摩擦离合器设计

摘 要

通过对已知车型所给的离合器参数进行分析和计算，找出离合器摩擦片烧伤的原因，

是因为装载机在最大坡道起步时单位摩擦面积滑摩功小于其许用值。通过比较选择离合器

的改进方案。对离合器摩擦片参数进行优化，增大离合器的摩擦面积，使装载机在最大坡

道起步时单位摩擦面积滑摩功大于其许用值，从根本上解决了离合器烧伤的问题。扭转减

振器采用14个减振弹簧，有效的起到了减振作用。压盘驱动方式采用传力片式，使制造

变的简单。压紧弹簧采用膜片弹簧形式使装载机起步更加平稳。

Abstract

The models are known to clutch the parameters for analysis and calculations,

the clutch friction-burn identify the reasons is because most loader in the ramp area

of friction units start at power sliding friction is less than its allowable value. By

comparing select clutch of improvement programmes. Friction parameters of the

film to optimize and increase the friction clutch size, the largest vehicle in the ramp

area of friction units start at the Mount Gong big slide in its value-use, and

fundamentally solve the problem of the clutch burns. Reversing the shock absorber

damping spring by 14, has played an effective role in damping. Pressure-driven

approach of chip-use, easy to manufacture. Pinched by spring diaphragm spring to

form a more stable car started.

第1章 绪论

随着装载机发动机转速、功率的不断提高和装载机电子技术的高速发展，人们对离合

器的要求也越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的圆柱弹簧与膜片弹簧再

结构反面都在不断的得到优化创新，而传统的操纵形式也正向自动操纵形式发展。因此，

提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能

力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。

本文以载货装载机离合器为例，介绍了离合器的不同分类及基本结构和工作原理，并

设计了单片、周置圆柱螺旋弹簧离合器的主要参数及尺寸。另外还设计了压紧弹簧，扭转

减振器以及离合器的操纵机构和主要零部件，并根据约束条件确定了离合器的各参数及尺

寸是否符合要求，同时还对个别零部件进行了强度校核。最后，对机械零件进行了Pro/E

三维建模。本次设计的离合器采用传统的设计方案并在其基础上进行了创新与改进，其特

点在于结构简单、方便、轻巧、耐用其易于制造。

第2章 离合器简介

2.1 离合器的功用

1、保证装载机平稳起步

这是离合器的首要功能。在装载机起步前，自然要先起动发动机。而装载机起步时，

装载机是从完全静止的状态逐步加速的。如果传动系（它联系着整个装载机）与发动机刚

性地联系，则变速器一挂上档，装载机将突然向前冲一下，但并不能起步。这是因为装载

机从静止到前冲时，产生很大惯性力，对发动机造成很大地阻力矩。在这惯性阻力矩作用

下，发动机在瞬时间转速急剧下降到最低稳定转速（一般300-500RPM）以下，发动机即熄

火而不能工作，当然装载机也不能起步。

2、保证传动系换档时工作平顺

在装载机行驶过程中，为适应不断变化的行驶条件，传动系经常要更换不同档位工作。

实现齿轮式变速器的换档，一般是拨动齿轮或其他挂档机构，使原用档位的某一齿轮副推

出传动，再使另一档位的齿轮副进入工作。在换档前必须踩下离合器踏板，中断动力传动，

便于使原档位的啮合副脱开，同时使新档位啮合副的啮合部位的速度逐步趋向同步，这样

进入啮合时的冲击可以大大的减小，实现平顺的换档。

3、防止传动系过载

当装载机进行紧急制动时，若没有离合器，则发动机将因和传动系刚性连接而急剧降

低转速，因而其中所有运动件将产生很大的惯性力矩（其数值可能大大超过发动机正常工

作时所发出的最大扭距），对传动系造成超过其承载能力的载荷，而使机件损坏。有了离

合器，便可以依靠离合器主动部分和从动部分之间可能产生的相对运动以消除这一危险。

因此，我们需要离合器来限制传动系所承受的最大扭距，保证安全。

2.2 离合器的分类

装载机离合器常用的可分为机械离合器和牙嵌离合器两大类，另外还有安全离合器以

及具有特殊功用的定向离合器、离心离合器、电磁粉末离合器等。

2.3 离合器设计的基本要求

1）在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。

2）接合时平顺柔和，保证装载机起步时没有抖动和冲击。

3）分离时要迅速、彻底。

4）从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。

5）有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用

寿命。

6）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的

能力。

7）操纵轻便、准确。

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，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。

10）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。

2.4 离合器的工作原理

离合器的主动部分和从动部分借接触面间的摩擦作用，或是用液体作为传动介质(液

力偶合器)，或是用磁力传动(电磁离合器)来传递转矩，使两者之间可以暂时分离，又可

逐渐接合，在传动过程中又允许两部分相互转动。 目前在装载机上广泛采用的是用弹簧

压紧的摩擦离合器(简称为摩擦离合器)。

2.5 摩擦离合器结构方案分析

2.5.1 摩擦离合器主要组成及工作原理

摩擦离合器主要由主动部分（发动机飞轮、离合器盖和压盘等）、从动部分（从动盘）、

压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等）四部

分组成。

摩擦离合器利用摩擦力传递扭矩。接合时，主、从摩擦片在一定压力下压紧。主动轴

转动时，接合面间产生足够大的摩擦力，带动从动轴转动。分离时压紧力消失，接合面分离，摩擦力随之消失，从动轴不动。摩擦离合器的工作可分为接合正常工作和分离3个

阶段。在接合和分离阶段，从动摩擦片的转速低于主动摩擦件，会产生打滑现象，导致工

作面发热和磨损。如要求接合平稳，应尽量在空载下接合。摩擦离合器离合迅速，允许主、

从动轴在任意转速下离合；接合时冲击与振动均较小，有过载保护作用。

2.5.2 摩擦离合器的分类

现代各类装载机上应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦离合器，可按从动盘数目不

同、压紧弹簧布置形式不同、压紧弹簧结构形式不同和分离时作用力方向不同分类如下：

[1]

2.5.3 压紧弹簧和布置形式的选择

周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，

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。在某些重

型装载机上，由于发动机最大转矩较大，所需压紧弹簧

数目较多，可将压紧弹簧布置在两个同心圆周上。压紧

弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最大转

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。此

外，弹簧靠到它的定位面上，造成接触部位严重磨损，

甚至会出现弹簧断裂现象。

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，

此结构轴向尺寸较大。由于可选较大的杠杆比，因此可

得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力，

使操纵轻便。此外，压紧弹簧不与压盘直接接触

2-1 膜片弹簧离合器

不会使弹簧受热退火，通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调整。

这种结构多用于重型装载机上。

斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力盘上，并通过压杆作用

在压盘上。这种结构的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘

所受的压紧力几乎保持不变。与上述两种离合器相比，具有工作性能稳

定、踏板力较小的突出优点。此结构在重型装载机上已有采用。

膜片弹簧离合器(图2—1)中的膜片弹簧图

2-2 拉式膜片弹簧离合器

是一种具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指组成，

它与其它形式的离合器相比具有如下一系列优点：

1)膜片弹簧具有较理想的非线性特性，弹簧压力在摩擦片允许磨

损范围内基本不变，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；对

于圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降。离合器分离时，弹簧压力有所下降，

从而降低了踏板力；对于圆柱螺旋弹簧，压力则大大增加。

2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，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；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降。

4)由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命。

5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长。

6)平衡性好。

7)有利于大批量生产，降低制造成本。

但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛采用。

拉式膜片弹簧离合器(图2—2)中，其膜片弹簧的安装方向与推式相反。在接合时，膜片弹簧的大端支承在离合器盖上，而以中部压紧在压盘上。将分离轴承向外拉离飞轮，即可实现分离。

但是，拉式膜片弹簧的分离指是与分离轴承套筒总成嵌装在一起的，需专门的分离轴承，结构较复杂，安装和拆卸较困难，且分离行程略比推式大些。由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，它已在一些装载机中得以应用日趋广泛。

3．膜片弹簧支承形式

推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。图2—3为双支承环形式，其中图2—3a用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承 图2-2 拉式膜片弹簧离合器环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单，是早已采用的传统形式；图2—3b在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，可提高耐磨性和使用寿命，但结构较复杂；图2—3c取消了铆钉，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起，使结构紧凑、简化、耐久性良好，因此其应用日益广泛。

图

图2-3推式膜片弹簧双支承环形式 图2-4 推式膜片弹簧单支承环形

图2—4为单支承环形式。在冲压离合器盖上冲出一个环图形凸台来代替后支承环(图2—4a)使结构简化，或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环(图2—4b)，以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙。

图2—5为无支承环形式，利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将膜片弹簧铆合在一起而取消前、后支承环(图2—5a)；或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，离合器盖上环形凸台代替后支承环(图2—5b)，使结构更简化；或取消铆钉，离合器盖内边缘处伸出的许多舌片将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形凸台弯合在一起(图2—5c)，结构最为简单。

图2—6为拉式膜片弹簧支承结构形式，其中图2—6a为无支承环形式，将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上；图2—6b为单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。这两种支承形式常用于轿车和货车上。

图2-5 推式膜片弹簧无支承环形式 图2-6 拉式膜片弹簧支承形式

2.5.4 从动盘数的选择

对轿车和轻型、微型货车而言，发动机的最大转矩一般不大。在布置尺寸允许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器(图2—7)结构简单，尺寸紧凑，散热良好，用时能保证分离彻底、接合平顺。

双片离合器(图2—8)与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小，另外接合较为平顺但中间压盘通风散热不良，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底设计时在结构上必须采取相应的措施。这种结构一般用传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场

合。

图2-7 单片离合器 图2-8 双片离合器

多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点，以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。但它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。

2.5.5 对摩擦离合器的基本性能要求

（1） 保证能传递发动机发出的最大转矩，并且还有一定的传递转矩余力；

（2） 能作到分离时彻底分离，接合时柔和，并具有良好的散热能力；

出轴相连部分的转速比较容易变化，从而减轻齿轮间冲击；

（4） 具有缓和转动方向冲击，衰减该方向振动的能力，且噪音小；

（5） 压盘压力和摩擦片的摩擦系数变化小，工作稳定；

（6） 操纵省力，维修保养方便。

（3） 从动部分的转动惯量尽量小一些，这样，在分离离合器换挡时，与变速器输

双片、推式、膜片弹簧离合器

第3章 离合器主要参数及尺寸的选择

摩擦离合器是靠存在于主从动部分摩擦表面尖的摩擦力矩来传递发动机扭矩的. 离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为

