微型轎車離合器設計與分析
微型轎車離合器設計與分析,微型,轎車,離合器,設計,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 離合器的作用及結構 6
2.3 離合器的分類 6
2.4 本章小結 7
3 離合器設計 8
3.1 選擇離合器形式 8
3.2 初定離合器的設計參數(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 摩擦片設計 9
3.4 膜片彈簧設計 10
3.4.1 膜片彈簧相關參數(shù)設計 10
3.4.2 碟簧大端和小端半徑的選擇計算 10
3.4.3 膜片彈簧起始圓錐底角的計算 10
3.4.4 分離指數(shù)目的選取 11
3.4.5 切槽寬度q1 ,q2 及相關參數(shù)的確定 11
3.4.6 壓盤加載位置和支承環(huán)加載點半徑的確定 11
3.5 壓盤尺寸設計 11
3.6 離合器蓋設計 11
3.7 從動片設計 11
3.8 本章小結 12
4 離合器設計校核 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 14
5 扭轉減振器設計 15
5.1 扭轉減振器主要參數(shù) 15
5.1.1 扭轉剛度kφ 15
5.1.2 阻尼摩擦轉矩Tμ 15
5.1.3 預緊轉矩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 減振彈簧個數(shù)Zi 16
5.2.3 減振彈簧總壓力FΣ 16
5.3 本章小結 16
6 從動盤轂設計 17
6.1 參數(shù)選擇及校核 17
6.2 本章小結 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 分析結果 22
7.5 本章小結 22
8 謝辭 23
參考文獻 24
目錄
摘要
微型轎車離合器設計與分析
摘 要
離合器是處于發(fā)動機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計一款推式膜片彈簧離合器。在設計之前，本論文先通過查閱相關汽車設計書籍，掌握了離合器的設計步驟，隨后根據(jù)設計說明書里的步驟，針對微型車設計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算和校核。然后對膜片彈簧進行有限元分析，得到等效應力圖、應力應變圖，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，各處應力都小于材料的屈服極限，滿足強度設計要求。最后，繪制了主要的零部件圖和裝配圖，并利用三維軟件進行了三維建模。
關鍵字：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)動機飛輪與傳動系之間，連接著兩個部件。當它處于接合狀態(tài)時， 動力能夠從發(fā)動機傳輸?shù)阶兯倨?；而它處于分離狀態(tài)時，動力只能傳輸?shù)诫x合器從動部分。這樣的特點不僅使汽車起步容易平穩(wěn)，對傳動系統(tǒng)也起到了保護作用[1]。對于汽車，離合器的設計好壞是影響汽車性能的關鍵之一。
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：轉矩容量大操縱輕便，轉動平衡性優(yōu)秀，結構簡單利于大量生產(chǎn)制造，對于它的研究也已經(jīng)變得越來越重要。自本世紀初以來各國學者都對膜片彈簧的力學性能進行過研究。目前，對膜片彈簧的研究方法主要有優(yōu)化設計和仿真分析。1936 年，美國通用汽車公司研究實驗部的工程師阿爾曼和拉斯路根據(jù)鐵摩幸柯假設，推導出了著名的 A 一 L 公式，奠定了膜片彈簧的優(yōu)化設計計算基礎。此后，各國學者又對 A 一 L 算法進行了進一步研究，提出了更加完善的計算公式。在國內(nèi),對于膜片彈簧的優(yōu)化設計仍然是目前離合器設計中令人關注的熱點。近幾年出版的專著及發(fā)表的文獻都對現(xiàn)有的膜片彈簧離合器優(yōu)化設計有一定的研究。唐華林在論文中提到經(jīng)過穩(wěn)健優(yōu)化設計的膜片彈簧的參數(shù)綜合性能更優(yōu),有助于提高整車的性能。除此之外多目標優(yōu)化設計方法也得到了使用,如廖林清、陳益從工程設計的觀點出發(fā) ,采用了一種基于靈敏度分析的工程穩(wěn)健優(yōu)化設計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 ,以提高設計解的可行穩(wěn)健性和質量函數(shù)的不靈敏性 ,并運用該方法對汽車離合器膜版彈簧進行了計算。結果表明 ,該方法有效、可靠 ,可用于其它機械零部件的設計計算。取得了較好的研究結果。有限元法能夠精確的模擬膜片彈簧的實際工作狀態(tài)，相比于 A-L 公式，有限元法通過合理的劃分網(wǎng)格模型，設置求解選項，就能得更有效的得到模型各個狀態(tài)下的精確解。近年來許多學者采用有限元法對膜片彈簧進行如下研究：如 2010 年，肖峻、柳承在 A-L 膜片彈簧載荷-變形特性基礎上,詳細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論。
