輕型貨車膜片彈簧離合器設(shè)計與參數(shù)優(yōu)化,輕型,貨車,膜片,彈簧,離合器,設(shè)計,參數(shù),優(yōu)化 目錄 目 錄 摘 要 V Abstract VI 第一章 緒 論 1 1.1汽車離合器研究背景及意義 1 1.2國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.3離合器設(shè)計的基本要求 2 第二章 離合器的基本參數(shù)選擇 3 2.1后備系數(shù)的選擇 3 2.2單位壓力 4 2.3摩擦片主要參數(shù)的確定及校核 4 2.4摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t? 5 2.4.1壓盤工作壓力確定 5 2.4.2摩擦系數(shù)及校核 5 第三章 離合器主動部分設(shè)計 7 3.1壓盤設(shè)計 7 3.1.1壓盤結(jié)構(gòu)設(shè)計要求： 7 3.1.2壓盤的傳力方式的選擇? 7 3.1.3壓盤幾何尺寸的確定? 7 3.1.4壓盤厚度校核 8 3.2離合器蓋設(shè)計 9 3.3傳動片設(shè)計 9 第四章 離合器從動部分設(shè)計 10 4.1摩擦片設(shè)計 10 4.2從動盤轂設(shè)計 10 4.2.1從動盤轂花鍵的尺寸的選取 10 4.2.2 花鍵強(qiáng)度校核 11 4.3從動片設(shè)計 12 4.3.1 從動片選材及厚度設(shè)計 12 4.3.2 從動片形式的設(shè)計 12 第五章 膜片彈簧設(shè)計 13 5.1膜片彈簧的概述 13 5.1.1膜片彈簧的概念 13 5.1.2膜片彈簧的材料 13 5.2膜片彈簧的彈性特性 13 5.3膜片彈簧的強(qiáng)度計算 14 5.4膜片彈簧的基本參數(shù) 15 5.4.1 H/h的選擇 15 5.4.2 R/r選擇 15 5.4.3 圓錐底角 15 5.4.4 切槽寬度 15 5.4.5 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑 15 5.4.6 膜片彈簧小端半徑及分離軸承作用半徑 15 5.4.7 支承環(huán)作用半徑L和膜片彈簧與壓盤接觸半徑l 16 5.4.8 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計 16 第六章CATIA建模 17 6.1 CATIA簡介 17 6.2從動片 17 6.3從動盤轂 17 6.4摩擦片 18 6.5壓盤 18 6.6離合器蓋 19 6.7膜片彈簧 19 6.8總裝分解圖 20 第七章 膜片彈簧有限元分析 21 7.1 ANASY軟件簡介 21 7.2膜片彈簧的靜態(tài)分析 21 7.2.1導(dǎo)入幾何體 21 7.2.2定義材料 21 7.2.3劃分網(wǎng)格 22 7.2.4施加載荷與計算 22 7.3膜片彈簧自由模態(tài)分析 24 第八章 結(jié)束語 28 參考文獻(xiàn) 29 致 謝 31 V 摘要 輕型貨車的膜片彈簧離合器設(shè)計與參數(shù)優(yōu)化 摘 要 本次設(shè)計首先確定了膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)形式為單片拉式膜片彈簧離合器[1]。然后根據(jù)離合器的工作原理，把設(shè)計工作分成離合器主要參數(shù)確定，主動部分設(shè)計，從動部分設(shè)計，膜片彈簧設(shè)計，建模，分析等幾個部分。 根據(jù)五菱宏光小卡的發(fā)動機(jī)和動力參數(shù)，依據(jù)離合器設(shè)計要求，對后備系數(shù)，單位壓力，摩擦片外徑等進(jìn)行了確定； 依據(jù)離合器基本參數(shù)和離合器各個部件的設(shè)計及使用要求，對各個零部件進(jìn)行了設(shè)計計算以及校核； 根據(jù)離合器各部件參數(shù)，采用CATIA V5R20對離合器進(jìn)行了建模，然后采用ANASY Workbench 14.0對于優(yōu)化后的膜片彈簧進(jìn)行了靜態(tài)分析和自由模態(tài)分析。 關(guān)鍵詞：輕型貨車，膜片彈簧離合器，建模，分析 Abstract Design and Optimization of Diaphragm Spring Clutch for Light Truck Abstract The design is first determined the structure of the monolithic diaphragm clutch diaphragm spring pull-type clutch. The working principle of the clutch is then put into the design of the main parameters determining the clutch, the active part of the design of several parts, the driven part of the design of the diaphragm spring design, modeling and analysis. According to the engine and power parameters of Wu ling Hong guang Small Card, according to the clutch design requirements, the backup coefficient, unit pressure, and the outer diameter of the friction plate were determined. Depending on design requirements and basic parameters and the respective clutch member clutch, the