TCfFZRC[1] (3-1) 式中f为摩擦面间的摩擦因数；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数；单片摩擦离合器Z=2，双片摩擦离合器Z=4。

假设摩擦片上工作压力均匀，则有 F0A0(D2d2)4 (3-2) 式中p0为单位压力；D为摩擦片外径；d为摩擦片内径。

摩擦片的平均摩擦半径RC根据压力均匀的假设，可表示为

(3-3) D3d3

Rc3(D2d2)

当d/D≥0.6时，RC可相当准确地由下式计算

(3-4) Dd

c 4R

则有：

式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在0.53～0.70之间。 动机最大转矩，即

TcfZ0D3(1c3)12



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TC应大于发

TC=βTemax[2] (3-6) 式中，Temax为发动机最大转矩。

β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，β必须大于1。

离合器基本参数的选择

基本参数主要有性能参数β和ρ0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。以及结构参数摩擦面数Z和离合器间隙△t，最后还有摩擦因数f。

3.1 摩擦片外径D、内径d和厚度b的确定

摩擦片外径D、内径d和厚度b是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要有大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩（N·m）来选定D时，有

D=100

Temax[3]

(3-7) A

式中，系数A反映了不同结构和使用条件对D的影响，可参考下列范围： 小轿车A=47

一般载货车A=36（单片）或A=50（双片）； 自卸车或使用条件恶劣的载货车A=19。 本离合器选取A=54

所以求得D=436mm 取D=430mm 根据我国摩擦片尺寸的标准并查表得 D=430mm d=230mm b=4mm C=0.535

3.2 后备系数β

后备系数β是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择β时应考虑以下几点：

1）为可靠传递发动机最大转矩，β不宜选取太小；

2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大； 3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；

4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些； 5）装载机总质量越大，β也应选得越大；

6）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些； 7）发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些； 8）膜片弹簧离合器选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些； 9）双片离合器的β值应大于单片离合器。

[3]本离合器β取值为2.2

3.3 单位压力ρ

单位压力ρ0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。

离合器使用频繁，发动机后备系数较小时， ρ0应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷， ρ0应取小些；后备系数较大时，可适当增大ρ0 。

[3]

本离合器摩擦片单位压力ρ0取值0.2MPa,摩擦片采用石棉基材料。

3.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t

[1]

本离合器选取摩擦因数f为0.3 摩擦面数Z=2

离合器间隙△t是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回拉弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆之间留有的间隙。

该间隙△t一般为3-4mm。

第4章 膜片弹簧的设计计算

膜片弹簧尺寸初定后，需要计算出其载荷—变形特性并做出分析，以便确认其弹簧的工作特性曲线的形状是否合理，能定出合适的工作点位置，然后还需要确定膜片弹簧的分离载荷及分离行程大小，对膜片弹簧的强度作出分析，判断其能否可靠工作，最终选出膜片弹簧的尺寸。

参考一定的样品参数，并本次设计的数据的具体情况，初步选定膜片弹簧的尺寸：

H/h=1.54, R/r=1.25, a=H/（R-r）=1130' , H=8.0mm, h=5.2mm, D=430mm, d=230mm, L=195mm, l=161mm, R=200mm,r=160mm rf=27mm, rp=50mm, n=18

4.1 画出【1】P110 （4—6—1）P1——λ1特性曲线

6(12)(Ll)2

设： P1P1 4

Eh

1=

1

h

因此公式 【1】P110 （4—6—1）就成为

RHRrH1Rr

1 P11ln1rLlh2Llh 把相关数据代入上述各式，得

P1 = 25437P1 15.2

230.1391 P11.43611.2261

由不同的1，计算出的P1及P1和1，结果列表如下：

画出P1——1特性曲线

4.2确定膜片弹簧的工作点位置

取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为1b0.65H0.658.05.2mm，有特性曲线图可查得膜片弹簧的压紧力：

P1 =P=17422N



PRcZc174220.3183.852

1.89 校核后备系数：

Temax1028000

离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为： 1d1bf(f即为1f) 压盘的行程f为f=2.4mm，故 1d5.22.47.6mm

离合器刚开始分离时，压盘的行程f'=1.5mm，此时膜片弹簧大端的变形量为 1c1bf'5.21.56.7mm 摩擦片磨损后，其最大磨损量1.2mm，故 1a1b5.21.24.0mm

4.3求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷P2

由公式【1】P114(4-6-4),取11d则得

R

1d(Rr)Rr2 P2{(H)[H]h}1666N 1d2

Ll2(Ll)6(1)(Ll)(lrp)

Eh1dln

4.4求分离轴承的行程2

由公式[1]P113（4-6-2）取1f，则 2f

/

lrpLl

2.4

16155

7.48mm 34

由公式[1]P114（4-6-8） 11

1n(rfre)

1

3.51.8

0.88

3.14178

21

2n(rer)

1

1118

0.79

298

由公式[1]P114（4-6-7）得

2

//

6P2rp

2

Eh3

rere11re11r2rerrr

[(21)2(1)ln][(22)2(e)ln]}12rprprp22rprprprprp

22

带入有关数据，得

61666[**************]

2{[(1)2(1)ln]432

55552.1105.20.88255

22

[**************]60[(2)2()ln]}9.6820.[1**********]55

//

故 2227.489.6817.16mm

///

4.5强度校核

膜片弹簧大端的最大变形（离合器彻底分离时）1d5.2mm

3rrpp2ERrH11d1dh1d[(1)()]710.04MPa r2h212rlnRRr2LlLl2rLl

r

B当

第5章 扭转减振器的设计

5.1 扭转减振器简介

扭转减振器主要由弹性元件(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。所以，扭转减振器具有如下功能：

1)降低发动机曲轴与传，动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。

2)增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。

3)控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。

4)缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。扭转减振器具有线性和非线性特性两种。单级线性减振器其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机装载机中。当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击，从而产生令人厌烦的变速

器怠速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声，此时可得到两级非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠速

级，第二级的刚度较大。目前，在柴油机装载机中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。

在扭转减振器中，也有采用橡胶代替螺旋弹簧作为弹性元件，以液体阻尼器代替干摩擦阻尼的新结构。

图5-1 单级线性减速器的扭转特性

图5-2 从动盘

图5-3 扭转减振器示意图

(1)

图5-4扭转减振器示意图(2)

5.2 参数计算

减振器的扭转刚度k和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩T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和极限转角j等。

极限转矩Tj

极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△1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

T(1.5~2.0)Temax[7] （5-1） 式中，货车：系数取1．5，轿车：系数取2．0。 本离合器设计中T=1.5Temax=1.5x1028=1542N·

m

图5-5 减速器尺寸简图

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k，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。

k决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。

设减振弹簧分布在半径为Ro的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为Ro。此时所需加在从动片上的转矩为

T1000KZjR0 （5-2） 式中，T为使从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩(N·m)；K为每个减振弹簧的线刚度(N／mm)；Zj为减振弹簧个数；Ro为减振弹簧位置半径(m)。

根据扭转刚度的定义，kT/则

k1000KZjR0 （5-3） 式中，k为减振器扭转刚度(N·m／rad)。 设计时可按经验来初选是k

k≤13Tj （5-4） 本离合器设计中k=10Tj=15420 N·m 阻尼摩擦转矩T

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T一般可按下式初选

T(0.06~0.17)Temax （5-5）

22

本离合器设计中T113N·m 预紧转矩Tn

减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是Tn不应大于T，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取

Tn(0.05~0.15)Temax （5-6） 本次设计中 Tn =0.1Temax =102.8N·m

5.3 减振弹簧设计

减振弹簧的位置半径Ro

Ro的尺寸应尽可能大些，一般取

d

R0(0.60~0.75)

2

d

本次设计中 R00.65=74.75 取75mm

2

减振弹簧个数Zj

Zj参照表5—1选取。

[3]根据上表Zj=14 减振弹簧总压力F

当限位销与从动盘毂之间的间隙△1或△2被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值时Tj，减振弹簧受到的压力F为

FTj/R0 =20560N （5-7） 单个弹簧所受压力

F= F/Z=1468.5N （5-8） 减振弹簧尺寸

d=

8pDc

（5-9） []

式中Dc为弹簧中径 一般取11-15mm []取600MPa Dc取13mm 算得d=3mm 减振弹簧刚度k

K=K=195N/mm （5-10） 21000ROZ

减振弹簧有效圈数 Gd4

I==1.96 （5-11） 38Dck

减振弹簧总圈数

N=i+（1.5-2.0） （5-12）

本次设计中n=2.0+2.0=4

减振弹簧最小高度

Lmin=n(d+)1.1dn=13.2mm （5-13）

减振弹簧变形量△L

△L=F/k=1231.5/228=7.5mm （5-14）

减振弹簧自由高度

Lo= Lmin+△L=30.8+5.4=20.7mm （5-15）

减振弹簧顶预变形量 l

减振弹簧安装工作高度

L= Lo-l=20.7-0.5=20.2mm （5-17）

极限转角针 j

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j

为 j2arcsinl （5-18） 2R0Tn=0.5mm （5-16） kzR0

式中，l为减振弹簧的工作变形量(l=△L-l=4.86mm)。

求得j=6°

j通常取3O～12O，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，j取上限。

5.4 双质量飞轮减振器

目前通用的从动盘减振器在特性上存在如下局限性：

1) 它不能使发动机、变速器振动系统的固有频率降低到怠速转速以下，因此

不能避免怠速转速时的共振。研究表明，发动机、变速器振动系统固有频率一般为40～70Hz，相当于四缸发动机转速1200～2100r／min，或六缸发动机转速800～

1400r／min，一般均高于怠速转速。

图5—6 双质量—飞轮减振器[8]

1一第一飞轮 2一第二飞轮 3一离合器盖总成 4一从动盘 5一球轴承 6一

短轴 7一滚针轴承 8一曲轴凸缘 9一联结盘 10一螺钉 11一扭转减振器

2)它在发动机实用转速1000—2000r／rain范围内，难以通过降低减振弹簧刚度

得到更大的减振效果。因为在从动盘结构中，减振弹簧位置半径较小，其转角又受到限制，如降低减振弹簧刚度，就会增大转角并难于确保允许传递转矩的能力。

近年来出现了一种称为双质量飞轮的减振器。它主要由第一飞轮1、第二飞轮2

与扭转减振器11组成。第一飞轮1与联结盘9以螺钉10紧固在曲轴凸缘8上，并以滚针轴承7和球轴承5支承在与离合器盖总成3紧固的同轴线的第二飞轮2的短轴6上。在从动盘4中没有减振器。

