喜歡就充值下載吧。資源目錄里展示的全都有，下載后全都有，圖紙均為CAD原圖，有疑問咨詢QQ:414951605 或1304139763
附件1：
學(xué) 號：
設(shè) 計 報 告
題 目
奧迪A7離合器設(shè)計
學(xué) 院
專 業(yè)
班 級
姓 名
指導(dǎo)教師
2019
年
12
月
20
日
目錄
1.主要參數(shù) 3
2．方案選擇 4
2.1 摩擦片設(shè)計 4
2.1.1后備系數(shù) 4
2.1.2摩擦片外徑D，內(nèi)徑d和厚度b 4
2.1.2 單位壓力 5
2.1.3 摩擦因數(shù)f、離合器間隙Δt、摩擦面數(shù) 5
2.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 6
2.2.1 設(shè)計變量 6
2.2.2 目標函數(shù) 6
2.2.3 約束條件 6
2.3 膜片彈簧的設(shè)計 8
2.3.1膜片彈簧的彈性特性曲線 8
2.3.2膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇 9
2.3.3 膜片彈簧的應(yīng)力計算 11
2.3.4膜片彈簧材料及制造工藝 11
2.4 扭轉(zhuǎn)減震器的設(shè)計 12
2.4.1極限轉(zhuǎn)矩Tj 12
2.4.2 扭轉(zhuǎn)角剛度kφ 12
2.4.3阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 12
2.4.4 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 12
2.4.5 極限轉(zhuǎn)角φj 12
2.4.6減振彈簧的位置半徑R0 12
2.4.7減振彈簧個數(shù)Zj 13
2.4.8 減振彈簧尺寸 13
2.5離合器的操縱機構(gòu) 13
2.6從動盤轂 16
2.7.從動片的結(jié)構(gòu)形式 16
2.8 從動軸的計算 16
2.8.1選材 16
2.8.2確定軸的直徑 16
2.10 離合器蓋總成設(shè)計 17
2.10.1 離合器蓋設(shè)計 17
2.10.2 壓盤設(shè)計 17
2.10.3離合器的散熱通風(fēng) 18
2.11離合器分離裝置設(shè)計 18
3.課程設(shè)計總結(jié) 18
參考文獻 19
參考車型
奧迪A7 2018款 50 TFSI quattro 舒適型
最大功率/轉(zhuǎn)速
245kw/5500-6500rpm
最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速
440Nm/2900-5300rpm
整車整備質(zhì)量
1980kg
驅(qū)動輪規(guī)格參數(shù)
255/40 R19
最高車速
250km/h
2．方案選擇
2.1 摩擦片設(shè)計
2.1.1后備系數(shù)
后備系數(shù)β是離合器的重要參數(shù)，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇β時，應(yīng)從以下幾個方面考慮：（1）摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩（2）防止離合器本身滑磨程度過大（3）要求能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車β=1.2～1.75，故選擇β=1.5
2.1.2摩擦片外徑D，內(nèi)徑d和厚度b
摩擦片的靜壓力：
摩擦片外徑D
=
對于乘用車，=14.6，則
=
根據(jù)《離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)標準》，最后選定摩擦片尺寸為：
摩擦片外徑=325mm， 內(nèi)徑=190mm，
摩擦片厚度=3.5mm，單面面積=546。
2.1.2 單位壓力
單位壓力決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應(yīng)考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。根據(jù)《汽車離合器》表3.2.1可知，對于乘用車，以有機材料為摩擦片基礎(chǔ)，當(dāng)D230mm時，則＝1.18/Mpa；當(dāng)D230mm時，則＝0.25Mpa。
由于D＝325mm，故?。?.18/=0.68Mpa。根據(jù)《汽車設(shè)計》【1】表2-2，0.15Mpa<<1. 5Mpa，符合要求。
2.1.3 摩擦因數(shù)f、離合器間隙Δt、摩擦面數(shù)
摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦因數(shù)f的取值范圍見下表。
表3-1 摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍
摩 擦 材 料
摩擦因數(shù)
石棉基材料
模壓
0.20～0.25
編織
0.25～0.35
粉末冶金材料
銅基
0.25～0.35
鐵基
0.35～0.50
金屬陶瓷材料
0.70～1.50
摩擦片材料選擇石棉基材料，取f=0.25。
離合器間隙Δt=3mm，單盤離合器摩擦面數(shù)取 Z=2
2.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化
設(shè)計離合器要確定離合器的性能參數(shù)和尺寸參數(shù)，這些參數(shù)的變化直接影響離合器的工作性能和結(jié)構(gòu)尺寸。這些參數(shù)的確定在前面是采用先初選、后校核的方法。下面采用優(yōu)化的方法來確定這些參數(shù)。
2.2.1 設(shè)計變量
后備系數(shù)β取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。單位壓力P也取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計變量選為
2.2.2 目標函數(shù)
離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計追求的目標，是在保證離合器性能要求的條件下使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標函數(shù)為
2.2.3 約束條件
2.2.3.1 最大圓周速度
根據(jù)《汽車設(shè)計》式（2－10）知，摩擦片外徑D（mm）的選取應(yīng)使最大圓周速度不超過65～70m/s。
故符合要求。
式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s），為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速（r/min）。
2.2.3.2 摩擦片內(nèi)、外徑之比c
摩擦片的內(nèi)、外徑比c應(yīng)在0.53～0.70范圍內(nèi)，即
0.53，，滿足約束要求。
2.2.3.3 后備系數(shù)β
為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，不同的車型的β值應(yīng)在一定范圍內(nèi)，最大范圍為1.2～4.0。
本設(shè)計初選后備系數(shù)β＝1.5，滿足約束要求。
2.2.3.4 扭轉(zhuǎn)減振器的安裝
為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑約50mm，即 d>+ 50 mm。對于選取的摩擦片Ro。
對于摩擦片內(nèi)徑d=190mm，不大于140mm。
2.2.3.5 單位壓力P0
為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.10～1.50Mpa，由于已確定單位壓力＝0.25Mpa，在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求。
2.2.3.6 單位摩擦面積滑磨功
為減少汽車起步時離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值。
汽車起步時離合器接合一次產(chǎn)生的總滑磨功為，將參考車型的相關(guān)數(shù)據(jù)帶入下式，計算可得
式中，為汽車總質(zhì)量(kg)；為輪胎滾動半徑(m)；為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比；為主減速器傳動比；為發(fā)動機轉(zhuǎn)速(r/min)；乘用車取2000 r/min。
單位摩擦面積滑磨功：
故滿足要求。
2.3 膜片彈簧的設(shè)計
2.3.1膜片彈簧的彈性特性曲線
膜片彈簧的彈性特性曲線
假設(shè)膜片彈簧在承載過程中，其子斷面剛性地繞此斷面上的某中性點轉(zhuǎn)動。設(shè)通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷(N)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為(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=2.1×Mpa；
μ----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；
----壓盤加載點半徑，mm；
----支承環(huán)加載點半徑，mm；
H----自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度，mm；
h----膜片彈簧鋼板厚度，mm。
2.3.2膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇
2.3.2.1 比值和的選擇
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，板厚為2～4mm。
故初選=2mm，=3.2mm。
2.3.2.2 比值和R、r的選擇