various components were calculated and checked; According to the parameters of clutch components, the clutch was modeled using CATIA V5R20, and the static analysis and free modal analysis of the optimized diaphragm spring were performed using ANASY Workbench 14.0. Key words：Light truck, Diaphragm spring clutch, Modeling, Analysis 第一章 緒論 第一章 緒 論 1.1汽車離合器研究背景及意義 離合器是負(fù)責(zé)連接變速器與發(fā)動機(jī)的部件。錐形離合器是所有早期研發(fā)的離合器中應(yīng)用范圍最廣，應(yīng)用時間最長，最為成功的一種。它最早的原型是1889戴姆勒發(fā)明的鋼輪離合器。其工作原理如下：踩下分離踏板，然后分離撥叉就會拉回錐形底座，彈簧被釋放，從而分離離合器[2]。接著摩擦片出現(xiàn)了，開始材料選用駱駝毛，但很快被皮革取代。幾年后，單盤離合器又取代了圓錐盤式離合器。再后來，石棉摩擦片出現(xiàn)了，隨之而來的就是離合器技術(shù)的突破性進(jìn)展。自20世紀(jì)20年代以來，汽車離合器所用的摩擦片一直都是石棉摩擦片，這一狀況直到非石棉摩擦片的出現(xiàn)才得以改變。 一方面隨著發(fā)動機(jī)技術(shù)的不斷發(fā)展，其轉(zhuǎn)動速度的也在不斷地提高，隨之而來的問題就是離合器的重量也越來越大；另一方面，用于分離杠桿的釋放軸承因為經(jīng)常處于壓力之下，所以使得它很容易與離合器蓋一起磨損，特別是當(dāng)發(fā)動機(jī)以高速旋轉(zhuǎn)時。為了解決這些問題，人們研制了膜片彈簧離合器。膜片彈簧離合器是于1936年由通用汽車研究實驗室首先研發(fā)出來的，并于20世紀(jì)30年代末開始大規(guī)模生產(chǎn)。自20世紀(jì)60年代后，膜片彈簧離合器得到了廣泛地應(yīng)用，幾乎每臺汽車的離合器都是膜片彈簧離合器。 目前，隨著汽車工業(yè)成長和發(fā)展，汽車已然成為生活必需品，我們平時的生活和工作都需要用到它，假期的出行更是非他不可。正因為汽車在我們生活中有如此重要的地位，所以人們對汽車的要求也越來越高。盡管有越來越多的豪華轎車可以滿足不同的需求，但是基本上所有人最看重的汽車性能還是汽車的安全性和舒適性，而離合器正是影響汽車安全性和舒適性的重要部件之一，例如在現(xiàn)在的乘用車上，越來越多的廠家選擇安裝帶有雙質(zhì)量飛輪的扭轉(zhuǎn)減震器的離合器來減小噪音。作為汽車的研發(fā)者，我們有責(zé)任使汽車的性能更完善更適合人們使用，使人們的生命安全得到更好的保障。 伴隨著汽車運輸業(yè)的越發(fā)火熱，離合器為滿足使用條件就必須不斷發(fā)展進(jìn)步。汽車速度的不斷上升，汽車電子的高速發(fā)展，這些都意味著離合器必須能適應(yīng)更加苛刻的使用條件和滿足更高的使用要求。就目前情況來看，一方面?zhèn)鹘y(tǒng)的推式離合器結(jié)構(gòu)正朝著拉式結(jié)構(gòu)發(fā)展，另一方面?zhèn)鹘y(tǒng)的手動操作模式正朝著自動化發(fā)展。因此可以看出，提高離合器的傳動轉(zhuǎn)矩容量和簡化操作是當(dāng)前提高離合器適應(yīng)性的兩種發(fā)展趨勢[3]。 1.2國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 與國外企業(yè)相比，我國的汽車離合器企業(yè)在勞動力成本、價格、售后服務(wù)關(guān)系等方面具有明顯的優(yōu)勢；在營銷能力、采購成本和交貨時間方面，中國企業(yè)也基本上等同于國外競爭對手；在品牌價值、產(chǎn)品技術(shù)含量、產(chǎn)品質(zhì)量、規(guī)模效應(yīng)、生產(chǎn)效率等方面我國企業(yè)要遠(yuǎn)遠(yuǎn)落后于國外企業(yè)；在技術(shù)水平、研發(fā)能力和員工素質(zhì)之間的差距仍然很明顯[4]。 當(dāng)然，我國的汽車離合器技術(shù)也在飛速發(fā)展。隨著各種變速箱技術(shù)的發(fā)展，中國的離合器技術(shù)已經(jīng)從由單一技術(shù)支撐的情況的逐漸發(fā)展成多種技術(shù)并進(jìn)的局面。在2000年之前，中國基本上只有一種摩擦式離合器，在2000年后，因為隨著汽車的逐漸變化，要求舒適、環(huán)保節(jié)能以及國外先進(jìn)的傳輸技術(shù)引進(jìn)，摩擦式離合器在我國國內(nèi)傳動部件中的統(tǒng)治地位逐漸被打破。 1.3離合器設(shè)計的基本要求 如果想要得到一個工作性能滿足要求的離合器，那么在設(shè)計時需要滿足以下的要求： （1）在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩最大時，離合器也要能正常傳遞該扭矩； （2）離合器從動部分的慣性力矩應(yīng)小，以減少變速時傳動齒輪之間的碰撞，同時也有利于換檔，減少同步器的磨損[5]； （3）離合器的導(dǎo)熱性能和通風(fēng)性能都要滿足要求，以保證工作溫度保持在安全范圍內(nèi)，延長離合器的使用壽命[6]； （4）應(yīng)進(jìn)行模態(tài)分析以保證不會與其他部件產(chǎn)生共振并同時保證具有充足降低噪音減輕沖擊的能力； （5）在選用材料的時候應(yīng)選擇性能較穩(wěn)定的材料以保證離合器工作后性能的穩(wěn)定； （6）摩擦襯片所選用的材料一必須要耐高溫、，二是要硬度高，并且在摩擦襯磨損不嚴(yán)重時，可以采用調(diào)節(jié)離合器的辦法來使其正常工作； （7）強(qiáng)度要滿足要求來保證離合器具有較長的壽命，要具有良好的動平衡以保證離合器正常工作； （8）結(jié)構(gòu)應(yīng)盡量簡單以達(dá)到拆卸方便，好維修的目的； （9）離合器操作應(yīng)盡可能方便和輕松。 