双质量飞轮减振器具有以下优点：

1)可以降低发动机、变速器振动系统的固有频率，以避免在怠速转速时的共振。

2)增大减振弹簧的位置半径，降低减振弹簧刚度K，并允许增大转角。

3)由于双质量飞轮减振器的减振效果较好，在变速器中可采用粘度较低的齿

轮油而不致产生齿轮冲击噪声，并可改善冬季的换挡过程。而且由于从动盘没有减振器，可以减小从动盘的转动惯量，这也有利于换挡。

但是它也存在一定的缺点，如由于减振弹簧位置半径较大，高速时受到较大

离心力的作用，使减振弹簧中段横向翘曲而鼓出，与弹簧座接触产生摩擦，使弹簧磨损严重，甚至引起早期损坏。

双质量飞轮减振器主要适用于发动机前置后轮驱动的转矩变化大的柴车中。

第6章 约束条件

6.1 摩擦片外径的D（mm）选取

摩擦片外径的D（mm）选取应是最大圆周速度VD不超过65~70m/s，即

[7]3 VD=nemaxD1023.665~70m/s （6-1） 60

符合要求

式中，VD为摩擦片的最大圆周速度（m/s）；ne为发动机最高转速（r/min）。 xam

6.2 摩擦片的内、外径比C的选取

摩擦片的内、外径比C应在0.53~0.70范围内，即

0.53C0.70 C=0.535 符合要求

6.3后备系数

为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，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1.2~4.0,即

1.24.0 =1.9 符合要求

6.4 摩擦片内径

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2R0约50mm,

即

d

d>2x75+50 符合要求 2R050mm （6-2）

6.5 摩擦面积传递转矩的许用值

为反映离合器传递的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

Tc04TC

Z(Dd)22[Tc0] （6-3）

式中, Tc0 为单位摩擦面积传递的转矩(N·m/mm2)；[Tc0]为其允许值(N·m/mm2)，按下表选取。

表6-1单位摩擦面积传递转矩的许用值(N·m/mm2)

[2]

求得Tc0=0.25102

6.6 单位压力P0

为降低离合器滑磨时的热负荷,防止摩擦片损伤,对于不同车型,单位压力P0根据所用

的摩擦材料在一定范围内选取, P0的最大范围为0.10~1.50MPa,即

0.10 MPa P01.50 MPa

P0=0.30 MPa 符合要求

第7章 离合器操纵机构的选择

7.1 对离合器操纵机构的要求

⑴踏板力要尽可能小，乘用车一般在80~150N范围内，商用车不大于150~200N。 ⑵踏板行程一般在80~150mm范围内，最大不应超过180mm。

⑶应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。

⑷应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因为受力过大而损坏。

⑸应具有足够的刚度。

⑹传动效率要高。

⑺发动机振动及车架和驾驶室的变形不会 影响其正常工作。

⑻工作可靠、寿命长，维修保养方便。

图7-1 离合器操纵机构

1- 离合器分离踏板 2-偏心弹簧 3-支承A 4-离合器拉线自动调整机构 5-传动器壳体上的支承B 6-离合器操纵臂 7-离合器分离臂 8-离合器分离轴承 9-离合器分离推杆

7.2 操纵机构结构形式的选择

常用的离合器操纵机构，主要有机械式、液压式、机械式和液压式操作机构的助力器、气压式和自动操作机构等。

机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系操纵机构结构简单、工作可靠，广泛应用于各种装载机中。但其质量大，传动效率低，发动机的振动和车架或驾驶室的变形会影响其正常工作， 在远距离操纵时，布置较困难。绳索操纵机构可克服上述缺点，而且可采用适宜驾驶员操纵的吊挂式踏板结构；但其寿命较短，机械效率仍不高，多用于发动机排量小于1.6L的乘用车中。

液压式操纵机构主要由吊挂式离合器踏板、主缸、工作缸、管路系统和回位弹簧等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、发动机的振动和驾驶室或车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点，故广泛应用于各种形式的装载机中。

本离合器的操纵机构采用液压式操纵机构。

离合器液压式操纵机构示意图如下

S0f为分离轴承的自由行程，一般为1.5~3.0mm,d1、d2分别为主缸和工作缸的直径；S

为踏板行程

图7-2 离合器操纵机构示意图

7.3 液压式操纵机构的工作原理

踩下离合器踏板时，推杆右移，密封了主缸与储液室之间的通孔，继续踩下离合器踏板，则主缸内的油液就在活塞的作用下，压力上升，并通过管路输向工作缸。工作缸内压力升高，推动缸内活塞及推杆右移，使分离杆工作。

当抬起离合器踏板时，回位弹簧使推杆左移，打开储液室与主缸通孔，并使储液室通过管路与工作缸相通，整个系统无压力。示意图如下：

第8章 离合器主要零部件的结构设计

8.1 从动盘总成

从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。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量小，以减小变速器换档时轮齿间的冲击。

2．从动盘应具有转动惯量轴向弹性，使离合器接合平顺，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，以避免传动共振，并缓和冲击。

轴向弹性从动盘的结构形式

为了使从动盘具有轴向弹性，常有的方法有：

1．在从动片外缘开6-12个“T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种结构主要应用在商用车上。

2．将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接，由于波形片（厚度小于1.0mm）比从动片（厚1.5~2.5mm）薄，这种结构的轴向弹性较好，转动惯量较小，适

宜于高速旋转，主要应用于乘用车和最大总质量小于6t的商用车上

3．利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的做片铆接在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆接在右侧摩擦片上。这种结构的弹性行程大，弹性特性较理想，可使装载机起步极为平顺。这种结构主要应用于发动机排量大于2.5L的乘用车上。

4．将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上,只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。这种结构的转动惯量大，但强度较高，传递转矩的能力大，主要应用于商用车上。

8.2 从动盘毂

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置在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax由表8—1选取。

从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键候上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0~1.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢（如35，45，40Cr等），并经调质处理，表面和心部硬度一般都在26~32HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及从动片配合处，应进行高频处理。

[11]

本次设计中从动盘毂花键的尺寸为: n=10 D`=45 d`=36 t=5 l=65 c=13.5MPa

8.3 摩擦片

离合器摩擦片在性能上应满足如下要求:

1．摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。

2．具有足够的机械强度与耐磨性。

3．密度要小，以减小从动盘的转动惯量。

4．热稳定性好，在高温下分离出的黏合剂少，无味，不易烧焦。

5．磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。

6．接合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象。

7．长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。

离合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基材料具有摩擦因数较高（大约0.3~0.45）、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，故目前主要应用于中、轻载荷下工作。由于石棉在生产和使用过程中对环境有污染，对人体有害，故以玻璃纤维、金属纤维等来替代石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，接合平顺性较差，主要应用于载重质量较大的商用车上。

摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜在从动片上安装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力；但更换摩擦片困难，且使从动盘难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。

8.4 从动片

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号）或低碳钢板（如10号）。一般厚度为1.3-2.5mm，表面硬度为35-40HRC。

波形片和减振弹簧

波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度为40-46HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧常用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。

离合器盖总成

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。

8.5 离合器盖

对离合器盖结构设计的要求：

1. 应具有足够的刚度，否则将影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘行程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为2.5-4.0mm；在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。

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。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。

3. 盖的默片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。

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，或在盖上加设通风风扇片等。

乘用车和载质量较小的商用车的离合器盖一般用08、10刚等低碳钢板，载质量大的商用车则常用铸铁件或铝合金压铸件。

8.6 压盘

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，减小温升，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及与离合器的彻底分离，厚度约为15-25mm。

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底于15-20g·cm。

4．压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。

压盘的厚度初步确定后，应根据下式来校核离合器一次接合的温升 W[6] t （8-1） mc

式中，t为压盘温升，不超过8-10OC；c为压盘的比热容，铸铁：c=481.5J/(kg· OC);m为压盘质量(kg); 为传到压盘的热量所占的比例,对单片离合器压盘：=0.5，对双片离合器压盘=0.25，中间压盘=0.5。

压盘的形状较复杂，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。也有少数采用合金压铸件。

8.7 传动片

传动片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，有可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡。

传动片常用3-4组，每组2-3片，每片厚度为0.5-1.0mm，一般由弹簧刚带65Mn制成。

8.8 分离杠杆装置

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，使各内端位于平行与压盘的同一平面，其高度差不大于0.2mm。

4．分离杠杆的支撑处应采用滚针轴承、滚销或刀口支撑，以减小摩擦和磨损。

5．应避免在高速转动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。

分离杠杆主要由08低碳钢板冲压和35等中碳钢锻造成型（锻件硬度为131-156HBS）而成。

8.9 支承环

支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用3.0-4.0mm的。

8.10 分离轴承总成

分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作中主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的颈向力。以前主要采用推力球轴承或向心球轴

承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命底。目前国外已采用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温锂基润润滑脂，其端部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，舌尖部为弧形面采用平端面或凹弧形端面。

本次设计中采用深沟球轴承。

第9章 Pro/Engineer三维建摸

9.1 Pro/Engineer软件介绍

在机械设计领域，设计工具经历了从图板到二维设计软件，再到三维建模软件的变革。如果说，从图板到二维设计软件的迁移只是形式的改变，本质上并没有多大进展，充其量只是方便了数据共享的话，那么，三维造型软件的出现在设计领域中迈出了革命性的一步。它彻底改变了传统的设计理念，从设计人员依靠想象力绘制各种视图，到直接绘制三维模型，再由计算机自动生成详细的视图，这使设计人员从想象各种视图的困境中解放出来。对于复杂的模型，更可避免传统设计方式难以避免的错误。而且，相对于平面模型而言，实体模型不仅可以提供靠想象力绘制各种视图，到直接绘制三维模型，再由计算机自动生成详细的视图。对于复杂的模型，更可避免传统设计方式难以避免的错误。而且，相对于平面模型而言，实体模型不仅可以提供几何拓扑信息，还可以包含模型的材料、质量、质心位置和转动惯量等物理信息。实体模型的优势在于：

（1） 实体模型可以通过投影变换为二维图形，稍作修改即可输出为工程图纸；

（2） 实体模型可以直接输出到数控机床或快速成型系统；

（3） 实体模型包含大量的物理信息，还可以作为有限元分析或动力学分析的起点；

（4） 采用实体模型可以直观的模拟系统的运动，便于发现构件间的干涉。

目前，比较流行的三维设计软件如：Solid Edge、Solid works、UG和Pro/E等都具有相当完善的实体建模技术。根据客观条件和Pro/E软件的特点，本课题选择Pre/Engineer Wildfire软件进行离合器的实体建模。

