目錄 畢 業(yè) 設 計（論 文） 設計(論文)題目： 微型汽車的離合器設計 　　　　　　　　 學生姓名： 二級學院： 班　　級： 提交日期： 目 錄 摘 要 Ⅰ ABSTRACT Ⅱ 1 緒論 1 1.1 研究背景 1 1.2 發(fā)展與現(xiàn)狀 1 1.3 結構與工作原理 2 2 離合器的結構方案選取 4 2.1 給定參數(shù)和結構設計要求 4 2.2 結構設計 4 2.2 小結 6 3 離合器主要參數(shù)的選擇 7 3.1 后備系數(shù) 7 3.2 離合器摩擦片外徑D、內(nèi)徑和面積 7 3.3 摩擦片的單位壓力 8 3.4 靜摩擦力矩 9 4 離合器從動部分的設計 11 4.1 從動盤零件的結構選型和設計 12 4.2 扭轉(zhuǎn)減振器的設計 13 5離合器主動部分的設計 16 5.1 壓盤設計 16 5.2 離合器蓋設計 16 6膜片彈簧設計 18 6.1 基本參數(shù)設計 18 6.2 膜片彈簧的弾性特性 19 6.3 膜片彈簧的強度計算 21 7 操縱機構設計 23 7.1 設計要求 23 7.2 結構形式選擇 23 7.3 設計計算 23 8 膜片彈簧離合器基于CATIA的建模和分析 25 8.1 離合器的三維建模裝配圖 25 8.2 膜片彈簧的有限元分析 26 結論 30 致謝 31 參考文獻 32 金陵科技學院學生學位論文 摘要 微型汽車的離合器設計 摘 要 在車輛機械傳動系統(tǒng)中，離合器有著無法替代的地位。它能夠隨時將傳動系統(tǒng)分離或者接合，它的質(zhì)量直接關乎汽車動力性是否良好，駕駛員是否感覺舒適以及經(jīng)濟價值是否合適投放市場等多個方面。它位處于發(fā)動機和變速箱二者之間的飛輪殼內(nèi)，被螺釘固定于飛輪的后平面上，它的輸出軸同時也是變速箱的輸入軸。它的功能是：（1）讓發(fā)動機和變速器之間可以平緩的接合，讓汽車的起步更為順利，駕駛員也更加舒適。（2）能夠讓發(fā)動機和離合器短暫切開聯(lián)系，這樣換擋時就不會有很大沖擊。（3）汽車緊急制動的時候，分離傳動系來保護其不會發(fā)生過載。 本文以微型汽車為研究對象，選取拉式膜片彈簧離合器作出設計。以車輛使用條件和基礎參數(shù)為據(jù)，遵循設計任務要求和步驟，主要設計計算并校核了摩擦片、從動盤、壓盤、離合器蓋、膜片彈簧以及扭轉(zhuǎn)減振器等諸多零部件，對以后的相關設計起到一定參考作用。 關鍵詞:離合器；微型汽車；膜片彈簧；扭轉(zhuǎn)減振器；從動盤 II 陳慧 金陵科技學院學生學位論文 Abstract Clutch design of mini car Abstract In the vehicle mechanical transmission system, the clutch has an irreplaceable position. It can separate or connect the transmission system at any time,and its quality is directly related to whether the car has good dynamic performance, whether the driver feels comfortable, and whether the economic value is appropriate for putting on the market and so on. It is located in the flywheel housing between the engine and the gearbox, is fixed on the back plane of the flywheel by screws, and its output shaft is also the input shaft of the gearbox.Its function is: (1)let the engine and transmission can be gently joined, so that the car will start more smoothly,and the driver feels more comfortable. (2) make the engine and clutch can be cut off for a short time, so that there will be no much significant impact on the shift. (3) when the vehicle is in emergency braking, the transmission system is separated to protect it from overloading. In this paper, i choose the micro car as the research object, to design the pull type diaphragm spring clutch.According to the traffic conditions and basic parameters, in accordance with the design requirements and steps,mainly design,calculate and check the friction plate,driven plate,pressure plate,clutch cover,diaphragm spring ,torsion damper and many other components, which can play a reference role in the future related design. Key words: clutch; micro car; diaphragm spring; torsional damper; driven disc 金陵科技學院學生學位論文 第一章 緒論 第一章 緒論 1.1研究背景 1901年，第一輛進口汽車登陸上海，汽車的概念從此引入中國。