shù)是本設(shè)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(zhuǎn)矩 應(yīng)從以下幾個方面考慮 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 1 2 1 75 結(jié)合表 2 2 和實際情況設(shè)計選擇 1 5 表 2 2 離合器后備系數(shù)的取值范圍 車型 后備系數(shù) 乘用車和總質(zhì)量小于 6t 商用車 1 20 1 75 總質(zhì)量在 6 14t 范圍的商用車 1 50 2 25 掛車 1 80 4 00 2 2 2 摩擦片尺寸參數(shù)設(shè)計 離合器摩擦片的外徑由經(jīng)驗公式得 2 1 maxeDTK 直徑的系數(shù) 取值見表 2 3 取 得 D 181 77mm DK6 14 北 華 航天工 業(yè) 學院 3 表 2 3 直徑系數(shù)的取值范圍 車型 直徑系數(shù) DK 乘用車 14 6 16 0 18 5 單片離合器 總質(zhì)量在 1 8 14 0t 范圍商用車 13 5 15 0 雙片離合器 總質(zhì)量大于 14 0t 商用車 22 5 24 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 D mm 160 180 200 225 250 280 300 325 內(nèi)徑 d mm 110 125 140 150 155 165 175 190 厚度 h mm 3 2 3 5 3 5 3 5 3 5 3 5 3 5 3 53 1C 0 68 0 69 0 70 0 66 0 62 0 58 0 58 0 55Dd 0 67 0 66 0 65 0 70 0 76 0 79 0 80 0 80 單面面積 cm2 106 132 160 221 302 402 466 546 由表可取摩擦片 D 200 mm d 140mm h 3 5mm 2 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(zhuǎn)矩所需的尺寸和 結(jié)構(gòu)尺寸 一個離合器的設(shè)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(nèi)端之間存在間隙仍 有正常工作的空間 t 的差距為 3 4mm 以 t 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 模壓 0 20 0 25石棉基 編織 0 25 0 35 銅基 0 25 0 35粉末冶金 鐵基 0 30 0 50 金屬陶瓷 0 4 2 2 3 max012CfzDTpe 北 華 航天工 業(yè) 學院 4 由式 3 2 得 單位壓力 MPa 32 0 p 表 2 6 摩擦片單位壓力的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力 MPa0p 模壓 0 15 0 25石棉基材料 編織 0 25 0 35 模壓粉末冶金材料 編織 0 35 0 50 金屬陶瓷材料 0 70 1 50 2 3 摩擦片基本參數(shù)的約束條件 1 摩擦片外徑 D mm 最大的圓周速度 不應(yīng)超過 65 70m s 即0v m s m s 2 3 1 6926016033max nveD 70 5 式中 v 0是最大圓周速度 m s n emax發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速 r min 2 摩擦片內(nèi)外徑比應(yīng)在 0 53 0 70 范圍內(nèi) 即 7 053 0 C 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(nèi) 最大范圍為 1 2 4 設(shè)計選型 1 5 按照設(shè)計要求 4 為了扭轉(zhuǎn)振動阻尼器的安裝 摩擦片的內(nèi)直徑大于彈簧的沖擊吸收的彈簧 的內(nèi)徑 mm 502 Rd 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(yīng)小 于允許值 即單位摩擦面積扭矩在公式 2 4 02max073 4cec TdDZT 式中 單位摩擦面積力矩 N m mm 2 可按表 2 7 選取0cT 經(jīng)檢查 合格 表 2 7 單位摩擦面積允許轉(zhuǎn)矩允許值 離合器規(guī)格 210 250 325 北 華 航天工 業(yè) 學院 5 201 cT0 28 0 30 0 35 0 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 MPa MPa MPa10 32 0 p50 1 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 24dDZW 