離合器課程設(shè)計---輕型載重車膜片彈簧離合器設(shè)計

1、<p><b>　　課程設(shè)計說明書</b></p><p>　　課 程 名 稱: 汽車設(shè)計課程設(shè)計 </p><p>　　課 程 代 碼: </p><p>　　題 目: 輕型載重車膜片彈簧離合器設(shè)計 </p><p&g

2、t;　?。ê髠涔β蚀螅?</p><p>　　年級/專業(yè)/班: 2008級/車輛工程 </p><p>　　學(xué) 生 姓 名: </p><p>　　學(xué)　　 號: </p>&

3、lt;p>　　開 始 時 間: 2011 年 12 月 19 日</p><p>　　完 成 時 間: 2012 年 01 月 06 日</p><p><b>　　課程設(shè)計成績：</b></p><p>　　指導(dǎo)教師簽名： 年 月 日</p>

4、<p><b>　　目 錄</b></p><p>　　摘要…………………………………………………………………………………2</p><p>　　引言…………………………………………………………………………………3</p><p>　　1 離合器基本參數(shù)及尺寸的確定…………………………………………………4</p>

5、<p>　　1.1摩擦片的外徑D及其他尺寸的確定…………………………………………4</p><p>　　1.2離合器后備系數(shù)β的確定……………………………………………………5</p><p>　　1.3單位壓力P0的確定……………………………………………………………6</p><p>　　2 離合器基本參數(shù)的約束條件…………………………………………………

6、…7</p><p>　　3 離合器主要零部件的設(shè)計計算…………………………………………………9</p><p>　　3.1膜片彈簧設(shè)計…………………………………………………………………9</p><p>　　3.2壓盤設(shè)計………………………………………………………………………15</p><p>　　3.3離合器蓋設(shè)計……………………………

7、……………………………………17</p><p>　　3.4從動盤設(shè)計……………………………………………………………………18</p><p>　　4 操縱機構(gòu)設(shè)計計算………………………………………………………………24</p><p>　　4.1選擇操縱機構(gòu)的型式…………………………………………………………24</p><p>　　4.2確

8、定操縱機構(gòu)尺寸參數(shù)………………………………………………………24</p><p>　　4.3校核踏板行程…………………………………………………………………25</p><p>　　4.4校核踏板力……………………………………………………………………25</p><p>　　5 參考文獻…………………………………………………………………………27</p>

9、<p>　　6 致謝………………………………………………………………………………28</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　本次課程設(shè)計確定了離合器的基本參數(shù)及尺寸，及其約束條件。另外，也對離合器的主要零部件進行了設(shè)計計算，包括膜片彈簧、壓盤、離合器蓋、從動盤、操縱機構(gòu)等。通過這一系列工作，設(shè)計出一款能滿足后備功率較大的輕型載重

10、汽車性能需求的新型離合器。</p><p>　　關(guān)鍵詞：離合器、膜片彈簧、設(shè)計、校核</p><p><b>　　引 言</b></p><p>　　對于以內(nèi)燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能

11、分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構(gòu)、和操縱機構(gòu)等四部分。</p><p>　　離合器的功用主要的功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換檔時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，以防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。</p>

12、;<p>　　離合器基本參數(shù)及尺寸的確定</p><p>　　1.1摩擦片的外徑D及其他尺寸的確定</p><p>　　當(dāng)按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）來確定D時，有下列公式可作參考：</p><p>　　【1】 （2-2）</p><p>　　式中A反映了不同結(jié)構(gòu)和使用

13、條件對D的影響，在確定外徑D時，有下列經(jīng)驗公式可供初選時使用：</p><p>　　【1】 （2-3） </p><p>　　輕、中型貨車：單片KD=16.0～18.5</p><p>　　雙片KD=13.5～15.0</p><p>　　本次設(shè)計所設(shè)計的是輕型貨車（Temax/nT為303.8/2550 N&

14、#183;m/rpm、Pemax/nP為96kw/5000rpm）的膜片彈簧離合器。所設(shè)計的離合器摩擦片為單片，選擇KD =17。所以</p><p>　　【1】 = 17*√303.8 ≈296 mm</p><p>　　按初選D以后，還需注意摩擦片尺寸的系列化和標(biāo)準(zhǔn)化，表2-1為我國摩擦片尺寸標(biāo)準(zhǔn)。</p><p>　　表2-1 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)&l

15、t;/p><p>　　查出本車將使用單片式離合器，且離合器摩擦片外徑為296mm。再查表2-1即可得到摩擦片的具體參數(shù)，如下：</p><p>　　摩擦片外徑D=300 mm，摩擦片內(nèi)徑d=175 mm，摩擦片厚度h=3.5 mm，摩擦片內(nèi)外徑比d/D=0.583，單面面積F=46600 mm2</p><p>　　本設(shè)計所采用的離合器摩擦片材料為粉末冶金材料，摩擦片與

16、從動片的連接方式為鉚接，選取24顆鉚釘鉚接.其鉚接位置為R1=137mm與R2=99mm，則其鉚接的平均半徑Ra=（R1+R2）/2=118 mm 。鉚釘材料選為15號鋼。</p><p><b>　　接位置的確定：</b></p><p>　　模板轎車的鉚接位置為R1=102.5mm與R2=85mm</p><p>　　225/102.5=3

17、00/R1，則 R1=136.7 mm，取為：R1=137 mm</p><p>　　150/85=175/R2，則R2=99.2 mm，取為：R2=99 mm</p><p><b>　　鉚釘?shù)男：巳缦拢?lt;/b></p><p>　　平均每顆鉚釘所受的最大剪切力Fmax：</p><p><b>　　【1】&

18、lt;/b></p><p>　　根據(jù)鉚釘所受的Fmax ，分別校核鉚釘?shù)目辜魪姸群蛷膭悠目箟簭姸龋?lt;/p><p><b>　　【1】</b></p><p><b>　　【1】</b></p><p>　　式中：dO為鉚釘孔直徑，mm；</p><p>　　m為每

