基于三维软件SolidWorks的离合器三维建模设计

1、开题报告学生姓名专业班级指导教师姓名职称工作单位课题来源教师自拟课题课题性质应用研究、设计课题名称基于二维软件(SolidWorks)的离合器三维建模设计1、选题目的和意义：毕业设计是教学计划中最后一个综合性实践教学环节，是我们在教师的指导下，独立从事车辆设计工作的初步尝试，可以培养我们综合运用所学的基础理论、专业知识、基本技能研究和处理问题的能力。是对四年所学知识和技能进行系统化、综合化运用、总结和深化的过程。通过考察、立题、收集素材、设计方案、工艺制作等过程，检查我们的思维能力、动手能力和掌握技艺的深度，并通过毕业答辩、毕业设计和实习工作，来考核教学水平，对深化教学改革也有重要意义。2、研

2、究现状：本课题研究现状主要是离合器设计的研究现状。本设计的科学依据（科学意义和应用前景，国内外研究概况，目前技术现状、水平和发展趋势等）从1891年摩擦式汽车离合器的诞生，至I1948年液力变矩器的出现,再到各种智能控制技术不断应用于汽车工业，汽车离合器技术始终伴随着汽车工业的发展而发展。随着新兴汽车传动技术的越来越普及应用，传统的汽车离合器将逐渐淡出历史舞台。在采用离合器的传动系统中，早期离合器的结果形式是锥形摩擦离合器。锥形摩擦离合器传递扭矩的能力，比相同直径的其他结构形式的摩擦离合器要大。但是，其最大的缺点是从动部分的转动惯量太大，引起变速器换挡困难。而且这种离合器在接合时也不够柔和，容

3、易卡住。次后，在油中工作的所谓湿式的多片离合器逐渐取代了锥形摩擦离合器。但是多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘住（尤其是在冷天油液变浓时更容易发生），导致分离不彻底，造成换挡困难。所以它又被干式所取代。多片干式摩擦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。但因片数较多，从动部分的转动惯量较大，还是感到换挡不够容易。另外，中间压盘的通风散热不良，易引起过热，加快了摩擦片的磨损甚至烧伤和破裂。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于采用单片干式摩擦离合器。它具有从动部分转动惯量小，散热性好，结构简单，调整方便，尺寸紧凑，分离彻底等优

4、点。而且只要在结构上取一定措施，也能使其接合平顺。因此，它得到了极为广泛的应用。如今，单片干式摩擦离合器在结构设计方面也相当完善：采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性；离合器中装有扭转减振器，防止了传动系统的共振，减少了噪音；以及采用了摩擦较小的分离杆机构等。另外，采用了膜片弹簧作为压簧，可同时兼起到分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。膜片弹簧和压盘的环行接触，可保证压盘上的压力均匀。由于膜片弹簧本身的特性，当摩擦片磨损时，弓单簧的压力几乎没有改变，且可减轻分离离合器时所需要的踏板力。为了实现离合器的自动操纵，有自动离合器。采用自动离合器时可以省

5、去离合器踏板，实现汽布的“双踏板”操纵。与其他自动传动系统（如液力传动）相比，它具有结构简单，成本低廉及传动效率高的优点。因此，在欧洲小排量汽车上曾得到广泛的应用。但是在现有自动离合器的各种结构中，离合器的摩擦力矩的力矩调节特性还不够理想，使用性能不尽完善。例如，汽布以高档低速上坡时，离合器往往容易打滑。因此必须提前换如低档以防止摩擦片的早期磨损以至烧坏。这些都需要进一步改善。随着汽布运输的发展，离合器还要在原有的基础上不断改进和提高，以适应新的使用条件。从国外的发展动向来看，近年来汽布的性能在向高速发展，发动机的功率和转速不断提高，载重汽车也向大型化，国内也启类似的情况。止匕外，对离合器的使

6、用要求也越来越局。所以，增加离合器的传扭能力，提高具使用寿命，简化操作，已经成为目前离合器的发展趋势。设计内容和预期成果（具体设计内容和重点解决的技术问题、预期成果和提供的形式）1、设计内容1 .对离合器的结构方案进行分析对比。2 .选择离合器形式。3 .根据所给参数对离合器各零部件进行选型、匹配性设计和校核计算。4 .根据离合器参数，进行三维建模，虚拟装配，及动画仿真。2、预期成果1 .设计目标：根据产品设计要求，完整地设计出装配图一套、零件图2 .设计要求：系统地说明设计过程中问题的解决（确定传动和结构方案及零件材料的选择）及全部计算。计算内容应包括肩关计算简图，如主要参数的选择及设计与校

