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(nèi)，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(jù)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(shè)計。根據(jù)車輛使用條件和車輛參數(shù)，按照離合器系統(tǒng)的設(shè)計步驟和要求，主要進行了以下工作：選擇相關(guān)設(shè)計參數(shù)主要為：摩擦片外徑的確定，離合器后備系數(shù)的確定，單位壓力的確定。并進行了總成設(shè)計主要為：分離裝置的設(shè)計，以及從動盤設(shè)計和圓柱螺旋彈簧設(shè)計等。并通過有限元軟件對設(shè)計離合器進行結(jié)構(gòu)分析，根據(jù)分析結(jié)果對離合器進行改進設(shè)計得出合理的設(shè)計方案。關(guān)鍵詞：離合器 ；膜片彈簧；摩擦片；有限元分析；設(shè)計IABSTRACTThe 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; DesignII目 錄摘要 ⅠAbstractⅡ第 1 章 緒 論 11.1 課題研究的目的意義 .11.2 課題的研究現(xiàn)狀 .11.3 膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)及其優(yōu)點 .21.3.1 膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu) .21.3.2 膜片彈簧離合器的工作原理 31.3.3 膜片彈簧離合器的優(yōu)點 41.4 設(shè)計的主要內(nèi)容與技術(shù)路線 .5第 2 章 有限元基本理論 .62.1 有限元法的發(fā)展及應(yīng)用 62.1.1 有限單元法的發(fā)展歷史 .62.2.2 有限元法的應(yīng)用 .62.2 機械結(jié)構(gòu)有限元基本理論 .72.2.1 機械結(jié)構(gòu)有限元分析的基本理論 .72.2.2 機械結(jié)構(gòu)分析的有限元法 .72.2.3 機械結(jié)構(gòu)靜態(tài)分析有限元法 82.3 ANSYS 軟件簡介 .92.4 本章小結(jié) .10第 3 章 方案選擇與基本尺寸參數(shù)確定 113.1 方案選擇 113.2 后備系數(shù)的選擇 .113.3 離合器基本性能關(guān)系式 .123.4 摩擦片外徑的確定 .123.5 摩擦片的有限元分析 .14III3.5.1 建立有限元模型 .143.5.2 摩擦片的計算結(jié)果及結(jié)果分析 .153.6 本章小結(jié) 17第 4 章 主動部分設(shè)計 184.1 壓盤參數(shù)的選擇和校核 .184.2 壓盤的有限元分析 .184.2.1 建立壓盤有限元模型 184.2.2 壓盤的有限元計算及結(jié)果分析 .194.2 離合器蓋設(shè)計 .214.3 傳動片設(shè)計 .214.4 本章小結(jié) .22第 5 章 從動盤總成設(shè)計 235.1 摩擦片設(shè)計 .235.2 從動盤轂設(shè)計 .235.3 從動片設(shè)計 .255.4 扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計 .255.4.1 扭轉(zhuǎn)減振器的功能 255.4.2 扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型的選擇 255.4.3 扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)確定 .275.4.4 減振彈簧的尺寸確定 285.5 本章小結(jié) .30第 6 章 膜片彈簧設(shè)計 316.1 膜片彈簧的概念 316.2 膜片彈簧的彈性特性 316.3 膜片彈簧的強度計算 336.4 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 346.5 膜片彈簧的有限元分析 366.5.1 建立膜片彈簧 PRO/E 模型 .366.5.2 膜片彈簧的有限元分析 .386.6 本章小結(jié) 40IV第 7 章 離合器分離裝置的設(shè)計 417.1 分離桿的設(shè)計 .417.2 離合器分離套筒和分離軸承的設(shè)計 .417.3 本章小結(jié) 42第 8 章 離合器操縱機構(gòu)設(shè)計 438.1 操縱機構(gòu)踏板力和行程 .438.2 操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式 .438.3 操縱機構(gòu)設(shè)計 計算 .438.4 本章小結(jié) 45結(jié)論 46參考文獻 .47致謝 48附錄 490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(zhuǎn)矩超過它所能傳遞的最大摩擦轉(zhuǎn)矩時，離合器主、從動部分之間產(chǎn)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(yīng)用最廣泛的膜片彈簧離合器，具有結(jié)構(gòu)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(guān)鍵零部件的設(shè)計對整個離合器性能具有很大的影響。傳統(tǒng)設(shè)計是設(shè)計工程師根據(jù)自己的理論知識和豐富的工程設(shè)計經(jīng)驗首先針對用戶的需求進行概念設(shè)計，定出結(jié)構(gòu)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(shè)計方案，然后進行結(jié)構(gòu)分析，再根據(jù)分析結(jié)果進行各個方面的校核;如果不符合經(jīng)濟和安全的要求，則修改初始設(shè)計，再進行結(jié)構(gòu)的重分析，重校核，直到滿足為止。這種設(shè)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(jīng)濟又安全的設(shè)計方案。采用有限元技術(shù)研究這些關(guān)鍵零部件的靜力學(xué)特性，對其結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計，是非常重要和必須的。在此基礎(chǔ)上，再進行離合器設(shè)計不但可以獲得最佳的離合器基本參數(shù)，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(shè)計質(zhì)量，保證其設(shè)計的精確性。