膜片弹簧说明书.docx

《膜片弹簧说明书.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《膜片弹簧说明书.docx（19页珍藏版）》请在得力文库 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、精品文档，仅供学习与交流，如有侵权请联系网站删除摘 要 离合器是汽车传动系中的重要部件，它的构造特性与发展和传动系紧密相关，本文针对哈弗H6 2017 运动版1.5T 自动两驱豪华型 210/2200-4500汽车的各项参数，设计拉式膜片弹簧离合器。 离合器设计的内容主要包括压盘总成、从动盘、摩擦片和膜片弹簧三个部分。首先，对离合器各零件的参数、尺寸、材料、及结构进行设计计算，然后使用catia作图。 本文还重点研究了膜片弹簧在分离过程中的受力，对受力过程进行数学分析，并对其进行校核，以提高膜片弹簧离合器的使用寿命，使膜片弹簧离合器在工作过程中处于最佳状态。 关键词：离合器；膜片弹簧；从动盘；

2、压盘；摩擦片第一章 离合器介绍1.1离合器的概述按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。顾名思义，离合器是“离”与“合”矛盾的统一体。离合器的工作，就是受驾驶员操纵，或者分离，或者接合，以完成其本身的任务。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其功用是能够在必要时中断动力的传递，保证汽车平稳地起步；保证传动系换档时工作平稳；限制传动系所能承受的最大扭矩，防止传动系过载。为使离合器起到以上几个作用，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器所能传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面状况等。即主要取决于离合器基本参数和主要尺寸。膜片弹

3、簧离合器在技术上比较先进，经济性合理，同时其性能良好，使用可靠性高寿命长，结构简单、紧凑，操作轻便，在保证可靠地传递发动机最大扭矩的前提下，有以下优点： （1）结合时平顺、柔和，使汽车起步时不震动、冲击；（2）离合器分离彻底；（3）从动部分惯量小，以减轻换档时齿轮副的冲击；（4）散热性能好；（5）高速回转时只有可靠强度；（6）避免汽车传动系共振，具有吸收震动、冲击和减小噪声能力；（7）操纵轻便；（8）工作性能（最大摩擦力矩和后备系数保持稳定）；（9）使用寿命长。图1-11.2离合器的功用离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。如前所述，现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在

4、空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为300500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中

5、，拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。离合器所能传递的

6、最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。1.3离合器的工作原理如图1-2所示，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。图1-2 离合器的基本组成和工作原理示意图 1-曲轴；2-从动轴；3-从动盘；4-飞轮；5-压盘；6-离合器盖；7-分离杠杆；8-弹簧；9-分离轴承；10、15-回位弹簧；11-分离叉；12-踏板；13-拉杆；14-拉杆调节叉；16-压紧弹簧；17-从动盘摩擦片；18-轴承离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮4和压盘借摩擦作用传给从动盘3，在通

7、过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒和分离轴承9，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖6上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘3两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘3压紧在飞轮上4，这样发动机的扭矩又传入变速器。1.4 膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器。因其作为压簧，可以同时兼起分离杠杆的作用，使离合器的

8、结构大为简化，质量减少，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次，由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，使压力分布均匀。另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性，故能在从动盘摩擦片磨损后，弹簧仍能可靠的传递发动机的转矩，而不致产生滑离。离合器分离时，使离合器踏板操纵轻便，减轻驾驶员的劳动强度。此外，因膜片是一种对称零件，平衡性好，在高速下，其压紧力降低很少，而周布置弹离合器在高速时，因受离心力作用会产生横向挠曲，弹簧严重鼓出，从而降低了对压盘的压紧力，从而引起离合器传递转矩能力下降。那么可以看出，对于轻型车膜片弹簧离合器的设计研究对于改善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。图1-3 膜片弹簧离合器图作

9、为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是由弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧有支承圈，而后者借助于固定在离合器盖上的一些（为径向切槽数目的一半）铆钉来安装定位。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，甚至膜片弹簧几乎变平。同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。当离合器分离时，分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动压盘后移使离合器分离。膜片弹

