機械電子工程畢業(yè)設計-汽車離合器膜片彈簧的設計分析

1、<p><b>　　本科畢業(yè)論文</b></p><p><b>　?。?0 屆）</b></p><p>　　汽車離合器膜片彈簧的設計分析</p><p>　　汽車離合器膜片彈簧的設計分析</p><p>　　摘要：汽車離合器是汽車傳動系中重要的組成部分，其主要作用是保證汽車平穩(wěn)起步，

2、并使傳動系換檔時工作平穩(wěn)。膜片彈簧離合器因其具有獨特的非線性特性、結(jié)構簡單、工作穩(wěn)定等優(yōu)點而得到廣泛應用。本文就以車用離合器膜片彈簧為目標，主要完成對其力學性能進行設計工作。設計參照長安轎車膜片彈簧離合器的相關數(shù)據(jù)，在滿足工作性能的前提下，通過A-L 法進行膜片彈簧的結(jié)構設計，然后根據(jù)設計尺寸運用 PRO/E 軟件建立實體模型，利用ANSYS分析軟件完成膜片彈簧的有限元強度分析并與理論分析結(jié)果進行比較。</p><p

3、>　　關鍵詞：膜片彈簧,設計,特性曲線 </p><p>　　Analysis and design of automobile clutch diaphragm spring</p><p>　　Abstract: The clutch is an important component in the transmission of a car, whose main f

4、unction is to guarantee the smooth start of the car and steady run when the transmission has a gear change. Among various clutches, the work demand is almost all met through separation and connection of the driving disc

5、and driven disc. Due to the unique nonlinear characteristic, simple structure and stable operation, the diaphragm spring clutch has wide applications. So, taking automobile-used clutch diaphr</p><p>　　Keywor

6、d: Diaphragm spring, Optimization design, Characteristic curve </p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　1 緒 論..1</p><p>　　1.1 課題研究的目的和意義1</p><p>　　1.2 國內(nèi)外汽車離合器的發(fā)展

7、現(xiàn)狀3</p><p>　　1.2.1 國內(nèi)汽車離合器與膜片彈簧技術的發(fā)展3</p><p>　　1.2.2 國外離合器與膜片彈簧技術的發(fā)展4</p><p>　　1.3 本文主要研究的內(nèi)容5</p><p>　　2 膜片彈簧離合器.6</p><p>　　2.1 膜片彈簧離合器的總體構成6</p&

8、gt;<p>　　2.2 膜片彈簧離合器的工作原理9</p><p>　　2.3 膜片彈簧的特點9</p><p>　　2.3.1 膜片彈簧的工作狀態(tài)9</p><p>　　3 離合器膜片彈簧設計參數(shù)11</p><p>　　3.1離合器基本性能關系式11</p><p>　　3.2摩擦片外徑

9、D與內(nèi)徑d11</p><p>　　3.3 離合器后備系數(shù)的確定13</p><p>　　3.4 單位壓力P的確定13</p><p>　　3.5 離合器基本參數(shù)的約束條件15</p><p>　　4 膜片彈簧設計16</p><p>　　4.1 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇16</p><

10、p>　　4.1.1 H/h選擇16</p><p>　　4.1.2 選擇16</p><p>　　4.1.3 圓錐底角16</p><p>　　4.1.4膜片彈簧工作位置的選擇：16</p><p>　　4.1.5分離指數(shù)目的選取17</p><p>　　4.1.6 切槽寬度17</p>

11、<p>　　4.1.7膜片彈簧小端內(nèi)半徑確定18</p><p>　　4.1.8壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定18</p><p>　　4.1.9 檢驗所得尺寸是否符合設計的約束條件20</p><p>　　4.2膜片彈簧強度計算與校核21</p><p>　　4.3膜片彈簧的制造工藝及熱處理22</p&g

12、t;<p>　　5膜片彈簧設計結(jié)果有限元分析23</p><p>　　5.1 膜片彈簧的有限元分析過程及結(jié)果24</p><p><b>　　總結(jié)31</b></p><p>　　參考文獻.............................................................32</p

13、><p><b>　　致謝33</b></p><p><b>　　1 緒 論</b></p><p>　　1.1 課題研究的目的和意義 </p><p>　　汽車是人類歷史長河中的一項重要發(fā)明,離合器是汽車傳動系中的重要組成部分。它是汽車傳動系中發(fā)動機和驅(qū)動輪之間的連接部件，可根據(jù)需求切斷和傳遞

14、發(fā)動機動力至驅(qū)動輪，以保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平穩(wěn)接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在緊急制動出現(xiàn)很大慣性負荷時，離合器在僅能傳遞有限轉(zhuǎn)矩的情況下，它自動打滑，防止傳動系各零件因過載而損壞，同時有效的降低傳動系中的振動和噪聲。 </p><p>　　汽車膜片彈簧離合器是摩擦式離合器中的一種，它用膜片彈簧代替周布的螺旋彈簧。膜片彈簧（如圖 1.1）用優(yōu)質(zhì)彈簧

15、鋼板制成，形狀為碟形，開有徑向切槽，切槽內(nèi)端連通，外端為圓孔，兩個切槽之間鋼板形成一個彈性杠桿，即是壓緊彈簧又是分離杠桿。相比螺旋彈簧合器，它結(jié)構簡單、緊湊、散熱通風性能好，同時具有獨特的非線性特性（如圖 1.2）、高速性能好、轉(zhuǎn)矩容量較大且較穩(wěn)定、踏板操縱輕便而應用越來越多，在國外不但用于轎車上，而且在中等及大噸位的貨車上也得到廣泛應用。國內(nèi)隨著汽車生產(chǎn)技術的進步和汽車保有量的突飛猛進，裝用膜片彈簧離合器的國產(chǎn)汽車也日益增多。<

