毕业论文-离合器总成的设计

1、毕 业 论 文摘要本文叙述了QX1040轻型载重汽车离合器总成的设计计算过程。介绍了离合器选型，对单片周置弹簧离合器的主要参数进行了设计计算，并基于Siemens NX软件对其零部件进行三维建模，详细描述了单片周置弹簧离合器的摩擦片和底盖的建模过程，并进行离合器摩擦片总成及压盘盖总成的装配，最后绘制主要零部件的二维工程图。关键词：汽车离合器，设计计算，三维建模AbstractThis paper describes the QX1040 Light trucks design and calculation of the clutch assembly process. Introduces

2、clutch type selection, choose single friction slices & spiral spring clutch as design object. Designed and calculated the main parameters of the clutch. And three-dimensional modeling of its components based on Siemens NX software.A detailed description the process of building-up friction plate mode

3、ling and bottom cap modeling of the clutch. And the assembly of the friction wafer assembly and clutch platen & shell assembly, finally draw the main components of the two-dimensional engineering graphics.Keywords: automobile clutch, design& calculate, three-dimensional modeling目录摘要IAbstractII1 绪论11

4、.1 课题简介与主要内容11.2 离合器的发展与国内外现状12 轻型载重汽车离合器的设计72.1 离合器的基本结构与工作原理72.2 离合器的设计要求72.3 轻型载重汽车离合器的形式选择82.3.1 典型摩擦式离合器的结构形式82.3.2 周置螺旋弹簧离合器的优点102.3.3 轻型载重汽车离合器的方案选择112.4 轻型载重汽车离合器的基本结构选择112.4.1 从动盘的选择122.4.2 压紧弹簧和布置形式的选择122.4.3 压盘的驱动方式122.5 单片周置离合器主要参数的设计132.5.1 单片周置弹簧离合器的主要参数132.5.2 离合器参数的优化设计152.6 单片周置弹簧离合

5、器的主要零部件设计172.6.1 扭转减震器主要参数的设计计算172.6.2 离合器从动盘毂的设计202.6.3 离合器盖的总成设计212.7 轻型载重汽车离合器主要参数汇总表243 基于Siemens NX的离合器三维建模263.1 Siemens NX简介263.2 单片周置弹簧离合器典型零件的建模263.2.1 离合器摩擦片的三维建模263.2.2 离合器底盖的三维建模303.3 离合器摩擦片总成及压盘盖总成的装配323.4 离合器盘毂的二维工程图344 结论与展望37致谢39参考文献40附录 电子清单41附录 图纸清单42431 绪论1.1 课题简介与主要内容对于以内燃机为动力的汽车，

6、离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。目前，各种汽车广泛采用的是摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构等四部分。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基础结构，而离合器的操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置1。随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机高转速，增加离合器传递转

7、矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势2。本课题来源于XXXX校科技创新团队项目“汽车数字化设计平台研究”，项目编号XXXX。本课题主要内容是完成QX1040轻型载重汽车离合器总成的设计计算，包括选型、性能计算、参数确定等，并基于Siemens NX软件完成离合器各零部件的三维建模、装配、绘制二维工程图。离合器整个设计过程基于Siemens NX软件，体现汽车产品离合器数字化设计过程。1.2 离合器的发展与国内外现状在国外，离合器的设计已经发展的相当成熟，技术已经相当的前沿，国内也紧跟其后。国内外的离合器发展要追溯到19世纪。锥形离合器是早期离合器经常采用的形式，锥形离合器的操作较复杂，需

8、要驾驶员具有一定的操作技巧。1891年，法国人制成了摩擦片式离合器.此后浸在油中工作的湿式多片离合器逐渐取代了锥形离合器，但多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘住,致使离合器分离不彻底，造成换档困难，所以它又逐渐被干式多片离合器取代。多片干式离合器的主要优点是由于接触面数多，故接合平顺柔和.保证了汽车的平稳起步:但因片数多，从动部分的转动惯量较大，还是感到换档不够容易；另外，中间压盘的通风散热不良，容易引起过热，加快了离合器的磨损，甚至烧伤和碎裂，如果调整不当还可能引起离合器分离不彻底。多年的实践经验使人们逐渐趋向采用单片干式离合器，它具有从动部分转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、

