3D弹簧离合器设计及三维建模[全套机械毕业设计含图纸].rar3D弹簧离合器设计及三维建模[全套机械毕业设计含图纸].rar

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编号:20190918064051702134    类型:共享资源    大小:12.84MB    格式:RAR    上传时间:2019-09-18
  
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全套机械毕业设计含图纸 弹簧 离合器 设计 三维 建模 全套 机械 毕业设计 图纸

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2015 3D弹簧离合器设计及三维建模
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资源描述:
1 摘 要 离合器通常装在发动机与变速器之间,其主动部分与发动机飞轮相连,从动部分 与变速器相连。为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器,实际上是一种依靠其主、从 动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。离合器的主要功用是切断和实现发动机 与传动系平顺的接合,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 速器中换档齿轮间的冲击;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,以防止传动系个零部件因过载而损坏;有效地降低传动系中的振动和噪音。 中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧,并 且布置在离合器的中心。 关键字:离合器、摩擦、震动、中央弹簧 2 一、离合器设计的目的 了解轿车离合器的构造,掌握轿车离合器的工作原理。了解从动盘总成的结构, 掌握从动盘总成的设计方法,了解压盘和膜片弹簧的结构,掌握压盘和膜片弹簧的设 计方法,通过对以上几方面的了解,从而熟悉轿车离合器的工作原理。学会如何查找 文献资料、相关书籍,培养学生动手设计项目、自学的能力,掌握单独设计课题和项 目的方法,设计出满足整车要求并符合相关标准、具有良好的制造工艺性且结构简单、 便于维护的轿车离合器,为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好 的基础。通过这次课程设计,使学生充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤, 以及身为一个工程技术人员所需具备的素质和所应当完成的工作,为即将进入社会提 供了一个良好的学习机会,对于由学生向工程技术人员转变有着重大的实际意义。 1.1 离合器设计的基本要求 1)在任何行驶条件下,既能可靠地传递发动机的最大转矩,并有适当的转矩储备, 又能防止过载。 2)接合时要完全、平顺、柔和,保证起初起步时没有抖动和冲击。 3)分离时要迅速、彻底。 4)从动部分转动惯量要小,以减轻换档时变速器齿轮间的冲击,便于换档和减小 同步器的磨损。 5)应有足够的吸热能力和良好的通风效果,以保证工作温度不致过高,延长寿命。 6)操纵方便、准确,以减少驾驶员的疲劳。 7)具有足够的强度和良好的动平衡,一保证其工作可靠、使用寿命长。 1.2 技术参数及论文要求 整车性能参数: 驱动形式 4×2 后轮 轴距 3800mm 轮距前/后 1750/1586mm 整备质量 4310kg 最高车速 100km/h 最大爬坡度 35% 最大功率/转速 110/3000kW/rpm 最大转矩/转速 400/1200- 1400N·m/rpm 轮胎规格 9.00-20 离地间隙 >280mm 3 整车尺寸(长×宽×高) 6985mm×2330mm×2350mm 本次课程设计的基本内容有: 1.查阅离合器资料,根据使用条件,确定离合器的结构,进行离合器的总体结构 设计。 2.确定相关结构参数,对压盘、磨擦盘和离合器壳体的结构、参数及材料进行选 择,对主要零部件进行强度计算。 3.绘制所有零件图和装配图。 4.完成 6000 字左右的设计说明书。 1.3 中央弹簧离合器结构 中央弹簧离合器总成由中央弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部 分组成。 1)离合器盖 离合器盖一般为 120°或 90°旋转对称的板壳冲压结构,通过螺栓与飞轮联结在 一起。离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构件,压紧弹簧的压紧力最终都 要由它来承受。 2)中央弹簧 中央弹簧是由一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧,并且布置 在离合器的中心。 3)压盘 压盘的结构一般是环形盘状铸件,离合器通过压盘与发动机紧密相连。压盘靠近 外圆周处有断续的环状支承凸台,最外缘均布有三个或四个传力凸耳。 