16、/p><p><b>　　圖1.1 膜片彈簧</b></p><p>　　圖 1.2 膜片彈簧與螺旋彈簧的特性曲線對比 1、螺旋彈簧 2、膜片彈簧</p><p>　　膜片彈簧有以下幾個優(yōu)點：</p><p>　?。?）由于膜片彈簧有理想的非線性特征,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內(nèi)能保證大致不變，從而使離合器在使用中能

17、保持其傳遞轉(zhuǎn)矩的能力不變。當離合器分離時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力；</p><p>　?。?）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量??；</p><p>　?。?）高速旋轉(zhuǎn)時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降；</p><p>　?。?）由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，

18、故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命；</p><p>　?。?）易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長；</p><p><b>　?。?）平衡性好；</b></p><p>　?。?）有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。</p><p>　　1.2 國內(nèi)外汽車離合器的發(fā)展現(xiàn)狀 </p><p&

19、gt;　　1.2.1 國內(nèi)汽車離合器與膜片彈簧技術的發(fā)展 </p><p>　　我國汽車離合器制造于二十世紀 30 年代興起，但當時只是在僅有的幾家小作坊式汽車修配廠里制造離合器零件。自 1953 年一汽在長春成立后，我國相繼成立了南汽、上汽、“二汽”等車輛制造企業(yè)，離合器生產(chǎn)也由手工作坊向?qū)I(yè)化生產(chǎn)工段、車間或工廠轉(zhuǎn)變并開始批量生產(chǎn)，從此有了真正意義上的離合器制造。我國離合器研究、教育、設計、制造的專業(yè)隊伍也在

20、二十世紀 70 年代初步形成。此后由于汽車產(chǎn)量和保有量的逐年增加，各地又建立了一批離合器專業(yè)制造廠、逐漸形成了行業(yè)的雛形并初具規(guī)模。改革開放以后，圍繞“六車一機”國產(chǎn)化，國家重點支持南汽離合器廠、上海離合器廠、一東離合器廠、黃石離合器廠等。各企業(yè)通過自身努力與積極引進先進技術均取得較大進步。其中黃石離合器廠分別從英國 AP 公司、德國 FS 公司、美國 BW 公司、法國 VALEO 公司引進具有當代水平的膜片彈簧離合器產(chǎn)品及制造技術，帶

21、動了離合器行業(yè)的快速發(fā)展。通過產(chǎn)、學、研相結(jié)合，消化吸收，實現(xiàn)了螺旋彈簧離合器向膜片彈簧離合器的換代，行業(yè)的規(guī)模和水平都獲得了提高。技術進步所帶來的替代品(如 AT、CVT、DCT 所引發(fā)傳動產(chǎn)品概念的改變)對部分汽車離合器</p><p>　　由于膜片彈簧離合器中膜片彈簧特性的離散性較大,就產(chǎn)品的加工管理來說,沒有螺旋彈簧那么容易。同時由于國內(nèi)研究膜片彈簧技術起步較晚，理論水平和實踐經(jīng)驗相對落后，目前國內(nèi)還未在

22、這個領域形成標準化的設計。在產(chǎn)品技術方面，國內(nèi)離合器企業(yè)經(jīng)過不斷地產(chǎn)品結(jié)構調(diào)整，國產(chǎn)膜片彈簧離合器的品種已經(jīng)能全面覆蓋國內(nèi) 重、中、輕、轎、微及農(nóng)用等車型的需求，跟蹤國外動力傳動系統(tǒng)技術，研發(fā)新一代產(chǎn)品也取得了可喜成果，如雙質(zhì)量飛輪、液力變矩器、適用于 300 馬力以上動力配套的 430 拉式膜片彈簧離合器都獲得了成功。設計的應用范圍己遍及民用機械產(chǎn)品設計、土木建筑工程、汽車工業(yè)、航空、航天等領域。在國內(nèi)，將優(yōu)化方法應用于膜片彈簧離合器

23、的設計是目前一個比較令人關注的熱點。國內(nèi)汽車行業(yè)對國產(chǎn)離合器使用性能要求大大提高，在過去試湊法效率低、成本大的壓力下，迫切需要發(fā)展新的設計方法(基本理論、建模)，以提高設計效率和精度，降低分析成本。</p><p>　　1.2.2 國外離合器與膜片彈簧技術的發(fā)展 </p><p>　　1984 年世界上第一次出現(xiàn)了帶扭轉(zhuǎn)減振器的雙質(zhì)量飛輪離合器，它是日本豐田汽車公司裝備到“MARK n”汽

24、車上的，該車裝有 ZL-T 型增壓柴油發(fā)動機，該車基本上采用了離合器從動盤式扭轉(zhuǎn)減振器(CTD)的形式，但這是汽車動力傳動系統(tǒng)雙質(zhì)量飛輪離合器發(fā)展史上的一個轉(zhuǎn)折點。1985 年德國寶馬公司(BMW)首次將雙質(zhì)量飛輪離合器作為產(chǎn)品裝備車輛，該車型為 BMW324D，當時該車被稱為“世界上最安靜的柴油機”，之后，寶馬汽車公司相繼在 BMW524TD、BMW525、BMW528E 車上裝備了雙質(zhì)量飛輪，使這些汽車動力傳動系統(tǒng)扭振和扭振噪聲大大

25、降底。 德國 ZF Sachs(zF 薩克斯)公司是著名的跨國車用傳動系統(tǒng)生產(chǎn)企業(yè)，已有 70年生產(chǎn)汽車離合器的歷史。同時生產(chǎn)離合器分離系統(tǒng)元件。近年來，ZF Sachs 公司致力于行星式雙質(zhì)量飛輪(DMF)離合器和磨損自動補償離合器(X Tend)功能和結(jié)構的創(chuàng)新。目前，這兩種新型離合器已經(jīng)用于商業(yè)化生產(chǎn)，并供應市場。</p><p>　　自二十世紀初以來各國學者對膜片彈簧的力學計算進行過不少研究。1930 年