式中 滑動磨損單位摩擦面積 J mm 2 許用值滑磨功 J mm 2 對商用車 乘用 車 J mm2 對最大質(zhì)量為總質(zhì)量未達 6 0t 的商用車 J mm2 40 3 0 對最大質(zhì)量為總質(zhì)量超過 6 0t 商用車 J mm2 W 車輛起步時總的離合器5 0 滑動磨損 J 可根據(jù)下式計算 2 6 20 218graeimnW 式中 車輛裝載重量 Kg 為汽車輪胎滾動半徑 m 啟動傳動齒輪傳動比 amr gi 為主減速比 為發(fā)動機轉(zhuǎn)速 r min 在計算時乘用車宜為 r min 商用車宜為0ien 20 r min 其中 m Kg 代換 2 6 得15875 40 i089 1 gi3 r15 a J 代換 2 5 得 合格 8 4 W 2 4 摩擦片 Solidwords 三維建模 1 首先在拉伸命令里面繪制摩擦片的草圖 如圖 2 1 所示 北 華 航天工 業(yè) 學院 6 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 北 華 航天工 業(yè) 學院 7 3 為摩擦片開設(shè)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(shè)散熱槽草圖 4 散熱槽開設(shè)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(shè)散熱槽后的模型圖 北 華 航天工 業(yè) 學院 8 5 最后給摩擦片開聯(lián)接傳力片的鉚釘孔 開設(shè)后最終成型的三維效果圖如圖 2 5 所示 圖 2 5 摩擦片最終成型三維圖 北 華 航天工 業(yè) 學院 9 3 離合器的膜片彈簧設(shè)計 3 1 膜片彈簧主要參數(shù)的設(shè)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 離合器通常在 1 5 2 范圍內(nèi)選擇 膜片彈簧常用的鋼板厚度為 2 4mm 這次設(shè)計 2 hH 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(yīng)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(jù)結(jié)構(gòu)的布置和所需的壓緊力 R r 通常保證在 1 2 1 3 在本設(shè)計中取 摩擦片平均半徑為 mm 25 1 rR854 dDRc cR 取 mm 所以 mm 86 R68r 3 錐角的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)時 錐角 控制在 的一定范圍內(nèi) 這次設(shè)計中15 9 得 在 之間 合格 分離指數(shù)一般取 rRHr arctn 3 2 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(shè)計的 分離指數(shù)取 18 4 槽寬的選擇 mm mm 取 mm mm 應(yīng)滿足5 3 21 10 92 2 31 102 er 的要求 58mm erer 5 壓盤加載點半徑 和支承環(huán)加載點半徑 的確定1R1r 取值略大于或盡量靠近 r 取值小于 R 或盡可能接近 R 本設(shè)計中1r 1 mm mm 膜片彈簧可制成優(yōu)質(zhì) 高精度鋼板 且尺寸盤 彈簧 零85 R701 件精度高 常用的碟形彈簧材料為 60Si2MnA 應(yīng)達到 1600 1700MP 平方毫米 6 膜片彈簧小端內(nèi)半徑 以及分離軸承作用半徑 p0rr 離合器結(jié)構(gòu)的最小值大于傳動軸的花鍵的外直徑 初選 25mm f 28mm 0r 0rr 3 2 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計 北 華 航天工 業(yè) 學院 10 1 為了滿足離合器性能的要求 彈簧和初始錐角應(yīng)在一定范圍內(nèi) 即 3 1 2 6 1 hH 3 2 153arctn9 rR 2 每一部分的彈簧的大小應(yīng)在一定范圍內(nèi) 即 3 3 210 r 3 4 0867hR 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 或拉膜片彈簧離合器壓盤載荷半徑 r1 應(yīng)介于摩擦片的平均半徑和外半徑之間 1R 即 推式 3 5 102854 1 DRdD 拉式 3 6 r 4 根據(jù)膜片彈簧的構(gòu)造 與 與 之差應(yīng)控制在一定范圍內(nèi) 即1f0 3 7 61 R 3 8 21 r 3 9 4300f 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(nèi)控制 即 推式 3 10 5 823 21 rRf 拉式 3 11 0 95 1f 3 