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SY-025-BY-3 畢業(yè)設計（論文）開題報告 學生姓名 耿新鐘 系部 汽車工程系 專業(yè)、班級 車輛工程B05-18班 指導教師姓名 趙雨旸 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是√否 題目名稱 基于有限元分析的離合器設計 一、課題研究現狀,選題的目的、依據和意義 1、研究現狀 我國汽車離合器行業(yè)在經歷了改革改造、引進消化、改制重組，在激烈的市場競爭中在行業(yè)規(guī)模、產品技術、經營管理等方面取得了較好的發(fā)展。技術進步所帶來的替代品(如AT、CVT、DCT所引發(fā)傳動產品概念的改變)對部分汽車離合器行業(yè)帶來根本性的改變。從企業(yè)內部能力分析，總體上看，我國汽車離合器企業(yè)與國外企業(yè)相比處于明顯劣勢。在產品技術方面，國內離合器企業(yè)經過不斷地產品結構調整，國產膜片彈簧離合器的品種已經能全面覆蓋國內重、中、輕、轎、微及農用等車型的需求，跟蹤國外動力傳動系統(tǒng)技術，研發(fā)新一代產品也取得了可喜成果。目前，膜片彈簧優(yōu)化設計主要是圍繞單目標優(yōu)化進行，多標優(yōu)化設計方法也得到了使用。 通過對離合器零部件結構進行有限元分析，得到其結構極限承載能力，對離合器零部件的設計是相當重要的。隨著計算機技術和以CAE技術的不斷發(fā)展，有限元技術在離合器設計中的運用越來越多，其優(yōu)越性得到了人們的認可，有限元技術己經成為產品設計、開發(fā)中的一種重要手段。 在離合器蓋的設計上，1997年江蘇理工大學朱茂桃和邱梅開就開始運用有限單元法分析了某離臺器蓋的剛度，闡述了蓋變形對離臺器工作性能的影響，并用試驗對有限元計算進行了驗證，有限元計算與試驗結果吻合，從而為離合器蓋的結構形狀設計提供了可靠依據，并可以縮短產品開發(fā)周期。 在離合器盤轂的設計上，1989年日本的大金公司加藤雅家和真導秀和共同運用有限元技術對離合器的壓盤和從動盤毅進行了設計和研究。南京理工大學張鐵山和袁念詩老師運用有限元程序對依維柯Φ267離合器盤毅進行計算，得出該盤毅強度滿足使用要求的結論，并分析了該種盤毅在中Φ267離合器從動盤總成臺架試驗中損壞的原因，指出該種盤毅臺架試驗中損壞的原因應從材質，加工過程等方面來查找。天津市汽車研究所的王力在1998年基于夏利轎車的離合器運用UG軟件的CAE軟件包，在UG軟件中建立離合器壓盤、盤毅等零件的三維實體并自動生成高質量的立體網格，并運用有限元技術對它們進行了有限元分析，確定了離壓盤、盤毅等零件的應力分布及大小，對各個零部件的強度和剛度有了定量的數據，為離合器的有限元設計提供了參考。 由此可見，伴隨著以CAE技術的不斷發(fā)展有限元在離合器設計上的運用將變得越來越普遍，己經成為設計離合器的一種重要的手段，使得以往的循環(huán)設計變得簡單，從而縮短了設計周期，節(jié)省了大量的時間。 2、目的、依據和意義 離合器是汽車傳動系統(tǒng)中直接與發(fā)動機相連接的部件，其主要作用是：傳遞和切斷發(fā)動機傳給傳動系的動力，以保證汽車的平穩(wěn)起步、停車和換擋；當傳給離合器的轉矩超過它所能傳遞的最大摩擦轉矩時，離合器主、從動部分之間產生滑磨，從而對傳動系統(tǒng)起到保護作用。此外，離合器還可以有效地降低傳動系中的振動和噪聲。課題研究對象是應用最廣泛的膜片彈簧離合器，具有結構簡單緊湊、操縱輕便、傳動可靠、傳遞準確以及效率高等特點。主要零件包括膜片彈簧、離合器蓋、壓盤、傳動片和分離軸承總成等，這些關鍵零部件的設計對整個離合器性能具有很大的影響。傳統(tǒng)設計是設計工程師根據自己的理論知識和豐富的工程設計經驗首先針對用戶的需求進行概念設計，定出結構的類型和形式，選擇材料，按規(guī)定要求和標準給出受力情況，提出初始設計方案，然后進行結構分析，再根據分析結果進行各個方面的校核;如果不符合經濟和安全的要求，則修改初始設計，再進行結構的重分析，重校核，直到滿足為止。這種設計的一個主要缺點是難以找到材料的合理分布，因而不易做出比較理想的既經濟又安全的設計方案。 采用有限元技術研究這些關鍵零部件的靜力學特性，對其結構進行優(yōu)化設計，是非常重要和必須的。在此基礎上，再進行離合器設計不但可以獲得最佳的離合器基本參數，還可以大大縮短離合器總成開發(fā)周期、降低開發(fā)費用，提高設計質量，保證其設計的精確性。 二、設計（論文）的基本內容、擬解決的主要問題 1、研究的基本內容 （1）離合器主、從動裝置、膜片彈簧等主要零部件的設計； （2）主要零部件的有限元分析； （3）在CAE分析的基礎上完成設計圖紙。 2、擬解決的主要問題 （1）離合器主要零部件的設計； （2）離合器零部件建模和受力分析； （3）基于ANSYS軟件的有限元結構分析。 壓緊彈簧布置形式選擇 三、技術路線（研究方法）壓緊彈簧布置形式選擇 結構方案分析 選擇輕型車發(fā)動機參數 膜片彈簧支撐形式 壓盤驅動方式 從動盤數量選擇 離合器主要零件的有限元分析 離合器基本尺寸的計算確定 離合器主要參數選擇 繪制裝配圖、零件圖 四、進度安排 （1）調研、資料收集，完成開題報告 第1、2周（3月2日～3月15日） （2）研究汽車離合器的設計步驟與設計方法，分析汽車離合器受力情況 第3周（3月16日～3月22日） （3）按照傳統(tǒng)的汽車設計方法設計離合器 第4、5周（3月23日～4月5日） （4）對按方法設計的離合器建立有限元模型 第6周（4月6日～4月12日） （5）施加載荷和邊界條件，求解 第7、8周（4月13日～4月26日） （6）完成所設計裝配圖與零件圖圖紙 第9、10、11周（4月27日～5月17日） （7）完成設計說明書的撰寫 第12、13周（5月18日～5月31日） （8）對設計圖紙與設計說明書進行修改 第14周（6月1日～6月7日） （9）畢業(yè)設計（論文）審核、修改 第15、16周（6月8日～6月21日） （10）畢業(yè)設計（論文）答辯準備及答辯 第17周（6月22日～6月28日） 五、參考文獻 [1] 嚴正峰等.Φ395膜片彈簧離合器校核設計[J].汽車技術，2004，5. [2] 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，2004，2. [3] 何佑之.