26、，美國斯坦福大學的鐵摩幸柯提出了著名的鐵摩幸柯假設(即在軸向載荷 F 的作用下，碟形彈簧的矩形子午截面只是繞中心錐面的某一中性點(又名翻轉(zhuǎn)中心點)轉(zhuǎn)動一個轉(zhuǎn)角，而矩形截面本身并沒有變形)，開始了對碟形彈簧的研究。1936 年，美國通用汽車公司研究實驗部工程師阿爾曼和拉斯路根據(jù)鐵摩幸柯假設，推導出了著名的阿爾曼-拉斯路公式，簡稱 A-L 公式，奠定了蝶形彈簧的計算基礎。A-L 公式是一種解析計算法，先采用幾個假設以便進行簡化的分析，然后用

27、板殼理論的基本公式推導出代數(shù)方程，以得到近似解。此法形式簡單，便于計算，計算結(jié)果與實驗結(jié)果比較符合。膜片彈簧在結(jié)構上就是由碟簧部分和分離指部分組成的，因此在研究膜片彈簧的特性時也采用了這種方法。但其計算結(jié)果與實驗值產(chǎn)生了不同程度的誤差。此后各國學者又在對 A-L 法進行了進一步研究的基礎上進行膜片彈簧設計計算的研究。 </p><p>　　1.3 本文主要研究的內(nèi)容 </p><p>　　

28、針對膜片彈簧設計現(xiàn)實情況和國家延長車輛服務年限對車輛提出的更高要求，本文主要采用長安汽車國產(chǎn)轎車離合器的膜片彈簧進行設計與研究，其主要研究內(nèi)容包括：分析膜片彈簧的載荷-變形特性，設計同時運用 PRO/E 軟件對建立實體模型進行分析，計算壓緊力-變形特性曲線，與理論計算結(jié)果進行比較。</p><p>　　2 膜片彈簧離合器</p><p>　　2.1 膜片彈簧離合器的總體構成 </p

29、><p>　　膜片彈簧離合器是用膜片彈簧代替了一般螺旋彈簧及分離杠桿機構而做成的離合器，因為它布置在中央，所以也可算中央彈簧離合器，其結(jié)構如圖 2.1 所示。膜片彈簧離合器是由離合器蓋及壓盤總成 1、從動盤總成 2 與分離軸承總成 3 三部分組成，裝在發(fā)動機飛輪上。離合器蓋總成中各種典型零件結(jié)構如圖 2.2 所示。 </p><p>　　圖 2.1 膜片彈簧離合器 (a)推式膜片彈簧離合器；(

30、b)拉式膜片彈簧離合器</p><p>　　1-離合器蓋及壓盤總成；2-離合器從動盤總成；3-離合器分離軸承；4-飛輪</p><p><b>　　（l)離合器蓋 </b></p><p>　　離合器蓋一般為 120 度或 90 度旋轉(zhuǎn)對稱的板殼沖壓結(jié)構，通過螺栓與飛輪聯(lián)結(jié)在一起離合器蓋是離合器中結(jié)構形狀比較復雜的承載構件，壓緊彈簧的壓緊力最終

31、都要由它來承受。 </p><p><b>　?。?)壓盤 </b></p><p>　　壓盤的結(jié)構一般是環(huán)形盤狀鑄件，離合器通過壓盤與發(fā)動機緊密相連。壓盤靠近外圓周處有斷續(xù)的環(huán)狀支承凸臺，外緣均布有三到四個傳力凸耳。 </p><p>　　圖 2.2 膜片彈簧離合器蓋及壓盤總成零件分解圖 </p><p>　　1-離

32、合器分離蓋 2、4-支承環(huán) 3-膜片彈簧 5-壓盤 6 傳動片 7-分離鉤 8-鉚釘 9-支承鉚釘 </p><p><b>　?。?)膜片彈簧 </b></p><p>　　膜片彈簧是離合器中重要的壓緊元件，在其內(nèi)孔圓周表面上開有許多均布的長徑向槽，在槽的根部制成較大的長圓形或矩形窗孔，可以穿過支承鉚釘，這部分稱之為分離指，從窗孔底部至彈簧外圓周的部分形狀像一個無底

33、寬邊碟子，其截面為截圓錐形，稱之為碟簧部分，見圖 2.3 </p><p>　　圖 2.3 離合器膜片彈簧結(jié)構簡圖</p><p>　　R-膜簧外半徑；r-碟簧部分內(nèi)半徑；h-碟簧部分內(nèi)錐高；t-彈簧板厚度 L-外支承半徑； l-內(nèi)支承半徑； rf-小端加載半徑；r0-小端內(nèi)半徑；re-窗孔內(nèi)半徑；δ1-小端槽寬；δ2-窗孔槽寬 </p><p><b>

34、;　?。?）傳動片 </b></p><p>　　離合器接合時，飛輪驅(qū)動離合器蓋帶動壓盤一起轉(zhuǎn)動，并通過壓盤與從動盤摩擦片之間的摩擦力使從動盤轉(zhuǎn)動。在離合器分離時，壓盤相對于離合器蓋作自由軸向移動，使從動盤松開。這些動作均由傳動片完成。傳動片的兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接，一般采用周向布置。在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅(qū)動壓盤共同旋轉(zhuǎn)；在離合器分離時，可以利用它的彈性回復力來牽動壓盤軸

35、向分離并使操縱力減小。 </p><p>　　2.2 膜片彈簧離合器的工作原理 </p><p>　　由圖 2.2 可知，離合器分離蓋 l 與發(fā)動機飛輪用螺栓緊固在一起，當膜片彈簧被預加壓緊，離合器處于接合位置時，由于膜片彈簧大端對壓盤 5 的壓緊力，使得壓盤與從動盤 6 摩擦片之間產(chǎn)生摩擦力。 當離合器蓋總成隨飛輪轉(zhuǎn)動時（構成離合器主動部分），摩擦片上的摩擦轉(zhuǎn)矩帶動從動盤總成和變速器一起