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(yīng)用于機械制造 業(yè) 膜片彈簧是一種特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧 彈簧小端延伸出由徑向槽隔開的多個懸掛 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(shè)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 1 為 F1 加載點之間的相對變形 軸向 壓緊力 F1 和相對變 北 華 航天工 業(yè) 學院 11 形 之間的關(guān)系 3 211121211 hrR2HrRr In6EhF 12 式中 E 彈性模量 對于鋼材 aMPE50 泊松比 鋼 0 3 H 膜片彈簧在自由狀態(tài)下 碟形彈簧的內(nèi)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 R1 加載點半徑 r1 支撐環(huán)的負荷點的半徑 圖 3 1 膜片彈簧的尺寸簡圖 表 3 1 膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù) R r R1 r1 H h 86 68 85 70 4 2 初選了上述參數(shù)以后 可根據(jù)式 3 12 利用 Microsoft office Excel 軟件表格計 算見表 3 2 和繪制曲線功能畫出 F1 1特性曲線見圖 3 2 表 3 2 1 F1 計算值 北 華 航天工 業(yè) 學院 12 1 0 26 0 52 0 78 1 04 1 3 1 56 1 82 2 08 2 34 2 6 2 86 3 12 F1 1134 7 2053 9 2775 8 3318 8 3700 9 3940 4 4055 6 4064 7 3985 9 3837 5 3637 6 3404 5 1 3 38 3 64 3 9 4 16 4 42 4 68 4 94 5 2 5 46 5 72 5 98 6 24 F1 3156 5 2911 8 2688 6 2505 1 2379 5 2330 2 2375 3 2533 0 2821 6 3259 4 3864 0 4655 1 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 0 1 2 3 4 5 6 7 圖 3 2 h 2mm 的特性曲線 3 4 膜片彈簧 Solidwords 三維建模 1 通過 Solidwords 旋轉(zhuǎn)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 北 華 航天工 業(yè) 學院 13 圖 3 2 創(chuàng)建膜片彈簧旋轉(zhuǎn)的草圖 2 完成草圖 成功創(chuàng)建膜片彈簧的基本形狀如圖 3 3 所示 圖 3 3 膜片彈簧旋轉(zhuǎn)后的基本形狀 3 為膜片彈簧開支撐槽后如圖 3 4 所示 北 華 航天工 業(yè) 學院 14 圖 3 4 膜片彈簧三維成型效果圖 北 華 航天工 業(yè) 學院 15 4 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 4 1 扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn) 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 免 引 起 發(fā) 動 機 轉(zhuǎn) 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(zhuǎn) 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(zhuǎn) 剛 度 調(diào) 整 傳 動 系 統(tǒng) 的 固 有 頻 率 2 提 高 傳 動 系 統(tǒng) 的 扭 轉(zhuǎn) 振 動 阻 尼 抑 制 扭 轉(zhuǎn) 共 振 的 響 應(yīng) 振 幅 并 衰 減 由 沖 擊 產(chǎn) 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(zhuǎn) 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(chǎn) 生 的 噪 聲 4 在 不 穩(wěn) 定 的 情 況 下 降 低 傳 動 系 統(tǒng) 的 扭 轉(zhuǎn) 沖 擊 載 荷 提 高 離 合 器 在 離 合 器 中 的 乘 坐 舒 適 性 4 2 扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型 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(zhuǎn) 