1.2 課題的研究現(xiàn)狀在早期研發(fā)的離合器結(jié)構(gòu)中，錐形離合器最為成功。它的原型設(shè)計曾裝在 1889年德國戴姆勒公司生產(chǎn)的鋼制車輪的小汽車上。它是將發(fā)動機飛輪的內(nèi)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(fù)。它的摩擦材料曾用過駱毛帶、皮革帶等。那時曾出現(xiàn)過蹄-鼓式離合器，其結(jié)構(gòu)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(xiàn)主、從動件根本無法分離的自鎖現(xiàn)象?，F(xiàn)今所用的盤式離合器的先驅(qū)是多片盤式離合器，它是直到 1925 年以后才出現(xiàn)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1的設(shè)計中，多片按成對布置設(shè)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(zhuǎn)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(shù)，這是由多片離合器向單片離合器轉(zhuǎn)變的關(guān)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(jié)構(gòu)緊湊，散熱良好，轉(zhuǎn)動慣量小，所以以內(nèi)燃機為動力的汽車經(jīng)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(xiàn)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(guān)。但在那時相當一段時間內(nèi)，由于技術(shù)設(shè)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(xiàn)今最為通用的螺旋彈簧布置方法。這種布置在設(shè)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(jīng)驗和技術(shù)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(zhuǎn)動慣量小、散熱性好、結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)整方便、尺寸緊湊、分離徹底等優(yōu)點，而且由于在結(jié)構(gòu)上采取一定措施，已能做到接合盤式平順，因此現(xiàn)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(jié)構(gòu)設(shè)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(zhuǎn)減振器，防止了傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)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(chǔ)上得到不斷改進，乘用車上愈來愈多地采用具有雙質(zhì)量飛輪的扭轉(zhuǎn)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2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(shù)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(jié)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(nèi)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(nèi)才能實現(xiàn)的，超過這一溫度范圍將起負面效應(yīng)。目前此技術(shù)尚不夠完善。1.3 膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)及其優(yōu)點1.3.1 膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)對稱的板殼沖壓結(jié)構(gòu)，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(gòu)形狀比較復(fù)雜的承載構(gòu)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(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(jié)構(gòu)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(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，可利用它的彈性恢復(fù)力來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。5、分離軸承總成3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(zhuǎn)時離心力作用下的徑向力。目前國產(chǎn)的汽車中多使用角接觸推力球軸承，采用全密封結(jié)構(gòu)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(yù)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(gòu)成離合器主動部分)，就通過摩擦片上的摩擦轉(zhuǎn)矩帶動從動盤總成和變速器一起轉(zhuǎn)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(gòu)，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(jié)構(gòu)簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量?。?3)高速旋轉(zhuǎn)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4勻；(5)易于實現(xiàn)良好的通風(fēng)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(shè)計內(nèi)容與技術(shù)路線1、設(shè)計的基本內(nèi)容（1）離合器主、從動裝置、膜片彈簧等主要零部件的設(shè)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(shè)計的技術(shù)路線設(shè)計的技術(shù)路線如圖 1.2 所示。