9、尺寸紧凑、分离彻底等优点；但在使用初期接合不够平顺。随着科学的进步，通用公司于1938年推出的液力自动变速器（Hydra-Matic），用液力偶合器代替了普通的离合器装置，它的特点是自适应性强，使得车辆起步平稳、迅速,加速均匀，乘坐舒适,但其缺点是效率低。1948年别克汽车成功地使用了液力变矩器.变矩器与液力偶合器相比不仅可以传递发动机的扭矩，还可以将其提高1倍。自1978年以来，克莱斯勒公司的托克弗莱特型自动变速器又有新的改动，它采用了一个“锁止式变矩器”,这种设计消除了车辆在高速档运转时常见的动力传递损耗，从而提高了单位燃油的里程数。80年代以来除了传统的装用液力变矩器的自动变速器外，又出

10、现了新的、纯机械式自动变速器，它由干式离合器和传统的手动机械式变速器加上微机控制实现自动操纵。通常比同条件下的液力自动变速器节油10%20%。在离合器的操纵机构中，由于重型和中型汽车的离合器压紧弹簧的压紧力很大，人们又采用各种助力装置来减轻驾驶员的劳动强度，如日本日产TKL20型重型汽车采用弹簧助力；红岩CQ261和北京BJ370等重型车采用了气压助力等3。随着汽车发动机转速和功率的不断提高、汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提髙离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和使用

11、寿命，适应高转速，增加传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。传统的离合器作为单一总成也正在向离合器与其他总成复合集成化发展。（1）自动调整式膜片弹簧离合器4。由于传统膜片弹簧离合器在使用过程中不可避免会产生磨损，其实际压力一直在增大，因而分离离合器的分离力也相应增大，使得离合器踏板力增加，自动调整式膜片弹簧离合器能消除这个缺陷（见图1.1）。图1.1 自动调整式膜片弹簧离合器结构示意图它由离合器盖、压盘、传动片、膜片弹簧、感应器及楔形自动调整机构组成。它与传统膜片弹簧离合器区别在于增加了感应器和楔形自动调整机构。膜片弹簧不像传统的膜片弹簧离合器那样通过支撑环合支撑铆钉铆合在离合器盖

12、上，而是夹在感应器和楔形自动调整机构之间。感应器为零刚度的开槽蝶形弹簧，当在压平点附近变形时，其载荷可保持基本不变，它装在膜片弹簧离合器内时处于预压状态。图1.2为自动调整式膜片弹簧离合器与传统式膜片弹簧离合器分离特性曲线5。图1.2 自动调整式膜片弹簧离合器与传统式膜片弹簧离合器分离特性曲线（2）自动离合器4自动离合器可以使得离合操纵自动化，它是机电一体化产品。自动离合器有液压式和机械式两种。1933年在萨博公司的轿车上首先使用了自动离合器。雷诺、菲亚特、戴姆勒克莱斯勒、现代等汽车公司也相继开发了用于轿车和轻型客车的自动离合器。图1.3为液压式自动离合器工作原理图。它是在传统的膜片弹簧离合器

13、基础上增加了电子控制系统和液压执行元件。由离合器踏板操纵离合器分离油缸改为用开关操纵电动液压油泵。驾驶员通过对加速踏板和离合器分离和结合选择开关来实现离合器的自动操纵。图1.3 液压式自动离合器工作原理自动离合器的控制系统ECU；可以与发动机和自动变速器的ECU；集成在一起。根据传感器反馈行驶状况的信息计算出离合器最佳结合速度。自动离合器执行机构是电动液压油泵、线性电磁阀和离合器分离油缸。电动液压油泵产生的高压油通过线性电磁阀输送离合器分离油缸。通过控制电磁阀电流的大小来控制其阀芯位置从而实现线性电磁阀的流量控制，通过离合器分离油缸完成汽车起步、换挡操作。线性电磁阀通过通道变换实现离合器分离油