特 性 如 圖 4 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(yīng) 用 柴 油 機 由 于 發(fā) 動 機 的 怠 速 轉(zhuǎn) 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 北 華 航天工 業(yè) 學院 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(zhuǎn)減振器主要參數(shù)的選擇 減 振 器 的 扭 轉(zhuǎn) 剛 度 和 阻 尼 摩 擦 元 件 間 的 摩 擦 轉(zhuǎn) 矩 是 兩 個 主 要 參 數(shù) k T 其 設(shè) 計 參 數(shù) 還 包 括 極 限 轉(zhuǎn) 矩 預 緊 轉(zhuǎn) 矩 和jTnT 極 限 轉(zhuǎn) 角 等 j 1 極 限 轉(zhuǎn) 矩 Tj 在 限 位 銷 消 除 減 震 器 和 從 動 盤 轂 之 間 的 間 隙 間 隙 1轉(zhuǎn) 矩 極 限 圖 4 1 能 傳 遞 的 最 大 轉(zhuǎn) 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(guān) 圖 4 3 減振器尺寸簡 4 1 1maxmax 1 2 4 jej eTT 本 設(shè) 計 選 取 Nj 5 03 1 2 扭 轉(zhuǎn) 角 剛 度 是 k 為 了 避 免 系 統(tǒng) 的 共 振 應(yīng) 合 理 選 擇 減 振 器 的 扭 轉(zhuǎn) 剛 度 從 而 避 免 了 發(fā) 動 k 機 正 常 工 作 轉(zhuǎn) 速 范 圍 內(nèi) 的 共 振 現(xiàn) 象 確 定 了 阻 尼 彈 簧 的 線 剛 度 和 結(jié) 構(gòu) 布 置 圖 4 3 k 減 振 彈 簧 分 布 在 RO的 半 徑 當 相 對 從 動 盤 轂 轉(zhuǎn) 過 的 弧 度 相 應(yīng) 的 彈 簧 變 形 Ro 在 這 個 時 候 所 需 的 扭 矩 被 添 加 到 驅(qū) 動 板 是 201jTKZR 式 中 T 相 對 扭 矩 從 動 盤 離 合 器 盤 轂 與 所 需 的 拐 彎 弧 度 N m K 每 一 個 隔 振 器 的 直 線 剛 度 N mm Zj 減 振 彈 簧 個 數(shù) 北 華 航天工 業(yè) 學院 17 Ro 阻 尼 彈 簧 位 置 半 徑 m 根 據(jù) 扭 轉(zhuǎn) 剛 度 的 定 義 則 Tk 201jKZR 式 中 為 減 振 器 扭 轉(zhuǎn) 剛 度 N m rad k 設(shè) 計 時 可 按 經(jīng) 驗 來 初 選 是 k 13 4 2 jT 因此 13 201 5 2619 5 k 本 設(shè) 計 選 取 2600 N m rad 3 扭 轉(zhuǎn) 減 振 器 的 摩 擦 力 矩 Tf 阻 尼 器 的 扭 轉(zhuǎn) 剛 度 受 結(jié) 構(gòu) 和 發(fā) 動 機 最 大 扭 矩 的 限 制 可 能 是 非 常 低 的 所 以 為 了 在 發(fā) 動 機 轉(zhuǎn) 速 范 圍 內(nèi) 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 4 3 max 0 6 17 f eT 本設(shè)計 N m6 852max ef 4 預 緊 轉(zhuǎn) 矩 Ty 對 于 減 震 器 的 線 性 特 性 應(yīng) 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(zhuǎn) 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(nèi) 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(yīng) 大 于 摩 擦 力 矩 N m 4 4 6 18 fyT 5 阻 尼 彈 簧 位 置 半 徑 Ro Ro盡 可 能 大 點 如 圖 2 15所 示 一 般 取 4 5 20 6 7 d 式中 D 為摩擦片的內(nèi)徑 本設(shè)計中 選取 Ro 45mm 6 減 振 彈 簧 個 數(shù) Zj 參 照 表 3 2中 選 取 jZ 表 4 1 減 振 器 彈 簧 個 數(shù) 選 擇 摩 擦 片 外 直 徑 D mm 350 減 振 器 的 彈 簧 個 數(shù) 4 6 6 8 8 10 10 北 華 航天工 業(yè) 學院 18 本 設(shè) 計 中 選 取 4 jZ 7 減 振 彈 簧 總 壓 力 F 當 輪 轂 與 從 動 件 之 間 的 間 隙 和 從 動 件 1或 2被 消 除 時 阻 尼 彈 簧 是 最 大 傳 輸 轉(zhuǎn) 減 振 彈 簧 所 受 的 應(yīng) 力 為jT 