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毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目: 离合器设计 院 系 名 称: 汽车与交通工程学院 专 业 班 级: 学 生 姓 名: 导 师 姓 名: 开 题 时 间: 指导委员会审查意见： 签字： 年 月 日毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程B07-3指导教师姓名职称教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称离合器设计一、课题研究现状、选题目的和意义1、研究现状：从1891年摩擦式汽车离合器的诞生，到1948年液力变矩器的出现，再到各种智能控制技术不断应用于汽车工业，汽车离合器技术始终伴随着汽车工业的发展而发展。随着新兴汽车传动技术的越来越普及应用，传统的汽车离合器将逐渐淡出历史舞台。据环咨人员调查，目前全国有汽车离合器生产企业约200多家，其中具有一定生产能力和规模的汽车离合器生产企业只有30多家，主要有：长春一东、湖北三环、杭州西湖、杭州奇碟、桂林福达、东传苏汽配、上海萨克斯、南京法雷奥、重庆爱思帝、珠海华粤、宁波宏协等。2005年，我国14家离合器生产企业离合器总成产量约为516.49万套。2006年，受国内汽车市场的迅猛发展的影响，汽车离合器产量也获得快速增长，12家企业离合器总成产量突破862万套。但是从传统汽车离合器所占市场份额来看，由于乘用车中自动档比例的上升，汽车离合器市场份额受挫，呈现下跌趋势。目前国内主要汽车离合器生产企业按目标市场的不同，可分为OEM市场、售后市场和出口市场三类。其中，OEM市场如：长春一东、湖北三环、东传苏汽配等；售后市场如：杭州西湖、杭州奇碟、重庆长安等；出口市场如：杭州西湖、珠海华粤、宁波宏协等。由于各目标市场对企业规模、供货能力的要求不同，因而进入各市场的难易程度也不同。目前，售后市场中企业间的差别最大，从小作坊到大型国企，从民营私企到外方独资、国有控股等呈多样化，产品质量也参差不齐。据环咨人员统计：2006年我国汽车零部件市场中，正规企业产品约占市场份额的30%，仿制产品约占40%，翻新产品约占30%。从各类企业性质来看，国企约占26.2%，外企占34.8%，民企占39%。在产品配套方面，乘用车领域体系内配套的情况较为明显，而商用车的采购范围则较广。我国汽车离合器行业在经历了改革改造、引进消化、改制重组， 在激烈的市场竞争中，汽车离合器市场在行业规模、产品技术、经营管理等方面取得了较好的发展。目前，国内汽车离合器企业约100余家(不含家庭作坊)。2005年汽车离合器市场总销售额约35亿元；从业人员12880人，其中工程技术人员1075人；固定资产总额151亿元；利税总额279亿元；全年共产销汽车离合器盖总成1 000万件，汽车离合器从动盘总成2000万件，液力变矩器10万套。到2010年,我国离合器总销售额将达84亿元。国内汽车工业的快速发展吸引了零部件巨头的加入， 国际著名汽车离合器企业：lValeo、Luk、Sachs、Exedy、Eaton等都在中国设立了合资或独资企业，完成了在华的战略布局，使得该行业竞争加剧。他们不仅向原来并无份额的配套市场和售后市场渗透，还不断扩大其投资规模，改变股比，提高控制力。加大了专利在中国申报及保护力度，使得国内传统汽车零部件企业面临巨大的技术挑战和壁垒。供应商的资金实力、技术质量水平和管理水平影响着企业生产规模的维持及扩大；技术进步所带来的替代品(如AT、CVT、DCT所引发传动产品概念的改变)对部分汽车离合器行业带来根本性的改变。从企业内部能力分析，总体上看，我国汽车离合器企业与国外企业相比处于明显劣势。在劳动力成本、售价、售后服务、客户关系和供应商关系等方面，我国企业处于明显优势；在市场营销能力、采购成本和交货期方面，我国企业与国外竞争者基本持平；在品牌价值、产品技术含量、产品质量、规模效应、生产效率、技术水平、研发能力和员工素质方面，我国企业与国际同类先进企业相比差距较大。在产品技术方面， 国内汽车离合器企业经过不断地产品结构调整，国产膜片弹簧离合器的品种已经能全面覆盖国内重、中、轻、轿、微及农用等车型的需求，跟踪国外动力传动系统技术，研发新一代产品也取得了可喜成果，如双质量飞轮、液力变矩器、适用于300马力以上动力配套的由430拉式膜片弹簧离合器都获得了成功。在发展过程中，离合器企业无论是为了提高自身的竞争力， 还是为了进入配套、出口市场，都十分重视强化企业内部管理。在离合器委员会注册的95以上企业都先后通过了ISO9000、QS9000、ISOTSl 6949等质量体系的认证。 在采用离合器的传动系统中，早期离合器的结果形式是锥形摩擦离合器。锥形摩擦离合器传递扭矩的能力，比相同直径的其他结构形式的摩擦离合器要大。但是，其最大的缺点是从动部分的转动惯量太大，引起变速器换挡困难。而且这种离合器在接合时也不够柔和，容易卡住。 次后，在油中工作的所谓湿式的多片离合器逐渐取代了锥形摩擦离合器。但是多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘住（尤其是在冷天油液变浓时更容易发生），导致分离不彻底，造成换挡困难。所以它又被干式所取代。多片干式摩擦离合器的主要优点是由于接触面数多，故接合平顺柔和，保证了汽车的平稳起步。但因片数较多，从动部分的转动惯量较大，还是感到换挡不够容易。另外，中间压盘的通风散热不良，易引起过热，加快了摩擦片的磨损甚至烧伤和破裂。如果调整不当还可能引起离合器分离不彻底。 多年的实践经验使人们逐渐趋向于采用单片干式摩擦离合器。它具有从动部分转动惯量小，散热性好，结构简单，调整方便，尺寸紧凑，分离彻底等优点。而且只要在结构上采取一定措施，也能使其接合平顺。因此，它得到了极为广泛的应用。 如今，单片干式摩擦离合器在结构设计方面也相当完善：采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性；离合器中装有扭转减振器，防止了传动系统的共振，减少了噪音；以及采用了摩擦较小的分离杆机构等。另外，采用了膜片弹簧作为压簧，可同时兼起到分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。膜片弹簧和压盘的环行接触，可保证压盘上的压力均匀。由于膜片弹簧本身的特性，当摩擦片磨损时，弹簧的压力几乎没有改变，且可减轻分离离合器时所需要的踏板力。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上多采用多片干式离合器。次外，近年来由于多片湿式离合器在技术上的不段改善，在国外的某些重型牵引汽车和自卸车上又开始采用多片湿式离合器，并有不断增加的倾向。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制制冷的结果，摩擦表面的温度较低（不超过 93）。因此，允许起步时长时间地打滑或用高档起步而不致烧损摩擦片，具有良好的起步能力。 为了实现离合器的自动操纵，有自动离合器。采用自动离合器时可以省去离合器踏板，实现汽车的“双踏板”操纵。与其他自动传动系统（如液力传动）相比，它具有结构简单，成本低廉及传动效率高的优点。因此，在欧洲小排量汽车上曾得到广泛的应用。但是在现有自动离合器的各种结构中，离合器的摩擦力矩的力矩调节特性还不够理想，使用性能不尽完善。例如，汽车以高档低速上坡时，离合器往往容易打滑。因此必须提前换如低档以防止摩擦片的早期磨损以至烧坏。这些都需要进一步改善。 随着汽车运输的发展，离合器还要在原有的基础上不断改进和提高，以适应新的使用条件。从国外的发展动向来看，近年来汽车的性能在向高速发展，发动机的功率和转速不断提高，载重汽车趋向大型化，国内也有类似的情况。此外，对离合器的使用要求也越来越高。所以，增加离合器的传扭能力，提高其使用寿命，简化操作，已经成为目前离合器的发展趋势。2、选题目的和意义：在以内燃机作为为动力的机械传动汽车中离合器作为一个独立的部件而存在。在中国乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的26.53%。离合器便手动挡变速器的主要助手，从目前到将来离合器这一部件将会伴随着内燃机一起存在，不可以在汽车上消失。研究意义：实现离合器产厂内标准化，减少试制周期及其过程中可能会产生的浪费提高了生产效率，降低了生产成本，对于离合器厂有重要的经济意义，同时也为中国的离合器生产的国产化和标准化作出了一定的贡献。通过进行离合器的设计，使学生综合运用所学专业知识，熟练CAD绘图技术，力求设计合理，理论联系实际，结构和性能有所改进，设计手段具有一定的先进性。当离合器工作时，发动机飞轮是离合器的主动部件，带有摩擦片的从动盘和从动盘毂借滑动花键与变速器第一轴（离合器从动轴）相连。压紧弹簧将从动盘紧在飞轮端面上。发动机转矩即靠飞轮与从动盘接触面之间的摩擦作用而传到从动盘上，在由此经过变速器的第一轴和传动系统中一系列部件传给驱动轮。压紧弹簧的压紧力越大，则离合器所能传递的转矩也越大。由于汽车在行驶过程中需经常保持动力传递，而中断传动只是暂时的需要，所以汽车离合器的主动部分和从动部分应经常处于接合状态。摩擦副之间采用弹簧作为压紧装置即是为了适应这一要求。欲使离合器分离时，只要踩下操纵机构中的离合器踏板，套在从动盘毂环槽中的拨叉便拨动从动盘，克服压紧弹簧的压力向右移动而与飞轮分离，摩擦副之间的摩擦力消失，从而中断了动力传递。当需要重新恢复动力传递时，为使汽车速度和发动机转速的变化比较平稳，应该适当控制放松离合器踏板的速度，使从动盘在压紧弹簧的压力作用下向左移动，与飞轮恢复接触，二者接触面间的压力逐渐增加，相应的摩擦力矩也逐渐增加。当飞轮和从动盘接合还不紧密，摩擦力矩比较小时，二者可以不同步旋转，即离合器处于打滑状态。随着飞轮和从动盘接合紧密程度的逐步增大，二者的转速也渐趋相等。直到离合器完全接合而停止打滑时，汽车速度才与发动机转速成正比。摩擦离合器所能传递的最大转矩取决于摩擦副间的最大静摩擦力矩，而后者又取决于摩擦间的压紧力、摩擦因数以及摩擦面的数目和尺寸。因此，对于结构一定的离合器来说，最大静摩擦力矩是一个定值。当输入转矩达到此值时，则离压合器出现打滑现象，因而限制了传给传动系统的转矩，以防止超载。由上述工作原理可以看出，摩擦离合器主要由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构，而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置。在保证可靠的传递发动机最大转矩的前提下，离合器的具体结构应能满足主、从动部分分离彻底，接合柔和，从动部分的转动惯量要尽可能小，散热良好，操纵轻便，良好的动平衡等基本性能要求。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题本次毕业设计的基本内容有：1.摩擦式离合器的基本结构尺寸和参数的选择(摩擦片外径D、离合器后备系数和单位压力p)及计算。2.离合器零件的结构选型及设计计算1) 绘制离合器装配图；2) 从动盘总成设计；3) 离合器盖总成设计；为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求： 1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。 2)接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。 3)分离时要迅速、彻底。 4)离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。 