14、缸的移动方向。（3）双质量离合器近年来，出现了扭转减振特性和性能价格比较为理想的双质量飞轮结构，这种飞轮由初级飞轮、扭转减振器和次级飞轮组成，采用径向布置减振弹簧,在有限的空间可以获得相当好的减振效果。它突破了传统的飞轮铸造生产方法，以钢板冲压取而代之。双质量离合器示意图如图1.4所示：图1.4 双质量离合器（4）磁粉离合器6 磁粉离合器是以磁粉为中间媒体，利用电磁线圈产生磁场使主动件和从动件通过磁粉实现接合和分离的一种离合器。 近年来汽车在性能上向高速发展，发动机的功率和转速不断提高，特别是载货汽车趋于大型化，离合器的使用条件日酷一日。磁粉离合器以其长寿命、高可靠性、运转平稳、结构简单等优点

15、成为汽车传统离合器的理想替代品。磁粉离合器主要由主动件与从动件组成，如图所示。主动件与发动机的动力输出端飞轮相连，从动件与变速器输入端相连。主动件与从动件通过磁粉实现连接，将发动机输出的转矩传递给变速器。1.主动件 2.从动件 3.磁粉 4.线圈 5.滑环 6.输出轴 7.磁路 8.工作间隙图1.5 轻型汽车磁粉离合器2 轻型载重汽车离合器的设计2.1 离合器的基本结构与工作原理全套离合器由两部分组成：离合器和离合器操纵。离合器主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分7。离合器的主动部分和从动部分借接触面间的摩擦作用传递扭矩。发动机发出的转矩，通过飞轮及压盘与从动盘接触面的摩擦作用

16、，传给从动盘，再传递到传动系。当驾驶员踩下离合器踏板时，通过机件的传递，使弹簧大端带动压盘后移，此时从动部分与主动部分分离，扭矩传递切断。离合器的主要功能是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺的结合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系的震动和噪声。2.2 离合器的设计要求为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求1：1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备

17、。2)接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。3)分离时要迅速、彻底。4)离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。5)应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。6)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。9)应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。10)结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。2.3

18、轻型载重汽车离合器的形式选择汽车离合器虽然有摩擦式、液力式和电磁式3种类型，但摩擦离合器在轻型载重汽车上用得最为广泛。2.3.1 典型摩擦式离合器的结构形式1）周置弹簧离合器8：周置弹簧离合器口前主要用在商用载重汽车上，结构上，螺旋弹簧沿着压盘的圆周作同心圆布置。压盘，分离杆及螺旋弹簧均装在离合器盖中组成离合器总成。离合器盖固定在发动机飞轮上，飞轮作为离合器的一个主动摩擦面，而另一个主动摩擦面是压盘。压盘由发动机直接驱动，使压盘成为离合器的主动件。这是离合器结构设计中的重要一环。图2.1 周置弹簧离合器在两个主动件飞轮和压盘之间装有从动盘，从动盘的两面都铆有摩擦片，从动盘的盘毂花键中孔中，插入

19、变速器第1轴的花键轴段。在压紧弹簧的作用下，压盘将从动盘紧压在在飞轮上。这样，发动机的转矩，依靠飞轮和压盘对从动盘的摩擦传给从动盘，并通过从动盘的花键传给变速器第一轴。周置弹簧离合器所用的螺旋弹簧是线性的，当摩擦片磨损后，弹簧伸长，压紧力下降，这对离合器可靠传扭是不利的。如果釆用刚度小的弹簧，压紧力P的下降就不会很明显。但降低弹簧刚度需要增加弹簧的圈数，以增加弹簧高度尺寸，这对压簧来说容易产生纵向不稳定性，尤其在发动机高转速时，压簧处有很大的离心力作用，容易使簧丝鼓出。压簧沿圆周布置时，弹簧压紧力直接作用于压盘。为了保证摩擦片上压力分布尽量均匀，压簧的数口不应太少，且要随摩擦片的直径增加而增加

