拉式膜片彈簧離合器CAD圖紙+說明書,膜片,彈簧,離合器,cad,圖紙,說明書,仿單 編號 畢業(yè)設計 論文 外文翻譯 譯文 院 系 機電工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學生姓名 學 號 指導教師單位 姓 名 職 稱 畢業(yè)設計 論文 報告用紙 第 0 頁 共 15 頁 利用有限元法預測夾具系統(tǒng)的工件變形 Shane P Siebenaler Shreyes N Melkote 喬治 W 伍德拉夫機械工程學院 技術 亞特蘭大 GA 30332 0405 美國佐 治亞理工學院 Received 25 August 2004 accepted 7 April 2005 Available online 23 May 2005 摘 要 工件夾具系統(tǒng)引起的變形是工件變形的其中一種方式 為保證生產的質量 選擇 合適的裝夾方法和準確地預測這種變形是裝置設計中必不可少的 在這方面 有限元模 型已被廣泛應用 然而 這些研究普遍忽視了本質的變形體是夾具工件變形 也缺乏不 同有限元模型參數影響工件變形的知識 本研究采用有限元分析 FEA 模擬工件夾具 系統(tǒng) 并探討影響夾具工件變形體的因素 此外 某些有限元模型參數對預測影響精度 的因素進行分析 FEA 模型是預測工件變形和定位合理的實驗驗證 分析在這項研究中 的工件夾具系統(tǒng) 結果發(fā)現 98 系統(tǒng)符合被捕獲建模工件和夾具的變形 余下的變形 發(fā)生在其他夾具元件 FEA 模型可以對不同夾具模型的精度和計算的裝載點進行權衡 關鍵詞 夾具工件系統(tǒng) 有限元分析 變形 1 介紹 分析裝置是實踐加工中必不可少的方法 尤其是能力模型 可以準確預測工件變 形誘導的夾具負載或可能的夾具變形 在設計裝置功能中最常見的用于建模和分析的 方法是接觸力的分析 夾具 工件系統(tǒng)包括剛體方法 聯系力學為基礎的方法和有限 元建模方法 這些建模方法 1 3 是無法通過的定義預測工件變形 因此不適宜夾具 對零件質量的影響分析 聯系力學的方法 從一個具有邊界極限點 零件可以是有限的 近似為彈性半空間 這種方法能夠準確地預測未知 定位反應部隊和本地化的接觸變 形 4 6 然而 他們不適用兼容的零部件 另一方面 有限元模型是非常強大的 模擬能力在所有符合和非線性系統(tǒng)中存在 盡管利用有限元模型已在 beenwidely 文獻 報道 被應用于實踐中 明確了不同的夾具變形 預測精度對工件的夾具變形的影響 但不同的有限元模型參數對工件變形缺乏必要的研究分析 畢業(yè)設計 論文 報告用紙 第 1 頁 共 15 頁 在許多應用中的工件變形分析 一個共同的假設是有限元分析 FEA 分析工件 夾具系統(tǒng)的夾具是剛性的 在大多數這種情況下 是仿照工件夾具的位置和節(jié)點聯系被 完全抑制 這一提法普遍被稱為單點接觸 7 12 夾具元件不允許模型遵守夾具和 忽略摩擦接觸效果夾具和工件之間 其他研究人員 13 16 利用線性彈簧 近似夾具 部件的剛度 然而 這種方法需要剛度測量或近似 添加時間和引入潛在的錯誤分析 最近的工作 17 19 探索的表面使用接觸單元 這種做法使摩擦為影響的藍本 這種方法被用于工作力分析 17 使用有限元分析接觸單元來模擬多接觸夾具系統(tǒng) 然而 沒有調查摩擦的影響嚙合參數的結果 18 19 工作僅限于一個單一夾具 工 件接觸 更多重要的 這些研究中沒有分析的夾具的本身符合整體變形 本文探討各種有限的影響元建模參數 如摩擦和網密度工件變形 除了造型工件和 夾具的秘訣 是常見的的效果 如支持符合其他夾具元件塊底座工件變形等也是檢查工 件變形的有限元分析預測實驗驗證和定位反應 2 夾具 工件系統(tǒng) 在這項研究中使用的工件夾具系統(tǒng) 包括限制在一個 3 2 1 夾具布局塊空心的矩形 截面壁厚 如圖 1 鋁 6061 T6 EZ70 GPA 新西蘭 0 334 工件測量 153 毫米 127 毫米 76 毫米 并有一個固定的壁厚 圖 1 噸 從 6 至 10 毫米 兩個夾子采用按 工件對六個定位 三個主平面上 上的兩個輔助平面 第三平面上 球形和平面硬化 AISI 1144 鋼 EZ206 GPA 新西蘭 0 296 與黑色氧化處理的夾具技巧被用來定位和 夾緊工件 畢業(yè)設計 論文 報告用紙 第 2 頁 共 15 頁 3 模型開發(fā) 有限元模型構建使用 ANSYSw 版本 5 7 實體模型組裝的棱柱塊夾具提示 系統(tǒng) 中的所有組件為各向同性彈性體建模 夾具的秘訣顯示圖 2 無論是平面建模作為氣 瓶 夾具和定位圓形接觸面積的 60 和 127 mm2 的分別 或球 35 毫米的曲率半徑 結束上限 平面和球面提示軸向長度分別為 6 4 和 10 2 毫米 10 節(jié)點的四面體 元素 SOLID92 用于所有實體網格 工件和夾具之間的接觸進行了數值模擬使用二次曲面表面接觸 元素 TARGE170 和 CONTA174 恒定的靜態(tài)摩擦系數是用來建立聯系的屬性在接口 到模擬地方的定 位器 每個定位器尖端對面的表面接觸被限制在所有三個平移度自由 適用于一個均勻 分布的壓力超過雙方夾相反的接觸面模擬所需的鎖模力 工件變形 分析了隨后的章節(jié) 被發(fā)現在兩個點上工件 這兩點正方向 DC1 和 DC2 畢業(yè)設計 論文 報告用紙 第 3 頁 共 15 頁 如圖 3 點的選擇 根據工件的位置 經歷了因為要夾緊大部分變形 3 1 摩擦系數的敏感性 Satyanarayana 18 進行的實驗室測試 相同的工件夾具系統(tǒng)發(fā)現平均靜態(tài)和工件之 間的摩擦系數為 0 18 米 夾具的提示 在實驗范圍內的平均值從 0 15 至 0 25 為 了測試摩擦的影響 工件變形預測 有限元模型構建工件壁的厚度 6 10 毫米在前面所述 的夾具抑制 頻譜從 0 15 到 0 30 m 的測試結合各種墻體的厚度 變形摘要結果列于表 2 3 1 的平均差異在變形預測中被發(fā)現為一米的變化 0 05 這些結果表明 在小的 變化的影響對工件變形的摩擦系數相當小 畢業(yè)設計 論文 報告用紙 第 4 頁 共 15 頁 3 2 治療的主要平面定位 構建了一系列車型確定主平面定位的影響 對于正確 設計的 3 2 1 布局 工件旋 轉阻止 三個主要采取的正常負荷平面定位工件的重量 摩擦這樣一個小負載所產生的 力量往往相形見絀更大的夾持負荷 進行了分析 確定是否必須在這些定位器的摩擦 效應占建模方法 兩套邊界條件被應用到塊與壁厚 7 8 9 毫米 第一組 案件一 包括所有三個主要 的飛機受到定位 先前所描述的表面到表面的接觸邊界條件 被指定為 M 值 0 18 第 二個配置 案例 B 刪除了所有三主平面定位 只是抑制了在翻譯的工件表面底部 z 方向 表 3 給出了一個結果摘要 有限元分析結果顯示 預測變形之間的不同兩個邊界 條件設置由平均只有 1 31 這小的沖擊 使有限元分析的底部定位無主平面定位將 建造的模型從而節(jié)省了大量的計算時間 這個 案例 B 邊界條件設置使用的只有 77 和 69 完成平面模型的計算時間和球技巧 分別遺漏的三個加上主平面與制約的底 部定位 工件表面是用于配置隨后模型 應當指出 這逼近未必有效加工負載時還考慮 到 4 網格密度的影響 雖然一些公開發(fā)表的文獻使用的有限元分析分析工件變形 但是工件建模的網格 密度有缺乏 選擇適當有限元模型是選擇理想的網格密度的一個關鍵因素 不合理的 網絡密度可能會產生一個網格不準確的結果 然而 可能是不必要的太細網狀以及計算 畢業(yè)設計 論文 報告用紙 第 5 頁 共 15 頁 成本 SMRT 的智能網格功能 ANSYSw 利用構建了堅實的網狀 離散值從 1 最密集 的網狀 至 10 至少密集目 被分配到各種固體部分 寬組合夾具和工件網格譜 大 小來確定最佳網目尺寸 為了測試結果的準確性 變形工件 DC1 和 DC2 在兩個夾子的 位置是計算 實驗結果被用來作為基準評估模擬結果的有效性 測試夾具與尺寸相同的模型構 建 這項研究的工件的壁厚均勻 7 毫米 夾具元件固定 15 毫米 厚鋼板底座 上螺紋夾 具提示主要飛機直接被擰成底座 擰入鋼支撐塊等定位在打開每個固定在底板上 通 過四個螺栓兩個定位銷壓接 兩個夾子 同樣被固定在通過鋼支撐塊底板 驅動由液壓手動泵 鉗驅動的順序影響 工件的撓度為由 otherresearchers 顯示 20 21 作者在以往的工作 22 然而 在目前的 研究 兩個夾子同時由一個單一的液壓泵驅動 被視為驅動倍差異的兩個夾子是微不足 道的 在每一個點的變形使用電渦流探頭測量 改變目標補丁的磁性檢測通量傳感器 數據轉換為位移值采集系統(tǒng) 超過五年的平均變形結果表 4 給出每個尖端和負載對試 驗 測量標準偏差為 0 43 毫米 5 和 6 之間的百分比誤差 實驗測量值和有限元分析結果平面和球形尖端案件 分別 圖 250 鉗 1 N 在負載的情況下 球形和平面 提示給每個墻厚度測試 類似的趨勢被發(fā) 現在 2 鉗變形 以及為加載 350 N 作為描繪在圖 工件的網格密度對模型精度的主導 作用 粗糙的網格密度可產生高達 20 的錯誤結果 然而 圖中可以觀察 6 影響結果 的準確性夾具尖上的網格密度要少得多 工件和夾具 SMRT 的密度水平平面的情況下 提供最準確的結果 為五 兩 分別 沒有有限元網格密度比這個組合改變預測的變形 對球形尖端案 1 SMRT 的網狀 6 個 密度水平工件和夾具元件 waschosen 表 5 總結了這些結果 由于表表演 有限元模型 