36、轉(zhuǎn)動以傳遞發(fā)動機動力。要分離離合器時，將離合器踏板踏下，通過操縱機構，使分離軸承總成前移推動膜片彈簧分離指，使膜片彈簧呈反錐形變形，其大端離開壓盤，壓盤在傳動片的彈力作用下離開摩擦片，使從動盤總成處于分離位置，切斷了發(fā)動機動力的傳遞。 </p><p>　　2.3 膜片彈簧的特點 </p><p>　　2.3.1 膜片彈簧的工作狀態(tài) </p><p>　　膜片彈簧離

37、合器分推式和拉式兩種，但其膜片彈簧的結(jié)構形式是一樣的，計算的力學模型也是一樣的，所不同的是:在安裝上，如果推式是“正裝”那么拉式就要“反裝”。本文在后面的討論中都是結(jié)合選用的國內(nèi)某型膜片離合器為參照，以推式膜片彈簧離合器為例說明，膜片彈簧的工作狀態(tài)可以分為下列三種工作狀態(tài)來研究。 </p><p>　　a)自由狀態(tài) b)接合狀態(tài) c)分離狀

38、態(tài) </p><p>　　圖 2.4 膜片彈簧的工作狀態(tài) </p><p><b>　　a).自由狀態(tài) </b></p><p>　　在離合器蓋總成尚未與發(fā)動機飛輪裝合前，膜片彈簧處于近似于自由狀態(tài)(由于壓盤與離合器蓋己與傳動片相連，使膜片彈簧稍微受壓)。 </p><p><b>　　b).接合狀態(tài) <

39、/b></p><p>　　當離合器蓋總成與飛輪裝合時，離合器蓋通過上支承環(huán)對膜片彈簧中部施加壓緊力，而膜片彈簧大端與壓盤接觸處作用著支承反作用力。接合狀態(tài)時膜片彈簧被壓緊 到趨近于壓平狀態(tài)的預壓縮狀態(tài)，從而將處于飛輪與壓盤之間的從動盤上的摩擦片壓緊在壓盤上，離合器處于載荷變形曲線上接合位置 b 點(圖 2.4)。此時，主要是膜片彈簧碟簧部分受載，分離指部分不受載荷。支承環(huán) l 和壓盤 L 處之間的高度變化

40、稱為膜片彈簧的大端變形λ1(接合狀態(tài)也即工作λ1b)；膜片彈簧小端也有變形，把小端rF 處與支承環(huán) l 間的高度變化稱為小端變形凡λ2b。 </p><p><b>　　c).分離狀態(tài) </b></p><p>　　將分離軸承向前推向飛輪時，載荷作用于膜片彈簧小端加載半徑 rF 處，使得膜片彈簧以中部的下支承環(huán)為支點，繼續(xù)受到壓縮。此時，膜片彈簧的大端對壓盤的壓緊力逐

41、漸減小直至消失，使從動盤分離，離合器處于分離位置。同時小端作用力 逐漸增大，膜片彈簧受壓縮超過壓平位置后，會呈反錐形的翻轉(zhuǎn)狀態(tài)(在作用力減小后，由于彈性恢復力，膜片彈簧仍能恢復到正常的初始狀態(tài))。分離位置時，膜片彈簧大小兩端所產(chǎn)生的附加變形量分別為Δλ1＂=λ1f (f 代表分離,λ1f 稱為壓盤升程)與Δλ2＂=λ2f (λ2f 稱為分離軸承行程，簡稱分離行程)。</p><p>　　3 離合器膜片彈簧設計參

42、數(shù)</p><p>　　摩擦片離合器基本結(jié)構尺寸、參數(shù)的選擇</p><p>　　已知條件：長安福特中型轎車發(fā)動機數(shù)據(jù):</p><p>　　缸數(shù)：4缸 排量：1.7升</p><p>　　最大功率 96/5000 KW/rpm </p><p>　　最大扭矩 220/3500 N·

43、;m/rpm</p><p>　　3.1離合器基本性能關系式</p><p>　　為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，離合器的靜摩擦力矩應大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，而離合器傳遞的摩擦力矩又決定于其摩擦面數(shù)Z、摩擦系數(shù)f、作用在摩擦面上的總壓緊力PΣ與摩擦片平均摩擦半徑Rm，即</p><p><b>　?。?-1）</b></p><

44、p>　　式中：—離合器的后備系數(shù)。</p><p>　　—摩擦系數(shù)，計算時一般取0.25～0.30。</p><p><b>　　Z—摩擦面數(shù)</b></p><p>　　3.2摩擦片外徑D與內(nèi)徑d</p><p>　　當按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）來確定D時，有下列公式可作參考：</p>&

45、lt;p>　　【1】 （3-2）</p><p>　　式中A反映了不同結(jié)構和使用條件對D的影響，在確定外徑D時，有下列經(jīng)驗公式可供初選時使用：</p><p>　　【1】 （3-3） </

46、p><p>　　轎車：KD=14.5</p><p>　　輕、中型貨車：單片KD=16.0～18.5</p><p>　　雙片KD=13.5～15.0</p><p>　　重型貨車：KD=22.5～24.0</p><p>　　本次設計所設計的是中型轎車（Temax/nT為220Nm/3500rpm、Pemax/nP為96

47、kw/5000rpm）的膜片彈簧離合器。所設計的離合器摩擦片為單片，KD =14.5。所以</p><p><b>　　D=</b></p><p>　　按初選D以后，還需注意摩擦片尺寸的系列化和標準化，表3-1為我國摩擦片尺寸標準。</p><p>　　表3-1 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)</p><p>　　查出本車

48、將使用單片式離合器，且離合器摩擦片外徑為215mm。再查表3-1即可得到摩擦片的具體參數(shù)，如下：</p><p>　　摩擦片外徑D=225mm</p><p>　　摩擦片內(nèi)徑d=150mm</p><p>　　摩擦片厚度h=3.5mm</p><p>　　摩擦片內(nèi)外徑比d/D=0.667</p><p>　　單面面積F

