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压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985 毕 业 设 计（论 文） 设计(论文)题目： 膜片弹簧式离合器的结构设计与分析 学生姓名：二级学院：班级：提交日期： 目录目 录摘 要IIIAbstract第一章：绪 论1第二章：离合器概述22.1离合器的简介22.2汽车离合器的主要功用22.3 本课题要完成的任务3第三章：离合器结构设计43.1离合器的结构4 3.1.1主动部分4 3.1.2从动部分4 3.1.3扭转减振器4 3.1.4压紧机构4 3.1.5操纵机构43.2离合器的分类4第四章:膜片弹簧的设计94.1膜片弹簧离合器主要参数选择94.2膜片弹簧的设计124.3膜片弹簧的校核13第五章：扭转减振器的设计185.1扭转减振器的概述185.2扭转减振器的主要参数185.3减振弹簧的设计计算20第六章：离合器操纵机构设计226.1对离合器操纵机构的要求226.2操纵机构结构形式的选择226.3操纵机构的设计计算22第七章：离合器主要零部件设计247.1从动盘总成设计24 7.1.1从动盘总成24 7.1.2从动片24 7.1.3从动盘毂24 7.1.4摩擦片25 7.1.5波形弹簧与减震器267.2离合器盖设计267.3压盘的设计267.4传动片的设计297.5分离杠杆的设计307.6支撑环的设计30第八章：膜片弹簧与压盘的有限元分析32第九章：致谢与总结36参考文献37IV 摘要某轿车膜片弹簧式离合器的结构设计与分析摘 要离合器是汽车最重要的部件，作为汽车的重要组成部分，为汽车提供了动力。对保证传动的稳定性和提高传动效率起着很大的作用。本文主要对汽车膜片弹簧离合器进行设计计算和仿真分析。此内容包括详细的结构设计过程和参数的选择过程等步骤，并且对膜片弹簧离合器的主要零部件的强度刚度等进行计算和校核，利用计算机设计软件绘制零件设计图和装配图。并利用计算机分析软件进行仿真校验，仿真结果合理，设计可行。关键词：离合器；膜片弹簧式；计算机辅助设计；有限元分析V AbstractStructural design and analysis of a car diaphragm spring clutchAbstractClutch is the most important auto parts, provided the impetus for cars. Diaphragm spring clutch are both important parts of engine, which ensure the stability of the transmission and improve the transmission efficiency.This paper focuses on automobile diaphragm spring clutch design calculations and simulation analysis.In this paper, Detailed structure design and parameters selection were also done. The strength and rigidity of the main parts of the Diaphragm spring clutch is calculated and checked. Using computer design software,Parts and assembly were plotted. Using computer analysis software, the simulation verification was carried on. The simulation result is reasonable, and the design is feasible.Key words: parameter selection;diaphragm spring;computer aided design;finite element analysisVI压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985第一章：绪 论在内燃机没有发明以前，马车是人们生产生活中最实用的交通工具。1769年，苏格兰的发明家詹姆斯瓦特发明了蒸汽机，这是工业革命的关键人物，他后来也被大家称为“蒸汽机之父。”