提供解決方案指定的網格密度小于 5 的誤差水平 選定的網格密度 適用于所有隨 后的分析 元素屬性摘要選定的網格密度水平相對應的是載于表 6 畢業(yè)設計 論文 報告用紙 第 6 頁 共 15 頁 5 驗證選定的網格參數 一般的有限元網格的有效性以上參數獲得工件夾具系統(tǒng)成立到一個相同的網格指 引不同的負載的組合 在第 4 節(jié)被用作的實驗裝置 塊的壁厚是 8 毫米和 375 列印夾 緊負荷被利用 表 7 給出了相應的實驗有限元分析結果 正如上表所示 有少有限元分 析與實驗值之間的誤差超過 5 從而確立了選定的網格充足為給定的工件夾具系統(tǒng)的 參數 畢業(yè)設計 論文 報告用紙 第 7 頁 共 15 頁 6 反應力預測 另一點是工件和夾具之間的反作用力 定位和工件 反作用的平衡是確保系統(tǒng)的 穩(wěn)定的關鍵 使用所示的設置了一系列的實驗運行圖 4 以確定在 1 3 定位的反應力 壓力敏感 富士前級 薄膜被用來在每個三個定位工件的接觸 以產生一種顏色烈度 圖 個人圖像映射到 密度陣列通過回歸分析 以確定接觸壓力 23 印記的地區(qū)被發(fā) 現使用照片編輯程序 導致的反應力 網格參數在第 5 和建立的 0 18were 摩擦系數用來 預測反應部隊 在同一地點 表 8 給出了分析結果 可以看出 從表有限元分析的預 測是在 5 的實驗值 從而進一步驗證模型 畢業(yè)設計 論文 報告用紙 第 8 頁 共 15 頁 7 夾具身體遵守的影響 在前面的章節(jié)中所描述的模型只用了考慮工件和夾具的因素 最新公布的夾具分 析認為跟剛性夾具相比 由于其具有相當高的剛度 從而 這些研究沒有模擬夾具本身 并不能碰到任何的變形效果夾具元件 然而 尋求探討夾具遵守的原則是整體工件變形 預測建模各種夾具要素 組件除了接觸提示仿照夾具支撐塊 底座 和鉗支持所示圖 7 一系列車型納入構建這些組件的各種組合 支持塊和底座構造堅實的棱形塊匹配那些在尺寸物理設置 支持塊有尺寸 63 5 毫 米 50 8 毫米 73 8 毫米 鋼底板尺寸 305 毫米 305 毫米 15 毫米 平面和球形尖 端夾具元件尺寸相同前面提到的分析 夾具提示建模為固定支撐塊通過的 vglue 命令的 ANSYSw 同樣是支持塊 貼于底板和螺栓和銷釘孔 werenot 藍本 模型 包括底板使 用 vglue 命令追究主要平面定位元素板 對于包括支持塊模式 但不是底座 塊的底面 限制自由 所有這三個平移度模擬被牢牢地固定在底板上的塊 為固體圓柱鉗支持氣 瓶只能沿軸產生夾緊力 所產生的夾緊壓力液壓泵是作為一個均勻分布整個區(qū)域的壓 力鉗背面 FEA 模型工件壁的厚度 7 8 和 9 毫米 用于分析 加載條件使用表 5 中的相同 工件變形也被評估在相同的位置網格密度的研究 平面尖端的結果在表 9 給出 2 的預測誤差 平均超過負荷條件和變形位置 是給予包括各種夾具元件的有限元分析模型 表中還給出了計算時間 含夾具的技巧和模型相對工件 這是顯而易見的 造型的額外 個別夾具元件提高了有限元模型的精度 完整的夾具模型顯示模擬結果的改善 屈服結 果在實驗值的 1 然而 完整的模型需要 653 的計算時間需要的只是工件和模型 夾具的提示 對于球形提示夾具 建模夾具元件沒有改善的準確性結果 額外的夾具元件建模了更準確地反映夾具 工件為平面接觸的情況下的相互作用 變形夾具本身 而小的工件變形 會影響整體系統(tǒng) 有限元分析表明 2 4 的測量變形 發(fā)生在實際變形的夾具 仿真結果表明 遵守夾具的 22 7 發(fā)生在提示其余 77 3 的 畢業(yè)設計 論文 報告用紙 第 9 頁 共 15 頁 支持系統(tǒng) 從而 原模型只包含工件和夾具提示捕獲 98 1 的整體系統(tǒng)符合 7 1 支持塊遵守的意義 對有限元模型進行了分析 看到在如何改變夾具遵守改變整體系統(tǒng)的初始配置夾 具模型以及支持塊有不同的深度 e 被運行 最初的深度 D0 的 如圖 8 圖 9 地塊的 百分比在發(fā)生系統(tǒng)變形夾具本身的各種歸 D 的值 這將是預計更薄塊量比較大的偏轉 的 把更多的變形夾具 這假設被實驗證實 畢業(yè)設計 論文 報告用紙 第 10 頁 共 15 頁 8 結論 本文側重于影響因素利用有限時 工件變形的預測有限元方法 特別 它分析的影 響中 如接觸不同的有限元模型參數摩擦 網格密度和夾具機構遵守有關預測工件變形 實驗驗證 模擬研究表明 模型工件和夾具的接觸面到面的基礎上 接觸單元可以 預測工件變形和反應位置 在實驗值的 5 網密度的工件被認為是更重要的模型的 準確性夾具尖端密度 為夾具本文分析了工件系統(tǒng) 所有超過 98 變形系統(tǒng)可以捕獲 包含模型 工件和夾具系統(tǒng)的變形 是目前在夾具研究本身 遵守捕捉建模整個夾具 然而 一個完整的夾具模型需要超過 6 倍的計算時間 9 致謝 畢業(yè)設計 論文 報告用紙 第 11 頁 共 15 頁 這項工作是由卡特彼勒技術中心和一個從格魯吉亞的配對補助金研究聯盟 10 參考文獻 1 Y C Chou V Chandru M M Barash A mathematical approach to automatic configuration of machining fixtures analysis and synthesis ASME Journal of Engineering for Industry 111 4 1989 299 306 2 E C DeMeter Restraint analysis of fixtures which rely on surface contact ASME Journal of Engineering for Industry 116 1993 207 215 3 M Y Wang D M Pelinescu Contact force prediction and force closure analysis of a fixtured workpiece with friction ASME Journal of Manufacturing Science and Engineering 125 2 2003 325 332 4 R P Sinha J M Abel A contact stress model for multi fingered grasps of rough objects Proceedings of the IEEE Conference on Robotics and Automation 1990 1040 1045 5 G Xiuwen J Y H Fuh A Y C Nee Modeling of frictional elastic fixture workpiece system for improving location accuracy IIE Transactions 28 1996 821 827 6 J F Hurtado S N Melkote A model for the prediction of reaction forces in a 3 2 1 machining fixture Transactions of NAMRI SME 26 1998 335 340 7 J D Lee L S Haynes Finite element analysis of flexible fixturing system ASME Journal of Engineering for Industry 109 2 1987 124 139 8 R J Menassa W R DeVries Optimization methods applied to selecting support positions in fixture design Transactions of ASME Journal of Engineering for Industry 113 1991 412 418 9 M R Rearick S Hu S Wu Optimal fixture design for deformable sheet metal fixtures Transactions of NAMRI SME 21 1993 407 412 10 E DeMeter Fast support layout optimization International Journal of Machine Tools and Manufacture 38 1998 1221 1239 11 Y J Liao S J Hu D A Stephenson Fixture layout optimization 畢業(yè)設計 論文 報告用紙 第 12 頁 共 15 頁 considering workpiece fixture contact interaction simulation results Transactions of NAMRI SME 26 1998 341 346 12 S L Xie S J Hu W Li A Sudjianto Fixture configuration design using a computer experiment Proceedings of the ASME Manufacturing Science and Engineering 11 2000 133 140 13 J Abou Hanna K Okamura Finite element approach to modeling