49、=22100mm2</p><p>　　3.3 離合器后備系數(shù)的確定</p><p>　　在開始設計離合器時，一般是參照統(tǒng)計資料，并根據(jù)汽車的使用條件，離合器結(jié)構形式的特點，初步選定后備系數(shù)β。</p><p>　　表3-2 后備系數(shù)表</p><p>　　本設計是中型轎車離合器的設計，該車型屬于轎車類型，故選擇本次設計的后備系數(shù)β在1.30

50、～1.75之間選擇。因為該車型為中轎車，取=1.50。因此有離合器的轉(zhuǎn)矩容量Tc==1.5×220=330 N.M</p><p>　　3.4 單位壓力P的確定</p><p>　　摩擦面上的單位壓力P0值和離合器本身的工作條件，摩擦片的直徑大小，后備系數(shù)，摩擦片的材料及質(zhì)量等因素有關。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備功率較小時，P0應取小些；當摩擦片外徑較大時，為降低摩擦片外緣熱載荷

51、，P0應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大。</p><p>　　當摩擦片采用不同材料時，P0按下列范圍選?。?lt;/p><p>　　石棉基材料 P0 =0.10～0.35MP</p><p>　　粉末冶金材料 P0 =0.35～0.60MP</p><p>　　金屬陶瓷材料

52、 P0 =0.70～1.50MP</p><p>　　本次設計的長安福特中選取摩擦片的材料為石棉基材料。</p><p>　　離合器摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為：</p><p>　　Tc=fFZRc (3-4)</p>&l

53、t;p>　　式中，Tc-------靜摩擦力矩；</p><p>　　f--------摩擦面間的靜摩擦因素，計算時一般取0.25～0.30；選取f=0.25</p><p>　　F--------壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；</p><p>　　Rc ------摩擦片的平均半徑；</p><p>　　Z--------摩擦面數(shù)，是

54、從動盤的兩倍； 所以，Z=2</p><p>　　假設摩擦片上工作壓力均勻，則有：</p><p>　　F= P0 ×A= P0π(D2-d2)/4 （3-5）</p><p>　　式中，P0------摩擦片單位壓力；</p><p>　　A------

55、一個摩擦面面積；</p><p>　　D------摩擦片外徑；</p><p>　　d-------摩擦片內(nèi)徑.</p><p>　　摩擦片的平均半徑Rc根據(jù)壓力均勻的假設，可表示為：</p><p>　　Rc =(D3-d3)/3/(D2-d2) （

56、3-6）</p><p>　　當d/D≥0.6時，Rc可相當準確的有下式計算：</p><p>　　Rc =（D+d）/4 (3-7)</p><p>　　因為d=150mm、D=225mm，所以d/D=0.667≥0.6，則Rc用（3-7）式計算</p&

57、gt;<p>　　將（3-5）、（3-7）式代入（3-4）得：</p><p>　　Tc=πfZ P0(D2-d2)（D+d）/16 （3-8）</p><p>　　為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的，設計時Tc應大于發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，即</p><p>　

58、　Tc =βTemax （3-9）</p><p>　　式中，Temax=220Nm為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；β=1.5為離合器的后備系數(shù)。</p><p>　　把（3-8）式代入（3-9）式得：</p><p>　　P0=16βTemax/[πfZ (D2-d2)（D+d）]&l

59、t;/p><p>　　代入各參數(shù)可得P0=0.318MPa</p><p>　　所以所得P0在石棉基材料單位壓力范圍內(nèi)，所以我們選取的單位壓力P0符合設計要求。</p><p>　　3.5 離合器基本參數(shù)的約束條件</p><p>　　1.為保證離合器可靠傳遞轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，應使1.2≤β≤4.0，在前面參數(shù)選取中，我們選取β=1.5，符

60、合此約束條件。</p><p>　　2. 單位摩擦面?zhèn)鬟f轉(zhuǎn)矩的許用值</p><p>　　為反映離合器傳遞轉(zhuǎn)矩且有過載保護的能力，單位摩擦面?zhèn)鬟f的轉(zhuǎn)矩應小于其許用值。即： 要求即可。</p><p>　　3.為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力P0對于不同車型，根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，P0為0.10～1.50MPa。</p&g

61、t;<p>　　選取P0=0.318MPa，符合此約束條件。</p><p><b>　　4 膜片彈簧設計</b></p><p>　　4.1 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇</p><p>　　4.1.1 H/h選擇</p><p>　　比值H/h和h 的選擇：在設計過程中, 比值H/h和h 的選擇要根據(jù)膜片彈

62、簧非線形特性的彈性變化規(guī)律來選擇,為了能夠正確選擇其膜片彈簧的特性曲線,來得到最佳的使用性能,一般H/h的比值范圍.常用的膜片彈簧板厚。</p><p><b>　　4.1.2 選擇</b></p><p>　　根據(jù)結(jié)構布置和壓緊力的要求，R/r一般為1.2～1.35。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑Rc。摩擦片的平均半

63、徑：</p><p>　　=(D+d)/4=(225+150) /4=93.75mm </p><p>　　因，取R=100mm，則r=80mm則R/r=100/80=1.25。</p><p>　　4.1.3 圓錐底角</p><p>　　汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角一般在°范圍內(nèi)，本設計中式</p&g

64、t;<p>　　=arctan[H/(R-r)]=arctan[4.6/(100-80)] </p><p>　　得=13.1°在°之間，合格。</p><p>　　4.1.4膜片彈簧工作位置的選擇：</p><p>　　膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖4-2所示。該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且。新離合器在接

65、合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般(0.8～1.0)，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內(nèi)壓緊力從到變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點應盡量靠近N點。 </p><p>　　圖 4.1 膜片彈簧的彈性特性曲線