7、核、传动方案简图、相关零件的结构简图、零件的受力分析图、弯矩和扭矩图等。3 .计算过程完整有序，计算结果正确清晰，文字说明简明通顺。计算过程只需列出已知条件、计算公式，将有关数据代入公式，省略计算过程，直接写出计算结果。将计算结果整理后，写入右边栏内，并注明此结果是否“合用”或“安全”等结论。4 .任务完成验收时提供材料：设计说明书一份，三维模型，爆炸图及仿真动画演示，总装配图2张、零件留若干。拟采取设计方法和技术支持（设计方柔、技术要求、实验方法和步骤、可能遇到的问题和解决办法等）1、离合器设计知识离合器是汽布传动系统中直接与发动机相连接的总成。本毕业设计要求设计者仔细研究轻型车传动系统的工

8、作原理。根据轻型乘用车的装备质量、前后轴荷，设计螺旋弹簧离合器的基本参数和结构。并进行较为深入的理论分析。同时基于SolidWorks进行三维实体实体设计和装配。2、三维软件SolidWorksSolidWorks软件是世界上第一个基于Windows开发的二维CADS统，由于技术创新符合CACfe术的发展潮流和趋势，SolidWorks公司于两年间成为CAD/CAMF业中获利最高的公司。由于SolidWorks出色的技术和市场表现，不仅成为CAD亍业的一颗耀眼的明星，也成为华尔街青睐的对象。由于使用了WindowsOLE技术、直观式设计技术、先进的parasolid内核（由剑桥提供）以及良好的

9、与第三方软件的集成技木，SolidWorks成为全球装机量最大、最好用的软件。功能强大、易学易用和技术创新是SolidWorks的二大特点，使得SolidWorks成为领先的、主流的三维CA/单决方案。SolidWorks能够提供不同的设计方案、减少设计过程中的错误以及提图产品质重。SolidWorks不仅提供如此强大的功能，同时对每个工程师和设叱来说，操作简单方便、易学易用。实现本项目预期目标和已具备的条件（包括过去学习、研究工作基础，现有主要仪器设备、设计环境及协作条件等）变速器起步档传动比3.6;主传动比2.6;发动机起步转矩500NM整车质量1600KG车轮滚动半径0.35M;发动机起

10、步转速1100RPM各划、节拟定阶段性工作进度（以周为单位）第一周到四周：前期准备，进行相关文献的查阅，撰写并上交外文翻译、文献综述、开题报告；第五周到第六周：阅读技术资料，熟悉并掌握锥离合器的各方面强度计算公式；第七周到第周：运用SolidWorks绘制离合器各零件三维图以及装配图；第十二周到十三周：撰写论文，整理资料并撰写设计说明书；第十四周：整理并上交论文，准备答辩。开题报告审定纪要时间地点主持人参会教师姓名职务（职称）姓名职务（职称）论证情况摘要记录人：指导教师言后、见指导教师签名：_年月日教研室立思见教研室主任签名：_年月日离合器是汽车传动系的重要的一部分，它的构造和传动系有着紧密的

11、关系，本毕业设计论文根据设计所给汽车的各项原参数，设计合适的膜片弹簧离合器。膜片弹簧离合器设计的内容主要包括压盘总成、从动盘、摩擦片和膜片弹簧四个部分。对离合器各零件的参数、尺寸、材料及结构进行计算选择和设计，然后使用Solidworks作图。关键词：离合器；膜片弹簧；从动盘；压盘；摩擦片AbstractTheclutchisanimportantpartoftheautomobiletransmissionsystem,transmissionsystemstructureandithasacloserelationship,thisthesisaccordingtotheoriginald

12、esignparametersfortheautomotivedesign,thediaphragmspringclutchdiaphragmspringclutch.Theappropriatedesignincludespressureplateassembly,clutchdisc,frictionplateanddiaphragmthespringoffourparts.Theparametersofeachpartoftheclutchsize,calculatetheselectionanddesignofmaterialandstructure,andthenusetheSoli

13、dworksmapping.Keywords:Clutch;diaphragmspring;followerdisk;pressureplate;frictionplate1绪论11.1 膜片弹簧离合器论述11.2 膜片弹簧离合器的功能11.3 压紧弹簧和布置形式的选择21.3.1 膜片弹簧离合器优点21.3.2 膜片弹簧的支撑形式21.3.3 压盘传动方式的选择22离合器的摩擦片设计32.1 离合器设计所需数据32.2 摩擦片主要参数设计32.2.1 后备系数设计32.2.2 摩擦片尺寸参数设计32.2.3 摩擦因数、摩擦面数、分离间隙的确定42.3 摩擦片基本参数的约束条件52.4 摩擦片