particulate bed fixtures Journal of Manufacturing Systems 11 1992 1 12 14 P C Pong R R Barton P H Cohen Optimum fixture design Proceedings of the Second Industrial Engineering Research Conference 1993 pp 6 10 15 P Chandra S M Athavale S G Kapoor R E DeVor Finite element based fixture analysis model for surface error prediction due to clamping and machining forces Proceedings of ASME Manufacturing Science and Technology MED 6 2 1997 245 252 16 J H Yeh F W Liou Contact condition modeling for machining fixture setup processes International Journal of Machine tools and Manufacture 39 1998 787 803 17 Y G Liao R Khetan R Stevenson An experimental investigation into the deflection of a fixture workpiece system Transactions of NAMRI SME 28 2000 413 418 18 S Satyanarayana Fixture workpiece contact modeling for a compliant workpiece MS Thesis Mechanical Engineering Georgia Institute of Technology 2001 19 S Satyanarayana S N Melkote Finite element modeling of fixture workpiece contacts single contact modeling and experimental verification International Journal of Machine Tools and Manufacture 44 2004 903 913 20 B M Bazrov A I Sorokin The effect of clamping sequence on workpiece mounting accuracy Soviet Engineering Research 2 10 1982 539 543 21 P Chandra S M Athavale R E DeVor S G Kapoor Effect of preloads on the surface flatness during fixturing of flexible workpieces Proceedings of the First S M Wu Symposium vol 2 1996 pp 146 152 畢業(yè)設計 論文 報告用紙 第 13 頁 共 15 頁 22 A Raghu S N Melkote Analysis of the effects of fixture clamping sequence on part location errors Journal of Machine Tools and Manufacture 44 2004 373 382 23 S Siebenaler Finite element approach to modeling deformation in a fixture workpiece system MS Thesis Mechanical Engineering Georgia Institute of Technology 2003 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 第 1 章 緒 論 1 1 選題的目的 本次設計 我力爭把離合器設計系統(tǒng)化 為離合器設計者提供一定的參考價值 拋棄傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器 設計新式的拉式膜片彈簧離合器是本次設計的主要 特點 1 2 離合器發(fā)展歷史 近年來各國政府都從資金 技術方面大力發(fā)展汽車工業(yè) 使其發(fā)展速度明顯比其 它工業(yè)要快的多 因此汽車工業(yè)迅速成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的標志 對于內燃機汽車來說 離合器在機械傳動系中作為一個獨立的總成而存在 它是 汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接聽總成 目前 各種汽車廣泛采用的摩擦式離合器 主要依靠主 從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置 在早期研發(fā)的離合器中 錐形離合器最為成功 現今所用的盤片式離合器的先驅 是多片盤式離合器 它是直到 1925 年以后才出現的 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 經驗和技術上的改進使人們逐漸趨向于首選單片干式離合器 1 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構正逐步地 向拉式膜片彈簧離合器結構發(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 適應發(fā)動機的高轉速 增加離合 器傳遞轉矩的能力和簡化操縱 已成為離合器的發(fā)展趨勢 隨著汽車發(fā)動機轉速 功率不斷提高和汽車電子技術的高速發(fā)展 人們對離合器 的要求越來越高 從提高離合器工作性能的角度出發(fā) 傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結 構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展 傳統(tǒng)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 適應發(fā)動機的高轉速 增加離合 器傳遞轉矩的能力和簡化操縱 已成為離合器的發(fā)展趨勢 隨著計算機的發(fā)展 設計 工作已從手工轉向電腦 包括計算 性能演示 計算機繪圖 制成后的故障統(tǒng)計等等 1 3 離合器概述 按動力傳遞順序來說 離合器應是傳動系中的第一個總成 顧名思義 離合器是 離 與 合 矛盾的統(tǒng)一體 離合器的工作 就是受駕駛員操縱 或者分離 或者 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 接合 以完成其本身的任務 離合器是設置在發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞機構 其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞 保證汽車平穩(wěn)地起步 保證傳動系換檔時工 作平穩(wěn) 限制傳動系所能承受的最大扭矩 防止傳動系過載 為使離合器起到以上幾 個作用 目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器 摩擦離合器所能傳遞的最大 扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面狀況等 即主要 取決于離合器基本參數和主要尺寸 膜片彈簧離合器在技術上比較先進 經濟性合理 同時其性能良好 使用可靠性高壽命長 結構簡單 緊湊 操作輕便 在保證可靠地 傳遞發(fā)動機最大扭矩的前提下 有以下優(yōu)點 2 1 結合時平順 柔和 使汽車起步時不震動 沖擊 2 離合器分離徹底 3 從動部分慣量小 以減輕換檔時齒輪副的沖擊 4 散熱性能好 5 高速回轉時只有可靠強度 6 避免汽車傳動系共振 具有吸收震動 沖擊和減小噪聲能力 7 操縱輕便 8 工作性能 最大摩擦力矩 和后備系數 保持穩(wěn)定 maxeT 9 使用壽命長 1 3 1 離合器的功用 離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸接合 保證汽車平穩(wěn)起步 如前所述 現代車用 活塞式發(fā)動機不能帶負荷啟動 它必須先在空負荷下啟動 然后再逐漸加載 發(fā)動機 啟動后 得以穩(wěn)定運轉的最低轉速約為 300 500r min 而汽車則只能由靜止開始起 步 一個運轉著的發(fā)動機 要帶一個靜止的傳動系 是不能突然剛性接合的 因為如 果是突然的剛性連接 就必然造成不是汽車猛烈攢動 就是發(fā)動機熄火 所以離合器 可使發(fā)動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起 使發(fā)動機加給傳動系的扭矩逐漸變大 至足以克服行駛阻力時 汽車便由靜止開始緩慢地平穩(wěn)起步了 雖然利用變速器的空檔 