越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲受直徑誤差的影響越大，且應(yīng)力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求。一般為1.20～1.35 。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，拉式膜片彈簧的r值宜為大于或等于。
本設(shè)計中取R/r=1.2，摩擦片平均半徑，，故r=130mm，則R=156mm。
2.3.2.3 的選擇
膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切，一般在9°～15°范圍內(nèi)。
，滿足要求。
2.3.2.4 分離指數(shù)目的選取
分離指數(shù)目常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12。本設(shè)計中，取分離指數(shù)目。
2.3.2.5 膜片彈簧小端內(nèi)半徑及分離軸承作用半徑的確定
膜片彈簧小端內(nèi)半徑由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵的外徑，但同時應(yīng)協(xié)調(diào)配合分離軸承的尺寸。
膜片彈簧小端內(nèi)半徑=30mm；分離軸承作用半徑＝32mm
2.3.2.6 切槽寬度、及半徑
根據(jù)要求，= 3.2～3.5mm，= 9～10mm，的取值應(yīng)滿足。?。?.2mm，=9.0mm，=80，則=77-65=12mm=9.0mm，滿足設(shè)計要求。
2.3.2.7 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定
對于拉式膜片彈簧，根據(jù)要求：
壓盤加載點半徑應(yīng)略大于，且盡量接近；支承環(huán)加載點應(yīng)略小于且盡量接近。
故取＝80mm，＝92mm。
2.3.3 膜片彈簧的應(yīng)力計算
分析表明，B點的應(yīng)力值最高，通常只計算B點的應(yīng)力來校核碟簧的強度。B點的應(yīng)力σtB為
σtB=E1-μ2re-r2φ2-e-rα+h2φ
σtB達到極大值時的轉(zhuǎn)角φp
φp=α+h2e-r
e 為中性點半徑，e=R-rlnRr，
在分離軸承推力F2的作用下，B點還受彎曲應(yīng)力σrB，其值為
σrB=6r-rfF2nbrh2
n 為分離指數(shù)目，br為一個分離指根部的寬度（mm）
br=2πr018
根據(jù)最大切應(yīng)力強度理論，B點的當(dāng)量應(yīng)力為
σjB=σrB-σtB
帶入設(shè)計參數(shù)得，σjB=1113.5Mpa
膜片彈簧選用材料彈簧鋼，許用應(yīng)力σjB=1500~1700Mpa，故滿足強度要求。
2.3.4膜片彈簧材料及制造工藝
國內(nèi)膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料。為了 保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質(zhì)量等要求，需進行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理，即沿其分離狀態(tài)的工作方向，超過徹底分離點后繼續(xù)施加過量的位移，使其過分離3～8次，并使其高應(yīng)力區(qū)發(fā)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應(yīng)力。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理，即以高速彈丸流噴射到膜片彈簧表面，使表層產(chǎn)生塑性變形，形成一定厚度的表面強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高疲勞壽命。為提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻感應(yīng)加熱淬火或鍍鉻。為了防止膜片彈簧與壓盤接觸圓形處由于拉應(yīng)力的作用產(chǎn)生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應(yīng)力源膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為 45～50HRC，分離指端硬度為 55～62HRC，在同一片上同一范圍內(nèi)的硬度差不大于3個單位。碟簧部分應(yīng)為均勻的回火托氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一般不得超過厚度3％。膜片彈簧的內(nèi)外半徑公差一般為H11和h11，厚度公差為 ±0.025mm，初始底錐角公差為±10°。上、下表面的表面粗糙度為1.6μm，底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相互高度差一般要求小于 0.8～1.0mm
2.4 扭轉(zhuǎn)減震器的設(shè)計
2.4.1極限轉(zhuǎn)矩Tj
2.4.2 扭轉(zhuǎn)角剛度kφ
2.4.3阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ
2.4.4 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn
2.4.5 極限轉(zhuǎn)角φj
φj一般取3°~12°。
2.4.6減振彈簧的位置半徑R0
R0=0.6-0.75d2.結(jié)合d>2R0+50，取R0=75mm
2.4.7減振彈簧個數(shù)Zj
參照《汽車設(shè)計》表2-6，取Zj=8
2.4.8 減振彈簧尺寸
（1）選擇材料，計算許用應(yīng)力 根據(jù)《機械原理與設(shè)計》(機械工業(yè)出版社)采用65Mn彈簧鋼絲，設(shè)彈簧絲直徑d=4mm，σb=1620MPa，τ=0.5σb=810MPa
（2）選擇旋繞比，計算曲度系數(shù)
根據(jù)下表選擇旋繞比
旋繞比薦用范圍
d/mm
0.2-0.4
0.45-1
1.1-2.2
2.5-6
7-16
18-42
C
7-14
5-12
5-10
4-9
4-8
4-6
確定旋繞比C=4，曲度系數(shù)K=4C-14C-4+0.615C=1.40
（3）極限轉(zhuǎn)角φj=2arcsinΔl2R0=3~12° ，取φj=3.5°，則Δl=3.3mm。
取總?cè)?shù)為8.
2.5離合器的操縱機構(gòu)
汽車離合器操縱機構(gòu)是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和接合的一套機構(gòu)。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內(nèi)的分離軸承。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機構(gòu)首先要求操作輕便。輕便性包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應(yīng)過大，另一方面是應(yīng)有踏板形成的校正機構(gòu)。離合器操縱機構(gòu)按分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機械式、 氣壓助力液壓式等等。
離合器操縱機構(gòu)應(yīng)滿足的要求是：
（1）
踏板力要小，轎車一般在80～150N 范圍內(nèi)；
（2）
踏板行程對轎車一般在80-150mm內(nèi)；
（3）
踏板行程應(yīng)能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復(fù)原；
（4）
應(yīng)有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構(gòu)因受力過大而損壞；
（5）
應(yīng)具有足夠的剛度；
（6）
傳動效率要高；
（7）
發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。
機械式操縱機構(gòu)有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，但是機械效率低，質(zhì)量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠距離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命短，機構(gòu)效率不高。
本次設(shè)計的普通輪型離合器操縱機構(gòu)，采用液壓式操縱機構(gòu)。液壓操縱機構(gòu)有如下優(yōu)點：（1）液壓式操縱，機構(gòu)傳動效率高，質(zhì)量小，布置方便；便于采用吊掛踏板，從而容易密封，不會因駕駛室和車架的變形及發(fā)動機的振動而產(chǎn)生運動干涉；
（2）可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動系產(chǎn)生的動載荷，正由于液壓式操縱有以上的優(yōu)點，故應(yīng)用日益廣泛，離合器液壓操縱機構(gòu)由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。
a2=120mm，a1=50mm，b2=95mm，b1=50mm，c2=50mm，c1=21.4mm，d2=135mm，d1=67mm
（3）離合器踏板行程計算
踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2 組成：
S=S1+S2=S0f+Z?Sc2c1a2b2d2^2a1b1d1^2
式中Sof為分離軸承的自由行程，一般為1.5-3.0mm，反映到踏板上的自由行程S1一般為20-30mm，取Sof=1.5mm；d1、d2分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦片面數(shù)；?S為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：