膜片彈簧作為離合器中最關鍵的部件,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。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性能對查找離合器故障原因以及提出優(yōu)化方案，運用更加科學和多方面的方法來研究膜片彈簧的特性和設計要點，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
本論文主要運用文獻研究法，以某汽車數(shù)據(jù)為依據(jù)設計出符合其設計要求的推式膜片
彈簧離合器。研究手段:1.查找資料，結合實物，對離合器進行拆裝，了解離合器的結構組成和工作原理。2.確定離合器設計方案，根據(jù)給定參數(shù)計算出主要部件的尺寸并進行校核和優(yōu)化設計。3.利用 CATIA 畫出典型零件圖，然后結合總體構成，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行設計。5.對膜片彈簧進行受力和分析強度校核，檢驗其設計的合理性，完善設計方案。
以下是本次畢業(yè)設計課題的主要內(nèi)容：
1. 以某微型轎車（主要參數(shù)：汽車質量 936kg；發(fā)動機最大扭矩 93N·m，最高車速
150km/h，最大功率 82kw）為設計依據(jù)，根據(jù)其主要參數(shù)確定離合器的結構方案和相關設計參數(shù)。
2. 根據(jù)發(fā)動機最大轉矩先計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。隨后計算膜片彈簧的尺寸，設計扭轉減震器。
3. 分析離合器處于分離狀態(tài)時，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之間的接觸施加約束和力，分析得到其應力分析圖，應力變形圖。檢驗設計的膜片彈簧是否符合滿足設計要求。 4.按照計算得到的參數(shù)運用 CATIA 繪制出離合器各個主要零部件，并對其進行裝配，
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械裝置，而將發(fā)動機的動力傳輸?shù)綑C械裝置的在當時靠的是一種皮帶傳動裝置，這種裝置帶有一個滾輪，滾輪的作用就是能夠通過它對皮帶的松緊進行調(diào)節(jié)，從而使發(fā)動機能夠柔和地向機械裝置傳遞轉矩，這就是早期的離合器。但它的缺點也很明顯，皮帶磨損太快，不經(jīng)濟。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)動機技術發(fā)展，轉矩不斷增加，已不再適應需求。于是人們只能發(fā)明更先進的離合器。
隨后，以兩個盤狀物為基礎的離合器登上歷史舞臺，當離合器工作時，兩個盤相互接觸產(chǎn)生摩擦，主動盤的轉動便會漸漸帶動靜止盤的轉動。而隨著兩個盤子繼續(xù)擠壓，兩個盤之間的摩擦力增大，兩者之間沒有滑動摩擦時，驅動盤能夠帶動從動盤使其轉速與自己相同。這種離合器達到了人們對離合器的兩個期望：第一是做到柔性接合，汽車啟動時發(fā)動機不會熄火。第二有效的保護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矩不會變。第四離合器操作簡單方便，能夠實現(xiàn)遠距離操縱。
隨著科技進步，離合器也越來越先進。其中構造較復雜的單盤干式離合器較為流行。單盤干式離合器特點：第一從動盤轉動慣量小，在分離后離合器從動部分從轉動到靜止更快，這樣使換檔更容易。第二通過錐盤帶動一個滑動片來實現(xiàn)離合器的分離和結合。工作原理：此類離合器有一個向內(nèi)側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]。
以后技術的進一步革新，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，螺旋彈簧沿離合器外圈排列的離合器得到認可，獲得大量的生產(chǎn)。但其還是有缺點：高速性能差，因為此種離合器的螺旋彈簧沿離合器外圈布置，因此當飛輪轉速很快時，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，因為彈簧向外偏。還有，發(fā)動機在高速轉動時，分離軸承受壓與離合器外罩緊密接觸，磨損很嚴重。
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傳到歐洲還和第二次世界大戰(zhàn)有關，
因為，當時美國的軍用卡車上都是采用膜片彈簧離合器。然而，到 20 世紀中期膜片彈簧
才在歐洲得到運用。膜片彈簧離合器大批量應用是在 1965 年。膜片彈簧離合器大批量應
用的原因：能夠對稱地轉動，結構穩(wěn)定，因而不受發(fā)動機轉速的影響。到 20 世紀 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 離合器的作用及結構
發(fā)動機輸出動力經(jīng)過離合器，然后才能達到變速器。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：在汽車啟動時，分離離合器能使啟動平穩(wěn)，也能利于汽車換掛檔。當汽車緊急制動時也能保護傳動系，防止主動部件的轉動慣量對傳動系統(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，一起轉動。其中壓盤與離合器蓋通過傳動片連接，靠其傳遞轉矩。
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，將主動部分的轉矩傳遞到變速器的第一軸。
