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(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀 3 1.2 本文的研究?jī)?nèi)容和方法 3 2 離合器的簡(jiǎn)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(dòng)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(dòng)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(dòng)機(jī)與變速器之間的零部件，起著切斷和傳遞動(dòng)力的功能。本論文主要針對(duì)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(guò)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(shuō)明書里的步驟，針對(duì)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(dòng)片等零件尺寸的計(jì)算和校核。然后對(duì)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(dòng)機(jī)飛輪與傳動(dòng)系之間，連接著兩個(gè)部件。當(dāng)它處于接合狀態(tài)時(shí)， 動(dòng)力能夠從發(fā)動(dòng)機(jī)傳輸?shù)阶兯倨?；而它處于分離狀態(tài)時(shí)，動(dòng)力只能傳輸?shù)诫x合器從動(dòng)部分。這樣的特點(diǎn)不僅使汽車起步容易平穩(wěn)，對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)也起到了保護(hù)作用[1]。對(duì)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(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀 膜片彈簧離合器是近年來(lái)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(dòng)平衡性優(yōu)秀，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單利于大量生產(chǎn)制造，對(duì)于它的研究也已經(jīng)變得越來(lái)越重要。自本世紀(jì)初以來(lái)各國(guó)學(xué)者都對(duì)膜片彈簧的力學(xué)性能進(jìn)行過(guò)研究。目前，對(duì)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(guó)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(guó)學(xué)者又對(duì) 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(guó)內(nèi),對(duì)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(duì)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(guò)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(lái)考慮可控變量和不可控參數(shù)的變差對(duì)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(duì)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(guò)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(lái)許多學(xué)者采用有限元法對(duì)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(duì)其載荷-變形特性的影響。通過(guò)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(duì)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(lái)研究膜片彈簧的特性和設(shè)計(jì)要點(diǎn)，對(duì)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?jī)?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(duì)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(duì)離合器蓋總成、分離裝置、壓盤和從動(dòng)盤總成進(jìn)行設(shè)計(jì)。5.對(duì)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(duì)其進(jìn)行裝配， 完成三維裝配圖。 第 2 章 離合器的簡(jiǎn)介 2 離合器的簡(jiǎn)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(lái)越多地利用到機(jī)械裝置，而將發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)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(dòng)裝置，這種裝置帶有一個(gè)滾輪，滾輪的作用就是能夠通過(guò)它對(duì)皮帶的松緊進(jìn)行調(diào)節(jié)，從而使發(fā)動(dòng)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(guò)多安裝一個(gè)與皮帶輪同樣大小的惰輪，它是通過(guò)扳動(dòng)杠桿使皮帶或脫離墮輪來(lái)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(dòng)力傳遞不足；第三是這種傳動(dòng)方式只有一種傳動(dòng)比， 隨著發(fā)動(dòng)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(tái)，當(dāng)離合器工作時(shí)，兩個(gè)盤相互接觸產(chǎn)生摩擦，主動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)便會(huì)漸漸帶動(dòng)靜止盤的轉(zhuǎn)動(dòng)。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(méi)有滑動(dòng)摩擦?xí)r，驅(qū)動(dòng)盤能夠帶動(dòng)從動(dòng)盤使其轉(zhuǎn)速與自己相同。這種離合器達(dá)到了人們對(duì)離合器的兩個(gè)期望：第一是做到柔性接合，汽車啟動(dòng)時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)不會(huì)熄火。第二有效的保護(hù)傳動(dòng)系減少其劇烈抖動(dòng)造成的損傷。第三是離合器傳遞到變速器的轉(zhuǎn)矩不會(huì)變。第四離合器操作簡(jiǎn)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(lái)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(dòng)盤轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，在分離后離合器從動(dòng)部分從轉(zhuǎn)動(dòng)到靜止更快，這樣使換檔更容易。第二通過(guò)錐盤帶動(dòng)一個(gè)滑動(dòng)片來(lái)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(lái)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(guò)一個(gè)裝有彈簧的錐形盤來(lái)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(guò)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(huì)使壓盤的壓緊力不均勻。