也可以實現發(fā)動機與傳動系的分離 但變速器在空檔位 置時 變速器內的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的 要轉動發(fā)動機 就必須和變速器內 的主動齒輪一起拖轉 而變速器內的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中 拖轉它的阻力是 很大的 尤其在寒冷季節(jié) 如沒有離合器來分離發(fā)動機和傳動系 發(fā)動機起動是很困 難的 所以離合器的第二個功用 就是暫時分開發(fā)動機和傳動系的聯系 以便于發(fā)動 機起動 汽車行駛中變速器要經常變換檔位 即變速器內的齒輪副要經常脫開嚙合和進入 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 嚙合 如在脫檔時 由于原來嚙合的齒面壓力的存在 可能使脫檔困難 但如用離合 器暫時分離傳動系 即能便利脫檔 同時在掛檔時 依靠駕駛員掌握 使待嚙合的齒 輪副圓周速度達到同步是較為困難的 待嚙合齒輪副圓周速度的差異將會造成掛檔沖 擊甚至掛不上檔 此時又需要離合器暫時分開傳動系 以便使與離合器主動齒輪聯結 的質量減小 這樣即可以減少掛擋沖擊以便利換檔 離合器所能傳遞的最大扭矩是有一定限制的 在汽車緊急制動時 傳動系受到很 大的慣性負荷 此時由于離合器自動打滑 可避免傳動系零件超載損壞 起保護作用 1 3 2 現代汽車離合器應滿足的要求 根據離合器的功用 它應滿足下列主要要求 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 應大于發(fā)動機最大扭矩 cTmaxeT 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 步沖撞或抖動 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 從動盤的轉動慣量小 離合器分離時 和變速器主動齒輪相連接的質量就 只有離合器的從動盤 減小從動盤的轉動慣量 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 要 能通過調整 使離合器正常工作 1 3 3 離合器工作原理 如圖 1 1 所示 摩擦離合器一般是有主動部分 從動部分組成 壓緊機構和操縱 機構四部分組成 離合器在接合狀態(tài)時 發(fā)動機扭矩自曲軸傳出 通過飛輪 2 和壓盤借摩擦作用傳 給從動盤 3 在通過從動軸傳給變速器 當駕駛員踩下踏板時 通過拉桿 分離叉 分離套筒和分離軸承 8 將分離杠桿的內端推向右方 由于分離杠桿的中間是以離合 器蓋 5 上的支柱為支點 而外端與壓盤連接 所以能克服壓緊彈簧的力量拉動壓盤向 左 這樣 從動盤 3 兩面的壓力消失 因而摩擦力消失 發(fā)動機的扭矩就不再傳入變 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 速器 離合器處于分離狀態(tài) 當放開踏板 回位彈簧克服各拉桿接頭和支承中的摩擦 力 使踏板返回原位 此時壓緊彈簧就推動壓盤向右 仍將從動盤 3 壓緊在飛輪上 2 這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器 1 軸承 2 飛輪 3 從動盤 4 壓盤 5 離合器蓋螺栓 6 離合器蓋 7 膜片彈簧 8 分離軸承 9 軸 圖 1 1 離合器總成 1 3 4 拉式膜片彈簧離合器的優(yōu)點 與推式相比 拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點 取消了中間支承各零件 并不 用支承環(huán)或只用一個支承環(huán) 使其結構更簡單 緊湊 零件數目更少 質量更少 拉 式膜片彈簧是中部與壓盤相壓在同樣壓盤尺寸的條件下可采用直徑較大的膜片彈簧 提高了壓緊力與傳遞轉矩的能力 且并不增大踏板力 在傳遞相同的轉矩時 可采用 尺寸較小的結構 在接合或分離狀態(tài)下 離合器蓋的變形量小 剛度大 分離效率更 高 拉式的杠桿比大于推式的杠桿比 且中間支承減少了摩擦損失 傳動效率較高 踏板操縱更輕便 拉式的踏板力比推式的一般可減少約 無論在接合狀態(tài) 30 25 或分離狀態(tài) 拉式結構的膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸 在支承環(huán)磨損 后不會形成間隙而增大踏板自由行程 不會產生沖擊和哭聲 使用壽命更長 1 4 設計的預期成果 本次設計 我將取得如下成果 1 設計說明書 1 離合器各零件的結構 2 離合器主要參數的選擇與優(yōu)化 3 膜片彈簧的計算與優(yōu)化 4 扭轉減振 器的設計 5 離合器操縱機構的設計計算 2 圖紙有 扭轉減振器 摩擦片 膜 片彈簧 從動盤 軸 壓盤 離合器總成 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 第 2 章 離合器的結構設計 為了達到計劃書所給的數據要求 設計時應根據車型的類別 使用要求 制造條 件 以及 系列化 通用化 標準化 的要求等 合理選擇離合器結構 2 1 離合器結構選擇與論證 2 1 1 摩擦片的選擇 單片離合器因為結構簡單 尺寸緊湊 散熱良好 維修調整方便 從動部分轉 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 因此該設計選擇單片離合器 摩擦片數為 2 2 1 2 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 9 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能保證大 致不變 從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變 當離合器分離時 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 使結構簡單緊湊 軸向尺寸小 零件數目少 質量小 3 高速旋轉時 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 易于實現良好的通風散熱 使用壽命長 6 平衡性好 7 有利于大批量生產 降低制造成本 但膜片彈簧的制造工藝較復雜 對材料質量和尺寸精度要求高 其非線性特性在 生產中不易控制 開口處容易產生裂紋 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 2 1 3 壓盤的驅動方式 在膜片彈簧離合器中 扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤的方法有三種 9 1 凸臺 窗孔式 它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內 通過二者的配合 將扭矩從離合器蓋傳到壓盤上 此方式結構簡單 應用較多 缺點 壓盤上凸臺在傳動過程中存在滑動摩擦 因而接觸部分容易產生分離不徹底 2 徑向傳動驅動式 這種方式使用彈簧剛制的徑向片將離合器蓋和壓盤連接 在一起 此傳動的方式較上一種在結構上稍顯復雜一些 但它沒有相對滑動部分 因 而不存在磨損 同時踏板力也需要的小一些 操縱方便 另外 工作時壓盤和離合器 蓋徑向相對位置不發(fā)生變化 因此離合器蓋等旋轉物件不會失去平衡而產生異常振動 和噪聲 3 徑向傳動片驅動方式 它用彈簧鋼制的傳動片將壓盤與離合器蓋連接在 一起 除傳動片的布置方向是沿壓盤的弦向布置外 其他的結構特征都與徑向傳動驅 動方式相同 經比較 我選擇徑向傳動驅動方式 2 1 4 分離杠桿 分離軸承 分離杠桿的作用由膜片彈簧承擔 其作用是通過分離軸承克服離合器彈簧的推力 并推動壓盤移動 從而使壓盤與從動盤和從動盤與飛輪相互分離 截斷動力的傳遞 分離杠桿要具有足夠的強度和剛度 以承受反復作用在其上面的彎曲應力 分離軸承 的作用是通過分離叉的作用使分離軸承沿變速器前端蓋導向套作軸向移動 推動旋轉 中的膜片彈簧中部分離前端 使離合器起到分離作用 分離本次設計選用的是油封軸 承 它可以將潤滑脂密封在軸承殼內 使用中不需要增加潤滑 相比供油式軸承則需 增加 2 1 5 離合器的散熱通風 試驗表明 摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的 當壓盤工作表面超過 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20 18 度一般在 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 過高的溫度能使壓盤受壓變形產生裂紋和碎裂 為使摩擦表面溫度不致過C 高 除要求壓盤有足夠大的質量以保證足夠的熱容量外 還要求散熱通風好 改善離 合器散熱通風結構的措施有 在壓盤上設散熱筋 或鼓風筋 在離合器中間壓盤內鑄 通風槽 將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀 用以鼓風 在離合器外殼內裝導流 罩 膜片彈簧式離合器本身構造能良好實現通風散熱效果 故不需作另外設置 2 1 6 從動盤總成 從動盤總成由摩擦片 從動片 減震器和從動盤穀等組成 它雖然對離合器工作 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 性能影響很大的構件 