14、Solidwords三维建模63离合器的膜片弹簧设计103.1 膜片弹簧主要参数的设计103.2 膜片弹簧的优化设计103.3 特性曲线绘制113.4 膜片弹簧Solidwords三维建模134扭转减振器的设计164.1 扭转减振器的功能164.2 扭转减振器的结构类型164.3 扭转减振器主要参数的选择175操纵机构215.1 离合器踏板设计215.2 踏板力设计226离合器其它主要零件设计246.1 从动盘毂设计246.2 压盘设计25结论27参考文献28致谢291绪论1.1 膜片弹簧离合器论述根据功率传动部件，离合器应是传动系统的装配。离合器的工作由驱动程序控制，或是分离的，或是被接合，

15、以便完成任务本身。在发动机与变速器之间设置有离合器的传动机构，其功能是在必要时，中断动力传动，保证车辆平稳起动；保证变速器系统的稳定运行，保证传动系统能承受最大扭矩，防止过载的传递。为了使离合器发挥好几个作用，目前汽车广泛使用的压缩弹簧离合器摩擦，摩擦离合器传递的最大扭矩取决于摩擦表面之间的夹紧力和摩擦板的大小和摩擦表面，如。主要由离合器的基本参数和主要尺寸确定。膜片弹簧离合器转矩容量大而且较稳定，操作轻便，平衡性好，也能大量生产。在保证发动机最大扭矩可靠稳定的前提下，有以下优点：1）结合平稳、柔顺；2）离合器操作轻便；3）从动件的惯性较小，减小了齿轮的冲击；4）散热性能好；5）可以以可靠的强

16、度高速运行；6）避免共振的汽车传动系统，具有吸振，减冲，降噪等功能；7）操纵性较好；8）良好的工作性能；9）长期使用寿命。1.2 膜片弹簧离合器的功能离合器可以使发动机和传动系统接合，保证汽车平稳起动。现代汽车与活塞式发动机无法启动负载时，必须先在空气中起动，然后逐渐加载。发动机启动后，以约300500r/min的最低速度稳定运行，且汽车只有静态启动，正在运行的发动机，与一个固定的传输系统是不会突然刚性节点的。因为如果它是一个突然的刚性连接，出问题是不可避免的，这车不是出现事故，就是发动机关闭。离合器可使发动机与传动系统慢慢软联起来，使发动机和传动系统扭矩逐渐增长，用以克服行驶阻力，汽车会慢慢

17、顺畅的起动。虽然采用中性传输，也能实现发动机与传动系统的分离。但变速器在中性位置，变速器传动齿轮和发动机或连接发动机的旋转，这是必要的和变速传动齿轮的阻力，和齿轮的传动齿轮在高粘度齿轮油，阻力阻力较大。特别是在寒冷的季节，如果没有离合器分离发动机和传动系统，发动机启动困难。因此，离合器的两个功能是将发动机与驱动系统分开，使发动机能够启动。汽车传动往往会转移，即变速器内的齿轮分离和接合规律。如在脱离接触，由于原来的啮合齿面压力的存在可能会带来困难的脱离接触，但如果使用离合器临时分离传输系统，它可以方便脱离。同时在连接文件中，依靠飞行员，要将齿轮的圆周速度达到同步是比较困难的，要齿轮啮合圆周速度差

18、会引起齿轮的冲击甚至挂不上档，这就需要离合器暂时单独传动系统，以使离合器的传动齿轮联轴器质量降低，从而降低齿轮的冲击在促进换档。离合器能传递最大扭矩是有限的，当汽车紧急制动和大惯性载荷传递时。此时由于自动离合器打滑，避免损坏传动部件和过载，起到保护作用。1.3 压紧弹簧和布置形式的选择膜片弹簧是弹簧钢制成的圆盘弹簧，具有特殊结构。1.3.1 膜片弹簧离合器优点1）具备理想的非线性弹性特性。2）起压紧弹簧和分离杠杆的作用。3）高速旋转时，弹簧压紧力下降缓慢，性能稳定。4）压力分布均匀，摩擦片接触好、磨损平均。5）通风散热良好。6）平衡性好，适用于高速运转的发动机。1.3.2 膜片弹簧的支撑形式离

19、合器的支承方式是拉、推，本毕业设计选择了推式膜片弹簧离合器。1.3.3 压盘传动方式的选择由于传统的凸台式连接、键式连接以及销式连接存在传力有间隙的缺点，所以本毕业设计采用传动片传动方式。2离合器的摩擦片设计2.1离合器设计所需数据表2-1离合器设计原始数据整备质量1058kg满载质量约1600kg发动机最大转矩155NJ-m发动机最大转矩转速4500rpm发动机最大功率94kw发动机最大功率转速6600rpm一档转动比3.6主减速比2.6使用工况城乡2.2摩擦片主要参数设计2.2.1后备系数设计(1)后备系数是本设计中的一个非常重要的参数，它反映离合器的可靠性，传递发动机的最大转矩。应从以下