66、</p><p>　　4.1.5分離指數(shù)目的選取</p><p>　　分離指的數(shù)目N、切槽寬以及窗空寬和半徑r的選擇都要符合標準來選取。汽車離合器的膜片彈簧的分離指的數(shù)目要大于12個，一般在18左右取整偶數(shù)，以方便于生產(chǎn)制造時好利用模具分度；切槽寬一般在范圍之間；窗空寬，其半徑。</p><p>　　本設計中取分離指數(shù)為18。</p><p>

67、;　　4.1.6 切槽寬度</p><p>　　切槽寬δ1=3.2～3.5mm，窗孔槽寬δ2=9～10mm，re的取值應滿足r-re≥δ2的要求。所以選取δ1=3.5mm，δ2=9mm，re=68mm。</p><p>　　4.1.7膜片彈簧小端內(nèi)半徑確定</p><p>　　由汽車參數(shù)可得知花鍵尺寸D=32mm。取軸花鍵半徑，則取=24mm。</p>

68、<p>　　4.1.8壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定</p><p>　　應略大于且盡量接近，應略小于且盡量接近。膜片彈簧應用優(yōu)質(zhì)高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內(nèi)常用的碟簧材料的為，當量應力可取為。</p><p>　　根據(jù)《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）知，和需滿足下列條件：</p><p>　　且

69、 </p><p>　　由前面選擇可知，R=100mm，r =80mm代入上式得：</p><p>　　1 100－R17且 0－80 6 </p><p>　　故選擇 R1=96mm，=82mm。</p><p>　　碟形彈簧當其大、小端部承受壓力時，載荷P與變形之間有如下關系：</p><

70、;p>　　【2】 </p><p>　　式中：E—彈性模量，對于鋼：E=21 X 104MPa</p><p>　　μ—泊松比，鋼材料取μ=0. 3；</p><p>　　h—彈簧鋼板厚度，mm；</p><p>　　H—碟簧的內(nèi)截錐高，mm；</p><p>　　R—碟簧大端半徑

71、，mm；</p><p><b>　　A—系數(shù)，</b></p><p>　　m—碟簧大、小端半徑之比，m=R/r。</p><p>　　汽車離合器膜片彈簧在實際安裝中的支承點如圖4.2所示。</p><p>　　圖4.2 膜片彈簧在離合器接合和分離狀態(tài)時的受力以及變形</p><p>　　把初選

72、的各參數(shù)值代入該程序繪制膜片彈簧彈性特性曲線圖。根據(jù)各個設計約束條件及設計要求對各個參數(shù)進行調(diào)整。最終獲得膜片彈簧各參數(shù)為：H/h=1.84，h=2.5mm，H=4.6mm；R/r=1.25，R=100mm，r=80mm；N=18；r0=24mm，rf=30mm；δ1=3.5mm，δ2=9mm，re=68mm；R1=96mm，r1=82mm。</p><p>　　由上各調(diào)整后參數(shù)所獲得的膜片彈簧彈性特性曲線圖和六

73、個特性點A、M、B、H、N、C及各點坐標如圖4.3所示：</p><p>　　圖4.3 調(diào)整后參數(shù)所獲得的膜片彈簧彈性特性曲線圖</p><p>　　4.1.9 檢驗所得尺寸是否符合設計的約束條件</p><p>　?。?）應保證所設計的彈簧工作壓緊力F1B與摩擦片工作壓力FY相等</p><p>　　由上圖數(shù)據(jù)顯示可知，F(xiàn)1B=7042.

74、5N，F(xiàn)C=7042.9N，F(xiàn)1B≈FY符合設計要求。</p><p>　?。?）為保證各工作點A、B、C有較合適的位置，應使λ1B/λ1H=0.8～1.0即</p><p>　　0.8≤（R-r）λ1B/[（R1-r）H]≤1.0</p><p>　　λ1B=3.13則（R-r）λ1B/[（R1-r）H]=(100-80)×3.13/[（96-82）&#

75、215;4.6]=0.97符合設計要求。</p><p>　　（3）為保證膜片彈簧磨損后離合器仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，并考慮到摩擦因素的下降，摩擦后彈簧工作壓緊力F1A應滿足F1A＞F1B。</p><p>　　由上特性曲線可知F1A=7881.2N，F(xiàn)1B =7042.5N，滿足F1A＞F1B的設計要求。</p><p>　?。?）為滿足離合器的使用性能的要求，應該滿

76、足：</p><p>　　1.6≤H/h≤2.2</p><p>　　9O≤α≈H/（R-r）≤15O</p><p>　　H/h=4.6/2.5=1.84和α≈H/（R-r）=4.6/（100-80）rad=13.18O都符合離合器的使用性能的要求。</p><p>　?。?） 彈簧各部分有關尺寸比值符合一定的范圍，即</p>

77、<p>　　1.2≤R/r≤1.35</p><p>　　70≤2R/h≤100</p><p>　　3.5≤R/rO≤5.0</p><p>　　根據(jù)所確定的參數(shù)可得R/r=100/80=1.25、2R/h=2×100/2.5=80、R/rO =100/24=4.17都符合上述要求。</p><p>　?。?）為使摩擦

78、片上的壓緊力分布比較均勻，應滿足：</p><p>　?。―+d）/4≤R1≤D/2</p><p>　　根據(jù)所確定的參數(shù)可得（D+d）/4=93.75，D/2=112.5，R1=94。符合上述要求。</p><p>　　（7）根據(jù)彈簧結(jié)構布置的要求，應滿足：</p><p>　　1≤R-R1≤7； 0≤r1-r≤6； 0≤rf- r0≤6&

79、lt;/p><p>　　根據(jù)所確定的參數(shù)可得R-R1=6，r1-r =2，rf- r0=6都符合彈簧結(jié)構布置的要求。</p><p>　?。?） 膜片彈簧的分離指起分離杠桿作用，因此其杠桿比應在一定范圍內(nèi)選取，即：</p><p>　　2.3≤（r1-rf）/（R1- r1）≤4.5</p><p>　　根據(jù)所確定的參數(shù)可得（r1-rf）/（R1