19、個鉚釘?shù)目辜裘鏀?shù)量；</p><p>　　為被鉚件中較薄板的厚度，mm；</p><p>　　根據(jù)相關(guān)已知參數(shù)，可得，=1mm，m=2；選取的鉚釘直徑dO=4mm，=115Mpa，=430Mpa。將各項數(shù)值代入公式得到：</p><p>　　所以，所選鉚釘能夠滿足使用要求。</p><p>　　1.2 離合器后備系數(shù)的確定</p>

20、<p>　　在開始設(shè)計離合器時，一般是參照統(tǒng)計資料，并根據(jù)汽車的使用條件，離合器結(jié)構(gòu)形式的特點，初步選定后備系數(shù)β。</p><p>　　表2-2 后備系數(shù)表</p><p>　　本設(shè)計是輕型貨車離合器的設(shè)計，該車型屬于轎車、輕型貨車類型，故選擇本次設(shè)計的后備系數(shù)β在1.30～1.75之間選擇。因為該車型為輕型貨車，取=1.5。因此有離合器的轉(zhuǎn)矩容量Tc==1.5*303.8

21、=455.7 Nm</p><p>　　1.3 單位壓力P的確定</p><p>　　摩擦面上的單位壓力P0值和離合器本身的工作條件，摩擦片的直徑大小，后備系數(shù)，摩擦片的材料及質(zhì)量等因素有關(guān)。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備功率較小時，P0應(yīng)取小些；當(dāng)摩擦片外徑較大時，為降低摩擦片外緣熱載荷，P0應(yīng)取小些；后備系數(shù)較大時，可適當(dāng)增大。</p><p>　　當(dāng)摩擦片采用不同

22、材料時，P0按下列范圍選?。?lt;/p><p>　　石棉基材料 P0 =0.10～0.35MP</p><p>　　粉末冶金材料 P0 =0.35～0.60MP</p><p>　　金屬陶瓷材料 P0 =0.70～1.50MP</p><p>　　本次設(shè)計中

23、我們選取摩擦片的材料為石棉基材料。</p><p>　　離合器摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為：</p><p>　　Tc=fFZRc (2-4)</p><p>　　式中，Tc-------靜摩擦力矩；</p><p>　　f--------摩擦面間的靜摩擦因素，計算時一般取0.25～0.35

24、；選取f=0.34</p><p>　　F--------壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；</p><p>　　Rc ------摩擦片的平均半徑；</p><p>　　Z--------摩擦面數(shù)，是從動盤的兩倍； 所以，Z=2</p><p>　　假設(shè)摩擦片上工作壓力均勻，則有：</p><p>　　F= P

25、0 ×A= P0π(D2-d2)/4【1】（2-5）</p><p>　　式中，P0------摩擦片單位壓力；</p><p>　　A------一個摩擦面面積；</p><p>　　D------摩擦片外徑；</p><p>　　d-------摩擦片內(nèi)徑.</p><p>　　摩擦片的平均半徑Rc

26、根據(jù)壓力均勻的假設(shè)，可表示為：</p><p>　　Rc =(D3-d3)/{3*(D2-d2)} （2-6）</p><p>　　當(dāng)d/D≥0.6時，Rc可相當(dāng)準(zhǔn)確的有下式計算：</p><p>　　Rc =（D+d）/4 (2-7)</p><p>　　因為d=17

27、5mm、D=300mm，所以d/D=0.583≦0.6，則Rc用（2-6）式計算</p><p>　　Rc =(D3-d3)/{3*(D2-d2)} = （3003-1753）/{3*（3002-1752）}=（27000000-5359375）/{3*（90000-30625）} = 121.49 mm</p><p>　　將（2-5）、（2-6）式代入（2-4）得：</p>

28、<p>　　Tc=πfZ P0(D2-d2)（D+d）/16 （2-8）</p><p>　　為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的，設(shè)計時Tc應(yīng)大于發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，即</p><p>　　Tc =βTemax （2-9）</p><p>　　式中，Temax=303.8 Nm為發(fā)動機最

29、大轉(zhuǎn)矩；β=1.5為離合器的后備系數(shù)。</p><p>　　把（2-8）式代入（2-9）式得：</p><p>　　P0=16βTemax/[πfZ (D2-d2) (D+d)]</p><p>　　P0 = 16*1.5*303.8/{3.14*0.34*2*（0.32-0.1752）(0.3+0.175)} = 0.121 MPa</p><

30、;p>　　代入各參數(shù)可得P0=0.121MPa</p><p>　　所以所得P0在石棉基材料單位壓力范圍內(nèi)，所以我們選取的材料及單位壓力P0符合設(shè)計要求。</p><p>　　2. 離合器基本參數(shù)的約束條件</p><p>　　1．摩擦片外徑D（mm）的選取應(yīng)使最大圓周速度VD不超過65～70m/s，即</p><p>　　VD= ne

31、maxD×10-3π/60≤65～70m/s</p><p>　　式中，nemax為發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速（r/min）。本次設(shè)計中nemax=4800 r/min，所以</p><p>　　VD= 4800*300*10-3π/60=24 m/s符合VD≤65～70m/s的約束條件。</p><p>　　2. 摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0.53～0.70內(nèi)<

32、/p><p>　　c=d/D=175/300=0.583符合約束條件</p><p>　　3.為保證離合器可靠傳遞轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，應(yīng)使1.2≤β≤4.0，在前面參數(shù)選取中，我們選取β=1.5，符合此約束條件。</p><p>　　4.為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm，即d＞2Ro+50 。d=175mm，Ro=60

33、 mm符合要求。</p><p>　　5. 單位摩擦面?zhèn)鬟f轉(zhuǎn)矩的許用值</p><p>　　為反映離合器傳遞轉(zhuǎn)矩且有過載保護的能力，單位摩擦面?zhèn)鬟f的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值。即： 要求即可。</p><p>　　6.為降低離合器滑磨時的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，單位壓力P0對于不同車型，根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，P0為0.10～1.50MPa。</p&