圖 1.2 設(shè)計的技術(shù)路線選擇輕型車發(fā)動機參數(shù) 結(jié)構(gòu)方案分析從動盤數(shù)量選擇壓緊彈簧布置形式選擇膜片彈簧支撐形式壓盤驅(qū)動方式離合器主要參數(shù)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繪制裝配圖、零件圖5第 2 章 有限元基本理論2.1 有限元法的發(fā)展及應(yīng)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(gòu)架方法求解彈性力學(xué)問題，當時稱為離散元素法。1943 年 R.CUORANT 在求解扭轉(zhuǎn)問題時為了表征翹曲函數(shù)而將截面分成若干三角形區(qū)域，在各三角形區(qū)域設(shè)定一個線形翹曲函數(shù)。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(xiàn)后。20 世紀 50 年代應(yīng)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(xué)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(chǔ)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(xué)界外許多數(shù)學(xué)家也參與了這項工作，奠定了有限單元法的理論基礎(chǔ)，搞清了有限單元法與變分法的關(guān)系，發(fā)展了各種各樣的單元模式，擴大了有限單元法的應(yīng)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(yīng)用范圍擴展到所有工程領(lǐng)域，成為連續(xù)介質(zhì)問題數(shù)值解法中最活躍的分支。由分法有限元擴展到加權(quán)殘數(shù)法與能量平衡法有限元，由彈性力學(xué)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(fù)合材料等，由結(jié)構(gòu)分析擴展到結(jié)構(gòu)優(yōu)化乃至與設(shè)計自動化，從固體力學(xué)擴展到流體力學(xué)、傳熱學(xué)、電磁學(xué)等領(lǐng)域 [1]。2.1.2 有限元法的應(yīng)用在工程技術(shù)領(lǐng)域中，根據(jù)分析的目的，有限單元法的應(yīng)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6應(yīng)力分析，也可應(yīng)用在靜力學(xué)、靜磁學(xué)、穩(wěn)態(tài)熱傳導(dǎo)和多孔介質(zhì)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(jié)構(gòu)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(yīng)） ，流體動力學(xué)等。在機械與汽車結(jié)構(gòu)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(yīng)用領(lǐng)域也包含了機械與汽車結(jié)構(gòu)有限元分析的主要應(yīng)用范圍。具體來講，有限元分析應(yīng)用體現(xiàn)在一是在機械與汽車的設(shè)計中，對所有結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)的計算機輔助設(shè)計（CAD） 、優(yōu)化設(shè)計中，有限元法作為結(jié)構(gòu)分析的工具，已成為其中主要組成部分之一。 三是應(yīng)用在機械與汽車結(jié)構(gòu)動態(tài)分析中，普遍采用有限單元法來進行各構(gòu)件的模態(tài)分析，同時在計算機屏幕上直觀形象地再現(xiàn)各構(gòu)件的振動模態(tài)，進一步計算出各構(gòu)件的動態(tài)響應(yīng)，較真實地描繪出動態(tài)過程，為結(jié)構(gòu)的動態(tài)設(shè)計提供方便有效的工具。有限單元法最初應(yīng)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(yīng)用于力學(xué)問題的分析計算，還在其他科學(xué)技術(shù)領(lǐng)域中得到廣泛應(yīng)用，成為一種應(yīng)用廣泛、實用高效的數(shù)值計算方法。2.2 機械結(jié)構(gòu)有限元基本理論2.2.1 機械結(jié)構(gòu)有限元分析的基本內(nèi)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(jié)構(gòu)進行應(yīng)力、應(yīng)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(jié)構(gòu)動態(tài)分析問題是指結(jié)構(gòu)受到載荷作用沒有達到靜力學(xué)意義的平衡狀態(tài)，或由于在彈性力的作用下，結(jié)構(gòu)在平衡位置附近做有規(guī)律振動。在分析動力學(xué)問題時，位移和應(yīng)力等都是時間的函數(shù)，所以不僅考慮結(jié)構(gòu)的剛度，而且應(yīng)考慮其慣性和阻尼特性。動態(tài)分析主要是計算結(jié)構(gòu)部件和系統(tǒng)的固有頻率及振型。2.2.2 機械結(jié)構(gòu)分析的有限元法機械結(jié)構(gòu)特性分析是機械產(chǎn)品設(shè)計的重要環(huán)節(jié)。目前，結(jié)構(gòu)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，把一7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(jié)構(gòu)近似代替原連續(xù)結(jié)構(gòu)，通過求解單元內(nèi)的節(jié)點在一定約束和載荷條件下的位移，求解單元內(nèi)的應(yīng)力并組合得到一組代數(shù)方程組，最后求解得數(shù)值解。