4 6 20 jTR F 201 5 103 45 4477 8N 8 最 大 工 作 壓 力 為 每 一 個 振 動 阻 尼 器 F F Zj 計算得 F 1119 45 N 9 減 振 彈 簧 尺 寸 設(shè) 計 1 彈簧的平均直徑 Dc Dc 一般從構(gòu)造中決定 通常 11 15 mm 本設(shè)計選取 12 mm CDCD 2 彈 簧 鋼 絲 的 直 徑 d1 4 7 38CF 式中 扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)用 取為 5500 6000 公斤 厘米 2 本設(shè)計中計算選取 6000 公斤 厘米 2 代入已知數(shù)據(jù)計算得 1 787 圓整為 2mm 1d1d 設(shè)計一般 一般在 2 4mm 之間 因此設(shè)計的參數(shù)合理 1d 3 減振彈簧的剛度 4 8 jZRkK201 代入數(shù)據(jù)計算得 321 0N mm 4 減振彈簧的有效圈數(shù) i 4 9 4138CdGDK 代入已知數(shù)據(jù)計算得 3 75 圓整為 4 G 為材料的剪切彈性模量 對碳ii 鋼可取 G 8 3 104MPa 5 減振彈簧總?cè)?shù) n 北 華 航天工 業(yè) 學院 19 n i 1 5 2 4 10 一般 n 為 4 圈 則設(shè)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 為 minl 4 11 in11 ld 式中 彈簧圈之間的間隙 必要時還可取得小一些 10 d 計算得 1 1 2 6 13 2mm minl 7 減振彈簧總變形量 l 4 12 FK 計算得 1119 45 321 0 3 50 mm l 8 減振彈簧自由高度 l0 4 13 minl 計算得 16 70l 9 減振彈簧預變形量 l 4 14 1yTKZR 計算得 0 32 mml 10 減振彈簧安裝后的工作高度 4 15 0ll 計算得 16 4 mm l 11 減振彈簧的工作變形量 l 4 16 l 計算得 3 5 0 32 3 18 mm l 10 極限轉(zhuǎn)角 j 減 振 器 預 緊 轉(zhuǎn) 矩 增 加 到 極 限 轉(zhuǎn) 矩 時 從 動 片 相 對 從 動 盤 轂 的 極 限 轉(zhuǎn) 角yTjT 為 j 4 17 20arcsinjlR 北 華 航天工 業(yè) 學院 20 通 常 為 3 4 5 該 設(shè) 計 直 接 取 3 5 j 1 11 限位銷與從動盤缺口測邊的間隙 一 般 為 2 5 4 mm 本 設(shè) 計 選 取 3 6 4 18 sinjR 式 中 為 限 位 銷 的 安 裝 半 徑 2 12 限位銷直徑 d 按 結(jié) 構(gòu) 布 置 選 定 一 般 9 5 12mm 本 設(shè) 計 選 取 11mm d d 5 操縱機構(gòu) 離合器的工作機構(gòu)是驅(qū)動控制離合器分離和接合的一套機構(gòu) 它控制著從離合器 開始的踏板 在離合器殼中結(jié)束 由于離合器的頻繁使用 離合器的控制機構(gòu)要求操 作輕 可移植性主要包括 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(gòu) 離合器控制機構(gòu)根據(jù)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(gòu)應(yīng)符合以下要求 3 1 踏板力小 汽車一般在 80 150N 卡車不能超過 150 200N 2 踏板行程 汽車一般在毫米范圍內(nèi) 和卡車最大不能超過 180mm 3 踏板行程由調(diào)節(jié)裝置提供 以確保摩擦板的自由行程可通過調(diào)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(gòu)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(zhuǎn) 機械式控制機構(gòu)有桿傳動系統(tǒng)和鋼絲繩傳動和螺旋傳動具有結(jié)構(gòu)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 和繩傳動可 以消除的缺點 但壽命短 機構(gòu)效率不高 普通輪型離合器控制機構(gòu)的設(shè)計 采用液壓控制機構(gòu) 液壓控制機構(gòu)具有以下優(yōu) 點 1 液壓操動機構(gòu)的傳動效率 高質(zhì)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(gòu)主要由主缸 工作缸 管路系 統(tǒng)等部分組成 北 華 航天工 業(yè) 學院 21 mm mm mm mm120 a501 a1352 d671 d mm mm mm mm5c4 c0b952b 5 1 離合器踏板設(shè)計 