5)应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。 6)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。 7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。 8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。 9)应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。 10)结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装简单拟解决的主要问题：1、区别各类型离合器，根据参数选取离合器类型2、如何优化现有离合器，使其成本更低，性能更好3、如何提高离合器的使用寿命三、技术路线（研究方法）调研、收集资料及总体方案论证离合器的基本组成和工作原理根据车型进行离合器的参数选择离合器传动部分设计计算是否合理利用Autocad软件绘制离合器图纸校核、修改、完善离合器操纵系统的设计是否合理撰写设计说明书四、进度安排（1）调研、资料收集、完成开题报告 第1、2周（2月28日3月13日）（2）方案设计与分析、整理 第3、4周（3月14日3月27日）（3）结构设计、计算与分析 第57周（3月28日4月10日）（4）完成绘图工作 第810周（4月11日5月8日）（5）说明书撰写 第11、12周（5月9日5月22日）（6）校对、完善和打印 第13、14周（5月23日6月5日）（7）毕业设计审核、修改 第15、16周（6月6日6月19日）（8）毕业设计答辩准备及答辩 第17周（6月20日6月26日）五、参考文献1曹志刚著;常克勤，刘之镭指导.自动同步离合器设计技术及啮合动力学研究 D. 20092王云成著;王庆年指导.重型商用车不分离离合器AMT关键技术研究 D， 20103王博著;吕振华指. DS350型膜片弹簧离合器压盘总成结构分析 D，北京:清华大学,20064王东华著;孟永钢指导.隔离片形貌对纸基湿式摩擦离合器摩擦特性影响的研究 D北京:清华大学,20075鞠永生著；张俊智,夏武超指. EQ1208离合器的故障分析与改进 D北京:清华大学,20066马智慧著. 浅谈湿式摩擦离合器多场耦合动态设计方法，M 20107刘安阵主编.汽车离合器膜片弹簧力学分析和研究. M武汉理工大学，20038 张铁山,高翔,夏长高,朱茂桃.江苏理工大学学报N（自然科学版）,2001.9贾云海，张文明主编.离合器摩擦片热分析和油槽研究.J北京科技大学，200410徐立友,李金辉,张明柱.湿式多片换档离合器的设计.J农机化研究, 200611 宋胜伟. MC40型摩擦离合器的设计.D煤矿机械，200412 郝琪,过学迅,罗永革,冯樱.车用离合器的发展分析及应用研究.J汽车工程,200313 余仁义,梁涛.汽车离合器操纵机构的设计.M专用汽车,200314胡加.汽车离合器技术的新发展.J专用汽车,200015阮忠唐.联轴器、离合器设计与选用指南.M北京：化学工业出版社，200516王东华，孟永刚主编.隔离片表面处理对离合器摩擦特性的影响.M清华大学摩擦学国家重点试验室，200717汤鹏翔，刘艳芳，王书翰，徐向阳.多片湿式离合器优化设计北京航空航天大学学报 N B1 201018陈国金，尹凌鹏，殷小亮，龚友平.膜片弹簧离合器仿真优化设计机电工程.J200919 姜婷.离合器常见故障原因与排除 .M山西科技, 200920习纲，张建武，陈俐主编.膜片弹簧离合器的非线性控制.J 上海交通大学，200021杨前明,孙芹,周红进.液体粘性调速离合器电液比例控制系统仿真分析.J煤矿机械, 2004六、备注指导教师意见：签字： 年 月 日摘 要离合器是汽车传动系统中的重要组成，离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行驶过程中，驾驶员可根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。本文主要是对轿车的膜片式弹簧离合器进行设计。根据车辆使用条件和车辆参数，按照离合器系统的设计步骤和要求，主要进行了以下工作：选择相关设计参数主要为：摩擦片外径的确定，离合器后备系数的确定，单位压力的确定。并进行了总成设计主要为：分离装置的设计，以及从动盘设计和圆柱螺旋弹簧设计等。并通过有限元软件对设计离合器进行结构分析，根据分析结果对离合器进行改进设计得出合理的设计方案。关键词：离合器 ；膜片弹簧；摩擦片；有限元分析；设计ABSTRACTThe clutch is an integral of the automotive transmission system,Clutch in the engine and gearbox between the flywheel shell, with screw will be fixed in the clutch assembly after the plane of the flywheel, clutch gearbox output shaft is the input shaft. In the process of moving vehicle, the driver may need Pedal or release the clutch pedal so that the engine and gearbox temporary separation and progressive joint, to cut off the engine or transmission to the transmission input power. This paper is the saloon car theca spring clutch design. According to traffic conditions and vehicle parameters, in accordance with the clutch system of steps and requirements, mainly for the following work：Select the design for the main parameters: the determination of friction-diameter, the determining factor clutch reserve, the pressure on the units identified. And the design of the main assembly: the separation device design, set design and follower and cylindrical coil spring design. And through the design of finite element software for structural analysis of clutch, Based on analysis results,the improved frictional design.preferred design option,can therefore be attained.Key words：Clutch ;Theca spring;Friction disc;Finite element analysis; DesignI目 录摘要Abstract第1章 绪 论11.1课题研究的目的意义11.2课题的研究现状11.3膜片弹簧离合器的结构及其优点21.3.1膜片弹簧离合器的结构21.3.2膜片弹簧离合器的工作原理31.3.3膜片弹簧离合器的优点41.4设计的主要内容与技术路线5第2章 有限元基本理论62.1 有限元法的发展及应用62.1.1有限单元法的发展历史62.2.2有限元法的应用62.2机械结构有限元基本理论72.2.1机械结构有限元分析的基本理论72.2.2机械结构分析的有限元法72.2.3机械结构静态分析有限元法82.3 ANSYS软件简介92.4本章小结10第3章 方案选择与基本尺寸参数确定113.1方案选择113.2后备系数的选择113.3离合器基本性能关系式123.4摩擦片外径的确定123.5摩擦片的有限元分析143.5.1建立有限元模型143.5.2摩擦片的计算结果及结果分析153.6本章小结17第4章 主动部分设计184.1压盘参数的选择和校核184.2压盘的有限元分析184.2.1建立压盘有限元模型184.2.2压盘的有限元计算及结果分析194.2离合器盖设计214.3传动片设计214.4本章小结22第5章 从动盘总成设计235.1摩擦片设计235.2从动盘毂设计235.3从动片设计255.4扭转减振器设计255.4.1扭转减振器的功能255.4.2 扭转减振器的结构类型的选择255.4.3扭转减振器的参数确定275.4.4减振弹簧的尺寸确定285.5本章小结30第6章 膜片弹簧设计316.1膜片弹簧的概念316.2膜片弹簧的弹性特性316.3膜片弹簧的强度计算336.4膜片弹簧基本参数的选择346.5膜片弹簧的有限元分析366.5.1建立膜片弹簧PRO/E模型366.5.2膜片弹簧的有限元分析386.6本章小结40第7章 离合器分离装置的设计417.1分离杆的设计417.2离合器分离套筒和分离轴承的设计417.3本章小结42第8章 离合器操纵机构设计438.1操纵机构踏板力和行程438.2操纵机构结构形式438.3操纵机构设计计算438.4本章小结45结论46参考文献47致谢48附录49IV第1章 绪 论1.1 课题研究的目的意义离合器是汽车传动系统中直接与发动机相连接的部件，其主要作用是：传递和切断发动机传给传动系的动力，以保证汽车的平稳起步、停车和换挡；当传给离合器的转矩超过它所能传递的最大摩擦转矩时，离合器主、从动部分之间产生滑磨，从而对传动系统起到保护作用。此外，离合器还可以有效地降低传动系中的振动和噪声。课题研究对象是应用最广泛的膜片弹簧离合器，具有结构简单紧凑、操纵轻便、传动可靠、传递准确以及效率高等特点。主要零件包括膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等，这些关键零部件的设计对整个离合器性能具有很大的影响。传统设计是设计工程师根据自己的理论知识和丰富的工程设计经验首先针对用户的需求进行概念设计，定出结构的类型和形式，选择材料，按规定要求和标准给出受力情况，提出初始设计方案，然后进行结构分析，再根据分析结果进行各个方面的校核;如果不符合经济和安全的要求，则修改初始设计，再进行结构的重分析，重校核，直到满足为止。这种设计的一个主要缺点是难以找到材料的合理分布，因而不易做出比较理想的既经济又安全的设计方案。采用有限元技术研究这些关键零部件的静力学特性，对其结构进行优化设计，是非常重要和必须的。在此基础上，再进行离合器设计不但可以获得最佳的离合器基本参数，还可以大大缩短离合器总成开发周期、降低开发费用，提高设计质量，保证其设计的精确性。1.2课题的研究现状在早期研发的离合器结构中，锥形离合器最为成功。它的原型设计曾装在1889年德国戴姆勒公司生产的钢制车轮的小汽车上。它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。采用锥形离合器的方案一直延续到20世纪20年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比较简单，摩擦面容易修复。它的摩擦材料曾用过骆毛带、皮革带等。