時過一百多年，往日權貴人家的玩物走入尋常百姓家，從依賴進口到中國制造，汽車成為人們出門代步、貨物運輸?shù)膶こ＿x擇，中國的汽車行業(yè)也隨著歲月流轉(zhuǎn)興旺發(fā)展。 大環(huán)境看來，如今全球化浪潮高漲，中國制造轉(zhuǎn)向中國創(chuàng)造的本土化是為必然趨勢；再者邁入新世紀后我國汽車行業(yè)蓬勃發(fā)展，汽車保有量大為增長，生產(chǎn)上下游的資源與污染問題也日益嚴峻，節(jié)能減排為當務之急；又兼以80后、90后的新生代長成，汽車市場的購買主力軍有所改換，相應的銷售市場的迎合口味也有所變動，個性化勢在必行。故而在跨區(qū)域重組，產(chǎn)業(yè)結構調(diào)整中，微型汽車不僅有低能耗、小排量、低污染的優(yōu)勢，而且占用面積小，節(jié)約占用土地面積，還不同于國人往日越大越好氣勢強派頭大的舊審美，實為汽車行業(yè)一個良好的發(fā)展方向。 但即便有國家政策保駕護航，在我國微型汽車行業(yè)蓬勃發(fā)展的同時，仍存在著一些制約企業(yè)發(fā)展的因素，例如：國內(nèi)汽車生產(chǎn)核心技術的研究還不夠深入，因受成本限制而汽車零部件質(zhì)量難以保證。據(jù)2014年全國消協(xié)組織受理投訴統(tǒng)計，汽車相關中發(fā)動機、變速器、離合器、制動系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、前后橋及懸掛系統(tǒng)、車身附件及電器七大類成為重災區(qū)。又有某微車公司曾作質(zhì)量記錄，其離合器故障所致問題高居IPTV和CPV值首位，不僅大大增加了公司成本，而且嚴重影響企業(yè)形象。[1]由此而看，關注微型汽車離合器設計與制造問題確實十分必要。 1.2發(fā)展與現(xiàn)狀 隨著國民經(jīng)濟的快速發(fā)展、高等級公路四通八達，高效率、高可靠性、低成本、快速安全、舒適平穩(wěn)成為先進車型的不斷訴求。而在當今的汽車行駛過程之中，對離合器經(jīng)過控制發(fā)動機與變速箱短暫分離又漸近接合的方式，將發(fā)動機向變速器輸入動力傳遞或切斷的有效性和反應時間產(chǎn)生了更高的要求。由此人們對離合器的各項性能要求也愈來愈高，滿足系列化和標準化指標的高效離合器也成為當下離合器行業(yè)發(fā)展的必然趨勢。 離合器的主流結構經(jīng)歷了從廣泛采用錐形離合器，到多片盤式離合器引領風騷，再至單片干式離合器大行其道的演變過程；摩擦片材料也最初簡陋的駝毛皮革變?yōu)榻饘俣笫抻值椒鞘?；至今形成了我國汽車離合器市場上以廣泛采用膜片彈簧離合器，研究并推廣雙離合器技術為發(fā)展方向的現(xiàn)狀。[2] 膜片彈簧離合器具有提高轉(zhuǎn)矩而減小軸向尺寸、零件數(shù)目少、質(zhì)量輕、散熱好和成本低的優(yōu)勢，自上世紀三十年代誕生于通用汽車研究實驗室后就大量投入生產(chǎn)，并在上世紀六十年代成為幾乎所有生產(chǎn)制造商的選擇，并大范圍應用在轎車、客車、輕型與中型貨車上，至今勢頭不減。[3] 而在我國將離合器的技術發(fā)展方向從傳統(tǒng)的摩擦彈簧離合器逐漸轉(zhuǎn)變?yōu)槎喾N傳動技術并行方式的同時，雙離合器雖然應用在一些國產(chǎn)新型汽車上，但核心技術的研究仍然有所欠缺，故此縱受限于載重車常?！按髧嵭恕钡膰?，國產(chǎn)離合器在商用車上頗具優(yōu)勢，而在乘用車舒適性上也就稍遜一籌。 綜上所述，本文選取膜片彈簧離合器來作設計。 1.3結構和工作原理 離合器是在主傳動裝置中，讓主、從動軸接合或分離的傳動組件。它的主要功用是： （1）切斷或者傳送發(fā)動機向傳動系的輸出動力，在汽車起步時讓兩者順利接合，從而確保起步平穩(wěn)。 （2）于運行過程中，如果遇到較大動載荷，那么控制輸向傳動系的最大轉(zhuǎn)矩，防止其中零部件由于過載而導致故障。 （3）大幅度的減少傳動系內(nèi)的振動與噪聲。 離合器由主動部分、從動部分、壓緊機構與操縱機構四個部分構成。主動部分是飛輪、離合器蓋與壓盤。從動部分為從動盤。壓緊機構為壓緊彈簧。操縱機構則包括分離叉、分離軸承、離合器踏板與傳動部件。前文中已經(jīng)確定本文設計方向為膜片彈簧離合器，它的膜片彈簧同時具備壓緊彈簧與分離杠桿兩項作用，所以本篇論文大致分為從動盤組成、膜片彈簧以及壓盤總成三項內(nèi)容。[4] 圖1.1 膜片彈簧離合器工作原理示意圖 （a） 安裝前位置；（b）安裝后；（c）分離位置 （1） 飛輪；（2）摩擦片；（3）離合器蓋；（4）分離軸承；（5）壓盤；（6）膜片彈簧；（7）支承環(huán) 觀其實質(zhì)，膜片彈簧當為一種以薄彈簧鋼板制造而成的碟形彈簧，其形狀具有略微錐度。其小端于錐面之上均勻開有數(shù)個徑向切槽，如此形成了起到分離作用的分離指，而其余不曾切槽的大端部分也就達到了壓緊彈簧的效果。 如圖1.1所示，膜片彈簧兩側(cè)有用固定鉚釘安裝于離合器蓋上的鋼絲支承圈，若此時離合器蓋與飛輪之間不存在固定，那么膜片彈簧就因不曾受力而處于自由狀態(tài)。如圖1.1（a），這時候，在離合器蓋和飛輪的安裝面之間就存在著一段距離。而當固定時，這段距離消弭，則有圖1.1（b），離合器蓋靠近飛輪，同時鋼絲支承圈會向膜片彈簧壓迫而使后者出現(xiàn)彈性變形，進而造成圓錐底角變小，幾近于壓平。