20、。有时甚至布置成两排。2）中央弹簧离合器8：采用到两个圆柱螺旋弹簧或用一个矩形断面的的锥形螺旋弹簧做压簧并布置在离合器正中间的结构型式，称为中央弹簧离合器。图2.2 中央弹簧离合器中央弹簧离合器的压簧不和压盘直接接触，因此压盘由于摩擦而生成的热量不会直接传给弹簧使其回火失效。中央弹簧的压紧力通过杠杆系统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可用较小的弹簧力而达到足够大的压盘压紧力。在结构设计上，压盘的压紧力可通过调整垫片或螺纹进行调整。当从动盘摩擦面磨损后，通过调整可以回到原来的压紧力，也就减轻了操纵。为了使压盘的压紧力分布均匀，使离合器接合柔和，中央弹簧离合器的传力杠杆常常釆用数目较多并由弹簧钢片

21、做成扁平杆有些中央弹簧离合器弹性压杆的中断常常做成叶片形状，成为风扇叶片，有利于离合器的通风散热。3）膜片弹簧离合器8：膜片弹簧离合器是用膜片代替了一般螺旋弹簧及分离杆机构而做成的离合器，因为它分布在中央，所以可做成中央弹簧离合器。在离合器中釆用膜片弹簧有许多优点。首先，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杆的作用，使零件数口减小，重量减轻：其次离合器结构大大简化并显著地缩短了离合器的轴向尺寸；再者，膜片弹簧具有良好的非线性特性，设计合适，可使摩擦片磨损到极限，压紧力仍能维持很小的变化，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便。图2.3 膜片弹簧离合器2.3.2 周置螺旋弹簧离合器的优点螺旋弹簧离合

22、器与其他形式离合器相比，具有一系列优点9：1）螺旋弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性；2）螺旋弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；3）高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；4）螺旋弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀：5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；6）螺旋弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。2.3.3 轻型载重汽车离合器的方案选择本次设计综合考虑采用周置螺旋弹簧离合器。本车采用的摩擦式离合器是因为其结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。而采用干式离合器是因为湿式离合器大

23、多是多盘式离合器，用于需要传递较大转矩的离合器，而该车型不在此列。采用螺旋弹簧离合器是因为螺旋弹簧离合器具有很多优点：首先，由于螺旋弹簧具有非线性特性，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，螺旋弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，螺旋弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于螺旋弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。由于螺旋弹簧

24、离合器具有上述一系列的优点，并且制造螺旋弹簧的工艺水平也在不断地提高，因而这种离合器在轿车及微型、轻型客车上已得到广泛的采用，而且逐渐扩展到载货汽车上。从动盘选择单片式从动盘是一位其结构简单，调整方便。压盘驱动方式采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求又有利于压盘定中。选择拉式离合器是因为其较拉式离合器零件数目更少，结构更简化，轴向尺寸更小，质量更小；并且分离杠杆较大，使其踏板操纵力较轻。2.4 轻型载重汽车离合器的基本结构选择2.4.1 从动盘的选择现代各类汽车上应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦离合器。从从动盘数的选择可分为：单片离合器、双片离合器和多片离合器。单片

25、离合器结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，散热良好，用时能保证分离彻底、接合平顺。对于乘用车和总质量小于6t的商用车，发动机最大转矩一般不大，在布置条件允许下，离合器通常采用单片式。QX1040轻型载货汽车的部分参数如表2.1：表2.1QX1040轻型载重车的原始参数原始数据项目数值最大扭矩318.5Nm起步转速2000r/min起步挡位传动比6.378轮胎半径348mm主减速器传动比5.83汽车总质量5000kg发动机最高转速4500r/min根据表中参数总质量为5000kg，小于6t，发动机转矩也不大，该车离合器可选择从盘为一个的单片离合器。2.4.2 压紧弹簧和布置形式的选择根据所用压紧弹