那时曾出现过蹄-鼓式离合器，其结构有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。蹄-鼓式离合器用的摩擦元件是木块、皮革带等，蹄-鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。无论锥形离合器或蹄-鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动件根本无法分离的自锁现象。现今所用的盘式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。多片离合器最主要的优点是，汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。早期的设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一青铜盘片。采用纯粹的金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更为满意的性能。浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外，油也容易把金属盘片粘住，不易分离。但毕竟还是优点大于缺点。因为在当时，许多其他离合器还在原创阶段，性能很不稳定。石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘片式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更高的温度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是由多片离合器向单片离合器转变的关键。20世纪20年代末，直到进入30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才使用多片离合器。早期的单片干式离合器由与锥形离合器相似的问题，即离合器接合时不够平顺。但是，由于单片干式离合器结构紧凑，散热良好，转动惯量小，所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功地开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。实际上早在1920年就出现了单片干式离合器，这和前面提到的发明了石棉基的摩擦面片有关。但在那时相当一段时间内，由于技术设计上的缺陷，造成了单片离合器在接合时不够平顺的问题。第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上是没有摩擦面片的，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上的，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上。后来改用多个直径较小的弹簧，沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。这种布置在设计上带来了实实在在的好处，使压盘上的弹簧的工作压力分布更均匀，并减小了轴向尺寸。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式摩擦离合器，因为它具有从动部分转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点，而且由于在结构上采取一定措施，已能做到接合盘式平顺，因此现在广泛采用于大、中、小各类车型中。如今单片干式离合器在结构设计方面相当完善。采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性。离合器从动盘总成中装有扭转减振器，防止了传动系统的扭转共振，减小了传动系统噪声和载荷。随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘用车上愈来愈多地采用具有双质量飞轮的扭转减振器，能更好地降低传动系的噪声。对于重型离合器，由于商用车趋于大型化，发动机功率不断加大，但离合器允许加大尺寸的空间有限，离合器的使用条件日酷一日，增加离合器传扭能力，提高使用寿命，简化操作，已成为重型离合器当前的发展趋势。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上可采用双片干式离合器。从理论上讲，在相同的径向尺寸下，双片离合器的传扭能力和使用寿命是单片的2倍。但受到其他客观因素的影响，实际的效果要比理论值低一些。近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型车上又开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低(不超过93)，因此，起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。查阅国内外资料获知，这种离合器的使用寿命可达干式离合器的5-6倍，但湿式离合器优点的发挥是一定要在某温度范围内才能实现的，超过这一温度范围将起负面效应。目前此技术尚不够完善。1.3膜片弹簧离合器的结构及其优点1.3.1膜片弹簧离合器的结构膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。1、离合器盖离合器盖一般为120或90旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮联结在一起。离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。2、膜片弹簧膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周表面上开有许多均布的长径向槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形窗孔，可以穿过支承铆钉，这部分称之为分离指；从窗孔底部至弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。3、压盘压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连。压盘靠近外圆周处有断续的环状支承凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。4、传动片离合器接合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动；在离合器分离时，压盘相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作均由传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转；在离合器分离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。5、分离轴承总成分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作时主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。目前国产的汽车中多使用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温铿基润滑脂，其端面形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。1.3.2膜片弹簧离合器的工作原理由图1.1可知，离合器盖1与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧3被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘5的压紧力，使得压盘与从动盘6摩擦片之间产生摩擦力。当离合器盖总成随飞轮转动时(构成离合器主动部分)，就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力（1）接合位置 （2）分离位置1-离合器盖 2-铆钉 3-膜片弹簧 4-支撑环 5-压盘6-摩擦片 7-分离轴承总成 8-离合器踏板 9-输出轴图1.1膜片弹簧离合器的工作原理图要分离离合器时，将离合器踏板8踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成7前移推动膜片弹簧分离指，使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处于分离位置，切断了发动机动力的传递。1.3.3膜片弹簧离合器的优点膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点：(1)膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性；(2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；(3)高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；(4)膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀；(5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长；(6)膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。1.4设计内容与技术路线1、设计的基本内容（1）离合器主、从动装置、膜片弹簧等主要零部件的设计；（2）主要零部件的有限元分析；（3）用AutoCAD完成装配图、零件图。2、设计的技术路线设计的技术路线如图1.2所示。压紧弹簧布置形式选择结构方案分析选择轻型车发动机参数膜片弹簧支撑形式压盘驱动方式从动盘数量选择离合器基本尺寸的计算确定离合器主要零件的有限元分析离合器主要参数选择绘制装配图、零件图图1.2 设计的技术路线第2章 有限元基本理论2.1有限元法的发展及应用2.1.1有限单元法的发展历史离散化的思想可以追溯到20世纪40年代。1941年，A.HRENNIKOFF首先提出用构架方法求解弹性力学问题，当时称为离散元素法。1943年R.CUORANT在求解扭转问题时为了表征翘曲函数而将截面分成若干三角形区域，在各三角形区域设定一个线形翘曲函数。这是对里兹法的推广，实际上就是有限元法的基本思想，这一思想真正用于工程中是在电子计算机出现后。20世纪50年代应航空工业的需要，美国波音公司的专家首先采用三节点三角形单元，将矩阵位移法用到平面问题上。同时，联邦德国斯图加特大学的J.H.ARGYRIS教授发表了一组能量原理与矩阵分析论文，为这一方法的理论基础作出了杰出贡献。1960年美国的R.W.CLOUGH教授在一篇论文中首先使用有限元法（THE FANATE ELEMENT METHOD）一词，以后这一名称得到广泛承认。20世纪60年代有限单元法得到迅速发展，除了力学界外许多数学家也参与了这项工作，奠定了有限单元法的理论基础，搞清了有限单元法与变分法的关系，发展了各种各样的单元模式，扩大了有限单元法的应用范围。20世纪70年代以来，有限单元法进一步得到蓬勃发展，其应用范围扩展到所有工程领域，成为连续介质问题数值解法中最活跃的分支。