又在離合器分離之時，分離軸承會向左移動，出現(xiàn)圖1.1（c）的情況，膜片彈簧被壓在前鋼絲支承圈上，并以后者作為支點，徑向截面移動，致使膜片彈簧呈現(xiàn)反錐形，大端右移，借分離彈簧鉤拉動壓盤來達到離合器分離的目的。 3 陳慧 金陵科技學院學生學位論文 第二章 離合器的結構方案選取 第2章 離合器的結構方案選取 2.1 給定參數(shù)和結構設計要求 已知給定微型汽車基礎參數(shù)如下： 表1.1 微型汽車離合器設計給定參數(shù) 排量（升） 1.0L 排量 996ml 最高車速 160km/h 長 3570mm 寬 1600mm 高 1470mm 前輪距 1405mm 后輪距 1400mm 軸距 2360mm 整備質(zhì)量 890kg 發(fā)動機位置 前置 發(fā)動機型號 K10B1 最大馬力 71Ps 最大功率-功率值 52kW 最大功率-轉(zhuǎn)速 6200r/min 最大扭矩-扭矩值 92Nm 最大扭矩-轉(zhuǎn)速 2500-3500r/min 變速箱 5檔 手動 輪胎規(guī)格 155/65 R14 輪轂材料 鋁合金 為確保離合器擁有優(yōu)良工作性能，本設計應當符合以下基本要求： （1） 不論行駛條件如何，都能穩(wěn)妥傳送發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，在擁有合適轉(zhuǎn)矩儲備的同時，還能保證傳動系不發(fā)生過載。 （2） 接合完全且平順柔和，足以確保車輛起步不會發(fā)生抖動或者遭受沖擊。 （3） 分離迅速徹底。 （4） 從動部分有著較小的轉(zhuǎn)動慣量，以此讓變速器齒輪之間的沖擊減弱，方便換擋，也讓同步器更不易磨損。 （5） 吸熱性能優(yōu)秀，通風散熱效果上佳，據(jù)此確保工作溫度不會太高，避免使用壽命折損過多。 （6） 擁有避免和削弱傳動系扭轉(zhuǎn)振動的能力，從而吸收振動并緩沖降噪。 （7） 操作輕便精準，讓駕駛員更加輕松。 （8） 在離合器工作過程中，從動盤上承受的總壓力盡量小，摩擦材料的摩擦因數(shù)也是如此，確保平穩(wěn)可靠的工作性能。 （9） 具有滿足工作條件和使用環(huán)境需求的強度并保持良好的動平衡，確保工作效率和使用壽命。 （10） 構造簡單方便制造，總體緊湊縮小占用空間，質(zhì)量輕巧，工藝性優(yōu)良，成本低且便于拆裝維修和調(diào)整等。 2.2結構設計 2.2.1從動盤數(shù)選取 現(xiàn)代汽車通常選用干式盤形摩擦離合器。其中單片式離合器構造簡單，軸向尺寸嚴密緊湊，不僅散熱性上佳，而且修整方便，又兼以從動部分轉(zhuǎn)動慣量較小，因此確保了工作時能夠分離徹底。此外，從動盤當具備軸向彈性，用以保證接合平順，所以常用于發(fā)動機轉(zhuǎn)矩一般較小的乘用車和最大總質(zhì)量不大于6t的商用車上，本論文以微型汽車為模板，故選用單片式，。 2.2.2壓緊彈簧和布置形式的選擇 摩擦離合器按照彈簧形式可分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧三種，又根據(jù)彈簧分布形式分為圓周布置、中央布置與斜向布置。 其中膜片彈簧用彈簧鋼制造而成，呈現(xiàn)碟形，結構頗顯特殊。它的彈簧分布形式為中央布置，由彈簧分離指與碟簧兩個部分構成。 和其余諸多形式的離合器相比，它具有以下眾多優(yōu)點： （1） 更理想的非線性彈性特性。 （2） 兼?zhèn)鋲壕o彈簧與分離杠桿效用，結構簡單安裝緊湊，整體軸向尺寸較小，零件數(shù)目同比較少，且質(zhì)量也會相對較輕。 （3） 若高速旋轉(zhuǎn)，彈簧壓緊力不會太過減少，性能穩(wěn)定可靠。 （4） 整個圓周都與壓盤緊密接觸，壓力分布形式較為均勻，磨損也相對均勻。 （5） 便于通風散熱，延長使用壽命。 （6） 其中心重合于離合器的中心線，具有良好的平衡性。 而膜片彈簧受限于繁復的制造工藝，成本較高，端部也常見磨損。經(jīng)過近年研究，其適用材料性能提升，工藝和算法日趨完美，總體水平已然成熟，膜片彈簧離合器也就成為乘用車和中小型商用車的良好選擇。 再則，依照分離指內(nèi)端是受到推力還是拉力，膜片彈簧離合器又可分為推式和拉式。后者雖然相對結構復雜，安裝與拆卸也比較困難，但因擁有更好的綜合性能，漸漸取代了前者的存在。 綜上，本文選擇拉式膜片彈簧離合器來作設計。 2.2.3壓盤的驅(qū)動方式 壓盤的驅(qū)動方式分為凸塊-窗孔式、傳力銷式、鍵塊式以及彈性傳動片式等。 近些年來，以彈性傳動片最為常見。它是將三四組薄彈簧鋼帶傳動片沿圓周切向布置，并將其兩端分別用鉚釘或螺栓連接在離合器和壓盤上，如此一來，彈性使之可作軸向移動，在發(fā)動機驅(qū)動時受拉，又在拖動發(fā)動機時受壓。 有異于前三種驅(qū)動方式，彈性傳動片不存在連接件間的間隙，所以相對少有沖擊和噪聲產(chǎn)生，零件的相對滑動中也無太大摩擦和磨損，有效提升了離合器的傳動效率。同時它的結構十分簡單，有著壓盤和飛輪的對中性優(yōu)秀，運行平衡性上佳，工作穩(wěn)定又可靠，使用壽命更加長的優(yōu)點。不過相應的，結構簡單也導致它在汽在汽車反拖時容易折斷，所以材料要求高，往往采用高碳鋼制造。 2.3小結 綜上所述，本次設計的離合器從動盤數(shù)取1，壓緊彈簧取膜片彈簧，其布置形式為中央布置，壓盤的驅(qū)動方式為彈性傳動片式。 6 陳慧 金陵科技學院學生學位論文 第三章 離合器重要參數(shù)的選擇 第3章 離合器主要參數(shù)的選擇 3.1后備系數(shù)β 后備系數(shù)β的選擇于離合器設計十分重要，直接體現(xiàn)出離合器傳送發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩是否可靠。