壓緊機構：壓緊機構是壓盤能產(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。
操縱機構：操縱機構是經(jīng)過設計用于控制離合器分離或結合的機構，主要有兩部分： 分離機構包括分離杠桿、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構、助力機構等。
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]。其中單盤離合器結構簡單，調(diào)整方便，從動部分轉動慣量小，散熱性能好，而雙盤離合器組要在一些轉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，它是采用若干個螺旋作壓緊彈簧并沿從動盤圓周分布的離合器。一般應用于重型汽車上，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：是僅采用一個或兩個軸線重合、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，結構簡單，質量輕。除此之外，膜片彈簧還有如下優(yōu)點：軸向尺寸小，徑向尺寸大，轉矩傳遞能力高[7]；可以適當增加壓盤的厚度，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，進行大批量生產(chǎn)。
2.4 本章小結
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構組成和工作原理。并且對離合器的幾種類型進行了分析比較，為接下來離合器形式的選擇和設計提供了參考依據(jù)和理論基礎。
第 3 章 離合器設計
3 離合器設計
本設計所選車型數(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，本次選用設計先進，經(jīng)濟合理，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動方式：它是用彈簧鋼制成的傳動片聯(lián)結壓盤與離合器蓋，這種方式結構簡單，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，使離合器分離需要的力較小[8]。最后一點，因為這種驅動方式，壓盤與離合器蓋連在一起，在高速旋轉的情況下， 能夠不發(fā)出大的噪音和震動。
3.2 初定離合器的設計參數(shù)
3.2.1 后備因數(shù)選擇
后備系數(shù)β是離合器設計中一個重要的的參數(shù)，它的值能夠反映出設計的離合器所能傳遞的最大轉矩，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，滑磨功增加而導致摩擦片磨損也會加快，縮短了離合器的使用壽命。結合到微型車的要求：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， 本次設計取β=1.4。
3.2.2 摩擦因數(shù)選擇
摩擦因數(shù)?關系著摩擦片所能傳遞的轉矩，其值的大小一般與摩擦片的材料、單位所受壓力，摩擦片滑磨時的速度，溫度等因素有關。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
本次設計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，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 應根據(jù)相關后備系數(shù)、發(fā)動機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當考慮。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)動機的相關參數(shù)，離合器的工作條件等綜合因數(shù)，結合選的摩擦片材料： 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
本次設計為微型轎車，重量為 936kg，遠遠小于 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，單盤離合器結構簡單，散熱性好，符合微型車的設計要求[10]。
3.3 摩擦片設計
摩擦片的尺寸可以先進行外徑的計算再依據(jù)摩擦片尺寸表選取。式（3-1）為摩擦片外徑設計經(jīng)驗公式。
D = KD
（3-1）
式（3-1）中: KD 為直徑系數(shù)， Temax 為汽車發(fā)動機最大轉矩。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)計算結果選取摩擦片尺寸如表 3-6 所示：
表 3-6 摩擦片設計尺寸
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 膜片彈簧設計
3.4.1 膜片彈簧相關參數(shù)設計
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]。在設計時兩者比值 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，即推導得 H = 1.6×2.5 =4mm。
3.4.2 碟簧大端和小端半徑的選擇計算
為了能使膜片彈簧作用力平均的作用在壓盤上，進而讓摩擦片受力均勻。碟簧的 R 值
??