對于不同物理性質(zhì)和數(shù)學(xué)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(dǎo)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(jù)實際問題近似確定求解域的物理性質(zhì)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(xí)慣上稱為有限元網(wǎng)格劃分。顯然單元越?。ňW(wǎng)格越細）則離散域的近似程度越好，計算結(jié)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(shù)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(dǎo)：對單元構(gòu)造一個適合的近似解，即推導(dǎo)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(shù)，以某種方法給出單元各狀態(tài)變量的離散關(guān)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(shù)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(jié)果是單元節(jié)點處狀態(tài)變量的近似值。(6)計算單元應(yīng)力并整理計算結(jié)果：根據(jù)求得的位移可以求出結(jié)構(gòu)上所有需要的部件上的應(yīng)力。并能夠繪出結(jié)構(gòu)變形圖及各種應(yīng)力分量、應(yīng)力組合的等值圖 [2]。 2.2.3 機械結(jié)構(gòu)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(yīng)力等。線性方程的等效方程為：Error! No bookmark name given. ????FuK??(2.1)(2.2)ra?8式中： ____ 總剛度矩陣， ；??K????nmeK1______ 節(jié)點位移矢量；??uN ______單元數(shù)；____ 單元剛度矩陣；??eK_____支反載荷矢量；rF_____所受的總外載荷。??a通過解有限元方程（2.1）式，得出各節(jié)點位移矢量{u}。根據(jù)位移插值函數(shù)，由彈性力學(xué)中給出的應(yīng)變和位移及應(yīng)變和應(yīng)力的關(guān)系，得單元節(jié)點的應(yīng)變和應(yīng)力表達式：(2.3)????theluB?????(2.4)elD?式中： ______ 由應(yīng)力引起的應(yīng)變；??el?______ 節(jié)點上的應(yīng)變——位移矩陣；??B______ 節(jié)點的位移矢量；u______ 熱應(yīng)變矢量（本文不考慮） ；th?______ 應(yīng)力矢量；???______ 彈性矩陣系數(shù)。??D求解（2.3）和（2.4）式，得到各節(jié)點相應(yīng)的應(yīng)力。綜上所述，我們用有限元分析法求出結(jié)構(gòu)的節(jié)點位移及節(jié)點應(yīng)力，得到結(jié)構(gòu)靜態(tài)特性分析結(jié)果。2.3 ANSYS 軟件簡介ANSYS 軟件是一個功能強大的靈活的設(shè)計分析及優(yōu)化、融結(jié)構(gòu)、熱、流體、電磁、聲學(xué)于一體的大型通用有限元商用分析軟件，可廣泛應(yīng)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(xué)、輕工、地礦、水利、日用家電等一般工業(yè)及科學(xué)研究。該軟件提供了一個9不斷改進的功能清單，具體包括：結(jié)構(gòu)高度非線性分析、電磁分析、計算流體動力分析、設(shè)計優(yōu)化、接觸分析、自適應(yīng)網(wǎng)格劃分、大應(yīng)變/有限轉(zhuǎn)動功能以及利用 ANSYS參數(shù)設(shè)計語言（APDL）的擴展宏命令功能?；?Montif 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(shù)據(jù)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(wǎng)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(jié)果進行處理，可將結(jié)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(xué)力學(xué)系教授、有限元屆的權(quán)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(lǐng)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)以及更多的單元類型的加入；20 世紀 70 年代末，圖形技術(shù)和交互式操作方法的應(yīng)用使得 ANSYS 軟件得到了很大的改善，前后處理技術(shù)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(shè)計系統(tǒng)（PDS） 、計算流體動力學(xué)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(jié)本章闡述了有限元法的發(fā)展、概念、原理和有限元靜力學(xué)分析法，以及對有限元應(yīng)用軟件 ANSYS 的介紹，奠定了下面有限元靜力分析的理論基礎(chǔ)。10第 3 章 方案選擇與基本尺寸參數(shù)確定3.1 方案選擇根據(jù)任務(wù)書所提設(shè)計參數(shù)如表 3.1。表 3.1 設(shè)計基本參數(shù)最大功率 95kw/5500r/min最大扭矩 165 N·m/3500r/min由汽車設(shè)計對乘用車和最大總質(zhì)量小于 6t 的商用車而言，發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩一般不大，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設(shè)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(jié)構(gòu)簡單，可靠性強，維修方便，目前大多數(shù)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(shè)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(jié)構(gòu)大為簡化，零件數(shù)目減少，質(zhì)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(xiàn)良好的散熱通風(fēng)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(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便。