4)传动片 离合器接合时,飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动,并通过压盘与从动盘摩擦 片之间的摩擦力使从动盘转动;在离合器分离时,压盘相对于离合器盖作自由轴向移 动,使从动盘松开。这些动作均由传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘 以铆钉或螺栓联接,一般采用周向布置。在离合器接合时,离合器盖通过它来驱动压 盘共同旋转;在离合器分离时,可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵 力减小。 5)分离轴承总成 分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作时主要承受轴向分 4 离力,同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。目前国产的汽车中多使用角 接触推力球轴承,采用全密封结构和高温铿基润滑脂,其端面形状与分离指舌尖部形 状相配合,舌尖部为平面时采用球形端面,舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端 面。 1.4 中央弹簧离合器的优点 中央弹簧离合器与其他形式离合器相比,具有一系列优点: 1)中央弹簧离合器具有较理想压紧力,有利于减少踏板压力使操作轻便; 2)压紧弹簧不与压盘直接接触,不会使弹簧受热回火失效; 3)通过调整垫片或螺纹容易实现压盘对压紧力的调整; 4)中央弹簧中心与离合器中心线重合,平衡性好。 1.5 中央弹簧离合器的工作原理 由图可知,离合器盖与发动机飞轮用螺栓紧固在一起,当中央弹簧被预加压紧, 离合器处于接合位置时,由于中央弹簧一端对压盘的压紧力,使得压盘与从动摩擦片 之间产生摩擦力。当离合器盖总成随飞轮转动时(构成离合器主动部分),就通过摩擦 片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力 要分离离合器时,将离合器踏板踏下,通过操纵机构,使分离轴承总成前移推动 中央弹簧离开压盘,压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片,使从动盘总成处于分离 位置,切断了发动机动力的传递。 5 图1.1中央弹簧离合器结构图 二、离合器摩擦片参数的确定 2.1 摩擦片参数的选择 2.1.1 初选摩擦片外径 D、内径 d、厚度 b 摩擦片外径是离合器基本尺寸,它关系到离合器的结构重量和寿命,它和离合器 所需传递转矩大小有一定关系。 式中, 为发动机最大转矩,取 400N•m;maxeTNT108ax A 为不同结构和使用条件对 D 的影响系数,对于轻型货车 取 A=40。 离合器摩擦片尺寸系列和参数表 1 表 1 外径 D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 6 内径 d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度 b/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 c=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 1- c3 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 单位面积 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 摩擦片标准系列尺寸,取 D=325mm,d=190mm,b=3.5mm,c=0.557。 2.1.2 后备系数 β 后备系数保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩,同时它有助于减少汽车起步时 的滑磨,提高了离合器的使用寿命。但为了离合器的尺寸不致过大,减少传递系的过 载,使操纵轻便等,后备系数又不宜过大。由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器, 在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小(开始时还有些增加) ,再加上轻 型货车的后备功率比较大,使用条件较好,宜取较小值,故初取 β=1.3。 2.1.3 离合器传递的最大静摩擦力矩 TC 2.1.4 单位压力 P0 摩擦面上的单位压力 P 的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系 数,摩擦片材料及质量等有关。 离合器使用频繁,工作条件比较恶劣单位压力 P 较小为好。当摩擦片的外径较大 时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力 P。因为在其它条件不变的情况下,由于摩 擦片外径的增加,摩擦片外缘的线速度大,滑磨时发热厉害,再加上因整个零件较大, 零件的温度梯度也大,零件受热不均匀,为了避免这些不利因素,单位压力 P 应随摩 擦片外径的增加而降低。