26、簧的布置形式的不同，摩擦离合器可分为周布弹簧离合器、中央弹簧离合器和周布斜置弹簧离合器。根据所用压紧弹簧形式的不同，可分为圆柱螺旋弹簧离合器、圆锥螺旋弹簧离合器和膜片弹簧离合器。采用圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧的周置弹簧离合器，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。此结构中弹簧压力直接作用于压盘上。为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数目不应该太少，要随摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最高转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递转矩的能力随之降低。一般轻型货车和轿车都采用这种离合器。2.4.3

27、 压盘的驱动方式压盘的驱动方式主要有凸块-窗孔式、销钉式、键块式和传动片式多种。前三种的共同缺点是在各联接件之间都有间隙，在驱动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器传动效率。传动片式是近年来广泛采用的结构，沿周向布置的三组或四组钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，传动片的弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时，钢带受拉；当拖动发动机时，钢带受压。此结构中压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，使用可靠，寿命长。但反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。但由于传动片式结构复杂增加了制造成本，而且该离合器摩擦力矩也不大，所以

28、选用凸块-窗孔式就能满足要求。综合考虑到整车对离合器的性能要求和成本问题，选择离合器的形式是：单片周置圆柱螺旋弹簧离合器。以下简称单片周置弹簧离合器。2.5 单片周置离合器主要参数的设计2.5.1 单片周置弹簧离合器的主要参数离合器的主要参数是摩擦力矩、后备系数、摩擦面数和摩擦片内径及外径。前面两个参数主要表征离合器的工作能力，可称之为性能参数5，后面三个则说明离合器结构的一些特点，可称之为结构参数。这两类参数之间具有内在联系并相互影响。设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能。除了这些参数外表征离合器性能的参数还有：单位压力，工作压力等。1）后

29、备系数。后备系数是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑以下几点：为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减少离合器滑磨，应选取大些；货车总质量越大，也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些。对于乘用车及最大质量小于6t的商用车的取值范围在1.20-2.0之间。2）摩擦力矩

30、。摩擦离合器是靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时应大于发动机最大转矩，即 (2-1)式中，为发动机最大转矩；为离合器的后备系数。3）离合器摩擦片的内径及外径。当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩已知，适当选取后备系数和单位压力，即可估算出摩擦片尺寸。摩擦片外径 (mm)也可根据发动机最大转矩 (Nm)按如下经验公式选用： (2-2)式中，为直径系数。取值范围见表2-2：表2.2直径系数取值范围车型直径系数KD乘用车14.6最大总质量为1.8-14.0t的商用车16.0-18.5（单片离合器）13.5-15.0

31、（双片离合器）最大总质量大于14.0的商用车22.5-24.0离合器摩擦片的内径一般为外0.530.70。4）单位压力，工作压力。单位压力对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。单位压力可以由以下公式估算： (2-3)式中为摩擦面间的静摩擦因数，取0.23；Z为摩擦面数，单片Z=2；。假设摩擦片上工作压力均匀，则有： （2-4）式中，为摩擦面单位压力，为一个摩擦面的面积；为摩擦片外径；为摩擦片内径。2.5.2 离合器参数的优化设计通常的离合器设计采用先初选离合器参数，后校核。在设计时，如果校核不通过则重新

32、选择参数再校核，严重阻碍了设计的效率。下面采用优化的方法来确定这些参数。1）设计变量只要确定了离合器后备系数和离合器的主要尺寸参数和，离合器的其他参数都可以计算出来。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为 (2-5)2)目标函数对于轻型载重汽车，厂商更追求的是在保证性能的前提下尽量降成本。离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为 (2-6)3)约束条件(1)摩擦片的外径 (mm)的选取应使最大圆周速度不超过6570 m/s，即 m/s (2-7)式中，为摩擦片最大圆周速度(m/s)；nemax为发动机最高转速(r/min)。(2)摩擦片的