到1867年，德国工程师奥拓发明了世界上第一台往复式活塞四冲程的发动机，但是他却在1885年的时候宣布放弃专利，他宣布所有人都能够根据自己的需要随意制作。这也直接影响了后来卡尔本茨成功发明第一辆单缸三轮汽车。在1885年，德国工程师卡尔本茨购买了奥拓的内燃机专利，并且将内燃机和一个加速器一并安装在一辆三轮马车上，1886年1月29日，德国曼海姆专利局批准卡尔本茨第一辆内燃机三轮汽车的专利，这后来也被大多数人认为是现代汽车的诞生日。汽车行业的快速崛起。从20世纪初到21世纪，汽车保有量增长迅速，汽车行业高速发展，其新技术也迅猛发展。慢慢产生了高速汽油机，高速柴油发动机，弧齿锥齿轮和准双面锥齿轮传动、差速器、膜片弹簧式离合器、液压减震器。20世纪中期，汽车技术更加注重汽车安全方面。20世纪中期至今，许多安全，环保方面的新技术，以及新的车型应运而生，比如abs防抱死系统、电喷系统、缸内直喷技术、分层燃烧技术、新燃料汽车等。现如今汽车新技术的发展由下面五个部分组成：（1） 安全配置：ABS汽车防抱死系统、ASR防滑系统、ESP车身稳定系统、ACC自适应巡航、汽车安全带、SRS汽车安全气囊等。（2）环境保护：电喷系统、废气再循环系统、可变进排气系统、可变进气道、涡轮增压系统等技术。（3）能源保护：1、现在汽车都采用轻量化的车身，其要求是将现有汽车材料中的70%的钢铁材料用轻型材料代替，但是也要保证其刚度。 2、减少轮胎的行驶阻力，现在大多数车辆都选择子午线轮胎。3、减小汽车在行驶过程中的风阻系数，这要求设计汽车外观时外型设计地更加平顺圆润。（4）使用环保燃料：使用新型合成燃料、液化气以及天然气、甲醇燃料或者电池作为动力源。（5）操纵简便：使用自动变速器、电子转向系统、电磁悬架、GPRS定位系统、自动刹车等技术。如今，汽车发动机技术的高速发展，导致其功率和扭矩都越来越大。这样就导致人们对离合器的性能越来越苛刻。这就迫切需要我们对离合器的性能进行升级，对其工作的可靠性和其使用寿命进行进一步的设计。2 第二章：离合器的概述第二章：离合器的概述2.1离合器的简介在车辆行驶过程中，我们需要根据不同的工作状况，使得发动机与变速箱之间实现动力的传递与分离，离合器就能起到这样的作用。离合器在汽车系统中起到了至关重要的作用，它通常安装在发动机飞轮的后面，连接在发动机与变速箱之间。如图2-1所示图2-1 离合器构造简图2.2汽车离合器的主要功用（1）控制动力传递。（2）保证发动机、传动系接合平顺。（3）降低齿轮之间冲击力，减少磨损。（4）限制传动系所承受的最大转矩。（5）有效减少传动系中的噪音和振动。 现如今，越来越多的汽车生产厂商使用膜片弹簧离合器。它与传统离合器不同的地方在于膜片弹簧既作为分离杠杆又作为压紧机构。因此它有以下特点：（1）尺寸小。（2）结构简单，质量轻。（3）热容量高，有较高的工作稳定性。（4）构造简单、能够批量生产、生产成本低。综上所述，离合器的地位显而易见。但是之前的离合器尺寸太大，散热性差，操纵复杂，平衡性也差。因此，现在选用膜片弹簧离合器，它尺寸小但转矩容量大，操作起来简便，且能够大批量生产。因此需要我们对其进行更广泛的研究。2.3本课题要完成的任务1.本设计要求对离合器结构进行合理选择，再对离合器的尺寸以及参数进行设计；最后再对主要零部件的结构进行设计计算，要求包括详细的设计过程，和参数选择过程等步骤； 2.机构或者结构设计要有图纸展示，分析结果要有说明；3.完成一篇符合金陵科技学院毕业论文规范的系统技术文档，包括各类技术资料，图纸等； 4.能够完成各项任务，参加最后的毕业设计答辩。4 第三章：离合器结构设计第三章：离合器结构设计3.1 离合器的结构3.1.1主动部分离合器的主动部分包含飞轮、离合器盖、压盘等零件。3.1.2从动部分离合器的从动部分由从动盘组成，它分为单片、双片或者多片。它的作用是将主动部分的动力传递给变速器的输入轴。3.1.3扭转减震器由于传动系会存在扭转振动，这样会使得从动盘毂相对于减振器盘往复运动，他们之间的减震阻尼片会发生摩擦，导致一部分能量的损耗，从而减弱扭转振动。扭转减震器能够有效地缓和对传动系统的冲击力3.1.4压紧机构螺旋弹簧是压紧机构最主要的组成部分。螺旋弹簧附着在离合器盖上，工作时将压盘压紧飞轮，这样就能把飞轮和压盘之间的从动盘压紧。3.1.5操纵结构驾驶员分离和接合离合器，需要一套专门的操纵机构，它是由分离杠杆、分离轴承、分离套筒、分离拨叉等零部件以及在离合器壳外面的离合器踏板等组成。如图3-1所示： 图3-1 离合器的组成3.2 离合器的分类现在各类汽车上运用最广泛的是干式盘形摩擦离合器。