經(jīng)過(guò)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(huì)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＿€有，發(fā)動(dòng)機(jī)在高速轉(zhuǎn)動(dòng)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(wèn)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(guó)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(guó)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(dòng)，結(jié)構(gòu)穩(wěn)定，因而不受發(fā)動(dòng)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(dòng)機(jī)輸出動(dòng)力經(jīng)過(guò)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(dòng)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(dòng)時(shí)，分離離合器能使啟動(dòng)平穩(wěn)，也能利于汽車換掛檔。當(dāng)汽車緊急制動(dòng)時(shí)也能保護(hù)傳動(dòng)系，防止主動(dòng)部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的零件造成損傷。 主動(dòng)部分：是與發(fā)動(dòng)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(dòng)。其中壓盤與離合器蓋通過(guò)傳動(dòng)片連接，靠其傳遞轉(zhuǎn)矩。 從動(dòng)部分：主要由從動(dòng)盤總成，摩擦片，從動(dòng)盤組成。它們的作用是通過(guò)與壓盤間的摩擦力，將主動(dòng)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(dòng)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(guò)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(dòng)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(dòng)部件和從動(dòng)部件通過(guò)摩擦力的作用，主動(dòng)部件帶著從動(dòng)部件一起轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)的電磁離合器。三.就是液體作為傳動(dòng)媒介的一種液力偶合器。在以前的重型汽車的自動(dòng)變速器經(jīng)?？梢钥吹?，然而，現(xiàn)在不再見(jiàn)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(dòng)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(jiǎn)單，調(diào)整方便，從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)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(duì)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(guò)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(jiàn)，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(jiǎn)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(jiǎn)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(duì)離合器的幾種類型進(jìn)行了分析比較，為接下來(lái)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(zhǎng)/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(dòng)片為壓盤的驅(qū)動(dòng)方式：它是用彈簧鋼制成的傳動(dòng)片聯(lián)結(jié)壓盤與離合器蓋，這種方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，傳動(dòng)片與壓盤和離合器蓋不存在相對(duì)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(dòng)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(dòng)。 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(duì)離合器片造成的磨損，延長(zhǎng)離合器的使用壽命，還能減少傳動(dòng)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(guò)小，滑磨功增加而導(dǎo)致摩擦片磨損也會(huì)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(zhǎng)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(jiàn)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(zhǎng)其使用壽命，選取 P0 應(yīng)根據(jù)相關(guān)后備系數(shù)、發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率的大小來(lái)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(dòng)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(dòng)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(jiǎn)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(dòng)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(huì)影響到駕駛員的操作的舒適性，還會(huì)使壓盤對(duì)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(duì)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(huì)過(guò)高[14]。因此材料選擇為 HT200。 2. 結(jié)構(gòu)要對(duì)稱，自身軸線與飛輪的軸線重合。原因是這樣能夠使主動(dòng)部件轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)慣量。 3.7 從動(dòng)片設(shè)計(jì) 從動(dòng)片的設(shè)計(jì)要求為以下幾點(diǎn)： 1. 為了轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，從動(dòng)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(dòng)部分與主動(dòng)部件的平順接合，從動(dòng)盤在軸向應(yīng)該具有一定的彈性。選擇設(shè)計(jì)從動(dòng)片厚度為 1.8mm，邊緣厚度 0.8mm。 3.8 本章小結(jié) 本章主要對(duì)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(guò) 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(dòng)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(guò)程中的過(guò)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(huì)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(guò)高不但會(huì)加劇摩擦片磨損也會(huì)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(duì)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(duì)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(dòng)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(guò)減振彈簧的許用應(yīng)力，一般取值為: ????