壓盤驅(qū)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(jié)構(gòu)，降低了裝配要求又有利于壓盤定中。綜上本次設(shè)計選擇單片推式膜片彈簧離合器。3.2 后備系數(shù)的選擇離合器的后備系數(shù)，選擇時應(yīng)考慮摩擦片磨損后仍能傳遞 及避免起步時滑maxc?磨時間過長；同時應(yīng)考慮防止傳動系過載及操縱輕便等。表 3.2 后備系數(shù)表車 型 轎車 輕型貨車 中、 重型貨 越野車 牽引車11車后 備 系 數(shù) 1.30～1.75 1.60～2.25 2.0～3.5本設(shè)計是基于松花江微型客車 HFJ1010 的離合器設(shè)計，該車型屬于輕型貨車類型，故選擇本次設(shè)計的后背系數(shù) 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(shù)，取 =1.3。?3.3 離合器基本性能關(guān)系式離合器的基本功能之一是傳遞轉(zhuǎn)矩，因此離合器轉(zhuǎn)矩容量是離合器最為基本的性能之一。通過轉(zhuǎn)矩容量能初步定出離合器的原始參數(shù)、尺寸。為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 ，離合器的轉(zhuǎn)矩容量 應(yīng)大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 ，而離合器傳遞maxc?c?maxc?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N·m （3.1）ercRfP??ax?式中： —離合器的后備系。?—摩擦系數(shù)。f該車型發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 為 165N·m，取后備系數(shù) =1.3 可得離合器的轉(zhuǎn)矩容量maxc??= N·m[3]。c?5.2143.6??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(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小有一定關(guān)系。顯然，傳遞大的轉(zhuǎn)矩，就需要大的尺寸。發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是重要的參數(shù)，當按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩來確定 D 時，可以查表 3.3 來確定摩擦片外徑 D 的尺。12表 3.3 離合器尺寸選擇參數(shù)表摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)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 170250 — 170 200 230280 — 240 280 320300 — 260 310 360325 — 320 380 450350 — 410 480 550380 — 510 600 700410 — 620 720 830430 350 680 800 930450 380 820 950 1100所選的尺寸 D 應(yīng)符合有關(guān)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(shù)。另外，所選的 D 應(yīng)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(yīng)超過 50m/s。表 3.4 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)外徑 /Dm內(nèi)徑 /dm厚度 /h內(nèi)外徑之比 /dD單位面積 2/Fm160 110 3.2 0.687 10600180 125 3.5 0.694 13200200 140 3.5 0.700 16000225 150 3.5 0.667 22100250 155 3.5 0.620 30200280 165 3.5 0.589 40200300 175 3.5 0.583 46600325 190 3.5 0.585 5460013350 195 4 0.557 67800380 205 4 0.540 72900發(fā)動機參數(shù)該車型發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 Te max 為 165N·m根據(jù)經(jīng)驗公式，D= ，對于小轎車 A=47，得Aemax10D= =105.689mm，471650根據(jù) 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(nèi)徑 d=125mm摩擦片厚度 h=3.5mm摩擦片內(nèi)外徑比 d/D=0.694單面面積 F=13200mm2根據(jù) smDnveD/70~651603max?????式中： 為摩擦片最大圓周速度（m/s）; 為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速（r/min） 。maxe所以 ，smnvD /70/5.101856016033 ??????????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(wǎng)格劃分階段。根據(jù)上邊計算選取摩擦片結(jié)構(gòu)尺寸建立模型。如圖 3.114圖 3.1 摩擦片模型本文采用實體塊單元（SOLID45） ，進行結(jié)構(gòu)離散，即網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格劃分對于ANSYS 軟件來說，有二種劃分方式：自由網(wǎng)格劃分、映射網(wǎng)格劃分。