我们能够按照不同方式对离合器进行分类。如图3-2所示：图3-2 摩擦离合器的分类3.2.1从动盘数的选择1.单片离合器为了减小轿车发动机舱的大小，从而减轻其质量。离合器通常只使用一个从动盘。它的结构得到大大简化、散热性通风性好、使用成本低。从动部分转动惯量小，这样在使用中就能够很容易实现它的分离和接合。如图3-3所示：图3-3 单片离合器结构2.双片离合器双片离合器顾名思义就是摩擦片数与单片离合器多了一半（如图3-4所示），因此能够更好地传递扭矩，结合的时候更加平稳。但它压盘的散热性差，这样就会导致摩擦片磨损加剧。因此，在我们设计之初就应该充分考虑，采取相应手段。图3-4 双片离合器结构3.多片离合器多片离合器接合更平稳。在接合时，它的摩擦表面温度比较低，这样对摩擦片的损伤就会小，使用寿命就能延长。但是多片离合器也有它的缺点，比如它的分离行程比较大，不容易彻底分离。它的轴向尺寸大且转动惯量也比较大。大多数质量大于14t的商用车会选择这样的离合器。综上所述，故本设计采用单片式离合器3.2.2压紧弹簧和布置形式1.周置弹簧离合器周置弹簧离合器使用圆柱螺旋弹簧（如图3-5所示），它有着容易生产、结构简单的特点。在过去运用广泛。使用这种结构，弹簧直接与压盘接触，因此容易受热回火失效。并且由于弹簧与定位座直接接触，在接触部位更加容易磨损，容易出现断裂现象。图3-5 周置弹簧离合器结构2.中央弹簧离合器中央弹簧离合器就是弹簧被放置在离合器的中心。（如图3-6）搭配了中央弹簧离合器，我们可以选择比较大的杠杆比，这样就能获得更大的压紧力，也能够减小踏板力，这样操作起来也更加容易；这种结构相比较而言比较复杂，且它的轴向尺寸比较大，因此它被许多转矩较大的商用车所采用。图3-6 中央弹簧离合器结构3.斜置弹簧离合器斜置弹簧离合器的弹簧斜向作用在传力盘上，并且在与压盘之间使用了压杆。使用这样的离合器，在摩擦片分离离合器或者摩擦片受到磨损的时候，通过压杆的力传递到压盘上几乎是一样的。因此它的稳定性较高。质量比较大的商用车一般都使用这种结构的离合器。4.膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器使用特殊的碟形弹簧，它的材料是弹簧钢，它可以分为碟簧部分以及分离部分。它有着以下优点它有着理想的非线性弹性特性，在摩擦片磨损范围之内，弹簧的压力不会改变，从而能够获得稳定的转矩；它受到的压力比较小，因此，踏板力也比较小膜片弹簧离合器结构简单、紧凑，零件数目少，质量轻当发动机转速提高时，弹簧的压紧力就会下降很多，从而稳定性也能提高。压盘和膜片弹簧的圆周全部接触，从而压力得到平均分配，摩擦片也能更加好地与膜片弹簧接触，从而减小对摩擦片的磨损。膜片弹簧的使用寿命更加长、稳定性更高。（如图3-7）图3-7 膜片弹簧离合器结构但是膜片弹簧的制造工艺复杂，生产成本高。它对材料的精度要求也比其他离合器高。并且由于膜片弹簧的非线性弹性特性，导致它在生产中不容易控制。但是随着这些年工业制造水平的发展，尤其是材料性能的发展，生产膜片弹簧的技术已经越来越成熟。因此，膜片弹簧的应用也日趋广泛。3.2.3压盘的驱动方式压盘的驱动方式主要有凸块窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动式等多种驱动方式。前面三种驱动方式在他们与连接件之间都存在着空隙，这样就不可避免的有噪音，也加剧了零件的磨损，降低了传动效率。但是弹性传动片式的驱动方式就能有效地避免这一系列的问题，它的两端分别和压盘与离合器盖接触。由于传动片具有弹性，所以当发动机工作的时候，传力片受到拉力作轴向运动。弹性传动片驱动方式的结构简单，使用稳定性高，使用寿命长。但其也由缺点，它的反向承载能力较差，所以当车辆反拖时，传动片容易被折断。因此在使用这种驱动方式的时候，要选择合适的材料，我们一般都使用高碳钢。本章主要介绍了离合器的分类以及各自的优缺点。也阐述了它们适用的车型。9 第四章：膜片弹簧的设计第四章：膜片弹簧的设计4.1 膜片弹簧的基本参数的选择本设计以我国某个车型为例来进行设计计算：发动机最大转矩 290Nm发动机最大功率 92.6kw整备质量 2185kg驱动轮胎滚动半径 350mm变速箱传动比第一档 3.917第二档 1.950第三档 1.300第四档 0.941第五档 0.750倒挡 3.462主减速比 4.0（1）汽车离合器滑磨功为： (4-1)上述表达式中汽车总质量（kg） 车辆滚动半径（m），=； 轮胎系数，子午线胎为3.05，斜交胎为2.99； 汽车满载的时候变速器常用的起步档（轿车为一档）与主减速器传动比 汽车发动机的转速（r/min），轿车取2000r/min，卡车取1500r/min。