由分法有限元扩展到加权残数法与能量平衡法有限元，由弹性力学平面问题扩展到空间问题、板壳问题，有静力平衡问题扩展到稳定性问题、动力问题和波形问题，由线形问题扩展到非线形问题，分析对象由弹性材料扩展到塑性、粘弹性、粘塑性和复合材料等，由结构分析扩展到结构优化乃至与设计自动化，从固体力学扩展到流体力学、传热学、电磁学等领域1。2.1.2 有限元法的应用 在工程技术领域中，根据分析的目的，有限单元法的应用可以分为三大类： 一是进行静力分析，也就是求解不随时间变化的系统平衡问题。如线弹性系统的应力分析，也可应用在静力学、静磁学、稳态热传导和多孔介质中的流体流动等的分析。 二是模态分析和稳定性分析。它是平衡问题的推广，可以确定一些系统的特征值或临界值，如结构的稳定性分析及线弹性系统固有特性的确定等。 三是进行瞬时动态分析。它可以进行求解一些随时间而变的传播问题。如弹性连续体的瞬时动态分析（或称动力响应），流体动力学等。 在机械与汽车结构分析中，有限单元法已作为一种常用的基本方法被广泛使用。上述的有限单元法三大应用领域也包含了机械与汽车结构有限元分析的主要应用范围。具体来讲，有限元分析应用体现在一是在机械与汽车的设计中，对所有结构件、主要机械零部件的强度、刚度、稳定性分析，有限单元法是不可替代的工具。二是在机械与汽车结构的计算机辅助设计（CAD）、优化设计中，有限元法作为结构分析的工具，已成为其中主要组成部分之一。 三是应用在机械与汽车结构动态分析中，普遍采用有限单元法来进行各构件的模态分析，同时在计算机屏幕上直观形象地再现各构件的振动模态，进一步计算出各构件的动态响应，较真实地描绘出动态过程，为结构的动态设计提供方便有效的工具。 有限单元法最初应用于航空器的强度计算，但随着研究的深入，有限单元法不仅应用于力学问题的分析计算，还在其他科学技术领域中得到广泛应用，成为一种应用广泛、实用高效的数值计算方法。2.2机械结构有限元基本理论2.2.1机械结构有限元分析的基本内容 (1)静态分析。静态分析是指在稳定载荷的条件下对结构进行应力、应变和位移的分析，同时不考虑惯性和阻尼特性，并且不考虑随时间变化的载荷，但允许有稳定的惯性载荷（重力和离心力）作用。随时间变化的载荷可等效为静态载荷之后，再进行静态分析。静态分析验算其指向误差是否超过给定的精度要求。(2)动态分析。机械结构动态分析问题是指结构受到载荷作用没有达到静力学意义的平衡状态，或由于在弹性力的作用下，结构在平衡位置附近做有规律振动。在分析动力学问题时，位移和应力等都是时间的函数，所以不仅考虑结构的刚度，而且应考虑其惯性和阻尼特性。动态分析主要是计算结构部件和系统的固有频率及振型。2.2.2机械结构分析的有限元法机械结构特性分析是机械产品设计的重要环节。目前，结构分析计算的方法有很多种，有限单元法是运用最为成功、最为广泛的方法。有限元法运用离散概念，把一个弹性连续体分割成由若干个有限单元组成的集合体，单元之间在节点处以铰链相联接，有单元组合而成的结构近似代替原连续结构，通过求解单元内的节点在一定约束和载荷条件下的位移，求解单元内的应力并组合得到一组代数方程组，最后求解得数值解。对于不同物理性质和数学模型的问题，有限元求解的基本步骤是相同的，只是具体公式推导和运算求解是不同的，有限元求解问题的基本步骤如下：(1)问题及求解区域定义：根据实际问题近似确定求解域的物理性质和几何区域。(2)求解域的离散化：将求解域近似为具有不同有限大小和形状彼此相连的有限个单元组成的离散域，习惯上称为有限元网格划分。显然单元越小（网格越细）则离散域的近似程度越好，计算结果也越精确，但计算量及误差都将增大，因此求解域的离散化是有限元法核心技术之一。(3)确定状态变量及控制方法：一个具体的物理问题通常可以用一组包含问题状态变量边界条件的微分方程式表示，为适合有限元求解，通常将微分方程化为等价的泛涵形式。(4)单元推导：对单元构造一个适合的近似解，即推导有限单元的列式，其中包括选择合理的单元坐标系，建立单元函数，以某种方法给出单元各状态变量的离散关系，从而形成单元刚度矩阵。(5)求解：将单元形成离散域的总矩阵方程（联合方程组），反映对近似求解域的离散域的要求，即单元函数的连续性要满足一定的连续条件。联合方程组的求解可用直线法、迭代法和随机法。求解结果是单元节点处状态变量的近似值。(6)计算单元应力并整理计算结果：根据求得的位移可以求出结构上所有需要的部件上的应力。并能够绘出结构变形图及各种应力分量、应力组合的等值图2。 2.2.3机械结构静态分析有限元法静态分析有限元法是指求解不随时间变化的系统平衡问题。如线弹性系统的应力等。线性方程的等效方程为： Error! No bookmark name given. (2.1) (2.2)式中：_ 总刚度矩阵，；_ 节点位移矢量；N _单元数；_ 单元刚度矩阵；_支反载荷矢量；_所受的总外载荷。 通过解有限元方程（2.1）式，得出各节点位移矢量u。根据位移插值函数，由弹性力学中给出的应变和位移及应变和应力的关系，得单元节点的应变和应力表达式： (2.3) (2.4)式中：_ 由应力引起的应变；_ 节点上的应变位移矩阵；_ 节点的位移矢量；_ 热应变矢量（本文不考虑）；_ 应力矢量；_ 弹性矩阵系数。 求解（2.3）和（2.4）式，得到各节点相应的应力。综上所述，我们用有限元分析法求出结构的节点位移及节点应力，得到结构静态特性分析结果。2.3 ANSYS 软件简介ANSYS 软件是一个功能强大的灵活的设计分析及优化、融结构、热、流体、电磁、声学于一体的大型通用有限元商用分析软件，可广泛应用于核工业、铁道、石油化工、航空航天、机械制造、能源、汽车交通、国防军工、电子、土木工程、造船、生物医学、轻工、地矿、水利、日用家电等一般工业及科学研究。该软件提供了一个不断改进的功能清单，具体包括：结构高度非线性分析、电磁分析、计算流体动力分析、设计优化、接触分析、自适应网格划分、大应变/有限转动功能以及利用ANSYS参数设计语言（APDL）的扩展宏命令功能。基于Montif 的菜单系统使用户能够通过对话框、下拉式菜单和子菜单进行数据输入和功能选择，方便用户操作。在有限元的分析过程中，程序通常使用以下三个部分：前处理模块（PREP7），分析求解模块（SOLUTION）和后处理模块（POST1和POST26）。前处理模块为一个强大的实体建模和网格划分工具，通过这个模块用户可以建立自己想要的工程有限元模型。分析求解模块是对已建好的模型在一定的载荷和约束条件下进行有限元计算，求解平衡微分方程。后处理模型是对计算结果进行处理，可将结果显示出来。ANSYS公司成立于1970年，总部位于美国宾夕法尼亚洲的匹兹堡，目前是世界CAE行业最大的公司。其创始人John Swanson博士为匹兹堡大学力学系教授、有限元届的权威。他洞察了计算机模拟工程商品化的发展，把握住了有限元软件发展方向，使ANSYS 公司在同行业中一直处于领先地位。ANSYS 软件的最初版本于今天的版本相比已有很大的区别，它仅仅提供了热分析及线性结构分析功能，是一个批处理程序，只能在大型计算机上使用。20世纪70年代初，非线性、子结构以及更多的单元类型的加入；20世纪70年代末，图形技术和交互式操作方法的应用使得ANSYS软件得到了很大的改善，前后处理技术进入了一个崭新的阶段。 今天ANSYS软件更加趋于完善，功能更加强大，使用更加便捷。ANSYS 5.7 版本的推出对显示动力分析（LS-DYNA）、概率设计系统（PDS）、计算流体动力学功能以及多物理场功能均作了很大的改进与提高。2. 本章小结本章阐述了有限元法的发展、概念、原理和有限元静力学分析法，以及对有限元应用软件ANSYS的介绍，奠定了下面有限元静力分析的理论基础。 第3章 方案选择与基本尺寸参数确定3.1方案选择根据任务书所提设计参数如表3.1。表3.1 设计基本参数最大功率95kw/5500r/min最大扭矩165 Nm/3500r/min由汽车设计对乘用车和最大总质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一个从动盘，所以采用单片离合器。本车采用的摩擦式离合器是因为其结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。采用膜片弹簧离合器是因为膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断地提高，因而这种离合器在轿车及微型、轻型客车上已得到广泛的采用，而且逐渐扩展到载货汽车上。从动盘选择单片式从动盘是一位其结构简单，调整方便。压盘驱动方式采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求又有利于压盘定中。综上本次设计选择单片推式膜片弹簧离合器。3.2后备系数的选择离合器的后备系数，选择时应考虑摩擦片磨损后仍能传递及避免起步时滑磨时间过长；同时应考虑防止传动系过载及操纵轻便等。表3.2后备系数表车 型轿车 轻型货车中、 重型货车越野车 牵引车后 备 系 数1.301.751.602.252.03.5本设计是基于松花江微型客车HFJ1010的离合器设计，该车型属于轻型货车类型，故选择本次设计的后背系数在1.301.75之间选择。因为该车型为小型车，不需要太大的后备系数，取=1.3。3.3离合器基本性能关系式 离合器的基本功能之一是传递转矩，因此离合器转矩容量是离合器最为基本的性能之一。通过转矩容量能初步定出离合器的原始参数、尺寸。为了能可靠地传递发动机最大转矩，离合器的转矩容量应大于发动机最大转矩，而离合器传递的摩擦力矩又决定于其摩擦面数Z、摩擦系数f、作用在摩擦面上的总压紧力P与摩擦片平均摩擦半径Rm，即 Nm （3.1）式中：离合器的后备系。摩擦系数。该车型发动机最大转矩为165Nm，取后备系数=1.3可得离合器的转矩容量=Nm3。3.4摩擦片外径的确定摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩来确定D时，可以查表3.3来确定摩擦片外径D的尺。表3.3离合器尺寸选择参数表摩擦片外径D/mm发动机最大转矩Te max/Nm单片离合器双片离合器重负荷中等负荷极限值2251301501702501702002302802402803203002603103603253203804503504104805503805106007004106207208304303506808009304503808209501100所选的尺寸D应符合有关标准(JB1457-74)的规定。表3.3给出了离合器摩擦片的尺寸系列和参数。另外，所选的D应符合其最大圆周速度不超过6570m/s的要求，且重型汽车不应超过50m/s。表3.4离合器摩擦片尺寸系列和参数外径内径厚度内外径之比单位面积1601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.583466003251903.50.5855460035019540.5576780038020540.54072900发动机参数该车型发动机最大转矩Te max为165Nm根据经验公式，D=，对于小轿车 A=47，得D=105.689mm，根据Te max 初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，表3.4为我国摩擦片尺寸的标准。摩擦片外径D=180mm摩擦片内径d=125mm摩擦片厚度h=3.5mm摩擦片内外径比d/D=0.694单面面积F=13200mm2根据式中：为摩擦片最大圆周速度（m/s）; 为发动机最高转速（r/min）。所以，故符合条件4。3.5摩擦片的有限元分析3.5.1建立摩擦片的有限元模型建立有限元模型主要分为两阶段，即几何模型阶段和网格划分阶段。根据上边计算选取摩擦片结构尺寸建立模型。如图3.1图3.1 摩擦片模型本文采用实体块单元（SOLID45），进行结构离散，即网格划分。