所以在選擇β時，既要考慮到在使用一段時間摩擦片產(chǎn)生磨損后，離合器傳動轉(zhuǎn)矩的能力，又要能防止離合器磨滑時間太長抑或傳動系過載，同時還要求操縱輕便。 表3.1后備系數(shù)β值（推薦值） 車輛種類 離合器及發(fā)動機種類 膜片彈簧 螺旋彈簧 汽油發(fā)動機 柴油發(fā)動機 汽油發(fā)動機 柴油發(fā)動機 普通轎車 1.10～1.25 1.20～1.40 1.20～1.40 1.30～1.50 高級轎車 1.20～1.40 - - - 輕型貨車 1.15～1.30 1.20～1.40 1.30～1.50 1.40～1.60 中型貨車、公路客車 1.25～1.60 1.30～1.70 1.50～1.80 1.60～1.90 大型貨車、牽引車 1.30～1.70 1.40～1.80 1.60～2.00 1.80～2.25 農(nóng)用車輪式拖拉機 1.80～2.10 1.90～2.20 2.00～2.50 2.20～3.00 本文以汽油發(fā)動機的微型汽車為例，故而據(jù)表3.1選取β為1.20。 3.2離合器摩擦片外徑、內(nèi)徑和面積 摩擦片外徑亦為離合器設計過程中的重要參數(shù)，對于離合器的總體輪廓尺寸、質(zhì)量和壽命，它起著決定性的影響。所以設計微型汽車離合器的時候，應當確定摩擦片外徑在先。 根據(jù)以下經(jīng)驗公式 （3- 1） 式中：D——摩擦片外徑，mm ——直徑系數(shù) ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N·m 表3.2 直徑系數(shù)的取值范圍 據(jù)表3.2，取為14.6,。據(jù)原始數(shù)據(jù)，為92N·m。 將數(shù)據(jù)代入公式（3-1），得D140.04mm 由離合器摩擦片設計過程中應當遵循的標準化和系列化原則，從下表中選取摩擦片相關推薦值。 表3.3 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)（即GB1457—74） 取得摩擦片有關標準尺寸：外徑，內(nèi)徑，厚度，面積=10602.9mm2。 因為選取的摩擦片外徑D值應當滿足讓最大圓周速度，即 （3- 2） 其中發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速，代入數(shù)據(jù)后得=51.94m/s，符合條件。 按照設計所得數(shù)據(jù)基于CATIA建立摩擦片三維圖，如下。 圖3.1 基于CATIA的摩擦片三維圖 3.3摩擦片的單位壓力 摩擦片的單位壓力的大小既判定摩擦表面耐磨性，又事關離合器工作性能與使用壽命。因此當充分參考離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率大小、后備系數(shù)以及摩擦片的尺寸、材料與質(zhì)量等諸多因素來進行選取。 根據(jù)以下公式： （3- 3） 式中：——單位壓力，N/mm2 F——壓緊力，N ——摩擦片單片面積，mm2 其中，上文已得出=10602.9mm2。壓緊力F則由下式計算： （3- 4） 式中：——摩擦片的摩擦因數(shù) ——摩擦面數(shù)量（單片,雙片） 表3.4 摩擦因數(shù)和許用單位壓力[] 棉性能優(yōu)秀，但是因為環(huán)保問題已經(jīng)基本退出市場，現(xiàn)在摩擦片材料以有機材料為主流，所以根據(jù)上表取為0.3。 上文已經(jīng)得到摩擦片的相關尺寸：外徑，內(nèi)徑。則有。 又有，，將所有得到數(shù)據(jù)代入公式（3-3），得，代入公式（3-2），得=0.26N·mm2 ，符合表3.4中許用應力范圍。 3.4靜摩擦力矩 在任何情況下，離合器都應能保證發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的傳送，故而于設計時，離合器的靜摩擦力矩理當大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，憑借此原則，可得到公式： （3- 5） 上文已得離合器后備系數(shù)，又有基礎數(shù)據(jù)。代入公式（3-4），得到靜摩擦力矩。 又根據(jù)摩擦定律，得到公式： （3- 6） 式中：——摩擦片的摩擦因數(shù) F——壓緊力，N ——摩擦面數(shù)量（單片,雙片） ——摩擦片的平均摩擦半徑，近似值計算公式為 代入數(shù)據(jù)得。 10 陳慧 金陵科技學院學生學位論文 第四章 離合器從動部分的設計 第4章 離合器從動部分的設計 4.2從動盤零件的結構選型和設計 從動盤由從動片、摩擦片以及從動盤轂組成。由帶扭轉(zhuǎn)減振器與否分為兩種不同的結構形式。本設計選用攜帶扭轉(zhuǎn)減振器。 于離合器設計過程中，需要保證從動部分轉(zhuǎn)動慣量足夠小，并且具有軸向彈性及足夠的抗爆裂強度，同時散熱良好，操縱輕便。 4.2.1從動片 足夠小的從動部分轉(zhuǎn)動慣量，才能讓變速器換擋的時候齒輪之間的沖擊降低，保證使用壽命。因此，從動片不僅要輕，還要總體質(zhì)量分布盡可能靠近旋轉(zhuǎn)中心。這樣，從動片一般都會做的比較薄。為了確保同時具備質(zhì)量輕、擁有軸向彈性、硬度良好及平面度高的材料特性，從動片往往選用的鋼板沖壓制造而成，更甚者要把它的盤狀外緣打磨減薄直至，讓質(zhì)量分布更靠近旋轉(zhuǎn)中心。 為了離合器順利接合和汽車平穩(wěn)起步，從動盤往往擁有軸向彈性。此類從動盤按照結構形式大致分為整體式、分開式與組合式三種。 