Pro/Engineer Wildfire中文版是美国PTC（Parametric Technology Corporation, 参数技术公司）公司推出的工程技术设计软件，其功能强大，参数化特征造型使其占据的三维设计领域的软件市场份额越来越大，尤其在我国的CAD/CAM研究所和工厂中得到了广泛应用。

Pro/Engineer Wildfire 经过了R20、2000I、2000I2、2001等版本的不断升级，随着该公司对其他相关技术公司的合并进程，引进了很多新功能，因此，在2003年推出了Wildfire版。

9.1.1 Pro/Engineer系统简介

美国PTC公司作为参数化技术的提出者，从1988年推出实体参数化设计软件Pro/Engineer，在全世界受到人们的广泛接受。自从推出以来，PTC公司又不断进行完善，陆续推出多个版本，目前的最新版本是Pro/Engineer Wildfire。它是基于特征、采取参数化技术、全数据相关、单一集成数据库、支持并行工程操作的最新实体参数化设计软件，更完整地集成了各种模块，完美地为开发者解决了由工业设计至NC加工的全套解决方案，极大地提高了业界的竞争能力。

Pro/Engineer Wildfire软件的 功能比较丰富，包括三维实体建模、三维曲面建模、模型的空间转换、显示控制和观察、零件装配及干涉检验、平面出图、渲染处理、资料验证、数据交换、文件管理几数据库等功能。该系统采取参数化特征建模技术，具有特征建模、模块化、集成化程度高、可移植性强以及兼容性好等优点。

特征建模不仅描述了几何形状信息，而且在更高层次上表达产品的功能信息，起操作不再是原始的线条和体素，而是产品的功能要素，如通孔、键槽、倒角等。

通过采取参数化和尺寸驱动技术，可以通过修改模型的约束尺寸来修改模型的大小和形状，而尺寸之间有可以相关，尺寸更改会引起模型的自动变化。

同时该软件采取统一数据库进行模型数据管理，这样使得对某一对象做的任何改动都能即时自动地调用该对象的任何得以体现。这位设计开发的同步工作、数据共享及现代并行设计工程提供了很大的便利性。

该软件具有良好的兼容性，在其中设计好的模型可以可以通过系统提供的接口输出到其它软件所兼容的格式，如CATIA、STEP、GIFF、IGES等，同时还可以将相应格式的模型输入到Pre/Engineer环境中，如IGES、NEUTRAL、SET、STEP、CATIA、ENGEN等

Pro/Engineer Wildfire将Pro/Engineer的易学易用性、功能强大性及互连互通性融为一体，大大提高了用户的工作效率。与Pro/Engineer2000i、Pro/Engineer2001相比，野火版的操作更简捷，起界面、风格以及操作方法也发生了较大的变化，更便于用户学习、掌握，同时野火版引入了极富创造力的连接功能，从而改进了用户获取信息的方法以及与人合作的方式。野火版中，用户可以很方便地通过Internet与团队的其他设计人员实现信息沟通。

目前，Pro/Engineer Wildfire是Pro/Engineer系列中最强大、最完善的版本，它继承了Pro/Engineer中颇受欢迎的各项功能，同时加强了软件的易用性以及Wed的连通性，使Pro/Engineer真正成为产品设计的新标准。[16]

9.1.2 Pro/Engineer系统的特点

随着CAD/CAM的研究进程，PLC率先提出参数化设计、特征建模、全数据相关和单一集成数据库的设计新思路，使Pro/Engineer系统成为当前非常优秀的CAD/CAM实际软件。

Pro/Engineer系统的主要特点是：参数化设计、基于特征、全数据相关和单一集成数

据库。

1参数化设计

Pro/Engineer是第一个引入参数化概念的计算机辅助软件，它带来了业界的一次技术革命。所谓参数化是指特征之间具有一定的关联关系，这种关系可以通过一定的参数来表示，该参数既可以是变量，也可以是关系式。这就决定了各参数是随着外部变量的变化而变化的带有实时性。也就决定了同某个特征相关联的其他特征也要发生相关变化，而不需要新绘制。

参数化设计通过尺寸驱动来实现，所谓尺寸驱动就是以模型的尺寸来决定模型的形式，一个模型由一组具有一定关联的尺寸进行定义。利用参数化技术，可使设计人员从大量繁重而琐碎的建模工作中解脱出来，可以大大提高设计速度，并减少信息的存储量。

在Pro/Engineer中定义的参数主要包括集合形状参数和定位尺寸参数两种。

2基于特征

特征的概念最早出现在1978年美国MIT的一篇学士论文“CAD中基于特征的零件表示”中，随后经过几年的酝酿讨论，至80年代有关特征建模技术得到广泛关注。特征是一种集成对象，是包含丰富的工程语义，因此，它是在更高层次上表达产品的功能和形状信息。对于不同的设计阶段和应用领域有不同的特征定义，例如功能特征、加工特征、精度特征等。

在Pro/Engineer中的所有模型都是由多个特征组成的，改变与特征相关的各种数据信息，则可以直接改变模型的外观等。

根据设计过程和建模顺序的不同，特征可分为基础特征和辅助特征两种。

（1） 基础特征。每个零件模型都有它的大体形状，如果我们在工程实践中直接选择一个与零件外形相似的铸件等进行加工的话，则可以省去很多麻烦。在Pro/Engineer中的基础特征就是个类似铸件的意思。

（2） 辅助特征。在建立了基础特征后，需要对其进行加工和处理，这时所涉及到的所有特征就是辅助特征。辅助特征也叫修饰特征。

3全数据相关

采用全数据相关，在设计中任何一处的修改都将反映整个设计的其他环节中，例如，如果修改工程图中的基本数据，三维实体模型也将随之改变，在加工中的数控加工路径也回自动更新。这将给产品的设计和生成带来很大的方便，大大地减轻了设计人员的重复性工作，提高设计效率。

4单一集成数据库

Pro/Engineer系统建立在单一数据哭基础之上，这一点不同于大多数建立在多个数据库之上的传统CAD系统。所谓单一数据库，就是工程中的所有数据都来自同一个数据库，

这样可以使不同部门的设计人员能同时拷发同一个产品，实现协同工作。

9.2以减速机渐开线斜齿圆柱齿轮为例建模

1、插入基准曲线（草绘）：

FRONT平面作为草绘平面，绘制4个圆，圆的直径分别设定为：da, db, df, dse；完

成后如下图：

2、插入基准曲线（从方程）：

3、创建拉伸特征（齿顶圆拉伸）：

FRONT平面为草绘平面，进入草绘模式后按“使用边”命令选取直径等于da的圆创建

拉伸截面；

单侧拉伸，深度为：teeth_width+6；完成后如下图：

4、插入基准轴A_2：

过柱面，选上面创建的柱面，完成如下图：

5、插入基准点PNT0：

用曲线相交选项创建基准点如下图：

6、插入基准平面DTM1：

穿过轴A_2，穿过点PNT0，完成如下图：

7、复制第4步创建的渐开线：

先以DTM1平面作为基准镜像，再旋转360/tooths/2度，完成如下图：

8、插入基准平面DTM2，DTM3：

DTM1平面绕轴A_2旋转360/tooths/4得到DTM2，再创建DTM2平面的法向平面并穿

过轴A_2得到DTM3平面，

完成如下图：

9、创建扫描轨迹：

A）插入基准曲线：选DTM3平面作为草绘平面画一段线与DTM2平面相交角度为helix；

B）插入基准曲线（投影）

完成后如下图：

10、用扫描创建齿槽：

选取上面的投影线作为扫描轨迹，扫描截面：由两根渐开线分别和齿根圆用倒圆角的

方式创建，

圆角半径设为pf；完成后如下图：

11、复制齿槽，完成如下图：

12、组阵列齿槽，完成后如下图：

13、剪切齿的两端,完成后如下图：

第10章 结 论

载货装载机离合器设计主要包括圆柱弹簧设计、扭转减振器设计及操纵机构设计和主要零部件设计与分析等。在设计过程中，对其个别重要零部件进行了约束、校核与演算。

本次设计的特点是：计算量大、重复性强，需要计算校核的部件多，工作量大。需要

设计者耐心细致的计算。与实际联系紧密，需不断的实地考察、记录。很多数据参考参数都没有给出，需要查找有关设计手册，及测量实物。本次设计对CAD制图知识要求较高。

本次设计的离合器采用传统的设计方案并在其基础上进行了创新与改进，其特点在于结构简单、方便、轻巧、耐用其易于制造。但由于缺乏设计经验，在设计过程中遇到了一定的问题，不过在指导老师卢彦群的耐心指导与讲解下，还是顺利的完成了设计任务。

本次离合器的设计还存在许多不足的地方，其设计还具有一定的局限性，在优化设计和创新设计方面并没有达到理想状态，所以对于本次的离合器设计来说，性能并不是很优越，有待于进一步改进。

参考文献

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致 谢

首先，感谢四年大学学习生活中授过我课以及给予我帮助的老师们，谢谢你们对我平时的栽培和教导。

其次，感谢我的同学及朋友们在平时学习以及生活上给予我的支持与帮助。另外，还要感谢孙振军、卢彦群、朱桂英老师和中国重汽的接待人员在实习过程中给予我们的指导和帮助，感谢中国重汽给予我们这次实习的机会。

最后，真诚的感谢卢彦群老师以及车辆工程教研室的其他老师在毕业设计过程中给予我的支持与帮助。

时光荏苒犹如白驹过隙，转眼间大学生活即将结束，回首大学四年的生活，感触颇多，在此即将毕业之际，我衷心的祝福河北工程大学能够蒸蒸日上，祝愿全校师生身体健康，万事如意！

摘 要

通过对已知车型所给的离合器参数进行分析和计算，找出离合器摩擦片烧伤的原因，

是因为装载机在最大坡道起步时单位摩擦面积滑摩功小于其许用值。通过比较选择离合器

的改进方案。对离合器摩擦片参数进行优化，增大离合器的摩擦面积，使装载机在最大坡

道起步时单位摩擦面积滑摩功大于其许用值，从根本上解决了离合器烧伤的问题。扭转减

振器采用14个减振弹簧，有效的起到了减振作用。压盘驱动方式采用传力片式，使制造

变的简单。压紧弹簧采用膜片弹簧形式使装载机起步更加平稳。

Abstract

The models are known to clutch the parameters for analysis and calculations,

the clutch friction-burn identify the reasons is because most loader in the ramp area

of friction units start at power sliding friction is less than its allowable value. By

comparing select clutch of improvement programmes. Friction parameters of the

film to optimize and increase the friction clutch size, the largest vehicle in the ramp

area of friction units start at the Mount Gong big slide in its value-use, and

fundamentally solve the problem of the clutch burns. Reversing the shock absorber

damping spring by 14, has played an effective role in damping. Pressure-driven

approach of chip-use, easy to manufacture. Pinched by spring diaphragm spring to

form a more stable car started.

