3D彈簧離合器設計及三維建?！菊f明書+PROE】

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w = = = 0.37 式中，W為汽車起步時離合器結合一次所產(chǎn)生的總滑磨功取11898J 滿足w < [w] = 0.4 0J/mm要求。 摩擦片的相關參數(shù)如表2 表2 摩擦片外徑D 摩擦片內徑d 后備系數(shù)β 厚度b 單位壓力Po 200mm 140mm 1.3 3.5 0.25MPa 三、中央彈簧的設計 3.1 中央彈簧的基本參數(shù)的選擇 3.1.1 截錐高度H與板厚h比值和板厚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1.5～2.0，板厚h為2～4 故初選h=2.4, =1.6則H=1.6h=3.84. 3.1.2自由狀態(tài)下碟簧部分大端R、小端r的選擇和比值 當時，摩擦片平均半徑Rc=， 對于拉式膜片彈簧的R值，應滿足關系100RRc=85mm 故取R=90,再結合實際情況取R/r=1.25,則r=72mm。 3.1.3膜片彈簧起始圓錐底角的選擇 ＝arctanH/(R-r)=arctan3.84/(90-72)≈12.10°，滿足9°～15°的范圍。 3.1.4 分離指數(shù)目n的選取 取為n=18。 3.1.5 切槽寬度δ1、δ2及半徑 取δ1＝3.4mm, δ2=10mm, 滿足r->=δ2,則<=r-δ2=72-10=62mm 故取＝60mm. 3.1.6 壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1的確定 R1和r1需滿足下列條件： 故選擇R1＝88mm， r1＝72mm. 3.1.7膜片彈簧材料 制造膜片彈簧用的材料，應具有高的彈性極限和屈服極限，高的靜力強度及疲勞強度，高的沖擊強度，同時應具有足夠大的塑性變形性能。按上述要求，國內常用的膜片彈簧材料為硅錳鋼60Si2MnA或50CrVA。 3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線 假設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動。 設通過支承環(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=2.06×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)下碟簧部分內截錐高度，mm； h――膜片彈簧鋼板厚度，mm。 圖形如下： 圖4.1彈性特性曲線 膜片彈簧的相關參數(shù)如表3 表3 截錐高度H 板厚h 分離指數(shù)n 圓底錐角 3.8mm 2.4mm 18 12 四、扭轉減振器的設計 4.1 扭轉減振器主要參數(shù) 帶扭轉減振器的的從動盤結構簡圖如下圖4.1所示彈簧摩擦式: 圖4.2帶扭轉減振器的從動盤總成結構示意圖 1—從動盤；2—減振彈簧；3—碟形彈簧墊圈；4—緊固螺釘；5—從動盤轂；6—減振摩擦片 7—減振盤；8—限位銷 由于現(xiàn)今離合器的扭轉減振器的設計大多采用以往經(jīng)驗和實驗方法通過不斷篩選獲得,且越來越趨向采用單級的減振器。 極限轉矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取， Tj=(1.5～2.0) 對于乘用車，系數(shù)取2.0。 則Tj=2.0×＝2.0×108＝216（N·m） 4.1.2 扭轉剛度k 由經(jīng)驗公式初選 k Tj 即k＝Tj＝13×216＝2808（N·m/rad） 4.1.3 阻尼摩擦轉矩Tμ 可按公式初選Tμ Tμ＝（0.06～0.17） 取Tμ=0.1 =0.1×108=10.8(N·m) 4.1.4 預緊轉矩Tn 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。 Tn滿足以下關系： Tn＝（0.05～0.15）且TnTμ＝10.8 N·m 而Tn＝（0.05～0.15）＝5.4～16.2 N·m 則初選Tn＝10N·m 4.1.5 減振彈簧的位置半徑R0 R0的尺寸應盡可能大些，一般取 R0=(0.60～0.75)d/2 則取R0=0.65d/2=0.65×140/2=45.5(mm),可取為46mm. 4.1.6 減振彈簧個數(shù)Zj 當摩擦片外徑D250mm時， Zj=4～6 故取Zj=6 4.1.7 減振彈簧總壓力F 當減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值Tj時，減振彈簧受到的壓力F為 F＝Tj/R0＝216/(46×)＝4.6957(kN) 4.2 減振彈簧的計算 在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振器設計相關的尺寸。 4.2.1 減振彈簧的分布半徑R1 R1的尺寸應盡可能大些，一般取 R1=(0.60～0.75)d/2 式中，d為離合器摩擦片內徑 故R1=0.65/2=0.65×140/2=45.5(mm)，即為減振器基本參數(shù)中的R0 4.2.2單個減振器的工作壓力P P= F/Z=4695.7/6776.6(N) 4.2.3 減振彈簧尺寸 1）彈簧中徑Dc 其一般由布置結構來決定，通常 Dc=11～15mm 故取Dc=12mm 2）彈簧鋼絲直徑d d===3.45mm 式中，扭轉許用應力]可取550～600Mpa,故取為580Mpa d取3.5 mm 3）減振彈簧剛度k 應根據(jù)已選定的減振器扭轉剛度值k及其布置尺寸R1確定，即 k= 4）減振彈簧有效圈數(shù) 4.0 5）減振彈簧總圈數(shù)n 其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間的關系為 n=+(1.5～2)=6 減振彈簧最小高度 =23.1mm 彈簧總變形量 mm 減振彈簧總變形量 ==23.1+3.51=26.61mm 減振彈簧預變形量 =0.164mm 減振彈簧安裝工作高度 =26.61-0.164=26.4mm 6）從動片相對從動盤轂的最大轉角 最大轉角和減振彈簧的工作變形量有關，其值為 =4.16976° 7）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙 式中，為限位銷的安裝尺寸。