10、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，因此设计摩擦片磨损后，弹簧压力几乎不变，且可以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称的，因此其压紧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，使离合器结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著缩短了轴向尺寸；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，摩擦均匀，也易于实现良好的通风散热等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得

11、到广泛运用，而且正大力扩展到载货汽车和重型汽车上，国外已经设计出了传递转矩为802000N.m、最大摩擦片外径达420的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿车、客车、轻型和中型货车上。甚至某些总质量达2832t的重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的，但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要高。膜片弹簧离合器的操纵采用压式机构，即离合器分离时膜片弹簧弹性杠压杆内端的分离指处是承受压力。第二章 离合器设计2.1 离合器的设计要求根据离合器的功用，它应该满足下列主要要求：（1） 能在任何行驶情况下，可靠地传递发动机的最大扭矩。为此，离合器的摩擦力矩（Tc ）应大于发动机最大扭矩（Temax ）；（2） 接合平顺、

12、柔和。即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，以免汽车起步冲撞或抖动；（3） 分离迅速、彻底。换档时若离合器分离不彻底，则飞轮上的力矩继续有一部份传入变速器，会使换档困难，引起齿轮的冲击响声；（4） 从动盘的转动惯量小。离合器分离时，和变速器主动齿轮相连接的质量就只有离合器的从动盘。减小从动盘的转动惯量，换档时的冲击即降低；（5） 具有吸收振动、噪声和冲击的能力（6） 散热良好，以免摩擦零件因温度过高而烧裂或因摩擦系数下降而打滑；（7） 操纵轻便，以减少驾驶员的疲劳。尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车，非常重要；（8） 摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，衬面磨损在一定范围内，要能通过调整，使

13、离合器正常工作。2.2 离合器设计流程2.3 离合器原始数据哈弗H6 2017 运动版1.5T 自动两驱豪华型 210/2200-4500汽车的驱动形式整车整备质量发动机最大转速发动机最大扭矩汽车的总质量离合器形式传动比汽车最大时速操纵形式421541kg5600r/min210Nm1916kg机械、干式、单片、膜片弹簧i0=5.2ig1=2.5ig2=1.6ig3=1ig4=0.7180Km/h液压式操纵机构2.4 从动盘整体设计2.4.1 摩擦片设计摩擦片或从动盘的外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响，并根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发动

14、机最大转矩，离合器的静摩擦力矩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 （2.1）式中：离合器的后备系数(1)该车型发动机最大转矩为210Nm后备系数是离合器的重要参数，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2.1后备系数表车 型轿车和轻型货车中、重型货车越野车和牵引车后 备 系 数1.21.751.52.252.03.5本设计是基于哈弗H6汽车的离合器设计，该车型属于轿车类型，故选择本次设计的后背系数在1.21.75之间选择，取=1.5。所以

15、Tc=Temax=1.5210=315Nm摩擦片外径由公式:D=KDTemax求得。式中，KD为直径系数，取值见下表，取KD=14.6，得D=211.47mm。直径系数KD的取值范围车型直径系数KD乖用车14.6最大总质量为1.8-14.0t的商用车16.0-18.5（单片离合器）13.5-15.0（双片离合器）最大总质量大于14.0t商用车22.5-24.0摩擦片的尺寸已系列化和标准化，标准如下表所示离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D（mm）160180200225250280300325内径d(mm)110125140150155165175190厚度（mm）3.23.53.53.53.53

16、.53.53.5C=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5851- C30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800单面面积（mm2）106132160221302402466546根据表最终确定：外径D=225mm；内径d=150mm；内外径之比c=0.667。摩擦片的摩擦因数 f 取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。可由表查得：取 f =0.3摩擦面数 Z 为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。本题目设计单片离合器，因此 Z=2。离合器间隙 t 是指离合器

17、处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙 t 一般为 34mm。取 t=4mm。滑动摩擦系数、表面许可温度、许用单位压力参考范围摩擦副材料fu表面许可工作温度P0铸铁对非石棉类摩擦材料0.250.32500.250.35离合器的静摩擦力矩为： TC=fFZRC联立得:P0=12TemaxfzD3(1-C3)带入数据得：单位压力P0=0.25MPa2R0+50mm5）为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即( )Tc0=4TcZ(D2-d2)=0.00