微型汽車膜片彈簧離合器改進設計[J].廣西機械，2005，3. [4] 葉先磊. ANSYS工程分析軟件應用實例[M].清華大學出版社，2003，9. [5] 譚繼錦.汽車有限元法[M].人民交通出版社，2005,1. [6] 張衛(wèi)波等.基于ANSYS的離合器壓盤有限元設計[J].中國工程機械報，2007，10 . [7] 焦廣龍等.雙離合器膜片彈簧應力有限元分析[J].傳動技術，2008，3. [8] 王博.基于有限元法的膜片彈簧特性曲線仿真分析[J].拖拉機與農用運輸車，2007，2. [9] 王洋等.膜片彈簧設計的概率化優(yōu)化研究[J].江蘇理工大學報，2001年第22卷第1期 [10] 劉惟信.汽車設計[M].北京:清華大學出版社，2004. [11] 王望予.汽車設計[M].北京:機械工業(yè)出版社，2007. [12] 陳家瑞. 汽車構造[M].北京:機械工業(yè)出版社，2003. [13] 成大先.機械設計手冊[M].北京:化學工業(yè)出版社，2004. [14] Automotive clutch diaphragm spring．U．S．Patent．mar．6,2007. [15] Wenming Shen.Design of a Friction Clutch Using Dual Belleville Structures Weileun Fang[J]．Journal of Mechanical Design ,Sep2007 V01.129 Issue 9，p986-990 六、備注 指導教師意見： 簽字： 年 月 日 本科學生畢業(yè)設計 基于有限元分析的離合器設計 系部名稱： 汽車工程系 專業(yè)班級： 車輛工程 B05-18班 學生姓名： 耿新鐘 指導教師： 趙雨旸 職 稱： 副教授 黑 龍 江 工 程 學 院 二○○九年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Clutch Design Based on Finite Element Analysis Candidate：Geng Xinzhong Specialty：Vehicle Engineering Class：B05-18 Supervisor：Associate Prof. Zhao Yuyang Heilongjiang Institute of Technology 2009-06·Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 離合器是汽車傳動系統(tǒng)中的重要組成，離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，離合器的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行駛過程中，駕駛員可根據需要踩下或松開離合器踏板，使發(fā)動機與變速箱暫時分離和逐漸接合，以切斷或傳遞發(fā)動機向變速器輸入的動力。 本文主要是對轎車的膜片式彈簧離合器進行設計。根據車輛使用條件和車輛參數，按照離合器系統(tǒng)的設計步驟和要求，主要進行了以下工作：選擇相關設計參數主要為：摩擦片外徑的確定，離合器后備系數的確定，單位壓力的確定。并進行了總成設計主要為：分離裝置的設計，以及從動盤設計和圓柱螺旋彈簧設計等。并通過有限元軟件對設計離合器進行結構分析，根據分析結果對離合器進行改進設計得出合理的設計方案。 關鍵詞：離合器 ；膜片彈簧；摩擦片；有限元分析；設計 ABSTRACT The 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; Design II 目 錄 摘要 Ⅰ Abstract Ⅱ 第1章 緒 論 1 1.1課題研究的目的意義 1 1.2課題的研究現狀 1 1.3膜片彈簧離合器的結構及其優(yōu)點 2 1.3.1膜片彈簧離合器的結構 2 1.3.2膜片彈簧離合器的工作原理 3 1.3.3膜片彈簧離合器的優(yōu)點 4 1.4設計的主要內容與技術路線 5 第2章 有限元基本理論 6 2.1 有限元法的發(fā)展及應用 6 2.1.1有限單元法的發(fā)展歷史 6 2.2.2有限元法的應用 6 2.2機械結構有限元基本理論 7 2.2.1機械結構有限元分析的基本理論 7 2.2.2機械結構分析的有限元法 7 2.2.3機械結構靜態(tài)分析有限元法 8 2.3 ANSYS軟件簡介 9 2.4本章小結 10 第3章 方案選擇與基本尺寸參數確定 11 3.1方案選擇 11 3.2后備系數的選擇 11 3.3離合器基本性能關系式 12 3.4摩擦片外徑的確定 12 3.5摩擦片的有限元分析 14 3.5.1建立有限元模型 14 3.5.2摩擦片的計算結果及結果分析 15 3.6本章小結 17 第4章 主動部分設計 18 4.1壓盤參數的選擇和校核 18 4.2壓盤的有限元分析 18 4.2.1建立壓盤有限元模型 18 4.2.2壓盤的有限元計算及結果分析 19 4.2離合器蓋設計 21 4.3傳動片設計 21 4.4本章小結 22 第5章 從動盤總成設計 23 5.1摩擦片設計 23 5.2從動盤轂設計 23 5.3從動片設計 25 5.4扭轉減振器設計 25 5.4.1扭轉減振器的功能 25 5.4.2 扭轉減振器的結構類型的選擇 25 5.4.3扭轉減振器的參數確定 27 5.4.4減振彈簧的尺寸確定 28 5.5本章小結 30 第6章 膜片彈簧設計 31 6.1膜片彈簧的概念 31 6.2膜片彈簧的彈性特性 31 6.3膜片彈簧的強度計算 33 6.4膜片彈簧基本參數的選擇 34 6.5膜片彈簧的有限元分析 36 6.5.1建立膜片彈簧PRO/E模型 36 6.5.2膜片彈簧的有限元分析 38 6.6本章小結 40 第7章 離合器分離裝置的設計 41 7.1分離桿的設計 41 7.2離合器分離套筒和分離軸承的設計 41 7.3本章小結 42 第8章 離合器操縱機構設計 43 8.1操縱機構踏板力和行程 43 8.2操縱機構結構形式 43 8.3操縱機構設計計算 43 8.4本章小結 45 結論 46 參考文獻 47 致謝 48 附錄 49 V 第1章 緒 論 1.1 課題研究的目的意義 離合器是汽車傳動系統(tǒng)中直接與發(fā)動機相連接的部件，其主要作用是：傳遞和切斷發(fā)動機傳給傳動系的動力，以保證汽車的平穩(wěn)起步、停車和換擋；當傳給離合器的轉矩超過它所能傳遞的最大摩擦轉矩時，離合器主、從動部分之間產生滑磨，從而對傳動系統(tǒng)起到保護作用。