20、几个方面考虑：1.摩擦片在一定的磨损情况下，离合器可以保证发动机扭矩传递；2.防止离合器摩擦度过大；3.防止传输系统运行期间的过载。通常汽车和轻型货车的B=1.21.75。结合表2-2和实际情况设计选择B=1.5表2-2离合器后备系数的取值范围车型后备系娄k3乘用车和总质量小于6t商用车1.201.75总质量在614t范围的商用车1.502.25挂车1.804.002.2.2摩擦片尺寸参数设计离合器摩擦片的外径由经验公式得：D=KdjTemax(2-1)emaxKd直径的系数，取值见表2-3取Kd=14.6得D=181.77mm表2-3直径系数的取值范围车型直径系数kd乘用车14.6总质量在1

21、.814.0t范围商用车16.018.5（单片离合器）13.515.0（双片离合器）总质里大于14.0t商用车22.524.0摩擦片的尺寸已系列化和标准化，标准如下表：表2-4离合器摩擦片尺寸系列和参数外径Dmm160180200225250280300325内径dmm110125140150155165175190厚度h/mm3.23.53.53.53.53.53.53.51-c130.680.690.700.660.620.580.580.55C=d/D0.670.660.650.700.760.790.800.80单向面积cm2106132160221302402466546由表可取摩擦

22、片D=200mmd=140mmh=3.5mm2.2.3摩擦因数、摩擦面数、分离间隙的确定摩擦片在材料使用和工作温度、单位压力、滑动速度等方面的摩擦系数。表2-5取摩擦因数f为0.25。摩擦面数是离合器的2倍，确定离合器传递转矩所需的尺寸和结构尺寸。一个离合器的设计标题，因此摩擦面数为2。离合器间隙是离合器在正常状态下的啮合和分离套，这是弹簧张力的极限位置，以保证摩擦片的正常磨损和撕裂的过程。离合器该装置还可以充分地投入，分离轴承和分离杆的内端之间存在间隙仍有正常工作的空间。At的差距为34mm。以At=3.5mm。表2-5摩擦材料摩擦因数的范围摩擦材料摩擦因数f石棉基模压0.200.25编织0

23、.250.35粉末冶金铜基0.250.35铁基0.300.50金属陶瓷0.4(2-2).12丁emaxP。一3,3二fzD1-C由式3-2得：单位压力po=0.32MPa表2-6摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力p0/MPa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料模压0.350.50编织金属陶瓷材料0.701.502.3摩擦片基本参数的约束条件(1)摩擦片外径D(mg最大的圆周速度v0不应超过6570m/s,即7T27T4444-_vD=nemaxDX10=一x6600m200M10=69.1m/sE6570m/s(2-3)6060式中，V0是最大圆周速度(m/s

24、);nemax发动机的最高转速(r/min)。(2)摩擦片内外径比应在0.530.70范围内，即_，0.53<C=0.7<0.7(3)为保证离合器能可靠地传递发动机最大扭矩，防止传动系统过载，不同类型的测试值控制在一定范围内，最大范围为1.24。设计选型1.5,按照设计要求。(4)为了扭转振动阻尼器的安装，摩擦片的内直径大于弹簧的冲击吸收的弹簧的内径。d2R050mm(5)为了反映离合器传动的扭矩和防止过载能力，本单位摩擦面积的扭矩应小于允许值，即单位摩擦面积扭矩在公式TC0=TTemax20.0073工】(2-4)二ZD2-d2式中，Tc0单位摩擦面积力矩(N.m/mm2),可按

25、表2-7选取经检查，合格。表2-7单位摩擦面积允许转矩允许值离合器规格<210>210250>250325>325Tc0限10N0.280.300.350.40（6）为了减少离合器滑磨热载荷、摩擦片防止烧伤，和不同型号的单位压力范围是0.11到1.50mpa。0.10MPamp0=0.32MPa工1.50MPa（7）为了减小摩擦片表面温度过高而使摩擦表面温度过高，离合器的摩擦面积小于允许值。(2-5)式中，滑动磨损单位摩擦面积（J/mm2）；七许用值滑磨功（J/mm2）,对商用车、乘用车：=0.40J/mm2,对最大质量为总质量未达6.0t的商用车：缶=0.33J/mm

26、2,对最大质量为总质量超过6.0t商用车：愉=0.25J/mm2：W车辆起步时总的离合器滑动磨损（J）,可根据下式计算22二neW二e18002'mar.2.2.I01g)(2-6)式中，ma车辆装载重量（Kg）;rr为汽车轮胎滚动半径（m）;ig启动传动齿轮传动比；i0为主减速比；ne为发动机转速r/min,在计算时乘用车宜为2000r/min,商用车宜为1500r/min。其中：i0=4.8751gl=5.089rr=0.30mn=1500Kg代换（2-6）得W=4805.81J,代换（2-5）得8=0.15E0.33=。,合格。2.4摩擦片Solidwords三维建模1.首先在拉