34、gt;<p>　　我們選取摩擦片的材料為石棉基材料，并且選取P0=0.121MPa，符合此約束條件。</p><p>　　3.離合器主要零部件的設(shè)計計算</p><p><b>　　3.1膜片彈簧設(shè)計</b></p><p>　　3.1.1 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇</p><p>　　3.1.1.1 H/

35、h選擇</p><p>　　比值H/h和h 的選擇：在設(shè)計過程中, 比值H/h和h 的選擇要根據(jù)膜片彈簧非線形特性的彈性變化規(guī)律來選擇,為了能夠正確選擇其膜片彈簧的特性曲線,來得到最佳的使用性能,一般H/h的比值范圍.常用的膜片彈簧板厚h為。</p><p>　　取h=3 mm，H/h=1.8，H=5.4 mm</p><p>　　3.1.1.2 選擇</p&

36、gt;<p>　　根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R/r一般為1.2～1.35。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應(yīng)取為大于或等于摩擦片的平均半徑Rc。摩擦片的平均半徑：</p><p>　　=(D+d)/4=(300+175) /4=118.75mm </p><p>　　因，取R=120mm，則r=100mm，R/r=100/80=1.2。<

37、;/p><p>　　3.1.1.3 圓錐底角</p><p>　　汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角一般在°范圍內(nèi)，本設(shè)計中式</p><p>　　=arctan[H/(R-r)]=arctan[5.4/(120-100)] </p><p>　　得=15.1°在°之間，合格。</p>

38、<p>　　3.1.1.4 膜片彈簧工作位置的選擇：</p><p>　　膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖4-2所示。該曲線的拐點H對應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且。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(0.8～1.0)，ε=0.8～1.0，取ε=0.95，則以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內(nèi)壓緊力從到變化不大。當(dāng)分離時，膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度

39、地減小踏板力，C點應(yīng)盡量靠近N點。</p><p>　　Δλ=Zc*ΔS0，單片式取Zc=2，ΔS0為摩擦工作面最大允許磨損量，一般為0.65 -1.1 mm，這次設(shè)計取ΔS0=0.8 mm 。則Δλ=2*0.8=1.6 mm。</p><p>　　λ1f= Zc*ΔS, ΔS為徹底分離時，每對摩擦片面之間的間隙。單片取ΔS=0.75-1 mm，雙片可以取小一點，約為0.5。這次設(shè)計取ΔS

40、=0.85 mm。則λ1f=2*0.85=1.7 mm </p><p>　　3.1.1.5分離指數(shù)目的選取</p><p>　　分離指的數(shù)目N、切槽寬以及窗空寬和半徑r的選擇都要符合標(biāo)準(zhǔn)來選取。汽車離合器的膜片彈簧的分離指的數(shù)目要大于12個，一般在18左右取整偶數(shù)，以方便于生產(chǎn)制造時好利用模具分度；切槽寬一般在范圍之間；窗空寬，其半徑。</p><p>　　本設(shè)

41、計中取分離指數(shù)為18。</p><p>　　3.1.1.6 切槽寬度</p><p>　　切槽寬δ1=3.2～3.5mm，窗孔槽寬δ2=9～10mm，re的取值應(yīng)滿足r-re≥δ2的要求。所以選取δ1=3.5mm，δ2=10mm，re=80mm。</p><p>　　3.1.1.7 膜片彈簧小端內(nèi)半徑確定</p><p>　　由表3-1可得知

42、花鍵尺寸D=40mm。取軸花鍵半徑，則取=30mm。</p><p>　　3.1.1.8壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定</p><p>　　應(yīng)略大于且盡量接近，應(yīng)略小于且盡量接近。膜片彈簧應(yīng)用優(yōu)質(zhì)高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內(nèi)常用的碟簧材料的為，當(dāng)量應(yīng)力可取為。</p><p>　　根據(jù)《汽車設(shè)計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）知，和需滿

43、足下列條件：</p><p>　　且 </p><p>　　由前面選擇可知，R=120mm，r =100mm代入上式得：</p><p>　　1 120－R17且 0－100 6 </p><p>　　故選擇 R1=119 mm，=103 mm。</p><p>　　碟

44、形彈簧當(dāng)其大、小端部承受壓力時，載荷P與變形之間有如下關(guān)系：</p><p>　　【2】 </p><p>　　式中：E—彈性模量，對于鋼：E=21 X 104MPa</p><p>　　μ—泊松比，鋼材料取μ=0. 3；</p><p>　　h—彈簧鋼板厚度，mm；</p><p>　

45、　H—碟簧的內(nèi)截錐高，mm；</p><p>　　R—碟簧大端半徑，mm；</p><p><b>　　A—系數(shù)，</b></p><p>　　m—碟簧大、小端半徑之比，m=R/r。</p><p>　　汽車離合器膜片彈簧在實際安裝中的支承點如圖4-2所示。</p><p>　?。╝）自由狀態(tài)；（

46、b）結(jié)合狀態(tài)；（c）分離狀態(tài)</p><p>　　圖4-2 膜片彈簧在離合器接合和分離狀態(tài)時的受力以及變形</p><p>　　用VB語言編寫程序，把初選的各參數(shù)值代入該程序繪制膜片彈簧彈性特性曲線圖。根據(jù)各個設(shè)計約束條件及設(shè)計要求對各個參數(shù)進行調(diào)整。最終獲得膜片彈簧各參數(shù)為：H/h=1.8，h=3mm，H=5.4mm；R/r=1.22，R=120mm，r=98mm；n=18；r0=30m

47、m，rf=35mm；δ1=3.5mm，δ2=10mm，re=80mm；R1=116mm，r1=103mm。</p><p>　　由上各調(diào)整后參數(shù)所獲得的膜片彈簧彈性特性曲線圖和六個特性點A、M、B、H、N、C及各點坐標(biāo)如圖4-3所示：</p><p>　　圖4-3 調(diào)整后參數(shù)所獲得的膜片彈簧彈性特性曲線圖</p><p>　　3.1.1.9 檢驗所得尺寸是否符合設(shè)

