微型轎車離合器設(shè)計(jì)與分析,微型,轎車,離合器,設(shè)計(jì),分析 目錄 目 錄 摘 要 1 Abstract 2 1 緒論 3 1.1 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 3 1.2 本文的研究內(nèi)容和方法 3 2 離合器的簡介 5 2.1 離合器的發(fā)展 5 2.2 離合器的作用及結(jié)構(gòu) 6 2.3 離合器的分類 6 2.4 本章小結(jié) 7 3 離合器設(shè)計(jì) 8 3.1 選擇離合器形式 8 3.2 初定離合器的設(shè)計(jì)參數(shù) 8 3.2.1 后備因數(shù)選擇 8 3.2.2 摩擦因數(shù)選擇 8 3.2.3 單位壓力選擇 9 3.2.4 摩擦面數(shù)選擇 9 3.3 摩擦片設(shè)計(jì) 9 3.4 膜片彈簧設(shè)計(jì) 10 3.4.1 膜片彈簧相關(guān)參數(shù)設(shè)計(jì) 10 3.4.2 碟簧大端和小端半徑的選擇計(jì)算 10 3.4.3 膜片彈簧起始圓錐底角的計(jì)算 10 3.4.4 分離指數(shù)目的選取 11 3.4.5 切槽寬度q1 ,q2 及相關(guān)參數(shù)的確定 11 3.4.6 壓盤加載位置和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑的確定 11 3.5 壓盤尺寸設(shè)計(jì) 11 3.6 離合器蓋設(shè)計(jì) 11 3.7 從動片設(shè)計(jì) 11 3.8 本章小結(jié) 12 4 離合器設(shè)計(jì)校核 13 4.1 后備系數(shù)β校核 13 4.2 圓周速度校核 13 4.3 單位面積傳遞的轉(zhuǎn)矩Tc0 13 4.4 摩擦片單位壓力校核 13 4.5 壓盤升溫校核 14 4.6 本章小結(jié) 14 5 扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì) 15 5.1 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù) 15 5.1.1 扭轉(zhuǎn)剛度kφ 15 5.1.2 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 15 5.1.3 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 15 5.2 減振彈簧 15 5.2.1 減振彈簧的位置半徑R0 15 5.2.2 減振彈簧個(gè)數(shù)Zi 16 5.2.3 減振彈簧總壓力FΣ 16 5.3 本章小結(jié) 16 6 從動盤轂設(shè)計(jì) 17 6.1 參數(shù)選擇及校核 17 6.2 本章小結(jié) 18 7 膜片彈簧分析 20 7.1 膜片彈簧的三種狀態(tài) 20 7.2 膜片彈簧網(wǎng)格模型建立 20 7.3 受力分析 20 7.4 分析結(jié)果 22 7.5 本章小結(jié) 22 8 謝辭 23 參考文獻(xiàn) 24 目錄 摘要 微型轎車離合器設(shè)計(jì)與分析 摘 要 離合器是處于發(fā)動機(jī)與變速器之間的零部件，起著切斷和傳遞動力的功能。本論文主要針對微型車設(shè)計(jì)一款推式膜片彈簧離合器。在設(shè)計(jì)之前，本論文先通過查閱相關(guān)汽車設(shè)計(jì)書籍，掌握了離合器的設(shè)計(jì)步驟，隨后根據(jù)設(shè)計(jì)說明書里的步驟，針對微型車設(shè)計(jì)一款推式膜片彈簧離合器，完成了包括摩擦片、膜片彈簧 、壓盤、從動片等零件尺寸的計(jì)算和校核。然后對膜片彈簧進(jìn)行有限元分析，得到等效應(yīng)力圖、應(yīng)力應(yīng)變圖，并分析出膜片彈簧在受到分離軸承的作用力，處于壓平的狀態(tài)時(shí)，各處應(yīng)力都小于材料的屈服極限，滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。最后，繪制了主要的零部件圖和裝配圖，并利用三維軟件進(jìn)行了三維建模。 關(guān)鍵字：離合器；膜片彈簧；壓盤；摩擦片 26 Abstract Design and analysis of mini - car's clutch Abstract The clutch is the part between the engine and the transmission, and the function of cutting and transmitting power. In this article, a push - type diaphragm spring clutch is designed. Before design, this paper first browse through related automotive design books, understand the design steps of clutch, and then the optimization of the original steps to simplify your design steps, finally according to summarizing the steps for mini design a push type diaphragm spring clutch, including friction plate, diaphragm spring and other parts. Then the finite element analysis of the diaphragm spring is carried out to obtain the stress analysis diagram and stress strain diagram to check whether it meets the strength requirement. Finally, through the learning and application of CATIA software, the overall assembly drawing of pressure plate, diaphragm spring, friction plate, follower plate assembly and clutch is drawn. Key words: clutch; Diaphragm spring; Pressure plate; Friction plate 第 1 章 緒論 1 緒論 離合器位于汽車發(fā)動機(jī)飛輪與傳動系之間，連接著兩個(gè)部件。