27、伸命令里面绘制摩擦片的草图，如图2-1所示：图2-1摩擦片拉伸草图2.完成草图绘制后进行拉伸后的模型如图2-2所示图2-2摩擦片拉伸后的模型3.为摩擦片开设散热槽，通过使用拉伸切除可以获得想要的模型效果。绘制散热槽的草图如图3-3所示。图2-3摩擦片开设散热槽草图4.散热槽开设后，并通过圆形阵型获得整个摩擦片的散热槽，如图2-4所示图2-4开设散热槽后的模型图5.最后给摩擦片开联接传力片的怫钉孔，开设后最终成型的三维效果图如图示。2-5所图2-5摩擦片最终成型三维图3离合器的膜片弹簧设计3.1 膜片弹簧主要参数的设计1 .比较H/h的选择为了保证离合器的压紧力尽快和操作方便，汽车离合器膜片弹簧

28、、离合器通常在1.52范围内选择。膜片弹簧常用的钢板厚度为24mm这次设计H/h=2,h=2mm,所以H=4mm。2 .比较R/r的选择通过获取信息，越小的比例，越高的应力，越大的弹性，越大的弹性曲线的直径的误差的影响。离合器膜片弹簧，根据结构的布置和所需的压紧力，R/r通常保证在1.21.3。在本设计中取R/r=1.25,摩擦片平均半径为Rc=Rd=85mm,R>Rc4取R=86mm所以r=68mm。3 .锥角的选择膜片弹簧自由状态时，锥角a控制在915。的一定范围内，这次设计中a=arctanH/(Rr卜H/(Rr)得a=12.53°在915°之间，合格。分离指数

29、一般取18,个别有大尺寸膜片弹簧取24,而膜片弹簧的小尺寸，也会取12,所以本设计的分离指数取18。4 .槽宽的选择加=3.23.5mm,62=910mm,取61=3.2mm,62=10mm,re应满足r-re至2的要求，re=58mm5 .压盘加载点半径R1和支承环加载点半径I的确定口取值略大于或尽量靠近r,R1取值小于R或尽可能接近Ro本设计中Ri=85mm,1=70mm。膜片弹簧可制成优质、高精度钢板，且尺寸盘、弹簧、零件精度高。常用的碟形弹簧材料为60Si2MnA应达到16001700MP/平方毫米。6 .膜片弹簧小端内半径。以及分离轴承作用半径rp°离合器结构的最小值大于传

30、动轴的花键的外直径。初选r°=25mm,rf=28mm.7 .2膜片弹簧的优化设计10(1)为了满足离合器性能的要求，弹簧和初始锥角应在一定范围内，即1.6<Hh=2<2,2(3-1)9<arctanHR-r=12,53<15(3-2)(2)每一部分的弹簧的大小应在一定范围内，即1.20<Rr=1,25M1,35(3-3)70.2Rh=86,100(3-4)(3)对于摩擦片在夹紧力上的分布均匀，推板式膜片弹簧离合器压力板加载半径R1(或拉膜片弹簧离合器压盘载荷半径一)应介于摩擦片的平均半径和外半径之问，即推式：(Dd)/4=85mR=85三D2=100(

31、3-5)拉式：(Dd)/Er1MD/2(3-6)(4)根据膜片弹簧的构造，R与R,j与r0之差应控制在一定范围内，即1<R-R1=1<6(3-7)0<r1-r=2<6(3-8)0<rf-r0=3<4(3-9)(5)膜片弹簧离合器起到分离，杠杆的功能，杠杆率在一定范围内控制，即rrf推式：2.31-=2.8<4,5(3-10)R-r1工、一R-rf拉式：3,5<9,0(3-11)R1-r13.3 特性曲线绘制碟簧的形状，如锥型垫片，见图3-1,它具有独特的弹性，广泛应用于机械制造业。膜片弹簧是一种特殊结构的碟形弹簧，弹簧小端延伸出由径向槽隔开的多个

32、悬挂部件。弹性性能和大小作为碟形弹簧膜片弹簧的一部分(在同一时间加载点的时候)。因此，设计公式的碟簧也适用于膜片弹簧。支撑环和沿圆周分布的膜片弹簧的载荷压盘位于支撑点上，入1为F1、加载点之间的相对变形(轴向)，压紧力F1和11相对变形人之间的关系:KiR-r-2+h2R1-r1(3-12)&Rj*H61-k)(R1ri2XRi-riJ<式中：E弹性模量，对于钢材，E=2.1105MPa泊松比，钢，=0.3H膜片弹簧在自由状态下，碟形弹簧的内锥高度h弹簧钢厚R当弹簧是自由的时，碟形弹簧的大端半径r当弹簧是自由的时，碟形弹簧的小端半径R加载点半径ri支撑环的负荷点的半径图3-i膜片