选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、 摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。 )1(2330DdZfpTc 0.1MPa  )2014(20.0.)( 33330 fTc 式中, 为摩擦因数取 0.3; 7 为单位压力( )0paMP 为摩擦面数取 2;Z 为摩擦片外径取 325mm;D 为摩擦片内径取 190mm;d 摩擦片材料选择石棉基材料, 为单位压力 0.1 , 为摩擦因数取 0.3。0paMPf 摩擦片的工作条件比较恶劣,为了保证它能长期稳定的工作,根据汽车的的使用 条件,摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求: ⑴应具有较稳定的摩擦系数,温度,单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影 响小。 ⑵要有足够的耐磨性,尤其在高温时应耐磨。 ⑶要有足够的机械强度,尤其在高温时的机械强度应较好 ⑷热稳定性要好,要求在高温时分离出的粘合剂较少,无味,不易烧焦 ⑸磨合性能要好,不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面 ⑹油水对摩擦性能的影响应最小 ⑺结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象 由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片,是由耐热和化学稳定 性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成,其摩擦系数大约在 0.3 左右,在 该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。 2.2 离合器基本参数的校核 2.2.1 最大圆周速度 式中, vD 为摩擦片最大圆周速度(m/s) nemax为发动机最高转速取 3000r/min; 为摩擦片外径径取 325mm; 故符合条件。 2.2.2 单位摩擦面积传递的转矩 c0T 8 式中, 为离合器传递的最大静摩擦力矩 422.5 ;cT mN 当摩擦片外径 D210-325mm 时, /10-2=0.40N· / 0.387 N· / ,][0cT2m2 故符合要求 2.2.3 单位压力 0P 为降低离合器滑磨时的热负荷,防止摩擦片损伤,选取单位压力 的最大范围为0P 0.15~.35Mpa, 由于已确定单位压力 =0.25Mpa,在规定范围内,故满足要求0P 2.2.4 单位摩擦面积滑磨功 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,离合 器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功 w 应小于其许用值 [w]。 汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为: 式中,W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J) m 为汽车总质量取 4310kg;a rr 为轮胎滚动半径 0.5m; i 为汽车起步时所用变速器档位的传动比 4.388;g i 为主减速器传动比 3.454;0 n 为发动机转速 (r/min),n 取 3000 r/min;e e w = = = 0.37 )(42dDZWπ 式中,W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取 11898J 满足 w =δ2,则 =r-δ2=72-10=62mmeer 故取 =60mm.er 3.1.6 压盘加载点半径 R1 和支承环加载点半径 r1 的确定 R1 和 r1 需满足下列条件: 71R60r 故选择 R1=88mm, r1=72mm. 3.1.7 膜片弹簧材料 制造膜片弹簧用的材料,应具有高的弹性极限和屈服极限,高的静力强度及疲劳 10 强度,高的冲击强度,同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求,国内常用的 膜片弹簧材料为硅锰钢 60Si2MnA 或 50CrVA。 3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线 假设膜片弹簧在承载过程中,其子午线刚性地绕上地某中性点转动。 设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷 P1(N)集中在支承点处,加载点间的相 对轴向变形为 x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示:   222 )12)(1()1(/ln)16)(1 hrRxHrxrRbEhxfP 式中,E――弹性模量,钢材料取 E=2.06× Mpa;50 b――泊松比,钢材料取 b=0.3; R――自由状态下碟簧部分大端半径,mm; r――自由状态下碟簧部分小端半径,mm; R1――压盘加载点半径,mm; r1――支承环加载点半径,mm; H――自由状态下碟簧部分内截锥高度,mm; h――膜片弹簧钢板厚度,mm。 