18、71Tc0式中，Tc0为单位摩擦面积传递的转矩(Nm/mm2)，可按下表选取经检查,合格。单位摩擦面积传递扭矩的许用值离合器规格210210250250320325Tc0/10-20.280.300.350.406）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力P0的最大范围为 0.111.50MPa,即0.10MPaP0=0.25MPa1.50MPa7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值,即=4WZ(D2-d2)式中, 为单位摩擦面积滑磨(J/mm2), 为其许用值(J/mm2 )，对于乘用车：w=0

19、.40J/mm2，W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（ J ），可根据下式计算W=2ne21800(marr2i02ig2)式中，ma为汽车总质量(Kg)；rr为为轮胎滚动半径（m）；ig为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速 r/min，计算时乘用车取 2000 r/min。其中：i0=5.20,ig1=2.5,rr=0.36m,ma=1465kg, 代入式得 W=26228.9 J，代入得 =0.390.40=，合格。2.4.2 扭转减振器由于发动机传到汽车传动系中的转矩是周期地不断变化的，从而使传动系统产生扭转振动。若振动频率与传动系的自振

20、频率相重合会发生共振，影响传动系中零件的寿命。为避免共振，缓和传动系所受的冲击载荷，在许多汽车的传动系统中装设了扭转减振器，且大多数将扭转减振器附装在离合器的从动盘中。图8.1扭转减振器工作示意图 1-减振弹簧； 2-从动盘毂； 3-摩擦片 离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动。因为有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和。传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于从动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来。扭转减振器的参数确定1、 减振器极转矩 =

21、（1.52.0）， 取Tj=1.5Temax=315Nm2、 摩擦转矩=（0.060.17），取Tu=0.1Temax=21Nm3、 预紧力矩=（0.050.15），取Tn=0.1Temax=21Nm4、 扭转角刚度k13Tj=4095Nmrad5、 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R0 =（0.600.75）d/2其中d为摩擦片内径，结合d2R0+50mm,得R0=50mm，则R0d2=0.676、扭转减振器弹簧数目 可参考表选取，由于 D=225mm，故选取Z=6。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

22、 325355 810 350 10以上确定减振弹簧尺寸1、 减振弹簧总压力F=TR0=3155010-3=6300N1）单个减振弹簧的工作负荷F2）减振弹簧弹簧中经一般由结构布置来决定，通常=1115mm。取=12mm弹簧钢丝直径dd=3.4mm通常取d=34mm,所以，取d=4mm减振弹簧刚度K带入数据得，K=273N/mm减振弹簧有效圈数i （E=） 带入数据得，i=5.63 ，取i=6减振弹簧总圈数n一般在6圈左右，总圈数n和有效圈数i间的关系为 n=i+（1.52）,取i=8减振弹簧最小长（高）度指减振弹簧在最大工作负荷下地工作长（高）度，考虑到此时弹簧的被压缩各圈之间仍需要留一定的

23、间隙，可确定为减振弹簧总变形量指减振弹簧在最大工作负荷下所产生的最大压缩变形，为减振弹簧自由高度指减振弹簧无负荷时的高度，为减振弹簧预变形量指减震弹簧安装时的预压缩变形，它和选取的预紧力矩有关，其值为 (3-14)减振弹簧安装工作高度,它关系到从动盘榖等零件窗口尺寸的设计，为 (3-15)3）从动盘钢片相对从动盘毂的最大转角减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动钢片相对从动盘毂的极限转角与减震弹簧的工作变形量有关，其值为2.4.3 从动盘毂从动盘毂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G

24、B1144-74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，以保证从动盘毅沿轴向移动时不产生偏斜。表4.1 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/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.6350480

25、10403255013.2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：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，取1；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4.1选取得：花键齿数n=10；花键外径D=32mm；花键内径D=26mm；键齿宽b=4mm；有效齿长l=30mm；挤压应力=11.3MPa；校核=19.342MPa；得j=11.26MPa j=8.45MPa，符合强度得要求。2.4.4 从动片设计从动盘对离合器工作性