此外，離合器還可以有效地降低傳動系中的振動和噪聲。課題研究對象是應用最廣泛的膜片彈簧離合器，具有結構簡單緊湊、操縱輕便、傳動可靠、傳遞準確以及效率高等特點。主要零件包括膜片彈簧、離合器蓋、壓盤、傳動片和分離軸承總成等，這些關鍵零部件的設計對整個離合器性能具有很大的影響。傳統(tǒng)設計是設計工程師根據自己的理論知識和豐富的工程設計經驗首先針對用戶的需求進行概念設計，定出結構的類型和形式，選擇材料，按規(guī)定要求和標準給出受力情況，提出初始設計方案，然后進行結構分析，再根據分析結果進行各個方面的校核;如果不符合經濟和安全的要求，則修改初始設計，再進行結構的重分析，重校核，直到滿足為止。這種設計的一個主要缺點是難以找到材料的合理分布，因而不易做出比較理想的既經濟又安全的設計方案。 采用有限元技術研究這些關鍵零部件的靜力學特性，對其結構進行優(yōu)化設計，是非常重要和必須的。在此基礎上，再進行離合器設計不但可以獲得最佳的離合器基本參數，還可以大大縮短離合器總成開發(fā)周期、降低開發(fā)費用，提高設計質量，保證其設計的精確性。 1.2課題的研究現狀 在早期研發(fā)的離合器結構中，錐形離合器最為成功。它的原型設計曾裝在1889年德國戴姆勒公司生產的鋼制車輪的小汽車上。它是將發(fā)動機飛輪的內孔做成錐體作為離合器的主動件。采用錐形離合器的方案一直延續(xù)到20世紀20年代中葉，對當時來說，錐形離合器的制造比較簡單，摩擦面容易修復。它的摩擦材料曾用過駱毛帶、皮革帶等。那時曾出現過蹄-鼓式離合器，其結構有利于在離心力作用下使蹄緊貼鼓面。蹄-鼓式離合器用的摩擦元件是木塊、皮革帶等，蹄-鼓式離合器的重量較錐形離合器輕。無論錐形離合器或蹄-鼓式離合器，都容易造成分離不徹底甚至出現主、從動件根本無法分離的自鎖現象。 現今所用的盤式離合器的先驅是多片盤式離合器，它是直到1925年以后才出現的。多片離合器最主要的優(yōu)點是，汽車起步時離合器的接合比較平順，無沖擊。早期的設計中，多片按成對布置設計，一個鋼盤片對著一青銅盤片。采用純粹的金屬的摩擦副，把它們浸在油中工作，能達到更為滿意的性能。 浸在油中的盤片式離合器，盤子直徑不能太大，以避免在高速時把油甩掉。此外，油也容易把金屬盤片粘住，不易分離。但畢竟還是優(yōu)點大于缺點。因為在當時，許多其他離合器還在原創(chuàng)階段，性能很不穩(wěn)定。 石棉基摩擦材料的引入和改進，使得盤片式離合器可以傳遞更大的轉矩，能耐受更高的溫度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用較小的摩擦面積，因而可以減少摩擦片數，這是由多片離合器向單片離合器轉變的關鍵。20世紀20年代末，直到進入30年代時，只有工程車輛、賽車和大功率的轎車上才使用多片離合器。 早期的單片干式離合器由與錐形離合器相似的問題，即離合器接合時不夠平順。但是，由于單片干式離合器結構緊湊，散熱良好，轉動慣量小，所以以內燃機為動力的汽車經常采用它，尤其是成功地開發(fā)了價格便宜的沖壓件離合器蓋以后更是如此。 實際上早在1920年就出現了單片干式離合器，這和前面提到的發(fā)明了石棉基的摩擦面片有關。但在那時相當一段時間內，由于技術設計上的缺陷，造成了單片離合器在接合時不夠平順的問題。第一次世界大戰(zhàn)后初期，單片離合器的從動盤金屬片上是沒有摩擦面片的，摩擦面片是貼附在主動件飛輪和壓盤上的，彈簧布置在中央，通過杠桿放大后作用在壓盤上。后來改用多個直徑較小的彈簧，沿著圓周布置直接壓在壓盤上，成為現今最為通用的螺旋彈簧布置方法。這種布置在設計上帶來了實實在在的好處，使壓盤上的彈簧的工作壓力分布更均勻，并減小了軸向尺寸。 多年的實踐經驗和技術上的改進使人們逐漸趨向于首選單片干式摩擦離合器，因為它具有從動部分轉動慣量小、散熱性好、結構簡單、調整方便、尺寸緊湊、分離徹底等優(yōu)點，而且由于在結構上采取一定措施，已能做到接合盤式平順，因此現在廣泛采用于大、中、小各類車型中。 如今單片干式離合器在結構設計方面相當完善。采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的接合平順性。離合器從動盤總成中裝有扭轉減振器，防止了傳動系統(tǒng)的扭轉共振，減小了傳動系統(tǒng)噪聲和載荷。 隨著人們對汽車舒適性要求的提高，離合器已在原有基礎上得到不斷改進，乘用車上愈來愈多地采用具有雙質量飛輪的扭轉減振器，能更好地降低傳動系的噪聲。 對于重型離合器，由于商用車趨于大型化，發(fā)動機功率不斷加大，但離合器允許加大尺寸的空間有限，離合器的使用條件日酷一日，增加離合器傳扭能力，提高使用壽命，簡化操作，已成為重型離合器當前的發(fā)展趨勢。為了提高離合器的傳扭能力，在重型汽車上可采用雙片干式離合器。從理論上講，在相同的徑向尺寸下，雙片離合器的傳扭能力和使用壽命是單片的2倍。但受到其他客觀因素的影響，實際的效果要比理論值低一些。 近年來濕式離合器在技術上不斷改進，在國外某些重型車上又開始采用多片濕式離合器。與干式離合器相比，由于用油泵進行強制冷卻的結果，摩擦表面溫度較低(不超過93℃)，因此，起步時長時間打滑也不致燒損摩擦片。查閱國內外資料獲知，這種離合器的使用壽命可達干式離合器的5-6倍，但濕式離合器優(yōu)點的發(fā)揮是一定要在某溫度范圍內才能實現的，超過這一溫度范圍將起負面效應。目前此技術尚不夠完善。 1.3膜片彈簧離合器的結構及其優(yōu)點 1.3.1膜片彈簧離合器的結構 膜片彈簧離合總成由膜片彈簧、離合器蓋、壓盤、傳動片和分離軸承總成等部分組成。 1、離合器蓋 離合器蓋一般為120°或90°旋轉對稱的板殼沖壓結構，通過螺栓與飛輪聯(lián)結在一起。離合器蓋是離合器中結構形狀比較復雜的承載構件，壓緊彈簧的壓緊力最終都要由它來承受。 2、膜片彈簧 膜片彈簧是離合器中重要的壓緊元件，在其內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寬邊碟子，其截面為截圓錐形，稱之為碟簧部分。 