第1章 绪论

随着装载机发动机转速、功率的不断提高和装载机电子技术的高速发展，人们对离合

器的要求也越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的圆柱弹簧与膜片弹簧再

结构反面都在不断的得到优化创新，而传统的操纵形式也正向自动操纵形式发展。因此，

提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能

力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。

本文以载货装载机离合器为例，介绍了离合器的不同分类及基本结构和工作原理，并

设计了单片、周置圆柱螺旋弹簧离合器的主要参数及尺寸。另外还设计了压紧弹簧，扭转

减振器以及离合器的操纵机构和主要零部件，并根据约束条件确定了离合器的各参数及尺

寸是否符合要求，同时还对个别零部件进行了强度校核。最后，对机械零件进行了Pro/E

三维建模。本次设计的离合器采用传统的设计方案并在其基础上进行了创新与改进，其特

点在于结构简单、方便、轻巧、耐用其易于制造。

第2章 离合器简介

2.1 离合器的功用

1、保证装载机平稳起步

这是离合器的首要功能。在装载机起步前，自然要先起动发动机。而装载机起步时，

装载机是从完全静止的状态逐步加速的。如果传动系（它联系着整个装载机）与发动机刚

性地联系，则变速器一挂上档，装载机将突然向前冲一下，但并不能起步。这是因为装载

机从静止到前冲时，产生很大惯性力，对发动机造成很大地阻力矩。在这惯性阻力矩作用

下，发动机在瞬时间转速急剧下降到最低稳定转速（一般300-500RPM）以下，发动机即熄

火而不能工作，当然装载机也不能起步。

2、保证传动系换档时工作平顺

在装载机行驶过程中，为适应不断变化的行驶条件，传动系经常要更换不同档位工作。

实现齿轮式变速器的换档，一般是拨动齿轮或其他挂档机构，使原用档位的某一齿轮副推

出传动，再使另一档位的齿轮副进入工作。在换档前必须踩下离合器踏板，中断动力传动，

便于使原档位的啮合副脱开，同时使新档位啮合副的啮合部位的速度逐步趋向同步，这样

进入啮合时的冲击可以大大的减小，实现平顺的换档。

3、防止传动系过载

当装载机进行紧急制动时，若没有离合器，则发动机将因和传动系刚性连接而急剧降

低转速，因而其中所有运动件将产生很大的惯性力矩（其数值可能大大超过发动机正常工

作时所发出的最大扭距），对传动系造成超过其承载能力的载荷，而使机件损坏。有了离

合器，便可以依靠离合器主动部分和从动部分之间可能产生的相对运动以消除这一危险。

因此，我们需要离合器来限制传动系所承受的最大扭距，保证安全。

2.2 离合器的分类

装载机离合器常用的可分为机械离合器和牙嵌离合器两大类，另外还有安全离合器以

及具有特殊功用的定向离合器、离心离合器、电磁粉末离合器等。

2.3 离合器设计的基本要求

1）在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。

2）接合时平顺柔和，保证装载机起步时没有抖动和冲击。

3）分离时要迅速、彻底。

4）从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。

5）有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用

寿命。

6）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的

能力。

7）操纵轻便、准确。

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，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。

10）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。

2.4 离合器的工作原理

离合器的主动部分和从动部分借接触面间的摩擦作用，或是用液体作为传动介质(液

力偶合器)，或是用磁力传动(电磁离合器)来传递转矩，使两者之间可以暂时分离，又可

逐渐接合，在传动过程中又允许两部分相互转动。 目前在装载机上广泛采用的是用弹簧

压紧的摩擦离合器(简称为摩擦离合器)。

2.5 摩擦离合器结构方案分析

2.5.1 摩擦离合器主要组成及工作原理

摩擦离合器主要由主动部分（发动机飞轮、离合器盖和压盘等）、从动部分（从动盘）、

压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等）四部

分组成。

摩擦离合器利用摩擦力传递扭矩。接合时，主、从摩擦片在一定压力下压紧。主动轴

转动时，接合面间产生足够大的摩擦力，带动从动轴转动。分离时压紧力消失，接合面分离，摩擦力随之消失，从动轴不动。摩擦离合器的工作可分为接合正常工作和分离3个

阶段。在接合和分离阶段，从动摩擦片的转速低于主动摩擦件，会产生打滑现象，导致工

作面发热和磨损。如要求接合平稳，应尽量在空载下接合。摩擦离合器离合迅速，允许主、

从动轴在任意转速下离合；接合时冲击与振动均较小，有过载保护作用。

2.5.2 摩擦离合器的分类

现代各类装载机上应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦离合器，可按从动盘数目不

同、压紧弹簧布置形式不同、压紧弹簧结构形式不同和分离时作用力方向不同分类如下：

[1]

2.5.3 压紧弹簧和布置形式的选择

周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，

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。在某些重

型装载机上，由于发动机最大转矩较大，所需压紧弹簧

数目较多，可将压紧弹簧布置在两个同心圆周上。压紧

弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最大转

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。此

外，弹簧靠到它的定位面上，造成接触部位严重磨损，

甚至会出现弹簧断裂现象。

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，

此结构轴向尺寸较大。由于可选较大的杠杆比，因此可

得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力，

使操纵轻便。此外，压紧弹簧不与压盘直接接触

2-1 膜片弹簧离合器

不会使弹簧受热退火，通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调整。

这种结构多用于重型装载机上。

斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力盘上，并通过压杆作用

在压盘上。这种结构的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘

所受的压紧力几乎保持不变。与上述两种离合器相比，具有工作性能稳

定、踏板力较小的突出优点。此结构在重型装载机上已有采用。

膜片弹簧离合器(图2—1)中的膜片弹簧图

2-2 拉式膜片弹簧离合器

是一种具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指组成，

它与其它形式的离合器相比具有如下一系列优点：

1)膜片弹簧具有较理想的非线性特性，弹簧压力在摩擦片允许磨

损范围内基本不变，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；对

于圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降。离合器分离时，弹簧压力有所下降，

从而降低了踏板力；对于圆柱螺旋弹簧，压力则大大增加。

2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，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；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降。

4)由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命。

5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长。

6)平衡性好。

7)有利于大批量生产，降低制造成本。

但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛采用。

拉式膜片弹簧离合器(图2—2)中，其膜片弹簧的安装方向与推式相反。在接合时，膜片弹簧的大端支承在离合器盖上，而以中部压紧在压盘上。将分离轴承向外拉离飞轮，即可实现分离。

但是，拉式膜片弹簧的分离指是与分离轴承套筒总成嵌装在一起的，需专门的分离轴承，结构较复杂，安装和拆卸较困难，且分离行程略比推式大些。由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，它已在一些装载机中得以应用日趋广泛。

3．膜片弹簧支承形式

推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。图2—3为双支承环形式，其中图2—3a用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承 图2-2 拉式膜片弹簧离合器环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单，是早已采用的传统形式；图2—3b在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，可提高耐磨性和使用寿命，但结构较复杂；图2—3c取消了铆钉，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起，使结构紧凑、简化、耐久性良好，因此其应用日益广泛。

图

图2-3推式膜片弹簧双支承环形式 图2-4 推式膜片弹簧单支承环形

图2—4为单支承环形式。在冲压离合器盖上冲出一个环图形凸台来代替后支承环(图2—4a)使结构简化，或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环(图2—4b)，以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙。

图2—5为无支承环形式，利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将膜片弹簧铆合在一起而取消前、后支承环(图2—5a)；或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，离合器盖上环形凸台代替后支承环(图2—5b)，使结构更简化；或取消铆钉，离合器盖内边缘处伸出的许多舌片将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形凸台弯合在一起(图2—5c)，结构最为简单。

图2—6为拉式膜片弹簧支承结构形式，其中图2—6a为无支承环形式，将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上；图2—6b为单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。这两种支承形式常用于轿车和货车上。

图2-5 推式膜片弹簧无支承环形式 图2-6 拉式膜片弹簧支承形式

2.5.4 从动盘数的选择

对轿车和轻型、微型货车而言，发动机的最大转矩一般不大。在布置尺寸允许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器(图2—7)结构简单，尺寸紧凑，散热良好，用时能保证分离彻底、接合平顺。

双片离合器(图2—8)与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小，另外接合较为平顺但中间压盘通风散热不良，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底设计时在结构上必须采取相应的措施。这种结构一般用传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场

合。

图2-7 单片离合器 图2-8 双片离合器

多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点，以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。但它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。

2.5.5 对摩擦离合器的基本性能要求

（1） 保证能传递发动机发出的最大转矩，并且还有一定的传递转矩余力；

（2） 能作到分离时彻底分离，接合时柔和，并具有良好的散热能力；

出轴相连部分的转速比较容易变化，从而减轻齿轮间冲击；

（4） 具有缓和转动方向冲击，衰减该方向振动的能力，且噪音小；

（5） 压盘压力和摩擦片的摩擦系数变化小，工作稳定；

（6） 操纵省力，维修保养方便。

（3） 从动部分的转动惯量尽量小一些，这样，在分离离合器换挡时，与变速器输

双片、推式、膜片弹簧离合器

第3章 离合器主要参数及尺寸的选择

摩擦离合器是靠存在于主从动部分摩擦表面尖的摩擦力矩来传递发动机扭矩的. 离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为

TCfFZRC[1] (3-1) 式中f为摩擦面间的摩擦因数；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数；单片摩擦离合器Z=2，双片摩擦离合器Z=4。

假设摩擦片上工作压力均匀，则有 F0A0(D2d2)4 (3-2) 式中p0为单位压力；D为摩擦片外径；d为摩擦片内径。

摩擦片的平均摩擦半径RC根据压力均匀的假设，可表示为

(3-3) D3d3

Rc3(D2d2)

当d/D≥0.6时，RC可相当准确地由下式计算

(3-4) Dd

c 4R

则有：

式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在0.53～0.70之间。 动机最大转矩，即

TcfZ0D3(1c3)12



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TC应大于发

TC=βTemax[2] (3-6) 式中，Temax为发动机最大转矩。

β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，β必须大于1。

离合器基本参数的选择

基本参数主要有性能参数β和ρ0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。以及结构参数摩擦面数Z和离合器间隙△t，最后还有摩擦因数f。