33、弹簧的尺寸简图表3-1膜片弹簧弹性特性所用到的系数RrRriHh8668857042初选了上述参数以后，可根据式（3-i2）利用MicrosoftofficeExcel软件表格计算见表3-2和绘制曲线功能画出Fi-入i特性曲线见图3-2。表3-2入i-Fi计算值入i0.260.520.78i.04i.3i.56i.822.082.342.62.863.i2i2Fi1134.72053.92775.83318.83700.93940.44055.64064.73985.93837.53637.63404.5入i3.383.643.94.164.424.684.945.25.465.725.986

34、.24Fi3156.52911.82688.62505.12379.52330.22375.32533.02821.63259.43864.04655.1图3-2h=2mm的特性曲线3.4 膜片弹簧Solidwords三维建模1.通过Solidwords旋转命令创建膜片弹簧的基本形状，首先绘制草图如图3-2所示。13图3-3膜片弹簧旋转后的基本形状3.为膜片弹簧开支撑槽后如图3-4所示14图3-4膜片弹簧三维成型效果图154扭转减振器的设计4.1 扭转减振器的功能扭振减振器是由弹性元件和阻尼元件组成的。弹性元件的主要功能是减小传动系统的扭转刚度，降低传动系统的固有频率，改变系统固有模态。为了避

35、免引起发动机转矩主谐波激励引起的共振，阻尼元件的主要功能是吸收振动能量。因此，扭转阻尼器具有以下功能：1）降低发动机曲轴和传动系统的扭转刚度，调整传动系统的固有频率。2）提高传动系统的扭转振动阻尼，抑制扭转共振的响应振幅，并衰减由冲击产生的瞬态扭振。3）控制传动系统，离合器和传动轴的扭转振动，减少变速器的怠速噪声，减少主减速器和传动系统的扭振产生的噪声。4）在不稳定的情况下，降低传动系统的扭转冲击载荷，提高离合器在离合器中的乘坐舒适性。4.2 扭转减振器的结构类型4-扭振减振器具有线性和非线性特性。单级线性减振器的扭转特性，如图1所示，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，大部分在汽油机上的应用。柴

36、油机，由于发动机的怠速转速不大，往往造成齿轮齿的传动往往受到冲击，造成传动噪声。在扭振减振器中，另一组在发动机怠速工况下，采用小弹簧操作，消除了怠速噪声。在这种情况下，可以得到的2个阶段的非线性特性，第一阶段是少，被称为怠速速度，和第二阶段的刚度是比较大的。目前，在柴油机上广泛使用的是一种具有怠速二级或三级的非线性扭振减振器。16图4-1单级线性阻尼器的抗扭性能图4-2三级线性阻尼器的抗扭性能4.3 扭转减振器主要参数的选择图4-3减振器尺寸简减振器的扭转刚度k中和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩Tp是两个主要参数其设计参数还包括极限转矩Tj>预紧转矩Tn：极限转角叫等。（1）极限转矩Tj在限位

37、销消除减震器和从动盘毂之间的间隙间隙A1转矩极限（图4-1）能传递的最大转矩，从而限制扭矩的引脚功能。它与发动机的最大扭矩有关：(4-1)Tj=Temax*=（1.21.4）Temax本设计选取Tj=1.3Temax=1.3155=201.5Nmjeimax（2）扭转角刚度是k（|）扭转刚度k（p,从而避免了发为了避免系统的共振，应合理选择减振器I动机正常工作转速范围内的共振现象。k中确定了阻尼弹簧的线刚度和结构布置。（图4-3）。减振弹簧分布在Ro的半径，当相对从动盘毂转过的弧度，相应的弹簧变形Ro中。在这个时候，所需的扭矩被添加到驱动板是T=1000KZjR2同式中：T相对扭矩从动盘离合器

38、盘毂与所需的拐弯弧度中（Nm）;K每一个隔振器的直线刚度（N/mm）;Zj减振弹簧个数；Ro阻尼弹簧位置半径（m）。根据扭转刚度的定义，“=丁/邛则k：=100KZjR0221式中：k中为减振器扭转刚度（Nm/rad）。设计时可按经验来初选是ktp1 ,、kcp<13TjlJ（4-2）因此：k（p<13X201.5=2619.5。本设计选取kq）=2600N.m/rad。（3）扭转减振器的摩擦力矩Tf阻尼器的扭转刚度受结构和发动机最大扭矩的限制，可能是非常低的，17所以为了在发动机转速范围内最有效的阻尼必须一般按类型作为主合理选择减振器阻尼摩擦力矩：Tf=(0.060.171max