网格划分对于ANSYS软件来说，有二种划分方式：自由网格划分、映射网格划分。自由网格划分主要用于划分边界形状不规则的区域，生成排列不规则的网格，其单元的形状也是大小不一的，常常用于复杂边界形状的网格划分，但其分析精度不高；映射网格划分是将规则的形状（如正方形、三棱柱等）映射到不规则的区域（如畸变的四边形、底面不是正多边形的棱柱等），它所生成的网格相互之间是呈规则的排列的，分析精度也很高，但它要求划分区域满足一定的条件，否则不能划分，对于复杂形状的边界模拟能力较自由网格划分差。本文采用自由网格划分，共生成了2683个单元，1055个节点。生成有限元模型如图3.2。 图3.2 摩擦片有限元模型3.5.2 摩擦片的计算结果与结果分析考虑分析类型为摩擦片在最大受载的情况下的静力分析，摩擦片没有转动，摩擦力为最大摩擦力。可以把摩擦片看做一面全约束，另一面受压力转矩作用的单元体。压力的加载方法可以转换为受力面得压强，转矩的加载则需要引入一个具有旋转自由度的节点。压强转矩T=Nm。通过有限元分析软件ANSYS8.0的计算，得到有限元模型在外载荷下的整体应变图。图3.3 节点应力等值线图 第一应力图 第二应力图 第三应力图 X应力图 Y应力图 Z应力图 图3.4应力强度云图单位：Pa 表3.5 加载处及其周围节点主应力表节点号40238635434993 416 主应力1.1074E51.1593E51.0876E51.1023E51.0403E51.1617E5单位：m 表3.6 节点位移表NODEUXUYUZUSUM4020.24324E-08-0.71951E-10-0.61836E-130.24334E-08425-0.17707E-08-0.16692E-08-0.11026E-130.24335E-08396-0.24323E-080.71770E-10-0.15040E-120.24334E-08386-0.51070E-10-0.25554E-080.82071E-130.25559E-08由图3.3可看出摩擦片从内圈到外圈变形逐渐变大。取摩擦片变形最大的几个点，列出位移表，见表3.6，该表列出了这些节点在各个方向上的变形。由表得第402号节点位移最大，大小是0.25559E-08m,，远小于经验许用刚度，满足设计要求。由图3.4可以看出在摩擦片内圈和铆钉处应力强度最大，列出应力表，见表3.5。由表得第416号节点应力最大，大小是1.1617E5Pa，远小于许用应力345 MPa，满足设计要求。由分析得知摩擦片的应力应变都远小于许用应力许用刚度，在传统设计没有强度校核是有根据的。3.6本章小结本章对离合器的摩擦片进行了设计选择，确定了离合器摩擦片的外径尺寸，对以后其他多个部件总成的外形尺寸选择起了决定作用。通过有限元软件ANSYS对摩擦片有限元模型进行了有限元静力分析，验证了摩擦片设计的合理性。第4章 主动部分设计4.1压盘参数的选择和校核压盘形状较复杂，要求传热性好、具有较高的摩擦系数及耐磨。故通常由灰铸铁HT200铸成，金相组织呈珠光体结构，硬度HB170227。另外可添加少量金属元素(如镍、铁、锰合金等)以增强其机械强度。压盘的外径可根据摩擦片的外径由结构确定。为了使每次接合的温升不致过高，压盘应具有足够大的质量以吸收热量；为了保证在受热情况下不致翘曲变形，压盘应具有足够大的刚度且一般都较厚(载货汽车的离合器压盘，其厚度一般不小于15mm)。此外，压盘的结构设计还应注意其通风冷却要好，例如在压盘体内铸出导风槽。压盘的厚度初步确定后，应校核离合器一次接合的温升不应超过810温升的校核按式为：=L/mc （4.1）式中：传到压盘的热量所占的比率。对单片离合器，=0.5；m压盘的质量，kg；c压盘的比热容，铸铁的比热容为)；L滑磨功，J。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。压盘单件的平衡精度应不低于1520gcm。选择压盘厚度为15mm，外径185mm，内径120mm。代入公式（4.1）进行校核计算，=4.24符合标准5。4.2压盘的有限元分析4.2.1建立压盘有限元模型在ANSYS交互界面直接建立模型，合理的对压盘进行了简化不影响分析结果。通过体与体之间的加和减形成图4.1的模型，压盘材料为HT200刚密度：=7.85103 kg/m3弹性模量 ： E=2.1e11 Pa最大许用应力：240MPa泊松比 ：=0.30图4.1 ANSYS建立压盘模型采用实体块单元（SOLID45），进行结构离散，即网格划分。该单元在有限元法中具有8个节点，3个自由度。采用自由网格划分，共生成了10106个单元，2626个节点，生成的有限元模型如图4.2、4.3。 图4.2 压盘有限元模型 图4.3 压盘有限元模型4.2.2压盘有限元计算及结果分析考虑分析类型为压盘在最大受载的情况下的静力分析，压盘没有转动，可以把压盘看做一面全约束，另一面受压力转矩作用的单元体。压力的加载方法可以转换为受力面得压强，转矩的加载则需要引入一个具有旋转自由度的节点。压强转矩T=Nm。通过有限元分析软件ANSYS8.0的计算，得到有限元模型在外载荷下的整体应变图。 图4.3 节点应力等值线图 图4.4 第一应力图 图4.5 第二应力图 图4.6 第三应力图 图4.7 X应力图 图4.8 Y 应力图图4.9 Z应力图单位：Pa 表4.1 加载处及其周围节点主应力表节点号18286365534316 主应力1.40286E61.13073E61.11202E61.29122E61.28197E6单位：m 表4.2 节点位移表NODEUXUYUZUSUM860.84324E-08-0.71951E-10-0.81836E-130.86319E-08304-0.146087-08-0.16692E-08-0.11026E-13-0.14695E-08547-0.24323E-080.71770E-10-0.15040E-12-0.84393E-081124-0.51070E-10-0.25554E-080.82071E-80.84386E-08由图4.3可看出压盘从内圈到外圈变形逐渐变大。取压盘变形最大的几个点，列出位移表，见表4.1，该表列出了这些节点在各个方向上的变形。由表得第86号节点位移最大，大小是0.86319E-08m,，远小于许用刚度，满足设计要求。由图4.4-图4.9可以看出在压盘内圈应力强度最大，列出应力表，见表4.2。由表得第18号节点应力最大，大小是1.40286E6，远小于许用应力240 MPa，满足设计要求。由分析得知压盘的应力应变都远小于许用应力许用压强，在传统设计对压盘没有强度校核而是进行了温度校核，由此得知压盘做为离合器中的主要散热件之一温度场才是其最主要的设计依据6。4.2离合器盖设计一般采用厚2. 55mm的低碳钢钢板冲压制造。离合器盖的形状和尺寸由离合器的结构设计确定。在设计时要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换档困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，其对于飞轮轴线的对中十分重要。对中方式可采用定位销或定位螺栓以及止口对中。为了加强通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口，甚至将盖设计成带有鼓风叶片的结构。本设计离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径，能将其他离合器上的部件包括其中即可。4.3传动片设计压盘与飞轮通过弹性传动片连接时，则传动片应进行拉伸应力的强度校核；若通过凸块一窗孔、传力销或键连接时，则应进行挤压应力的强度校核： （4.2）式中：考虑发动机转矩分配到压盘上的比例系数，单片离合器取；力的作用半径，m；工作元件(例凸块一窗孔、传动销、键)的数目，这里取3组每组4片；接触面积，mm2，这里取长为45mm，宽为10mm，所以F=450 mm2 。计算得=5.22符合标准5。1-传力装置；2-分离杠杆中间支承；3-支承叉；4-调整螺母图4.10 压盘及分离杠杆计算用图4.4本章小结本章对离合器主动件进行了设计、计算、选择及校核。主动件包括离合器盖、压盘等。这些部件都是给离合器传递扭矩的部件，他们共同的特点是都要有良好的散热能力，能有效把在主动部分的热传递出去的能力。这些部件总成都是符合标准的部件，经过严格的校核计算，可以符合使用的标准，满足使用的需要。第5章 从动盘总成设计5.1摩擦片设计离合器表面片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求面片应有下列一些综合性能：（1）在工作时有相对较高的摩擦系数；（2）在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，步希望出现，摩擦系数衰退现象；（3）在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的耐磨性能；（4）能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好的性能；（5）能抵抗高转速下大的离心力载荷而不破坏；（6）在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度；（7）具有小的转动惯量，材料加工性能良好；（8）在整个正常工作温度范围，和对偶材料压盘、飞轮等有良好的兼容摩擦性能；（9）摩擦副对偶面有高度的溶污性能，不易影响它们的摩擦作用；（10）具有良好的性能/价格比。鉴于以上各点，近年来，摩擦材料的种类增长极快。挑选摩擦材料的基本原则是：（1）满足性能标准；（2）成本最小；本设计离合器摩擦片选用石棉基材料。这种材料能和好的的完成上边提到的各种要求，所以选择这种材料。摩擦片的尺寸参数在第3.4节中已经查表得出，不再叙述。5.2从动盘毂设计从动盘毅的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接，以便从动盘毅能作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按GB1144-74选取(见表4.1)。从动盘毅花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的(1.01. 4)倍(上限用于工作条件恶劣的离合器)，以保证从动盘毅沿轴向移动时不产生偏斜。表5.1 GB1144-74从动盘外径D/mm发动机转矩/Nm花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm键齿宽b/mm有效齿长l/mm挤压应力/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5花键尺寸选定后应进行挤压应力 ( MPa)及剪切应力j ( MPa)的强度校核： （5.1） （5.2）式中： ，分别为花键外径及内径，mm；n花键齿数；，b分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm；z从动盘毅的数目；发动机最大转矩，Nmm。从动盘毅通常由40Cr ， 45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，HRC2832。由表5.1选取得：花键齿数n=10；花键外径D=26mm；花键内径D=21mm；键齿宽b=3mm；有效齿长l=20mm；挤压应力=11.8MPa；校核符合强度要求。5.3从动片设计 从动片通常用1.32.0mm厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至0.651.0mm，以减小其转动惯量。