3、壓盤 壓盤的結構一般是環(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，最外緣均布有三個或四個傳力凸耳。 4、傳動片 離合器接合時，飛輪驅動離合器蓋帶動壓盤一起轉動，并通過壓盤與從動盤摩擦片之間的摩擦力使從動盤轉動；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動壓盤共同旋轉；在離合器分離時，可利用它的彈性恢復力來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。 5、分離軸承總成 分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成。分離軸承在工作時主要承受軸向分離力，同時還承受在高速旋轉時離心力作用下的徑向力。目前國產的汽車中多使用角接觸推力球軸承，采用全密封結構和高溫鏗基潤滑脂，其端面形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平面時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。 1.3.2膜片彈簧離合器的工作原理 由圖1.1可知，離合器蓋1與發(fā)動機飛輪用螺栓緊固在一起，當膜片彈簧3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摩擦片之間產生摩擦力。當離合器蓋總成隨飛輪轉動時(構成離合器主動部分)，就通過摩擦片上的摩擦轉矩帶動從動盤總成和變速器一起轉動以傳遞發(fā)動機動力 （1）接合位置 （2）分離位置 1-離合器蓋 2-鉚釘 3-膜片彈簧 4-支撐環(huán) 5-壓盤 6-摩擦片 7-分離軸承總成 8-離合器踏板 9-輸出軸 圖1.1膜片彈簧離合器的工作原理圖 要分離離合器時，將離合器踏板8踏下，通過操縱機構，使分離軸承總成7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。 1.3.3膜片彈簧離合器的優(yōu)點 膜片彈簧離合器與其他形式離合器相比，具有一系列優(yōu)點： (1)膜片彈簧離合器具有較理想的非線性彈性特性； (2)膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量小； (3)高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定； (4)膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻； (5)易于實現良好的通風散熱，使用壽命長； (6)膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。 1.4設計內容與技術路線 1、設計的基本內容 （1）離合器主、從動裝置、膜片彈簧等主要零部件的設計； （2）主要零部件的有限元分析； （3）用AutoCAD完成裝配圖、零件圖。 2、設計的技術路線 設計的技術路線如圖1.2所示。 壓緊彈簧布置形式選擇 結構方案分析 選擇輕型車發(fā)動機參數 膜片彈簧支撐形式 壓盤驅動方式 從動盤數量選擇 離合器基本尺寸的計算確定 離合器主要零件的有限元分析 離合器主要參數選擇 繪制裝配圖、零件圖 圖1.2 設計的技術路線 第2章 有限元基本理論 2.1有限元法的發(fā)展及應用 2.1.1有限單元法的發(fā)展歷史 離散化的思想可以追溯到20世紀40年代。1941年，A.HRENNIKOFF首先提出用構架方法求解彈性力學問題，當時稱為離散元素法。1943年R.CUORANT在求解扭轉問題時為了表征翹曲函數而將截面分成若干三角形區(qū)域，在各三角形區(qū)域設定一個線形翹曲函數。這是對里茲法的推廣，實際上就是有限元法的基本思想，這一思想真正用于工程中是在電子計算機出現后。 20世紀50年代應航空工業(yè)的需要，美國波音公司的專家首先采用三節(jié)點三角形單元，將矩陣位移法用到平面問題上。同時，聯(lián)邦德國斯圖加特大學的J.H.ARGYRIS教授發(fā)表了一組能量原理與矩陣分析論文，為這一方法的理論基礎作出了杰出貢獻。1960年美國的R.W.CLOUGH教授在一篇論文中首先使用有限元法（THE FANATE 　ELEMENT METHOD）一詞，以后這一名稱得到廣泛承認。 　　20世紀60年代有限單元法得到迅速發(fā)展，除了力學界外許多數學家也參與了這項工作，奠定了有限單元法的理論基礎，搞清了有限單元法與變分法的關系，發(fā)展了各種各樣的單元模式，擴大了有限單元法的應用范圍。 20世紀70年代以來，有限單元法進一步得到蓬勃發(fā)展，其應用范圍擴展到所有工程領域，成為連續(xù)介質問題數值解法中最活躍的分支。由分法有限元擴展到加權殘數法與能量平衡法有限元，由彈性力學平面問題擴展到空間問題、板殼問題，有靜力平衡問題擴展到穩(wěn)定性問題、動力問題和波形問題，由線形問題擴展到非線形問題，分析對象由彈性材料擴展到塑性、粘彈性、粘塑性和復合材料等，由結構分析擴展到結構優(yōu)化乃至與設計自動化，從固體力學擴展到流體力學、傳熱學、電磁學等領域[1]。 2.1.2 有限元法的應用 在工程技術領域中，根據分析的目的，有限單元法的應用可以分為三大類： 一是進行靜力分析，也就是求解不隨時間變化的系統(tǒng)平衡問題。如線彈性系統(tǒng)的應力分析，也可應用在靜力學、靜磁學、穩(wěn)態(tài)熱傳導和多孔介質中的流體流動等的分析。 二是模態(tài)分析和穩(wěn)定性分析。它是平衡問題的推廣，可以確定一些系統(tǒng)的特征值或臨界值，如結構的穩(wěn)定性分析及線彈性系統(tǒng)固有特性的確定等。 三是進行瞬時動態(tài)分析。它可以進行求解一些隨時間而變的傳播問題。如彈性連續(xù)體的瞬時動態(tài)分析（或稱動力響應），流體動力學等。 在機械與汽車結構分析中，有限單元法已作為一種常用的基本方法被廣泛使用。上述的有限單元法三大應用領域也包含了機械與汽車結構有限元分析的主要應用范圍。具體來講，有限元分析應用體現在一是在機械與汽車的設計中，對所有結構件、主要機械零部件的強度、剛度、穩(wěn)定性分析，有限單元法是不可替代的工具。