32 第二章 離合器的基本參數(shù)選擇 第二章 離合器的基本參數(shù)選擇 表2-1 汽車參數(shù) 整車性能參數(shù) 車 型 五菱榮光小卡 最大功率 60kw 驅(qū)動形式 4×2后輪 最大轉(zhuǎn)矩 145N/m 軸 距 3050mm 最高轉(zhuǎn)速 5400r/min 整車質(zhì)量 1060kg 變速器最大傳動比 i1=6 2.1后備系數(shù)的選擇 后備系數(shù)是影響離合器性能的一個關(guān)鍵因素，它影響的是離合器能夠傳遞的最大扭矩。選擇時，考慮以下幾點： 1）離合器應(yīng)具有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備以保證在摩擦片有一定程度的磨損后也能正常工作。 2）防止離合器滑動摩擦過多。 3）防止傳動系過載。 后備系數(shù)β的正確選取不但保證了發(fā)動機(jī)的扭矩能正常傳遞，還能減少摩擦片磨損，延長摩擦片壽命，因此后備系數(shù)不宜選的過小以免離合器滑磨時間過長,也不能選的太大,因為選的太大不可避免就會導(dǎo)致離合器尺寸過大,從而導(dǎo)致裝配和操作都不方便,因此需要根據(jù)一下表格中的范圍以選取合適的值。本次設(shè)計的車是重1060kg的輕型卡車離合器，根據(jù)設(shè)計實際情況，從表2-2中可得β=1.30。 表2-2 離合器后備系數(shù)的取值范圍 2.2單位壓力 摩擦表面的耐磨性取決于單位面積所能承受的壓力（見表2-3），而這一因素對離合器能否正常工作有很大影響。在選取單位壓力時不僅要考慮離合器各種工作狀態(tài)，還要考慮發(fā)動機(jī)功率，摩擦片大小，材料等。當(dāng)摩擦片外徑較大時，應(yīng)適當(dāng)減小摩擦面的單位壓力，因為當(dāng)其他條件不變，摩擦片越大，則摩擦片的溫度梯度也就越大，此時當(dāng)摩擦片工作就會出現(xiàn)受熱不均的現(xiàn)象。因此要適當(dāng)選取單位壓力[7]。本次設(shè)計取p0=0.30MPa。 表2-3　摩擦片單位壓力的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力/MPa 石棉基材料 模壓 0.10-0.25 編織 0.25-0.35 粉末冶金材料 模壓 0.35-0.50 編織 金屬陶瓷材料 0.70-1.50 2.3摩擦片主要參數(shù)的確定及校核 摩擦片尺寸主要根據(jù)車輛的類型和傳輸?shù)陌l(fā)動機(jī)扭矩來選擇。摩擦片的外徑D是影響離合器的重量與結(jié)構(gòu)的重要因素之一，因為摩擦片的大小基本上就是離合器的大小。摩擦片的外徑在后備系數(shù)以及單位壓力一定的情況下，可以根據(jù)發(fā)動機(jī)參數(shù)計算出來[8]。如果需要傳輸?shù)呐ぞ卮螅瑒t需要的外徑尺寸就大，所以說發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩是設(shè)計摩擦片的重要參數(shù)。 當(dāng)根據(jù)發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩來選定D時，有下列公式： （2-1） 為直徑系數(shù)，取值見表2-4，輕卡取KD=17，算得D=204.71mm， 當(dāng)根據(jù)發(fā)動機(jī)最高轉(zhuǎn)速來選定D時，有下列公式： （2-2） VD不能超過65-70m/s這一范圍，經(jīng)計算，得到D≤230mm。 綜合上述，再根據(jù)表2-5，取外徑，內(nèi)徑，厚度為3.5mm，單面面積為221mm2。 表2-4　直徑系數(shù)的取值范圍 車型 直徑系數(shù) 乘用車 14.6 最大總質(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) 最大總質(zhì)量大于14.0t的商用車 22.5～24.0 表2-5 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/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 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 2.4摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t? 2.4.1壓盤工作壓力確定 (2-3) 2.4.2摩擦系數(shù)及校核 摩擦面數(shù)主要根據(jù)離合器所需傳遞扭矩和離合器大小來選取，是從動盤數(shù)的兩倍。本次設(shè)計的是單片離合器，所以從動盤數(shù)為1，那么摩擦面數(shù)Z=2。 摩擦片材料以及工作溫度，單位面積承受壓力等是影響摩擦片摩擦系數(shù)的重要因素。相比較而言，粉末冶金和金屬陶瓷類材料的摩擦系數(shù)大于石棉基材料，且受溫度和壓力的影響較小，更穩(wěn)定。按照表2-6所示，可初步選取在0.25～0.35間,根據(jù)摩擦定律公式進(jìn)行檢驗，可以得到下式： = (2-4) 式中 Z—摩擦面數(shù)，單片離合器的Z=2 —摩擦片的平均摩擦半徑 代入數(shù)據(jù)，求得， 在之間，所以設(shè)計符號要求。 表2-6　摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍 摩擦材料 摩擦因數(shù) 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 0.30～0.50 金屬陶瓷材料 0.4 2.4.3離合器間隙 離合器間隙指當(dāng)離合器處于正常組合狀態(tài)并且分離套筒被復(fù)位彈簧拉至后極限位置時，為了確保離合器在摩擦盤的正常模式期間仍能夠完全接合，在分離軸承和分離桿的內(nèi)端之間存在的間隙[9]。