應該大于等于摩擦片的平均半徑??
??，而碟簧大端與小端比值??應取在 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,再結合實
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算
膜片彈簧初始底角計算公式如下：
a = arctan
H （3-3）
R - r
由上面計算得到 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 個分離指，但是根據(jù)前面計算，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 及相關參數(shù)的確定
q1 = 3.21～3.51 mm，q2 = 8.9～10 mm，r ?? 的取值應滿足 r - ????≥q2 。本次設計取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。設計得到膜片彈簧參數(shù)：板厚 h=2.5mm；截錐高 H=4mm；大端 R=70mm；小端 r=54mm。
3.5 壓盤尺寸設計
因為摩擦片的內(nèi)、外徑已確定，所以壓盤的內(nèi)徑設計為 100mm，外徑為 170mm，除此 之外，壓盤的表面應平整，具有較高的耐磨性、耐熱性以及較強的剛性，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 。此次設計為 19mm，材料采用灰鑄鐵，HT200，因為灰鑄鐵材料傳熱性好， 具有較高的摩擦因數(shù)，符合壓盤設計要求。
3.6 離合器蓋設計
離合器蓋設計應滿足一下幾點要求:
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. 結構要對稱，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動平衡， 轉速均勻。
3. 表面設有通風孔，加強散熱。
4. 離合器蓋質量要輕，減少轉動慣量。
3.7 從動片設計
從動片的設計要求為以下幾點：
1. 為了轉動慣量小，從動片一般都設計的比較薄且面積小，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，從動盤在軸向應該具有一定的彈性。選擇設計從動片厚度為 1.8mm，邊緣厚度 0.8mm。
3.8 本章小結
本章主要對離合器中的主要零件摩擦片，壓盤，離合器蓋等進行設計，考慮了其各方面的要求及特征，改進了原零件的一些設計方案和設計參數(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 離合器設計校核
4 離合器設計校核
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
計要求。
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)動機最高轉速（r/min）為 4500。代入式（4-2)中，
= ?? ×4500×0.16=37.6<=65~75，符合條件。
?? 60
4.3 單位面積傳遞的轉矩Tc0
單位摩擦面積傳遞的轉矩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矩(N·m/mm2)；[??
]為其允許值(N·m/mm2)，?? 為離合器
??0
??