48、計的約束條件</p><p>　?。?）應(yīng)保證所設(shè)計的彈簧工作壓緊力F1B與摩擦片工作壓力FY相等</p><p>　　由上圖數(shù)據(jù)顯示可知，F(xiàn)1B=4665.0 N，F(xiàn)C=3755.9 N，F(xiàn)1B≈FY符合設(shè)計要求。</p><p>　　（2）為保證各工作點A、B、C有較合適的位置，應(yīng)使λ1B/λ1H=0.8～1.0即</p><p>　　

49、0.8≤（R-r）λ1B/[（R1-r1）H]≤1.0</p><p>　　λ1B=3.54則（R-r）λ1B/[（R1-r1）H]=(120-98)×3.54/[（119-103）×5.4]=0.90符合設(shè)計要求。</p><p>　　（3）為保證膜片彈簧磨損后離合器仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，并考慮到摩擦因素的下降，摩擦后彈簧工作壓緊力F1A應(yīng)滿足F1A＞F1B。</

50、p><p>　　由上特性曲線可知F1A=4967.3 N，F(xiàn)1B =4665.0 N，滿足F1A＞F1B的設(shè)計要求。</p><p>　　（4）為滿足離合器的使用性能的要求，應(yīng)該滿足：</p><p>　　1.6≤H/h≤2.2</p><p>　　9O≤α≈H/（R-r）≤15O</p><p>　　H/h=5.4/3=

51、1.8和α≈H/（R-r）=5.4/（120-98）rad=14.06O都符合離合器的使用性能的要求。</p><p>　?。?） 彈簧各部分有關(guān)尺寸比值符合一定的范圍，即</p><p>　　1.2≤R/r≤1.35</p><p>　　70≤2R/h≤100</p><p>　　3.5≤R/rO≤5.0</p><p&

52、gt;　　根據(jù)所確定的參數(shù)可得R/r=120/98=1.22，2R/h=2×120/3=80、R/rO =120/30=4都符合上述要求。</p><p>　　（6）為使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，應(yīng)滿足：</p><p>　?。―+d）/4≤R1≤D/2</p><p>　　其中 D、d分別為摩擦片的內(nèi)外徑。本次設(shè)計中D=300 mm，d=175 mm

53、。</p><p>　　根據(jù)所確定的參數(shù)可得（D+d）/4=(300+175)/4=118.75，D/2=300/2=150，R1=119。符合上述要求。</p><p>　?。?）根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求，應(yīng)滿足：</p><p>　　1≤R-R1≤7； 0≤r1-r≤6； 0≤rf- r0≤6</p><p>　　根據(jù)所確定的參數(shù)可得R-R

54、1=120-119=1，r1-r =103-98=5，rf- r0=35-30=5都符合彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求。</p><p>　　（8） 膜片彈簧的分離指起分離杠桿作用，因此其杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即：</p><p>　　2.3≤（r1-rf）/（R1- r1）≤4.5</p><p>　　根據(jù)所確定的參數(shù)可得（r1-rf）/（R1- r1）=（103-35）

55、/（119-103）=4.25符合設(shè)計要求。</p><p>　　3.1.2膜片彈簧強度計算與校核</p><p>　　分析表明，B點的應(yīng)力值最高，通常只計算B點的應(yīng)力來校核膜片彈簧碟簧的強度。由參考文獻[1]P65可知B點的應(yīng)力σtB為</p><p>　　σtB=E/（1－μ2）/r{(e-r) ×φ2/2－[（e-r）α+h/2]φ}【1】</

56、p><p>　　令σtB對φ的導(dǎo)數(shù)等于零,可求出σtB達到極大值時的轉(zhuǎn)角φP</p><p>　　φP=α+h/(e-r)/2</p><p>　　自由狀態(tài)時碟簧部分的圓錐底角α=0.245 rad;</p><p>　　中性點半徑e=(R-r)/ln(R/r)=（120-98）/[ln(120/98)]=108.629 mm。此時</p&

57、gt;<p>　　φP=0.245+3/(108.629-98)/2=0.386 rad</p><p>　　離合器徹底分離時,膜片彈簧子午斷面的實際轉(zhuǎn)角為φf</p><p>　　φf=2*λ1f /(R1-r1)/2=2* [1.4/（119-103）/2]=0.088rad</p><p>　　此時φf ＜φP，則計算σtB時φ取φf，所以<

58、;/p><p>　　σtB =2.1×100000/（1-0.32）/80×{（108.629-98）×0.0882/2-[（108.629-98）×0.245+3/2] ×0.088}=-753.55（MPa）</p><p>　　設(shè)分離軸承對分離指端所加載荷為F2（N），由«汽車設(shè)計»P64式（2-16）可知：</

59、p><p>　　F2=(R1-r1) F1/（r1- rf）</p><p>　　式中rf=35mm為分離軸承與分離指的接觸半徑；F1等于壓盤工作壓力F1B=5742.0（N）。所以</p><p>　　F2=(119-103) ×5742.0/（103- 35）=1351.1（N）</p><p>　　在分離軸承推力F2的作用下，B點

60、還受彎曲應(yīng)力σtB，其值為</p><p>　　σrB=6（r- rf）F2/（nbrh2）</p><p>　　式中，n為分離指數(shù)目（n=18）；</p><p>　　br為一個分離指根部的寬度, br=2πr/n=2×3.14×98/18-10=34 mm。所以</p><p>　　σrB=6×（98- 35

61、）×1351.1/（18×34×32）=92.7（MPa）</p><p>　　考慮到彎曲應(yīng)力σrB是與切向壓應(yīng)力σtB相互垂直的拉應(yīng)力，根據(jù)最大切應(yīng)力強度理論，B點的當(dāng)量應(yīng)力為</p><p>　　σjB=σrB－σtB=92.7－（－753.55）=846.25（MPa）</p><p>　　在這次設(shè)計中，膜片彈簧材料采用60Si2