本次設(shè)計取=3mm。 第三章 離合器主動部分設(shè)計 第三章 離合器主動部分設(shè)計 3.1壓盤設(shè)計 3.1.1壓盤結(jié)構(gòu)設(shè)計要求： 1）為了增加熱容量并防止破裂和被壓碎，壓盤應(yīng)當(dāng)擁有較大的質(zhì)量。在設(shè)計時可以選擇鑄造多種形狀的散熱肋從而幫助離合器散熱。當(dāng)然也可以選擇開槽用來通風(fēng)散熱，稱作通風(fēng)槽。除此以外，還可以從材料上選取導(dǎo)熱性好的材料用于散熱。 2）為了避免影響離合器的完全分離，壓盤的材料應(yīng)具有足夠的剛性，這樣的話摩擦片上的壓力就會均勻分布。壓盤厚度約為15至25毫米。 3）壓盤的形狀比較復(fù)雜，為了保證壓盤的傳熱性能以及足夠高的摩擦系數(shù)，材料通常使用灰鑄鐵。 3.1.2壓盤的傳力方式的選擇? 壓盤是離合器的主動部分。在傳遞發(fā)動機(jī)扭矩時，扭矩是由壓盤和飛輪傳到從動盤的，所以說壓盤必須和飛輪連接到一起，但與此同時還要確保在離合器工作期間壓盤能夠自由地進(jìn)行軸向運動。傳力方式是將彈簧鋼帶制成的傳動片一端用螺釘固定在壓盤上，另一端固定在離合器蓋上，這種傳力方式稱為傳動片式傳動[10]。為了改善傳動件的受力，通常沿著圓周布置。 3.1.3壓盤幾何尺寸的確定? 摩擦片的尺寸一旦確定下來，那么壓盤的內(nèi)外徑尺寸也就隨著確定下來了，因為要將摩擦片上所受的壓力均勻分布，所以通常情況下壓盤外徑會比摩擦片外徑稍微大一點，一般大5mm左右，壓盤內(nèi)徑一般比摩擦片內(nèi)徑稍小一些，也小大概5mm左右，即壓盤大徑為230mm,內(nèi)徑為140mm。所以說要確定壓盤尺寸，則現(xiàn)在只需要確定壓盤厚度即可。壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點：? 1)?壓盤應(yīng)具有足夠的質(zhì)量? 在離合器接合期間，由于存在滑動磨削，在每次接合期間產(chǎn)生大量的熱量，并且每次接合的時間短（大約3秒左右），使得熱量不傳遞到周圍的空氣，因此，它不可避免地會導(dǎo)致摩擦副的溫升。當(dāng)離合器被一再使用或者其工作環(huán)境惡劣時，離合器的溫度會極快速的升到很高的溫度。這不僅會導(dǎo)致摩擦片的摩擦系數(shù)降低，而且會增加磨損，在某些情況下，更是會導(dǎo)致摩擦片以及壓盤的燒損。因為摩擦片的材料大多為石棉之類有機(jī)物，而這些材料的的導(dǎo)熱性比較差，因此在滑動過程中產(chǎn)生的熱量大部分被諸如飛輪和壓盤等部件吸納，因此，壓盤需要有足夠大的質(zhì)量來吸收熱量。???? 2)?壓盤應(yīng)具有較大的剛度? 壓盤應(yīng)具有充足的剛度和合理的結(jié)構(gòu)形狀，以保證在熱的條件下，不會影響離合器的完全分離和由于翹曲產(chǎn)生的摩擦片的均勻壓縮。因為要避免出現(xiàn)因為溫度過高壓盤出現(xiàn)問題，壓盤通常較厚（一般不小于10mm），并且內(nèi)邊緣的內(nèi)部最好是具有一定的錐度。這樣的話可以彌補壓盤內(nèi)緣的因為溫度而引起的變形。此外，除了在厚度上上的要求，壓盤在結(jié)構(gòu)設(shè)計上也需要注意加強(qiáng)通風(fēng)散熱，如可以像雙盤離合器一樣在中壓盤體上開有多個通風(fēng)口，近年來，這種結(jié)構(gòu)也開始應(yīng)用在單盤離合器壓盤[10]。 制作壓盤的材料一般情況下會選用HT20-40，這是因為壓盤需要足夠的剛度和耐熱性。對于壓盤的摩擦工作面來講，需要保證其平整光滑，它的表面粗糙度最起碼要大于0.8。壓盤殼一端通過螺栓與飛輪相連，另一端與壓盤端面相連。?? 在本次設(shè)計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為15mm。 3.1.4壓盤厚度校核 ?經(jīng)過上文確定壓盤厚度以后，下面要做的就是計算一下離合器的結(jié)合一次的溫升是否符合標(biāo)準(zhǔn)，如果溫升高于標(biāo)準(zhǔn)，那么就需要適當(dāng)?shù)卦黾雍穸?。校核公式如下? (3-1) 式中 —， —分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比：單盤離合器，=0.50 c—壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤，c=481.4J/() —壓盤質(zhì)量，知道外形尺寸以及材料， 由上文知道，壓盤材料選用灰鑄鐵[11]，選用。 在校核厚度是否滿足要求之前，要先計算一下結(jié)合一次所有的的總滑磨功W，可根據(jù)下式計算： (3-2) 式中，為汽車總質(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(jī)轉(zhuǎn)速r/min， 代入式（3-2）可得J， 由式（3-1）得t=4.760C，并沒有超過允許的范圍，所以厚度設(shè)計符合要求[12]。 3.2離合器蓋設(shè)計 離合器蓋結(jié)構(gòu)的設(shè)計要求： 1）應(yīng)有充足的剛性，從而避免影響離合器的運轉(zhuǎn)特性，加大運行過程中的分離行程，降低壓盤的升程。剛度嚴(yán)重不足的情況下，摩擦面不能完全分開。為此，可以采取以下措施：適當(dāng)增加蓋子的厚度，一般為2.5至4.0毫米;在蓋子上沖壓加強(qiáng)筋或轉(zhuǎn)動蓋子內(nèi)圓周的凸緣。大型離合器蓋為了減少成本而且剛度不受太大影響可以用鑄鐵鑄造。 2）軸線與飛輪的軸線要共線，也就是說離合器蓋要與飛輪正確對中，從而避免影響組件的均衡和離合器的正常工作。對中可以使用定位銷或定位螺栓的對準(zhǔn)方法，也可以使用止口對中的辦法。 