靜摩擦轉矩。
表 3-1 單位摩擦面積傳遞轉矩的允許值 (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，再將計算得到的TC 代入式（4-3)中,計算得到：
????0=
4×130.2
2
2 =0.00614<0.28，故設計滿足要求。
3.14×2×(160 ?110 )
4.4 摩擦片單位壓力校核
汽車起步時，為了防止摩擦片滑磨過程中的過度損傷，要進行摩擦片的單位壓力校核， 結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)
????為離合器靜摩擦轉矩，推導得??0=0.299MPa,故符合要求。
4.5 壓盤升溫校核
在汽車行駛時，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，如果壓盤設計不合理，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，要進行升溫校核，下式為壓盤的溫升表達式：
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
1.736×481.4
本章主要結合設計所依據(jù)的車型和參數(shù)，對設計的零件進行校核。得出設計出的離合器能夠傳遞發(fā)動機最大轉矩，散熱良好，分離徹底的校核結果，滿足微型汽車離合器的設計要求。
第 5 章 扭轉減振器設計
5 扭轉減振器設計
5.1 扭轉減振器主要參數(shù)
極限轉矩與汽車的最大轉矩有一定的比例關系但不能超過減振彈簧的許用應力，一般取值為:
????=(1.5～2.0) ?????????? （5-1） 對于乘用車，系數(shù)應取取 2.0。
則????=2.0×??????????=2.0×93＝186（N·m）
5.1.1 扭轉剛度kφ
為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉速范圍內(nèi)。
扭轉角剛度決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸，設計時可按由經(jīng)驗公式
（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 阻尼摩擦轉矩Tμ
為了在發(fā)動機工作轉速范圍內(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矩。
??μ＝（0.06～0.17）?????????? （5-3） 取??μ=0.1??????????=0.1×93=9.3(N·m)。
5.1.3 預緊轉矩Tn
減振彈簧安裝時的預緊轉矩將會影響共振頻率，傳遞極限轉矩時有利減小扭轉減振器剛度。但是Tn 應小于Tm ，否則在離合器反轉時，扭轉減振器將提前停止運轉，????應滿足下面的關系：
????＝（0.05～0.15）?????????? （5-4）
Temax 為發(fā)動機最大轉矩，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 減振彈簧個數(shù)Zi
根據(jù)前面設計得到摩擦片 D=160mm，當摩擦片外徑 D ￡ 250mm 時，????=3～6，又因為離合器規(guī)格較小，故取????=3。
5.2.3 減振彈簧總壓力FΣ
當減振彈簧傳遞的轉矩????達到最大值時，減振彈簧受到的總壓力為????：
????＝????/ R0 (5-6) 由式（5-1）和（5-5）計算選擇得????=186，將 R0 =35 代入式（5-6）中，????＝186/(35
×10-3)＝5.31。設計得到扭轉減振器的參數(shù)如表 5-1：
表 5-1 扭轉減震器相關參數(shù)
極限轉矩 Tj
阻尼摩擦轉矩Tμ
預緊轉矩Tn
減振彈簧的位置
半徑R0
減振彈簧個數(shù) Z j
186N·m
9.3N·m
13 N·m
35mm
4
5.3 本章小結
主要對離合器中的減振部件進行選擇設計，得到了扭轉減振器的尺寸，使離合器能夠滿足發(fā)動機啟動時沖擊負荷的減少和提高汽車的駕駛舒適性。
第 6 章 從動盤轂設計
6 從動盤轂設計
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)動機的全部轉矩，因此它的設計和校核至關重要，其花鍵的結構尺寸可依據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉矩按矩形花鍵尺寸推薦值表 5-1 來進行選擇選擇并校核。
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)動機轉矩
??????????/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)動機最大轉矩選擇從動盤轂內(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；擠壓應力σ=11.3MPa，由 45 號鋼鍛造，并進行調(diào)質處理，HRC28～32。
對花鍵進行擠壓應力校核：
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)動機最大轉矩。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
圖 6-4 離合器三維裝配圖
本章主要根據(jù)第四章設計得到的從動片尺寸參數(shù)，選擇與之相適應的從動盤轂尺寸， 并對其花鍵強度進行校核，滿足能夠傳遞發(fā)動機最大轉矩的要求。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，當繼續(xù)受壓時，膜片彈簧便變成反轉狀態(tài)[18]。