當(dāng)它處于接合狀態(tài)時(shí)， 動力能夠從發(fā)動機(jī)傳輸?shù)阶兯倨?；而它處于分離狀態(tài)時(shí)，動力只能傳輸?shù)诫x合器從動部分。這樣的特點(diǎn)不僅使汽車起步容易平穩(wěn)，對傳動系統(tǒng)也起到了保護(hù)作用[1]。對于汽車，離合器的設(shè)計(jì)好壞是影響汽車性能的關(guān)鍵之一。 1.1 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 膜片彈簧離合器是近年來獲得了較多的發(fā)展，是如今在輕型轎車上廣泛采用的一種離合器，它有很多優(yōu)點(diǎn)：轉(zhuǎn)矩容量大操縱輕便，轉(zhuǎn)動平衡性優(yōu)秀，結(jié)構(gòu)簡單利于大量生產(chǎn)制造，對于它的研究也已經(jīng)變得越來越重要。自本世紀(jì)初以來各國學(xué)者都對膜片彈簧的力學(xué)性能進(jìn)行過研究。目前，對膜片彈簧的研究方法主要有優(yōu)化設(shè)計(jì)和仿真分析。1936 年，美國通用汽車公司研究實(shí)驗(yàn)部的工程師阿爾曼和拉斯路根據(jù)鐵摩幸柯假設(shè)，推導(dǎo)出了著名的 A 一 L 公式，奠定了膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)計(jì)算基礎(chǔ)。此后，各國學(xué)者又對 A 一 L 算法進(jìn)行了進(jìn)一步研究，提出了更加完善的計(jì)算公式。在國內(nèi),對于膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)仍然是目前離合器設(shè)計(jì)中令人關(guān)注的熱點(diǎn)。近幾年出版的專著及發(fā)表的文獻(xiàn)都對現(xiàn)有的膜片彈簧離合器優(yōu)化設(shè)計(jì)有一定的研究。唐華林在論文中提到經(jīng)過穩(wěn)健優(yōu)化設(shè)計(jì)的膜片彈簧的參數(shù)綜合性能更優(yōu),有助于提高整車的性能。除此之外多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法也得到了使用,如廖林清、陳益從工程設(shè)計(jì)的觀點(diǎn)出發(fā) ,采用了一種基于靈敏度分析的工程穩(wěn)健優(yōu)化設(shè)計(jì)方法來考慮可控變量和不可控參數(shù)的變差對產(chǎn)品技師的影響 ,以提高設(shè)計(jì)解的可行穩(wěn)健性和質(zhì)量函數(shù)的不靈敏性 ,并運(yùn)用該方法對汽車離合器膜版彈簧進(jìn)行了計(jì)算。結(jié)果表明 ,該方法有效、可靠 ,可用于其它機(jī)械零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算。取得了較好的研究結(jié)果。有限元法能夠精確的模擬膜片彈簧的實(shí)際工作狀態(tài)，相比于 A-L 公式，有限元法通過合理的劃分網(wǎng)格模型，設(shè)置求解選項(xiàng)，就能得更有效的得到模型各個(gè)狀態(tài)下的精確解。近年來許多學(xué)者采用有限元法對膜片彈簧進(jìn)行如下研究：如 2010 年，肖峻、柳承在 A-L 膜片彈簧載荷-變形特性基礎(chǔ)上,詳細(xì)論述了膜片彈簧杠桿比與厚度對其載荷-變形特性的影響。通過實(shí)例分析, 提出了優(yōu)化方案；最后得出改變膜片彈簧厚度可以有效提高離合器工作壓緊力，以及改變杠桿比可以有效影響離合器最大分離力和分離性能的結(jié)論。 膜片彈簧作為離合器中最關(guān)鍵的部件,離合器的工作壓力以及踏板力、壓盤升程和分離行程都與膜片彈簧相關(guān)。膜片彈簧的性能直接影響膜片彈簧離合器的工作性能，因此, 研究膜片彈簧的力學(xué)性能對查找離合器故障原因以及提出優(yōu)化方案，運(yùn)用更加科學(xué)和多方面的方法來研究膜片彈簧的特性和設(shè)計(jì)要點(diǎn)，對膜片彈簧離合器的革新和發(fā)展有重要意義 [2]。 1.2 本文的研究內(nèi)容和方法 本論文主要運(yùn)用文獻(xiàn)研究法，以某汽車數(shù)據(jù)為依據(jù)設(shè)計(jì)出符合其設(shè)計(jì)要求的推式膜片 彈簧離合器。研究手段:1.查找資料，結(jié)合實(shí)物，對離合器進(jìn)行拆裝，了解離合器的結(jié)構(gòu)組成和工作原理。2.確定離合器設(shè)計(jì)方案，根據(jù)給定參數(shù)計(jì)算出主要部件的尺寸并進(jìn)行校核和優(yōu)化設(shè)計(jì)。3.利用 CATIA 畫出典型零件圖，然后結(jié)合總體構(gòu)成，完成總體裝配圖。4. 對離合器蓋總成、分離裝置、壓盤和從動盤總成進(jìn)行設(shè)計(jì)。5.對膜片彈簧進(jìn)行受力和分析強(qiáng)度校核，檢驗(yàn)其設(shè)計(jì)的合理性，完善設(shè)計(jì)方案。 以下是本次畢業(yè)設(shè)計(jì)課題的主要內(nèi)容： 1. 以某微型轎車（主要參數(shù)：汽車質(zhì)量 936kg；發(fā)動機(jī)最大扭矩 93N·m，最高車速 150km/h，最大功率 82kw）為設(shè)計(jì)依據(jù)，根據(jù)其主要參數(shù)確定離合器的結(jié)構(gòu)方案和相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)。 2. 根據(jù)發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩先計(jì)算并確定離合器摩擦片尺寸，再根據(jù)其大小選擇壓盤、離合器蓋、從動片等其他零件的尺寸。隨后計(jì)算膜片彈簧的尺寸，設(shè)計(jì)扭轉(zhuǎn)減震器。 3. 分析離合器處于分離狀態(tài)時(shí)，膜片彈簧的受力形變狀況，并根據(jù)其畫出膜片彈簧的有限元模型，根據(jù)膜片彈簧上表面與支承環(huán)、壓盤與下表面加載點(diǎn)之間的接觸施加約束和力，分析得到其應(yīng)力分析圖，應(yīng)力變形圖。檢驗(yàn)設(shè)計(jì)的膜片彈簧是否符合滿足設(shè)計(jì)要求。 