3）膜片彈簧軸承應(yīng)具有較高的尺寸精度。 4）為了有利于透風(fēng)和散熱，以免摩擦面溫度太高，可以在離合器蓋上打開較大的通氣孔，使離合器變成特殊的葉輪形狀，或者在蓋上增加一個通風(fēng)扇片等等。 為了減少重量并增強(qiáng)剛性，一般使用厚度為3至5mm的低碳鋼板將離合器蓋沖壓成相對復(fù)雜的外形。 3.3傳動片設(shè)計 傳動片在離合器中主要分為兩種，一種是用在周置螺旋彈簧離合器中的，其主要作用是用來傳遞扭矩給壓盤；另一種就是用在膜片彈簧離合器中的，除了用來傳遞扭矩，還依靠其彈性作用來負(fù)責(zé)分離壓盤。 因為發(fā)動機(jī)扭矩通過離合器蓋，傳動片傳到壓盤，所以說傳動片一端與壓盤連接，另一端與離合器蓋連接，一般的安裝方式是沿圓周切向安裝，一般放置3或4組，每一組由3或4個彈簧片組成，每片厚度約在1mm左右。這樣的話，既滿足了彈性的要求，也滿足了強(qiáng)度的要求。 第四章 離合器從動部分設(shè)計 第四章 離合器從動部分設(shè)計 4.1摩擦片設(shè)計 離合器摩擦片在性能上應(yīng)滿足如下要求： 1) 摩擦因數(shù)要高并且受溫度壓力等因素的影響較小，性能較穩(wěn)定。 2) 具有足夠的機(jī)械強(qiáng)度與耐磨性。 3）要選用密度小的材料以防從動盤質(zhì)量太大從而導(dǎo)致轉(zhuǎn)動慣量過大。 4）熱穩(wěn)定性要好，不能因為高溫而被燒壞。 5）不能劃傷精密表面，所以要求磨合要好。 6）結(jié)合時不能出現(xiàn)震動，要平滑。 7）長時間不用的話不會出現(xiàn)粘連現(xiàn)象。 離合器摩擦片根據(jù)材料可分為三種，分別為編織石棉基的摩擦片，金屬陶瓷材料的摩擦片以及粉末冶金的摩擦片。根據(jù)上文中的計算與校核可以看出，本次可以選用編織石棉基材料，因為這種材料便宜，密度小，適合本次設(shè)計。 綜合上文中的摩擦片基本參數(shù)可得，本次選用的摩擦片為編織石棉基摩擦片，根據(jù)表格，選取大徑，小徑，厚度，單面面積為106mm2。 4.2從動盤轂設(shè)計 4.2.1從動盤轂花鍵的尺寸的選取 因為從動盤轂承受的轉(zhuǎn)矩是所有零件中最多的，所以要謹(jǐn)慎選取與校核其花鍵。通常情況會使用矩形花鍵?；ㄦI安裝在第一軸上，根據(jù)摩擦盤的外徑和發(fā)動機(jī)的最大扭矩，可以從表4-1中選擇其尺寸。本次設(shè)計摩擦片外徑為225mm，發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩為，故選取，齒數(shù),外徑，內(nèi)徑，齒厚，有效長度[12]。 表4-1 從動盤轂花鍵的尺寸 從動盤外徑D/mm 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩/Nm 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 /MPa 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 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 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 從動盤轂的軸向尺寸不能太小，如果過小，就會出現(xiàn)其在滑動時發(fā)生偏移，從而導(dǎo)致分離不夠完全，影響正常工作。為保證質(zhì)量，從動盤轂的材料正常情況下選用鍛鋼，為了達(dá)到提高內(nèi)孔表面硬度的目的，可以選擇在表面進(jìn)行鍍鉻。 4.2.2 花鍵強(qiáng)度校核 因為通常情況下花鍵受損的主要原因是因為表面所承受的壓力超出承受范圍從而導(dǎo)致齒面被壓壞，所以花鍵要對所能承受的最大應(yīng)力進(jìn)行計算，若是計算出來的結(jié)果不足以承受預(yù)定的壓力，則需要通過加長花鍵轂的軸向長度的辦法來提高其承壓能力。計算公式如下： (4-1) 式中 P—花鍵的齒側(cè)面壓力，N。它由下式(4-2)確定： (4-2) —分別為花鍵的內(nèi)外徑 Z—從動盤轂的數(shù)目 —發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 n—花鍵齒數(shù) h—花鍵齒工作高度， l—花鍵有效長度 由公式（4-1） =11.55Mpa 遠(yuǎn)小于20Mpa，所以滿足設(shè)計要求[11]。 4.3從動片設(shè)計 4.3.1 從動片選材及厚度設(shè)計 當(dāng)汽車在行進(jìn)過程中要換擋時，第一步就是要使離合器分離，切斷動力源，而在變速器掛檔時，離合器從動盤轉(zhuǎn)速是在不停改變的，而從動盤轉(zhuǎn)速的改變會產(chǎn)生慣性力，這就會使嚙合齒輪產(chǎn)生沖擊，加劇磨損。從動盤的轉(zhuǎn)動慣量越大，則慣性力也就越大，而轉(zhuǎn)動慣量又與從動盤質(zhì)量有關(guān)，質(zhì)量越小，則轉(zhuǎn)動慣量越小，所以進(jìn)行從動片的設(shè)計時，其質(zhì)量要盡可能的小。又因為工作過程中會產(chǎn)生沖擊，所以又要求從動片的材料硬度也要高。 所以，取從動片厚度mm，外緣厚度mm。 4.3.2 從動片形式的設(shè)計 扇形波狀彈簧每兩個算作一對，然后每兩對相對放置，通過鉚釘與從動片相連，然后兩側(cè)再通過鉚釘與摩擦片相連，鉚釘材料選用鋁。為了讓摩擦襯面的工作表面的不平度誤差滿足要求（≤0.02），就需要在其鉚接后再進(jìn)行磨削來保證精度。從動盤的材料選用45號鋼，加工方式選擇沖壓，為了避免其彎曲變形從而導(dǎo)致離合器的分離不夠徹底，所以通常會在從動盤上進(jìn)行徑向開槽。 為了讓從動盤具備軸向彈性，我們通常采用的用的方法是： 1.在從動件的外邊緣上形成“T”形凹槽以形成多個扇形，并且扇形部分被沖壓成按順序在不同方向上彎曲的波形。