3.1 摩擦片外径D、内径d和厚度b的确定

摩擦片外径D、内径d和厚度b是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要有大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩（N·m）来选定D时，有

D=100

Temax[3]

(3-7) A

式中，系数A反映了不同结构和使用条件对D的影响，可参考下列范围： 小轿车A=47

一般载货车A=36（单片）或A=50（双片）； 自卸车或使用条件恶劣的载货车A=19。 本离合器选取A=54

所以求得D=436mm 取D=430mm 根据我国摩擦片尺寸的标准并查表得 D=430mm d=230mm b=4mm C=0.535

3.2 后备系数β

后备系数β是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择β时应考虑以下几点：

1）为可靠传递发动机最大转矩，β不宜选取太小；

2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大； 3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；

4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些； 5）装载机总质量越大，β也应选得越大；

6）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些； 7）发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些； 8）膜片弹簧离合器选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些； 9）双片离合器的β值应大于单片离合器。

[3]本离合器β取值为2.2

3.3 单位压力ρ

单位压力ρ0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。

离合器使用频繁，发动机后备系数较小时， ρ0应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷， ρ0应取小些；后备系数较大时，可适当增大ρ0 。

[3]

本离合器摩擦片单位压力ρ0取值0.2MPa,摩擦片采用石棉基材料。

3.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t

[1]

本离合器选取摩擦因数f为0.3 摩擦面数Z=2

离合器间隙△t是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回拉弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆之间留有的间隙。

该间隙△t一般为3-4mm。

第4章 膜片弹簧的设计计算

膜片弹簧尺寸初定后，需要计算出其载荷—变形特性并做出分析，以便确认其弹簧的工作特性曲线的形状是否合理，能定出合适的工作点位置，然后还需要确定膜片弹簧的分离载荷及分离行程大小，对膜片弹簧的强度作出分析，判断其能否可靠工作，最终选出膜片弹簧的尺寸。

参考一定的样品参数，并本次设计的数据的具体情况，初步选定膜片弹簧的尺寸：

H/h=1.54, R/r=1.25, a=H/（R-r）=1130' , H=8.0mm, h=5.2mm, D=430mm, d=230mm, L=195mm, l=161mm, R=200mm,r=160mm rf=27mm, rp=50mm, n=18

4.1 画出【1】P110 （4—6—1）P1——λ1特性曲线

6(12)(Ll)2

设： P1P1 4

Eh

1=

1

h

因此公式 【1】P110 （4—6—1）就成为

RHRrH1Rr

1 P11ln1rLlh2Llh 把相关数据代入上述各式，得

P1 = 25437P1 15.2

230.1391 P11.43611.2261

由不同的1，计算出的P1及P1和1，结果列表如下：

画出P1——1特性曲线

4.2确定膜片弹簧的工作点位置

取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为1b0.65H0.658.05.2mm，有特性曲线图可查得膜片弹簧的压紧力：

P1 =P=17422N



PRcZc174220.3183.852

1.89 校核后备系数：

Temax1028000

离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为： 1d1bf(f即为1f) 压盘的行程f为f=2.4mm，故 1d5.22.47.6mm

离合器刚开始分离时，压盘的行程f'=1.5mm，此时膜片弹簧大端的变形量为 1c1bf'5.21.56.7mm 摩擦片磨损后，其最大磨损量1.2mm，故 1a1b5.21.24.0mm

4.3求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷P2

由公式【1】P114(4-6-4),取11d则得

R

1d(Rr)Rr2 P2{(H)[H]h}1666N 1d2

Ll2(Ll)6(1)(Ll)(lrp)

Eh1dln

4.4求分离轴承的行程2

由公式[1]P113（4-6-2）取1f，则 2f

/

lrpLl

2.4

16155

7.48mm 34

由公式[1]P114（4-6-8） 11

1n(rfre)

1

3.51.8

0.88

3.14178

21

2n(rer)

1

1118

0.79

298

由公式[1]P114（4-6-7）得

2

//

6P2rp

2

Eh3

rere11re11r2rerrr

[(21)2(1)ln][(22)2(e)ln]}12rprprp22rprprprprp

22

带入有关数据，得

61666[**************]

2{[(1)2(1)ln]432

55552.1105.20.88255

22

[**************]60[(2)2()ln]}9.6820.[1**********]55

//

故 2227.489.6817.16mm

///

4.5强度校核

膜片弹簧大端的最大变形（离合器彻底分离时）1d5.2mm

3rrpp2ERrH11d1dh1d[(1)()]710.04MPa r2h212rlnRRr2LlLl2rLl

r

B当

第5章 扭转减振器的设计

5.1 扭转减振器简介

扭转减振器主要由弹性元件(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。所以，扭转减振器具有如下功能：

1)降低发动机曲轴与传，动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。

2)增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。

3)控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。

4)缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。扭转减振器具有线性和非线性特性两种。单级线性减振器其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机装载机中。当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击，从而产生令人厌烦的变速

器怠速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声，此时可得到两级非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠速

级，第二级的刚度较大。目前，在柴油机装载机中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。

在扭转减振器中，也有采用橡胶代替螺旋弹簧作为弹性元件，以液体阻尼器代替干摩擦阻尼的新结构。

图5-1 单级线性减速器的扭转特性

图5-2 从动盘

图5-3 扭转减振器示意图

(1)

图5-4扭转减振器示意图(2)

5.2 参数计算

减振器的扭转刚度k和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩T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和极限转角j等。

极限转矩Tj

极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△1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

T(1.5~2.0)Temax[7] （5-1） 式中，货车：系数取1．5，轿车：系数取2．0。 本离合器设计中T=1.5Temax=1.5x1028=1542N·

m

图5-5 减速器尺寸简图

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k，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。

k决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。

设减振弹簧分布在半径为Ro的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为Ro。此时所需加在从动片上的转矩为

T1000KZjR0 （5-2） 式中，T为使从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩(N·m)；K为每个减振弹簧的线刚度(N／mm)；Zj为减振弹簧个数；Ro为减振弹簧位置半径(m)。

根据扭转刚度的定义，kT/则

k1000KZjR0 （5-3） 式中，k为减振器扭转刚度(N·m／rad)。 设计时可按经验来初选是k

k≤13Tj （5-4） 本离合器设计中k=10Tj=15420 N·m 阻尼摩擦转矩T

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T一般可按下式初选

T(0.06~0.17)Temax （5-5）

22

本离合器设计中T113N·m 预紧转矩Tn

减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是Tn不应大于T，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取

Tn(0.05~0.15)Temax （5-6） 本次设计中 Tn =0.1Temax =102.8N·m

5.3 减振弹簧设计

减振弹簧的位置半径Ro

Ro的尺寸应尽可能大些，一般取

d

R0(0.60~0.75)

2

d

本次设计中 R00.65=74.75 取75mm

2

减振弹簧个数Zj

Zj参照表5—1选取。

[3]根据上表Zj=14 减振弹簧总压力F

当限位销与从动盘毂之间的间隙△1或△2被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值时Tj，减振弹簧受到的压力F为

FTj/R0 =20560N （5-7） 单个弹簧所受压力

F= F/Z=1468.5N （5-8） 减振弹簧尺寸

d=

8pDc

（5-9） []

式中Dc为弹簧中径 一般取11-15mm []取600MPa Dc取13mm 算得d=3mm 减振弹簧刚度k

K=K=195N/mm （5-10） 21000ROZ

减振弹簧有效圈数 Gd4

I==1.96 （5-11） 38Dck

减振弹簧总圈数

N=i+（1.5-2.0） （5-12）

本次设计中n=2.0+2.0=4

减振弹簧最小高度

Lmin=n(d+)1.1dn=13.2mm （5-13）

减振弹簧变形量△L

△L=F/k=1231.5/228=7.5mm （5-14）

减振弹簧自由高度

Lo= Lmin+△L=30.8+5.4=20.7mm （5-15）

减振弹簧顶预变形量 l

减振弹簧安装工作高度

L= Lo-l=20.7-0.5=20.2mm （5-17）

极限转角针 j

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j

为 j2arcsinl （5-18） 2R0Tn=0.5mm （5-16） kzR0

式中，l为减振弹簧的工作变形量(l=△L-l=4.86mm)。

求得j=6°

j通常取3O～12O，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，j取上限。

5.4 双质量飞轮减振器

目前通用的从动盘减振器在特性上存在如下局限性：

1) 它不能使发动机、变速器振动系统的固有频率降低到怠速转速以下，因此

不能避免怠速转速时的共振。研究表明，发动机、变速器振动系统固有频率一般为40～70Hz，相当于四缸发动机转速1200～2100r／min，或六缸发动机转速800～

1400r／min，一般均高于怠速转速。

图5—6 双质量—飞轮减振器[8]

1一第一飞轮 2一第二飞轮 3一离合器盖总成 4一从动盘 5一球轴承 6一

短轴 7一滚针轴承 8一曲轴凸缘 9一联结盘 10一螺钉 11一扭转减振器

2)它在发动机实用转速1000—2000r／rain范围内，难以通过降低减振弹簧刚度

得到更大的减振效果。因为在从动盘结构中，减振弹簧位置半径较小，其转角又受到限制，如降低减振弹簧刚度，就会增大转角并难于确保允许传递转矩的能力。

近年来出现了一种称为双质量飞轮的减振器。它主要由第一飞轮1、第二飞轮2

与扭转减振器11组成。第一飞轮1与联结盘9以螺钉10紧固在曲轴凸缘8上，并以滚针轴承7和球轴承5支承在与离合器盖总成3紧固的同轴线的第二飞轮2的短轴6上。在从动盘4中没有减振器。

