膜片彈簧說明書

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1、摘要離合器是汽車傳動系中的重要部件，它的構造特性與發(fā)展和傳動系緊密相關，本文針 對哈弗H6 2017運動版1.5T自動兩驅豪華型210/2200-4500汽車的各項參數(shù)，設計拉 式膜片彈簧離合器。離合器設計的內容主要包括壓盤總成、從動盤、摩擦片和膜片彈簧三 個部分。首先，對離合器各零件的參數(shù)、尺寸、材料、及結構進行設計計算，然后使用catia 作圖。 本文還重點研究了膜片彈簧在分離過程中的受力，對受力過程進行數(shù)學分析，并對 其進行校核，以提高膜片彈簧離合器的使用壽命，使膜片彈簧離合器在工作過程中處于最佳 狀態(tài)。第一章 離合器介紹1.1 離合器的概述按動力傳遞順序來說，離合器應是傳動系中的第一個

2、總成。顧名思義，離合 器是“離”與“合”矛盾的統(tǒng)一體。離合器的工作，就是受駕駛員操縱，或者分 離，或者接合，以完成其本身的任務。離合器是設置在發(fā)動機與變速器之間的動 力傳遞機構，其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞，保證汽車平穩(wěn)地起步；保 證傳動系換檔時工作平穩(wěn)；限制傳動系所能承受的最大扭矩，防止傳動系過載。 為使離合器起到以上幾個作用，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器， 摩擦離合器所能傳遞的最大扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸 以及摩擦面的表面狀況等。即主要取決于離合器基本參數(shù)和主要尺寸。膜片彈簧 離合器在技術上比較先進，經濟性合理，同時其性能良好，使用可靠性高壽命長， 結

3、構簡單、緊湊，操作輕便，在保證可靠地傳遞發(fā)動機最大扭矩的前提下，有以 下優(yōu)點：（1）結合時平順、柔和，使汽車起步時不震動、沖擊；（2）離合器分離徹底；（3）從動部分慣量小，以減輕換檔時齒輪副的沖擊；（4）散熱性能好；（5）高速回轉時只有可靠強度；（6）避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、沖擊和減小噪聲能力；（7）操縱輕便；（8）工作性能（最大摩擦力矩 T 和后備系數(shù) 保持穩(wěn)定）；e max（9）使用壽命長。I;離仃就什贖fl.輪83M雌/奎迷厝直汁酗工桿導向廿圖 1-11.2 離合器的功用離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩(wěn)起步。如前所述，現(xiàn)代 車用活塞式發(fā)動機不能帶負荷啟動，它必須先

4、在空負荷下啟動，然后再逐漸加載。 發(fā)動機啟動后，得以穩(wěn)定運轉的最低轉速約為300500r/min，而汽車則只能由 靜止開始起步，一個運轉著的發(fā)動機，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性 接合的。因為如果是突然的剛性連接，就必然造成不是汽車猛烈攢動，就是發(fā)動 機熄火。所以離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發(fā)動機加 給傳動系的扭矩逐漸變大，至足以克服行駛阻力時，汽車便由靜止開始緩慢地平 穩(wěn)起步了。雖然利用變速器的空檔，也可以實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系的分離。但變速器在空 檔位置時，變速器內的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的，要轉動發(fā)動機，就必須和 變速器內的主動齒輪一起拖轉，而變速器內的齒輪浸在

5、黏度較大的齒輪油中，拖 轉它的阻力是很大的。尤其在寒冷季節(jié)，如沒有離合器來分離發(fā)動機和傳動系， 發(fā)動機起動是很困難的。所以離合器的第二個功用，就是暫時分開發(fā)動機和傳動 系的聯(lián)系，以便于發(fā)動機起動。汽車行駛中變速器要經常變換檔位，即變速器內的齒輪副要經常脫開嚙合和 進入嚙合。如在脫檔時，由于原來嚙合的齒面壓力的存在，可能使脫檔困難，但 如用離合器暫時分離傳動系，即能便利脫檔。同時在掛檔時，依靠駕駛員掌握， 使待嚙合的齒輪副圓周速度達到同步是較為困難的，待嚙合齒輪副圓周速度的差 異將會造成掛檔沖擊甚至掛不上檔，此時又需要離合器暫時分開傳動系，以便使 與離合器主動齒輪聯(lián)結的質量減小，這樣即可以減少掛