摩擦片的兩側(cè)鉚接到每個部分。 “T”形槽也可以減少由于摩擦加熱引起的從動件的翹曲。這種結(jié)構(gòu)主要用于商用車輛。 2.扇形波片的左右凸塊分別鉚接在左右摩擦片上。因為波片相對于從動片更薄，所以該構(gòu)造的軸向彈性比較好，慣性矩相對較小，適用于高速旋轉(zhuǎn)，一般適用于總質(zhì)量較小的轎車和商用車。 3.使用階梯式鉚釘桿的部分，將左側(cè)摩擦片上的一對波片左側(cè)板鉚接，并將右側(cè)摩擦片上的右側(cè)片交替鉚接。這類構(gòu)造具有較大的彈性行程和理想的彈性，可以使汽車啟動非常平滑。 4.接近飛輪的左摩擦片直接與從動盤相連，采用鉚接方式。唯有靠近壓盤側(cè)的從動盤會與波片鉚接，右側(cè)的摩擦盤與波片連接，方式也是鉚接。這種結(jié)構(gòu)具有較大的慣性矩，但具有較高的強(qiáng)度和較大的扭矩傳遞能力。它主要用于商用車輛[13]。 卡車的總質(zhì)量= 1060kg，屬于輕型卡車，因此選擇了第一種。 第五章 膜片彈簧設(shè)計 第五章 膜片彈簧設(shè)計 5.1膜片彈簧的概述 5.1.1膜片彈簧的概念 膜片彈簧的大端是一個完整的截頭圓錐體，類似于碟子，與一般機(jī)械中使用的碟形彈簧相同，因此被稱為碟形彈簧部分。膜片彈簧的這個碟簧部份所起的功用是彈性作用。和碟形彈簧不同的地方在于，在膜片彈簧上另有一個徑向的槽形部份，組成多個被稱為分離指并用作分離桿的彈性桿。與碟形彈簧小端相交處的分離指的徑向槽較寬并且是一個矩形孔。為了減低分離指根部的彎曲應(yīng)力，保護(hù)分離指，分離指根部的圓角半徑需要不小于4.5mm。矩形孔可以用來固定膜片彈簧。 5.1.2膜片彈簧的材料 膜片彈簧可采用優(yōu)良的高精質(zhì)鋼制成。它的碟簧部份對精度要求非常高，所以選擇的材料為60SiMnA。在生產(chǎn)膜片彈簧時，要對膜片彈簧進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，這樣就得到了回火索氏體，而這種物質(zhì)具有高抗疲勞能力，所以這樣一來就加強(qiáng)了膜片彈簧承載的能力。為了延長彈簧的使用壽命，可以對膜片彈簧的向里凹的那個表面進(jìn)行噴丸處理。在分離指上進(jìn)行高頻的淬火式鍍鉻，可以提高其耐磨性，一般采用乳白鍍鉻。 5.2膜片彈簧的彈性特性 因為碟簧部分起彈性作用，所以膜片彈簧的彈性特性的決定因素是它的碟簧部分，因此其相關(guān)因素有碟簧部分的內(nèi)截錐高度和鋼板厚度等，是非線性的。不一樣的值分別對應(yīng)有不一樣的彈性特性，如圖5-1所示，當(dāng)時，為增函數(shù)，這類彈簧能夠承受較大的載荷，由圖可得因為其隨著變形的增加，載荷也在不斷增加，所以可以用做緩沖裝置中的行程約束。當(dāng)時，有一極值，該極值點恰為拐點；當(dāng)時，從圖中的特性曲線可以看出，有一段比較特殊，隨著彈簧形變量的增加，所需要的載荷反而減小，及載荷與彈簧形變量呈負(fù)相關(guān)，所以這一區(qū)域被稱作負(fù)剛度區(qū)域。擁有這種特性的彈簧很適合用作離合器的壓緊彈簧，這樣一來，在駕駛員操縱離合器分離時，就會感覺很輕松，相比于上述彈簧就會更省力。當(dāng)然，負(fù)剛度也不能太大，如果太大的話就有可能會導(dǎo)致離合器踏板行程太大，甚至?xí)?dǎo)致離合器分離不徹底，或者也可以說彈簧的一點形變就會導(dǎo)致壓力很大的變化。所以，在不影響離合器正常工作的前提下，為了滿足操作省力的目的，汽車離合器膜片彈簧通常取在之間。當(dāng),由圖中可以看出彈簧的負(fù)剛度區(qū)域很大，并且載荷方向也會發(fā)生變化，這種彈簧適于汽車液力傳動的鎖止機(jī)構(gòu)。 圖5-1 5.3膜片彈簧的強(qiáng)度計算 膜片彈簧的載荷與變形之間的關(guān)系是由膜片彈簧在其子午線截面中沒有變形的假設(shè)導(dǎo)出的，而只是橫截面上的某個中性點O的剛性。根據(jù)這一假設(shè)，O點處圓周的切向應(yīng)變?yōu)榱?，因此在這一點上的切向應(yīng)力也是零。O點外截面上的點通常產(chǎn)生切向應(yīng)變，因此也存在切向應(yīng)力。如果中性點O是坐標(biāo)原點，在圖5-2所示的經(jīng)絡(luò)截面上建立X-Y坐標(biāo)系，那么截面上任意點處的切向應(yīng)力為： （5-1） 式中： ? 圖5.2 ， 經(jīng)計算ts=537MPa，不大于1500~1700Mpa，符合適用強(qiáng)度[14]。 5.4膜片彈簧的基本參數(shù) 5.4.1 H/h的選擇 在設(shè)計膜片彈簧時，因為其彈性特性是非線性的，所以，為了能夠達(dá)到理論上的最佳性能，我們必須要分析其不規(guī)則的變形規(guī)律。正常情況下，汽車膜片彈簧的H/h值在以下范圍之內(nèi)：。 一般情況下的膜片彈簧板厚度為2～4mm，本設(shè)計取 h=3mm ，那么H=6mm 。 5.4.2 R/r選擇 經(jīng)研究后可以看出，R / r的值越小，那么應(yīng)力越大，這就說明彈簧越硬，此時則意味著直徑誤差會對彈性曲線更大的影響。按照結(jié)構(gòu)布局和壓緊力的要求，汽車離合器膜片的R / r的值最好是要處于的范圍之內(nèi)。本次設(shè)計，我們?nèi)。Σ疗钠骄霃絤m， 取mm則mm取整mm 則。 5.4.3 圓錐底角 當(dāng)膜片彈簧處于正常的無任何約束的狀態(tài)下時，圓錐底角α一般應(yīng)該處于°的范圍內(nèi)，而在這次的設(shè)計中 ，由此可以得°，該值在°之間，所以合格。分離指數(shù)取值有一些差別，通常有取18指的，對于大尺寸膜片彈簧來說，有取24指的，對于小尺寸膜片彈簧，有取12指的。本次設(shè)計的分離指數(shù)取18[15]。 5.4.4 切槽寬度 切槽寬，窗孔槽寬，取mm，mm，應(yīng)滿足的要求。取=78.5mm。 5.4.5 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑 首先要大于 r，但是要盡可能的接近r，接著要小于R但也要盡可能接近R。