4.按照計(jì)算得到的參數(shù)運(yùn)用 CATIA 繪制出離合器各個(gè)主要零部件，并對其進(jìn)行裝配， 完成三維裝配圖。 第 2 章 離合器的簡介 2 離合器的簡介 2.1 離合器的發(fā)展 隨著工業(yè)的發(fā)展，生產(chǎn)中越來越多地利用到機(jī)械裝置，而將發(fā)動機(jī)的動力傳輸?shù)綑C(jī)械裝置的在當(dāng)時(shí)靠的是一種皮帶傳動裝置，這種裝置帶有一個(gè)滾輪，滾輪的作用就是能夠通過它對皮帶的松緊進(jìn)行調(diào)節(jié)，從而使發(fā)動機(jī)能夠柔和地向機(jī)械裝置傳遞轉(zhuǎn)矩，這就是早期的離合器。但它的缺點(diǎn)也很明顯，皮帶磨損太快，不經(jīng)濟(jì)。于是又有新的離合器被發(fā)明： 與之前的離合器差不多，只不過多安裝一個(gè)與皮帶輪同樣大小的惰輪，它是通過扳動杠桿使皮帶或脫離墮輪來達(dá)到離合效果。它的不足之處，第一是效率非常低，皮帶也極易損耗， 第二是下雨時(shí)皮帶容易打滑，造成動力傳遞不足；第三是這種傳動方式只有一種傳動比， 隨著發(fā)動機(jī)技術(shù)發(fā)展，轉(zhuǎn)矩不斷增加，已不再適應(yīng)需求。于是人們只能發(fā)明更先進(jìn)的離合器。 隨后，以兩個(gè)盤狀物為基礎(chǔ)的離合器登上歷史舞臺，當(dāng)離合器工作時(shí)，兩個(gè)盤相互接觸產(chǎn)生摩擦，主動盤的轉(zhuǎn)動便會漸漸帶動靜止盤的轉(zhuǎn)動。而隨著兩個(gè)盤子繼續(xù)擠壓，兩個(gè)盤之間的摩擦力增大，兩者之間沒有滑動摩擦?xí)r，驅(qū)動盤能夠帶動從動盤使其轉(zhuǎn)速與自己相同。這種離合器達(dá)到了人們對離合器的兩個(gè)期望：第一是做到柔性接合，汽車啟動時(shí)發(fā)動機(jī)不會熄火。第二有效的保護(hù)傳動系減少其劇烈抖動造成的損傷。第三是離合器傳遞到變速器的轉(zhuǎn)矩不會變。第四離合器操作簡單方便，能夠?qū)崿F(xiàn)遠(yuǎn)距離操縱。 隨著科技進(jìn)步，離合器也越來越先進(jìn)。其中構(gòu)造較復(fù)雜的單盤干式離合器較為流行。單盤干式離合器特點(diǎn)：第一從動盤轉(zhuǎn)動慣量小，在分離后離合器從動部分從轉(zhuǎn)動到靜止更快，這樣使換檔更容易。第二通過錐盤帶動一個(gè)滑動片來實(shí)現(xiàn)離合器的分離和結(jié)合。工作原理：此類離合器有一個(gè)向內(nèi)側(cè)壓縮的分離杠桿離合器蓋，上面裝有彈簧。它將從飛輪來的轉(zhuǎn)矩從中間盤經(jīng)由摩擦盤傳遞壓力，再傳給變速器輸入軸。此離合器的摩擦盤被連接到變速器輸入軸，通過一個(gè)裝有彈簧的錐形盤來作用于中間盤，從而使其與摩擦盤分離或接觸[3]。 以后技術(shù)的進(jìn)一步革新，使新型的離合器-螺旋彈簧離合器出現(xiàn)在汽車中，這種離合器在膜片彈簧出現(xiàn)以前是主流離合器，現(xiàn)在仍有采用，只不過是以螺旋彈簧代替了膜片彈簧作為壓盤的壓緊裝置。起初，螺旋彈簧被人們裝在離合器中間，但會使壓盤的壓緊力不均勻。經(jīng)過改進(jìn)，螺旋彈簧沿離合器外圈排列的離合器得到認(rèn)可，獲得大量的生產(chǎn)。但其還是有缺點(diǎn)：高速性能差，因?yàn)榇朔N離合器的螺旋彈簧沿離合器外圈布置，因此當(dāng)飛輪轉(zhuǎn)速很快時(shí)，外圍彈簧會與離合器蓋體發(fā)生摩擦，并且離合器的壓緊性能減小，飛輪與離合器之間發(fā)生打滑現(xiàn)象，因?yàn)閺椈上蛲馄?。還有，發(fā)動機(jī)在高速轉(zhuǎn)動時(shí)，分離軸承受壓與離合器外罩緊密接觸，磨損很嚴(yán)重。 直到膜片彈簧離合器問世，人們才解決了上述一系列難題。至 1930 后，膜片彈簧離合器便開始在美國大批量生產(chǎn)。膜片彈簧離合器技術(shù)傳到歐洲還和第二次世界大戰(zhàn)有關(guān)， 因?yàn)?，?dāng)時(shí)美國的軍用卡車上都是采用膜片彈簧離合器。然而，到 20 世紀(jì)中期膜片彈簧 才在歐洲得到運(yùn)用。膜片彈簧離合器大批量應(yīng)用是在 1965 年。膜片彈簧離合器大批量應(yīng) 用的原因：能夠?qū)ΨQ地轉(zhuǎn)動，結(jié)構(gòu)穩(wěn)定，因而不受發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的影響。到 20 世紀(jì) 60 年代末幾乎所有的汽車制造商都采用膜片彈簧離合器。 2.2 離合器的作用及結(jié)構(gòu) 發(fā)動機(jī)輸出動力經(jīng)過離合器，然后才能達(dá)到變速器。離合器作為兩者之間的部件，能夠控制輸出動力的傳遞與否，在汽車中發(fā)揮著重要作用。其中主要有以下幾點(diǎn)：在汽車啟動時(shí)，分離離合器能使啟動平穩(wěn)，也能利于汽車換掛檔。當(dāng)汽車緊急制動時(shí)也能保護(hù)傳動系，防止主動部件的轉(zhuǎn)動慣量對傳動系統(tǒng)的零件造成損傷。 主動部分：是與發(fā)動機(jī)曲軸連在一起的零部件，包括飛輪、離合器蓋、壓盤等零件。它們之間相互連接，一起轉(zhuǎn)動。其中壓盤與離合器蓋通過傳動片連接，靠其傳遞轉(zhuǎn)矩。 從動部分：主要由從動盤總成，摩擦片，從動盤組成。它們的作用是通過與壓盤間的摩擦力，將主動部分的轉(zhuǎn)矩傳遞到變速器的第一軸。 壓緊機(jī)構(gòu)：壓緊機(jī)構(gòu)是壓盤能產(chǎn)生壓緊和分離動作的原因，它們主要是壓緊彈簧或膜片彈簧。 操縱機(jī)構(gòu)：操縱機(jī)構(gòu)是經(jīng)過設(shè)計(jì)用于控制離合器分離或結(jié)合的機(jī)構(gòu)，主要有兩部分： 分離機(jī)構(gòu)包括分離杠桿、分離軸承、分離套筒、分離撥叉、回位彈簧等零件和位于離合器殼外的踏板和傳動機(jī)構(gòu)、助力機(jī)構(gòu)等。 2.3 離合器的分類 汽車上主要有三種類型的離合器：一.摩擦離合器，顧名思義，就是主動部件和從動部件通過摩擦力的作用，主動部件帶著從動部件一起轉(zhuǎn)動的離合器。這種是現(xiàn)在汽車上經(jīng)常使用的。二.是利用磁力傳動的電磁離合器。三.就是液體作為傳動媒介的一種液力偶合器。在以前的重型汽車的自動變速器經(jīng)常可以看到，然而，現(xiàn)在不再見到。 摩擦離合器又可以從其他方面進(jìn)行分類。