39、(4-3)本设计Tf=0.12Temax=0.12155=18.6N.memax(4)预紧转矩Ty对于减震器的线性特性，应在安装时安装减震弹簧。和没有预紧力矩时相比。当两个角刚度和极限转速是相同的，预紧力矩限制较大，使减振器可以在很宽的范围内的扭矩工作；当极限扭矩和角度都是一样的，角刚度低。这显然是有利的。但预载力矩值不应大于摩擦力矩：Ty=Tf=18.6N.m(4-4)(5)阻尼弹簧位置半径RoRo尽可能大点，如图215所示，一般取60。.75”2(4-5)式中：D为摩擦片的内径。本设计中：选取Ro=45mm(6)减振弹簧个数Zj乙参照表3-2中选取。摩擦片外直径D/mm<225-25

40、0250-325325-350>350减振器的弹簧个数4-66-8810>10表4-1减振器弹簧个数选择本设计中选取Zj=4。(7)减振弹簧总压力八当轮毂与从动件之间的间隙和从动件A1或A2被消除时，阻尼弹簧是最大传输转Tj,减振弹簧所受的应力F£为F-=Tj/R0214二201.5X103/45=4477.8N(8)最大工作压力为每一个振动阻尼器FF=F/Zj计算得：F=1119.45N(9)减振弹簧尺寸设计1)弹簧的平均直径Dc(4-6)18Dc一般从构造中决定，通常Dc=1115mm。本设计选取Dc=12mm2）弹簧钢丝的直径di(4-7)式中：扭转许用应用L取为5

41、5006000公斤/厘米2,本设计中计算选取=】=6000公斤/厘米2。代入已知数据计算得：d1=1.787,圆整为d1=2mm设计一般di一般在24mm之间，因此设计的参数合理。(4-8)(4-9)3）减振弹簧的刚度K100也代入数据计算得：K=32i.0N.mm4）减振弹簧白有效圈数id14G8Dc3K代入已知数据计算得：i=3.75,圆整为i=4。G为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取G=8.3X04MPa。5）减振弹簧总圈数nn=i+（i.52）（4-10）一般n为4圈，则设计为n=4+2=6圈。6）减振弹簧最小长度lm减振弹簧在最大工作压力P时的最小长度lmin为：lmin=n(di、)

42、三i.idin(4-ii)式中，、,=0.ia弹簧圈之间的间隙，必要时还可取得小一些计算得：|min=1.1X2X6=13.2mm。7）减振弹簧总变形量T19；：l=(4-12)K计算得：1=1119.45/321.0=3.50mm。8)减振弹簧自由高度10I。=1min1(4-13)计算得：1。=16.79)减振弹簧预变形量1(4-14)计算得：1=0.32mm10)减振弹簧安装后的工作高度1=10-1(4-15)计算得：1=16.4mm。11)减振弹簧的工作变形量11=1-：1'(4-16)计算得：A1"=3.5-0.32=3.18mm。(10)极限转角j减振器预紧转矩T

43、y增加到极限转矩Tj时，从动片相对从动盘毂的极限转角%为:1,同i=2arcsin一j2®9j通常为3°4.5°Q该设计直接取3.50(11)限位销与从动盘缺口测边的间隙九一般为2.54mm,本设计九选取=3.61"R2sinj式中：R为限位销的安装半径。(4-17)(4-18)(12)限位销直径dd按结构布置选定，一般d'=9.512mm,本设计选取d'=11mm205操纵机构离合器的工作机构是驱动控制离合器分离和接合的一套机构。它控制着从离合器开始的踏板，在离合器壳中结束。由于离合器的频繁使用，离合器的控制机构要求操作轻。可移植性主要

44、包括2个方面：1在离合器踏板上施加的力不能太大，2是提供一个踏板间隙的校正机构。离合器控制机构根据所需的能量分离不同，可分为机械式、液压式、弹簧式增压器、气动增压器、机械式和气动增压器等。汽车离合器控制机构应符合以下要求网：1）踏板力小，汽车一般在80150N,卡车不能超过150200N;2）踏板行程，汽车一般在毫米范围内，和卡车最大不能超过180mm；3）踏板行程由调节装置提供，以确保摩擦板的自由行程可通过调整恢复；4）提供一个踏板行程限位装置，以防止因过度用力造成的控制机构损坏；5）具有足够的刚度；6）高传输效率；7）发动机的振动，车架或驾驶室的变形不会影响发动机的正常运转。机械式控制机构

45、有杆传动系统和钢丝绳传动和螺旋传动具有结构简单、工作可靠、机械效率低、车架和驾驶室变形等影响正常工作、遥控杠杆、难以安排、和纯传动可以消除的缺点，但寿命短、机构效率不高。普通轮型离合器控制机构的设计，采用液压控制机构。液压控制机构具有以下优点：1）液压操动机构的传动效率，高质量小，布置方便；易于使用踏板挂，易于密封，不是由于驾驶室与车架和发动机的振动和运动变形的干预；2）可以使离合器接合更加柔软，可减少变速器的动载荷时的踏板。由于液压控制具有上述优点，它被广泛使用，离合器液压控制机构主要由主缸、工作缸、管路系统等部分组成。a2=120mm,a1=50mm,d2=135mm,d1=67mmC2=