本設(shè)計取mm，mm。膜片彈簧要選用質(zhì)量最好的高精度鋼板，碟簧部分的尺寸精度要高。我國通常以來制作膜片彈簧的碟簧部分，該材料的當(dāng)量應(yīng)力可取為。 5.4.6 膜片彈簧小端半徑及分離軸承作用半徑 值一般由結(jié)構(gòu)決定，為了裝配的方便，通常最小值也要略大于第一軸上的花鍵的外徑的。分離軸承作用半徑大于。 5.4.7 支承環(huán)作用半徑L和膜片彈簧與壓盤接觸半徑l 拉式膜片彈簧離合器中起支撐作用的部分靠外，與壓盤的接觸的部分靠里。所以說L值要盡可能接近r并且要稍微大于r，同時，l要盡可能接近R并且要小于R[15]。 根據(jù)以上分析可列出以下數(shù)據(jù)： 表5-1 膜片彈簧參數(shù) 5.4.8 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計就是確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其載荷變形特性滿足離合器的使用性能要而且彈簧強(qiáng)度也滿足設(shè)計要求，以達(dá)到最佳的綜合效果。 （1）目標(biāo)函數(shù) 對膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計，所追求的性能指標(biāo)是所設(shè)計的膜片彈簧彈性特性滿足離合器的主要性能(使用過程中能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)最大扭矩，防止傳動系過載)。這就要求在摩擦片磨損過程中，膜片彈簧的工作壓緊力變化較小。因此，膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計的目標(biāo)函數(shù)為:摩擦片極限磨損范圍內(nèi)膜片彈簧工作壓緊力變化量的平均值最小，即: (5-2) 式中Pb為新摩擦片時膜片彈簧工作壓緊力，N；Pl為摩擦片磨損過程中某點的膜片彈簧工作壓緊力，N；N為在摩擦片摩擦片極限磨損量范圍內(nèi)的等分?jǐn)?shù)。 （2）設(shè)計變量 膜片彈簧的載荷F變形量之間的關(guān)系為： （5-3） 式中：E為彈性模量，Mpa;μ為泊松比;Ｈ為內(nèi)截錐高度，mm;ｈ為鋼板厚度，mm;R為膜片彈簧大端半徑，mm;ｒ為膜片彈簧小端半徑，mm;Ｌ為壓盤接觸半徑，R1為壓盤加載點半徑，mm;r1為支撐環(huán)加載點半徑，mm。 從式（5-3）可以看出，應(yīng)選取H、h、R、r、R1、r1這六個尺寸參數(shù)以及在接合工作點相應(yīng)于彈簧工作壓緊力的大段形變量λ1B為優(yōu)化設(shè)計變量，及： (5-4) (3) 約束條件及優(yōu)化結(jié)果 1　 因為需要使離合器能更好的工作，所以彈簧的H/h與初始錐角α=H/(R-r）應(yīng)該處于某一范圍，即? 1.6≤（H/h=2）≤2.2 9≤(a=arc（H/(R-r)）=14.32)≤15 2　 彈簧相關(guān)部分的比值應(yīng)該處于某個范圍，即 1.20≤(R/r=1.25)≤1.35 70≤(2R/h=78.7)≤100 3　 因為要讓摩擦片上的壓緊力均勻分布，所以拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑要大于摩擦片平均半徑，小于摩擦片外半徑，即：? ((D+d)/4=93.75mm)≤(r1=96mm)≤(D/2=112.5mm) 4　 按照彈簧結(jié)構(gòu)布局要求，R1與R，r n與r f之差處于特定范圍，即 1≤(R-R1=2)≤7 0≤(r1-r=2)≤6 0≤rf-r0 ≤4 5　 膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，，因此杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即： 由以上式子可求得 mm，mm。 結(jié)合膜片彈簧的基本參數(shù)可列出表5-2： 表5-2 膜片彈簧的優(yōu)化系列參數(shù) H=6mm h=3mm R=118mm r=94mm =116mm =96mm =3.3mm =78.5mm =32mm =34mm 第六章 CATIA建模 第六章CATIA建模 6.1 CATIA簡介 CATIA是由法國著名飛機(jī)制造商Dassau1t開發(fā)并由IBM出售的CAD / CAM / CAE / PDM應(yīng)用程序，起源于航空業(yè)，美國的波音公司就是其最具代表性的合作公司[16]。它的內(nèi)容包括產(chǎn)品的概念設(shè)計，三維建模，分析仿真等。其核心技術(shù)有先進(jìn)的混合建模技術(shù)。那么，什么是混合建模呢？一方面是指設(shè)計對象的混合，無論是實體還是曲面都可以相互操作；另一方面指的是變量和參數(shù)的混合。不僅如此，CATIA各個模塊看似獨立，其實全部具有相關(guān)性，例如你的三維模型有問題進(jìn)行了修改。他會立即反映到二維圖甚至是分析圖上。 正是因為CATIA這種獨立性與相關(guān)性相互并存的特點，可以使很多復(fù)雜的工作變得輕松起來，它可以讓一個龐大的部件化整為零，分配到各個人去做，每個人既可以協(xié)同工作，又不會形成干擾，在完成后又可以化零為整，輕松完成接下來的分析工作。這種模式大大加快了公司的研發(fā)效率。 CATIA除了在航空航天上的應(yīng)用，在汽車行業(yè)應(yīng)用的也是非常普遍的。例如：通用，寶馬，沃爾沃等等，都選擇使用CATIA。除此以外，現(xiàn)在的許多國內(nèi)的研發(fā)公司也選擇使用CATIA，不僅僅因為它的快捷方便，還有它的應(yīng)用廣泛，方便公司與公司之間的對接。 6.2從動片 首先在草圖中畫出d=225cm的圓，返回工作臺，執(zhí)行凸臺命令，再返回草圖，畫出T型槽，運用圓形陣列，最后畫出三維圖。 