D?S=0.85 ~1.30mm，取?S=1.2 mm；a1 、a2 、b1 、b2 、c1 、c2 為杠桿尺寸。得：S=131mm，S1=27.77 mm，合格。
（4）踏板力的計算
踏板力為：
Ff=F'iΣη+Fs
其中，F(xiàn)' 為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；iΣ 為操縱機構(gòu)總傳動比，iΣ=a2b2c2d2^2a1b1c1d1^2；η 為機械效率，液壓式：η=80%-90%；Fs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。
F'=F2=487.6N，iΣ=43.26，η=80%，則Ff=14N，合格。
2.6從動盤轂
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(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax選??；
一般取1.0～1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，
表面和心部硬度一般 26～32HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應(yīng)進行高頻處理。由汽車設(shè)計表2-7得 齒數(shù)n=10，D'=40mm，d'=32mm，t=5mm，l=45mm，σc=11.6MPa。
2.7.從動片的結(jié)構(gòu)形式
在設(shè)計從動片時要盡量減輕其質(zhì)量，并應(yīng)使其質(zhì)量的分布盡可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。為了使得離合器結(jié)合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)。具有軸向彈性的從動片有以下3種結(jié)構(gòu)型式：整體式彈性從動片、分開式彈性從動片以及組合式彈性從動片。前面兩種結(jié)構(gòu)在小轎車上采用較多，在載貨汽車上則常用第三種即組合式從動片。故選整體式波形從動鋼片。
2.8 從動軸的計算
2.8.1選材
40Cr 調(diào)質(zhì)鋼可用于載荷較大而無很大沖擊的重要軸，初選 40Cr 調(diào)質(zhì)。
2.8.2確定軸的直徑
d≥A3Pn
式中，A 為由材料與受載情況決定的系數(shù)，見表
取A=100，n為軸的轉(zhuǎn)速，n=5500r/min，P=245kw計算取d=30mm
2.10 離合器蓋總成設(shè)計
離合器蓋總成除了壓緊彈簧外還有離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支承環(huán)等。
2.10.1 離合器蓋設(shè)計
為了減輕重量和增加剛度，轎車的離合器蓋常用厚度約為3～5mm的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成比較復(fù)雜的形狀。在設(shè)計中要特別注意的是剛度、對中、通風(fēng)散熱等問題。離合器蓋的剛度不夠，會產(chǎn)生較大變形，這不僅會影響操縱系統(tǒng)的傳動效率，還可能導(dǎo)致分離不徹底、引起摩擦片早期磨損，甚至使變速器換擋困難。離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離杠桿、壓緊彈簧等，因此，應(yīng)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。對中方式采用定位銷或定位螺栓，也可采用止口對中。離合器蓋的膜片彈簧支承處應(yīng)具有高的尺寸精度。為了加強離合器的通風(fēng)散熱和清除摩擦片的磨損粉末，防止摩擦表面溫度過高，在保證剛度的前提下，可在離合器蓋上設(shè)置循環(huán)氣流的入口和出口，甚至可將蓋設(shè)計成帶有鼓風(fēng)葉片的結(jié)構(gòu)。
本次設(shè)計離合器蓋要求離合器蓋內(nèi)徑大于離合器摩擦片外徑，能將其他離合器上的部件包括在其中即可。
2.10.2 壓盤設(shè)計
對壓盤設(shè)計的要求：
（1）壓盤應(yīng)具有較大的質(zhì)量，以增大熱容量，減小溫升，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設(shè)置各種形狀的散熱筋或鼓風(fēng)筋，以幫助散熱通風(fēng)。中間壓盤可鑄出通風(fēng)槽，也可采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。
（2）壓盤應(yīng)具有較大的剛度，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離合器的徹底分離，厚度約為15~25mm。
（3）與飛輪應(yīng)保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應(yīng)補低于15~20g.cm。
（4）壓盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小。
材料為灰鑄鐵HT200鑄成，密度78000kg/m3。
2.10.3離合器的散熱通風(fēng)
試驗表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當(dāng)壓盤工作表面超 過 200 ~180°C 時摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的 瞬時溫度一般在180°C 以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能達到 1000°C。過高的溫度能使壓盤受壓變形產(chǎn)生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫度不致過高，除要求壓盤有足夠大的質(zhì)量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通風(fēng)好。改善離合器散熱通風(fēng)結(jié)構(gòu)的措施有：在壓盤上設(shè)散熱筋，或鼓風(fēng)筋；在離合器中間壓盤內(nèi)鑄通風(fēng)槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風(fēng)；在離合器外殼內(nèi)裝導(dǎo)流罩。膜片彈簧式離合器本身構(gòu)造能良好實現(xiàn)通風(fēng)散熱效果，故不需作另外設(shè)置。
2.11離合器分離裝置設(shè)計
分離軸承在工作中主要承受軸向分離力，同時還承受在告訴旋轉(zhuǎn)時離心力作用下的徑向力。以前主要采用推力球軸承或向心球軸承，但其潤滑條件差，磨損嚴重、噪聲大、可靠性差、使用壽命低。目前國外已采用角接觸推力球軸承，采用全密封結(jié)構(gòu)和高溫鋰基潤滑脂，其端部形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。
3.課程設(shè)計總結(jié)
為期10天的離合器課程設(shè)計終于接近尾聲，回顧這10天，雖然大部分時間在十堰進行畢業(yè)實習(xí)，學(xué)習(xí)環(huán)境比較艱苦，可參考資料有限，但我們并沒有因此氣餒，在老師的指導(dǎo)下和參考文獻的指示下，從零開始，由開始時對離合器結(jié)構(gòu)的懵懵懂懂，到初步選擇離合器相關(guān)參數(shù)，再到建立三維模型并進行裝配，最后繪制二維圖紙并編寫課程設(shè)計說明書，我們經(jīng)歷了一段極其充實又有意義的設(shè)計經(jīng)歷。經(jīng)歷了本次經(jīng)歷后，我對離合器的結(jié)構(gòu)有了更加深刻的了解，并熟悉了摩擦片、膜片彈簧、壓片、波形片等離合器主要零件的參數(shù)設(shè)計和模型建立。本次課程設(shè)計，充分利用了SolidWorks軟件和AutoCAD軟件，為我們將來的工作和學(xué)習(xí)打下了良好的基礎(chǔ)。經(jīng)過此次設(shè)計，我也充分的意識到，CAD和SolidWorks對一個車輛工程專業(yè)學(xué)生的重要性，自己的CAD基本操作掌握的還不夠熟練，這是自己需要改進的地方。
通過這次課程設(shè)計，不僅加深了我對《汽車設(shè)計》這門課的認識，更重要的是將課本知識實踐化，這樣更有利于我們對知識全面系統(tǒng)的掌握。這次的課程設(shè)計也讓我感觸良多，做課程設(shè)計，亦或是做其他的設(shè)計，應(yīng)該在已有的參考資料的基礎(chǔ)上多下功夫，多琢磨，要吃透資料，全面考慮。同時，很重要的一點，是要加入自己的想法，這樣才能做出自己更加出色的設(shè)計。
最后，由于本次課程設(shè)計和汽車設(shè)計考試以及畢業(yè)實習(xí)的時間沖突，自己在一些設(shè)計的細節(jié)方面可能出現(xiàn)紕漏，懇請老師指正！
參考文獻
[1] 王望予，汽車設(shè)計 第4版[M]，北京: 機械工業(yè)出版社， 2006
[2] 過學(xué)迅，汽車設(shè)計[M]，北京：人民交通出版社出版，2013
[3] 余志生，汽車理論，北京: 機械工業(yè)出版社，2000
[4] 徐石安、江發(fā)潮，汽車離合器，上海：?？茖W(xué)技術(shù)出版社，1984
[5] 王豐元、馬明星，汽車設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書，北京：中國電力出版社，2009
[6] 陳家瑞，汽車構(gòu)造[M]，北京：機械工業(yè)出版社出版，2005
摩擦片數(shù)據(jù)：D=325mm d=190mm（按照設(shè)計指導(dǎo)書上的方法建模）
減震彈簧安裝位置：R=65mm
減震彈簧數(shù)據(jù)：直徑d=4mm，旋繞比=4 圈數(shù)=8 個數(shù)n=8
