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?。?0mm. 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