双质量飞轮减振器具有以下优点：

1)可以降低发动机、变速器振动系统的固有频率，以避免在怠速转速时的共振。

2)增大减振弹簧的位置半径，降低减振弹簧刚度K，并允许增大转角。

3)由于双质量飞轮减振器的减振效果较好，在变速器中可采用粘度较低的齿

轮油而不致产生齿轮冲击噪声，并可改善冬季的换挡过程。而且由于从动盘没有减振器，可以减小从动盘的转动惯量，这也有利于换挡。

但是它也存在一定的缺点，如由于减振弹簧位置半径较大，高速时受到较大

离心力的作用，使减振弹簧中段横向翘曲而鼓出，与弹簧座接触产生摩擦，使弹簧磨损严重，甚至引起早期损坏。

双质量飞轮减振器主要适用于发动机前置后轮驱动的转矩变化大的柴车中。

第6章 约束条件

6.1 摩擦片外径的D（mm）选取

摩擦片外径的D（mm）选取应是最大圆周速度VD不超过65~70m/s，即

[7]3 VD=nemaxD1023.665~70m/s （6-1） 60

符合要求

式中，VD为摩擦片的最大圆周速度（m/s）；ne为发动机最高转速（r/min）。 xam

6.2 摩擦片的内、外径比C的选取

摩擦片的内、外径比C应在0.53~0.70范围内，即

0.53C0.70 C=0.535 符合要求

6.3后备系数

为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，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1.2~4.0,即

1.24.0 =1.9 符合要求

6.4 摩擦片内径

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2R0约50mm,

即

d

d>2x75+50 符合要求 2R050mm （6-2）

6.5 摩擦面积传递转矩的许用值

为反映离合器传递的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

Tc04TC

Z(Dd)22[Tc0] （6-3）

式中, Tc0 为单位摩擦面积传递的转矩(N·m/mm2)；[Tc0]为其允许值(N·m/mm2)，按下表选取。

表6-1单位摩擦面积传递转矩的许用值(N·m/mm2)

[2]

求得Tc0=0.25102

6.6 单位压力P0

为降低离合器滑磨时的热负荷,防止摩擦片损伤,对于不同车型,单位压力P0根据所用

的摩擦材料在一定范围内选取, P0的最大范围为0.10~1.50MPa,即

0.10 MPa P01.50 MPa

P0=0.30 MPa 符合要求

第7章 离合器操纵机构的选择

7.1 对离合器操纵机构的要求

⑴踏板力要尽可能小，乘用车一般在80~150N范围内，商用车不大于150~200N。 ⑵踏板行程一般在80~150mm范围内，最大不应超过180mm。

⑶应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。

⑷应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因为受力过大而损坏。

⑸应具有足够的刚度。

⑹传动效率要高。

⑺发动机振动及车架和驾驶室的变形不会 影响其正常工作。

⑻工作可靠、寿命长，维修保养方便。

图7-1 离合器操纵机构

1- 离合器分离踏板 2-偏心弹簧 3-支承A 4-离合器拉线自动调整机构 5-传动器壳体上的支承B 6-离合器操纵臂 7-离合器分离臂 8-离合器分离轴承 9-离合器分离推杆

7.2 操纵机构结构形式的选择

常用的离合器操纵机构，主要有机械式、液压式、机械式和液压式操作机构的助力器、气压式和自动操作机构等。

机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系操纵机构结构简单、工作可靠，广泛应用于各种装载机中。但其质量大，传动效率低，发动机的振动和车架或驾驶室的变形会影响其正常工作， 在远距离操纵时，布置较困难。绳索操纵机构可克服上述缺点，而且可采用适宜驾驶员操纵的吊挂式踏板结构；但其寿命较短，机械效率仍不高，多用于发动机排量小于1.6L的乘用车中。

液压式操纵机构主要由吊挂式离合器踏板、主缸、工作缸、管路系统和回位弹簧等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、发动机的振动和驾驶室或车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点，故广泛应用于各种形式的装载机中。

本离合器的操纵机构采用液压式操纵机构。

离合器液压式操纵机构示意图如下

S0f为分离轴承的自由行程，一般为1.5~3.0mm,d1、d2分别为主缸和工作缸的直径；S

为踏板行程

图7-2 离合器操纵机构示意图

7.3 液压式操纵机构的工作原理

踩下离合器踏板时，推杆右移，密封了主缸与储液室之间的通孔，继续踩下离合器踏板，则主缸内的油液就在活塞的作用下，压力上升，并通过管路输向工作缸。工作缸内压力升高，推动缸内活塞及推杆右移，使分离杆工作。

当抬起离合器踏板时，回位弹簧使推杆左移，打开储液室与主缸通孔，并使储液室通过管路与工作缸相通，整个系统无压力。示意图如下：

第8章 离合器主要零部件的结构设计

8.1 从动盘总成

从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。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量小，以减小变速器换档时轮齿间的冲击。

2．从动盘应具有转动惯量轴向弹性，使离合器接合平顺，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，以避免传动共振，并缓和冲击。

轴向弹性从动盘的结构形式

为了使从动盘具有轴向弹性，常有的方法有：

1．在从动片外缘开6-12个“T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种结构主要应用在商用车上。

2．将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接，由于波形片（厚度小于1.0mm）比从动片（厚1.5~2.5mm）薄，这种结构的轴向弹性较好，转动惯量较小，适

宜于高速旋转，主要应用于乘用车和最大总质量小于6t的商用车上

3．利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的做片铆接在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆接在右侧摩擦片上。这种结构的弹性行程大，弹性特性较理想，可使装载机起步极为平顺。这种结构主要应用于发动机排量大于2.5L的乘用车上。

4．将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上,只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。这种结构的转动惯量大，但强度较高，传递转矩的能力大，主要应用于商用车上。

8.2 从动盘毂

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置在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax由表8—1选取。

从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键候上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0~1.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢（如35，45，40Cr等），并经调质处理，表面和心部硬度一般都在26~32HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及从动片配合处，应进行高频处理。

[11]

本次设计中从动盘毂花键的尺寸为: n=10 D`=45 d`=36 t=5 l=65 c=13.5MPa

8.3 摩擦片

离合器摩擦片在性能上应满足如下要求:

1．摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。

2．具有足够的机械强度与耐磨性。

3．密度要小，以减小从动盘的转动惯量。

4．热稳定性好，在高温下分离出的黏合剂少，无味，不易烧焦。

5．磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。

6．接合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象。

7．长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。

离合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基材料具有摩擦因数较高（大约0.3~0.45）、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，故目前主要应用于中、轻载荷下工作。由于石棉在生产和使用过程中对环境有污染，对人体有害，故以玻璃纤维、金属纤维等来替代石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，接合平顺性较差，主要应用于载重质量较大的商用车上。

摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜在从动片上安装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力；但更换摩擦片困难，且使从动盘难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。

8.4 从动片

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号）或低碳钢板（如10号）。一般厚度为1.3-2.5mm，表面硬度为35-40HRC。

波形片和减振弹簧

波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度为40-46HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧常用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。

离合器盖总成

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。

8.5 离合器盖

对离合器盖结构设计的要求：

1. 应具有足够的刚度，否则将影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘行程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为2.5-4.0mm；在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。

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。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。

3. 盖的默片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。

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，或在盖上加设通风风扇片等。

乘用车和载质量较小的商用车的离合器盖一般用08、10刚等低碳钢板，载质量大的商用车则常用铸铁件或铝合金压铸件。

8.6 压盘

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，减小温升，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及与离合器的彻底分离，厚度约为15-25mm。

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底于15-20g·cm。

4．压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。

压盘的厚度初步确定后，应根据下式来校核离合器一次接合的温升 W[6] t （8-1） mc

式中，t为压盘温升，不超过8-10OC；c为压盘的比热容，铸铁：c=481.5J/(kg· OC);m为压盘质量(kg); 为传到压盘的热量所占的比例,对单片离合器压盘：=0.5，对双片离合器压盘=0.25，中间压盘=0.5。

压盘的形状较复杂，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。也有少数采用合金压铸件。

8.7 传动片

传动片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，有可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡。

传动片常用3-4组，每组2-3片，每片厚度为0.5-1.0mm，一般由弹簧刚带65Mn制成。

8.8 分离杠杆装置

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，使各内端位于平行与压盘的同一平面，其高度差不大于0.2mm。

4．分离杠杆的支撑处应采用滚针轴承、滚销或刀口支撑，以减小摩擦和磨损。

5．应避免在高速转动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。

分离杠杆主要由08低碳钢板冲压和35等中碳钢锻造成型（锻件硬度为131-156HBS）而成。

8.9 支承环

支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用3.0-4.0mm的。

8.10 分离轴承总成

分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作中主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的颈向力。以前主要采用推力球轴承或向心球轴

承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命底。目前国外已采用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温锂基润润滑脂，其端部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，舌尖部为弧形面采用平端面或凹弧形端面。

本次设计中采用深沟球轴承。

第9章 Pro/Engineer三维建摸

9.1 Pro/Engineer软件介绍

在机械设计领域，设计工具经历了从图板到二维设计软件，再到三维建模软件的变革。如果说，从图板到二维设计软件的迁移只是形式的改变，本质上并没有多大进展，充其量只是方便了数据共享的话，那么，三维造型软件的出现在设计领域中迈出了革命性的一步。它彻底改变了传统的设计理念，从设计人员依靠想象力绘制各种视图，到直接绘制三维模型，再由计算机自动生成详细的视图，这使设计人员从想象各种视图的困境中解放出来。对于复杂的模型，更可避免传统设计方式难以避免的错误。而且，相对于平面模型而言，实体模型不仅可以提供靠想象力绘制各种视图，到直接绘制三维模型，再由计算机自动生成详细的视图。对于复杂的模型，更可避免传统设计方式难以避免的错误。而且，相对于平面模型而言，实体模型不仅可以提供几何拓扑信息，还可以包含模型的材料、质量、质心位置和转动惯量等物理信息。实体模型的优势在于：

（1） 实体模型可以通过投影变换为二维图形，稍作修改即可输出为工程图纸；

（2） 实体模型可以直接输出到数控机床或快速成型系统；

（3） 实体模型包含大量的物理信息，还可以作为有限元分析或动力学分析的起点；

（4） 采用实体模型可以直观的模拟系统的运动，便于发现构件间的干涉。

目前，比较流行的三维设计软件如：Solid Edge、Solid works、UG和Pro/E等都具有相当完善的实体建模技术。根据客观条件和Pro/E软件的特点，本课题选择Pre/Engineer Wildfire软件进行离合器的实体建模。

Pro/Engineer Wildfire中文版是美国PTC（Parametric Technology Corporation, 参数技术公司）公司推出的工程技术设计软件，其功能强大，参数化特征造型使其占据的三维设计领域的软件市场份额越来越大，尤其在我国的CAD/CAM研究所和工厂中得到了广泛应用。

Pro/Engineer Wildfire 经过了R20、2000I、2000I2、2001等版本的不断升级，随着该公司对其他相关技术公司的合并进程，引进了很多新功能，因此，在2003年推出了Wildfire版。