其中，整體式具有徑向數(shù)個T型槽外緣沿周向彎曲成波浪形，波峰和波谷用摩擦片鉚接在一起，這樣在接合過程中，彎曲波浪形在被壓平的同時，增加了從動盤軸向壓縮量和壓緊力，從而做到保證彈性，實現(xiàn)接合平順的效果。而分開式則是在直徑相對較小的從動片外緣鉚接上數(shù)個呈扇狀的波形彈簧片，兩摩擦片分別與從動片和波形彈簧鉚接。因為波形彈簧片是由同一個模具沖壓制成，所以剛度在挑選后可保證較為一致，從而避免了整體式扇形從動片剛度難以相同的問題。此二者皆適用于轎車和輕型貨車，本文選擇制造裝配相對簡單的整體式。 為確保從動片的彈性作用，從動片應當增加分離行程才能實現(xiàn)將離合器的徹底分離的目的。波形彈簧片壓縮行程應當在之間選取，且不該少于0.6mm。 綜上所述，本文選用1.6mm厚的中碳鋼板沖壓制成的整體式彈性從動片，取壓縮行程為0.8mm。 按照設計所得數(shù)據(jù)基于CATIA建立從動盤三維圖，如下。 圖4.1 基于CATIA的從動盤三維圖 4.2.2從動盤轂 從動盤轂是離合器內(nèi)承受載荷最大的零件，它的花鍵孔內(nèi)安插著變速器第一軸，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩也由此輸出。為確保工作時其在花鍵軸上能夠自由往復滑動，本文取用尺側(cè)對中的矩形花鍵?；ㄦI兩兩之間為動配合，并且為了能夠分離徹底，從動盤轂尺寸往往取值等同于花鍵的外徑。在設計時憑借上文得出的從動盤外徑尺寸和基礎數(shù)據(jù)發(fā)動機轉(zhuǎn)矩來選擇花鍵的尺寸參數(shù)。從動盤轂軸向長度視工作條件取1.0~1.4倍花鍵軸直徑。以下為國標DB/T 1144-2001《矩形花鍵尺寸、公差和檢驗標準》規(guī)定的花鍵尺寸系列： 表4.1 從動盤轂花鍵尺寸系列 上文已得從動盤外徑為，所以根據(jù)上表確定花鍵齒數(shù)，外徑，內(nèi)徑，齒厚，有效齒長以及擠壓應力。 因為表面受擠壓力過大為花鍵損壞的主要原因，所以應當對其進行校核。 擠壓應力的計算公式如下 （4- 1） 式中：P——花鍵的齒側(cè)面壓力，N ——花鍵齒數(shù) ——花鍵齒的工作高度， ——花鍵的有效長度，mm 其中，P由下式確定 （4- 2） 式中Z為從動盤轂數(shù)目，得P=2243.90N。 代入式（4-1），得，符合條件。 按照設計所得數(shù)據(jù)基于CATIA建立從動盤轂三維圖，如下，其外徑取為90mm。 圖4.2 基于CATIA的從動盤轂三維圖 4.3扭轉(zhuǎn)減振器的設計 4.3.1扭轉(zhuǎn)減振器的結構介紹與選擇 扭轉(zhuǎn)減振器的主要零件是彈性元件和阻尼元件，前者通常是減振彈簧或者橡膠，后者則是阻尼片。其具有以下列出功能： （1） 減小發(fā)動機曲軸和傳動系間扭轉(zhuǎn)剛度，并使后者扭振固有頻率實現(xiàn)調(diào)諧。 （2） 增大傳動系扭振阻尼，削弱扭轉(zhuǎn)共振響應振幅以及衰減沖擊所致瞬間扭振。 （3） 控制動力傳動系總成于怠速時出現(xiàn)的離合器與變速器的扭振，減輕主減速器與變速器的扭振及噪聲。 （4） 在非穩(wěn)定工作情況下，緩和傳動系扭轉(zhuǎn)沖擊載荷，并使離合器獲得更佳接合平順性。 在汽油機汽車中，常采用單級線性減振器，并以圓柱螺旋彈簧為彈性元件，本文選擇亦是如此。 4.3.2扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù) （1） 極限轉(zhuǎn)矩 去除限位銷與從動盤轂缺口兩者間間隙后，減振器能夠傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起到作用時的轉(zhuǎn)矩稱為極限轉(zhuǎn)矩。一般可取 （4- 3） 式中，乘用車系數(shù)取2.0，則有 （2） 扭轉(zhuǎn)角剛度 合理的扭轉(zhuǎn)角剛度剛度能夠避免引發(fā)發(fā)動機常用工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的傳動系統(tǒng)共振。按經(jīng)驗初選公式為： （4- 4） 則有。 （3） 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 因為受到結構與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的局限而不能太小，所以當有合理的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩使發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)能有效消振。按下式初選： （4- 5） 則有，取為10N·m。 （4） 預緊轉(zhuǎn)矩 減振彈簧于安裝的時候需要做好一定的預緊，來保證共振頻率會移動向減小頻率。但不宜超過，否則會導致扭轉(zhuǎn)減振器過早停下工作。故取 （4- 6） 則有，因需要小于，所以取系數(shù)為0.1，有。 （5） 減振彈簧的位置半徑 的尺寸應當盡量大一點，通常取為 （4- 7） 則有，本文取為36mm。 （6） 減振彈簧個數(shù) 根據(jù)下表選取，取得=6。 表4.2減振彈簧個數(shù)的選取 （7） 減振彈簧總壓力 減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩于消除限位銷同從動盤轂間的間隙后達到最大值，此際有減振彈簧總壓力 （4- 8) 則有。 按照以上設計計算所得數(shù)據(jù)基于CATIA建立減震盤三維圖，如下。 