由上述的汽车技术参数，可得=23914J离合器后备系数1.3虽大滑动摩擦转矩（Nm）377离合器滑磨功（kj）23.9根据滑磨功以及最大功率，结合表格4-1可得压盘质量kg汽车种类参数小轿车956806.83.8833.00.00241/8两厢式乘用车956806.83.8849.40.00351/8轻型货车717605.02.9124.70.00171/8越野轿车717605.02.9124.70.00171/8大型货车478403.41.9416.50.00121/8中型货车430583.01.7514.80.00101/8越野货车358802.51.4812.30.00081/8表4-1（2）静摩擦力矩为了在任何工况下面离合器都可以传递扭矩，因此设计时规定摩擦离合器的最大滑动摩擦转矩应该比发动机的最大转矩大，即:=，发动机的最大转矩;是离合器后备系数，它表示离合器传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩的比值，。值得大小可以看出离合器传递扭矩的可靠性。当我们确定值得大小时，必须充分考虑到摩擦片在使用过程中会产生损耗，在这样的情况下，要使得离合器依旧能有效地传递发动机的最大扭矩。设计时还要考虑到避免离合器滑动摩擦不能很长、避免传动系统过载以及方便使用。为了避免离合器滑磨时间太长，我们取值就不能太小；为了减小离合器尺寸大小，使得离合器操作起来容易，的值就不能太大；如果发动机后备功率比较大、实用条件好的时候值就能够适当选择小一些；如果离合器使用条件恶劣，为了获得更好的起步条件，就能够选择大一些；车辆越重，越大；柴油机比汽油机的值要大；发动机汽缸数越多，越大；双片离合器比但单片离合器值要大。已知发动机的最大转矩=290Nm；轿车和轻卡的后备系数一般为，取离合器后备系数为1.30，带入上式可得=1.30*290=377Nm（3）摩擦片尺寸计算摩擦片的外径和离合器尺寸大小、重量和使用寿命有着直接关系。不仅如此，它还与离合器传递扭矩的能力有关，因此，摩擦片外径是一个重要参数。根据条件，发动机的传递的最大转矩为290Nm；离合器的外径；公式中为直径系数，通常轿车直径系数是14.6，轻卡=16.0-18.5.所以可以得出=248.63mm，圆整为=250mm。当我们的摩擦片外径确定后之后，摩擦片的内径可以根据设计经验，内外径之比c=d/D在0.53至0.70之间，方便计算我们这里取c为0.6。所以d=D*c=150mm（依据行业标准JB/T9190-1999离合器摩擦面片尺寸选取）。所以摩擦片选取规格为250*150.设计结果如下表所示摩擦片外径（mm）250摩擦片内径（mm）150内外径比0.6厚度（mm）3.5单面面积（mm）30218.2（4）单位压力单位压力和摩擦片表面抗磨性有关。因此它直接决定离合器稳定性和寿命。因此我们在选取时要充分考虑到离合器的工作条件、后备功率、摩擦片、材料质量等因素。当需要频繁使用离合器的汽车，选择时就要适当选择小一些；当摩擦片尺寸较大的时候，为了散热通风，应该适当选择小一些。根据离合器单位压力、后备系数和摩擦片直径三者之间的关系确定离合器的单位压力 (4-2)摩擦系数一般去0.3离合器摩擦工作面数单片离合器为2离合器后备系数，轿车取=1.3根据计算得出单位压力约取0.20Mpa（5）、和的确定摩擦因数受很多因素影响。目前市场上摩擦片的主要材料有石棉基、粉末冶金和金属陶瓷。石棉基受上述条件影响比较大，但是粉末冶金和金属陶瓷就比较稳定。石棉基材料的摩擦因数在；粉末冶金材料的摩擦因数在；金属陶瓷材料的摩擦因数本次设计=0.3摩擦面数是离合器从动盘数目的两倍，直接影响了离合器传递扭矩的能力。因为本次设计使用单片离合器，故=2。离合器间隙是指在分离轴承与分离杠杆内端之间的间隙。一般是mm4.2 膜片弹簧的设计（1）比值以及的选择比值是膜片弹簧的一个重要指标。在确保离合器压紧力和操控性的要求下，一般取，本次设计，板厚一般为mm，本次设计mm。则mm（2）比值和、的选择的比值越大，弹簧材料利用率越低，弹性特性曲线受直径误差影响越是大，应力越高。根据经验公式，的值一般在。我们这里取。为了摩擦片上压力均匀分布，值应当取为大于或等于摩擦片的平均半径，r值应当取为大于或等于。由于摩擦片的平均半径： =100（mm） (4-3)对于拉式膜片弹簧的r值而言，=100。取，代入公式，得出。