二是在機械與汽車結構的計算機輔助設計（CAD）、優(yōu)化設計中，有限元法作為結構分析的工具，已成為其中主要組成部分之一。 三是應用在機械與汽車結構動態(tài)分析中，普遍采用有限單元法來進行各構件的模態(tài)分析，同時在計算機屏幕上直觀形象地再現各構件的振動模態(tài)，進一步計算出各構件的動態(tài)響應，較真實地描繪出動態(tài)過程，為結構的動態(tài)設計提供方便有效的工具。 有限單元法最初應用于航空器的強度計算，但隨著研究的深入，有限單元法不僅應用于力學問題的分析計算，還在其他科學技術領域中得到廣泛應用，成為一種應用廣泛、實用高效的數值計算方法。 2.2機械結構有限元基本理論 2.2.1機械結構有限元分析的基本內容 (1)靜態(tài)分析。靜態(tài)分析是指在穩(wěn)定載荷的條件下對結構進行應力、應變和位移的分析，同時不考慮慣性和阻尼特性，并且不考慮隨時間變化的載荷，但允許有穩(wěn)定的慣性載荷（重力和離心力）作用。隨時間變化的載荷可等效為靜態(tài)載荷之后，再進行靜態(tài)分析。靜態(tài)分析驗算其指向誤差是否超過給定的精度要求。 (2)動態(tài)分析。機械結構動態(tài)分析問題是指結構受到載荷作用沒有達到靜力學意義的平衡狀態(tài)，或由于在彈性力的作用下，結構在平衡位置附近做有規(guī)律振動。在分析動力學問題時，位移和應力等都是時間的函數，所以不僅考慮結構的剛度，而且應考慮其慣性和阻尼特性。動態(tài)分析主要是計算結構部件和系統(tǒng)的固有頻率及振型。 2.2.2機械結構分析的有限元法 機械結構特性分析是機械產品設計的重要環(huán)節(jié)。目前，結構分析計算的方法有很多種，有限單元法是運用最為成功、最為廣泛的方法。有限元法運用離散概念，把一個彈性連續(xù)體分割成由若干個有限單元組成的集合體，單元之間在節(jié)點處以鉸鏈相聯(lián)接，有單元組合而成的結構近似代替原連續(xù)結構，通過求解單元內的節(jié)點在一定約束和載荷條件下的位移，求解單元內的應力并組合得到一組代數方程組，最后求解得數值解。 對于不同物理性質和數學模型的問題，有限元求解的基本步驟是相同的，只是具體公式推導和運算求解是不同的，有限元求解問題的基本步驟如下： (1)問題及求解區(qū)域定義：根據實際問題近似確定求解域的物理性質和幾何區(qū)域。 (2)求解域的離散化：將求解域近似為具有不同有限大小和形狀彼此相連的有限個單元組成的離散域，習慣上稱為有限元網格劃分。顯然單元越?。ňW格越細）則離散域的近似程度越好，計算結果也越精確，但計算量及誤差都將增大，因此求解域的離散化是有限元法核心技術之一。 (3)確定狀態(tài)變量及控制方法：一個具體的物理問題通?？梢杂靡唤M包含問題狀態(tài)變量邊界條件的微分方程式表示，為適合有限元求解，通常將微分方程化為等價的泛涵形式。 (4)單元推導：對單元構造一個適合的近似解，即推導有限單元的列式，其中包括選擇合理的單元坐標系，建立單元函數，以某種方法給出單元各狀態(tài)變量的離散關系，從而形成單元剛度矩陣。 (5)求解：將單元形成離散域的總矩陣方程（聯(lián)合方程組），反映對近似求解域的離散域的要求，即單元函數的連續(xù)性要滿足一定的連續(xù)條件。聯(lián)合方程組的求解可用直線法、迭代法和隨機法。求解結果是單元節(jié)點處狀態(tài)變量的近似值。 (6)計算單元應力并整理計算結果：根據求得的位移可以求出結構上所有需要的部件上的應力。并能夠繪出結構變形圖及各種應力分量、應力組合的等值圖[2]。 2.2.3機械結構靜態(tài)分析有限元法 靜態(tài)分析有限元法是指求解不隨時間變化的系統(tǒng)平衡問題。如線彈性系統(tǒng)的應力等。 線性方程的等效方程為： 　 　 (2.1) 　　　 (2.2) 式中：____ 總剛度矩陣，； ______ 節(jié)點位移矢量； N ______單元數； ____ 單元剛度矩陣； _____支反載荷矢量； _____所受的總外載荷。 通過解有限元方程（2.1）式，得出各節(jié)點位移矢量{u}。根據位移插值函數，由彈性力學中給出的應變和位移及應變和應力的關系，得單元節(jié)點的應變和應力表達式： (2.3) (2.4) 式中：______ 由應力引起的應變； ______ 節(jié)點上的應變——位移矩陣； ______ 節(jié)點的位移矢量； ______ 熱應變矢量（本文不考慮）； ______ 應力矢量； ______ 彈性矩陣系數。 求解（2.3）和（2.4）式，得到各節(jié)點相應的應力。 綜上所述，我們用有限元分析法求出結構的節(jié)點位移及節(jié)點應力，得到結構靜態(tài)特性分析結果。 2.3 ANSYS 軟件簡介 ANSYS 軟件是一個功能強大的靈活的設計分析及優(yōu)化、融結構、熱、流體、電磁、聲學于一體的大型通用有限元商用分析軟件，可廣泛應用于核工業(yè)、鐵道、石油化工、航空航天、機械制造、能源、汽車交通、國防軍工、電子、土木工程、造船、生物醫(yī)學、輕工、地礦、水利、日用家電等一般工業(yè)及科學研究。該軟件提供了一個不斷改進的功能清單，具體包括：結構高度非線性分析、電磁分析、計算流體動力分析、設計優(yōu)化、接觸分析、自適應網格劃分、大應變/有限轉動功能以及利用ANSYS參數設計語言（APDL）的擴展宏命令功能?；贛ontif 的菜單系統(tǒng)使用戶能夠通過對話框、下拉式菜單和子菜單進行數據輸入和功能選擇，方便用戶操作。 在有限元的分析過程中，程序通常使用以下三個部分：前處理模塊（PREP7），分析求解模塊（SOLUTION）和后處理模塊（POST1和POST26）。前處理模塊為一個強大的實體建模和網格劃分工具，通過這個模塊用戶可以建立自己想要的工程有限元模型。分析求解模塊是對已建好的模型在一定的載荷和約束條件下進行有限元計算，求解平衡微分方程。后處理模型是對計算結果進行處理，可將結果顯示出來。 ANSYS公司成立于1970年，總部位于美國賓夕法尼亞洲的匹茲堡，目前是世界CAE行業(yè)最大的公司。其創(chuàng)始人John Swanson博士為匹茲堡大學力學系教授、有限元屆的權威。他洞察了計算機模擬工程商品化的發(fā)展，把握住了有限元軟件發(fā)展方向，使ANSYS 公司在同行業(yè)中一直處于領先地位。 