从动片的材料与其结构型式有关，整体式即不带波形弹簧片的从动片，一般用高碳钢(50或85号钢)或65Mn钢板，热处理硬度HRC3848；采用波形弹簧片的分开式(或组合式)从动片，从动片采用08钢板，氰化表面硬度HRC45，层深0.20.3mm；波形弹簧片采用65Mn钢板，热处理硬度 HRC4351。5.4扭转减振器设计5.4.1扭转减振器的功能为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性一阻尼装置，它就是装在离合器从动盘上的扭转减振器。其弹性元件用来降低传动系前端的扭转刚度，降低传动系扭振系统三节点振型的固有频率，以便将较为严重的扭振车速移出常用车速范围(当然，在实际中要做到这一点是非常困难的)；其阻尼元件用来消耗扭振能量，从而可有效地降低传动系的共振载荷、非共振载荷及噪声。5.4.2 扭转减振器的结构类型的选择图5.1给出了几种扭转减振器的结构图，它们之间的差异在于采用了不同的弹性元件和阻尼装置。采用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器(见图5.1a-d)得到了最广泛的应用。在这种结构中，从动片和从动盘毅上都开有6个窗口，在每个窗口中装有一个减振弹簧，因而发动机转矩由从动片传给从动盘毅时必须通过沿从动片圆周切向布置的弹簧，这样即将从动片和从动盘毅弹性地连接在一起，从而改变了传动系统的刚度。当6个弹簧属同一规格并同时起作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。这种具有线性特性的扭转减振器，结构较简单，广泛用于汽油机汽车中。当6个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进人工作时，则称为两级或三级非线性扭转减振器(图5.1e为三级的)。这种非线性扭转减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。柴油机的怠速旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮轮齿问的敲击。为此，可使扭转减振器具有两级或三级非线性弹性特性。第一级刚度很小，称怠速级，对降低变速器怠速噪声效果显著。线性扭转减振器只能在一种载荷工况(通常为发动机最大转矩)下有效地工作，而三级非线性扭转减振器的弹性特性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围，这有利于避免传动系共振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声。 采用空心圆柱形见(图5.1f)或星形等其他形状的橡胶弹性元件的扭转减振器，也具有非线性的弹性特性。虽然其结构简单、橡胶变形时具有较大的内摩擦，因而不需另加阻尼装置，但由于它会使从动盘的转动惯量显著增大，且在离合器热状态下工作需用专门的橡胶制造，因此尚未得到广泛采用。减振器的阻尼元件多采用摩擦片，在(图5.1a)的结构中阻尼摩擦片的正压力靠从1-从动片；2-从动盘毂；3-摩擦片；4-减振弹簧；5-碟形弹簧垫片；6-压紧弹簧；7-减振盘；8-橡胶弹性元件图5.1减振器结构图动片与减振盘间的连接铆钉建立。其结构虽简单，但当摩擦片磨损后，阻尼力矩便减小甚至消失。为了保证正压力从而阻尼力矩的稳定，可加进碟形弹簧(图5.1c，d)，同时采用不同刚度的碟形弹簧和圆柱螺旋压簧分别对两组摩擦片建立不同的正压力(图5.1d)，就可实现阻尼力矩的非线性变化。5.4.3扭转减振器的参数确定1、扭转减振器的角刚度减振器扭转角刚度Ca决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公式初选角刚度 Ca13 （5.3）式中 为极限转矩，按下式计算 =（1.52.0） （5.4）式中 ：2.0适用乘用车，1.5适用商用车，本设计为乘用车，选取2.0；为发动机最大扭矩。代入数值得=105，Ca 1365。2、扭转减振器最大摩擦力矩由于减振器扭转刚度Ca受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般可按下式初选为 =（0.060.17） （5.5）取=0.15，本设计按其选取=7.875Nm。3、扭转减振器的预紧力矩减振弹簧安装时应有一定的预紧。这样，在传递同样大小的极限转矩它将降低减振器的刚度，这是有利的，但预紧力值一般不应该大于摩擦力矩否则在反向工作时，扭转减振器将停止工作。一般选取=（0.050.15）=5.25 Nm。4、扭转减振器的弹簧分布半径减振弹簧的分布尺寸R1的尺寸应尽可能大一些，一般取 R1 =（0.600.75）D/2 （5.6） 其中D为摩擦片内径，代入数值，得R1 =37mm。 5、扭转减振器弹簧数目 可参考表5.2选取，本设计D=180mm，选取Z=6。表5.2减振弹簧的选取离合器摩擦片外径减振弹簧数目Z 225250 46 250325 68 325355 810 350 10以上6、扭转减振器减振弹簧的总压力当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大Tj = （5.7）式中：的计算应按Tj的大者来进行=2837N。每个弹簧工作压力 （5.8）=472N。7、从动片相对从动盘毂的最大转角 （5.9）=1.66 8、限位销与从动盘缺口侧边的间隙 （5.10）式中：R2为限位销的安装半径，一般为2.54mm。本设计取=3。9、限位销直径限位销直径按结构布置选定，一般=9.512mm，本设计取=10。 5.4.4减振弹簧的尺寸确定在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。弹簧的平均直径：一般由结构布置决定，通常选取=1115左右。本设计选取=12。弹簧钢丝直径： （5.11）式中 ：扭转许用应力=550600Mpa；D1算出后应该圆整为标准值，一般为34mm左右。代入数值，得=3.05，符合上述要求。 减振弹簧刚度： （5.12）=122.8N/mm 减振弹簧的有效圈数： = （5.13）式中：G材料的扭转弹性模数，对钢=83000N/mm2。代入数值，得=4.3。 减振弹簧的总圈数=6。减振弹簧在最大工作压力P时最小长度： （5.14）=20.13mm式中：=0.337为弹簧圈之间的间隙。减振弹簧的总变形量： （5.15）=2.77mm减振弹簧的自由高度： （5.16）=22.9mm减振弹簧的预变形量： （5.17）=0.679减振弹簧安装后的工作高度： （5.18）=22.22mm5.5本章小结 本章对离合器从动盘各部件总成进行了设计计算及校核。从动盘包括摩擦片、扭转减振器、波形弹簧、从动盘毂及其他一些起紧固、传递力作用的零件。考虑了其各方面的要求及特征，改进了原零件的一些设计方案和材料，使整体效果更好一些。并能提高离合器本身的使用寿命及汽车的舒适性等。第6章 膜片弹簧设计6.1膜片弹簧的概念膜片弹簧的大端处为一完整的截锥，类似无底的碟子，和一般机械上用的碟形弹簧一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。与碟形弹簧不同的是在膜片弹簧上还有径向开槽部分，形成许多称为分离指、起分离杠杆作用的弹性杠杆。分离指与碟簧部分小端交接处的径向槽较宽且呈圆形孔，分离指根部的过渡圆角半径应大于4.5mm，以减少分离指根部的应力集中，圆形孔又可用来安置销钉固定膜片弹簧。6.2膜片弹簧的弹性特性膜片弹簧的弹性特性是由其碟簧部分所决定，是非线性的，与自由状态下碟簧部分的内锥高H及弹簧的钢板厚h有关。不同的H/h值有不同的弹性特性(见图5.1)。当(H/h)时，P为增函数，这种弹簧的刚度大适于承受大载荷并用作缓冲装置中的行程限制。当(H/h)=，特性曲线上有一拐点，若(H/h)=1.5，则特性曲线中段平直，即变形增加但载荷P几乎不变，故这种弹簧称零刚度弹簧。当H/h)2，则特性曲线中有一段负刚度区域，即变形增加而载荷反而减小。这种特性很适于作为离合器的压紧弹簧。因为可利用其负刚度区使分离离合器时载荷下降，达到操纵省力的目的。当然，负刚度也不宜过大，以免弹簧工作位置略微变动就引起弹簧压紧力过大的变化。为兼顾操纵轻便及压紧力变化不大，汽车离合器膜片弹簧通常取1.5(H/h)2，则特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的区域。这种弹簧适于汽车液力传动中的锁止机构。图6.1不同时的无弹性特性曲线碟形弹簧当其大、小端部承受压力时，载荷P与变形久之间有如下关系： （6.1）式中：E弹性模量，对于钢：E=21 X 104MPa波桑比，钢材料取=0. 3；h弹簧钢板厚度，mm；H碟簧的内截锥高，mm；R碟簧大端半径，mm；A系数，m碟簧大、小端半径之比，m=R/r。汽车离合器膜片弹簧在实际安装中的支承点如图6.2所示。(a)自由状态；（b）结合状态；（c）分离状态图6.2膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形 (6.2)经过整理式（6.1）可得如下关系式： （6.3）利用式（6.3）可绘制出膜片弹簧的特性曲线，如图6.3所示。图6.3 膜片弹簧特性曲线 （6.4）式（6.2）即为分离轴承推力与膜片弹簧变形的关系式。将（6.5）与（6.6）代入（6.4）中， （6.5） （6.6）可得到与的关系式（6.7），式中为分离轴承作用半径 =18mm （6.7）6.3膜片弹簧的强度计算前述膜片弹簧的载荷与变形之间的关系式，是在假定膜片弹簧在承载过程中，其子午截面无变形而只是刚性地绕该截面上的某一中性点O转动的条件下推导出的。根据这一假定可知，截面在O点处沿圆周方向的切向应变为零，因而该点处的切向应力亦为零。O点以外的截面上的点，一般均产生切向应变，故亦有切向应力。图6.4中性点O为坐标原点在子午截面处建立x-y坐标系若如图6.4所示以中性点O为坐标原点在子午截面处建立x-y坐标系，则截面上任意点的切向应力为： （6.8）式中：碟簧部分子午截面的转角，rad；膜片弹簧自由状态时的圆锥底角，rad；中性点O的半径，mm； 。经计算=537MPa，不大于15001700Mpa，符合适用强度8。6.4膜片弹簧基本参数的选择1、膜片弹簧原始内截锥高与弹簧片厚度比的选择此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用H/ h对弹簧特性的影响正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽车的膜片弹簧离合器多取： 其中：h为钢板厚度，取3mm，H/h取等于1.5则膜片弹簧原始内截锥高H=4.5。2、膜片弹簧工作点位置的选择汽车离合器膜片弹簧特性曲线的形状如图6.5所示。选择好曲线上的几个特定工作点的位置很重要。拐点T对应着膜片弹簧的压平位置，而为曲线凸点M和凹点N的横坐标平均值。B点为新离合器(摩擦片无磨损)在接合状态时的工作点，通常取在使其横坐标为=(0.81.0)的位置，以保证摩擦片在最大磨损后的工作点A处图6.5膜片弹簧工作位置图压紧力变化不大。摩擦片总的最大允许磨损量可按下式求得： （6.9）式中：离合器的摩擦片工作表面数目，例单片=2；每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为=0.5lmm。C点为离合器彻底分离时的工作点。它以靠近N点为好，以减小分离轴承的推力使操纵轻便。这里本离合器为单片式离合器，所以=2，该车型以城市公路为主，再考虑经济性，故取=lmm。由上可知=2mm。