7.2 膜片彈簧網(wǎng)格模型建立
首先啟動 ANSYS 并靜力分析項目，然后點擊 Geometry 中的 improt 導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]。點擊項目中的 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，屈服強度為 735MPa，下一步對膜片彈簧進行網(wǎng)格劃分，單元大小選擇 4mm 進行劃分網(wǎng)格，共得到1023 個單元，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，膜片彈簧在分離指端面受到分離軸承向下的壓力。在文獻[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，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。
當膜片彈簧處于壓平狀態(tài)時，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，因為膜片彈簧處于近乎壓平的狀態(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。施加完約束結果如圖 7-2 所示。
圖 7-2 載荷約束施加圖
圖 7-3 等效應力圖
7.4 分析結果
圖 7-4 應力和位移變形圖
得到的有限元分析等效應力圖 7-3 所示，分析得出：膜片彈簧的最大應力為 357MPa。結合第一強度理論，又稱為最大拉應力理論（其表述是材料發(fā)生斷裂是由最大拉應力引起，
即最大拉應力達到某一極限值時材料發(fā)生斷裂）。因此通過簡單拉伸試驗，可知材料的極限應力就是[s]。于是在復雜應力狀態(tài)下，考慮安全系數(shù)以后的強度條件是s1 ￡ [s ]。查閱
《機械設計手冊》得到膜片彈簧設計安全系數(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，膜片彈簧設計滿足靜強度安全要求。
按照以上步驟，再進行應力應變分析可以得出相應的應力應變圖，如圖 7-4 所示。根據(jù)相關論文《膜片彈簧力學特性有限元分析》中的應力應變曲線，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，符合設計要求。
結果可以知道膜片彈簧大部分的應力都在 400MPa 以下，而一般大應力區(qū)都是應力集中點，所以設計是非常合理的。
7.5 本章小結
本章主要對離合器處于分離狀態(tài)時的膜片彈簧進行的靜力學分析，而分析結果表明在膜片彈簧處于壓緊狀態(tài)時，各處的應力都沒有超過許用應力，并且大應力集中且分布均勻， 而彈簧的變形程度很小，符合膜片彈簧靜強度要求和抗拉伸變形要求，設計比較合理。
第 8 章 謝辭
8 謝辭
經(jīng)過段時間的努力，我終于完成了這次的畢業(yè)論文《微型轎車的離合器設計與分析》。這還要感謝我的指導老師孟老師的幫助。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，嚴格把關，每次都一絲不茍的檢查，幫我改正了許多格式上的錯誤和論文上缺少的步驟，不夠嚴謹?shù)牡胤?。老師積極認真，科學嚴謹?shù)墓ぷ髯黠L也影響著我，讓我更加積極有熱情地投入到畢業(yè)設計里。
通過這次畢業(yè)設計，我也學了許多，在設計中不僅要靈活運用書本中的知識，許多課外沒有接觸的知識也要自主學習。這些不僅鍛煉了我獨立學習，自我思考和解決問題的能力，還提高了我閱讀文獻并對學到的知識進行歸納總結的技能。最后，再一次對孟老師的諄諄指導和機電院老師們的辛勤教育表示真摯的感謝。
參考文獻
參考文獻
[1]朱冒濤,夏長高,高翔.膜片彈簧疲勞斷裂的實驗分析[J].汽車工程,2010,23． [2]胡靜. 捷達轎車離合器膜片彈簧的設計與研究[D].長春理工大學,2008. [3]陳寶. 基于雙離合器自動變速器的車輛動力學分析[D].重慶理工大學,2013.
[4] 陳璐，張立軍,孟德建．汽車制動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故障檢測[J]. 企業(yè)導報,2014(22):22+19. [6]陳家瑞.汽車構造（下冊）[M]．北京.機械工業(yè)出版社,2011,6.
[7]周波. 基于雙重設計目標的 AMT 離合器起步控制方法研究[D].重慶大學,2014. [8]王瑜,敖宏瑞.機械設計基礎[M]．吉林．哈爾濱工業(yè)大學出版社,2015．
[9]羅海濤.汽車離合器使用常識及故障分析處理[J]. 科技經(jīng)濟導刊.2013(08). [10]王國權,龔國慶.汽車設計課程設計指導書[M].北京.機械工業(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)混合點的離合器膜片彈簧優(yōu)化設計[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計[J].科技創(chuàng)新與應用.2012.
[16]金衛(wèi)東．基于 ANSYS Workbench 協(xié)同平臺的汽車膜片彈簧有限元分析[J]．常州．常州工學院.2011．
[17 司傳勝. 汽車膜片彈簧離合器的優(yōu)化設計[J].林業(yè)機械與木工設備,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].長春理工大學學報,2010． [20]薛維杰. 汽車離合器執(zhí)行器設計與控制方法研究[D].北京交通大學,2008.
收藏