ANSYS 軟件的最初版本于今天的版本相比已有很大的區(qū)別，它僅僅提供了熱分析及線性結構分析功能，是一個批處理程序，只能在大型計算機上使用。 20世紀70年代初，非線性、子結構以及更多的單元類型的加入；20世紀70年代末，圖形技術和交互式操作方法的應用使得ANSYS軟件得到了很大的改善，前后處理技術進入了一個嶄新的階段。 今天ANSYS軟件更加趨于完善，功能更加強大，使用更加便捷。ANSYS 5.7 版本的推出對顯示動力分析（LS-DYNA）、概率設計系統(tǒng)（PDS）、計算流體動力學功能以及多物理場功能均作了很大的改進與提高。 2.４ 本章小結 本章闡述了有限元法的發(fā)展、概念、原理和有限元靜力學分析法，以及對有限元應用軟件ANSYS的介紹，奠定了下面有限元靜力分析的理論基礎。  第3章 方案選擇與基本尺寸參數確定 3.1方案選擇 根據任務書所提設計參數如表3.1。 表3.1 設計基本參數 最大功率 25.74kw/5500r/min 最大扭矩 52.5 N·m/3500r/min 由汽車設計對乘用車和最大總質量小于6t的商用車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設有一個從動盤，所以采用單片離合器。 本車采用的摩擦式離合器是因為其結構簡單，可靠性強，維修方便，目前大多數汽車都采用這種形式的離合器。采用膜片彈簧離合器是因為膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此可設計成當摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎可以保持不變，且可減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對的，因此其壓力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，零件數目減少，質量減小并顯著地縮短了其軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，磨損均勻，也易于實現良好的散熱通風等。由于膜片彈簧離合器具有上述一系列的優(yōu)點，并且制造膜片彈簧的工藝水平也在不斷地提高，因而這種離合器在轎車及微型、輕型客車上已得到廣泛的采用，而且逐漸擴展到載貨汽車上。從動盤選擇單片式從動盤是一位其結構簡單，調整方便。壓盤驅動方式采用傳動片式是因為其沒有太明顯的缺點且簡化了結構，降低了裝配要求又有利于壓盤定中。 綜上本次設計選擇單片推式膜片彈簧離合器。 3.2后備系數的選擇 離合器的后備系數，選擇時應考慮摩擦片磨損后仍能傳遞及避免起步時滑磨時間過長；同時應考慮防止傳動系過載及操縱輕便等。 表3.2后備系數表 車 型 轎車 輕型貨車 中、 重型貨車 越野車 牽引車 后 備 系 數 1.30～1.75 1.60～2.25 2.0～3.5 本設計是基于松花江微型客車HFJ1010的離合器設計，該車型屬于輕型貨車類型，故選擇本次設計的后背系數β在1.30～1.75之間選擇。因為該車型為小型車，不需要太大的后備系數，取=1.3。 3.3離合器基本性能關系式 離合器的基本功能之一是傳遞轉矩，因此離合器轉矩容量是離合器最為基本的性能之一。通過轉矩容量能初步定出離合器的原始參數、尺寸。為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩，離合器的轉矩容量應大于發(fā)動機最大轉矩，而離合器傳遞的摩擦力矩又決定于其摩擦面數Z、摩擦系數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 N·m （3.1） 式中：—離合器的后備系。 —摩擦系數。 該車型發(fā)動機最大轉矩為52.5N·m，取后備系數=1.3可得離合器的轉矩容量=N·m[3]。 3.4摩擦片外徑的確定 摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定關系。顯然，傳遞大的轉矩，就需要大的尺寸。發(fā)動機轉矩是重要的參數，當按發(fā)動機最大轉矩來確定D時，可以查表3.3來確定摩擦片外徑D的尺。 表3.3離合器尺寸選擇參數表 摩擦片外徑D/mm 發(fā)動機最大轉矩Te max/N·m 單片離合器 雙片離合器 重負荷 中等負荷 極限值 225 — 130 150 170 250 — 170 200 230 280 — 240 280 320 300 — 260 310 360 325 — 320 380 450 350 — 410 480 550 380 — 510 600 700 410 — 620 720 830 430 350 680 800 930 450 380 820 950 1100 所選的尺寸D應符合有關標準(JB1457-74)的規(guī)定。表3.3給出了離合器摩擦片的尺寸系列和參數。另外，所選的D應符合其最大圓周速度不超過65～70m/s的要求，且重型汽車不應超過50m/s。 表3.4離合器摩擦片尺寸系列和參數 外徑 內徑 厚度 內外徑之比 單位面積 160 110 3.2 0.687 10600 180 125 3.5 0.694 13200 200 140 3.5 0.700 16000 225 150 3.5 0.667 22100 250 155 3.5 0.620 30200 280 165 3.5 0.589 40200 300 175 3.5 0.583 46600 325 190 3.5 0.585 54600 350 195 4 0.557 67800 380 205 4 0.540 72900 發(fā)動機參數該車型發(fā)動機最大轉矩Te max為52.5N·m 根據經驗公式，D=，對于小轎車 A=47，得D==105.689mm， 根據Te max 初選D以后，還需注意摩擦片尺寸的系列化和標準化，表3.4為我國摩擦片尺寸的標準。 摩擦片外徑D=180mm 摩擦片內徑d=125mm 摩擦片厚度h=3.5mm 摩擦片內外徑比d/D=0.694 單面面積F=13200mm2 根據 式中：為摩擦片最大圓周速度（m/s）; 為發(fā)動機最高轉速（r/min）。 