根據(jù)包含的從動片數(shù)量可以分為單盤離合器和雙盤離合器[4]。其中單盤離合器結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，散熱性能好，而雙盤離合器組要在一些轉(zhuǎn)矩較大且徑向尺寸受到限制的車上使用。 按壓緊彈簧的布置位置形式，摩擦離合器可以分為一.周置彈簧離合器，它是采用若干個(gè)螺旋作壓緊彈簧并沿從動盤圓周分布的離合器。一般應(yīng)用于重型汽車上，周部彈簧離合器只有壓緊作用，它的分離靠要分離杠桿。二.周部斜置彈簧離合器：周向布置若干個(gè)軸線相對于離合器軸線傾斜一定角度的彈簧的離合器。它的特點(diǎn)是工作性能穩(wěn)定，徹底分離所需的踏板力較小。三．中央彈簧離合器：是僅采用一個(gè)或兩個(gè)軸線重合、剛度較大的內(nèi)外螺旋彈簧作壓緊彈簧，并布置在離合器中央的離合器。它的工作原理是經(jīng)過壓緊杠桿放大后，較軟中央彈簧獲得能夠壓緊壓盤的壓緊力。這種離合器在現(xiàn)在比較少見，一般出現(xiàn)在重型車上[5]。 膜片彈簧離合器是目前汽車上廣泛采用的離合器。這種離合器的關(guān)鍵就是膜片彈簧。膜片彈簧就是用薄彈簧剛沖壓帶有錐度的碟形彈簧，它小端上的分離指起著分離杠桿的作用[6]。因次，膜片彈簧離合器不需要專門的分離杠桿，體積小，結(jié)構(gòu)簡單，質(zhì)量輕。除此之外，膜片彈簧還有如下優(yōu)點(diǎn)：軸向尺寸小，徑向尺寸大，轉(zhuǎn)矩傳遞能力高[7]；可以適當(dāng)增加壓盤的厚度，提高熱容量，改善壓盤的溫升情況；形狀簡單，可以采用沖壓加工，進(jìn)行大批量生產(chǎn)。 2.4 本章小結(jié) 本章主要介紹了離合器的發(fā)展歷史，并闡述了離合器的結(jié)構(gòu)組成和工作原理。并且對離合器的幾種類型進(jìn)行了分析比較，為接下來離合器形式的選擇和設(shè)計(jì)提供了參考依據(jù)和理論基礎(chǔ)。 第 3 章 離合器設(shè)計(jì) 3 離合器設(shè)計(jì) 本設(shè)計(jì)所選車型數(shù)據(jù)是某款微型車。其基本參數(shù)如表 3-1： 表 3-1 車型參數(shù) 整車質(zhì)量 最高車速 主要尺寸 最大功率 最大扭矩 936（kg） 150（km/h） 3560×1622×1323 長/寬/高（mm） 51/6000 （kw） 93/3500-4500 （N.m） 3.1 選擇離合器形式 根據(jù)上文三類離合器的比較，本次選用設(shè)計(jì)先進(jìn)，經(jīng)濟(jì)合理，可靠性高的推式膜片彈簧離合器，膜片彈簧的支撐形式選擇為單支撐環(huán)形式。選擇徑向彈性傳動片為壓盤的驅(qū)動方式：它是用彈簧鋼制成的傳動片聯(lián)結(jié)壓盤與離合器蓋，這種方式結(jié)構(gòu)簡單，傳動片與壓盤和離合器蓋不存在相對位移，因此鏈接處的磨損很小。同時(shí)，使離合器分離需要的力較小[8]。最后一點(diǎn)，因?yàn)檫@種驅(qū)動方式，壓盤與離合器蓋連在一起，在高速旋轉(zhuǎn)的情況下， 能夠不發(fā)出大的噪音和震動。 3.2 初定離合器的設(shè)計(jì)參數(shù) 3.2.1 后備因數(shù)選擇 后備系數(shù)β是離合器設(shè)計(jì)中一個(gè)重要的的參數(shù)，它的值能夠反映出設(shè)計(jì)的離合器所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，它的尺寸的確定將決定分離系統(tǒng)的舒適性，選擇好合適的后備系數(shù)，不僅有利于汽車起步，減小因滑磨對離合器片造成的磨損，延長離合器的使用壽命，還能減少傳動零件出現(xiàn)故障的現(xiàn)象[9]。與之相反，后備系數(shù)太大，駕駛員腳感沉重，缺乏舒適感； β過小，滑磨功增加而導(dǎo)致摩擦片磨損也會加快，縮短了離合器的使用壽命。結(jié)合到微型車的要求：一款操縱輕便，使用壽命長的離合器的情況，再根據(jù)乘用車β選擇：1.20～1.75， 本次設(shè)計(jì)取β=1.4。 3.2.2 摩擦因數(shù)選擇 摩擦因數(shù)?關(guān)系著摩擦片所能傳遞的轉(zhuǎn)矩，其值的大小一般與摩擦片的材料、單位所受壓力，摩擦片滑磨時(shí)的速度，溫度等因素有關(guān)。具體摩擦因數(shù)?的取值范圍見表 3-2。 表 3-2 摩擦材料的摩擦因數(shù) f 的取值范圍 摩擦材料 摩擦因素? 石棉基材料 模壓 0.20～0.25 編織 0.25～0.35 粉末冶金材料 銅基 0.25～0.35 鐵基 0.35～0.50 金屬陶瓷材料 0.70～1.50 本次設(shè)計(jì)就采用一般轎車所用的離合器摩擦片材料，石棉基編織材料，相應(yīng)的取?為 0.3。 3.2.3 單位壓力選擇 摩擦片的耐磨性與摩擦片上單位壓力 P0 相關(guān)，選擇適宜的單位壓力，可以提高離合器工作性能，延長其使用壽命，選取 P0 應(yīng)根據(jù)相關(guān)后備系數(shù)、發(fā)動機(jī)后備功率的大小來選擇， 除此摩擦片的材料、尺寸的大小、離合器工作條件也應(yīng)當(dāng)考慮。P0 的取值范圍如表 3-3。 表 3-3 摩擦片單位壓力P0 的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力 P0/MPa 石棉基材料 模壓 0.15～0.25 編織 0.25～0.35 粉末冶金材料 銅基 0.35～0.50 鐵基 金屬陶瓷材料 0.70～1.50 考慮到汽車發(fā)動機(jī)的相關(guān)參數(shù)，離合器的工作條件等綜合因數(shù)，結(jié)合選的摩擦片材料： 石棉基編織材料，得出單位壓力的取值范圍 0.251MPa<=P0<=0.35MPa，并選取 P0=0.3MPa。 3.2.4 摩擦面數(shù)選擇 本次設(shè)計(jì)為微型轎車，重量為 936kg，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于 6t,因此從動盤數(shù)選擇為 1，摩擦面數(shù) Z 為 2，為單盤摩擦離合器，單盤離合器結(jié)構(gòu)簡單，散熱性好，符合微型車的設(shè)計(jì)要求[10]。 3.3 摩擦片設(shè)計(jì) 摩擦片的尺寸可以先進(jìn)行外徑的計(jì)算再依據(jù)摩擦片尺寸表選取。式（3-1）為摩擦片外徑設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)公式。 