花鍵：齒數(shù)n=10 外徑D=40mm 內(nèi)徑d=32mm 齒厚t=5mm 有效尺長l=45mm
膜片彈簧數(shù)據(jù)：
R=156mm
r=130mm
h=2.5mm
H=5mm
圓錐底角=10.88°
切槽寬度：= 3.2mm，= 9mm
=30mm ＝32mm =80mm
=155mm ＝131mm
壓盤加載點半徑r=131mm
支撐環(huán)加載點半徑R=155mm
壓盤數(shù)據(jù)：外徑D=325mm
內(nèi)徑d=190mm
厚度=10mm
離合器設(shè)計 2016-1-1 目錄 第 1 章 離合器介紹 . 2 1.1 離合器的起源與發(fā)展 . 2 1.2 離合器的分類 . 3 1.3 離合器的構(gòu)造和功用 . 4 第 2 章 離合器設(shè)計 . 5 2.1 離合器的設(shè)計要求 . 5 2.2 離合器設(shè)計流程 . 5 2.3 離合器原始數(shù)據(jù) . 6 2.4 從動盤整體設(shè)計 . 6 2.4.1 摩擦片設(shè)計 . 6 2.4.2 扭轉(zhuǎn)減振器 . 10 2.4.3 從動盤轂 . 12 2.4.4 從動片的結(jié)構(gòu)形式 . 13 2.5 膜片彈簧選擇 . 13 2.5.1 壓緊彈簧布置形式的選擇 . 13 2.5.2 膜片彈簧參數(shù)的選擇 . 14 2.5.3 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計 . 16 2.5.4 膜片彈簧的載荷與變形關(guān)系 . 17 2.5.5 膜片彈簧的應(yīng)力計算 . 19 2.5.6 膜片彈簧材料及制造工藝 . 21 2.6 壓盤的設(shè)計 . 22 2.7 操縱機構(gòu) . 22 2.8 從動軸的計算 . 25 2.9 分離軸承的壽命計算 . 25 2.10 離合器蓋 . 26 2.11 離合器的散熱通風(fēng) . 26 3 離合器的建模 . 26 3.1 摩擦片的繪制 . 27 3.2 膜片彈簧的繪制 . 30 3.3 其他主要零部件的繪制及裝配 . 32 3.4 工程制圖的導(dǎo)出 . 33 第 1 章 離合器介紹 1.1 離合器 的 起源 與發(fā)展 離合器 的發(fā)展： 出現(xiàn)摩擦片 逐漸 趨于 摩擦片 的材料： 1889 年戴姆勒發(fā)明 了鋼輪汽車離合器。 錐形盤離合器 多片盤式離合器 單片干式離合 器 最初使用駝毛 做為錐形盤摩 擦面的材料。 皮革 石棉材料 鑄鐵等非石棉材料 選用 非石 棉 材 料 是 注重環(huán)保。 在早期研發(fā)的離合器中，錐形離合 器最為成功。現(xiàn)今所用的盤片式離 合器的先驅(qū)是多片盤式離合器，它 是直到 1925 年以后才出現(xiàn)的。 20 世紀 20年代末，直到進入 30年代 時，只有工程車輛、賽車和大功率 的轎車上才采用多片離合器。多年 的實踐經(jīng)驗和技術(shù)上的改進使人 們逐漸趨向于首選單片干式離合 器。 近來，人們對離 合器的要求越 來越高，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合 器結(jié)構(gòu)正逐步地向拉式膜片彈簧 離合器結(jié)構(gòu)發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式 的操縱形式正向自動操縱的形式 發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性 和延長其使用壽命，適應(yīng)發(fā)動機的 高轉(zhuǎn)速，增加離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能 力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā) 展趨勢。 1.2 離合器的分類 膜片 彈簧離合器 優(yōu)點 ： 膜片彈簧有理想的非線性特征 ， 離合器 結(jié)構(gòu)簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量 小；性能較穩(wěn)定；通風(fēng)散熱好，使用壽命長；平衡性好；制造成本低。 膜片 彈簧離合器 螺旋 彈簧離合器 但膜片彈簧的制造 工藝較復(fù)雜，對材料 質(zhì)量和尺 寸精度要 求高，其非線性特性 在生產(chǎn)中不易控制， 開口處容易產(chǎn)生裂 紋，端部容易磨損。 1.3 離合器的構(gòu)造 和功用 離合器工作原理示意圖 離合器 就相當(dāng)于汽車 的 動力 開關(guān)。當(dāng)不踩離合器踏板時，摩擦 片與飛輪結(jié)合傳遞力矩；當(dāng)踩下離 合器踏板時，摩擦片與飛輪分離， 不傳遞力矩。 當(dāng)踩下 離合器踏板時， 摩擦片 與 飛輪分離，不 傳遞轉(zhuǎn)矩。 當(dāng)踩下 離合器踏板時， 摩擦片 與 飛輪分離，不 傳遞轉(zhuǎn)矩。 當(dāng)不踩 離合器踏板時， 摩擦片 與 飛輪 結(jié)合并傳遞轉(zhuǎn)矩。 當(dāng)踩下 離合器踏板時， 摩擦片 與 飛輪分離，不 傳遞轉(zhuǎn)矩。 第 2 章 離合器設(shè)計 2.1 離合器的設(shè)計要求 根據(jù)離合器的功用，它應(yīng)滿足下列主要要求： （ 1） 能在任何行駛情況下，可靠地傳遞發(fā)動機的最大扭矩。為此，離合器的 摩擦力矩（ cT ）應(yīng)大于發(fā)動機最大扭矩（ maxeT ）； （ 2） 接合平順、柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加，以免汽車 起步?jīng)_撞或抖動； （ 3） 分離迅速、徹底。換檔時若離合器分離不徹底，則飛輪上的力矩繼續(xù)有 一部份傳入變速器，會使換檔困難，引起齒輪的沖擊響聲； （ 4） 從動盤的轉(zhuǎn)動慣量小。離合器分離時，和變速器主動齒輪相連接的質(zhì)量 就只有離合器的從動盤。減小從動盤的轉(zhuǎn)動慣量，換檔時的沖擊即降低 ； （ 5） 具有吸收振動、噪聲和沖擊的能力 （ 6） 散熱良好，以免摩擦零件因溫度過高而燒裂或因摩擦系數(shù)下降而打滑； （ 7） 操縱輕便，以減少駕駛員的疲勞。尤其是對城市行駛的轎車和公共汽車， 非常重要； （ 8） 摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損，襯面磨損在一定范圍內(nèi)， 要能通過調(diào)整，使離合器正常工作。 2.2 離合器設(shè)計流程 獲取或 確定與計算 相關(guān)的參數(shù) 獲取及確定前后連 接件的接口參數(shù) 結(jié)構(gòu)方案確定 設(shè)計計算 其他機構(gòu)設(shè)計 2.3 離合器原始數(shù)據(jù) 下面 舉例對離合器進行設(shè)計： 汽車的 驅(qū)動形 式 汽車整 車整備 質(zhì)量 發(fā)動機 最大轉(zhuǎn) 速 發(fā)動機 最大扭 矩 汽車的 總質(zhì)量 離合器 形式 傳動比 汽車最 大時速 操縱形 式 42 1110 kg 3400 r/min 135N.m 1485 kg 機械、干 式、單 片、膜片 彈簧 i0=5.28 ig1=2.93 ig2=1.6 ig3=1 ig4=0.71 165 km/h 液壓式 操縱機 構(gòu) 2.4 從動盤整體設(shè)計 2.4.1 摩擦片設(shè)計 摩擦片在性能上要滿足如下要求： （ 1） 摩擦系數(shù)穩(wěn)定，工作溫度，滑磨速度，單位壓力的變化對其影響小 （ 2） 具有足夠的機械強度和耐磨性，熱穩(wěn)定性好，磨合性好，密度小 （ 3） 有利于接合平順 ，長期停放離合器摩擦片不會出現(xiàn)粘著現(xiàn)象 （ 4） 摩擦片選用材料為鑄鐵非石棉材料，注重環(huán)保 單片離合器因為結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊， 散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn) 動慣量小，在使用時能保證分離徹底接 合平順，所以被廣泛使用于轎車和中、 小型貨車，因此該設(shè)計選擇單片離合 器。摩擦片數(shù)為 2。 采用單片摩擦離合器是利用摩擦來傳遞發(fā)動機扭矩的，為保證可靠度，離 合器靜摩擦 力矩 cT 應(yīng)大于發(fā)動機最大扭矩 maxeT 。 摩擦片的靜壓力： maxeC TT ( mN ) 式中： 離 合器后備系數(shù)（ 1 ） 由原始數(shù)據(jù)有， max 135eT N.m 后備系數(shù) 是離合器的重要參數(shù)，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程 度，選擇 時，應(yīng)從以下幾個方面考慮： （ 1） 摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩 （ 2） 防止離合器本身滑磨程度過大 （ 3） 要求能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車 =1.2 1.75， 故選擇 =1.5 離合器后備系數(shù)的取值范圍 車型 后備系數(shù) 轎車和輕型貨車 1.20 1.75 中型和重型貨車 1.50 2.25 帶掛車的重型汽車和牽引汽車 2.00 2.75 越野汽車和工作惡劣的工程車輛 2.50 3.50 所以 m a x 1 .5 1 3 5 2 7 7 . 5CeT T N m 摩擦片的外徑可有式： maxeD TKD 求得。 DK 為直徑系數(shù)，取值見表 如下， 取 14.6DK ， 得 D=170mm。 