62、MnA，所以σjB=846.25 MPa符合σjB≤1500～1700MPa的強度設(shè)計要求。</p><p>　　3.1.3 膜片彈簧的制造工藝及熱處理</p><p>　　本次設(shè)計中膜片彈簧采用60Si2MnA高精度鋼板材料。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。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理以起到冷作硬化的作用，同樣也可以提高承載能力的疲勞強度。</p

63、><p>　　為了提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻淬火、噴鍍鉻合金和鍍鎘或四氟乙烯。在膜片彈簧與壓盤接觸圓形處，為了防止由于拉應(yīng)力的作用而產(chǎn)生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應(yīng)力源。</p><p>　　膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為45～50HRC，分離指端硬度為55～62HRC，在同一片分離指上同一范圍內(nèi)的硬度差不大于3個單位。膜片彈簧的內(nèi)、外

64、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分。膜片彈簧上下表面的表面粗糙度為1.6μm，底面的平面一般要求小于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。</p><p>　　通過本節(jié)膜片彈簧的彈性特性設(shè)計，得出如下數(shù)據(jù)：H=5.4mm，h=3mm，R=120mm，r=98mm，圓錐底角=14°，分離

65、指數(shù)，切槽寬δ1=3.5mm，窗孔槽寬δ2=10mm，re=80mm，r0=30mm, =35mm，R1=119mm，=103mm。</p><p><b>　　3.2 壓盤設(shè)計</b></p><p>　　3.2.1 傳力定中方式的選擇</p><p>　　壓盤的傳力方式為傳力片傳動方式。</p><p>　　傳力片

66、的數(shù)目4個，每塊傳力片長60 mm，寬14 mm，厚5 mm。</p><p>　　傳力片與離合器蓋的連接螺栓采用M6雙頭螺栓，數(shù)量為4 。</p><p>　　3.2.2 通過摩擦片的內(nèi)、外徑尺寸來確定壓盤的內(nèi)外徑：</p><p>　　壓盤外徑=D+（2～5）=300+(2～5)=302～305,取304 mm，壓盤內(nèi)徑=d-（1～4）=175-（1～4）=1

67、74～171，取172 mm。</p><p><b>　　壓盤的厚度的確定</b></p><p><b>　　主要依據(jù)以下兩點：</b></p><p>　　1）壓盤應(yīng)具有足夠的質(zhì)量</p><p>　　2）壓盤應(yīng)具有較大的剛度</p><p>　　鑒于以上兩個原因，壓盤

68、一般都做得比較厚（15-25mm），取壓盤厚度h=20 mm。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。</p><p><b>　　壓盤凸臺高度的確定</b></p><p>　　在前面繪制的膜片彈簧彈性特性曲線中，可知 mm， mm。由幾何知識可知</p&

69、gt;<p><b>　　, </b></p><p>　　由此可得，S1=4.54，S2=9.86 mm，因此凸臺的高度X1應(yīng)該大于S1。在本次設(shè)計中，取壓盤凸臺的高度為15 mm。在后面離合器蓋的設(shè)計中，也應(yīng)該遵循X2>的原則。</p><p>　　3.2.5 壓盤溫升的校核</p><p>　　通常由灰鑄鐵HT200

70、（密度7.2×10³kg/m³）鑄成。壓盤的厚度初步確定后，應(yīng)校核離合器一次接合的溫升不應(yīng)超過8℃～10℃溫升τ的校核按式為：</p><p>　　τ=γ×W/mc【1】 </p><p>　　式中：γ—傳到壓盤的熱量所占的比率。對單片離合器，γ=0.5；</p><p>　　m—壓盤的質(zhì)量kg；</

71、p><p>　　c—壓盤的比熱容，鑄鐵的比熱容為℃)；</p><p><b>　　W—滑磨功。</b></p><p>　　在校核離合器一次結(jié)合溫升之前，先計算一次結(jié)合過程的總滑磨功L，可根據(jù)下式計算</p><p>　　【1】 </p><p>　　式中，為汽車

72、總質(zhì)量(Kg)；為輪胎滾動半徑（m）；為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比；為主減速器傳動比；為發(fā)動機轉(zhuǎn)速r/min，計算時乘用車取r/min，商用車取r/min。其中： ， ， m ，Kg。壓盤質(zhì)量m由計算得到為2.24kg。</p><p><b>　　由此可計算得 </b></p><p>　　單位摩擦面積的滑磨功：</p><p>　　所

73、以滑磨功符合設(shè)計要求。</p><p>　　現(xiàn)在進行接合一次溫升校核：</p><p><b>　　由公式</b></p><p>　　τ=γ×W/mc=（0.5×4867）/（544.28×7.10）=0.629 ℃</p><p>　　不超過允許的8℃～10℃范圍，所以厚度設(shè)計符合要求。

74、</p><p><b>　　3.3離合器蓋設(shè)計</b></p><p>　　離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉(zhuǎn)矩給壓盤。此外，它還是離合器壓緊彈簧的支撐殼體。在設(shè)計中應(yīng)特別注意以下幾個問題：</p><p><b>　　1）剛度問題</b></p><p>　　一般轎車的離

75、合器蓋通常用厚度約為2.5～4.0mm的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成比較復(fù)雜的形狀。取離合蓋厚度為4 mm。外徑為154mm，外緣半徑為180mm，孔徑為75 mm。</p><p><b>　　2） 通風(fēng)散熱問題</b></p><p>　　為了加強離合器的冷卻，離合器蓋上必須開許多通風(fēng)窗口。</p><p><b>　　3） 對中