（3）的选择膜片弹簧自由状态时圆锥底角和内截锥高度有关。 = (4-4)（4）分离指数目选取分离指数目一般取18。当膜片弹簧尺寸较大的时候能够取24，较小的时候取12。本次设计选取=18。（5）切槽宽度、的半径及的确定的取值为mm，选取mm；的取值为mm，选取mm；因为，所以mm，则mm。（6）压盘加载点半径和支撑环加载点半径的确定和直接影响膜片弹簧的刚度。且值应该无限靠近，且值应该无限靠近。所以mm，mm。（7）膜片弹簧小端内半径以及分离轴承作用半径的确定离合器结构确定，它最小值应该比变速器第一轴花键外径大。则应大于 (8) 膜片弹簧材料及其制造工艺由于膜片弹簧的工作特性，我们一般都选择高精度的钢板作为材料，常用的有60Si2MnA或者50CrVA。其工作特性要求设计时要保证它的刚度、形状、载荷特性以及表面质量等要求，因此需要对其进行一系列的热处理。为了使膜片弹簧拥有更强的承载能力，在对它进行设计的时候就要对其进行强压处理。根据以往经验，通过这些处理之后，能够较大程度上延长膜片弹簧的使用寿命。同时，对膜片弹簧的两个面进行喷丸处理，使表层产生塑性变形，可以强化保护层，起到冷作硬化地作用，提高它地承载能力和疲劳强度。膜片弹簧表面不得有缺陷。膜片弹簧的内外半径公差一般为H11和h11，厚度公差为0.025mm，初始底锥角公差为。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6，地面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0.8至1.0mm。4.3 膜片弹簧的校核图4-1 膜片弹簧工作位置在弹性特性上选取工作点（如图3-3）：在大端面上施加的载荷变形特性上大端工作点、的位置、可以选择如下：（1）新摩擦片的结合位置（b点）：选取结合工作点变形比，可得： (4-5)由上式可得=5.6mm（2）摩擦片磨损后所得到的结合位置（a点）一般都选取在凸点M点的左边，即：上述式子中， 摩擦片允许的最大磨损量（mm） 摩擦面个数（单片=2，双片=4） 每个摩擦面允许的磨损量（mm）摩擦片铆接时，=mm 摩擦片粘接时，=mm摩擦面数是单面，并且使用铆接方式，所以=0.75mm。=2把参数带入上述公式，可得=4.1mm（3）彻底分离点（c点）一般选择在凹点N附近，从而减小分离操纵力：故上述式中，压盘行程（等于彻底分离的时候弹簧的附加变形量） 彻底分离时，每对摩擦面之间的间隙单片 =mm，双片=mm 每个从动盘中波形弹簧片的压缩变形量，可取 =mm，常用 1mm。对于单片式离合器，通常取=mm。选择=1.5，可得=7.1mm。求各个工作点上的载荷：新摩擦片结合位置（点）的载荷：当=5.6mm时，=472N摩擦片磨损后的结合位置（点）的载荷：当=4.1mm时，=557N摩擦片彻底分离位置（点）的载荷：当=7.1mm时，=433N膜片弹簧各处的应力变形特性点（凸点、凹点和零点）的变形量能够用以下公式得出：I点：凹点 （4-6）II点：凹点 （4-7） 零点 III点：凸点 （4-8）IV点：凸点 （4-9） 零点 而IIV点和OM点的应力特性可以用以下公式求得：I点： （4-10）II点： （4-11）III点： （4-12）IV点： （4-13）OM点： （4-14）而最大当量应力和的应力特性由以下两式子求得：式中表示分离指数目;表示分离指舌根部宽度，（mm）。可以求得应力最大时=7.97mm，=7.72mm。I点或者OM点的压应力验算：I点：因为，所以按，计算出最大切向应力=123Mpa,小于许用值=Mpa，因此符合设计要求。OM点：求得=79Mpa，低于=Mpa。因此同样符合设计要求。II点的拉应力计算：II点：在=7.1mm时，当时的最大工作拉应力是=11Mpa，小于许用值Mpa，因此符合设计要求。由以上计算可知弹力衰减和疲劳断裂的强度计算都是符合设计要求的。如图4-2、4-3。详细图纸见附件。本章主要对离合器进行结构选型、参数选择以及强度校核。再使用计算机绘图软件对膜片弹簧进行三维建模。 图4-2 膜片弹簧三维图 图4-3 膜片弹簧二维图 18 第五章：扭转减震器设计第五章：扭转减震器设计5.1扭转减震器的概述扭转减振器主需要具备有如下的功用：（1）调整传动系扭振时候的固有频率。（2）减弱因为冲击产生的瞬态扭振。（3）降低主减速器和变速器的扭振还有噪声。（4）改善离合器的换挡接合时候的平顺性。扭转减振器在以汽油机为动力源的车辆当中，一般另外设置一组弹簧，其刚度会比较小一点，在发动机怠速的时候用来减轻变速器怠速时候所产生的噪声。