值一般為2.5～4mm。 所以可取為3.8mm, 為52mm. 8）限位銷直徑 按結構布置選定，一般 ＝9.5～12mm。 可取為10mm 扭轉減振器相關參數(shù)表4 表4 極限轉矩Tj 阻尼摩擦轉矩Tμ 預緊轉矩Tn 減振彈簧的位置半徑R0 減振彈簧個數(shù)Zj 216 N·m 10.8 N·m 10 N·m 46mm 6 五、離合器其它主要部件的結構設計 5.1從動盤轂的設計 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的遲鈍可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩T 花鍵尺寸表5 表5 摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動機最大轉矩T/(N·m) 花鍵尺寸 擠壓應力/MPa 齒數(shù)n 外徑D’/mm 內徑d’/mm 齒厚t/mm 有效尺長l/mm 200 108 10 29 23 4 25 11.1 5.2從動片的設計 從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求： 1)從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 2) 從動盤應具有軸向彈性，使離合器結合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。 3)應安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 本次設計初選從動片厚度為2mm 5.3離合器蓋結構設計的要求： 1)應具有足夠的剛度，否則影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。 2)應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。 3)蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 4)為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風扇片等。 乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。 本次設計初選08鋼板厚度為3mm 5.4壓盤的設計 對壓盤結構設計的要求: 1)壓盤應具有較大的質量,以增大熱容量，減小溫，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可以采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。 2)壓盤應具有較大剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為15～25 mm 。 3)與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于15～20 g·cm 。 4)壓盤高度(從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。 壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，通常采用灰鑄鐵，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度為170～227HBS。 5.5壓盤的結構設計與選擇 t = (1) m = = (2) t = ==4.95 式中，W為汽車起步時離合器結合一次所產(chǎn)生的總滑磨功，取W=11898J γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤. γ=0.5； m為壓盤質量(kg) V為壓盤估算面積； c為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4 J/(kg·)； 為鑄鐵密度，取7800 kg/m； 為摩擦片外徑取200； 為摩擦片內徑取140； h為壓盤厚度，取=15 mm； t為壓盤溫升（） 滿足壓盤溫升不超過8~10要求。 六、 設計小結 本設計以“機械設計、汽車設計、二維制圖模型”為主線，主要采用PROE設計一個膜片彈簧離合器總成，由于時間和能力的限制，本設計對分離機構和操縱機構只作了簡單的設計。 本次設計我利用PRO/E軟件繪制了離合器總成和部分零件的三維圖形，由于能力有限，難免有些不合理的地方，此次設計充分利用了已學過的汽車設計和機械設計知識，使我對所學知識有了一個系統(tǒng)的認識、復習、鞏固和深入。通過這次設計，我對機械設計和汽車設計有了更深刻的認識，也初步掌握了機械設計的方法和使用有關機械設計手冊的方法；對機械零件、汽車部件、裝配技術、計算機軟件使用技術等作了一個全新的認識和再學習，加深了理解，并擴展了知識面；充分利用計算機CAD技術進行了繪圖；提高了計算機的使用能力。 自己平日的理論知識雖然仍沒有真正應用于實際生產(chǎn)中，但利用課程設計這個平臺，使我充分認識到自己理論學習中的不足，熟悉了一些新的設計方法。尤其是在畫圖方面，進一步熟練、鞏固，這次課程設計為我以后的學習及畢業(yè)設計打下了基礎。 指導教師認真細致的指導和幫助，我表示最真摯的感謝！ 七、 參考文獻 [1] 王望予編，《汽車設計》，機械工業(yè)出版社 [2] 劉惟信編，《汽車設計》，清華大學出版社 [3] 余志生編，《汽車理論》（第5版），機械工業(yè)出版社 [4] 陳家瑞編，《汽車構造》（第5版），機械工業(yè)出版社 [5] 張毅編，離合器及機械變速器，化學工業(yè)出版社 [6] 汽車工程手冊編寫組，《汽車工程手冊》，人民交通出版社 [7] 成大先編，《機械設計手冊》化學工業(yè)出版社 [8] 王國權，龔國慶編，《汽車設計課程設計指導書》，機械工業(yè)出版社 [9] 王豐元，馬明星，《汽車設計課程設計指導書》，中國電力出版社 18