76、問題</b></p><p>　　離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離桿等零件，因此它相對發(fā)動機飛輪曲軸中心線必須要有良好的定心對中，否則會破壞系統(tǒng)整體的平衡，嚴(yán)重影響離合器的正常工作。在本次離合器的設(shè)計中我們采用銷定位。</p><p>　　支撐環(huán)和支撐釘?shù)陌惭b尺寸精度要高，耐磨性要好。支撐環(huán)一般采用3.0-4.0 mm的碳素彈簧鋼絲。本次設(shè)計取φ=4.0mm。支撐釘?shù)陌惭b半徑為95 m

77、m。</p><p>　　飛輪和離合器蓋的連接螺栓分布半徑為175mm。</p><p><b>　　3.4 從動盤設(shè)計</b></p><p>　　3.4.1 從動盤轂設(shè)計</p><p>　　從動盤毅的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側(cè)定心矩形花鍵的動配合相聯(lián)接，以便從動盤毅能作軸向移動。花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸可根據(jù)從動

78、盤外徑和發(fā)動機轉(zhuǎn)矩按GB1144-2001矩形花鍵尺寸、公差和檢驗選取(見表3-1)。從動盤毅花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的(1.0～1. 4)倍(上限用于工作條件惡劣的離合器)，以保證從動盤轂沿軸向移動時不產(chǎn)生偏斜。</p><p>　　表3-1 GB1144-2001</p><p>　　花鍵尺寸選定后應(yīng)進行擠壓應(yīng)力 ( MPa)及剪切應(yīng)力τj ( MPa)的強度校核：<

79、/p><p>　　【1】 （3-1）</p><p>　　【1】 （3-2）</p><p>　　式中： ，—分別為花鍵外徑及內(nèi)徑，mm；</p><p><b>　　n—花鍵齒數(shù)；</b></p><p>　　，b—分別為花鍵

80、的有效齒長及鍵齒寬，mm；</p><p>　　z—從動盤毅的數(shù)目；</p><p>　　—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N.mm。</p><p>　　從動盤毅通常由40Cr ， 45號鋼、35號鋼鍛造，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，HRC28～32。</p><p><b>　　由表3-1選取得：</b></p><p>

81、　　花鍵齒數(shù)n=10； 花鍵外徑D=40mm；</p><p>　　花鍵內(nèi)徑d=32mm；鍵齒寬b=5mm；</p><p>　　有效齒長l=40mm；擠壓應(yīng)力=10.7MPa；</p><p><b>　　校核計算如下：</b></p><p>　　=10.5MPa； </p><p>　　=

82、8.32MPa符合強度得要求。</p><p>　　3.4.2 傳力銷的強度校核</p><p>　　傳力銷同時受彎曲應(yīng)力和拉伸應(yīng)力的影響，此外，傳力銷表面還受擠壓應(yīng)力的作用。其強度校核如下。</p><p><b>　?。?）拉彎復(fù)合應(yīng)力</b></p><p><b>　　【1】</b><

83、/p><p>　　式中，為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N.m；</p><p><b>　　n為傳力銷數(shù)目；</b></p><p>　　為力的作用半徑，m。</p><p><b>　　傳力銷的拉伸應(yīng)力為</b></p><p>　　式中，P為作用在傳力銷上的力，N；</p>

84、<p>　　d為傳力銷根部直徑，cm；</p><p><b>　　n為傳力銷數(shù)目。</b></p><p>　?。?）傳力銷的擠壓應(yīng)力為</p><p>　　式中，S為作用寬度；</p><p><b>　　為傳力銷的直徑。</b></p><p>　　經(jīng)過校核

85、，所選的傳力銷符合設(shè)計使用要求。</p><p>　　3.4.3從動片設(shè)計</p><p>　　從動片通常用1.0～2.0mm厚的鋼板沖壓而成。有時將其外緣的盤形部分磨薄至0.65～1.0mm，以減小其轉(zhuǎn)動慣量。從動片的材料與其結(jié)構(gòu)型式有關(guān)，整體式即不帶波形彈簧片的從動片，一般用高碳鋼(50或85號鋼)或65Mn鋼板，熱處理硬度HRC38～48；采用波形彈簧片的分開式(或組合式)從動片，從

86、動片采用08鋼板，氰化表面硬度HRC45，層深0.2～0.3mm；波形彈簧片采用65Mn鋼板，熱處理硬度 HRC43～51。本次設(shè)計采用整體式從動片，厚度為2mm。</p><p>　　3.5扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計</p><p>　　3.5.1扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)確定</p><p>　?。?）扭轉(zhuǎn)減振器的角剛度</p><p>　　減振器扭轉(zhuǎn)角剛度K

87、a決定于減振彈簧的線剛度及結(jié)構(gòu)布置尺寸，按下列公式初選角剛度</p><p>　　Ka≤13【2】 </p><p>　　式中：為極限轉(zhuǎn)矩，按下式計算</p><p>　　=（1.5～2.0）【2】 </p><p>　　式中：2.0適用乘用車，1.5適用商用車，為發(fā)動機最大扭矩<

88、/p><p>　　=1.8 = 1.8 * 303.8 = 546.84 Nm</p><p>　　Ka≤13 = 13*546.84=7108.92</p><p>　?。?）扭轉(zhuǎn)減振器最大摩擦力矩</p><p>　　合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩。一般可按下式初選為</p><p>　　=（0.06～0.17）

89、【2】 </p><p>　　取=0.15= 0.15 * 303.8 = 45.57 Nm</p><p>　?。?）扭轉(zhuǎn)減振器的預(yù)緊力矩</p><p>　　一般選取=（0.05～0.15）</p><p>　　取=0.12=0.12 * 303.8 = 36.456 N.m</p><

90、p>　?。?）扭轉(zhuǎn)減振器的彈簧分布半徑</p><p>　　減振彈簧的分布尺寸R0的尺寸應(yīng)盡可能大一些，一般取</p><p>　　R0 =（0.60～0.75）d/2 =（0.60～0.75）×175/2 =（52.5～65.63）mm</p><p>　　同時滿足 R0 ≤（d-50）/2 = (175-50)/2 = 62.5