5.2 扭转减振器的主要参数减振器主要参数包括，扭转刚度和阻尼摩擦元件之间的阻尼摩擦转矩，极限转矩以及预紧转矩和极限转角等值。结构如图5-1：图5-1 扭转减振器（1）极限转矩和发动机最大的转矩Temax有着密切的关系，通常可以根据以下公式来求：= （5-1）上述表达式中：商用车：系数取值为1.5；乘用车：系数取值为2.0。因此=Nm（2）扭转角刚度为规避传动系统可能会产生的共振，选取减振器的扭转角刚度大小的时候要合理，从而让发动机在一般的工作转速的条件下，不产生共振的现象。根据以上综述，施加在从动片上的转矩可表示为下式 （5-2）表示转过该弧度时在从动片上的转矩（Nm）；表示线性刚度（N/mm）；表示弹簧个数；表示减振弹簧的位置半径（m）。根据定义，得，表示减振器自身的扭转角刚度（Nm/rad）。设计的时候，可以按照经验初选，本设计中选取=7000Nm/rad。（3）阻尼摩擦转矩扭转刚度受限于发动机最大转矩以及其自身结构，不能够太小，所以为了在发动机日常工作转速的大小范围之内很好地消除振动，就需要在选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩的时候十分科学，通常可以按照下面的式子进行选择= （5-3）本设计中初选为=29Nm。（4）预紧转矩安装减振弹簧的时候，通常都会施加一点的预紧力。科学实验表示，当增大，共振频率会减小，这对弹簧是有好处的。但是预紧力不能够大于阻尼摩擦转矩，根据公式=，本设计中初选=23.2Nm。（5）减振弹簧的位置半径通常的尺寸应需要尽可能大一些，按公式= （5-4）上述式子中，表示为摩擦片的直径，本设计取=52.5mm（6）减振弹簧个数根据设计标准，本次设计摩擦片外径为250mm，则可取个，本次设计取=6（7）减振弹簧总压力可用公式得=N。 （5-5）（8）极限转角减振器在预紧转矩到极限转矩地过程中，从动片相对于从动盘毂的极限转角为： = 式中，表示为减振弹簧的工作变形量。通常取，当发动机工况较差的情况下或者对汽车行驶稳定性要求高的车辆中，取上限值。本次设计取=10。5.3 减振弹簧的计算1.减振弹簧减振弹簧是用来减少离合器振动。在基本确定减振器主要参数之后，为了获得更好的减振效果，我们接下来就需要设计减振弹簧地相关尺寸。2.分布半径根据汽车离合器可知，要设计的大些，取：，其中，为离合器摩擦片内径。因此：，这就是。3.减振器单位工作压力 （5-6）4.减振弹簧尺寸（1）弹簧中径查阅资料可知。弹簧的布置形式决定了它的大小，通常取=mm，本次设计取=mm（2）弹簧钢丝直径 （5-7）其中，通常是Mpa,本次设计取Mpa所以：=mm（3）减震弹簧的刚度 （5-8） = N/mm（4）减振弹簧有效圈数根据汽车离合器可知。= 上述式子中，表示为减振弹簧的弹性模量取Mpa。（5）减振弹簧总圈数一般在6圈左右，它与有效圈数之间关系：=8减振弹簧最小的高度为：=1.1*4.6*840.48mm弹簧总变形量=11047/423.28=26mm减振弹簧总变形量=40.48+26=66.48mm减振弹簧预变形量=安装工作高度=mm（6）从动片最大转角与减振弹簧工作变形量之间存在如下联系：=（7）限位销和间隙其中，表示安装尺寸。的范围：mm，取=3mm，则=6.4mm（8）限位销直径一般取mm，本次设计取mm本章节主要对扭转减振器进行设计计算，其中着重对减振弹簧进行了设计计算。23 第六章：离合器的操纵机构第六章、离合器的操纵机构6.1 对离合器操纵机构的要求（1）踏板力范围N。（2）踏板的行程范围mm。（3）要有踏板行程调整机构。（4）应设计针对踏板行程的限位机构。（5）应该具有足够的刚度。（6）稳定性高、寿命长、保养维修成本低。6.2 操纵机构结构形式的选择离合器操纵机构主要有机械式、液压式和气压式等。绳系操纵机构结构在踏板结构上，可以采用吊挂式踏板结构，对于驾驶员来说更加适宜操纵；但使用寿命短，机械效率低。液压式操纵机构传动效率高、质量小、布置简便，应用广泛。因此本次设计选用液压式操纵机构。6.3 离合器操纵机构的设计计算 图6-1 离合器操纵机构（1）踏板行程分为自由行程和工作行程，即 （6-1）其中，是踏板自由行程，一般是mm，反映到踏板上是mm；、分别为主缸和工作缸的直径；是摩擦片面数；对偶摩擦面之间的间隙，单片：=mm，双片：=0；、为杠杆尺寸。本次设计取=2mm、=2、=1，=320mm、=60mm、=80mm、=70mm、=71mm、=18mm。本设计要求踏板力不能够大于300N，故本次设计取150N，=320mm、=60mm，故踏板的传动比=5.33则主缸所受的力为=，代入参数可得=800N。