33、内外径比d/D应在0.530.70范围内，即 (2-8)(3)为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的值应在一定范围内，最大范围为1.22.0，即 (2-9)(4)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm(图2.4)，即 (2-10)R0=42。（5)为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即 （2-11）式中，为单位摩擦面积传递的转矩(Nm/mm2)；为其允许值(Nm/mm2)，按表2-3选取。表2.3 单位摩擦面积传递转矩的许用值(Nmmm2) 离合器规格Dmm 210-250 250325 325

34、Tco10-2e 0.28 0.30 0.35 0.406)为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围为0.101.50MPa，即 (2-12)7)为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即 (2-13)式中，w为单位摩擦面积滑磨功(J/mm2)；w为其许用值(J/mm2)，对于轻型货车：w =0.33J/mm2，W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J)，可根据下式计算 (2-14)式中，ma为汽车总质量(kg)；rr为轮胎滚动半径(m)；i

35、g为起步时所用变速器挡位的传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速(r/min)。QX1040轻型载重车的原始参数如表2.1。代入部分数据得到：W=8606J。计算结果见表2.4：表2.4 离合器参数优化设计结果参数结果摩擦片外径254mm摩擦片内径150mm离合器后备系数1.6362离合器摩擦力矩521.1Nm摩擦片单位压力0.315Mpa离合器工作压力1136N由于石棉材料污染环境对人体有害，可采用新型的金属陶瓷摩擦材料作为摩擦衬片6。摩擦片的厚度主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。2.6 单片周置弹簧离合器的主要零部件设计2.6.1 扭转减震器主要参数的设计计算扭转减振器

36、主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。图2.4扭转减震器的组成及工作示意图（a）扭转减振器的组成；（b）不工作时；（c）工作时1、10-摩擦片；2-波形弹簧片；3-从动片；4-减震摩擦片；5-限位销；6-从动盘毂；7-调整垫片；8-减振弹簧；9-减震盘减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。1）极限转矩极

37、限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙 (图2.5)时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可取 (2-15)货车：系数取1.5。图2.5 减速器尺寸简图2）扭转刚度为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。设计时可按经验来初选是 （2-16）3）阻尼摩擦转矩 由于减振器扭转刚度是，受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩一般可按下式初选 （2-17）4）预紧转矩 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，

38、共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是不应大于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取 （2-18）5）减振弹簧的位置半径的尺寸应尽可能大些，如图2.1所示，一般取 （2-19）6）减振弹簧个数参照表2.5选取。表2.5 减振弹簧个数的选取摩擦片外径Dmm225-250250-325325-350350减振弹簧个数4-66-88-10107）减振弹簧总压力 当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力为 （2-20）8）极限转角针减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为 （2-21）式中，为减振弹簧的工作变形

39、量。9）弹簧刚度 （2-22）10）弹簧的工作圈数 （2-23）式中为弹簧的平均直径，为弹簧钢丝的直径，为弹簧材料的扭转弹性模量，=8.41010N/m2。通常取312，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，取上限。根据减震弹簧的布置选定结构参数：弹簧的平均直径=15mm，弹簧钢丝的直径=4mm。减振弹簧的工作变形量=8mm。代入数据计算和选取结果见下表：表2.6 扭转减震器设计参数结果项目数值极限转矩447.75Nm减振弹簧的位置半径42mm极限转角 11扭转刚度2332.2 Nm/rad阻尼摩擦转矩31.85 Nm预紧转矩25.44 Nm减振弹簧个数6减振弹簧总压力1066N弹簧预紧压缩量

40、0.46mm弹簧刚度k22208N/m弹簧的工作圈数i5.75弹簧总长L126.6mm2.6.2 离合器从动盘毂的设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它装在变速器输入轴前端的花键上，一般采用齿侧对中的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。花键毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。花键毂一般采用锻钢(如45钢，40Cr等)，表面和心部硬度一般在2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理。从动盘花键毂的尺寸可以根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax由表2.7选取。表

41、2.7 从动盘花键毂的尺寸摩擦片的外径D/mm发动机的最大转矩Temax/(Nm)花键尺寸挤压应力c/MPa齿数n外径D/ mm内径d/ mm齿厚t/mm有效齿长l/mm160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0根据摩擦片外径D=254，发动机的最大转矩Temax=318.5Nm，选取结果为：花键外径D=