自由網(wǎng)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(wǎng)格，其單元的形狀也是大小不一的，常常用于復(fù)雜邊界形狀的網(wǎng)格劃分，但其分析精度不高；映射網(wǎng)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(wǎng)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(fù)雜形狀的邊界模擬能力較自由網(wǎng)格劃分差。本文采用自由網(wǎng)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(jié)果與結(jié)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(zhuǎn)動，15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(zhuǎn)矩作用的單元體。壓力的加載方法可以轉(zhuǎn)換為受力面得壓強，轉(zhuǎn)矩的加載則需要引入一個具有旋轉(zhuǎn)自由度的節(jié)點。壓強 mpasfp378.0125?轉(zhuǎn)矩 T= = N·m。c?5.6.?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(yīng)變圖。圖 3.3 節(jié)點應(yīng)力等值線圖第一應(yīng)力圖 第二應(yīng)力圖第三應(yīng)力圖 X 應(yīng)力圖16Y 應(yīng)力圖 Z 應(yīng)力圖圖 3.4 應(yīng)力強度云圖單位：Pa 表3.5 加載處及其周圍節(jié)點主應(yīng)力表節(jié)點號 402 386 35 434 993 416 主應(yīng)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 USUM402 0.24324E-08 -0.71951E-10 -0.61836E-13 0.24334E-08425 -0.17707E-08 -0.16692E-08 -0.11026E-13 0.24335E-08396 -0.24323E-08 0.71770E-10 -0.15040E-12 0.24334E-08386 -0.51070E-10 -0.25554E-08 0.82071E-13 0.25559E-08由圖 3.3 可看出摩擦片從內(nèi)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(jīng)驗許用剛度，滿足設(shè)計要求。由圖 3.4 可以看出在摩擦片內(nèi)圈和鉚釘處應(yīng)力強度最大，列出應(yīng)力表，見表 3.5。由表得第 416 號節(jié)點應(yīng)力最大，大小是 1.1617E5Pa，遠小于許用應(yīng)力 345 MPa，滿足設(shè)計要求。由分析得知摩擦片的應(yīng)力應(yīng)變都遠小于許用應(yīng)力許用剛度，在傳統(tǒng)設(shè)計沒有強度校核是有根據(jù)的。3.6 本章小結(jié)本章對離合器的摩擦片進行了設(shè)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(shè)計的合理性。17第 4 章 主動部分設(shè)計4.1 壓盤參數(shù)的選擇和校核壓盤形狀較復(fù)雜，要求傳熱性好、具有較高的摩擦系數(shù)及耐磨。故通常由灰鑄鐵HT200 鑄成，金相組織呈珠光體結(jié)構(gòu)，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(jù)摩擦片的外徑由結(jié)構(gòu)確定。為了使每次接合的溫升不致過高，壓盤應(yīng)具有足夠大的質(zhì)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(yīng)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(jié)構(gòu)設(shè)計還應(yīng)注意其通風(fēng)冷卻要好，例如在壓盤體內(nèi)鑄出導(dǎo)風(fēng)槽。壓盤的厚度初步確定后，應(yīng)校核離合器一次接合的溫升不應(yīng)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(zhì)量，kg；c—壓盤的比熱容，鑄鐵的比熱容為 ℃)；kgJ/(4.81L—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(yīng)不低于 15～20g·cm。選擇壓盤厚度為 15mm，外徑 185mm，內(nèi)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184.2.1 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(jié)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=7.85×10 3 kg/m3彈性模量 ： E=2.1×e11 Pa最大許用應(yīng)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(jié)構(gòu)離散，即網(wǎng)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(wǎng)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(jié)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(zhuǎn)動，可以把壓盤看做一面全約束，另一面受壓力轉(zhuǎn)矩作用的單元體。壓力的加載方法可以轉(zhuǎn)換為受力面得壓強，轉(zhuǎn)矩的加載則需要引入一個具有旋轉(zhuǎn)自由度的節(jié)點。19壓強 mpasfp312.0)625.8(????轉(zhuǎn)矩 T= = N·m。c?.3.1?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(yīng)變圖。圖 4.3 節(jié)點應(yīng)力等值線圖 圖 4.4 第一應(yīng)力圖圖 4.5 第二應(yīng)力圖 圖 4.6 第三應(yīng)力圖圖 4.7 X 應(yīng)力圖 圖 4.8 Y 應(yīng)力圖20圖 4.9 Z 應(yīng)力圖單位：Pa 表4.1 加載處及其周圍節(jié)點主應(yīng)力表節(jié)點號 18 286 365 534 316 主應(yīng)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 USUM86 0.84324E-08 -0.71951E-10 -0.81836E-13 0.86319E-08304 -0.146087-08 -0.16692E-08 -0.11026E-13 -0.14695E-08547 -0.24323E-08 0.71770E-10 -0.15040E-12 -0.84393E-081124 -0.51070E-10 -0.25554E-08 0.82071E-8 0.84386E-08由圖 4.3 可看出壓盤從內(nèi)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(shè)計要求。