D = KD  （3-1） 式（3-1）中: KD 為直徑系數(shù)， Temax 為汽車發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。下表 3-4 為直徑系數(shù)取用表： 表 3-4 直徑系數(shù)取用表 車型 直徑系數(shù) KD 乘用車 14.6 總質(zhì)量為 1.8-14.0t 的商用車 16.0～18.5（單片離合器） 13.5～15.0（雙片離合器） 總質(zhì)量大于 14.0t 的商用車 22.5～24.0 根據(jù)所選車型為微型轎車，屬于乘用車，所以 KD 選取為 14.6，代入（3-1），得到D=14.6×√93=140.79mm。 表 3-5 列出了離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)： 表 3-5 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑 D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 內(nèi)徑 d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 厚度 b/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 c=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 1- c3 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 單位面積 106 132 160 221 302 402 466 546 根據(jù)計(jì)算結(jié)果選取摩擦片尺寸如表 3-6 所示： 表 3-6 摩擦片設(shè)計(jì)尺寸 摩擦片尺寸 直徑 D/mm 內(nèi)徑 d/mm 厚度 b/mm 內(nèi)外徑比 c 參數(shù) 160 110 3.2 0.687 3.4 膜片彈簧設(shè)計(jì) 3.4.1 膜片彈簧相關(guān)參數(shù)設(shè)計(jì) 膜片彈簧截錐高度與板厚的比值會影響到駕駛員的操作的舒適性，還會使壓盤對摩擦片的壓緊力不穩(wěn)定[11]。在設(shè)計(jì)時(shí)兩者比值 H/h 大部分取在 1.5～2.0，板厚 h 取值范圍為 2～ 4mm。 在這次取 h =2.5 mm ，H/h =1.6，即推導(dǎo)得 H = 1.6×2.5 =4mm。 3.4.2 碟簧大端和小端半徑的選擇計(jì)算 為了能使膜片彈簧作用力平均的作用在壓盤上，進(jìn)而讓摩擦片受力均勻。碟簧的 R 值 ?? 應(yīng)該大于等于摩擦片的平均半徑?? ??，而碟簧大端與小端比值??應(yīng)取在 1.2～1.35 之間。 ??+?? ????= 4 (3-2) 將 D=160mm，d=110mm 代入式（3-2）中，???? =160+110=67.5mm。選取 R=70mm,再結(jié)合實(shí) 4 際情況取 R/r=1.3,則 r=53.8mm，取整數(shù) 54mm。 3.4.3 膜片彈簧起始圓錐底角的計(jì)算 膜片彈簧初始底角計(jì)算公式如下： a = arctan  H （3-3） R - r 由上面計(jì)算得到 H=4mm，R=70mm，r=54mm，代入式（3-3）得：a = arctan4/（70- 54）≈ 14.03°，滿足 9°～15°的范圍。 3.4.4 分離指數(shù)目的選取 膜片彈簧上的分離指數(shù)通常有兩種選擇：18 和 12[12]。大部分況下，膜片彈簧都有 18 個(gè)分離指，但是根據(jù)前面計(jì)算，離合器尺寸屬于小規(guī)格。所以，膜片彈簧上的分離指數(shù)卻定為 12。 3.4.5 切槽寬度q1 ,q2 及相關(guān)參數(shù)的確定 q1 = 3.21～3.51 mm，q2 = 8.9～10 mm，r ?? 的取值應(yīng)滿足 r - ????≥q2 。本次設(shè)計(jì)取q1 = 3 mm，q2 = 9 mm ，r??≤r-q2 =45mm，所以選取????=40mm。 3.4.6 壓盤加載位置和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑的確定 壓盤加載半徑 R1 和支撐環(huán)位置半徑 r1 需滿足以下關(guān)系： 1 ￡ R - R1 ￡ 7ü  (3-4) 1 t 0 ￡ r -r ￡ 6 y 將 R=70mm，r=54mm 代入式(3-4)中，選擇取 R1＝66mm,r1＝57mm。設(shè)計(jì)得到膜片彈簧參數(shù)：板厚 h=2.5mm；截錐高 H=4mm；大端 R=70mm；小端 r=54mm。 3.5 壓盤尺寸設(shè)計(jì) 因?yàn)槟Σ疗膬?nèi)、外徑已確定，所以壓盤的內(nèi)徑設(shè)計(jì)為 100mm，外徑為 170mm，除此 之外，壓盤的表面應(yīng)平整，具有較高的耐磨性、耐熱性以及較強(qiáng)的剛性，防止在受熱后產(chǎn)生形變。這樣不僅使壓盤得壓緊力不均勻，對離合器徹底分離也有影響[13]。壓盤厚度要求約為 15～25 mm 。此次設(shè)計(jì)為 19mm，材料采用灰鑄鐵，HT200，因?yàn)榛诣T鐵材料傳熱性好， 具有較高的摩擦因數(shù)，符合壓盤設(shè)計(jì)要求。 3.6 離合器蓋設(shè)計(jì) 離合器蓋設(shè)計(jì)應(yīng)滿足一下幾點(diǎn)要求: 1. 離合器蓋的材料要求剛性大，傳熱性好。剛度大能使離合器保持良好的工作狀況， 傳熱性好使離合器壓盤等零件溫度不會過高[14]。因此材料選擇為 HT200。 2. 結(jié)構(gòu)要對稱，自身軸線與飛輪的軸線重合。原因是這樣能夠使主動部件轉(zhuǎn)動平衡， 轉(zhuǎn)速均勻。 3. 表面設(shè)有通風(fēng)孔，加強(qiáng)散熱。 4. 離合器蓋質(zhì)量要輕，減少轉(zhuǎn)動慣量。 3.7 從動片設(shè)計(jì) 從動片的設(shè)計(jì)要求為以下幾點(diǎn)： 1. 為了轉(zhuǎn)動慣量小，從動片一般都設(shè)計(jì)的比較薄且面積小，通常都是用 1.3～2.0mm 的鋼板沖壓而成后邊緣再磨至 0.6～1.0mm，[15]。 2. 為了離合器從動部分與主動部件的平順接合，從動盤在軸向應(yīng)該具有一定的彈性。選擇設(shè)計(jì)從動片厚度為 1.8mm，邊緣厚度 0.8mm。 