所以， 故符合條件[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為兩階段，即幾何模型階段和網格劃分階段。根據上邊計算選取摩擦片結構尺寸建立模型。如圖3.1 圖3.1 摩擦片模型 本文采用實體塊單元（SOLID45），進行結構離散，即網格劃分。網格劃分對于ANSYS軟件來說，有二種劃分方式：自由網格劃分、映射網格劃分。自由網格劃分主要用于劃分邊界形狀不規(guī)則的區(qū)域，生成排列不規(guī)則的網格，其單元的形狀也是大小不一的，常常用于復雜邊界形狀的網格劃分，但其分析精度不高；映射網格劃分是將規(guī)則的形狀（如正方形、三棱柱等）映射到不規(guī)則的區(qū)域（如畸變的四邊形、底面不是正多邊形的棱柱等），它所生成的網格相互之間是呈規(guī)則的排列的，分析精度也很高，但它要求劃分區(qū)域滿足一定的條件，否則不能劃分，對于復雜形狀的邊界模擬能力較自由網格劃分差。本文采用自由網格劃分，共生成了2683個單元，1055個節(jié)點。 生成有限元模型如圖3.2。 圖3.2 摩擦片有限元模型 3.5.2 摩擦片的計算結果與結果分析 考慮分析類型為摩擦片在最大受載的情況下的靜力分析，摩擦片沒有轉動，摩擦力為最大摩擦力?？梢园涯Σ疗醋鲆幻嫒s束，另一面受壓力轉矩作用的單元體。壓力的加載方法可以轉換為受力面得壓強，轉矩的加載則需要引入一個具有旋轉自由度的節(jié)點。 壓強 轉矩T==N·m。 通過有限元分析軟件ANSYS8.0的計算，得到有限元模型在外載荷下的整體應變圖。 圖3.3 節(jié)點應力等值線圖 第一應力圖 第二應力圖 第三應力圖 X應力圖 Y應力圖 Z應力圖 圖3.4應力強度云圖 單位：Pa 表3.5 加載處及其周圍節(jié)點主應力表 節(jié)點號 402 386 35 434 993 416 主應力 1.1074E5 1.1593E5 1.0876E5 1.1023E5 1.0403E5 1.1617E5 單位：m 表3.6 節(jié)點位移表 NODE UX UY UZ USUM 402 0.24324E-08 -0.71951E-10 -0.61836E-13 0.24334E-08 425 -0.17707E-08 -0.16692E-08 -0.11026E-13 0.24335E-08 396 -0.24323E-08 0.71770E-10 -0.15040E-12 0.24334E-08 386 -0.51070E-10 -0.25554E-08 0.82071E-13 0.25559E-08 由圖3.3可看出摩擦片從內圈到外圈變形逐漸變大。取摩擦片變形最大的幾個點，列出位移表，見表3.6，該表列出了這些節(jié)點在各個方向上的變形。由表得第402號節(jié)點位移最大，大小是0.25559E-08m,，遠小于經驗許用剛度，滿足設計要求。 由圖3.4可以看出在摩擦片內圈和鉚釘處應力強度最大，列出應力表，見表3.5。由表得第416號節(jié)點應力最大，大小是1.1617E5Pa，遠小于許用應力345 MPa，滿足設計要求。由分析得知摩擦片的應力應變都遠小于許用應力許用剛度，在傳統(tǒng)設計沒有強度校核是有根據的。 3.6本章小結 本章對離合器的摩擦片進行了設計選擇，確定了離合器摩擦片的外徑尺寸，對以后其他多個部件總成的外形尺寸選擇起了決定作用。通過有限元軟件ANSYS對摩擦片有限元模型進行了有限元靜力分析，驗證了摩擦片設計的合理性。 第4章 主動部分設計 4.1壓盤參數的選擇和校核 壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好、具有較高的摩擦系數及耐磨。故通常由灰鑄鐵HT200鑄成，金相組織呈珠光體結構，硬度HB170～227。另外可添加少量金屬元素(如鎳、鐵、錳合金等)以增強其機械強度。壓盤的外徑可根據摩擦片的外徑由結構確定。為了使每次接合的溫升不致過高，壓盤應具有足夠大的質量以吸收熱量；為了保證在受熱情況下不致翹曲變形，壓盤應具有足夠大的剛度且一般都較厚(載貨汽車的離合器壓盤，其厚度一般不小于15mm)。此外，壓盤的結構設計還應注意其通風冷卻要好，例如在壓盤體內鑄出導風槽。壓盤的厚度初步確定后，應校核離合器一次接合的溫升不應超過8℃～10℃溫升τ的校核按式為： τ=γL/mc （4.1） 式中：γ—傳到壓盤的熱量所占的比率。對單片離合器，γ=0.5； m—壓盤的質量，kg； c—壓盤的比熱容，鑄鐵的比熱容為℃)； L—滑磨功，J。 若溫升過高，可適當增加壓盤的厚度。壓盤單件的平衡精度應不低于15～20g·cm。 選擇壓盤厚度為15mm，外徑185mm，內徑120mm。 代入公式（4.1）進行校核計算，τ=4.24℃符合標準[5]。 4.2壓盤的有限元分析 4.2.1建立壓盤有限元模型 在ANSYS交互界面直接建立模型，合理的對壓盤進行了簡化不影響分析結果。通過體與體之間的加和減形成圖4.1的模型， 壓盤材料為HT200剛 密度：ρ=7.85×103 kg/m3 彈性模量 ： E=2.1×e11 Pa 最大許用應力：240MPa 泊松比 ：μ=0.30 圖4.1 ANSYS建立壓盤模型 采用實體塊單元（SOLID45），進行結構離散，即網格劃分。該單元在有限元法中具有8個節(jié)點，3個自由度。采用自由網格劃分，共生成了10106個單元，2626個節(jié)點，生成的有限元模型如圖4.2、4.3。 圖4.2 壓盤有限元模型 圖4.3 壓盤有限元模型 4.2.2壓盤有限元計算及結果分析 考慮分析類型為壓盤在最大受載的情況下的靜力分析，壓盤沒有轉動，可以把壓盤看做一面全約束，另一面受壓力轉矩作用的單元體。壓力的加載方法可以轉換為受力面得壓強，轉矩的加載則需要引入一個具有旋轉自由度的節(jié)點。 壓強 轉矩T==N·m。 通過有限元分析軟件ANSYS8.0的計算，得到有限元模型在外載荷下的整體應變圖。 