由圖 4.4-圖 4.9 可以看出在壓盤內(nèi)圈應(yīng)力強度最大，列出應(yīng)力表，見表 4.2。由表得第 18 號節(jié)點應(yīng)力最大，大小是 1.40286E6，遠小于許用應(yīng)力 240 MPa，滿足設(shè)計要求。由分析得知壓盤的應(yīng)力應(yīng)變都遠小于許用應(yīng)力許用壓強，在傳統(tǒng)設(shè)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(shè)計依據(jù) [6]。4.2 離合器蓋設(shè)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(jié)構(gòu)設(shè)計確定。在設(shè)計時要特別注意的是剛度、對中、通風(fēng)散熱等問題。離合器蓋的剛度不夠，會產(chǎn)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(dǎo)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(nèi)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(fēng)散熱和清除摩擦片的磨損粉末，在保證剛度21的前提下，可在離合器蓋上設(shè)置循環(huán)氣流的入口和出口，甚至將蓋設(shè)計成帶有鼓風(fēng)葉片的結(jié)構(gòu)。本設(shè)計離合器蓋要求離合器蓋內(nèi)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(shè)計壓盤與飛輪通過彈性傳動片連接時，則傳動片應(yīng)進行拉伸應(yīng)力的強度校核；若通過凸塊一窗孔、傳力銷或鍵連接時，則應(yīng)進行擠壓應(yīng)力的強度校核：??RzFTe/maxj???（4.2）式中： —考慮發(fā)動機轉(zhuǎn)矩 分配到壓盤上的比例系數(shù)，單片離合器取 ；?maxe 5.0??—力的作用半徑，m；R—工作元件(例凸塊一窗孔、傳動銷、鍵)的數(shù)目，這里取 3 組每組 4 片；z—接觸面積，mm 2，這里取長為 45mm，寬為 10mm，所以 F=450 mm2 。F計算得 =5.22 符合標準 [5]。j?1-傳力裝置；2-分離杠桿中間支承；3-支承叉；4- 調(diào)整螺母圖 4.10 壓盤及分離杠桿計算用圖4.4 本章小結(jié)本章對離合器主動件進行了設(shè)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22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(jīng)過嚴格的校核計算，可以符合使用的標準，滿足使用的需要。23第 5 章 從動盤總成設(shè)計5.1 摩擦片設(shè)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(nèi)產(chǎn)生大量的熱，因此，要求面片應(yīng)有下列一些綜合性能：（1）在工作時有相對較高的摩擦系數(shù)；（2）在整個工作壽命期內(nèi)應(yīng)維持其摩擦特性，步希望出現(xiàn)，摩擦系數(shù)衰退現(xiàn)象；（3）在短時間內(nèi)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(xiàn)出良好的性能；（5）能抵抗高轉(zhuǎn)速下大的離心力載荷而不破壞；（6）在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，有足夠的剪切強度；（7）具有小的轉(zhuǎn)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?。槐驹O(shè)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(shù)在第 3.4 節(jié)中已經(jīng)查表得出，不再敘述。5.2 從動盤轂設(shè)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(cè)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。花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉(zhuǎn)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(chǎn)生偏斜。24表 5.1 GB1144-74從動盤外徑D/mm發(fā)動機轉(zhuǎn)矩/N·maxe?花鍵齒數(shù)n花鍵外徑D/mm花鍵內(nèi)徑d/mm鍵齒寬b/mm有效齒長l/mm擠壓應(yīng)力/MPa?160 50 10 23 18 3 20 10180 70 10 26 21 3 20 11.8200 110 10 29 23 4 25 11.3225 150 10 32 26 4 30 11.5250 200 10 35 28 4 35 10.4280 280 10 35 32 4 40 12.7300 310 10 40 32 5 40 10.7325 380 10 40 32 5 45 11.6350 480 10 40 32 5 50 13.2380 600 10 40 32 5 55 15.2410 720 10 45 36 5 60 13.1430 800 10 45 36 5 65 13.5450 950 10 52 41 6 65 12.5花鍵尺寸選定后應(yīng)進行擠壓應(yīng)力 ( MPa)及剪切應(yīng)力 τj ( MPa)的強度校核：j?????MPaznldDjej 3082max??????（5.1）??aznlbdjej 154max???（5.2）式中： ， —分別為花鍵外徑及內(nèi)徑，mm；Ddn—花鍵齒數(shù)；， b—分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬，mm；lmaxe?