同时考虑到的密封要求，因此最大油压一般是Mpa，则代入参数得最小值为11.3mm，最大值为14.3mm。同理可得的最小值为11.3mm，最大值为14.3mm。故本次设计取=14mm，=11mm故：82mm满足设计要求踏板行程在mm之间。操纵机构是实现离合器分离结合的基本结构，故本章节对其进行设计以及校核。25 第七章：离合器主要零部件设计第七章：离合器的主要零部件设计7.1从动盘总成设计7.1.1从动盘总成从动盘总成由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减震器等部件组成设计要求如下：（1）从动盘的转动惯要小，减少冲击、磨损。（2）应具有轴向弹性。（3）规避共振。（4）强度高。7.1.2从动片从动片要设计的又薄又轻，从而获得更小的转动惯量和换挡平顺性。其一般是mm厚的钢板冲压而成。在日常驾驶中，换挡的平顺性直接关乎到一辆车的行驶质感。因此在设计时会选择具有轴向弹性的从动片，使得主动盘和从动盘接触时压力不会瞬间增大，从而获得更好的换挡平顺性。轴向有弹性从动片分为：整体式、分开式、组合式。分析三者优缺点之后，本次设计选择分开式从动片。选择碳钢板（50号），厚度mm，表面硬度为。7.1.3从动盘毂从动盘毂几乎承受了由发动机传来的全部转矩。花键的尺寸可以根据摩擦片的外径与发动机的最大转矩再结合表格汽车设计表2-10选择。从动盘毂轴向长度不宜太小，从而避免离合器分离不彻底，一般取其尺寸与花键外径相同。如果离合器工作条件恶劣，盘毂可以设计的长些，可以是花键外径地1.4倍。从动盘毂一般使用锻钢，再调质处理。表面和心部硬度一般在HRC。也可以在花键内孔表面采用镀铬工艺，从而提高表面硬度。由于=250mm，根据汽车设计表2-10可得：花键尺寸：齿数，外径mm,内径mm，齿厚mm，有效齿长mm，挤应压力Mpa。花键挤压应力计算公式如下： （7-1）其中，是花键齿数；是花键齿工作高度，；是花键的有效长度（mm）。是齿侧面压力（）。其公式： (7-2)，分别表示花键内外径（mm）；表示从动盘数；是发动机的最大转矩（Nm）。已知条件：N Mpa从动盘毂的挤压应力小于20Mpa。因此满足设计要求。7.1.4摩擦片摩擦片在离合器分离结合过程中会产生大量的热。所以，我们要求摩擦片应该具有下列工作要求：（1）较高且稳定的摩擦因数。（2）够强的机械强度、较好的耐磨性。（3）密度小。（4）热稳定性能要好。摩擦片材料主要有石棉基、粉末冶金、金属陶瓷和有机摩擦材料。因石棉材料会造成环境污染，有害人体健康，有机摩擦材料是作为石棉材料替代品而开发出来的，还具有更好的耐磨性，质量轻，强度高，工作稳定的优点。所以本次设计采用有机摩擦材料。摩擦片与从动片之间的连接方式只有铆接和粘接两种。铆接连接可靠，更换摩擦片比较方便。本次设计选用铆接方式进行。具体设计如图7-1、7-2。详细图纸见附件。 图7-1 摩擦片总成 图7-2摩擦片二维图7.1.5波形弹簧和减震器波形片通常选用Mn，厚度mm，硬度在HRC，表面发蓝处理。减振弹簧使用60Si2MnA钢丝。7.2 离合器盖的设计离合器盖结构需要满足如下要求：（1）具有足够刚度。（2）与飞轮保持良好的对中。（3）精度高。（4）散热通风好。本次设计取厚度为3.5mm离合器盖外径离合器盖内径板厚窗孔分布半径窗孔槽宽3041353.52352.57.3 压盘的设计对压盘结构的要求：（1）质量大，有良好的散热通风性能。（2）具有较大刚度，厚度为1525mm；（3）与飞轮应保持良好的对中。（4）高度公差小。压盘和飞轮之间连接方式有以下几种：过去在单片离合器中压盘是固定在飞轮，同时在离合器盖上开有一个口，压盘上有凸台，凸台伸进盖上得开口。压盘随着离合器转动。使用过程中摩擦片会磨损，这样会导致压盘移动。为了使得摩擦片依旧能够传递扭矩，所以我们应该将压盘凸台设计的高出离合器盖上的开口。单片离合器能够使用键连接。双片离合则可以使用综合式或者销子传力的方式进行连接。压盘的结构形状不仅和传力片有联系，还和压紧方式和分离方式有关。在采用沿圆周分布的圆柱螺旋弹簧作压紧弹簧时，压盘上应该铸有圆柱形凸台作为弹簧的导向座。而在使用膜片弹簧或者中央弹簧时，就可以在压盘上铸有一圈凸起以供支承磨片弹簧或者弹性压杆的作用。前面在确定离合器基本参数的时候，已经基本确定摩擦片地内外径尺寸。在其尺寸确定之后，压盘的内外径也就确定了下来。这样，就需要确定压盘的厚度。压盘一般都做得比较厚，而且在压盘的内边缘会成有一定锥度以避免压盘受热变形导致内缘的凸起。