6、擋沖擊以便利換檔。離合器所能傳遞的最大扭矩是有一定限制的，在汽車緊急制動時，傳動系受 到很大的慣性負荷，此時由于離合器自動打滑，可避免傳動系零件超載損壞，起 保護作用。1.3 離合器的工作原理如圖 1-2 所示，摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構和 操縱機構四部分組成。圖 1-2 離合器的基本組成和工作原理示意圖1-曲軸；2-從動軸；3-從動盤；4-飛輪；5-壓盤；6-離合器蓋；7-分離杠桿；8-彈簧；9-分離軸承；10、15-回位彈簧；11-分離叉；12-踏板；13-拉桿；14-拉桿調節(jié)叉；16-壓緊彈簧；17-從動盤摩擦片；18-軸承離合器在接合狀態(tài)時，發(fā)動機扭矩自曲軸傳出

7、，通過飛輪 4 和壓盤借摩擦作 用傳給從動盤 3，在通過從動軸傳給變速器。當駕駛員踩下踏板時，通過拉桿， 分離叉、分離套筒和分離軸承 9，將分離杠桿的內端推向右方，由于分離杠桿的 中間是以離合器蓋 6 上的支柱為支點，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧 的力量拉動壓盤向左，這樣，從動盤3 兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發(fā)動 機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態(tài)。當放開踏板，回位彈簧克服 各拉桿接頭和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右， 仍將從動盤 3 壓緊在飛輪上 4，這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器。1.4 膜片彈簧離合器膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型載貨

8、汽車上廣泛采用的一種離合器。 因其作為壓簧，可以同時兼起分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，質量 減少，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。其次，由于膜片彈簧與壓盤以整個圓 周接觸，使壓力分布均勻。另外由于膜片彈簧具有非線性彈性特性，故能在從動 盤摩擦片磨損后，彈簧仍能可靠的傳遞發(fā)動機的轉矩，而不致產生滑離。離合器 分離時，使離合器踏板操縱輕便，減輕駕駛員的勞動強度。此外，因膜片是一種 對稱零件，平衡性好，在高速下，其壓緊力降低很少，而周布置彈離合器在高速 時，因受離心力作用會產生橫向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低了對壓盤的壓緊 力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降。那么可以看出，對于輕型車膜片彈

9、簧離 合器的設計研究對于改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意義。River圖 1-3 膜片彈簧離合器圖- Strap傳功人. - Aldi buckling rivet 防抿效f卯釘作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼沖壓成的，具有“無底碟子”形 狀的截錐形薄壁膜片，且自其小端在錐面上開有許多徑向切槽，以形成彈性杠桿， 而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側有支承圈，而后者 借助于固定在離合器蓋上的一些（為徑向切槽數(shù)目的一半）鉚釘來安裝定位。當 離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支承圈則壓膜片彈 簧使其產生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧幾乎變平。

10、同時在膜片彈簧的 大端對壓盤產生壓緊力使離合器處于結合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移 膜片彈簧壓前支承圈并以其作為支點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移， 并通過分離鉤拉動壓盤后移使離合器分離。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，因此設計摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎不變，且 可以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稱的，因此其壓緊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，使離合器結 構大為簡化，零件數(shù)目減少，質量減小并顯著縮短了軸向尺寸；另外，由于膜片 彈簧

11、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，摩擦均勻， 也易于實現(xiàn)良好的通風散熱等。由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優(yōu)點，并且制造膜片彈簧離合器的工藝 水平在不斷提高，因此這種離合器在轎車及微型、輕型客車上得到廣泛運用，而 且正大力 擴展到載貨汽車和重型汽車 上，國外已經 設計出 了傳遞轉矩 為 802000N.m、最大摩擦片外徑達420的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎車、 客車、輕型和中型貨車上。甚至某些總質量達 2832t 的重型汽車也有采用膜片 彈簧離合器的，但膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧要高。膜片彈簧離合器的 操縱采用壓式機構，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內端的分

12、離指處是承受 壓力。第二章 離合器設計2.1 離合器的設計要求根據離合器的功用，它應該滿足下列主要要求：（1）能在任何行駛情況下，可靠地傳遞發(fā)動機的最大扭矩。為此，離合器的 摩擦力矩（T）應大于發(fā)動機最大扭矩（Temax ）；Cxemax（2）接合平順、柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加，以免汽車 起步沖撞或抖動；（3）分離迅速、徹底。換檔時若離合器分離不徹底，則飛輪上的力矩繼續(xù)有 一部份傳入變速器，會使換檔困難，引起齒輪的沖擊響聲；（4）從動盤的轉動慣量小。離合器分離時，和變速器主動齒輪相連接的質量 就只有離合器的從動盤。減小從動盤的轉動慣量，換檔時的沖擊即降低；（5）具有吸收振動、