直徑系數(shù)的取值范圍 車型 直徑系數(shù) DK 轎車 14.6 貨車 15.8 18.3(單片離合器 ) 13.5 14.9(雙片離合器 ) 重型貨車 22.4 23.6 摩擦片的尺寸已系列化和標準化 ,標準如下表 (部分 )： 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑 Dmm 160 180 200 225 250 280 300 325 內(nèi)徑 dmm 110 125 140 150 155 165 175 190 厚度 /mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 31 C 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 DdC 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 單面面積 cm2 106 132 160 221 302 402 466 546 在單位壓力不超過許用范圍條件下， d 可取大一些，能加大平均摩擦半徑， 增大傳遞轉(zhuǎn)矩能力，也便于布置扭轉(zhuǎn)減振器。故取 D=180mm， d=125mm。 摩擦片的摩擦因數(shù) f 取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑 磨速度等因素?？捎杀聿榈茫?取 f =0.3 摩擦面數(shù) Z 為離合器從動盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩的大小及 其結(jié)構(gòu)尺寸。本題目設(shè)計單片離合器，因此 Z=2。離合器間隙 t 是指離合器處 于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨 損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。該 間隙 t一般為 3 4mm。取 t=4mm。 滑動摩擦系數(shù)，表面許可溫度，許用單位壓力 參考范 圍 摩擦副材料 uf 表面許可工作溫度（ C） 0P 鑄鐵對非石棉類 摩擦材料 0.25 0.3 250 0.25 0.35 離合器的靜摩擦力矩為： cc fFZRT 聯(lián)立得： m a x 0 3 312 1eTP fzD C 代入數(shù)據(jù)得：單位壓力 0 0.319p MPa 0P 摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化和校核： （ 1）摩擦片外徑 D（ mm）的選取應(yīng)使最大圓周速度 0v 不超過 65 70m/s，即 330 m a x 1 0 3 4 0 0 1 8 0 1 0 3 2 .16 0 6 0ev n D m/s 7065 m/s 式中， 0v 為摩擦片最大圓周速度（ m/s）； maxen 為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速 (r/min)。 （ 2）摩擦片的內(nèi)、外徑比 C 應(yīng)在 0.53 0.70范圍內(nèi)，即 0.5 3 0.6 94 0.7C （ 3）為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，不同 車型的值應(yīng)在一定范圍內(nèi)，最大范圍為 1.2 4.0。 （ 4）為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑 d 必須大于減振器振器彈簧 位置直徑 02R 約 50mm，即 502 0 Rd mm （ 5）為反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn) 矩應(yīng)小于其許用值，即 00224 0 .0 1 0 5cccTTTZ D d 式中， 0cT 為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 (N.m/mm2)，可按下表選取 經(jīng)檢查 ,合格。 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 離合器規(guī)格 210 250210 325250 325 20 10/ cT 0 28 0 30 0 35 0 40 （ 6）為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力 0p 的最 大范圍為 0.11 1.50MPa,即 10.0 MPa 0 0.319p MPa 50.1 MPa （ 7）為了減少汽車起步 過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而 發(fā)生燒傷 ,離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值 ,即 224 dDZ W 式中 , 為單位摩擦面積滑磨 (J/mm2)； 為其許用值 (J/mm2)，對于乘用車： 40.0 J/mm2， W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（ J），可根 據(jù)下式計算 220 22218 00 grae ii rmnW 式中， am 為汽車總質(zhì)量 (Kg)； r 為輪胎滾動半徑（ m）； gi 為汽車起步時所用變 速器擋位的傳動比； 0i 為主減速器傳動比； en 為發(fā)動機轉(zhuǎn)速 r/min，計算時乘用 車取 2000 r/min，商用車取 1500 r/min。其中： 0 5.28i 1 2.43gi 0.3rr m 1485am Kg 代入式得 8800.14W J，代入得 0 .4 0 .4 0 ，合格。 （ 8）離合器接合的溫升 mcWt 式中 ,t為壓盤溫升 ,不超過 108 C ； c為壓盤的比熱容， 4.481c J/(KgC)； 為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤 0.5 ， m 為壓盤的質(zhì)量 15.3m Kg。 代入， 2.9t C ，合格。 2.4.2 扭轉(zhuǎn)減振器 減震器極轉(zhuǎn)矩 m ax1. 5 20 2. 5jeTTNm 摩擦轉(zhuǎn)矩 m a x0 . 1 7 2 2 .9 5ueTTNm 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 m a x0 . 1 5 2 0 . 2 5neTTNm 極限轉(zhuǎn)角 123j 扭轉(zhuǎn)角剛度 13 26 32 .5jkT N m/rad 減振彈簧的安裝位置 2)75.060.0(0 dR ， 結(jié) 合 502 0 Rd mm，得 0R 取 40mm， 則 0 0.64 2Rd 。 減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片的外徑 D/mm 225 250 250 325 325 350 350 Z 4 6 6 8 8 10 10 圖 2.1 扭轉(zhuǎn)減振器 減振彈簧尺寸 （ 1） 選擇材料，計算許用應(yīng)力 根據(jù)機械原理與設(shè)計 (機械工業(yè)出版社 )采 用 65Mn 彈簧鋼絲， 設(shè)彈簧絲 直徑 4d mm, 1620b MPa, 8105.0 b MPa。 （ 2） 選擇旋繞比，計算曲度系數(shù) 根據(jù)下表選擇旋繞比 旋繞比的薦用范圍 d/mm 4.02.0 145.0 2.21.1 65.2 167 4218 C 147 125 105 94 84 64 確定旋繞比 4C ，曲度系數(shù) 40.1615.0)44()14( CCCK （ 3） 極限轉(zhuǎn)角 123 2a rc s in2 0 Rlj 取 3.5j ，則 3.3l mm 取 總?cè)?shù)為 8n 2.4.3 從動盤轂 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(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可 根據(jù)摩擦片的外徑 D與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩 maxeT 選取： 一般取 1.0 1.4 倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理， 表面和心部硬度一般 26 32HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采用 鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應(yīng)進行高頻處理。取 10n ， 26D mm， 21d mm， 3t mm， 20l mm， 11.6c MPa。 驗證 ： 擠壓應(yīng)力的計算公式為： nltR c 式中， P 為花鍵的齒側(cè)面壓力，它由下式確定： ZdD TP e )( 4 max 從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹 底， D ， d 分別為花鍵的內(nèi)外徑； Z 為從動盤轂的數(shù)目；取 Z=1 h 為花鍵齒工作高度； 2/)( dDh 得 11.49P N， 11.49c MPa 11.6 MPa，合 格。 花健的的選取 摩擦片 的外徑 D /mm maxeT /N.m 花健尺寸 擠壓應(yīng) 力 c /MPa 齒數(shù) n 外徑 D /mm 內(nèi)徑 d /mm 齒厚 t /mm 有效齒 長 l /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 2.4.4 從動片 的結(jié)構(gòu)形式 在設(shè)計從動片時要盡量減輕其質(zhì)量，并應(yīng)使其質(zhì)量的分布盡可能地靠近旋 轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。為了使得離合器結(jié)合平順，保證汽車平穩(wěn)起步， 單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)。具有軸向彈性的從動片有 以下 3種結(jié)構(gòu)型式：整體式彈性從動片、分開式彈性從動片以及組合式彈性從動 片。前面兩種結(jié)構(gòu)在小轎車上采用較多，在載貨汽車上則常用第三種即組合式從 動片。故選整體式波形從動鋼片。 