圖4.3 基于CATIA的減震盤三維圖 15 陳慧 金陵科技學院學生學位論文 第五章 離合器主動部分的設計 第5章 離合器主動部分的設計 5.1壓盤設計 壓盤為離合器主動部分。在傳送發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的時候，其與飛輪共同帶動從動盤發(fā)生轉(zhuǎn)動，并且能夠自由的在離合器分離過程內(nèi)進行軸向移動，故此它與飛輪連接在一起，又在欲使離合器分離時，可以與從動盤順利脫離接觸。 和傳統(tǒng)的凸臺連接、鍵連接與銷連接相比，現(xiàn)在廣泛采用的傳力片的傳動方式有效地避免了傳力處有間隙而導致產(chǎn)生沖擊和噪聲的缺點。傳力片一般用彈簧鋼帶制造而成，其中一端鉚接于離合器蓋之上，另一端被螺釘固定于壓盤之上，總體沿圓周布置，通常使用3~4組，每組包含2~3片，每片厚度在0.5~1.0mm之間。 因為摩擦片的基本尺寸參數(shù)在前文設計過程中已經(jīng)獲取，所以壓盤的尺寸也據(jù)此基本確定，取其外徑為D=165mm，內(nèi)徑為d=105mm。這樣，壓盤幾何尺寸只差厚度，最后這點可以憑借以下兩點選擇依據(jù)： （1） 壓盤應當質(zhì)量夠大，這樣才能吸收更多熱量。 （2） 壓盤應當擁有較大剛度來確保它不會再受熱的時候產(chǎn)生翹曲變形，從而導致離合器無法分離徹底以及摩擦片受力不勻。 因此二條，壓盤通常做的較厚，不會小于10mm，并且內(nèi)緣略呈錐度用以補償受熱變形造成的突起，此外還當注意通風和冷卻。本文壓盤取厚度13mm。 由于壓盤形狀往往比較復雜，材料還要耐磨性優(yōu)秀、傳熱性上佳和摩擦因數(shù)較高，所以通常取用金相組織呈現(xiàn)為珠光體結構的灰鑄鐵來鑄成，而非表面容易出現(xiàn)擦痕的低碳鋼，其硬度在之間。有時為增加壓盤的機械剛度，材料選用時還可加入少量鎳、鐵錳合金等元素。 按照設計所得數(shù)據(jù)基于CATIA建立壓盤三維圖，如下。 圖5.1 基于CATIA的壓盤三維圖 5.2離合器蓋設計 在對離合器蓋進行結構設計時，應當注意滿足以下要求： （1）足夠的剛度 為減小質(zhì)量與增強剛度，本文選用了3.5mm厚的低碳鋼板（例如08鋼板）沖壓出帶著加強肋和翻邊的復雜形狀來制成離合器蓋。 （2） 便于通風散熱。 （3）膜片彈簧支承處理應該具有較高尺寸精度。 （4）與飛輪良好對中。 對中方式常見的有止口對中與定位銷或者定位螺栓對中。因前文已取用傳動片作為傳動方式，所以離合器蓋借由一外圓與飛輪內(nèi)圓形成止口對中。 按照設計所得數(shù)據(jù)基于CATIA建立離合器蓋三維圖，如下。 圖5.2 基于CATIA的離合器蓋三維圖 此外，還有飛輪的建模，如下。 圖5.3 基于CATIA的飛輪三維圖 17 陳慧 金陵科技學院學生學位論文 第六章 膜片彈簧設計 第6章 膜片彈簧設計 6.1基本參數(shù)的選擇 （1） 比值H/h和h的選擇 H/h值對膜片彈簧弾性特性有著非常大的影響，不同的H/h值會直接導致不同的弾性特性，見下圖6.1。其中H為膜片彈簧在自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截錐高度，h為膜片彈簧鋼板的厚度。一般分為下列四種情況： ①，此時的載荷P呈增函數(shù)，變形量隨之上升而加增，此時彈簧的剛度比較適合用于承受大載荷以及用來限制緩沖裝置的行程。 ②，此時的特性曲線上有一個極值為拐點，而若此時值約是1.5，那么特性曲線中會出現(xiàn)較平的一段，即變形逐漸增加而載荷不發(fā)生變，這種彈簧即為零剛度彈簧。 ③，彈性特性曲線有一個極大值和一個極小值，中間為負剛度區(qū)域，適合做離合器的壓緊彈簧，利用此區(qū)段讓分離離合器時的載荷降低，達成操縱輕便節(jié)約駕駛員體力的目的，但為了保證離合器壓緊力變化不大，H/h的取值范圍一般在之間，板厚為。 ④，此時弾性特性曲線上的負剛度工作情況不穩(wěn)定區(qū)域更大，適合做汽車液力傳動里面的鎖止機構。 6.1 膜片彈簧的弾性特性曲線 因此，本文選取H為3.8mm，為2.3mm。 （2） R/r比值和R、r的選擇 R和r分別是自由狀態(tài)下碟簧部分的大小端半徑。R/r值愈大，彈簧材料利用效率愈低，彈簧硬度愈高，彈性特性曲線被直徑誤差影響也愈加多，應力也相應愈高。所以按照結構布置設定與壓緊力要求，R/r通常為。而且為了讓摩擦片上壓力分布更為均勻，拉式膜片彈簧的。 因此，本文取r=67.5mm，R=82.5mm。 又有校核公式70≤2R/h≤100，代入數(shù)據(jù)得2R/h=71.74，符合條件。 （3） 圓錐底角 汽車膜片彈簧通常起始圓錐底角在之間，根據(jù)公式，代入已知數(shù)據(jù)計算得，符合條件。 （4） 分離指數(shù)目n 普通的膜片彈簧常取分離指數(shù)目為18個，根據(jù)大小不同可以適當調(diào)整為24個或者12個，本文取n=18。 （5） 小端內(nèi)半徑和分離軸承作用半徑 小端內(nèi)半徑受離合器決定，當大于花鍵外徑以便裝配，則有2>D’=23mm。又因為約束條件，所以取得=20mm，=22mm。 （6） 切槽寬度、和半徑 要求，，，所以取得=3.2mm，=9mm，=58mm。 （7） 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑 為了讓摩擦片上受到的壓緊力分布更加均勻，拉式膜片彈簧滿足，則有r1的取值范圍在67.5～80mm之間，又有約束條件和，所以本文據(jù)條件取R1=80mm，r1=70mm。 又有在膜片彈簧中，分離指代替分離杠桿發(fā)揮作用，所以杠桿比需要取在一定數(shù)值范圍內(nèi)，拉式膜片彈簧需滿足條件 ，代入數(shù)據(jù)后得到，符合條件。 