图形如下: 膜 片 弹 簧 弹 性 特 性 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 0 1 2 3 4 5 6变 形 λ 1/mm 工作 压力 F1/ N 11 图 4.1 弹性特性曲线 膜片弹簧的相关参数如表 3 表 3 截锥高度 H 板厚 h 分离指数 n 圆底锥角  3.8mm 2.4mm 18 12 C0 四、扭转减振器的设计 4.1 扭转减振器主要参数 带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图 4.1 所示弹簧摩擦式: 图 4.2 带扭转减振器的从动盘总成结构示意图 1—从动盘;2—减振弹簧;3—碟形弹簧垫圈;4—紧固螺钉;5—从动盘毂;6—减振摩擦片 7—减振盘;8—限位销 由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获 得,且越来越趋向采用单级的减振器。 极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素,与发动机最大转矩有关,一般可取, Tj=(1.5~2.0) maxeT 对于乘用车,系数取 2.0。 则 Tj=2.0× =2.0×108=216(N·m)maxeT 12 4.1.2 扭转刚度 k 由经验公式初选 k Tj13 即 k = Tj=13×216 =2808(N·m/rad)13 4.1.3 阻尼摩擦转矩 Tμ 可按公式初选 Tμ Tμ=(0.06~0.17 ) maxeT 取 Tμ=0.1 =0.1×108=10.8(N·m)maxeT 4.1.4 预紧转矩 Tn 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。 Tn 满足以下关系: Tn=( 0.05~0.15) 且 Tn Tμ=10.8 N·mmaxeT 而 Tn=(0.05~0.15) =5.4~16.2 N·m 则初选 Tn=10N·m 4.1.5 减振弹簧的位置半径 R0 R0 的尺寸应尽可能大些,一般取 R0=(0.60~0.75)d/2 则取 R0=0.65d/2=0.65×140/2=45.5(mm),可取为 46mm. 4.1.6 减振弹簧个数 Zj 当摩擦片外径 D 250mm 时, Zj=4~6 故取 Zj=6 4.1.7 减振弹簧总压力 F 当减振弹簧传递的转矩达到最大值 Tj 时,减振弹簧受到的压力 F 为 F =Tj/R0=216/(46× )=4.6957(kN)310 4.2 减振弹簧的计算 在初步选定减振器的主要参数以后,即可根据布置上的可能来确定和减振器设计 13 相关的尺寸。 4.2.1 减振弹簧的分布半径 R1 R1 的尺寸应尽可能大些,一般取 R1=(0.60~0.75)d/2 式中,d 为离合器摩擦片内径 故 R1=0.65/2=0.65×140/2=45.5(mm),即为减振器基本参数中的 R0 4.2.2 单个减振器的工作压力 P P= F /Z=4695.7/6 776.6(N) 4.2.3 减振弹簧尺寸 1)弹簧中径 Dc 其一般由布置结构来决定,通常 Dc=11~15mm 故取 Dc=12mm 2)弹簧钢丝直径 d d= = =3.45mm3][8PDc3580126.7 式中,扭转许用应力 ]可取 550~600Mpa,故取为 580Mpa[ d 取 3.5 mm 3)减振弹簧刚度 k 应根据已选定的减振器扭转刚度值 k 及其布置尺寸 R1 确定,即 k= n210R)/(2.16)104(2823mN 4)减振弹簧有效圈数 i 4.0334434 102.)102(8)5(.kDGdc 5)减振弹簧总圈数 n 其一般在 6 圈左右,与有效圈数 之间的关系为i n= +(1.5~2)=6i 减振弹簧最小高度 14 =23.1mmdnnl1.)(mi 弹簧总变形量 mm5.326.7kPl 减振弹簧总变形量 0l = =23.1+3.51=26.61mm0llmin 减振弹簧预变形量 = 0.164mm1'kZRTln462.0 减振弹簧安装工作高度 l =26.61-0.164=26.4mm'0l 6)从动片相对从动盘毂的最大转角  最大转角 和减振弹簧的工作变形量 有关,其值为)(''' ll =4.16976°2/arcsin1“R 7)限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 1si2 式中, 为限位销的安装尺寸。 值一般为 2.5~4mm。2R1 所以可取 为 3.8mm, 为 52mm.12R 8)限位销直径 'd 按结构布置选定,一般'd =9.5~12mm。'd 可取 为 10mm' 扭转减振器相关参数表 4 表 4 极限转矩 Tj 阻尼摩擦转矩 Tμ 预紧转矩 Tn 减振弹簧的位置半径 R0 减振弹簧个数 Zj 15 216 N·m 10.8 N·m 10 N·m 46mm 6 五、离合器其它主要部件的结构设计 5.1 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,它几乎承受由发动机传来的全部转矩。 