91、 </p><p>　　其中d為摩擦片內(nèi)徑，代入數(shù)值，得R0 =60 mm。</p><p>　?。?）扭轉(zhuǎn)減振器彈簧數(shù)目</p><p>　　可參考表3-2選取，本設(shè)計D=300mm，故選取Z=6。</p><p>　　表3-2 減振彈簧的選取</p><p>　?。?）扭轉(zhuǎn)減振器減振彈簧的總壓力</p&

92、gt;<p>　　當(dāng)限位彈簧與從動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭矩達到最大Tj</p><p>　　=【2】 </p><p>　　式中：的計算應(yīng)按Tj的大者來進行=8749 N。</p><p>　　每個彈簧工作壓力 </p><p>　　=8749/6=1519

93、N【2】 </p><p>　　3.5.2減振彈簧的尺寸確定</p><p>　?。?）選擇材料，計算許用應(yīng)力</p><p>　　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)</p><p>　　彈簧絲直徑mm,……GB/T1358—78，表30.2-2，第一系列</p><p>　　MPa…

94、…參考GB/T1236—76，表30.2-5，</p><p>　　許用切應(yīng)力=1128 MPa，MPa……參考GB/T1236—76，表30.2-4。</p><p>　?。?）選擇旋繞比，計算曲度系數(shù)</p><p><b>　　根據(jù)下表選擇旋繞比</b></p><p>　　表3.11　旋繞比的薦用范圍</p

95、><p>　　確定旋繞比，曲度系數(shù)</p><p><b>　?。?）強度計算</b></p><p>　　3.55 mm，與原來的d接近，合格。</p><p>　?。?）極限轉(zhuǎn)角°取 °，則</p><p><b>　　mm</b></p>

96、<p><b>　?。?）剛度計算</b></p><p><b>　　彈簧剛度 </b></p><p>　　其中，為最小工作力，</p><p>　　彈簧的切變模量MPa，E=19600 Mpa,……GB/T 1236—76，表30.2-4</p><p><b>

97、　　則彈簧的工作圈數(shù)</b></p><p>　　彈簧的中徑：一般由結(jié)構(gòu)布置來決定，通常=11～15mm左右。本設(shè)計取12mm。其中k’=378 N/mm……GB2089—80，表30.2-8</p><p><b>　　取，總?cè)?shù)為</b></p><p>　?。?）彈簧的最小高度</p><p><

98、b>　　mm</b></p><p>　?。?）減振彈簧的總變形量</p><p><b>　　mm</b></p><p>　?。?）減振彈簧的自由高度</p><p><b>　　mm</b></p><p>　?。?）減振彈簧預(yù)緊變形量</p&g

99、t;<p><b>　　mm</b></p><p>　?。?0）減振彈簧的安裝高度</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　(11)限位銷與從動盤缺口側(cè)邊的間隙λ</p><p>　　一般為2.5～4mm。本設(shè)計取λ=4。則59.25mm</p>

100、<p>　　(12) 限位銷直徑</p><p>　　限位銷直徑按結(jié)構(gòu)布置選定，一般。</p><p>　　=9.5～12mm，本設(shè)計取=10</p><p><b>　　4. 操縱機構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　　4.1 操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇</p><p>　　本次設(shè)計采

101、用機械操縱機構(gòu)。</p><p>　　4.2 確定操縱機構(gòu)尺寸參數(shù)</p><p>　　離合器液壓式操縱機構(gòu)示意圖</p><p>　　圖6-1 液壓式操縱機構(gòu)示意圖</p><p>　　踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2兩部分組成：</p><p>　　【2】 （6-1）</p><

102、;p>　　根據(jù)要求我們確定操縱機構(gòu)尺寸參數(shù)為：Sof為分離軸承自由行程，一般為1.5～3.0mm ，反映到踏板上的自由行程S1一般為20～30mm，我們選取Sof=3mm；Z為摩擦面面數(shù)，根據(jù)離合器摩擦片結(jié)構(gòu)可知Z=2；△S為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：△S=0.85～1.30mm，雙片：△S=0.75～0.90mm，本次設(shè)計的離合器摩擦片數(shù)為單片，所以取△S=0.85mm；a1、a2、b1、b2、c1、c2為杠桿尺寸（

103、圖7-1），根據(jù)前面膜片彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù)：=35mm，R1=119mm，=103mm。其中r1=c2+rf=103mm,R1=c1+c2+rf=119 mm?？芍猚1=16mm，c2=68mm；選取a2=240mm，a1=33mm，b2=75mm，b1=50mm；d1=15mm，d2=16.26mm。</p><p>　　4.3 校核踏板行程（自由行程，工作行程，總行程）</p><p>&l

104、t;b>　　（1）自由行程校核</b></p><p>　　由6-1公式可知，自由行程S1為</p><p>　　S1 =Sofa2b2（d2）2/[ a1b1（d1）2]</p><p>　　=3×240×75×16.262/（33×50×152）</p><p><

105、b>　　=38.46mm</b></p><p>　　為了使離合器在所有情況下都能徹底分離以免造成變速器換擋時的齒輪撞擊、換擋力增加等，至少應(yīng)留25mm的踏板行程，即自由行程。為了使駕駛員易從腳感上確定踏板位置，S1＜50mm為好。綜上所述并根據(jù)校核S1=38.46mm符合25mm＜S1＜50mm的要求。</p><p><b>　?。?）工作行程校核</

106、b></p><p>　　由6-1公式可知，工作行程S2為</p><p>　　S2 =Z△S c2a2b2（d2）2/[ c1a1b1（d1）2]</p><p>　　=2×0.85×68×240×75×16.262/（16×33×50×152）</p><p

107、><b>　　=92.62 mm</b></p><p><b>　?。?）總行程校核</b></p><p>　　由6-1公式可知，總行程S為</p><p>　　S = S1+ S2</p><p>　　=38.46+92.62=131 mm</p><p>　　最