26、能影响很大，设计时应满足如下要求：1)从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。2) 从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。因为分开式弹性从动盘钢片是将钢片沿半径尺寸方向分开，波形弹簧片较薄，且位于从动盘钢片的最大半径上，从动盘钢片的尺寸较大，但它在旋转中心。具有更小的转动惯量。因此本设计采用分开式弹性从动盘钢片2.5 膜片弹簧选择2.5.1压紧弹簧布置形式的选择离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点

27、：（1）由于膜片弹簧有理想的非线性特征,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力；（2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；（3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降；（4）由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命；（5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；（6）平衡性好；（7）有利于大批量生产，降低制造成本。但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度

28、要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，我选用膜片弹簧式离合器。2.5.2膜片弹簧的基本参数的选择1截锥高度H与板厚h比值的选择H/h对膜片弹簧的弹性特性影响很大，当(H/h)时，F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

29、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。为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的一般为1.52.0，板厚h为24故初选h=2.5, =2.0则H=2h=52 自由状态下碟簧部分大端R、小端r的比值 研究表明，R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。根据结构

30、布置和压紧力的要求，R/r一般为1.21.3。 本设计取时，摩擦片平均半径Rc= 对于拉式膜片弹簧的r值，应满足关系,故取r=95mm。 则有R=951.25=118.75mm，取R=120mm则3膜片弹簧起始圆锥底角的选择汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角一般在范围内，本设计中 arctanH/(R-r)=arctan5/(120-95)11.3，满足915的范围，合格。4分离指数目n 取n=18。5 切槽宽度、及半径取3mm, =10mm, 满足，则，故取80mm。6 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定 和需满足下列条件：故选择115mm， 100mm.为了使摩擦片上的压紧力分布比较均

31、匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径（或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即拉式：= = = 7 和的取值0-4且解得可取=35mm, =32mm2.5.3膜片弹簧的载荷与变形关系膜片弹簧的形状如以锥型垫片，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F1表示，加载点间的相对变形（轴向）为1，则

32、压紧力F1与变形1之间的关系式为:式中：E弹性模量，对于钢，泊松比，对于钢，=0.3H膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度h弹簧钢板厚度R弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径r弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径R1压盘加载点半径r1支承环加载点半径将数据带入可得对此式求一次导数可求出=F1的凹凸点凸点=1.78mm时，F1=7481.2N凹点=4.22mm时，F2=4280.2N对式子求二次导数得 拐点=3.0mm时，F3=5880.72N当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为F2，对应此载荷作用点的变形为2。由列出表格11.784.223.027.7118

33、.2713F17481.24280.25880.72F21720.68984.451352.572.5.4膜片弹簧的应力计算与校核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。若如图5.4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：膜片弹簧工作点位置式中 碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）碟簧部分子有状态时的圆锥底角

34、e 碟簧部分子午断面内中性点的半径 ，为了分析断面中断向应力的分布规律，将（3.14）式写成Y与X轴的关系式：如图切向应力在子午断面的分布由上式可知，当膜片弹簧变形位置一定时，一定的切向应力t在X-Y坐标系里呈线性分布。当时，因为的值很小，我们可以将看成，由上式可写成。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点O而与X轴承角的直线上。从式（3.16）可以看出当时无论取任何值，都有。显然，零应力直线为K点与O点的连线，在零应力直线内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。由此可知，碟簧部分内缘点B处切向压应力最大，A处切向拉应力最大，分析表明，B点的切向应力最大，计算膜片

35、弹簧的应力只需校核B处应力就可以了，将B点的坐标X=（e-r）和Y=h/2，经分析有：带入数值计算切向压力达最大值的转角得B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力F2作用下还受有弯曲应力：式中n分离指根数 n=18 br单个分离指的根部宽因此：则满足膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能力，一般要经过以下工艺：先对其进行调质处理，得到具有较高抗疲劳能力的回火索氏体，对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持 1214h），使其高应力区产生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，提高弹簧疲劳寿命，对分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。故膜片弹

36、簧和当量应力不超出允许应力范围，所以用设数据合适。2.5.5 膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用 60Si2MnA 或 50CrVA 等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离 38次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。 为提高