80、- r1）=（80-30）/（96-80）=3.12符合設計要求。</p><p>　　4.2膜片彈簧強度計算與校核</p><p>　　分析表明，B點的應力值最高，通常只計算B點的應力來校核膜片彈簧碟簧的強度。由參考文獻[1]P65可知B點的應力σtB為</p><p>　　σtB=E/（1－μ2）/r{(e-r) ×φ2/2－[（e-r）α+h/2]φ

81、}【1】</p><p>　　令σtB對φ的導數(shù)等于零,可求出σtB達到極大值時的轉(zhuǎn)角φP</p><p>　　φP=α+h/(e-r)/2</p><p>　　自由狀態(tài)時碟簧部分的圓錐底角α=0.23rad;</p><p>　　中性點半徑e=(R-r)/ln(R/r)=89.646mm。此時</p><p>　　φ

82、P=0.23+2.5/(89.646-80)/2=0.359rad</p><p>　　離合器徹底分離時,膜片彈簧子午斷面的實際轉(zhuǎn)角為φf</p><p>　　φf=2arctanλ1f /(R1-r1)/2=2arctan[1.6/（96-82）/2]=0.114rad</p><p>　　此時φf ＜φP，則計算σtB時φ取φf，所以</p>&l

83、t;p>　　σtB =2.1×100000/（1-0.32）/80×{（89.64-80）×0.1142/2-[（89.646-80）×0.23+2.5/2] ×0.114}</p><p>　　=-968.74（MPa）</p><p>　　設分離軸承對分離指端所加載荷為F2（N），由«汽車設計»P64式（2-1

84、6）可知：</p><p>　　F2=(R1-r1) F1/（r1- rf）</p><p>　　式中rf=30mm為分離軸承與分離指的接觸半徑；F1等于壓盤工作壓力F1B=5805.9（N）。所以</p><p>　　F2=(96-82) ×5805.9/（82- 30）=1563.1（N）</p><p>　　在分離軸承推力F2

85、的作用下，B點還受彎曲應力σtB，其值為</p><p>　　σrB=6（r- rf）F2/（nbrh2）</p><p>　　式中，n為分離指數(shù)目（n=18）；br為一個分離指根部的寬度。所以</p><p>　　σrB=6×（80- 30）×1563.1/（18×21×2.52）=198.4（MPa）</p>

86、<p>　　考慮到彎曲應力σrB是與切向壓應力σtB相互垂直的拉應力，根據(jù)最大切應力強度理論，B點的當量應力為</p><p>　　σjB=σrB－σtB=198.4－（－968.74）=1167.2（MPa）</p><p>　　在這次設計中，膜片彈簧材料采用60Si2MnA，所以σjB=1167.2MPa符合σjB≤1500～1700MPa的強度設計要求。</p>

87、;<p>　　4.3膜片彈簧的制造工藝及熱處理</p><p>　　本次設計中膜片彈簧采用60Si2MnA高精度鋼板材料。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理以起到冷作硬化的作用，同樣也可以提高承載能力的疲勞強度。</p><p>　　為了提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻淬火、噴鍍鉻合金和鍍鎘或四氟乙烯。在膜片彈

88、簧與壓盤接觸圓形處，為了防止由于拉應力的作用而產(chǎn)生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應力源。</p><p>　　膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為45～50HRC，分離指端硬度為55～62HRC，在同一片分離指上同一范圍內(nèi)的硬度差不大于3個單位。膜片彈簧的內(nèi)、外半徑公差一般為H11和h11，厚度公差為±0.025mm，初始底錐角公差為±10分。膜片彈簧上下表

89、面的表面粗糙度為1.6μm，底面的平面一般要求小于0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相互高度差一般要求小于0.8～1.0mm。</p><p>　　通過本節(jié)膜片彈簧的彈性特性設計，得出如下數(shù)據(jù)：H=4.6mm，h=2.5mm，R=100mm，r=80mm，圓錐底角=13.1°，分離指數(shù)，切槽寬δ1=3.5mm，窗孔槽寬δ2=9mm，re=68mm，r0=24mm,=30mm，R1=96mm

90、，=82mm 。</p><p>　　5膜片彈簧設計結(jié)果有限元分析 </p><p>　　本章主要是對膜片彈簧進行建模的應力分析。首先對膜片彈簧有限元分析選擇預設的膜片彈簧壓力值作為壓應力分析對象，再分析膜片彈簧達到的峰值彈力時的強度校核分析。</p><p>　　按照所得結(jié)果設計的膜片彈簧的三維圖如圖5.1：</p><p>　　圖5.1

91、 膜片彈簧優(yōu)化結(jié)果三維圖</p><p>　　5.1 膜片彈簧的有限元分析過程及結(jié)果 </p><p>　　膜片彈簧的材料選優(yōu)質(zhì)高精鋼硅錳鋼 60Si2MnA，其材料屬性：密度：7.9e6 Kg/mm3，彈性模量：2.1e5MPa，泊松比：0.3，屈曲強度：1.863e3MPa，極限抗拉強度：1.667e3MPa。 </p><p>　　1)膜片彈簧、支撐環(huán)的.ST

92、ED 文件導入（如圖 5.2）； </p><p>　　圖5.2 膜片彈簧.STED文件導入Ansys Workbench</p><p>　　2)裝配體的自由網(wǎng)格劃分（如圖 5.3）；</p><p>　　圖5.3裝配體網(wǎng)格劃分</p><p>　　嚴格按照幾何尺寸建立的實體模型，三維實體單元每個節(jié)點有 Ux、Uy、Uz 三個自由度，劃分

93、網(wǎng)格后共得到 24048 個單元、51966個節(jié)點。</p><p>　　3)支撐環(huán)的固定約束和壓盤的壓力 5500N 載荷的添加（如圖 5.4）；</p><p><b>　　圖5.4 載荷添加</b></p><p>　　4)壓力載荷 5500N 下膜片彈簧 Y 軸方向應力圖（如圖 5.5）</p><p>　　圖5