另外，设计压盘时要注意通风。如图7-3、7-4。详细图纸见附件。压盘外径（mm）244压盘内径（mm）168压盘厚度（mm）18凸台分布半径（mm）230凸台个数6 图7-3压盘 图7-4 压盘二维图压盘的厚度初步确定之后，应该校核离合器一次接合的温升，使用以下公式： （7-3）式中，表示为压盘温升（），不超过；为压盘的比热容，铸铁：j；m为压盘质量（kg）；表示为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘：，对双片离合器：，中间压盘：。所以t=，符合压盘温升不超过。故符合设计要求。当压盘的凸台传力时，我们要对其进行挤压应力校核计算，根据以下公式 （7-4）上述式中：发动机最大转矩（Nm） 分配到该压盘上的转矩占发动机的百分比 凸台分布的平均半径 凸台的数目 离合器盖和凸台的接触面积（）带入参数至上述公式中，可以得出Mpa，凸台挤压应力允许范围为Mpa，故符合设计要求。根据压盘的特性，一般使用灰铸铁，有HT200、HT250、HT300，硬度HBS。也有少数使用合金压铸件。7.4 传动片的设计传动片常用组，每组片，每片厚度为mm,一般有弹簧钢带65Mn制成。故取如下数据：传动片宽度（mm）20传动片厚度（mm）0.7两孔间的距离（mm）60孔径（mm）6切向布置半径（mm）130根据公式来计算传动片的有效长度。其中为螺钉孔直径，将表格中参数代入表达式，可得mm。用来计算传动片的弯曲总刚度。上述式中，表示为传动片所用材料的弹性模量（Mpa），本次设计取Mpa。表示为截面惯性矩（）将表格参数代入公式，可得MN/m。根据上述分析，计算以下三种工况下面的最大驱动应力以及传动片的最小分离力：在离合器彻底分离时，传力片轴向变量=0，故=0，此时离合器也不传递转矩，故=0，所以传力片中应力=0。当压盘、膜片弹簧和离合器盖组装成总成的时候。传力片的轴向变形量最大值就发生在压盘和离合器盖组装成总成的时候。此时根据结构布置的尺寸链可以初步计算的mm，由以下式子计算最大应力，即： （7-6）代入参数，可得=910Mpa。离合器传递扭矩且摩擦片磨损到极限的时候，此时，虽然传力片的轴向变形量已经比上述的要小，但是传力片受力扭转，其应力最为复杂的有两种情况：正向或者反向驱动。通过尺寸链计算可得mm正向驱动应力公式： （7-7）代入参数可得=268Mpa反向驱动应力公式： （7-8）代入参数可得=843Mpa通过比较正向与反向驱动应力，显然反向驱动应力最危险。我们计算载荷比较保守，明显偏大。因此，我们可以用其屈服极限作为传力片的许用应力。综合比较下，本次设计选取80号钢。传力片的最小分离力发生在离合器钢安装的时候，这时的从动片没有受到磨损，离合器在接合状态下的弹性弯曲变形量最小，根据设计确定mm。根据公式： （7-9）代入参数可得=205N，满足设计要求。7.5 分离杠杆的设计分离杠杆需要满足如下要求：（1）弯曲刚度大。（2）与压盘不会发生干涉。（3）内端高度应该能够调整。（4）减小支撑处的摩擦和磨损。（5）避免压紧力降低。（6）提高通风散热的能力。分离杠杆主要由08低碳钢板冲压和35等中碳钢锻造成形而成，硬件硬度一般为HBS。7.6支承环的设计支撑环和支承铆钉的安装尺寸的精度要求比较高，耐磨性要好。支承环一般采用mm的碳素弹簧钢丝。本设计采用4.0mm的碳素弹簧钢丝。本章主要对离合器主要零部件进行选型、参数设计以及校核。之后分别对其中零件进行三维建模以及二维图绘制，最后得出一系列数据。图7-5离合器爆炸图 图7-6 离合器装配图33 第八章：膜片弹簧与压盘的有限元分析第八章：膜片弹簧与压盘的有限元分析一 膜片弹簧 首先启动ANSYS并建立分析项目，并导入膜片弹簧几何体，准备进行膜片弹簧的力学分析。膜片弹簧料为60Si2MnA，弹性模量为2.1e11，泊松比为0.3，而支撑环使用的是系统默认的结构钢。压盘的材料选择的是灰铸铁，它的弹性模量为2.1e11，泊松比为0.3。利用ANSYS下的Workbench对膜片弹簧进行网格划分。根据膜片弹簧的变形，在膜片弹簧的上表面与支撑环相接触的圆周位置上，施加零位移约束；在膜片弹簧的下面接触圆周上则施加2mm的位移约束来表明膜片弹簧的变形情况。分析各个工作点情况，加载载荷大小由上文计算得出。 1新摩擦片结合位置，加载472N 图8-1 网格划分情况 图8-2 凸面应力云图 图8-3 凹面应力云图 图8-4 变形云图2摩擦片磨损后结合位置，加载557N 图8-5 网格划分情况 图8-6 凸面应力云图 图8-7凹面应力云图 图8-8 变