3、膜片弹簧大端半径及大端半径与分离指半径比的选择膜片弹簧的大端半径R应根据结构要求和摩擦片的尺寸来确定。比值R/r的选定影响到材料的利用效率。R/r愈小，则弹簧材料的利用效率愈好。碟形弹簧储存弹性能的能力在R/r=1.82.0为最大，用于缓和冲击、吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧最佳。但对汽车离合器膜片弹簧来说，并不要求储存大量的弹性能，而应根据结构布置及压紧力的需要，通常取R/r=1.21.3(即1.25左右)。膜片弹簧大端半径即为摩擦片外径取R=90mm。而R/r=1.25，所以r=72mm。4、膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角在1012范围内选择。arctanH/(R-r)=11.3，满足1012的范围。5、膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径膜片弹簧小端半径由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴的花键外径。 分离轴承作用半径为标准件，应大于。按花健外径选用=18mm，也应大于华健外径26mm，取=15mm。6、分离指的数目和切槽宽及半径分离指的数目n多取为18；切槽宽=3.23.5mm；=9l0mm；半径的取值应满足(r-)的要求。选取=3.5mm，=10mm；=54mm，其满足(r-)的要求。7、支承圈平均半径和膜片弹簧与压盘的接触半径 支承圈平均半径与膜片弹簧与压盘的接触半径的取值将影响膜片弹簧的刚度。应略大于r且尽量接近r；应略小于R且尽量接近于R。取=65mm =78mm6.5膜片弹簧的有限元分析6.5.1.建立膜片弹簧PRO/E模型由于在ANSYS中直接建立模型比较困难，所以选择先在PRO/E中建立模型然后导入ANSYS分析。先拉伸出一个整体的外形如图6.6，图6.6膜片弹簧Pro/E建立过程然后对其进行抽壳处理如图6.7所示，图6.7膜片弹簧Pro/E建立过程最后把不需要的部分剪切出去，留下分离指如图6.8所示。图6.8膜片弹簧Pro/E建立过程6.5.2.膜片弹簧的有限元分析通过PRO/E与ANSYS建立的通道导入ANSYS进行分析如图6.9图6.9 PRO/E导入ANSYS通道膜片弹簧材料为60Si2MnA密度：=7.8103 kg/m3弹性模量 ： E=2e11 Pa最大许用应力：1300MPa泊松比 ：=0.30采用实体块单元（SOLID45），进行结构离散，即网格划分。该单元在有限元法中具有8个节点，3个自由度。采用自由网格划分，生成的有限元模型如图6.8，共生成了9357个单元，2580个节点 图6.10 导入有限元后模型 图6.11 网格划分按图6.2 所示结合状态下膜片弹簧的受力图给待分析膜片弹簧施加约束和载荷。约束是加在切槽孔的全约束；载荷分为分离轴承作用半径上的压力和作用在压盘支撑半径上的支撑力其中作用在半径各个节点的作用在半径个节点上的通过有限元分析软件ANSYS8.0的计算，得到有限元模型在外载荷下的整体应变图。 图6.12 第一应力图 图6.13 第二应力图 图6.14 第三应力图 图6.15 X应力图 图6.16 Y应力图 图6.17 Z应力图图6.18 全应力图 由以上图知所设计的膜片弹簧完全符合设计要求，并且找到了膜片弹簧的应力集中点为窗孔槽周围的节点，最容易形成裂纹应提高制造精度避免应力集中，提高使用寿命。6.6本章小结本章膜片弹簧进行了优化计算，使其可以更好的在该设计的离合器中工作，提高离合器的使用寿命及工作效率。膜片弹簧本身就兼起压紧弹簧和分离杠杆作用，是离合器上最重要的部件。对膜片弹簧进行了PRO/E建模，并导入ANSYS进行有限元结构分析得出了有效地结果，对膜片弹簧的设计制造给出了建议。第7章 离合器分离装置的设计离合器的分离装置包括分离杆，分离轴承和分离套筒。7.1分离杆的设计本设计才用的是膜片弹簧的压紧机构，分离杆的作用由膜片弹簧中的分离指来完成。 在设计分离杆时应注意以下几个问题：（1）分离杆要有足够的刚度；（2）分离杆的铰接处应避免运动上的干涉；（3）分离杆内端的高度可以调整。7.2离合器分离套筒和分离轴承的设计 分离轴承在工作中主要承受轴向力，在离合器分离时，由于分离轴承的旋转，在受离心力的作用下，还承受径向力。在传统离合器中采用的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承。而在现代汽车离合器中主要采用了角接触式的径向推力球轴承，并由轴承内圈转动。本设计的是膜片弹簧离合器，为了保证在分离离合器时分离轴承能均匀地压紧膜片弹簧内端，采用可以自位（自动调准中心）的分离装置，其结构示意图见图6.1，可以弥补因几何上偏移造成的强烈振动。自位分离轴承和分离套筒通过碟形弹簧装配在一起成为一体，碟形弹簧小端卡紧在轴承套筒座的外凸台部位，其大端压紧轴承外圈的内端面，依靠摩擦把分离轴承与轴承套筒连在一起。图中间隙A所允许的调节量为1.42.4。这种轴承的内外圈可由80Cr2轴承钢冲制加工而成，外密封环用0.5厚板材冲制,表面有硫化氟橡胶,其密封刃口朝向轴承内座圈来密封，轴承中分布了15个钢球。分离套筒装在变速器第一轴承盖的轴颈上，两者之间为间隙配合，可以在自由移动，而分离轴承内圈与分离套筒座相配合处径向有0.5的间隙.在离合器处于结合状态时,分离轴承的端面与分离杠杆之间应留有34间隙，以备在摩擦片磨损的情况下，不致防碍压盘继续压紧从动盘总成，以保证可靠地传递发动机转矩。这个间隙反映为踏板上的一段自由行程。 1分离轴承罩；2分离轴承；3分离套筒；4波形弹簧片 图7.1自动调心轴承 在本设计中，由前面选择的花键毂花键的尺寸（外径29，内径23）因而根据有关结构尺寸数据可初选一系列有关分离轴承和分离套筒及轴颈之间的配合尺寸：表7.1 分离轴承分离套筒及轴颈间的配合尺寸分离轴承内径分离套筒外径分离套筒内径第一轴轴承盖轴颈外径36362626分离轴承必须进行润滑，本设计采用的润滑方式为定期进行润滑，在分离套筒上开有用来注润滑油的缺口，而在离合器壳上装有注油杯并用软管通到分离套筒的缺口处。分离轴承在选择时，充分考虑了要有足够的使用年限，因此在此不必再校核强度。7.2本章小结本章对分离装置的分离杆、分离轴承和分离套筒进行了选择，并根据从动盘毂的花键尺寸对分离装置的尺寸进行了选择。第8章 离合器操纵机构设计离合器操纵系统的功能是，把驾驶员对离合器踏板的输入（力和位移）变成在分离轴承上的输出（也是力和位移），来控制离合器结合和分离从而完成对汽车传动系统的动力切断或传递。因此黧黑踏板的位置、相关尺寸、作用力以及行程的大小都要符合人体工程学的要求。8.1 操纵机构踏板力和行程为减轻司机的疲劳，踏板力应尽可能的小，又保证有一定的感觉，所以踏板力和行程应如下：轿车：80130N载货汽车：150200N踏板最大行程175mm 本设计踏板力F=120N,踏板行程=150mm，踏板储备行程25mm。8.2 操纵机构的结构形式离合器操纵机构分为机械式、液压式、气压式、自动操纵机构四种。为降低中型以上的货车的踏板力，在机械式和液压式操纵机构中有时采用助力器。1-软管；2-分离轴承；3-分离叉图8.1钢索操纵机构 机械式操纵机构分为杆系传动和钢索传动（罩以软管的钢丝绳）两种形式。钢索传动消除了杆系传动的质量及磨损消耗大、不宜采用吊挂是踏板结构、地板密封困难、容易产生运动干涉、结构复杂难布置等缺点，但寿命较短，可用于轻型轿车中。本设计便采用钢索传动操纵机构。结构如图（8.1），并采用棘轮式间隙自动调整机构。8.3 操纵机构的设计计算为满足前述的踏板力和踏板行程的要求，需根据离合器分离杠杆传动比，最终合理地定出操纵系统的传动比。图8.2机械式操纵机构简图离合器踏板行程与压盘的升程有如下关系（参考图8.2）： （8.1）式中 ：分离轴承与分离杆之间的间隙，本操纵系统有间隙自动调整机构，=0。 摩擦片与飞轮、压盘之间的间隙，对于单片离合器=0.751.3mm。本设计中取值为1.15mm。 摩擦面数目，单片为2。 =2.89对机械传动，； （8.2）根据人体工程学所要求的踏板行程值，按下式初定： （8.3） 式中： =150-25=125mm； =0.85。将数据代入式中得：= 16一般离合器操纵机构的传动比如表8.1所示表8.1 离合器操纵比一览表压紧弹簧类型周置螺旋弹簧3.64.2712膜片弹簧2.75.41016由，校核离合器踏板力是否合适： （8.4）式中：为压盘的分离载荷；为系统效率，一般取0.80.9，现取值为0.9；代入相关数值得：=112.7N与8.1节中初选的大体相等，在要求范围内。8.4 本章小结 本章通过对离合器操纵机构的结构分析和选择，得到合理的操纵机构。并通过计算得到合适的踏板行程、踏板力。结 论本设计采用的膜片弹簧离合器，对膜片弹簧离合器进行了分类，阐述了膜片弹簧离合器的原理、组成、及其特性。通过详细的推导过程积累了大量的数据，并成功的绘制出了膜片弹簧离合器的成品图。主要叙述了离合器的发展现状，和它的工作原理，在此过程中，经过对比结合，初步确定了合适的离合器结构形式，选取了拉式膜片弹簧离合器，并且带有扭转减振器，为后面的计算提供了理论基础。在计算中，首先确定摩擦片外径尺寸，然后根据该尺寸对其他部件总成进行了计算和设计。通过计算校核摩擦片外径尺寸，计算选择出其他部件的外形尺寸，再对其进行校核，确定是否能达到设计要求。设计包括对从动盘总成的设计校核，对压盘的设计校核，对离合器盖的设计校核及离合器盖的设计校核和优化。具体设计计算了摩擦片、扭转减振器、膜片弹簧、压盘、离合器盖、传动片等多个部件总成。在这其中对摩擦片、压盘、膜片弹簧通过运用ANSYS软件进行了有限元的分析，对设计参数进行了进一步的验证。在上述工作完成之后，通过计算机CAD软件的学习运用，对离合器总体装配图、从动盘总成、膜片弹簧、摩擦片、从动盘毂进行了绘制，在绘制的过程中对离合器的装配又有了进一步的理解，并且完善了计算部分的遗漏。这次的设计，可以对原有离合器的设计提出优化和修改的建议，对其以后的设计过程起参考作用。通过这次设计达到了优化改进原有离合器，提高该型汽车使用性，舒适性，并提高了汽车的工作效率的目的。 参考文献1 叶先磊. ANSYS工程分析软件应用实例M.清华大学出版社，2003，9.2 谭继锦.汽车有限元法M.人民交通出版社，2005,13 陈家瑞. 汽车构造M.北京:机械工业出版社，2003.4 徐石安.汽车离合器M.清华大学出版社，2004，12.5.刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社，2004.6 王望予.汽车设计M.北京:机械工业出版社，2007.7 焦广龙等.双离合器膜片弹簧应力有限元分析J.传动技术，2008，3.8 王博.基于有限元法的膜片弹簧特性曲线仿真分析J.拖拉机与农用运输车，2007，2.9 王洋等.膜片弹簧设计的概率化优化研究J.江苏理工大学报，2001年第22卷第1期10 严正峰等.395膜片弹簧离合器校核设计J.汽车技术，2004，5.11 张卫波等.基于ANSYS的离合器压盘有限元设计J.中国工程机械报2007，1012 何佑之.微型汽车膜片弹簧离合器改进设计J.广西机械，2005，3.13 成大先.机械设计手册M.北京:化学工业出版社，2004.14 司传胜.汽车膜片弹簧离合器的优化设计J.林业机械与木工设备，2004，2.15 Automotive clutch diaphragm springUSPatentmar6,2007.16 Wenming Shen.Design of a Friction Clutch Using Dual Belleville Structures Weileun FangJJournal of Mechanical Design ,Sep2007 V01.129 Issue 9，p986-99017Ahern,Kathy,Manathung,Catherine.Clutch-StaringStalleDResearchStuDets.InnovativeHigherEDucation.2004.