踏板行程 由自由行程 和工作行程 組成 S1S2S 5 1 211021 dbacZf 式中 是分離軸承自由行程 一般為 mm 取 mm 反映到fS0 0 3 55 10 fS 踏板上的自由行程 一般為 mm 分別是主缸和工作缸直徑 Z 是摩130 212 擦片面數(shù) 是離合器分離時 對偶摩擦面間的間隙 單片 mm 30 8 取 mm 為杠桿尺寸 2 1 S1a21b21c2 得 mm mm 合格 37 Sc12S0fb1d21a2S 圖 5 1 液壓操縱機構(gòu)示意圖 5 2 踏板力設(shè)計 踏板力為 5 2 sfFi 式中 為離合器分離時 壓緊彈簧對壓盤的總壓力 為操縱機構(gòu)總傳動比 F i 北 華 航天工 業(yè) 學院 22 為機械效率 液壓式 機械式 21dcbai 90 8 80 7 為克服回位彈簧 1 2 的拉力所需的踏板力 在初步設(shè)計時 可忽略之 sF N 則30 467 6 43 i80 N19 fF 合格 分離離合器所作的功為 SZFWL 5 0 1 式中 為離合器拉接合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力 N 則1F 32 1085 J45 21 L 合格 北 華 航天工 業(yè) 學院 23 6 離合器其它主要零件設(shè)計 6 1 從動盤轂設(shè)計 從動盤轂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(cè)的矩形花鍵上安裝在傳動軸上 花鍵的大小可以根據(jù)外直 徑的摩擦盤和發(fā)動機的最大扭矩 由表 6 1 選取 maxeT 一般取 1 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 26 32hrc 為了提高樣條內(nèi)孔的表面硬度和耐磨性 可采用鍍鉻工藝 取 10 n mm mm mm mm MPa 32 D6 d4 b30l3 1 c 驗證 擠壓應(yīng)力的計算公式 nlhPc 式中 P 為花鍵齒外徑壓力 它由下式確定 ZdDTe 2 max 離合器盤轂軸向長度不宜太小 以免花鍵軸分離的偏轉(zhuǎn)滑動是不完整的 分別為花鍵的內(nèi) 外直徑 D d Z 從動盤轂個數(shù) 取 Z 1 h 花鍵齒工作高度 2 dDh 得 N MPa MPa 合格 3102 8 P91 8c 3 表 6 1 花健的的選取 花健尺寸摩擦片的 外徑 mmD N mmaxeT齒數(shù) n 外徑 mm D 內(nèi)徑 齒厚 mmb 有效齒長 l 擠壓應(yīng)力 MPac 北 華 航天工 業(yè) 學院 24 mm d mm 160 49 10 23 18 3 20 9 8 180 69 10 26 21 3 20 11 6 200 108 10 29 23 4 25 11 1 225 147 10 32 26 4 30 11 3 250 196 10 35 28 4 35 10 2 280 275 10 35 32 4 40 12 5 300 304 10 40 32 5 40 10 5 325 373 10 40 32 5 45 11 4 350 471 10 40 32 5 50 13 0 6 2 壓盤設(shè)計 1 壓盤設(shè)計的功用 1 壓力板應(yīng)具有很大的質(zhì)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(shè)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(yīng)具有較大的剛度 3 和飛輪應(yīng)保持良好的對中 并應(yīng)進行靜態(tài)平衡 4 壓盤高度 從壓力點到摩擦表面的公差小 2 壓盤幾何尺寸設(shè)計 1 壓盤內(nèi) 外直徑設(shè)計 在前面 我們已經(jīng)計算出的摩擦板的內(nèi)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(shè)計壓盤外直徑 D 202mm 壓盤內(nèi)直徑 138mm yd 2 壓盤厚度設(shè)計 yh 壓盤厚度設(shè)計主要根據(jù)以下兩點 壓盤的質(zhì)量 在離合器接合過程中 由于滑動摩擦功不小 接合時產(chǎn)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 摩擦副溫升 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(chǎn)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(nèi)從事溫度上升不高 有助于要求 壓力板 北 華 航天工 業(yè) 學院 25 具有較大的吸收熱量 壓盤的剛度 壓力板應(yīng)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 15 25mm 