13、噪聲和沖擊的能力（6）散熱良好，以免摩擦零件因溫度過高而燒裂或因摩擦系數(shù)下降而打滑；（7）操縱輕便，以減少駕駛員的疲勞。尤其是對城市行駛的轎車和公共汽車 非常重要；（8）摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損，襯面磨損在一定范圍內， 要能通過調整，使離合器正常工作。2.2 離合器設計流程獲取及確定與計算相關的參數(shù)獲取及 確定前 后連接 件的接 口參數(shù)結構方案確定2.3 離合器原始數(shù)據哈弗H6 2017運動版1.5T自動兩驅豪華型210/2200-4500汽車的 驅動形 式整車整 備質量發(fā)動機 最大轉 速發(fā)動機 最大扭 矩汽車的 總質量離合器 形式傳動比汽車 最大 時速操縱形 式4X21541k

14、g5600 r/min210N m1916kg機械、 干式、 單片、 膜片彈簧i = 5.20i = 2.5 gii = 1.6g2i = 1 g3i =07 g4180Km/h液壓式 操縱機 構2.4 從動盤整體設計2.4.1 摩擦片設計摩擦片或從動盤的外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸有決定性 的影響，并根據離合器能全部傳遞發(fā)動機的最大轉矩來選擇。為了能可靠地傳遞 發(fā)動機最大轉矩T，離合器的靜摩擦力矩T應大于發(fā)動機最大轉矩T，而c maxcc max離合器傳遞的摩擦力矩T又決定于其摩擦面數(shù)Z、摩擦系數(shù)f、作用在摩擦面上c的總壓緊力P與摩擦片平均摩擦半徑R,即工mT =(N m)(

15、2.1)c c max式中：p 離合器的后備系數(shù)(B1)該車型發(fā)動機最大轉矩T為210N mc max后備系數(shù)是離合器的重要參數(shù)，選擇時應考慮摩擦片磨損后仍能傳遞 T 及c max 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2.1后備系數(shù)表車型轎車和輕型貨車中、重型貨車越野車和牽引車后備系數(shù)1.2 1.751.5 2.252.0 3.5本設計是基于哈弗H6汽車的離合器設計，該車型屬于轎車類型，故選擇本次設計的后背系數(shù)B在1.21.75之間選擇，取P =1.5。所以T = RT = 1.5 x 210 = 315N mc emax摩擦片外徑由公式：D = KTemax求得。

16、式中，Kd為直徑系數(shù)，取值見下表，取$=14.6，得D=211.47mm。直徑系數(shù)心的取值范圍車型直徑系數(shù)KD乖用車14.6最大總質量為1.8-14.01的商用車16.0-18.5 （單片離合器）13.5-15.0 （雙片離合器）最大總質量大于14.0t商用車22.5-24.0摩擦片的尺寸已系列化和標準化，標準如下表所示離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)外徑D (mm)160180200225250280300325內徑d(mm)110125140150155165175190厚度（mm）3.23.53.53.53.53.53.53.5C=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5

17、890.5830.5851- C30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800單面面積（mm2）106132160221302402466546根據表最終確定：外徑D=225mm；內徑d=150mm；內外徑之比c=0.667。摩擦片的摩擦因數(shù) f 取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑 磨速度等因素?？捎杀聿榈茫喝?f =0.3摩擦面數(shù)Z為離合器從動盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及 其結構尺寸。本題目設計單片離合器，因此Z=2。離合器間隙At是指離合器 處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常 磨損過程中離

18、合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。 該間隙At 般為34mm。取At=4mm?；瑒幽Σ料禂?shù)、表面許可溫度、許用單位壓力參考范圍摩擦副材料fu表面許可工作溫度即鑄鐵對非石棉類摩擦材料0.25 0.32500.25 0.35離合器的靜摩擦力矩為：Tc = fFZRc聯(lián)立得:p =* emax0 nfzD 3(1 C3)帶入數(shù)據得：單位壓力P = 0.25MPa P摩擦片基本參數(shù)優(yōu)化和校核：在初步確定完摩擦片的基本尺寸后，要對摩擦片校核：1) 摩擦片外徑D(mm)的選擇應使最大圓周速度町不超過65-70m/s：V = n D X 10-3 = x 5600 X 225 X 1