但是其工作壽命薄弱 因此在結構和材料上的選擇是設計的重 點 從動盤總成應滿足如下設計要求 1 轉動慣量要小 以減小變速器換檔時輪齒簡單沖擊 2 應具有軸向彈性 使離合器接合平順 便于起步 而且使摩擦面壓力均勻 減小磨損 3 應裝扭轉減振器 以避免傳動系共振 并緩和沖擊 1 摩擦片要求 摩擦系數穩(wěn)定 工作溫度 單位壓力的變化對其影響要小 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 有利于結合平順 長期停放離合器摩擦片 不會粘著現象的 綜上所述 選擇石棉基材料 石棉基摩擦材料是由石棉或石棉織物 粘結劑 樹脂或硅膠 和特種添加劑熱壓制成 其摩擦系數為 0 25 0 3 密度小 價格便宜 多年來在汽車離合器上使用效果良好 同時 摩擦片從動鋼片用鉚釘連接 連接可靠 更換摩擦片方便 而且適宜在從動鋼片上裝波形彈簧片以獲得軸向彈性 2 從動盤的軸向彈性 從動盤的軸向彈性可改善離合器性能 使離合器接合柔和 摩擦面接觸均勻 磨 損較小 為使從動盤有軸向彈性 單獨制造扇形波狀彈簧與從動鋼片鉚接 波狀彈簧 可用比鋼片輕薄的材料制造 軸向彈性較好 轉動慣量小 適宜高速旋轉 且彈簧對 置分布 彈性好 因此設計中選用此類彈簧 3 扭轉減震器 扭轉減震器幾乎是現代汽車離合器從動盤上必備的部件 主要由彈性元件和阻尼 元件組成 彈性元件可降低傳動系的首端扭轉剛度 從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階 固有頻率 改變系統(tǒng)的固有振型 使之盡可能避免由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共 振 但是 這種共振往往難以避免 汽車行駛在不平的道路上行駛阻力也會時刻變化 當由于路面不平引起的激力頻率與傳動系的某階自振頻率重合時 也會發(fā)生共振現象 阻尼元件則可有效的耗散此時的振動能量 因而扭轉減震器可有效地降低傳動系共振 載荷與噪聲 扭轉減震器的彈性特性 又線性和非線性兩種 彈性元件采用圓柱螺旋彈簧的減 震器 其彈性特點為線性 阻尼元件采用摩擦片通過碟形彈簧建立阻尼默片的正應力 其阻尼力矩比較穩(wěn)定 因此發(fā)動機的扭矩實際上是通過一些彈性元件傳遞到傳動系的 摩擦式扭轉減震器工作原理 離合器工作時 扭矩從摩擦片傳給從動鋼片再傳給 從動盤轂 此時彈簧被壓縮 從動鋼片相對從動盤轂前移 從動轂邊緣上的缺口控制 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 著鋼片與轂的最大位移 2 2 離合器結構設計的要點 在進行離合器的具體設計時 首先應保證傳遞發(fā)動機最大扭矩為前提 然后滿足 下列條件 15 1 如前所述 扇形波狀彈簧對置分布鉚接在從動鋼片上 并在從動盤上設置 扭轉減震器保證離合器接合柔和 摩擦片制成一定錐度 從動盤錐形量約為 0 5mm 使其大端面向飛輪 這樣從動盤轂在從動軸 即變速器第一軸 花鍵上易于滑動 有 利于離合器徹底分離 2 離合器主動部分與從動部分的連接和支撐形式 離合器的主動部分包括飛 輪 離合器蓋與他們一起轉動并能軸向移動的壓盤 壓盤通過鋼片與離合器蓋相連 離合器從動部分有從動盤 從動軸 從動軸裝在飛輪與壓盤之間 可在從動軸花鍵上 滑動 設計時把離合器從動軸的前軸承安裝在發(fā)動機曲軸的中心孔內 3 離合器從動軸的軸向定位及軸承潤滑 離合器從動軸在安裝后應保持軸向 定位 在拆卸時便于離合器中抽出來 因此 設計時使從動軸前軸承外圓與飛輪為過 渡配合 而前軸承內圈與從動軸為間隙配合 離合器的從動軸軸向定位是靠從動軸后 軸承來保證的 離合器分離軸承靠注入黃油潤滑的 而從動軸前軸承靠油杯定期注入 潤滑 為防止?jié)櫥土鞯侥Σ烈r面 造成離合器打滑 除在軸承處安有自緊油封外 還在飛輪上開泄油孔 4 離合器運動零件的限位 離合器處于接合時為使壓盤與摩擦片很好接合 應使分離彈簧與分離軸承之間保持一定間隙 這是分離軸承回位彈簧加以保證 分離 時 應對踏板的最大行程加以限制 2 3 離合器主要零件的設計 2 3 1 從動盤 扇形波狀彈簧兩兩對置鉚接與從動鋼片上 兩側在鉚接摩擦片 鉚釘都采用鋁制 埋頭鉚釘 摩擦襯面在鉚接后腰磨削加工 使其工作表面的不平度誤差小于 0 2mm 從動盤本體采用 45 號鋼沖壓加工得到 為防止其彎曲變形而引起分離不徹底 一般 在從動盤本體上設徑向切口 2 3 2 摩擦片 摩擦片在性能上要滿足如下要求 1 摩擦系數穩(wěn)定 工作溫度 滑磨速度 單位壓力的變化對其影響 2 具有足夠的機械強度和耐磨性 熱穩(wěn)定性好 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 3 有利于接合平順 4 長期停放離合器摩擦面會發(fā)生粘著現象 4 摩擦片選用材料為石棉基摩擦材料 它是由石棉或石棉織物 粘結劑和特 種添加劑熱壓而成 其摩擦系數為 石棉基摩擦材料密度小 工作溫度小35 0 2 于 180 價格便宜 使用效果良好 在汽車離合器中廣泛使用 2 3 3 膜片彈簧 膜片彈簧使用優(yōu)質高精質鋼 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質處理 得具有高抗 疲勞能力的回火索氏體 要防止膜片內緣離開 同時對膜片彈簧進行強壓處理 將彈 簧壓平并保持 小時 使其高壓力區(qū)產生塑性變形以產生殘余反向應力 對膜14 2 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 片彈簧許用應力可取為 1500 1700N mm 2 2 3 4 壓盤 壓盤的材料選用 HT20 40 鑄造制成 它要有一定的質量和剛度 以保證足夠的 熱容量和防止溫度升高而產生的彎曲變形 壓盤應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 12mm 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 2 3 5 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)和支撐鉚釘的安裝尺寸精度要高 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 引起鉚釘的過度磨損 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 釘的過度 提高鉚釘硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的結構措施 采用 10 鋼材材 料 HRc40 50 2 4 本章小結 本章系統(tǒng)介紹了膜片彈簧離合器的結構 并講述了離合器各零件的結構和材料 以及各部分的連接關系 為下章離合器的計算打下基礎 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 第 3 章 離合器的設計計算及說明 3 1 離合器設計所需數據 表 3 1 離合器原始數據 汽車的驅動形式 4 2 汽車最大加載質量 2000 kg 汽車的質量 4325 kg 發(fā)動機位置 前置 發(fā)動機最大功率 75KW 發(fā)動機最大轉速 4500r min 發(fā)動機最大扭矩 170N m 離合器形式 機械 干式 單片 膜片彈簧 壓式 操縱形式 液壓人力操縱 摩擦片最大外徑 f 225mm 踏板行程 mm150 8 i0 6 17 ig1 5 913 ig2 2 659 ig3 1 775 ig4 1 000 汽車最大時速 110 km h 3 2 摩擦片主要參數的選擇 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 應大于發(fā)動機最大扭矩cTmaxeT 摩擦片的靜壓力 3 1 maxeC 式中 離合器后備系數 1 發(fā)動機的最大扭矩可由式 3 2 求得peenPTmaxmax954 式中 Kw r min 在 1 1 1 3 之間 取 1 16 則75max eP40pn N m196maxeT 1 后備系數 是離合器的重要參數 反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程 度 選擇 時 應從以下幾個方面考慮 a 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 b 防止離合器本身滑磨程度過大 c 要求能夠防止 傳動系過載 通常轎車和輕型貨車 1 2 1 75 結合設計實際情況 故選擇 1 5 則有 可有表 3 2 查得 1 5 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 表 3 2 離合器后備系數的取值范圍 車型 后備系數 乘用車及最大總質量小于 6t 的商用車 1 20 1 75 最大總質量為 6 14t 的商用車 1 50 2 25 掛車 1 80 4 00 摩擦片的外徑可有式 3 3 求得 maxeDTK 為直徑系數 取值見表 3 3 取 得 D 221 11mm DK16 表 3 3 直徑系數的取值范圍 車型 直徑系數 DK 乘用車 14 6 16 0 18 5 單片離合器 最大總質量為 1 8 14 0t 的商用車 13 5 15 0 雙片離合器 最大總質量大于 14 0t 的商用車 22 5 24 0 摩擦片的尺寸已系列化和標準化 標準如下表 部分 表 3 4 離合器摩擦片尺寸系列和參數 