37、分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般为 4550HRC，分离指端硬度为 5562HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于 3个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度 3。膜片弹簧的内外半径公差一般为 H1l 和 h11，厚度公差为0025mm，初始底锥角公差为10上、下表面的表面粗糙度为 1.6m，底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

38、差一般要求小于 0.81.0mm。2.6 压盘的设计压盘的材料选用 HT20-40 铸造制成。采用传力片与离合器盖相连。它要有一定的质量和刚度，以保证足够的热容量和防止温度升高而产生的弯曲变形。压盘应与飞轮保持良好的对中，并进行静平衡。压盘的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于 0.8。压盘壳用 M83mm 螺栓将其一端固定在飞轮端面上，另一端固定在压盘端面上。压盘厚度的确定主要依据以下两点：压盘应具有足够的质量；压盘应具有较大的刚度。因此，压盘一般都做得比较厚（一般不小于 10mm），而且在内缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的凸起。此外，压盘的结构设计还应注意加强通风冷却，如双片离

39、合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔。根据经验、参照同类产品，本次设计选取的压盘外径为 180mm，内径为 125mm，厚度为 10mm，材料为 3 号灰铸铁。2.7 操纵机构2.7.1对离合器操纵机构的基本要求1）踏板力要尽可能小，2）踏板行程一般在80150mm内，最大不要超过180mm。3）应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后，分离轴承的自由行程可以复原。4）应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。5）应有足够的刚度，传动效率要高，工作可靠，寿命长，维修保养方便。2.7.2踏板位置离合器踏板位置以人体左右对称中心向左移动80100mm，作为离合器踏板中心线的位置。

40、2.7.3踏板行程踏板行程S由自由行程和工作行程两部分组成，即 （6-1）式中为分离轴承的自由行程，一般为1.53.0mm，反映到踏板上的自由行程一般为2030mm；本次取2mm。、分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦片面数；为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：=0.851.30mm，本次取2mm。取=320mm、a=60mm、=80mm、=70mm、=18mm、=71mm 图6.1液力操纵机构示意图踏板力的计算踏板力为Ff=Fi+Fs式中，F 为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力； i为操纵机构总传动比，i=a2b2d22a1b1d12=28.76为机械效率，液压式：= 90 80 %，

41、机械式： =80 70 %；Fs为克服回位弹簧 1、2 的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之.F=F2=984.67N, i=28.76,=80 %；则Ff=42.8N,合格。2.8 从动轴的计算2.81选材40Cr 调质钢可用于载荷较大而无很大冲击的重要轴，初选 40Cr 调质。2.82确定轴的直径dA3Pn式中，A 为由材料与受载情况决定的系数，见表 3.11:取 A=100，n 为轴的转速， n=5600 r/min，取 d=60mm。2.9 分离轴承的寿命计算分离轴承的参数型号Crfpn7212C61.0KN1.235600rpm则由下式：Lh=10660n(CP)P=fPFr得

42、：Lh=58355h参考文献1严正峰. 汽车离合器行业发展战略探讨J. 汽车与配件 ,2007,(10) ： 2224 2 蔡兴旺主编汽车构造与原理北京：机械工业出版社，2004：67132 3 许石安主编. 离合器. 北京：人民交通出版社，1981：5128 4 阎春利, 张希栋. 汽车离合器膜片弹簧的优化设计J. 林业机械与木工设备 , 2006,(03) ： 3335 5 廖林清,曹建国. 汽车离合器膜片弹簧的三次设计J.四川兵工学报 , 1997,(02) ：2426 6 张卫波. 汽车膜片弹簧离合器智能优化设计技术研究. 中国工程机械学报2007(01) ：6770 7 林世裕主编. 膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造.东南大学出版社，1995：4867 8汽车工程手册编辑委员会编汽车工程手册北京：人民交通出版社，2001：103129 9 余志生主编汽车理论，第三版北京：机械工业出版社，2002：167190 10吉林大学 王望矛 主编 汽车设计，第四版，机械工业出版社2004.8【精品文档】第 19 页