6.2膜片彈簧的彈性特性 6.2.1 膜片彈簧的計算公式和關系曲線 膜片彈簧的弾性特性如下式所示： （6- 1） 式中：——通過支承環(huán)與壓盤施加于膜片彈簧上的載荷 ——加載點之間的相對軸向變形 E——材料的彈性模量，鋼材取為E=2.1×105MPa —材料的泊松比，鋼材取0.3 H—自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截錐高度，上文已知取3.8mm R—自由狀態(tài)下碟簧部分的大端半徑，上文已知取82.5mm r—自由狀態(tài)下碟簧部分的小端半徑，上文已知取67.5mm —壓盤加載點半徑，上文已知取80mm —支承環(huán)加載點半徑，上文已知取70mm h—膜片彈簧的鋼板厚度，上文已知取2.3mm 將上述數(shù)據(jù)代入式（6-1），得到。將不同數(shù)值代入，得到下表并生成關系曲線。 表6.1 對應數(shù)值表 0.5 1.0 1.5 2.0 2.5 3 4387.93 6862.30 7893.67 7952.58 7509.57 7035.19 3.5 4 4.5 5 5.5 6 6999.99 7874.52 10129.31 14234.92 20661.89 29880.77 圖6.1 關系曲線 6.2.2 膜片彈簧工作點位置的選擇 離合器膜片彈簧的特性曲線如下圖6.2所示。該曲線上存在著幾個特定工作點。其中拐點T是膜片彈簧被壓平的止點。是曲線上凸點M與凹點N的橫坐標水平值。而B點是在無磨損的新離合器情況下，這幾個位置的合理選用對于膜片彈簧的設計工作十分重要。 圖6.2 膜片彈簧工作位置 B點是摩擦片于壓緊狀態(tài)下的工作點，為了確保擁有足夠的壓緊力，通常取其軸向變形量，同時還應確保摩擦片去掉在最大磨損后，其磨損極限工作點A位置的壓緊力變化盡量小，所以A點的彈簧壓緊力當大于B點。 摩擦片最大允許總磨損量為： （6- 2） 式中：——離合器工作摩擦片數(shù)，單片離合器 ——單個摩擦表面能夠允許的最大磨損量，通常為，取。 則有。 圖6.2中C點是離合器徹底分離時工作點，以接近N點為最佳，如此方可減小分離軸承推力，從而讓操縱更為輕便。 設計中粗略選取離合器工作狀態(tài)下膜片彈簧的大端變形量是，帶入上式（6-1），。 當離合器徹底分離時，有膜片彈簧的大端變形量為，其中壓盤行程可取為2.4mm，則有。 而在離合器剛剛開始分離的時候，壓盤行程取1.8mm，則有。 6.2.3 離合器徹底分離時，分離軸承作用載荷 （6- 3） 結合式（6-1），取代入，得到。 6.2.4 分離軸承的行程 其滿足如下計算公式 （6- 4） 取，代入相關數(shù)據(jù)得到。 又有公式（6-5）和（6-6） （6- 5） （6- 6） 代入相關數(shù)據(jù)，得到，。 有公式 （6- 7） 代入數(shù)據(jù)得到：，所以。 6.3膜片彈簧的強度計算 由前文敘述可知，子午斷面在沿著圓周方向上的切向應變于中性點處是為零，則可得該點切向應力亦為零，除卻中性點之外的點都具備切向應變與切向應力。所以建立坐標系，設斷面上坐標為的任意一點，其切向應力值為 （6- 8） 式中：——自由狀態(tài)下碟簧部分的圓錐底角，14°30’ ——從自由狀態(tài)起，碟簧子午斷面的轉(zhuǎn)角 ——中性點半徑，mm， 據(jù)式（6-2）得，當一定時，切向應力于坐標系中將呈線性分布，故有=0時，得到 （6- 9） 當時，無論是多少，都有，即對于一定的，其等效應力線盡皆相交于同一點K。所以得到零應力直線OK，其內(nèi)外兩側(cè)分別是壓應力區(qū)域和拉應力區(qū)域，應力值隨著等應力線與零應力線之間距離增加而增加，因此得出碟簧部分內(nèi)上緣存在著最大切向壓應力點B，其坐標為，則其應力值為 （6- 10） 令，則有達到極大值時的轉(zhuǎn)角 （6- 11） 代入數(shù)據(jù)，得到B點坐標（-7.25,1.15），=23°36’，。 最后，按照以上設計計算所得出的數(shù)據(jù)，基于CATIA建立膜片彈簧三維圖，如下所示。 圖6.2 基于CATIA的膜片彈簧三維圖 33 陳慧 金陵科技學院學生學位論文 第七章 操縱機構設計 第7章 操縱機構設計 7.1設計要求 （1）踏板力小，乘用車常在之間，而商用車為。 （2）踏板行程應當控制在之間，且貨車不大于。 （3）具備踏板行程調(diào)整裝置，分離軸承可在摩擦片磨損后恢復自由行程。 （4）具備板行程限位裝置，零件不會因為受力太大而造成損壞。 （5）具有足夠的剛度。 （6）傳動效率高。 （7）正常工作不會受到發(fā)動機振動或者車架和駕駛室變形的影響。 （8）工作性能可靠、使用壽命長、維修和保養(yǎng)方便。 7.2結構形式選擇 常見的離合器操縱機構分為機械式、液壓式和助力器式三種。其中機械式是用駕駛員的體力作為唯一的操縱能源，又分為桿系和繩索兩種形式。后者可以消除桿式關節(jié)點多、摩擦損失大和受車架車身變形影響的缺點，適用于吊式踏板，雖然其結構較為簡單、成本低廉、故障也少，但是也有著操縱拉索壽命較短、拉伸剛度較小、機械效率較低的弊端。綜合而言，機械式還是很適合用于發(fā)動機排量小于1.6L的輕型轎車和微型汽車，所以本文設計也做此選擇。 7.3設計計算 （1） 總傳動比 通過離合器壓盤升程（mm）與踏板工作行程（mm）計算 (7- 1） 式中，轎車和輪式貨車，本文取80mm。壓盤升程。Z為摩擦面數(shù)，單從動盤取2。是離合器分離時兩兩摩擦面之間間隙量，單從動盤為0.75～1.3mm，本文取1mm。是從動盤面壓縮量，一般為0.8～1.5mm，本文取1mm。將以上所知數(shù)據(jù)分別代入公式（7-1），則得到總傳動比。 （2） 踏板總行程 (7- 2） 式中踏板自由行程，又有，所以得。