它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上,花键的迟钝可根据摩擦片 的外径 D 与发动机的最大转矩 T maxe 花键尺寸表 5 表 5 花键尺寸摩擦片 外径 D/mm 发动机最大转 矩 T /(N·m)maxe 齿数 n 外径 D’ /mm 内径 d’ /mm 齿厚 t/mm 有效尺 长 l/mm 挤压应力 /MPac 200 108 10 29 23 4 25 11.1 5.2 从动片的设计 从动盘对离合器工作性能影响很大,设计时应满足如下要求: 1)从动盘的转动惯量应尽可能小,以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 2) 从动盘应具有轴向弹性,使离合器结合平顺,便于起步,而且使摩擦面压力均匀, 以减小磨损。 3)应安装扭转减振器,以避免传动系共振,并缓和冲击。 本次设计初选从动片厚度为 2mm 5.3 离合器盖结构设计的要求: 1)应具有足够的刚度,否则影响离合器的工作特性,增大操纵时的分离行程,减小压 盘升程,严重时使摩擦面不能彻底分离。 2)应与飞轮保持良好的对中,以免影响总成的平衡和正常的工作。 3)盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。 16 4)为了便于通风散热,防止摩擦表面温度过高,可在离合器盖上开较大的通风窗孔, 或在盖上加设通风扇片等。 乘用车离合器盖一般用 08、10 钢等低碳钢板。 本次设计初选 08 钢板厚度为 3mm 5.4 压盘的设计 对压盘结构设计的要求: 1)压盘应具有较大的质量,以增大热容量,减小温,防止其产生裂纹和破碎,有时可设 置各种形状的散热筋或鼓风筋,以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽,也可以采 用传热系数较大的铝合金压盘。 2)压盘应具有较大刚度,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及与离合器的彻底分离,厚度约为 15~25 mm 。 3)与飞轮应保持良好的对中,并要进行静平衡,压盘单件的平衡精度应不低于 15~20 g·cm 。 4)压盘高度 (从承压点到摩擦面的距离)公差要小。 压盘形状较复杂,要求传热性好,具有较高的摩擦因数,通常采用灰铸铁,一般采用 HT200、HT250、HT300 ,硬度为 170~227HBS。 5.5 压盘的结构设计与选择 t = (1)mcW m = = (2)V)4 2(dDh t = = =4.95c)42(dDh 4.8170)10(59.C 式中,W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功,取 W=11898J γ 为传到压盘的热量所占的比例,对单片离合器压盘. γ=0.5; m 为压盘质量(kg) V 为压盘估算面积; c 为压盘的比热容,铸铁:c=481.4 J/(kg· );C 为铸铁密度,取 7800 kg/m ;3 17 为摩擦片外径取 200 ;Dm 为摩擦片内径取 140 ;d h 为压盘厚度,取=15 mm; t 为压盘温升( )C 满足压盘温升不超过 8~10 要求。 六、 设计小结 本设计以“机械设计、汽车设计、二维制图模型” 为主线,主要采用 PROE 设计一 个膜片弹簧离合器总成,由于时间和能力的限制,本设计对分离机构和操纵机构只作 了简单的设计。 本次设计我利用 PRO/E 软件绘制了离合器总成和部分零件的三维图形,由于能力 有限,难免有些不合理的地方,此次设计充分利用了已学过的汽车设计和机械设计知 识,使我对所学知识有了一个系统的认识、复习、巩固和深入。通过这次设计,我对 机械设计和汽车设计有了更深刻的认识,也初步掌握了机械设计的方法和使用有关机 械设计手册的方法;对机械零件、汽车部件、装配技术、计算机软件使用技术等作了 一个全新的认识和再学习,加深了理解,并扩展了知识面;充分利用计算机 CAD 技术 进行了绘图;提高了计算机的使用能力。 自己平日的理论知识虽然仍没有真正应用于实际生产中,但利用课程设计这个平 台,使我充分认识到自己理论学习中的不足,熟悉了一些新的设计方法。尤其是在画 图方面,进一步熟练、巩固,这次课程设计为我以后的学习及毕业设计打下了基础。 指导教师认真细致的指导和帮助,我表示最真挚的感谢! 18 七、 参考文献 [1] 王望予编, 《汽车设计》 ,机械工业出版社 [2] 刘惟信编, 《汽车设计》 ,清华大学出版社 [3] 余志生编, 《汽车理论》 (第 5 版) ,机械工业出版社 [4] 陈家瑞编, 《汽车构造》 (第 5 版) ,机械工业出版社 [5] 张毅编,离合器及机械变速器,化学工业出版社 [6] 汽车工程手册编写组, 《汽车工程手册》 ,人民交通出版社 [7] 成大先编, 《机械设计手册》化学工业出版社 [8] 王国权,龚国庆编, 《汽车设计课程设计指导书》 ,机械工业出版社 [9] 王丰元,马明星, 《汽车设计课程设计指导书》 ,中国电力出版社
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