致 谢本设计的所有工作是在我的导师赵雨旸副教授的精心指导和悉心关怀下完成的，在我的学业和设计的全部工作中无不倾注着导师辛勤的汗水和心血。导师的严谨治学态度、渊博的知识、无私的奉献精神使我深受的启迪。在此我要向我的导师致以最衷心的感谢和深深的敬意。 在我的设计过程中，马贵同学、孟祥福同学等提出了宝贵意见和建议，由衷的向他们表示深深的感谢。 最后，向所有关心和帮助过我的领导、老师、同学和朋友表示由衷的谢意！ 衷心地感谢在百忙之中评阅我的设计和参加答辩的各位老师！附 录附录A 外文文献原文Finite Element Analysis for the Overrunning Clutch of Based on ANSYS1 Finite element model1. 1 Physical ModelApplication of parametric design principles established swinging rod, roller and star wheel combination of geometrical model, the entityChaoyue clutch.co geometry model, ANSYS finite element software load equivalent to the automatic finite element grid Model of nodes, as shown in figure 1 and half of its thickness calculation 4mm (as). To transcendAfter all parts of the machine according to the symmetrical face constraints, namely the axial displacement is 0, fixed star wheel shaft before the constraint End at the same time the swinging rod and pressure roller, ensure the compatible displacement constraint and the working state of freedom.1. 2 mathematical modelA finite element discretization structure is the main content of mathematical model. The finite element mesh overrunning clutchDivided ten node chooses the coordination unit, unit of tetrahedron material characteristic parameters such as shown, altogether creates schedule91590 a node and 55294 units2 calculation results and analysis2. 1 contact stateOverrunning clutch in the initial stage torque of roller motion (friction coefficient is 0. 15), the figure is now six roller in pure rolling condition, rolling Angle for 2 . Then swinging rod, roller and star wheel around three star wheel axis rotation integration, the output torque. When the friction coefficient when the roller, less than 011 motions for sliding or sliding roll, the system cant reliable transmission torque.According to the theory of Hertz, friction coefficient is 0. 15, roller - star wheel of the method to contact vice analytical solution for 1374MPa contact stress, and the finite element numerical solution for 1469 MPa, calculation error and 9 percent, completely satisfy needs of engineering, visible, the finite element model is established.2. 2 method to contact stressTo contact vice swinging rod - roller - star wheel, the method to contact with the contact stress of friction coefficient increases swinging rod, the width of the contact roller - 0 (9mm) than roller - star wheel contact width (0), and the method of all 6mm in response to the contact stress of the half width of elliptic distribution. Through the machine is found along the same contact surface contact stress direction and not uniform thickness distribution, which is mainly due to the density of the finite element mesh, along with the degree of the finite element mesh encryption, thickness direction of contact stress tend to be evenly distributed.3 the contact stress of wearAccording to Archard wear calculation model 2, wear rate and the contact stress between materials and surface hardness below: = kp/ HType: - the wear rate of arbitrary moment, K - wear coefficient, P - contact stress H - material surface hardness.By the type, wear rate and the contact stress, and the material is proportional to the surface hardness is inversely proportional to the relationship. Overrunning clutch in rolling contact roller - star wheel, the method to contact the contact stress of roller surface than swinging rod - the method to contact stress, this shows that under the condition of the same material, roller - star wheel wear rate than the surface of the swinging rod - roller surface wear rate. According to the type of material, improve surface hardness, wear rate can be reduced by heat treatment and surface hardening, laser treatment of roller and star wheel to the surface hardness and 72 HRC HRC 60, improve the surface of the star wheel wear and improve the service life of overrunning clutch. Experimental study of overrunning clutch wear also confirmed this conclusion.4 conclusion(1) the touch of overrunning clutch the finite element calculation and theoretical calculation and Hertz.(2) each scroll between overrunning clutch friction coefficient, when in 0. 1-0. 15, overrunning clutch can reliably transfer torque.(3) improve material surface hardness, can reduce star wheel and roller surface wear rate.附录B 外文文献中文翻译基于ANSYS的超越离合器有限元分析1 有限元模型的建立1. 1 物理模型应用参数化设计原理建立了摆杆、滚柱和星轮组合体的实体几何模型,对超越离合器几何模型施加载荷,ANSYS 有限元软件自动将其等效到有限元网格模型的节点上,如图1 所示,并取其厚度的一半(4mm) 作为计算对象。对超越离合器各零件的后端面按对称约束处理,即轴向位移为0 ,固定约束星轮转轴的前端面,同时对摆杆和滚柱施加位移协调约束,确保其与工作状态的自由度一致。1. 2 数学模型结构离散化是建立有限元数学模型的主要内容。超越离合器有限元网格的划分选用十节点四面体协调单元, 单元的材料特性参数如附表所示, 共创建91590 个节点和55294 个单元2 计算结果与分析2. 1 接触状态超越离合器在传递扭矩的初始阶段滚柱的运动状态(摩擦系数为0. 15) ,由图中可见此时6个滚柱处于纯滚动状态,滚动角度为2。此后摆杆、滚柱和星轮三者一体绕星轮轴线旋转,输出扭矩。当摩擦系数小于011 时,滚柱的运动状态为滑动或滑滚,系统不能可靠传递扭矩。按照Hertz 理论,摩擦系数为0. 15 时,滚柱- 星轮接触副的最大法向接触应力解析解为1374MPa ,而有限元数值解为1469 MPa ,计算误差6. 9 % ,完全满足工程需要,可见,建
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