46、50mm,C1=21.4mm,b=50mm,b?=95mm5.1离合器踏板设计踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2组成：22S=S+S2=S0f+Z&Sc2a222（5-1）IC1Jab1d121式中，S0f是分离轴承自由行程，一般为1.53.0mm,取S0f=1.5mm；反映到踏板上的自由行程Si一般为2030mm;di、d2分别是主缸和工作缸直径；Z是摩擦片面数；AS是离合器分离时，对偶摩擦面间的间隙，单片：AS=0.851.30mm,取AS=1.2mm；a1、a2、b1、b2、G、c2为杠杆尺寸。得：S=131mm,§=27.77mm,合格。图5-1液压操纵机构示意图

47、5.2踏板力设计踏板力为L'Ff=+Fs(5-2)fi.s一一一式中，F为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；i工为操纵机构总传动比，a2b2c2d221112为机械效率，液压式：n=8090%,机械式：刈=7080%;Fs为克服回位弹簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。F=3467.30N,i工=43.26,刈=80%;则Ff=100.19N合格22分离离合器所作的功为0.5'-WL二一（F1F）Z.：S式中，Fi为离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力，Fi=10835.32N,则Wl=21.45J合格。236离合器其它主要零件设计6.1从动盘毂设计从动盘毂

48、是离合器片的最大载荷的离合器的部件，它几乎所有的都承担着发动机的扭矩来了。一般用在齿侧的矩形花键上安装在传动轴上，花键的大小可以根据外直径的摩擦盘和发动机的最大扭矩Temax由表6-1选取：一般取1到1.4倍花键轴的直径。离合器盘毂一般采用碳钢，淬火，硬度为2632hrco为了提高样条内孔的表面硬度和耐磨性，可采用镀铭工艺。取n=10,''D=32mm,d=26mm,b=4mm,l=30mm,ac=11.3MPa0c验证：挤压应力的计算公式：、二c二nlh式中，P为花键齿外径压力，它由下式确定：2:TemaxP二；(Dd)Z离合器盘毂轴向长度不宜太小，以免花键轴分离的偏转滑动是

49、不完整的，'I.、.D,d分别为花键的内、外直径；Z从动盘毂个数；取Z=1h花键齿工作高度；h=(D'-d')/2得P=8.02M103N,仃c=8.91MPa=11.3MPa,合格。表6-1花健的的选取摩擦片的外径D/mmTemax/N.m花健尺寸挤压应力仃c/MPac齿数n外径'D/mm内径,d/mm齿厚b/mm后效齿长l/mm160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.5300304

50、10403254010.52432537310403254511.435047110403255013.06.2压盘设计（1）压盘设计的功用1）压力板应具有很大的质量，提高热容量，并减少温度上升，防止裂纹和断裂，有时可以设置各种形状的肋骨或肋骨，以帮助通风散热。中间板可以投出通风槽，也可以用铝合金热传导系数的压力板。2）压力板应具有较大的刚度。3）和飞轮应保持良好的对中，并应进行静态平衡。4）压盘高度（从压力点到摩擦表面的公差小）。（2）压盘几何尺寸设计1）压盘内、外直径设计在前面，我们已经计算出的摩擦板的内外直径。一般而言，压力板的直径略小于摩擦板的直径，压力板直径略大于摩擦片外径。故本设计

51、压盘外直径D=202mm压盘内直径dy=138mm2）压盘厚度设计（hy）压盘厚度设计主要根据以下两点：压盘的质量在离合器接合过程中，由于滑动摩擦功不小，接合时产生大量的热量，并且接合时间短（约3秒左右），所以热不低于所有蔓延到周围空气中，这将不可避免地导致摩擦副温开。在使用频繁和困难的离合器条件下，温度上升更为严重。它不仅会引起摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时，甚至会造成损害的摩擦板和压力板。由于采用石棉材料制成的摩擦片导热系数很差，在吸收过程中产生的摩擦热主要由飞轮和压力板等部分组成，在一段时间内从事温度上升不高，有助于要求，压力板具有较大的吸收热量。压盘的刚度压力板应具有足够的刚度和压力对摩擦表面的压力分布和减少加热后的翘曲变形，以免影响均匀压缩和离合器摩擦片完全分离，其厚度约为1525mm。本次毕业设计选用15mm2）压盘质量计算由公式m=pV（p-铸铁的密度，7.8g/cm3）,V=：（Dy