2.5 膜片彈簧選擇 2.5.1 壓緊彈簧布置形式的選擇 離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片 彈簧式 等。其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片 彈簧與其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點： （ 1） 由于膜片彈簧有理想的非線性特征 ,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內(nèi)能保 證大致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉(zhuǎn)矩的能力不變。當(dāng)離合器分 離時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力； （ 2） 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構(gòu)簡單緊湊，軸向尺 寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量小； （ 3） 高速旋轉(zhuǎn)時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯 下降； （ 4） 由于膜片彈簧大斷面環(huán)形 與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨 損均勻，可提高使用壽命； （ 5） 易于實現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長； （ 6） 平衡性好； （ 7） 有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。 但膜片彈簧的制造工藝較復(fù)雜，對材料質(zhì)量和尺寸精度要求高，其非線性特 性在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料 性能的提高，制造工藝和設(shè)計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因 此，我選用膜片彈簧式離合器 。 膜片彈簧使用優(yōu)質(zhì)高精質(zhì)鋼。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料為 60SiMnA。為了提高膜片彈簧的承載能力，要 對膜片彈簧進行調(diào)質(zhì)處理，得具有 高抗疲勞能力的回火索氏體。要防止膜片內(nèi)緣離開，同時對膜片彈簧進行強壓處 理（將彈簧壓平并保持 1412 小時），使其高壓力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余 反向應(yīng)力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，噴丸是 0.8的白口鐵小丸， 可 提高彈簧的疲勞壽命。同時，為提高分離指的耐磨性，對其進行局部高頻淬火式 鍍鉻。采用乳白鍍鉻，若膜片彈簧許用應(yīng)力可取為 1500 1700N/mm2。 2.5.2 膜片彈簧參數(shù)的選擇 1. 比較 H/h 的選擇 此值對膜片彈簧的彈性特性影響極 大，分析載荷與變形 1 之間的函數(shù)關(guān)系 可知，當(dāng) 2hH 時， F2為增函數(shù)； 2hH 時， F1有一極值，而該極值點又 恰為拐點； 2hH 時， F1有一極大值和極小值；當(dāng) 2hH 時， F1極小值在 橫坐標上，見圖。 1- 2/ hH 2- 2/ hH 3- 22/2 hH 4- 22/ hH 5- 22/ hH 膜片彈簧的彈性特性曲線 為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的 H/h 通 常在 1.5 2 范圍內(nèi)選取。常用的膜片彈簧板厚為 2 4mm，本設(shè)計 2hH ， h=2.5mm ，則 H=5mm 。 2. R/r 選擇 通過分析表明， R/r越小，應(yīng)力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響 越大。汽車離合器膜片彈簧根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求， R/r常在 1.2 1.3 的 范圍內(nèi)取值。本設(shè)計 中取 25.1rR ，摩擦片的平均半徑 7 6 .2 54 c DdR mm， cRr 取 78r mm 則 97.5R mm 取整 100R mm 則 1.282Rr 。 3.圓錐底角 汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角一般在 159 范圍內(nèi)，本設(shè)計中 arctan H R r 得 12.8 在 159 之間，合格。分離指數(shù)常取為 18，本 設(shè)計所取分離指數(shù)為 18。 4.切槽寬度 5.32.31 mm， 1092 mm，取 31 mm， 102 mm， er 應(yīng)滿足 2 err 的要求。 膜片彈簧的尺寸簡圖 5.壓盤加載點半徑 1R 和支承環(huán)加載點半徑 1r 的確定 1r 應(yīng)略大于且盡量接近 r， 1R 應(yīng)略小于 R且盡量接近 R。本設(shè)計取 1 106R mm， 1 90r mm。膜片彈簧應(yīng)用優(yōu)質(zhì)合金彈簧鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高 。 國內(nèi)常用的碟簧材料的為 50CrVA。 6. 公差與精度 離合器蓋的膜片彈簧支承處，要具有大的剛度和高的尺寸精度，壓力盤高度 （從承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支承環(huán)和支承鉚釘安裝尺寸精度要高， 耐磨性要好。 2.5.3 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計 （ 1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的 hH 與初始錐角 rRH 應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即 2.226.1 hH 9 1 2 .8 1 5H R r （ 2）彈簧各部 分有關(guān)尺寸的比值應(yīng)符合一定的范圍，即 1 .2 0 1 .2 8 2 1 .3 5Rr 7 0 2 8 0 1 0 0Rh （ 3） 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半 徑 1R （或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑 1r ）應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑 之間，即 拉式： 1( ) / 4 7 6 .2 5 8 2 / 2 9 0D d r D （ 4） 根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置要求， 1R 與 R ， fr 與 0r 之差應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取， 即 11 4 6RR 10 4 6rr 40 0 rrf （ 5） 膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi) 選取，即拉式： 0.95.3 11 1 rR rR f 由（ 4）和（ 5）得 30fr mm， 0 28r mm。 2.5.4 膜片彈簧的載荷與變形關(guān)系 碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，見圖，它具有獨特的彈性特征，廣泛應(yīng)用于 機械制造業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由 徑向槽隔開的掛狀部分 分離指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的 碟形彈簧完全相同（當(dāng)加載點相同時）。因此，碟形彈簧有關(guān)設(shè)計公式對膜片彈 簧也適用。通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在 支承點處，用 F1表示，加載點 間的相對變形（軸向）為 1，則壓緊力 F1與變形 1之間的關(guān)系式為 : 2111111211211 hrR rR2HrR rRHrR r/RIn16 EhF 式中： E 彈性模量，對于鋼， aMPE 5101.2 泊松比，對于鋼， =0.3 H 膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內(nèi)錐高度 h 彈簧鋼板厚度 R 彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑 r 彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑 R1 壓盤加載點半徑 r1 支承環(huán)加載點半徑 膜片彈簧的尺寸簡圖 膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù) R r R1 r1 H h 100 78 96 82 5 2.5 代入得 321 1 1 1 14 7 1 4 5 1 4 .7 4 1 1 9 6 6 .5Ff 對式求一次導(dǎo)數(shù)，可解出 1=F1的凹凸點，求二次導(dǎo)數(shù)可得拐點。 