=(1.5～2.0) ?????????? （5-1） 對(duì)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(dòng)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(lái)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(dòng)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(huì)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(dòng)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?。? 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(duì)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(dòng)機(jī)啟動(dòng)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(dòng)盤轂設(shè)計(jì) 6 從動(dòng)盤轂設(shè)計(jì) 6.1 參數(shù)選擇及校核 從動(dòng)盤轂作為直接安裝在變速器第一軸的零件，承受著來(lái)自發(fā)動(dòng)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(dòng)盤外徑和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩按矩形花鍵尺寸推薦值表 5-1 來(lái)進(jìn)行選擇選擇并校核。 為了使從動(dòng)盤轂不偏移軸線，其花鍵孔鍵齒的有效長(zhǎng)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(dòng)盤轂花鍵的尺寸 從動(dòng)盤外徑D/mm 發(fā)動(dòng)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(zhǎng)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩選擇從動(dòng)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(zhǎng) l=25mm；擠壓應(yīng)力σ=11.3MPa，由 45 號(hào)鋼鍛造，并進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，HRC28～32。 對(duì)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(dòng)盤轂數(shù)，n 為花鍵齒數(shù)，l 為花鍵有效齒長(zhǎng)， Temax 為發(fā)動(dòng)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(dòng)片尺寸參數(shù)，選擇與之相適應(yīng)的從動(dòng)盤轂尺寸， 并對(duì)其花鍵強(qiáng)度進(jìn)行校核，滿足能夠傳遞發(fā)動(dòng)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(huì)有三種狀態(tài)： (1) 第一種狀態(tài)就是近似無(wú)載的狀態(tài)，此時(shí)離合器蓋總成沒(méi)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(lái)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(dòng) 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(duì)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(duì)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(huì)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(lái)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(guò)簡(jiǎn)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(cè)》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(duì)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(méi)有超過(guò)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(guò)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(guò)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(shí)，許多課外沒(méi)有接觸的知識(shí)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(wèn)題的能力，還提高了我閱讀文獻(xiàn)并對(duì)學(xué)到的知識(shí)進(jìn)行歸納總結(jié)的技能。最后，再一次對(duì)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(zhǎng)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(zhǎng)春理工大學(xué),2008. [3]陳寶. 基于雙離合器自動(dòng)變速器的車輛動(dòng)力學(xué)分析[D].重慶理工大學(xué),2013. [4] 陳璐，張立軍,孟德建．汽車制動(dòng)盤熱翹曲與影響因素仿真分析[J].汽車工程，2010,32 （7)． [5] 趙鳳偉,羅佳. 汽車離合器分類及常見(jiàn)故障檢測(cè)[J]. 企業(yè)導(dǎo)報(bào),2014(22):22+19. [6]陳家瑞.汽車構(gòu)造（下冊(cè)）[M]．北京.機(jī)械工業(yè)出版社,2011,6. [7]周波. 基于雙重設(shè)計(jì)目標(biāo)的 AMT 離合器起步控制方法研究[D].重慶大學(xué),2014. [8]王瑜,敖宏瑞.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)[M]．吉林．哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社,2015． [9]羅海濤.汽車離合器使用常識(shí)及故障分析處理[J]. 科技經(jīng)濟(jì)導(dǎo)刊.2013(08). [10]王國(guó)權(quán),龔國(guó)慶.汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書[M].北京.機(jī)械工業(yè)出版社,2016,7． [11] Changgao Xia,Pei Zhu.Study on the dispersion of clutch diaphragm spring performance indexes[J]. Electric Information and Control Engineering (ICEICE) . 2011 [12] 張民.基于罰函數(shù)混合點(diǎn)的離合器膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)[J]．農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程期刊,2011． [13] 尹飛鴻．有限元法基本原理及應(yīng)用[M].北京:高等教育出版社,2011.12． [14]Rajesh Purohit,Pooja Khitoliya,Dinesh Kumar Koli. Design and Finite Element Analysis of an Automotive Clutch Assembly[J]. Procedia Materials Science,2014,6. [15]趙鵬,芻議.汽車離合器膜片彈簧設(shè)計(jì)[J].科技創(chuàng)新與應(yīng)用.2012. [16]金衛(wèi)東．基于 ANSYS Workbench 協(xié)同平臺(tái)的汽車膜片彈簧有限元分析[J]．常州．常州工學(xué)院.2011． [17 司傳勝. 汽車膜片彈簧離合器的優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].林業(yè)機(jī)械與木工設(shè)備,2004(12):33-34. [18]凌桂龍,丁金濱,溫正編著．ANSYS WorkBench 13.0 從入門到精通[M]．清華大學(xué)出版 社,2012.01． [19]任濤,文大化,何大志等．膜片彈簧有限元分析[J].長(zhǎng)春理工大學(xué)學(xué)報(bào),2010． [20]薛維杰. 汽車離合器執(zhí)行器設(shè)計(jì)與控制方法研究[D].北京交通大學(xué),2008.