外徑 D mm 160 180 200 225 250 280 300 325 內徑 d mm 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 53 1C 0 687 0 694 0 700 0 667 0 620 0 589 0 583 0 585Dd 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 摩擦片的摩擦因數 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f 度等因素 可由表 3 5 查得 摩擦面數 Z 為離合器從動盤數的兩倍 決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結 構尺寸 本題目設計單片離合器 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端之間留有的間隙 該間隙 t一般為 3 4mm 取 t 4mm 表 3 5 摩擦材料的摩擦因數的取值范圍 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 摩擦材料 摩擦因數 f 模壓 0 20 0 25石棉基材料 編織 0 25 0 35 銅基 0 25 0 35粉末冶金材料 鐵基 0 30 0 50 金屬陶瓷材料 0 4 離合器的靜摩擦力矩為 3 4 ccfFZRT 與式 3 1 聯立得 3 5 3 max12CfzDe 代入數據得 單位壓力 MPa 0 p 表 3 6 摩擦片單位壓力的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力 MPa0p 模壓 0 15 0 25石棉基材料 編織 0 25 0 35 模壓粉末冶金材料 編織 0 35 0 50 金屬陶瓷材料 0 70 1 50 3 3 摩擦片基本參數的優(yōu)化 1 摩擦片外徑 D mm 的選取應使最大圓周速度 不超過 65 70m s 即0v m s m s 3 6 1 530261063max nveD 7 6 式中 為摩擦片最大圓周速度 m s 為發(fā)動機最高轉速 r min 0 maxen 2 摩擦片的內 外徑比 應在 0 53 0 70 范圍內 即 C7 06 53 0 3 為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩 并防止傳動系過載 不同車型 的 值應在一定范圍內 最大范圍為 1 2 4 0 4 為了保證扭轉減振器的安裝 摩擦片內徑 d 必須大于減振器振器彈簧位置 直徑 約 50mm 即02R 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 mm 502 Rd 5 為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力 單位摩擦面積傳遞的轉矩應 小于其許用值 即 3 7 0201 4ccc TdDZT 式中 為單位摩擦面積傳遞的轉矩 N m mm 2 可按表 3 6 選取0cT 經檢查 合格 表 3 7 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值 離合器規(guī)格 210 250 325 201 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 對于不同車型 單位壓 力 的最大范圍為 0 11 1 50MPa 即0p MPa MPa MPa10 23 0 p50 1 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小于其許用值 即 3 8 24dDZW 式中 為單位摩擦面積滑磨 J mm 2 為其許用值 J mm 2 對于乘用車 J mm2 對于最大總質量小于 6 0t 的商用車 J mm2 對于最大40 3 0 總質量大于 6 0t 商用車 J mm2 W 為汽車起步時離合器接合一次所產生5 0 的總滑磨功 J 可根據下式計算 3 9 20 218graeimn 式中 為汽車總質量 Kg 為輪胎滾動半徑 m 為汽車起步時所用變速器amr gi 擋位的傳動比 為主減速器傳動比 為發(fā)動機轉速 r min 計算時乘用車取0i en r min 商用車取 r min 其中 m 201517 60 i 913 5 gi 6 0 r 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 Kg 代入式 3 9 得 J 代入式 3 8 得4325 am527 143 W 合格 07 8 離合器接合的溫升 mct 式中 t 為壓盤溫升 不超過 C c 為壓盤的比熱容 J Kg C 為10 8 4 81 c 傳到壓盤的熱量所占的比例 對單片離合器壓盤 為壓盤的質量5 0 Kg15 3 m 代入 C 合格 764t 3 4 膜片彈簧主要參數的選擇 1 比較 H h 的選擇 此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大 分析式 3 10 中載荷與變形 1 之間的函 數關系可知 當 時 F 2為增函數 時 F 1有一極值 而該極值點 hH2 hH 又恰為拐點 時 F 1有一極大值和極小值 當 時 F 1極小值在橫 坐標上 見圖 3 1 1 2 3 2 hH2 h2 hH 4 5 圖 3 1 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 范圍內選取 常用的膜片彈簧板厚為 2 4mm 本設計 h 3mm 2 hH 則 H 6mm 2 R r 選擇 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 通過分析表明 R r 越小 應力越高 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結構布置和壓緊力的要求 R r 常在 1 2 1 3 的范圍內取 值 本設計中取 摩擦片的平均半徑 mm 取25 1 rR 75 934 dDRc cRr mm 則 mm 取整 mm 則 94 r 718R2 1r 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 范圍內 本設計中5 9 得 在 之間 合格 分離指數常取為 rHrR arctn 32 14 1 18 大尺寸膜片彈簧有取 24 的 對于小尺寸膜片彈簧 也有取 12 的 本設計所取分 離指數為 18 4 切槽寬度 mm mm 取 mm mm 應滿足5 3 21 10 92 31 102er 的要求 er 5 壓盤加載點半徑 和支承環(huán)加載點半徑 的確定1R1r 應略大于且盡量接近 r 應略小于 R 且盡量接近 R 本設計取 mm 1r1 16 mm 膜片彈簧應用優(yōu)質高精度鋼板制成 其碟簧部分的尺寸精度要高 國內96 常用的碟簧材料的為 60SizMnA 當量應力可取為 1600 1700N mm 2 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 3 5 膜片彈簧的優(yōu)化設計 1 為了滿足離合器使用性能的要求 彈簧的 與初始錐角 應在hH rRH 一定范圍內 即 2 6 1 15349 rR 2 彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍 即 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 35 12 0 1 rR06787 h 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 或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑 應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間 1R1r 即 推式 24 1DRd 拉式 5 12 9475 3 r 4 根據彈簧結構布置要求 與 與 之差應在一定范圍內選取 即1f0621 R0 r40f 5 膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用 因此杠桿比應在一定范圍內選取 即 推式 5 43 21 rRf 拉式 0 95 1f 由 4 和 5 得 mm mm 34 fr320r 3 6 膜片彈簧的載荷與變形關系 碟形彈簧的形狀如以錐型墊片 見圖 3 2 它具有獨特的彈性特征 廣泛應用于 機械制造業(yè)中 膜片彈簧是具有特殊結構的碟形彈簧 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 當加載點相同時 因此 碟形彈簧有關設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之間的關系式為 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 3 10 211121211 hrR2HrRr In6EhF 式中 E 彈性模量 對于鋼 aMPE50 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 圖 3 2 膜片彈簧的尺寸簡圖 表 3 