42、38mm，花键内径d=28.651mm，齿厚t=5.398，有效齿长=30。从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料常用中碳钢板(如50钢)或低碳钢板(如10钢)，一般厚度为1.32.5mm，表面硬度3540HRC。波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。2.6.3 离合器盖的总成设计离合器盖总成除了压紧弹簧外还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。1）离合器盖结构设计：（1）离合器的刚度离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时

43、还可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，适当增大盖的板厚，一般盖采用厚度约2.54.0mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。（2）离合器的通风散热试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过180200C时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度一般在180C以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到1000C。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器

44、散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。图2.6 离合器盖的散热通风（3）离合器的对中问题离合器盖内装有分离杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件，因此它相对与飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作。离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中。2）压盘结构设计：压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起

45、，但这种连接应允许压盘在离合器的分离过程中能自由的沿轴向移动。由于采用传动片式的传力方式。由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。（a）凸块-窗孔式；（b）传力销式；（c）键槽-指销式；（d）键齿式；（e）弹性传力片图2.7 压盘与飞轮的连接方式这几种压盘驱动方式有一个共同的缺点，即连接之间有间隙（如凸块与窗孔之间的间隙约为0.2mm）这样在传动时产生冲击和噪声。且随着接触部分磨损的增加，间隙将增大，引起更大的冲击和噪声，甚至可能引起凸块根部出现裂纹而出现早期的损坏。另外在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵

46、机构的效率。所以在选用时必须进行认真的校核。压盘的厚度确定主要依据以下两点：（1）压盘应具有较大的质量以增大热容量、减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热肋或鼓风肋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。（2）压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧以及与离合器的彻底分离。（3）与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡。（4）压盘高度尺寸(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚（载重汽车上一般不小于15mm），但一般不小于10mm。在该设计中，初步确定

47、该离合器的压盘的厚度为18mm。压盘的温升可根据滑磨功W由下式来确定： (2-24)式中，t为压盘温升(C)；c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4J(kgC)；m为压盘质量(kg)，m=4.6kg；v为传到压盘的热量所占的比例，单片离合器压盘：v=0.50。引用式2-14计算的结果W=8606J，带入式（2-24）得t=1.94C，符合要求。压盘通常采用灰铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，也有少数采用合金压铸件。在该设计中采用的是HT200。3）分离杠杆装置的结构设计：（1）分离杠杆应具有较大的弯曲刚度，以免分离时杆件弯曲变形过大，减小了压盘行程，使分离不彻底。（2）应使分离

48、杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干涉。（3）分离杠杆内端高度应能调整，使各内端位于平行于压盘的同一平面，其高度差不大于0.2mm。（4）分离杠杆的支承处应采用滚针轴承、滚销或刀口支承，以减小摩擦和磨损。（5）应避免在高速旋转时因分离杠杆的离心力作用而降低压紧力。（6）为了提高通风散热能力，可将分离杠杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风。分离杠杆主要有钢板冲压和锻造成形两种生产方式。图2.8 摆动块式分离杆的结构和工作状态图（a）离合器中工作状态；（b）离合器接合；（c）离合器分离1-从动盘；2-分离杆；3-弹簧；4-浮动销；5-球面调整螺母；6-支承调整螺栓；7-离合器盖；8-摆动块；9-

49、压盘2.7 轻型载重汽车离合器主要参数汇总表零件参数数值摩擦面数2摩擦片外径254mm摩擦片内径150mm摩擦片厚度3.5mm弹簧片厚度1mm减振弹簧个数6减震弹簧的工作圈数5.75减震弹簧总长26.6mm离合器后备系数1.6362离合器摩擦力矩521.1Nm摩擦片单位压力0.315Mpa离合器工作压力1136N从动盘毂花键外径D38mm花键内径d28.651mm3 基于Siemens NX的离合器三维建模3.1 Siemens NX简介Siemens NX Unigraphics(简称UG)是EDS公司推出的集CAD/CAE/CAM于一体的三维参数化软件，是当今世界最先进的计算机辅助设计、分