9.1.1 Pro/Engineer系统简介

美国PTC公司作为参数化技术的提出者，从1988年推出实体参数化设计软件Pro/Engineer，在全世界受到人们的广泛接受。自从推出以来，PTC公司又不断进行完善，陆续推出多个版本，目前的最新版本是Pro/Engineer Wildfire。它是基于特征、采取参数化技术、全数据相关、单一集成数据库、支持并行工程操作的最新实体参数化设计软件，更完整地集成了各种模块，完美地为开发者解决了由工业设计至NC加工的全套解决方案，极大地提高了业界的竞争能力。

Pro/Engineer Wildfire软件的 功能比较丰富，包括三维实体建模、三维曲面建模、模型的空间转换、显示控制和观察、零件装配及干涉检验、平面出图、渲染处理、资料验证、数据交换、文件管理几数据库等功能。该系统采取参数化特征建模技术，具有特征建模、模块化、集成化程度高、可移植性强以及兼容性好等优点。

特征建模不仅描述了几何形状信息，而且在更高层次上表达产品的功能信息，起操作不再是原始的线条和体素，而是产品的功能要素，如通孔、键槽、倒角等。

通过采取参数化和尺寸驱动技术，可以通过修改模型的约束尺寸来修改模型的大小和形状，而尺寸之间有可以相关，尺寸更改会引起模型的自动变化。

同时该软件采取统一数据库进行模型数据管理，这样使得对某一对象做的任何改动都能即时自动地调用该对象的任何得以体现。这位设计开发的同步工作、数据共享及现代并行设计工程提供了很大的便利性。

该软件具有良好的兼容性，在其中设计好的模型可以可以通过系统提供的接口输出到其它软件所兼容的格式，如CATIA、STEP、GIFF、IGES等，同时还可以将相应格式的模型输入到Pre/Engineer环境中，如IGES、NEUTRAL、SET、STEP、CATIA、ENGEN等

Pro/Engineer Wildfire将Pro/Engineer的易学易用性、功能强大性及互连互通性融为一体，大大提高了用户的工作效率。与Pro/Engineer2000i、Pro/Engineer2001相比，野火版的操作更简捷，起界面、风格以及操作方法也发生了较大的变化，更便于用户学习、掌握，同时野火版引入了极富创造力的连接功能，从而改进了用户获取信息的方法以及与人合作的方式。野火版中，用户可以很方便地通过Internet与团队的其他设计人员实现信息沟通。

目前，Pro/Engineer Wildfire是Pro/Engineer系列中最强大、最完善的版本，它继承了Pro/Engineer中颇受欢迎的各项功能，同时加强了软件的易用性以及Wed的连通性，使Pro/Engineer真正成为产品设计的新标准。[16]

9.1.2 Pro/Engineer系统的特点

随着CAD/CAM的研究进程，PLC率先提出参数化设计、特征建模、全数据相关和单一集成数据库的设计新思路，使Pro/Engineer系统成为当前非常优秀的CAD/CAM实际软件。

Pro/Engineer系统的主要特点是：参数化设计、基于特征、全数据相关和单一集成数

据库。

1参数化设计

Pro/Engineer是第一个引入参数化概念的计算机辅助软件，它带来了业界的一次技术革命。所谓参数化是指特征之间具有一定的关联关系，这种关系可以通过一定的参数来表示，该参数既可以是变量，也可以是关系式。这就决定了各参数是随着外部变量的变化而变化的带有实时性。也就决定了同某个特征相关联的其他特征也要发生相关变化，而不需要新绘制。

参数化设计通过尺寸驱动来实现，所谓尺寸驱动就是以模型的尺寸来决定模型的形式，一个模型由一组具有一定关联的尺寸进行定义。利用参数化技术，可使设计人员从大量繁重而琐碎的建模工作中解脱出来，可以大大提高设计速度，并减少信息的存储量。

在Pro/Engineer中定义的参数主要包括集合形状参数和定位尺寸参数两种。

2基于特征

特征的概念最早出现在1978年美国MIT的一篇学士论文“CAD中基于特征的零件表示”中，随后经过几年的酝酿讨论，至80年代有关特征建模技术得到广泛关注。特征是一种集成对象，是包含丰富的工程语义，因此，它是在更高层次上表达产品的功能和形状信息。对于不同的设计阶段和应用领域有不同的特征定义，例如功能特征、加工特征、精度特征等。

在Pro/Engineer中的所有模型都是由多个特征组成的，改变与特征相关的各种数据信息，则可以直接改变模型的外观等。

根据设计过程和建模顺序的不同，特征可分为基础特征和辅助特征两种。

（1） 基础特征。每个零件模型都有它的大体形状，如果我们在工程实践中直接选择一个与零件外形相似的铸件等进行加工的话，则可以省去很多麻烦。在Pro/Engineer中的基础特征就是个类似铸件的意思。

（2） 辅助特征。在建立了基础特征后，需要对其进行加工和处理，这时所涉及到的所有特征就是辅助特征。辅助特征也叫修饰特征。

3全数据相关

采用全数据相关，在设计中任何一处的修改都将反映整个设计的其他环节中，例如，如果修改工程图中的基本数据，三维实体模型也将随之改变，在加工中的数控加工路径也回自动更新。这将给产品的设计和生成带来很大的方便，大大地减轻了设计人员的重复性工作，提高设计效率。

4单一集成数据库

Pro/Engineer系统建立在单一数据哭基础之上，这一点不同于大多数建立在多个数据库之上的传统CAD系统。所谓单一数据库，就是工程中的所有数据都来自同一个数据库，

这样可以使不同部门的设计人员能同时拷发同一个产品，实现协同工作。

9.2以减速机渐开线斜齿圆柱齿轮为例建模

1、插入基准曲线（草绘）：

FRONT平面作为草绘平面，绘制4个圆，圆的直径分别设定为：da, db, df, dse；完

成后如下图：

2、插入基准曲线（从方程）：

3、创建拉伸特征（齿顶圆拉伸）：

FRONT平面为草绘平面，进入草绘模式后按“使用边”命令选取直径等于da的圆创建

拉伸截面；

单侧拉伸，深度为：teeth_width+6；完成后如下图：

4、插入基准轴A_2：

过柱面，选上面创建的柱面，完成如下图：

5、插入基准点PNT0：

用曲线相交选项创建基准点如下图：

6、插入基准平面DTM1：

穿过轴A_2，穿过点PNT0，完成如下图：

7、复制第4步创建的渐开线：

先以DTM1平面作为基准镜像，再旋转360/tooths/2度，完成如下图：

8、插入基准平面DTM2，DTM3：

DTM1平面绕轴A_2旋转360/tooths/4得到DTM2，再创建DTM2平面的法向平面并穿

过轴A_2得到DTM3平面，

完成如下图：

9、创建扫描轨迹：

A）插入基准曲线：选DTM3平面作为草绘平面画一段线与DTM2平面相交角度为helix；

B）插入基准曲线（投影）

完成后如下图：

10、用扫描创建齿槽：

选取上面的投影线作为扫描轨迹，扫描截面：由两根渐开线分别和齿根圆用倒圆角的

方式创建，

圆角半径设为pf；完成后如下图：

11、复制齿槽，完成如下图：

12、组阵列齿槽，完成后如下图：

13、剪切齿的两端,完成后如下图：

第10章 结 论

载货装载机离合器设计主要包括圆柱弹簧设计、扭转减振器设计及操纵机构设计和主要零部件设计与分析等。在设计过程中，对其个别重要零部件进行了约束、校核与演算。

本次设计的特点是：计算量大、重复性强，需要计算校核的部件多，工作量大。需要

设计者耐心细致的计算。与实际联系紧密，需不断的实地考察、记录。很多数据参考参数都没有给出，需要查找有关设计手册，及测量实物。本次设计对CAD制图知识要求较高。

本次设计的离合器采用传统的设计方案并在其基础上进行了创新与改进，其特点在于结构简单、方便、轻巧、耐用其易于制造。但由于缺乏设计经验，在设计过程中遇到了一定的问题，不过在指导老师卢彦群的耐心指导与讲解下，还是顺利的完成了设计任务。

本次离合器的设计还存在许多不足的地方，其设计还具有一定的局限性，在优化设计和创新设计方面并没有达到理想状态，所以对于本次的离合器设计来说，性能并不是很优越，有待于进一步改进。

参考文献

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[2] 徐石安, 江发潮编著. 装载机离合器. 北京: 清华大学出版社, 2005

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[9] 刘惟信主编. 装载机设计. 北京. 清华大学出版社, 2001

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机械卷. (第2版)北京: 机械工业出版社, 1997

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交通出版社, 2001

[12] 装载机工程手册编辑委员会编. 装载机工程手册: 设计篇. 北京: 人民

交通出版社, 2001

[13] 刘惟信主编. 机械最优化设计. 北京: 清华大学出版社, 1994

[14] 朱燕生. 常用机械零部件及机构优化程序库-------原理与使用说明. 北

京: 机械工业出版社, 1987

[15] 孙江宏, 段大高, 黄小龙编著. 中文版Pro/Engineer 2001入门实例应用. 北京: 中国铁道出版社, 2003

[16] 祝凌云, 李斌编著. Pro/Engineer野火版入门指南. 北京: 人民邮电出版

社, 2003

[17] 周四新, 和青芳编著Pro/Engineer Wildfire基础设计. 北京: 机械工业

出版社, 2003

[18] (日)武田信之著. 载货装载机设计. 方泳龙译. 北京: 人民交通出版社, 1998

[19] (日)小田柿浩三著, 徐逢源译. 装载机设计. 北京: 机械工业出版社, 1990

[20] Sebulke A. The Two-Mass Flywheel-A Torsional Vibration Damper for the Power Train of Passenger Loader-state of the Art and Further Technical Development, (SAE 870394). SAE Transactions. 1987(2): 89-98

致 谢

首先，感谢四年大学学习生活中授过我课以及给予我帮助的老师们，谢谢你们对我平时的栽培和教导。

其次，感谢我的同学及朋友们在平时学习以及生活上给予我的支持与帮助。另外，还要感谢孙振军、卢彦群、朱桂英老师和中国重汽的接待人员在实习过程中给予我们的指导和帮助，感谢中国重汽给予我们这次实习的机会。

最后，真诚的感谢卢彦群老师以及车辆工程教研室的其他老师在毕业设计过程中给予我的支持与帮助。

时光荏苒犹如白驹过隙，转眼间大学生活即将结束，回首大学四年的生活，感触颇多，在此即将毕业之际，我衷心的祝福河北工程大学能够蒸蒸日上，祝愿全校师生身体健康，万事如意！