圖4.3 節(jié)點應力等值線圖 圖4.4 第一應力圖 圖4.5 第二應力圖 圖4.6 第三應力圖 圖4.7 X應力圖 圖4.8 Y 應力圖 圖4.9 Z應力圖 單位：Pa 表4.1 加載處及其周圍節(jié)點主應力表 節(jié)點號 18 286 365 534 316 主應力 1.40286E6 1.13073E6 1.11202E6 1.29122E6 1.28197E6 單位：m 表4.2 節(jié)點位移表 NODE UX UY UZ USUM 86 0.84324E-08 -0.71951E-10 -0.81836E-13 0.86319E-08 304 -0.146087-08 -0.16692E-08 -0.11026E-13 -0.14695E-08 547 -0.24323E-08 0.71770E-10 -0.15040E-12 -0.84393E-08 1124 -0.51070E-10 -0.25554E-08 0.82071E-8 0.84386E-08 由圖4.3可看出壓盤從內圈到外圈變形逐漸變大。取壓盤變形最大的幾個點，列出位移表，見表4.1，該表列出了這些節(jié)點在各個方向上的變形。由表得第86號節(jié)點位移最大，大小是0.86319E-08m,，遠小于許用剛度，滿足設計要求。 由圖4.4-圖4.9可以看出在壓盤內圈應力強度最大，列出應力表，見表4.2。由表得第18號節(jié)點應力最大，大小是1.40286E6，遠小于許用應力240 MPa，滿足設計要求。由分析得知壓盤的應力應變都遠小于許用應力許用壓強，在傳統(tǒng)設計對壓盤沒有強度校核而是進行了溫度校核，由此得知壓盤做為離合器中的主要散熱件之一溫度場才是其最主要的設計依據[6]。 4.2離合器蓋設計 一般采用厚2. 5～5mm的低碳鋼鋼板沖壓制造。離合器蓋的形狀和尺寸由離合器的結構設計確定。在設計時要特別注意的是剛度、對中、通風散熱等問題。離合器蓋的剛度不夠，會產生較大變形，這不僅會影響操縱系統(tǒng)的傳動效率，還可能導致分離不徹底、引起摩擦片早期磨損，甚至使變速器換檔困難。離合器蓋內裝有壓盤、分離杠桿、壓緊彈簧等，因此，其對于飛輪軸線的對中十分重要。對中方式可采用定位銷或定位螺栓以及止口對中。為了加強通風散熱和清除摩擦片的磨損粉末，在保證剛度的前提下，可在離合器蓋上設置循環(huán)氣流的入口和出口，甚至將蓋設計成帶有鼓風葉片的結構。 本設計離合器蓋要求離合器蓋內徑大于離合器摩擦片外徑，能將其他離合器上的部件包括其中即可。 4.3傳動片設計 壓盤與飛輪通過彈性傳動片連接時，則傳動片應進行拉伸應力的強度校核；若通過凸塊一窗孔、傳力銷或鍵連接時，則應進行擠壓應力的強度校核： （4.2） 式中：—考慮發(fā)動機轉矩分配到壓盤上的比例系數，單片離合器??； —力的作用半徑，m； —工作元件(例凸塊一窗孔、傳動銷、鍵)的數目，這里取3組每組4片； —接觸面積，mm2，這里取長為45mm，寬為10mm，所以F=450 mm2 。 計算得=5.22符合標準[5]。 1-傳力裝置；2-分離杠桿中間支承；3-支承叉；4-調整螺母 圖4.10 壓盤及分離杠桿計算用圖 4.4本章小結 本章對離合器主動件進行了設計、計算、選擇及校核。主動件包括離合器蓋、壓盤等。這些部件都是給離合器傳遞扭矩的部件，他們共同的特點是都要有良好的散熱能力，能有效把在主動部分的熱傳遞出去的能力。這些部件總成都是符合標準的部件，經過嚴格的校核計算，可以符合使用的標準，滿足使用的需要。 第5章 從動盤總成設計 5.1摩擦片設計 離合器表面片在離合器接合過程中將遭到嚴重的滑磨，在相對很短的時間內產生大量的熱，因此，要求面片應有下列一些綜合性能： （1）在工作時有相對較高的摩擦系數； （2）在整個工作壽命期內應維持其摩擦特性，步希望出現，摩擦系數衰退現象； （3）在短時間內能吸收相對高的能量，且有好的耐磨性能； （4）能承受較高的壓盤作用載荷，在離合器接合過程中表現出良好的性能； （5）能抵抗高轉速下大的離心力載荷而不破壞； （6）在傳遞發(fā)動機轉矩時，有足夠的剪切強度； （7）具有小的轉動慣量，材料加工性能良好； （8）在整個正常工作溫度范圍，和對偶材料壓盤、飛輪等有良好的兼容摩擦性能； （9）摩擦副對偶面有高度的溶污性能，不易影響它們的摩擦作用； （10）具有良好的性能/價格比。 鑒于以上各點，近年來，摩擦材料的種類增長極快。挑選摩擦材料的基本原則是： （1）滿足性能標準； （2）成本最?。? 本設計離合器摩擦片選用石棉基材料。這種材料能和好的的完成上邊提到的各種要求，所以選擇這種材料。 摩擦片的尺寸參數在第3.4節(jié)中已經查表得出，不再敘述。 5.2從動盤轂設計 從動盤毅的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側定心矩形花鍵的動配合相聯(lián)接，以便從動盤毅能作軸向移動?；ㄦI的結構尺寸可根據從動盤外徑和發(fā)動機轉矩按GB1144-74選取(見表4.1)。從動盤毅花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的(1.0～1. 4)倍(上限用于工作條件惡劣的離合器)，以保證從動盤毅沿軸向移動時不產生偏斜。 表5.1 GB1144-74 從動盤外徑D/mm 發(fā)動機轉矩/N·m 花鍵 齒數 n 花鍵 外徑 D/mm 花鍵 內徑 d/mm 鍵齒寬 b/mm 有效 齒長 l/mm 擠壓 應力 /MPa 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 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 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 380 600 10 40 32 5 55 15.2 410 720 10 45 36 5 60 13.1 430 800 10 45 36 5 65 13.5 450 950 10 52 41 6 65 12.5 花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力 ( MPa)及剪切應力τj ( MPa)的強度校核： （5.1） （5.2） 式中： ，—分別為花鍵外徑及內徑，mm； n—花鍵齒數； ，b—分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬，mm； z—從動盤毅的數目； —發(fā)動機最大轉矩，N·mm。 從動盤毅通常由40Cr ， 45號鋼、35號鋼鍛造，并經調質處理，HRC28～32。 由表5.1選取得： 花鍵齒數n=10； 花鍵外徑D=26mm； 花鍵內徑D=21mm； 鍵齒寬b=3mm；