凸點： 1 1.87 mm 時， 1 9316.7F N 凹點： 1 4.51 mm 時， 1 5726.3F N 拐點： 1 3.2 mm 時， 1 6679.3F N 2、當(dāng)離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設(shè)分離軸承對膜片彈簧指所加 的 載荷為 F2，對應(yīng)此載荷作用點的變形為 2。由 112 1 1 1 0 .2 7f RrF F Frr 121 11 3 frrRr 列出表 : 膜片彈簧工作點的數(shù)據(jù) 1 2.96 7.04 5 2 9.18 2.182 15.5 1F 11796.93 6748.98 9273 2F 3775.02 2159.67 2967.36 膜片彈簧工作點位置的選擇。從膜片彈簧的彈性特性曲線圖分析出，該曲線的拐 點 H對應(yīng)著膜片彈簧壓平位置，而 2111 NMH 。新離合器在接合狀態(tài)時， 膜片彈簧工作點 B 一般取在凸點 M 和拐點 H 之間，且靠近或在 H 點處，一般 H1B1 0.18.0 ,以保證摩擦 片在最大磨損限度范圍內(nèi)壓緊力從 F1B 到 F1A 變化不大。當(dāng)分離時，膜片彈簧工作點從 B變到 C ，為最大限度地減小踏板力， C點應(yīng)盡量靠近 N點。為了保證摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞傳矩，并考慮摩擦 因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力 AF1 應(yīng)大于或等于新摩擦片時的壓緊 力 BF1 。 2.5.5 膜片彈簧的應(yīng)力計算 假定膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點 O 轉(zhuǎn) 動。斷面在 O 點沿圓周方向的切向應(yīng)變?yōu)榱悖试擖c的切向應(yīng)力為零， O點以 外 的點均存在切向應(yīng)變和切向應(yīng)力?，F(xiàn)選定坐標于子午斷面，使坐標原點位于中性 點 O。令 X軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點的 切向應(yīng)力為： xe y2/x1 E 2t 膜片彈簧工作點位置 式中 碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)角（從自由狀態(tài)算起） 碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角 e 碟簧部分子午斷面內(nèi)中性點的半徑 e=（ R-r） /In(R/r) 為了分析斷面中斷向應(yīng)力的分布規(guī)律，將（ 3.14）式寫成 Y與 X軸的 關(guān)系式 ： E e1XE12Y t 2t2 t 由上式可知，當(dāng)膜片彈簧變形位置 一定時，一定的切向應(yīng)力 t 在 X-Y 坐 標系里呈線性分布。 當(dāng) 0t 時 X)2(Y ，因為 )2( 的值很小，我們可以將 )2( 看成 )2(tg ，由上式可寫成 X)2(tgY 。此式表明，對于一定的零應(yīng)力分布在 中性點 O 而與 X 軸承 )2( 角的直線上。從式（ 3.16）可以看出當(dāng) eX 時無 論取任何值，都有 e)2(Y 。顯然，零應(yīng)力直線為 K 點與 O 點的連線，在 零應(yīng)力直線內(nèi)側(cè)為壓應(yīng)力區(qū)，外側(cè)位拉應(yīng)力區(qū)，等應(yīng)力直線離應(yīng)力直線越遠，其 應(yīng)力越高。由此可知，碟簧部分內(nèi)緣點 B 處切向壓應(yīng)力最大， A 處切向拉應(yīng)力 最大，分析表明， B 點的 切向應(yīng)力最大，計算膜片彈簧的應(yīng)力只需校核 B 處應(yīng)力 就可以了，將 B 點的坐標 X=（ e-r）和 Y=h/2 代入式有： 2221 22 hdrereretB 令 0 d Bd t 可以求出切向壓應(yīng)力達極大值的轉(zhuǎn)角 re2 hP 由于： 9 6 7 8 8 6 . 6 8 l n ( ) l n ( 9 6 / 7 8 )Rre Rr mm 所以： 0.346P ， -229.12tB N/mm2 B 點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力 F2 作用下還受有彎曲應(yīng)力： 2 r 2frB hbn Frr6 式中 n 分離指數(shù)目 n=18 br 單個分離指的根部寬 02 2 28 9. 7718 18r rb mm 因此： 633.5rB N/mm2 由于 rB 是與切向壓應(yīng)力 6 3 3 .5 2 2 9 .1 2 8 6 2 .6B j r B tB tB 垂直的拉 應(yīng)力，所以根據(jù)最大剪應(yīng)力強度理論， B 點的當(dāng)量應(yīng)力為： N/mm2 170 0 BjBj N/mm2 膜片彈簧的設(shè)計應(yīng)力一般都稍高于材料的局限，為提高膜片彈簧的承載能 力，一般要經(jīng)過以下工藝：先對其進行調(diào)質(zhì)處理，得到具有較高抗疲勞能力的回 火索氏體，對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持 12 14h），使其高應(yīng) 力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應(yīng)力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，提 高彈簧疲勞壽命，對分離指進行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。 故膜片彈簧和當(dāng)量應(yīng)力不超出允許應(yīng)力范 圍，所以用設(shè)數(shù)據(jù)合適。 2.5.6 膜片彈簧材料及制造工藝 國內(nèi)膜片彈簧一般采用 60Si2MnA 或 50CrVA 等優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料。為了 保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質(zhì)量等要求，需進行一系列 熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理，即沿其分 離狀態(tài)的工作方向，超過徹底分離點后繼續(xù)施加過量的位移，使其過分離 3 8 次，并使其高應(yīng)力區(qū)發(fā)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應(yīng)力。另外，對膜片彈簧的凹 面或雙面進行噴丸處理，即以高速彈丸流噴射到膜片彈簧表面，使表層產(chǎn)生塑性 變形，形成一定厚度的表面 強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高疲勞壽 命。 為提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻感應(yīng)加熱淬火或鍍鉻。為了 防止膜片彈簧與壓盤接觸圓形處由于拉應(yīng)力的作用產(chǎn)生裂紋，可對該處進行擠壓 處理，以消除應(yīng)力源。 膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為 45 50HRC，分離指端硬度為 55 62HRC，在同一片上同一范圍內(nèi)的硬度差不大于 3 個單位。碟簧部分應(yīng)為均勻的回火托氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一 般不得超過厚度 3。膜片彈簧的內(nèi)外半徑公差一般為 H1l 和 h11，厚度公差為 0 025mm，初始底錐角公差為 10 。上、下表面的表面粗糙度為 1.6 m， 底面的平面度一般要求小于 0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相 互高度差一般要求小于 0.8 1.0mm。 2.6 壓盤的設(shè)計 壓盤的材料選用 HT20-40 鑄造制成。采用傳力片與離合器蓋相連。它要有 一定的質(zhì)量和剛度，以保證足夠的熱容量和防止溫度升高而產(chǎn)生的彎曲變形。壓 盤應(yīng)與飛輪保持良好的對中，并進行靜平衡。壓盤的摩擦工作面需平整光滑，其 端面粗糙不低于 0.8。壓盤殼用 M8 3mm螺栓將其一端固定在飛輪端面上，另一 端固定在壓盤端面 上。 壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點：壓盤應(yīng)具有足夠的質(zhì)量；壓盤應(yīng)具 有較大的剛度。因此，壓盤一般都做得比較厚（一般不小于 10mm），而且在內(nèi) 緣做成一定錐度以彌補壓盤因受熱變形后內(nèi)緣的凸起。此外，壓盤的結(jié)構(gòu)設(shè)計還 應(yīng)注意加強通風(fēng)冷卻，如雙片離合器的中間壓盤體內(nèi)開有許多徑向通風(fēng)孔。 根據(jù)經(jīng)驗、參照同類產(chǎn)品，本次設(shè)計選取的壓盤外徑為 180mm，內(nèi)徑為 125mm， 厚度為 10mm，材料為 3號灰鑄鐵。 2.7 操縱機構(gòu) 汽車離合器操縱機構(gòu)是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和接合的一套 機構(gòu)。它始于離合器踏板，終止于離合 器殼內(nèi)的分離軸承。由于離合器使用頻繁， 因此離合器操縱機構(gòu)首先要求操作輕便。輕便性包括兩個方面，一是加在離合器 踏板上的力不應(yīng)過大，另一方面是應(yīng)有踏板形成的校正機構(gòu)。離合器操縱機構(gòu)按 分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機械式、 氣壓助力液壓式等等。 