其中，e/f為膜片彈簧比值，約等于，單從動盤非常接觸軸承的，本文取2mm，將以上數(shù)據(jù)代入公式（7-2），得=260.02mm。 （3） 踏板力P (7- 3） 式中：F——離合器壓緊力，N ——傳動效率，機械式為0.8～0.85，取0.8 ——克服回位彈簧作用的踏板力，N，初選可忽略 ——助力器作用的踏板力，N，無助力器為0 將數(shù)據(jù)代入式（7-3），得P=127.78N。 金陵科技學院學生學位論文 第八章 膜片彈簧離合器基于CATIA的建模和分析 第8章 膜片彈簧離合器基于CATIA的建模和分析 CATIA是法國達索公司推出的一款CAD/CAE/CAM一體化軟件，該軟件擁有先進的混合建模技術和統(tǒng)一的數(shù)據(jù)平臺，能夠提供了完備的設計能力，從產(chǎn)品的概念設計到最終產(chǎn)品的形成，以其精確可靠的解決方案為用戶開發(fā)出創(chuàng)意十足的產(chǎn)品。本篇論文也采用CATIA進行離合器零件的三維建模和裝配，以及膜片彈簧的有限元分析。 8.1離合器的三維建模裝配圖 （a） （b） （c） 圖8.1 離合器的三維建模裝配圖 8.2膜片彈簧的有限元分析 當取時，代入公式（6-1）得到。憑此數(shù)據(jù)對膜片彈簧進行有限元受力分析。 （1）選擇材料并查看剛的屈服極限。 （a） （b） 圖8.2 基于CATIA的膜片彈簧有限元分析步驟一 可以讀出剛的屈服強度為。 （2）進行網(wǎng)格劃分（默認值）。 圖8.3 基于CATIA的膜片彈簧有限元分析步驟二 （3）指定3D屬性。 圖8.4 基于CATIA的膜片彈簧有限元分析步驟三 （4）設置固支邊界條件。 圖8.5 基于CATIA的膜片彈簧有限元分析步驟四 （5）添加受力。 圖8.6 基于CATIA的膜片彈簧有限元分析步驟五 （6）計算并得到應力張量圖，像隱藏固支約束和載荷，并帶材料著色。 （a） （b） 圖8.7 基于CATIA的膜片彈簧有限元分析步驟六 由圖可知，運算結果最大應力小于剛的屈服極限，運行校核安全，滿足設計需要。 金陵科技學院學生學位論文 結論 結論 本文根據(jù)已知原始基礎參數(shù)，遵循設計任務書要求，通過對離合器的結構選擇、各零部件計算校核和材料選擇，憑借往日所學和今日所得，查閱并參考大量文獻，設計了一個適用于微型汽車的離合器，最后基于CATIA進行三維建模，并對膜片彈簧進行了靜態(tài)有限元分析。 在結構選取方面：按照設計要求為準則，考慮到車型本身條件限制，分析各種結構的優(yōu)勢劣勢，本文最終確定了單片拉式膜片彈簧離合器作設計，其帶有有機材料制成的單級線性扭轉(zhuǎn)減振器，以傳動片為壓盤傳動方式，以及機械式的操縱機構。 在計算校核方面：首先便是確定了離合器的杰哥主要參數(shù)，如后備系數(shù)，摩擦片內(nèi)外徑和，以及摩擦片單位壓力等。其次，按照從動部分、主動部分、膜片彈簧的順序依次進行計算和校核，部分數(shù)據(jù)初定后又涉及優(yōu)化再次計算直至更符合需求。此外還確定了扭轉(zhuǎn)減振器和操縱機構的重要尺寸和條件。 在材料選擇方面：從前被認為性能完美的石棉因為環(huán)境污染問題已經(jīng)逐漸淘汰，如今的摩擦片往往采用有機材料，這樣既有強度、耐磨性和熱穩(wěn)定性能的保證，又杜絕了粘著現(xiàn)象的產(chǎn)生。膜片彈簧的材料本文選取了65Si2MnA，硅成分使其擁有更高的機件彈性，錳成分則使耐高溫性大為加強。傳動片在滿足強度的前提下選擇了80剛。壓盤為了確保耐磨性能使用了HT250。離合器蓋則是08鋼板，確保散熱良好。 綜上所述，本次畢業(yè)設計遵循了如后幾個設計重點：（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(zhuǎn)動慣量盡量小。文中所用到的數(shù)據(jù)都來自相關工具書，所得數(shù)據(jù)都通過約束條件校核檢驗。使用的材料也都滿足離合器的實際使用情況需求，耐磨耐壓耐高溫?？傮w尺寸合適，應當安裝方便，也能達到高效傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的預期，符合任務書要求和國家標準。 最后，受到現(xiàn)階段學識水平局限，此次設計中難免會出現(xiàn)略微偏差和失誤，望各位老師批評指正。 金陵科技學院學生學位論文 致謝 致謝 畢業(yè)設計是大學四年的最后一課，也是這些年學習收獲的總結，查漏補缺的同時，加強認識，開拓眼界，爭取更進一步。 經(jīng)過近一個月的資料收集，查閱和整理，我不僅增添了許多對論文選題相關的知識，也對許多專業(yè)相關的方面有了更深刻的認識，在課上學到的知識以往總覺得浮于書面，此次算是為以后建設上層建筑又打下些根基。 相比于最后論文的計算和書寫，最開始沒有找準方向漫無目的的閱讀和與友人的交談更讓我受益匪淺，生活果然是最大的課堂與實踐基地，許多朋友因為閱歷遠比所謂專業(yè)者更專業(yè)，這并不是專業(yè)詞匯和術語圈定下的范圍可以局限的眼光和經(jīng)驗，大學畢業(yè)當真只是又一扇新大門的開啟，紙上得來終覺淺，希望再以后的工作生活中有躬行的機會。 在畢設過程中，我認識到基礎的重要性，提升了資料搜集能力，在尋找數(shù)值、公式、計算方法的同時積累了耐心，也能更好的運用WORD、CREO等軟件。 最后，感恩父母養(yǎng)育，感恩師長教導，同學朋友們的一路陪伴，和許多互不相識卻不吝相助的人，謝謝！ 金陵科技學院學生學位論文 參考文獻 參考文獻 [1] 劉安陣. 微型汽車離合器膜片彈簧力學分析與研究[D].武漢理工大學,2008. 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