50、析和制造软件。它为用户的产品设计以及加工过程提供了数字化造型和验证手段。广泛应用于航空、航天、汽车、钣金、模具等领域。UG为制造行业产品开发的全过程提供解决方案，功能包括概念设计、工程设计、性能分析和制造。在UG软件中有多个功能应用模块，包括建模模块、用户自定义特征模块、工程制图模块、装配建模模块和编程模块。10 11 3.2 单片周置弹簧离合器典型零件的建模UG的建模模块基于约束的特征建模和显示建模集成在一起，提供强有力的复合建模能力，以设计各种复杂形状的实体模型，从而快速实现概念设计和详细设计。通过UG的实体建模、特征建模、自由形状建模等建模方式实现单片周置弹簧离合器典型零件的三维建模。3

51、.2.1 离合器摩擦片的三维建模离合器摩擦片的三维零件图如3.1所示：图3.1 离合器摩擦片正视图离合器摩擦片的三维建模用到了UG基于草图的实体建模、特征建模及特征操作，提供了多建模思路。下面对该零件的建模过程进行演示。1）运行UG软件，创建一个新part文件，选择模型模块建模，单位选择毫米，对应的命名文件名，保持到相应的文件夹下。如图3.2所示：图3.2 UG新建文件界面2）进入UG工作界面，对摩擦片的体建模可以用草图绘制拉伸也可以特征建模，在此选择特征建模求差，单击按钮，根据设计尺寸，创建两个圆柱体求差， 生成摩擦片大致形状，如图3.3所示：图3.3 摩擦片形状3）选择草图绘制，单击按钮，

52、选择摩擦片上表面作为草图平面，对草图绘制各元素和尺寸进行标注和约束，草图元素显示为绿色为完全约束，如图3.4所示：图3.4 摩擦片通风槽草图绘制4）对草图绘制的封闭曲线进行拉伸，单击按钮与实体求差，再进行特征操作实例阵列该拉伸体，单击按钮，对该拉伸体圆形阵列，Z轴为基准轴，得如图3.5所示： 图3.5 拉伸求差，实例阵列生成的形状5）在摩擦片上表面打孔，单击按钮，对孔的成型进行选择，摩擦片上的孔有简单孔、埋头孔。如图3.6所示：图3.5 孔特征操作对话框经过步骤五后，对所生成的孔实例阵列，得到设计的摩擦片三维实体模型。部件导航器成树形结构，清晰的反应了建模过程。图3.6 部件导航器3.2.2

53、离合器底盖的三维建模离合器底盖UG的三维模型如图3.7所示：图3.7 离合器底盖多视图模型离合器底盖的建模方法基于草绘建模、实体建模、特征建模及特征操作。模型不是一蹴而就，而是多模型叠加，布尔操作完成的。具体操作如下：1）首先草图绘制，单击按钮，以现有平面作为参考界面，根据尺寸对草图各元素进行尺寸标注和约束。确保是封闭、完全约束（显示为绿色）的曲线。如图3.8所示：图3.8 离合器底盖草图绘制2）旋转特征操作：单击按钮，弹出回转操作对话框及生成实体如图3.9所示：图3.9 回转操作对话框及生成实体3)对生成实体进行修剪，单击按钮，对回转实体修剪，生成实体如图3.10所示：图3.10 修剪的实体4)进过草图绘制，拉伸得到的实体再进行抽壳操作得实体如图3.11所示：图3.11 抽壳操作及得到的实体5）经过一系列的草图绘制，拉伸，布尔操作，倒边操作完成底壳的实体建模，如图3.12所示：图3.12 底壳实体模型3.3 离合器摩擦片总成及压盘盖总成的装配摩擦片总成的装配采用自底向上的装配思想。装配过程如下：1）进入模型的装配模块，新建文件，保存到相应的文件夹，如图3.13所