108、佳總行程受許多因素影響，其中要考慮的人群從5%分位的女性到95%分位的男性。從有關(guān)方面獲得的人體工程學(xué)資料可知，踏板總行程應(yīng)在80～150mm范圍內(nèi)。由6-1所確定的操縱機構(gòu)尺寸參數(shù)獲得的踏板總行程S=131 mm符合上述要求。</p><p><b>　　4.4 校核踏板力</b></p><p>　　踏板力Ff可按下式計算：</p><p>

109、;　　式中，F(xiàn)＇為離合器分離時，壓盤上的總工作壓力根據(jù)膜片彈簧各參數(shù)可得F＇=F1C=4818.67N；i∑為操縱機構(gòu)總傳動比 N；η為機械效率，η=80%～90%，我們?nèi)ˇ?85%；Fs克服膜片彈簧的拉力所需的踏板力，在初步設(shè)計時可忽略之。代入各數(shù)據(jù)得踏板力</p><p>　　Ff=4818.67/85%/54.480+0=104.06N</p><p>　　一般來說，對于乘用車，踏板

110、力Ff在80～150N范圍內(nèi)。所設(shè)計踏板力Ff=104.06 N符合要求。</p><p>　　分離離合器所做的功WL為</p><p>　　WL=0.5（F1+ F＇）Z△S/η</p><p>　　式中，F(xiàn)1為離合器結(jié)合狀態(tài)下的壓盤上的總工作壓力，由5.8可知F1= F1B=5742.0 N。計算得分離離合器所做的功WL為</p><p>

111、;　　WL=0.5×（5742.0+4818.67）×2×0.85×10-3/85%=21.12 J</p><p>　　在規(guī)定的踏板力和行程的允許范圍內(nèi)，駕駛員分離離合器所作的功不應(yīng)大于30 J。所以所設(shè)計的分離離合器所做的功WL=21.12 J符合設(shè)計要求。</p><p><b>　　參考文獻：</b></p>

112、<p>　　[1] 紀(jì)名剛，濮良貴 機械設(shè)計 第八版 高等教育出版社 1996年</p><p>　　[2] 鞏云鵬,田萬祿,張祖立 機械設(shè)計課程設(shè)計 第1版 東北大學(xué)出版社 2000年 </p><p>　　[3] 王望予 汽車設(shè)計 第4版 機械工業(yè)出版社 2004年 </p><p>　　[4] 陳家瑞 汽車構(gòu)造(下冊) 第2版 機械工業(yè)

113、出版社 </p><p>　　[5] 劉惟信 汽車設(shè)計 清華大學(xué)出版社 第1版 清華大學(xué)出版社</p><p>　　[6] 徐安石 江發(fā)潮編著 汽車離合器 清華大學(xué)出版社</p><p>　　[7]紀(jì)名剛，陳國定，吳立言 機械設(shè)計 第8版 高等教育出版社 2006年 </p><p><b>　　致 謝</b><

114、/p><p>　　本次課程設(shè)計是大學(xué)里的最后一次課程設(shè)計，也是學(xué)生時代的最后一次設(shè)計。在本次設(shè)計中，得到了老師們很大的幫助。如果不是他們及時地指出我錯誤，我就會花費大得多的精力，卻只是事倍功半。同時，也很感謝一同戰(zhàn)斗在畫圖教室的同學(xué)。在制圖過程中，正是他們給了我很多很好的建議。此外，也很感謝學(xué)校對這次課程設(shè)計的大力支持，給我們提供了制圖教室。</p><p><b>　　程序截圖：&

115、lt;/b></p><p><b>　　程序代碼：</b></p><p>　　Option Explicit</p><p>　　Dim e, u, i</p><p>　　Dim R0, r00, H, h0</p><p>　　Dim R1, r11</p><p

116、>　　Dim F1, F2, λ, F11, F12, A1, B, C, D, m, n, x, λ1M, λ1N, λ1B, λ1H, λ1f, λ1A, λ1C, ΔS0, ΔS, Zc, Δλ, ε, F, fm, β, D1, D11, Temax, z, P01, A</p><p><b>　　Dim p</b></p><p>　　Dim P0

117、As Single</p><p>　　Private Sub Command1_Click()</p><p>　　Picture1.Cls</p><p>　　Picture1.Scale (-1.5, 12000)-(12, -2300)</p><p>　　Picture1.Line (-1, 0)-(11, 0): Picture1

118、.Line (0, 11000)-(0, -2000)</p><p>　　Picture1.Line (10.7, -150)-(11, 0) '畫橫坐標(biāo)箭頭</p><p>　　Picture1.Line (10.7, 150)-(11, 0)</p><p>　　Picture1.Line (-0.1, 10500)-(0, 11000) '畫

119、縱坐標(biāo)箭頭</p><p>　　Picture1.Line (0.1, 10500)-(0, 11000)</p><p>　　For i = 1 To 10 '畫橫坐標(biāo)軸刻度線</p><p>　　Picture1.Line (i, 0)-(i, 150)</p><p>　　Picture1.CurrentX = i - 0.2:

120、 Picture1.CurrentY = -200: Picture1.Print i</p><p><b>　　Next i</b></p><p>　　For i = 1 To 10 '畫縱坐標(biāo)軸刻度線</p><p>　　Picture1.Line (0, 1000 * i)-(0.2, 1000 * i)</p>

121、<p>　　Picture1.CurrentX = -1: Picture1.CurrentY = 1000 * i + 150: Picture1.Print 1000 * i</p><p><b>　　Next i</b></p><p>　　Picture1.CurrentX = -0.3: Picture1.CurrentY = -200: Pi

122、cture1.Print "0"</p><p>　　Picture1.CurrentX = 0.5: Picture1.CurrentY = 10700: Picture1.Print "F1(N)"</p><p>　　Picture1.CurrentX = 10.7: Picture1.CurrentY = -200: Picture1.Pri