8 膜片彈簧彈性特性所用到的系數 R r R1 r1 H h 118 94 116 96 6 3 代入 3 10 得 3 11 121311 5 97356 7 48 fF 對 3 11 式求一次導數 可解出 1 F1的凹凸點 求二次導數可得拐點 凸點 mm 時 N96 21 F 凹點 mm 時 N047 986741 拐點 mm 時 N5123 2 當離合器分離時 膜片彈簧加載點發(fā)生變化 設分離軸承對膜片彈簧指所加的載荷 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 為 F2 對應此載荷作用點的變形為 2 由 3 12 11123 0FrRFf 3 13 112 f 列出表 3 8 表 3 9 膜片彈簧工作點的數據1 2 96 7 04 52 9 18 2 182 15 51F 11796 93 6748 98 92732 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 對應著膜片彈簧壓平位置 而 新離合器在接合狀態(tài)時 膜片彈 211NMH 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 以保證摩擦片在最大磨損限度 范圍內壓緊力從 F1B到 F1A變 H110 8 化不大 當分離時 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 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 并考慮摩擦因數的下降 摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力 應大于或等于新摩擦片時的壓緊力 見圖 3 3AF1 B1 3 7 膜片彈簧的應力計算 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 轉動 圖 3 4 斷面在 O 點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?故該點的切向應力為零 O 點以 外的點均存在切向應變和切向應力 現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 力為 3 14 xey2 1E2t 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 圖 3 3 膜片彈簧工作點位置 式中 碟簧部分子午斷面的轉角 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中性點的半徑 e R r In R r 3 15 為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律 將 3 14 式寫成 Y 與 X 軸的關系式 3 16 Ee1XE12Yt2t2t 圖 3 4 切向應力在子午斷面的分布 由上式可知 當膜片彈簧變形位置 一定時 一定的切向應力 t 在 X Y 坐標系 里呈線性分布 當 時 因為 的值很小 我們可以將 看成0t X 2 Y 2 2 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 20 由上式可寫成 此式表明 對于一定的零應力分布在中性 2 tg X 2 tgY 點 O 而與 X 軸承 角的直線上 從式 3 16 可以看出當 時無論取任何 2 eX 值 都有 顯然 零應力直線為 K 點與 O 點的連線 在零應力直線內e 側為壓應力區(qū) 外側位拉應力區(qū) 等應力直線離應力直線越遠 其應力越高 由此可 知 碟簧部分內緣點 B 處切向壓應力最大 A 處切向拉應力最大 分析表明 B 點的 切向應力最大 計算膜片彈簧的應力只需校核 B 處應力就可以了 將 B 點的坐標 X e r 和 Y h 2 代入 3 17 式有 3 17 22 12 hdreretB 令 可以求出切向壓應力達極大值的轉角0dt reP 由于 mm5 10 94 8ln l rRe 所以 N mm238 0 P 2047 39tB 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力 3 18 rfrBhbn6 式中 n 分離指數目 n 18 br 單個分離指的根部寬 mm17 832120 r 因此 N mm280 69rB 由于 rB 是與切向壓應力 tB 垂直的拉應力 所以根據最大剪應力強度理論 B 點的當量應力為 N mm259 137 2048 69 tBrBj N mm27 jj 膜片彈簧的設計應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 般要經過以下工藝 先對其進行調質處理 得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏體 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 21 對膜片彈簧進行強壓處理 將彈簧壓平并保持 12 14h 使其高應力區(qū)產生塑性變 形以產生殘余反向應力 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 故膜片彈簧和當量應力不超出允許應力范圍 所以用設數據合適 3 8 扭轉減振器設計 減震器極轉矩 N m 2945 1max ejT 摩擦轉矩 N m8 70u 預緊轉矩 N m1 maxen 極限轉角 2 3 j 扭轉角剛度 N m rad 81 jTk 詳細見圖 3 5 3 9 減振彈簧的設計 1 減振彈簧的安裝位置 2 75 0 6 0dR 結合 mm 得 取 49mm 則 502 Rd0 3 2 全部減振彈簧總的工作負荷 ZP N601 RTj 3 單個減振彈簧的工作負荷 NZP 式中 Z 為減振彈簧的個數 按表 3 9 選擇 取 Z 6 表 3 10 減振彈簧個數的選取 摩擦片的外徑 D mm 225 250 250 325 325 350 350 Z 4 6 6 8 8 10 10 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 22 圖 3 5 扭轉減振器 4 減振彈簧尺寸 1 選擇材料 計算許用應力 根據 機械原理與設計 機械工業(yè)出版社 采用 65Mn 彈簧鋼絲 設彈簧絲直徑 mm MPa MPa 4 d620b 8105 b 2 選擇旋繞比 計算曲度系數 根據下表選擇旋繞比 表 3 11 旋繞比的薦用范圍 d mm 4 0 1 5 2 6 5 1742 8 C 17209446 確定旋繞比 曲度系數 0 4 CCK 3 強度計算 mm 與原來的 d 接近 合格 482 KFdj 中徑 mm 外徑 mm162 CD20 D 4 極限轉角 取 則 mm1 32arcsin0 Rlj 83 j 269 l 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 23 5 剛度計算 彈簧剛度 mm95 12 21 lFk 其中 為最小工作力 2F 0 彈簧的切變模量 MPa 則彈簧的工作圈數8G086 431 kCGdFnl 取 總圈數為4 n61n 6 彈簧的最小高度 mm16min dl 7 減振彈簧的總變形量 mm538 kPl 8 減振彈簧的自由高度 mm 2 min0 ll 9 減振彈簧預緊變形量 mm538 01kZRTl 10 減振彈簧的安裝高度 mm210 ll 11 定位鉚釘的安裝位置 取 mm 則 52 R8593647 j mm mm 合格 30 l 1k12 n 3 10 操縱機構 汽車離合器操縱機構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 它始于離合器踏板 終止于離合器殼內的分離軸承 由于離合器使用頻繁 因此離合 器操縱機構首先要求操作輕便 輕便性包括兩個方面 一是加在離合器踏板上的力不 應過大 另一方面是應有踏板形成的校正機構 離合器操縱機構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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 24 離合器操縱機構應滿足的要求是 3 1 踏板力要小 轎車一般在 80 150N 范圍內 貨車不大于 150 200N 2 踏板行程對轎車一般在 mm 范圍內 對貨車最大不超過 180mm 150 8 3 踏板行程應能調整 以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復原 4 應有對踏板行程進行限位的裝置 以防止操縱機構因受力過大而損壞 5 應具有足夠的剛度 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 機械式操縱機構有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式 杠傳動結構簡單 工作可靠 但是機械效率低 質量大 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 機構效率不高 本次設計的普通輪型離合器操縱機構 采用液壓式操縱機構 液壓操縱機構有如 下優(yōu)點 1 液壓式操縱 機構傳動效率高 質量小 