離合器操縱機構(gòu)應(yīng)滿足的要求是： （ 1） 踏板力要小，轎車一般在 80 150N 范圍內(nèi)； （ 2） 踏板行程對轎車一般在 15080 mm 范圍內(nèi)； （ 3） 踏板行程應(yīng)能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復(fù) 原； （ 4） 應(yīng)有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構(gòu)因受力過大而損壞； （ 5） 應(yīng)具有足夠的剛度； （ 6） 傳動效率要高； （ 7） 發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。 機械式操縱機構(gòu)有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結(jié)構(gòu)簡單，工作 可靠，但是機械效率低，質(zhì)量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠距 離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命短，機構(gòu)效率不高。 離合器液壓式操縱機構(gòu)示意圖 1.踏板， 2.主缸， 3.儲液室， 4.分離杠桿， 5.分離軸承， 6.分離叉， 7.推桿， 8.工作缸， 9.油管 本次設(shè)計的普通輪型離合器操縱機構(gòu)，采用液壓式操縱機構(gòu)。液壓操縱機構(gòu) 有如下優(yōu)點： （ 1） 液壓式操縱，機構(gòu)傳動效率高，質(zhì)量小，布置方便；便于采用吊掛踏 板，從而容易密封，不會因駕駛室和車架的變形及發(fā)動機的振動而產(chǎn)生運動干涉； （ 2） 可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動系產(chǎn)生的動載荷， 正由 于液壓式操縱有以上的優(yōu)點，故應(yīng)用日益廣泛，離合器液壓操縱機構(gòu)由主缸、 工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。 1202 a mm， 501a mm， 1352 d mm， 671d mm 502c mm， 4.211c mm， 501b mm， 952b mm 離合器踏板行程計算 踏板行程 S 由自由行程 1S 和工作行程 2S 組成： 2111 2222 1 2021 dba dbaccSZSSSS f 式中， fS0 為分離軸承的自由行程，一般為 0.35.1 mm，取 5.10 fS mm； 反映到踏板上的自由行程 1S 一般為 3020 mm； 1d 、 2d 分別為主缸和工作缸的 直徑； Z 為摩擦片面數(shù)； S 為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片： 30.185.0S mm，取 2.1S mm； 1a 、 2a 、 1b 、 2b 、 1c 、 2c 為杠桿尺寸。 得： 131S mm， 77.271 S mm，合格。 c 1 c 2 S 0f b 1 b 2 d 2 d 1 a 1 a 2 S 圖 3.6 液壓操縱機構(gòu)示意圖 踏板力的計算 踏板力為 sf FiFF 式中， F 為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力； i 為操縱機構(gòu)總傳動比， 21111 22222 dcba dcbai ； 為機械效率，液壓式： 9080 %，機械式： 8070 %； sF 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。 2 3074 .5FF N， 26.43i ， 80 %；則 88.8fF N 合格。 2.8 從動軸的計算 1選材 40Cr調(diào)質(zhì)鋼可用于載荷較大而無很大沖擊的重要軸，初選 40Cr調(diào)質(zhì)。 2確定軸的直徑 3 nPAd 式中， A為由材料與受載情況決定的系數(shù)，見表 3.11: 軸常用幾種材料的 及 A 值 軸的材料 Q235-A， 20 Q275， 35 （ 1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn 38SiMnMo,3Cr13 aMP/ 15 25 20 35 25 45 35 56 A 149 126 135 112 126 103 112 97 取 100A ， n 為軸 的轉(zhuǎn)速， 3400n r/min，取 24d mm。 2.9 分離軸承的壽命計算 分離軸承的參數(shù) 分離軸承參數(shù)表 型號 Cr pf n 7014C 48.2KN 1.2 3 3400r/min 則由下式： 610 ()60 h CL nP rpFfP 得： 62530hL h 2.10 離 合器蓋 離合器蓋的膜片彈簧支撐處須具有較大的剛度和較高的尺寸精度，壓盤高度 （叢承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支撐環(huán)和支撐鉚釘?shù)陌惭b尺寸精度要高， 耐磨性好，膜片彈簧的支撐形式采用鉚釘作支承時，如果分離軸承與曲軸中心線 不同心，可引起鉚釘?shù)倪^度磨損。提高鉚釘硬度的套筒和支承與曲軸中心線不同 心，亦可引起鉚釘?shù)倪^度。提高鉚釘硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的結(jié)構(gòu)措 施，采用 101 2.11 離合器的散熱通風(fēng) 試驗表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當(dāng)壓盤工作表面超 過 200180 C 時摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的 瞬時溫度一般在 180 C 以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能 達到 C1000 。過高的溫度能使壓盤受壓變形產(chǎn)生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫 度不致過高，除要求壓盤有足夠大的質(zhì)量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通 風(fēng)好。改善離合器散熱通風(fēng)結(jié)構(gòu)的措施有：在壓盤上設(shè)散熱筋，或鼓風(fēng)筋；在離 合器中間壓盤內(nèi)鑄通風(fēng)槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風(fēng)； 在離合器外殼內(nèi)裝導(dǎo)流罩。 膜片彈簧式離合器本身構(gòu)造能良好實現(xiàn)通風(fēng)散熱效 果，故不需作另外設(shè)置。 3 離合器的建模 當(dāng) 離合器設(shè)計完成后， 需要運用 三維繪圖軟件對離合器 進行 建模。 在 這一章， 我們將對離合器的繪制做出一些簡單的介紹， 舉例 繪制出一些典型零件，方便讀 者對 所設(shè)計 的離合器 進行分析 。 并 運用 CAD軟件 ， 將 所繪制的三維圖 導(dǎo)成 工程圖。 3.1 摩擦片 的繪制 對于 第二章所設(shè)計好的摩擦片，我們通過 CATIA進行 繪制，具體繪制方法與 步驟如下： 1.繪制 基本輪廓 打開 CATIA， 進入機械設(shè)計中的零件設(shè)計。選擇 XY 平面 作為草圖繪制平面， 單機 草圖工具 進入 平面草圖繪制。 使用 草圖工具，繪制如圖所示的草圖。 繪制 完成后，退出草圖工具 。選擇 旋轉(zhuǎn)體命令 ， 定義旋轉(zhuǎn)體。 2 繪制銷釘孔 選擇孔命令 ，定位草圖，在圓環(huán)表面定位一點并進行約束。這里的位置應(yīng) 該考慮相關(guān)銷釘?shù)奈恢眉颁N釘?shù)膫€數(shù)。 完成第一個孔之后選擇矩形陣列命令， 再次使用矩形陣列命令將銷釘孔繪制出來，銷釘?shù)臄?shù)量應(yīng)該根據(jù)摩擦片的尺寸 確定。 使用圓形陣列命令將銷釘孔平均分配。 3 凹槽以及倒角 點擊摩擦片表面，進入草圖模式，繪制出所示草圖，使用凹槽命令繪制出凹 槽。之后使用倒圓角命令 對摩擦片的邊進行倒圓角處理。 完成 之后如圖所示 3.2 膜片彈簧 的繪制 1.繪制碟簧部分打開 CATIA，進入機械設(shè)計中的零件設(shè)計。選擇 XY平面作為草 圖繪制平面，單機草圖工具 進入平面草圖繪制。使用草圖工具，繪制如圖所 示的草圖。 繪制完成后，退出草圖工具 。選擇旋轉(zhuǎn)體命令 ，定義旋轉(zhuǎn)體 。 2.繪制分離 指考慮到分離指的制造工藝，選擇的繪制方法應(yīng)該如下所示：首先單機平面，創(chuàng) 建一個平面與膜片彈簧的邊對齊。接著以該平面為草圖平面，進入草圖繪制出分 離指的投影草圖。 畫好之后退出工作臺，單機凹槽命令完成一個分離指的創(chuàng)建。之后使用圓形陣列 命令選擇 Z軸為參考元素將分離指全部陣列出來。 完成后對周邊進行倒圓角處理 。 3.3 其他主要 零部件的繪制 及 裝配 壓盤 從動盤 轂 波形片 壓盤 從動盤 將離合器所有主要零部件繪制完成后，將進行離合器的裝配。對離合器進 行裝配的過程較為簡單，我們只對其略微進行介紹。首先打開 CATIA，進入機 械設(shè)計的裝配設(shè)計，選擇現(xiàn)有部件 ，然后選擇裝配的名稱，將之前所繪制的 CATIA零件圖全部導(dǎo)入裝配圖中。之后的工作比較簡單，但是比 較繁瑣，重復(fù) 利用約束工具，對所有零部件進行約束。 在必要時，可以雙擊模型樹上的零件模塊，對零部件進行修改，同時也可 以添加繪制銷釘，螺栓等小零件。 3.4 工程制圖的導(dǎo)出 以下將以摩擦片為例，將摩擦片 CATIA文件導(dǎo)出生成 CAD圖紙。 點擊打開之前畫好的摩擦片 CATIA 文件，進入機械設(shè)計中的工程制圖，單擊確 定。選擇視圖工具中的正視圖，然后選擇菜單欄的窗口，進入三維圖中。雙擊 摩擦片的表面，之后便會在圖紙中出現(xiàn)摩擦片的正視圖。 選擇對齊剖視圖工具，沿著如圖所示的方向畫出剖視圖。 當(dāng)剖視完成之后，將文件保存，保存的格式為 .dwg。之后通過 CAD將該保 存的文件打開，并在 CAD中進行標注。 其他所需要的零件也是通過相同的步驟完成，在此就不再累贅。