94、.5 y軸方向應力圖</p><p>　　5)壓力載荷 5500N 時膜片彈簧的等效應變圖（如圖 5.6）；</p><p>　　圖5.6 等效應變圖</p><p>　　由圖可得知膜片彈簧在收到壓力載荷后其變形最大的位置。</p><p>　　6)壓力載荷 5500N 時膜片彈簧的等效拉應力圖（如圖 5.7）</p>&l

95、t;p>　　圖5.7等效拉應力圖</p><p>　　由圖可知膜片彈簧上出現(xiàn)的最大的等效壓力為 1.4435e8Pa 遠小于其屈曲強度：1.863e9Pa 可以認為膜片彈簧的工作性能安全。</p><p>　　7)載荷峰值 7027.8 N 時膜片彈簧的 Y 軸方向變形圖（如圖 5.8）；</p><p>　　圖5.8 壓力和約束的Y軸方向的應力圖</p

96、><p>　　8)載荷峰值 7027.8N 時膜片彈簧的壓應力圖（如圖 5.9）；</p><p>　　圖5.9 等效應變圖</p><p>　　9)載荷峰值 7027.8N 時膜片彈簧的等效拉應力圖（如圖 5.10）；</p><p>　　圖5.10 等效拉應力圖</p><p>　　由圖可知膜片彈簧在受到載荷峰值為

97、7027.8N 時出現(xiàn)的最大的等效壓力為1.6075e2MPa 同樣遠小于其屈曲強度：1.863e3MPa 可以認為膜片彈簧的工作性能安全。</p><p>　　研究膜片彈簧在分離狀態(tài)時的應力時不容易加載力，應膜片彈簧結(jié)構對稱取其1/18研究，對其施加1/18的力。嚴格按照幾何尺寸建立的實體模型如圖 5.11 所示，并選用三維 20 節(jié)點實體單元，該單元的每個節(jié)點有 Ux、Uy、Uz 三個自由度，劃分網(wǎng)格后共得到

98、 1336 個單元、2887個節(jié)點。</p><p>　　圖 5.11 膜片彈簧網(wǎng)格劃分</p><p>　　圖5.12分離狀態(tài)時應力圖</p><p>　　由圖可知膜片彈簧在受到載荷時出現(xiàn)的最大的等效壓力同樣遠小于其屈曲強度可以認為膜片彈簧的工作性能安全，通過設計膜片彈簧結(jié)果滿足了離合器最初的設計要求。</p><p><b>　

99、　總 結(jié)</b></p><p>　　本論文完成的主要工作總結(jié)如下：</p><p>　　1.在查閱了大量相關資料的基礎上,介紹了膜片彈簧離合器的組成及工作原理,闡述了膜片彈簧在不同工作狀態(tài)下的特性。</p><p>　　2.本文就以車用離合器膜片彈簧為目標,設計參照長安轎車離合器的相關數(shù)據(jù)，在滿足工作性能的前提下，通過A-L 法進行膜片彈簧的結(jié)構設計

100、，獲得膜片彈簧的設計尺寸，并進行強度校核。</p><p>　　3.根據(jù)設計尺寸運用 PRO/E 軟件建立彈膜片簧三維實體模型。</p><p>　　4. 利用ANSYS分析軟件完成膜片彈簧的有限元強度分析并與理論分析結(jié)果進行比較。驗證該設計的可靠性。</p><p>　　5.由于實驗條件和自身水平的限制，本文進行的設計還存在不足。由于缺乏相應的實驗條件，得出的結(jié)論

101、無法進行膜片彈簧模擬載荷實驗進行驗證，僅存在于理論層面。如果有條件的應進行實驗檢測。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1]徐安石、江發(fā)潮. 汽車離合器[M]. 清華大學出版社，2005.</p><p>　　[2]彭書志.重載機械膜片彈簧離合器的優(yōu)化設計[J].光機電信息.1998.07.</p>

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104、林清安 Pro/ENGINEER 2001 零件設計高級篇（上下冊）[M].清華大學出版社。2002.</p><p>　　[10]張繼春 徐斌 林波 Pro/ENGINEER 結(jié)構分析[M].機械工業(yè)出版社。2001.</p><p>　　[11]蔡穎 薛慶 CAD/CAM 原理及其應用[M]. 機械工業(yè)出版社。2003.</p><p>　　[12]機械設計手冊

105、 聯(lián)軸器、離合器與制動器[M].機械工業(yè)出版社，2007.</p><p>　　[13]李露,趙韓,王勇.摩擦式電磁離合器的多學科設計優(yōu)化[J]. 系統(tǒng)仿真學,2012.</p><p>　　[14]盂姝君,崔勝民,孫宇航.自調(diào)式離合器膜片彈簧設計及有限元分析[J].機械設計與制造.2011</p><p>　　[15]NSYS Reference[M].Ninth

106、Edition.SAS,IPIne.1997:21-35</p><p>　　[16]張鐵山.膜片彈簧Almen—Laszlo公式假設的探討[J].設計.計算.研究，2003</p><p>　　[17]潘毓學,何大志,胡靜等.捷達轎車離合器膜片彈簧的設計與研究[J]．長春理工大學學報，2008.</p><p>　　[18]陳家瑞．汽車構造[M]．北京：人民交通出

107、版社，2007．</p><p><b>　　致 謝</b></p><p>　　本人的畢業(yè)設計論文一直是在指導老師劉嘉的悉心指導下進行的。劉嘉老師治學態(tài)度嚴謹，學識淵博，為人和藹可親。并且在整個畢業(yè)設計過程中，不斷對我得到的結(jié)論進行總結(jié)，并提出新的問題，使得我的畢業(yè)設計課題能夠深入地進行下去，也使我接觸到了許多理論和實際上的新問題，使我做了許多有益的思考。在此表示