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生的動載荷 正 由于液壓式操縱有以上的優(yōu)點 故應用日益廣泛 離合器液壓操縱機構由主缸 工 作缸 管路系統(tǒng)等部分組成 mm mm mm mm120 a501 a1352 d671 d mm mm mm mm5c4 c0b952b 3 10 1 離合器踏板行程計算 踏板行程 由自由行程 和工作行程 組成 S1S2S 2112021 dbacSZSf 3 19 式中 為分離軸承的自由行程 一般為 mm 取 mm 反映fS0 3 55 0f 到踏板上的自由行程 一般為 mm 分別為主缸和工作缸的直徑 Z130 21d2 為摩擦片面數 為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙 單片 mm 取 mm 為杠桿尺寸 30 85 S S1a21b21c2 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 25 得 mm mm 合格 13 S7 21 Sc12S0fb1d21a2S 圖 3 6 液壓操縱機構示意圖 3 10 2 踏板力的計算 踏板力為 3 20 sfFi 式中 為離合器分離時 壓緊彈簧對壓盤的總壓力 為操縱機構總傳動比 F i 為機械效率 液壓式 機械式 21dcbai 90 8 80 7 為克服回位彈簧 1 2 的拉力所需的踏板力 在初步設計時 可忽略之 s N 則30 467 F6 43 i80 N19 fF 合格 分離離合器所作的功為 SZFWL 5 0 1 式中 為離合器拉接合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力 N 則1F 32 1085 J45 21 L 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 26 合格 3 11 從動軸的計算 1 選材 40Cr 調質鋼可用于載荷較大而無很大沖擊的重要軸 初選 40Cr 調質 2 確定軸的直徑 3nPAd 式中 A 為由材料與受載情況決定的系數 見表 3 11 表 3 12 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 n 為軸的轉速 r min 則10 450 n mm 取 mm 54 2d36d 3 12 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)動機傳來的全部轉矩 它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上 花鍵的尺寸可根據摩擦片 的外徑 D 與發(fā)動機的最大轉矩 由表 3 12 選取 maxeT 一般取 1 0 1 4 倍的花鍵軸直徑 從動盤轂一般采用碳鋼 并經調質處理 表面 和心部硬度一般 26 32HRC 為提高花鍵內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 應進行高頻處理 取 mm 10 n35 D mm mm mm MPa 28 d4t35 l2 10 c 驗證 擠壓應力的計算公式為 nltR 式中 P 為花鍵的齒側面壓力 它由下式確定 ZdDTPe 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生偏斜而使分離不徹底 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 27 分別為花鍵的內外徑 D d Z 為從動盤轂的數目 取 Z 1 h 為花鍵齒工作高度 2 dDh 得 N MPa MPa 合格 4 12 P16 0c 表 3 13 花健的的選取 花健尺寸 摩擦片的 外徑 mmD N mmaxeT齒數 n 外徑 mm D內徑 mm d齒厚 mmt有效齒長 l mm 擠壓應力 MPac 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 3 13 分離軸承的壽命計算 分離軸承的參數 表 3 14 分離軸承參數表 型號 Cr pf n 7014C 48 2KN 1 2 3 4500r min 則由下式 601PCnLh rpFf 得 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 28 h4913 hL 3 14 本章小結 本章講述了離合器的計算 包括摩擦片主要參數的選擇與優(yōu)化 膜片彈簧主要參 數的選擇與優(yōu)化 通過膜片彈簧載荷與變形的關系計算離合器的壓緊力與膜片彈簧的 應力 扭轉減振器與減振彈簧的計算 操縱機構與輸出軸的計算 選取從動盤轂 最 后計算分離軸承的壽命 本章所用原始數據為 CA1040 貨車的數據 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 29 結 論 通過以上對膜片彈簧離合器及液壓操縱機構的工作原理的闡述及各構件的計算說 明 可以看出離合器操縱機構的設計要從選材 尺寸約束 傳遞發(fā)動機扭矩 駕駛員 操作等各方面的綜合考慮 計算方面 離合器的主要參數 P 0 D d 結果按照基本公式運算得出并通過約 束條件 檢驗合格 操縱機構自由行程符合規(guī)格 總行程 131mm 180mm 符合標準 條件 在此前提下同時也保證了機件具有足夠的剛度 在有外部壓力的情況下不會輕 易變形 設計所得尺寸既符合工作機理的需求又滿足安裝的要求 選材方面 摩擦片選用石棉基材料 保證其有足夠的強度和耐磨性 熱穩(wěn)定性 磨合性 不會發(fā)生粘著現象 扭轉減振器中的扭轉彈簧選用 65Si2MnA 其中所含硅 成分提高了機件的彈性 所含錳 加強了耐高溫性 設計后的離合器順利通過溫升校 核 目的是防止摩擦元件過快地磨損和溫度過高 綜上所述 本次設計遵從了 1 分離徹底 2 接合柔和 3 操縱輕便 工作特征穩(wěn)定 4 從動部分轉動慣量小的設計要點 數據全部通過約束條件檢驗 原件所使用的材料基本上符合耐磨 耐壓和耐高溫的要求 而且離合器尺寸合適 適 宜安裝 能最高效率傳遞發(fā)動機扭矩 完全符合計劃書及國家標準 但是 我的設計 中仍存在大量的錯誤和缺點 如加工精度問題等等 對于我在設計中出現的錯誤 希望廣大讀者和專家批評指正 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 30 參考文獻 1 徐石安 江發(fā)潮 汽車離合器 M 清華大學出版社 2005 2 陳家瑞 汽車構造 M 機械工業(yè)出版社 2005 3 王望予 汽車設計 M 機械工業(yè)出版社 2006 4 中國機械工程學會 中國機械設計大典編委會 中國機械設計大典 M 江西科學技 術出版社 2002 5 余仁義 梁濤 汽車離合器操縱機構的設計 J 專用汽車 2003 6 董麗霞 張平 簡明汽車技術詞典 M 人民交通出版社 2003 7 張金柱 韓玉敏 石美玉 汽車工程專業(yè)英語 M 化學工業(yè)出版社 2005 8 廖清林 汽車離合器膜片彈簧的穩(wěn)健優(yōu)化設計 J 重慶工學院學報 2002 9 王志明 胡樹根 王兆軍 汽車離合器蓋成形工藝和模具設計 J 實用技術 2005 12 10 羅頌榮 胡浩 劉文清 汽車拉式膜片彈簧片的優(yōu)化設計 J 常德師范學院學報 2001 3 11 王洋 高翔 陳祥 朱茂桃 膜片彈簧設計的概率優(yōu)化研究 J 江蘇理工大學學報 2001 1 12 王三民 諸文俊 機械原理與設計 M 機械工業(yè)出版社 2002 13 張鐵山 高翔 夏長高 朱茂桃 汽車離合器傳動片設計研究 J 江蘇理工學報 2001 11 14 嚴正峰 盛學斌 35 膜片彈簧離合器校核設計 J 設計 計算 研究 2004 5 15 王寶璽 汽車拖拉機制造工藝學 M 機械工業(yè)出版社 2005 16 A C Rao Trans On the Performance of Kinematic Chains CSME J 12 No 2 1998 17 夏華 胡亞民 黎勇等 汽車離合器蓋成形工藝和模具設計 J 鍛壓技術 2005 2 18 D G Chetwynd and P H Phiuipsonx An ivestigation of reference 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 31 criteria used undness measurement J Phys E Sciinstrum J 1980 13 5 530 538 致 謝 畢業(yè)設計的順利完成除了自己付出的汗水外 還有指導老師的辛勤教誨 在這里 我要特別感謝趙強老師 謝謝他們在百忙之中對我的指正和教導 也因此使我在設計 后的學習與人生的道路上向著更高更深層次地方向前進 趙強老師知識淵博 平易近人經常利用休息時間為我指導 我在畫圖方面基礎很 差 趙老師仔細審閱我的 CAD 圖紙 指出一系列的問題 使我的圖紙得到完善 再次 向趙老師表示衷心的感謝 齊曉杰老師和蘇清源老師為我指出許多關于 CAD 錯誤 在此 向齊老師和蘇老師 表示感謝 方彬 李紹輝 許雨濤等同學以及同組的劉飛同學也給我許多幫助 在這里 一 并感謝 實驗室免費開放 為我的畢業(yè)設計提供實物和模型 在此 向實驗室老師表示感 謝 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 32