3.8 本章小結(jié) 本章主要對離合器中的主要零件摩擦片，壓盤，離合器蓋等進(jìn)行設(shè)計(jì)，考慮了其各方面的要求及特征，改進(jìn)了原零件的一些設(shè)計(jì)方案和設(shè)計(jì)參數(shù)的選擇，使離合器的使用壽命提高及汽車的舒適性改善。 第 4 章 離合器設(shè)計(jì)校核 4 離合器設(shè)計(jì)校核 4.1 后備系數(shù)β校核 校核公式如下： b = π 12  ZR0 fD3 (1 - c3 )/ T  3 b0  （4-1) emax b0 初選值為 1.4，Z 為摩擦片數(shù)，? 為摩擦因數(shù)， P0 為單位壓力。 代入式（4-1）得:β=0.3×2×0.3×163×0.687×0.261/93=1.421≥1.4，所以符合設(shè) 計(jì)要求。 4.2 圓周速度校核 摩擦片最大圓周速度????不超過 65~70m/s。 V = π D 60 nemax D ′10-3 ￡ 65 - 75m / （4-2） 得?? D 為摩擦片外徑 160mm;??????????為發(fā)動機(jī)最高轉(zhuǎn)速（r/min）為 4500。代入式（4-2)中， = ?? ×4500×0.16=37.6<=65~75，符合條件。 ?? 60 4.3 單位面積傳遞的轉(zhuǎn)矩Tc0 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩TC 0 校核公式如下： T = 4????  <= [??  ] (4-3) c0 ????(??2???2) ??0 ????0 為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩(N·m/mm2)；[?? ]為其允許值(N·m/mm2)，?? 為離合器 ??0 ?? 靜摩擦轉(zhuǎn)矩。 表 3-1 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的允許值 (N·m/mm2) 離合器規(guī) D/mm ≤210 >210～250 >250～325 >325 -2 [Tc0]/×10 0.28 0.30 0.35 0.40 TC = bTemax （4-4） b 為后備系數(shù)為 1.4， Temax 為汽車最大轉(zhuǎn)矩為 93 N·m，代入式（4-4）中，得到TC =130.2N·m。 前面確定了 z=2，D=160mm，d=10mm， b =1.4，再將計(jì)算得到的TC 代入式（4-3)中,計(jì)算得到： ????0= 4×130.2 2 2 =0.00614<0.28，故設(shè)計(jì)滿足要求。 3.14×2×(160 ?110 ) 4.4 摩擦片單位壓力校核 汽車起步時(shí)，為了防止摩擦片滑磨過程中的過度損傷，要進(jìn)行摩擦片的單位壓力校核， 結(jié)合摩擦片材料得到摩擦片單位壓力的許用范圍為 0.25MPa—0.35MPa[16]。 π TC = 12 ZR0 fD3 (1 - c3 ) (4-5) ????為離合器靜摩擦轉(zhuǎn)矩，推導(dǎo)得??0=0.299MPa,故符合要求。 4.5 壓盤升溫校核 在汽車行駛時(shí)，離合器處于接合狀態(tài)下，摩擦片會與壓盤相互摩擦產(chǎn)生高溫，如果壓盤設(shè)計(jì)不合理，溫升過高不但會加劇摩擦片磨損也會使壓盤產(chǎn)生變形或生成裂紋[17]。為了保證離合器使用壽命，要進(jìn)行升溫校核，下式為壓盤的溫升表達(dá)式： t = gw mc  (4-6) t 為壓盤溫升(℃),不高于 8～10℃；c 為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4 J/(kg·℃)； m 為壓盤質(zhì)量(kg)；γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對于單片離合器壓盤γ=0.5；W 為滑磨功，經(jīng)查詢此類型車離合器的值約為 9892.5。 m = rn （4-7） ρ為壓盤材料鑄鐵的密度，取 7800 kg/m ，ν為壓盤估算面積。 代入數(shù)值于式（4-7）中得到：m =Vρ = 0.015×3.14×[（0.17/2）2-（0.1/2）2]× 7800= 1.736kg。 再將上述計(jì)算得到的 m 值和各值代入式（4-6）中，t= 0.5×9892.5  =5.92℃，小于 8℃， 故符合要求。 4.6 本章小結(jié) 1.736×481.4 本章主要結(jié)合設(shè)計(jì)所依據(jù)的車型和參數(shù)，對設(shè)計(jì)的零件進(jìn)行校核。得出設(shè)計(jì)出的離合器能夠傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，散熱良好，分離徹底的校核結(jié)果，滿足微型汽車離合器的設(shè)計(jì)要求。 第 5 章 扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì) 5 扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì) 5.1 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù) 極限轉(zhuǎn)矩與汽車的最大轉(zhuǎn)矩有一定的比例關(guān)系但不能超過減振彈簧的許用應(yīng)力，一般取值為: ????=(1.5～2.0) ?????????? （5-1） 對于乘用車，系數(shù)應(yīng)取取 2.0。 則????=2.0×??????????=2.0×93＝186（N·m） 5.1.1 扭轉(zhuǎn)剛度kφ 為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機(jī)常用工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。 扭轉(zhuǎn)角剛度決定于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸，設(shè)計(jì)時(shí)可按由經(jīng)驗(yàn)公式 （5-2）選取來初選。 ????<=13???? （5-2） 即???? <＝13×186＝2418（N·m/rad），初選 Kf =2400N.m/rad 5.1.2 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 為了在發(fā)動機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩。 ??μ＝（0.06～0.17）?????????? （5-3） 取??μ=0.1??????????=0.1×93=9.3(N·m)。 5.1.3 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧安裝時(shí)的預(yù)緊轉(zhuǎn)矩將會影響共振頻率，傳遞極限轉(zhuǎn)矩時(shí)有利減小扭轉(zhuǎn)減振器剛度。但是Tn 應(yīng)小于Tm ，否則在離合器反轉(zhuǎn)時(shí)，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止運(yùn)轉(zhuǎn)，????應(yīng)滿足下面的關(guān)系： ????＝（0.05～0.15）?????????? （5-4） Temax 為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，代入式（5-4）中，????=4.65～13.95 N· m，且????<=??μ＝9.3 N·m，則初選????＝9N·m 5.2 減振彈簧 5.2.1 減振彈簧的位置半徑R0 R0 的尺寸應(yīng)盡可能選擇大一些，一般取： R0=(0.60～0.75)d/2 (5-5) 考慮到則取 R0 =0.65d/2，d 為摩擦片內(nèi)徑，將 R0 =11O 代入式（5-5）， R0 =0.65× 110/2=35.75 (mm),可取為 35mm。 5.2.2 減振彈簧個(gè)數(shù)Zi 根據(jù)前面設(shè)計(jì)得到摩擦片 D=160mm，當(dāng)摩擦片外徑 D ￡ 250mm 時(shí)，????=3～6，又因?yàn)殡x合器規(guī)格較小，故取????=3。 5.2.3 減振彈簧總壓力FΣ 當(dāng)減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩????達(dá)到最大值時(shí)，減振彈簧受到的總壓力為????： ????＝????/ R0 (5-6) 由式（5-1）和（5-5）計(jì)算選擇得????=186，將 R0 =35 代入式（5-6）中，????＝186/(35 ×10-3)＝5.31。設(shè)計(jì)得到扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)如表 5-1： 表 5-1 扭轉(zhuǎn)減震器相關(guān)參數(shù) 極限轉(zhuǎn)矩 Tj 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧的位置 半徑R0 減振彈簧個(gè)數(shù) Z j 186N·m 9.3N·m 13 N·m 35mm 4 5.3 本章小結(jié) 主要對離合器中的減振部件進(jìn)行選擇設(shè)計(jì)，得到了扭轉(zhuǎn)減振器的尺寸，使離合器能夠滿足發(fā)動機(jī)啟動時(shí)沖擊負(fù)荷的減少和提高汽車的駕駛舒適性。 第 6 章 從動盤轂設(shè)計(jì) 6 從動盤轂設(shè)計(jì) 6.1 參數(shù)選擇及校核 從動盤轂作為直接安裝在變速器第一軸的零件，承受著來自發(fā)動機(jī)的全部轉(zhuǎn)矩，因此它的設(shè)計(jì)和校核至關(guān)重要，其花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸可依據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩按矩形花鍵尺寸推薦值表 5-1 來進(jìn)行選擇選擇并校核。 為了使從動盤轂不偏移軸線，其花鍵孔鍵齒的有效長度約外徑尺寸的(1.0～1.4)倍， 如果離合器工作條件惡劣，則系數(shù)取 1.4。 表 5-1 從動盤轂花鍵的尺寸 從動盤外徑D/mm 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩 ??????????/N·m 花鍵齒數(shù) n 花鍵外徑D/mm 花鍵內(nèi)徑d/mm 鍵齒寬b/mm 有效齒長l/mm 擠壓應(yīng)力s /MPa 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 4 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 根據(jù)發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩選擇從動盤轂內(nèi)花鍵尺寸為：花鍵齒數(shù) n=10；花鍵外徑 D=29mm； 花鍵內(nèi)徑 d=23mm；鍵齒寬 b=4mm；有效齒長 l=25mm；擠壓應(yīng)力σ=11.3MPa，由 45 號鋼鍛造，并進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，HRC28～32。 對花鍵進(jìn)行擠壓應(yīng)力校核： o = 18Temax ￡ [s ] （5-1） （D2 - d2）znl j o j =11.3MPa，z 為從動盤轂數(shù)，n 為花鍵齒數(shù)，l 為花鍵有效齒長， Temax 為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。將各數(shù)值代入式 5-1 中得: s =（8×93）/[(292-232)×1×25×10×0.001]=9.538MPa≤11.3MPa。符合要求。 最后根據(jù)計(jì)算得到的數(shù)據(jù)在 CATIA 中繪制出典型零件圖和離合器三維裝配圖如下所示： 圖 6-1 摩擦片 圖 6-2 膜片彈簧 圖 6-3 壓盤 6.2 本章小結(jié) 圖 6-4 離合器三維裝配圖 本章主要根據(jù)第四章設(shè)計(jì)得到的從動片尺寸參數(shù)，選擇與之相適應(yīng)的從動盤轂尺寸， 并對其花鍵強(qiáng)度進(jìn)行校核，滿足能夠傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的要求。最后完成了離合器典型零件圖的繪制和離合器的三維裝配圖。 第 7 章 膜片彈簧分析 7 膜片彈簧分析 7.1 膜片彈簧的三種狀態(tài) 膜片彈簧一般會有三種狀態(tài)： (1) 第一種狀態(tài)就是近似無載的狀態(tài)，此時(shí)離合器蓋總成沒有與飛輪裝配，膜片彈簧處于壓盤和離合器蓋中間，輕微受載。 (2) 第二種狀態(tài)就是離合器蓋與飛輪已經(jīng)裝配在一起，膜片彈簧受到飛輪與離合器蓋兩者的擠壓，處于壓緊狀態(tài)。 (3) 第三種狀態(tài)就是膜片彈簧受到來自分離軸承的作用力，分離指向內(nèi)彎曲，使碟簧部分被壓平，當(dāng)繼續(xù)受壓時(shí)，膜片彈簧便變成反轉(zhuǎn)狀態(tài)[18]。 7.2 膜片彈簧網(wǎng)格模型建立 首先啟動 ANSYS 并靜力分析項(xiàng)目，然后點(diǎn)擊 Geometry 中的 improt 導(dǎo)入膜片彈簧幾何模型，并對膜片彈簧的模型編輯材料屬性[19]。點(diǎn)擊項(xiàng)目中的 Engineering Date 選擇膜片彈簧材料為 40CrV4，密度為 7850kg/m3 ， 彈性模量為 2.07e11，泊松比為 0.29，屈服強(qiáng)度為 735MPa，下一步對膜片彈簧進(jìn)行網(wǎng)格劃分，單元大小選擇 4mm 進(jìn)行劃分網(wǎng)格，共得到1023 個(gè)單元，有限元模型圖如圖 7-1 所示。 7.3 受力分析 圖 7-1 有限元模型圖 膜片彈簧離合器處于分離狀態(tài)時(shí)，膜片彈簧在分離指端面受到分離軸承向下的壓力。在文獻(xiàn)[20]中提到，使相同規(guī)格的膜片彈簧處于壓緊狀態(tài)大約需要 5021N 的力。因此，在分離指端面施加方向向下，大小為 5021N 的力。 膜片彈簧發(fā)生變形時(shí)，膜片彈簧半徑為 57mm 的圓周處會受到支撐環(huán)和固定銷的作用， 因此在支撐環(huán)與膜片彈簧上表面相接觸的圓周位置上施加固定約束。 當(dāng)膜片彈簧處于壓平狀態(tài)時(shí)，而膜片彈簧上表面支撐環(huán)加載處固定，膜片彈簧下表面與壓盤接觸處產(chǎn)生位移可以用公式(7-1)表示： l =（R - r1）tana??????（7-1） 其中 R 為膜片彈簧大端半徑， r1 為支撐環(huán)加載點(diǎn)半徑，α 為膜片彈簧初始底角，其數(shù)值已由第三章算出，代入到式（7-1)中得： l =（70 - 57）′ tan14.03= 3.241mm，因?yàn)槟て瑥椈商幱诮鯄浩降臓顟B(tài)，因此施加向上的約 3mm 位移約束來表明膜片彈簧的近乎壓平的 變形情況。施加完約束結(jié)果如圖 7-2 所示。 圖 7-2 載荷約束施加圖 圖 7-3 等效應(yīng)力圖 7.4 分析結(jié)果 圖 7-4 應(yīng)力和位移變形圖 得到的有限元分析等效應(yīng)力圖 7-3 所示，分析得出：膜片彈簧的最大應(yīng)力為 357MPa。結(jié)合第一強(qiáng)度理論，又稱為最大拉應(yīng)力理論（其表述是材料發(fā)生斷裂是由最大拉應(yīng)力引起， 即最大拉應(yīng)力達(dá)到某一極限值時(shí)材料發(fā)生斷裂）。因此通過簡單拉伸試驗(yàn)，可知材料的極限應(yīng)力就是[s]。于是在復(fù)雜應(yīng)力狀態(tài)下，考慮安全系數(shù)以后的強(qiáng)度條件是s1 ￡ [s ]。查閱 《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》得到膜片彈簧設(shè)計(jì)安全系數(shù)為 1.3，所以s1 =1.3×357=464.1MPa，小于膜片彈簧鋼的屈服極限 735MPa。因此，膜片彈簧設(shè)計(jì)滿足靜強(qiáng)度安全要求。 按照以上步驟，再進(jìn)行應(yīng)力應(yīng)變分析可以得出相應(yīng)的應(yīng)力應(yīng)變圖，如圖 7-4 所示。根據(jù)相關(guān)論文《膜片彈簧力學(xué)特性有限元分析》中的應(yīng)力應(yīng)變曲線，膜片彈簧在 5021N 力作用下，形變量要小于 3.24mm。圖中顯示變形量最大是 1.78mm，最小 0.0035mm，故膜片彈簧的受載形變量很小，符合設(shè)計(jì)要求。 結(jié)果可以知道膜片彈簧大部分的應(yīng)力都在 400MPa 以下，而一般大應(yīng)力區(qū)都是應(yīng)力集中點(diǎn)，所以設(shè)計(jì)是非常合理的。 7.5 本章小結(jié) 本章主要對離合器處于分離狀態(tài)時(shí)的膜片彈簧進(jìn)行的靜力學(xué)分析，而分析結(jié)果表明在膜片彈簧處于壓緊狀態(tài)時(shí)，各處的應(yīng)力都沒有超過許用應(yīng)力，并且大應(yīng)力集中且分布均勻， 而彈簧的變形程度很小，符合膜片彈簧靜強(qiáng)度要求和抗拉伸變形要求，設(shè)計(jì)比較合理。 第 8 章 謝辭 8 謝辭 經(jīng)過段時(shí)間的努力，我終于完成了這次的畢業(yè)論文《微型轎車的離合器設(shè)計(jì)與分析》。這還要感謝我的指導(dǎo)老師孟老師的幫助。從選題到大綱，再到修改論文草稿，每一步的路程都少不了老師的悉心指導(dǎo)，嚴(yán)格把關(guān)，每次都一絲不茍的檢查，幫我改正了許多格式上的錯(cuò)誤和論文上缺少的步驟，不夠嚴(yán)謹(jǐn)?shù)牡胤?。老師積極認(rèn)真，科學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)?shù)墓ぷ髯黠L(fēng)也影響著我，讓我更加積極有熱情地投入到畢業(yè)設(shè)計(jì)里。 通過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我也學(xué)了許多，在設(shè)計(jì)中不僅要靈活運(yùn)用書本中的知識，許多課外沒有接觸的知識也要自主學(xué)習(xí)。這些不僅鍛煉了我獨(dú)立學(xué)習(xí)，自我思考和解決問題的能力，還提高了我閱讀文獻(xiàn)并對學(xué)到的知識進(jìn)行歸納總結(jié)的技能。最后，再一次對孟老師的諄諄指導(dǎo)和機(jī)電院老師們的辛勤教育表示真摯的感謝。 參考文獻(xiàn) 參考文獻(xiàn) [1]朱冒濤,夏長高,高翔.膜片彈簧疲勞斷裂的實(shí)驗(yàn)分析[J].汽車工程,2010,23． [2]胡靜. 捷達(dá)轎車離合器膜片彈簧的設(shè)計(jì)與研究[D].長春理工大學(xué),2008. 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