本次畢業(yè)設(shè) 2 計選用 15mm 2 壓盤質(zhì)量計算 由公式 鑄鐵的密度 7 8g cm 3 得 m v 24yyVDdh A 24yymdh A 由上述計算所得 壓盤質(zhì)量為 2 0kg 3 檢查離合器接合的溫度上升時間 結(jié)合離合器會立即產(chǎn)生熱量 摩擦生熱來說 溫升不應(yīng)超過 8 至 10 攝氏度 溫 度上升很低 可減少壓力板厚度 轉(zhuǎn)動慣量溫升公式為 6 1 1WmC 式中 溫升 W 滑磨功 N m 分配給壓力板上滑動率的工作 單片離合器壓盤 0 50 雙片離 合器壓盤 0 25 雙片離合器中間壓盤 0 50 C 壓盤的比熱 C 481 4J kg 鑄鐵壓盤 壓盤重量 kg m 本設(shè)計選取 8 即 2 50 8 6 2 WmC 符合設(shè)計要求 北 華 航天工 業(yè) 學院 26 結(jié) 論 通過以上的膜片彈簧離合器和液壓操縱機構(gòu)的工作原理和組成的計算表明 它可 以看出 離合器的工作機構(gòu)設(shè)計 從材料 尺寸約束 從發(fā)動機的扭矩傳遞 司機操 作的綜合考慮 計算 離合器的 P 0 d D 的主要參數(shù) 按照基本公式 通過約束條件計算 結(jié)果 試驗 控制自由行程符合規(guī)格 總行程 131MM 180mm 符合標準條件 在此 前提下也保證了零件有足夠的剛度 在外部壓力不易變形 設(shè)計的尺寸不僅符合工作 機構(gòu)的要求 而且符合安裝要求 材料選用 摩擦板選用石棉基材料 以保證其具有足夠的強度和耐磨性 熱穩(wěn)定 性 運轉(zhuǎn)中 無粘連現(xiàn)象 扭轉(zhuǎn)減振器彈簧使用 65si2mna 含硅成分 提高彈性部件 含錳和加強耐高溫 設(shè)計了離合器的順利通過溫度檢查 防止摩擦元件過度磨損和高 溫燒壞 以上全部符合設(shè)計要求 1 完全分離 2 軟接合 3 操縱輕和工作特 性穩(wěn)定 4 驅(qū)動部分轉(zhuǎn)動慣量小設(shè)計點 所有數(shù)據(jù)通過約束檢查 原材料基本符 合磨損 抗壓性和高溫要求和離合器尺寸適宜 最高效率傳遞發(fā)動機扭矩 完全符合 計劃和國家標準 但我的設(shè)計中還存在著許多的錯誤和不足 比如加工精度等 在我的設(shè)計中 我希望我的同學和老師對錯誤之處進行指導和批評 北 華 航天工 業(yè) 學院 27 參考文獻 1 徐石安 江發(fā)潮 汽車離合器 M 清華大學出版社 2005 2 陳家瑞 汽車構(gòu)造 M 機械工業(yè)出版社 2005 3 王望予 汽車設(shè)計 M 機械工業(yè)出版社 2006 4 中國機械工程學會 中國機械設(shè)計大典編委會 中國機械設(shè)計大典 M 江西科學技 術(shù)出版社 2002 5 余仁義 梁濤 汽車離合器操縱機構(gòu)的設(shè)計 J 專用汽車 2003 6 董麗霞 張平 簡明汽車技術(shù)詞典 M 人民交通出版社 2003 7 張金柱 韓玉敏 石美玉 汽車工程專業(yè)英語 M 化學工業(yè)出版社 2005 8 廖清林 汽車離合器膜片彈簧的穩(wěn)健優(yōu)化設(shè)計 J 重慶工學院學報 2002 9 王志明 胡樹根 王兆軍 汽車離合器蓋成形工藝和模具設(shè)計 J 實用技術(shù) 2005 12 10 羅頌榮 胡浩 劉文清 汽車拉式膜片彈簧片的優(yōu)化設(shè)計 J 常德師范學院學報 2001 3 11 王洋 高翔 陳祥 朱茂桃 膜片彈簧設(shè)計的概率優(yōu)化研究 J 江蘇理工大學學報 2001 1 12 王三民 諸文俊 機械原理與設(shè)計 M 機械工業(yè)出版社 2002 13 張鐵山 高翔 夏長高 朱茂桃 汽車離合器傳動片設(shè)計研究 J 江蘇理工學報 2001 11 14 嚴正峰 盛學斌 35 膜片彈簧離合器校核設(shè)計 J 設(shè)計 計算 研究 2004 5 15 王寶璽 汽車拖拉機制造工藝學 M 機械工業(yè)出版社 2005 16 A C Rao Trans On the Performance of Kinematic Chains CSME J 12 No 2 1998 17 夏華 胡亞民 黎勇等 汽車離合器蓋成形工藝和模具設(shè)計 J 鍛壓技術(shù) 2005 2 北 華 航天工 業(yè) 學院 28 18 D G Chetwynd and P H Phiuipsonx An ivestigation of reference criteria used undness measurement J Phys E Sciinstrum J 1980 13 5 530 538 致 謝 總算成功完成了畢業(yè)設(shè)計 除了自己的汗水 還指導老師的辛勤工作 在這里我 要特別感謝指導老師 感謝他們在百忙之中給我指導 使我在向一個方向更高更遠的 路學習和工作 實驗室免費開放 為我的畢業(yè)設(shè)計提供實物和模型 在此 向?qū)嶒炇依蠋煴硎靖?謝