圖6.1 6.3從動盤轂 進(jìn)入草圖，畫出從動盤轂花鍵的內(nèi)外徑，返回工作臺，運用凸臺命令，再在草圖中執(zhí)行圓命令。根據(jù)摩擦片的外徑，可以得出花鍵的齒數(shù)，即可得到三維圖。再根據(jù)從動片，畫出其余部分。 圖6.2 6.4摩擦片 在草圖中畫出D=225cm和d=150cm的圓，執(zhí)行凸臺命令，然后在進(jìn)行凹槽命令，運用圓形陣列，得到摩擦片。 圖6.3 6.5壓盤 在草圖中畫出壓盤內(nèi)外徑，再生成凸臺，運用倒角命令，生成三維圖。 圖6.4 6.6離合器蓋 在不同平面做出不同的圓，在返回工作臺，生成三維圖。 圖6.5 6.7膜片彈簧 根據(jù)膜片彈簧的基本尺寸參數(shù)，使用CATIA 軟件繪制膜彈簧的三維體圖。先在草圖里繪制膜片彈簧的草圖，然后退出草圖，接著進(jìn)行旋轉(zhuǎn)，形成一個中間凸起的圓盤，接下來建立立一個與膜彈簧曲面相切的平面，在該平面上進(jìn)行膜片彈簧分離指草圖繪制，完成后使用凹槽命令，接下來在使用陣列，最終得到了用CATIA 軟件繪制膜片彈簧的三維立圖。 圖6.6 6.8總裝分解圖 單擊新建裝配設(shè)計，然后導(dǎo)入零件，根據(jù)相合，接觸等配合關(guān)系完成裝配，以下是分解圖。 圖6.7 第七章 膜片彈簧有限元分析 第七章 膜片彈簧有限元分析 7.1 ANASY軟件簡介 ANAEY是一款用于有限元分析的軟件，應(yīng)用范圍極廣，內(nèi)容主要分為前處理，分析計算，后處理三個部分。其分析內(nèi)容主要可分為以下幾個方面：結(jié)構(gòu)分析，流體分析，熱分析以及電磁分析。這四大模塊各自又分為幾個小的模塊，在此就不一一列舉，就以與本課題相關(guān)的結(jié)構(gòu)分析為例。結(jié)構(gòu)分析又分為以下幾個模塊：靜力分析，動力學(xué)分析，非線性分析等。本次使用的就是其中的靜力分析以及模態(tài)分析。 7.2膜片彈簧的靜態(tài)分析 7.2.1導(dǎo)入幾何體 雙擊彈出對話框，右擊導(dǎo)入幾何體。 圖7.1 7.2.2定義材料 根據(jù)前文得到膜片彈簧的材料為高精鋼，其屬性如下表7-1所示。 表7-1 密度kg/m3 彈性模量MPa 泊松比 屈服強(qiáng)度MPa 極限強(qiáng)度MPa 7900 2.1E5 0.3 1863 1667 根據(jù)上表定義材料屬性。 圖7.2 7.2.3劃分網(wǎng)格 選擇分析樹中的項，選擇工具欄中的 命令，為網(wǎng)格劃分添加尺寸約束。 圖7.3 7.2.4施加載荷與計算 固定大段不動，施加載荷，然后計算，得到分析結(jié)果。 圖7.4 圖7.5 圖7.6 由分析云圖可得，當(dāng)施加1500MPa的壓力時，經(jīng)過優(yōu)化后的分離指根部所受最大壓應(yīng)力小于材料最大屈服強(qiáng)度，這說明優(yōu)化后的膜片彈簧可以避免彈簧失效的情況發(fā)生[16]。 7.3膜片彈簧自由模態(tài)分析 通過模態(tài)分析可以得到物體的固有頻率，從而可以選擇讓各個部件的固有頻率范圍不產(chǎn)生交集，避免共振情況的發(fā)生。導(dǎo)入幾何體，定義材料屬性等步驟與前面相同，就不再做說明，下面將仿真結(jié)果導(dǎo)出。 在膜片彈簧模態(tài)分析中，膜片彈簧1階到6階為剛體模態(tài)。此時不發(fā)生振動，剛體模態(tài)頻率為0。 圖7.7 7階到12階為膜片彈簧彈性體模態(tài)，如下圖所示。各模態(tài)下均表現(xiàn)出膜片彈簧不同狀態(tài)下的彎曲變形[16]。 圖7.8 圖7.9 圖7.10 圖7.11 圖7.12 圖7.13 表7-2 階數(shù) 7 8 9 10 11 12 頻率/Hz 164 164.72 332.79 333.42 337.72 342.21 如表7-2所示為膜片彈簧7-12階固有頻率。膜片彈簧離合器所用的發(fā)動機(jī)一般可達(dá)到的最高轉(zhuǎn)速為5400r/min，其對應(yīng)的頻率在100Hz左右，而膜片彈簧的7-12階固有頻率均高于100Hz，可以避免與發(fā)動機(jī)發(fā)生共振[17]。 第八章 結(jié)束語 第八章 結(jié)束語 在這一整個學(xué)期里，我進(jìn)行了對輕型貨車膜片彈簧離合器的設(shè)計與優(yōu)化工作，工作總結(jié)如下： 1. 為了能夠保質(zhì)保量地完成設(shè)計工作，在前期，我收集和查詢許多相關(guān)資料，對于膜片彈簧離合器有了進(jìn)一步的認(rèn)識，為接下來的工作打下了基礎(chǔ)。 2. 為了能夠完成后面的繪圖工作，對與所需要的繪圖軟件進(jìn)行了了解以及學(xué)習(xí)，對于CATIA有了基本的掌握。 3. 在設(shè)計工作中，根據(jù)所選的車型，對膜片彈簧離合器的主要零部件進(jìn)行了設(shè)計計算以及校核計算。 4. 運用CATIA軟件以及計算得來的參數(shù)進(jìn)行建模。 本次畢業(yè)設(shè)計是立足于基本的設(shè)計要求和原始設(shè)計參數(shù)，遵從了離合器分離要徹底，接合沒有卡頓，操縱要求輕快，工作性能要穩(wěn)定，從動部分的轉(zhuǎn)動慣量小等相關(guān)的設(shè)計要點，計算的來的數(shù)據(jù)全部都要通過校核公式的檢驗。 綜上所述，通過以上的工作，我的預(yù)期目標(biāo)基本達(dá)成，但因為個人能力有限并且是初次設(shè)計，文章中還有設(shè)計過程中還存在許多不足之處，希望各位老師多多指教，并且我在以后的學(xué)習(xí)工作中中會不斷提高自己的能力。 參考文獻(xiàn) 參考文獻(xiàn) [1]崔芹芹. 膜片彈簧參數(shù)設(shè)計與蓋總成性能的匹配和修正[J]. 時代汽車,2018. 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