19、0-3 = 65.97 6570m/s 60 emax 60式中：D-摩擦片外徑mm；n -發(fā)動機最大功率時轉速r/min；V-摩擦片最大圓周速度m/ s；2) 摩擦片的內、外徑比&應在0.530.70范圍內，即0.53 C = 0.667 2R。+ 50mm5) 為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即T =復=0.0071 T c0 nZ(D2-d2)c0式中，7；。為單位摩擦面積傳遞的轉矩(Nm/mm2)，可按下表選取 經檢查，合格。單位摩擦面積傳遞扭矩的許用值離合器規(guī)格 210250 250320 3257；0/X 10-20.280.300.3

20、50.406)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的最大范圍為0.11 1.50MPa,即0.10MP P = 0.25MP 1.50MPa 0aa7)為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒 傷，離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值，即3 = nZ(D2 d2)式中，3為單位摩擦面積滑磨(J/mm2),為其許用值(J/mm?)，對于乘用車:=0.40J/mm2, W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功（J ）, 可根據下式計算n2n2 m 丫2W =匕（）1800（ 1212 丿0 g式中，ma為汽車總質量（Kg）； rr為為

21、輪胎滾動半徑（m）； ig為汽車起步時所用變 速器擋位的傳動比；i0為主減速器傳動比；ne為發(fā)動機轉速r/min，計算時乘用 車取 2000 r/min。其中：i0 = 5.20, % = 2.5,r = 0.36m,= 1465kg，代入式得 W=26228.9 J,代入得 3 =0.39 0.40 = e,合格。242扭轉減振器由于發(fā)動機傳到汽車傳動系中的轉矩是周期地不斷變化的，從而使傳動系統(tǒng) 產生扭轉振動。若振動頻率與傳動系的自振頻率相重合會發(fā)生共振，影響傳動系 中零件的壽命。為避免共振，緩和傳動系所受的沖擊載荷，在許多汽車的傳動系 統(tǒng)中裝設了扭轉減振器，且大多數(shù)將扭轉減振器附裝在離合器

22、的從動盤中。圖&1扭轉減振器工作示意圖1-減振彈簧；2-從動盤轂；3-摩擦片離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉矩經飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側的摩擦片,帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減振器盤轉動。因為有彈性環(huán)節(jié)的 作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉振動會使從 動盤轂相對于從動盤本體和減振器盤來回轉動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消 耗扭轉振動的能量，將扭轉振動衰減下來。扭轉減振器的參數(shù)確定1、減振器極轉矩T =(1.52.0) T ，je m ax取 t. = 1.5T=315Wmjemax2、摩擦轉矩 T =(0.060.17) T，取兀e max=0.1T=21N

23、memax3、預緊力矩T =n0.050.15) T，取T = 0.1T= 21N me maxnemax4、扭轉角剛度花卩 2R0 + 50mm得R=50mm，則血=0.67 00d/26、扭轉減振器彈簧數(shù)目可參考表選取，由于D=225mm，故選取Z=6。減振彈簧的選取離合器摩擦片外徑D減振彈簧數(shù)目Z22525025032532535535081010以上確定減振彈簧尺寸1、減振彈簧總壓力T315F = j = 6300NER0 50 X 1031）單個減振彈簧的工作負荷F罟=1050N2）減振彈簧 彈簧中經Dc一般由結構布置來決定，通常D =ll15mm。取D =12mm cc 彈簧鋼絲直

24、徑d=3.4mmd二 i8PDc 二 8 x 1050 x 123 兀t 兀 x 810通常取d=34mm，所以，取d=4mm 減振彈簧剛度KkK =1000R 2 Z 0j 帶入數(shù)據得，K=273N/mm 減振彈簧有效圈數(shù)iEd 4i 二（E二8.3 x 104MPa）8D 3 Kc帶入數(shù)據得，i=5.63 ，取i=6 減振彈簧總圈數(shù)n一般在6圈左右，總圈數(shù)n和有效圈數(shù)i間的關系為n=i+ （1.52），取i=8 減振彈簧最小長（高）度lmin指減振彈簧在最大工作負荷下地工作長（高）度，考慮到此時彈簧的被壓縮各圈之間仍需要留一定的間隙，可確定為l = n （d + 6）u 1.1dn = 1

25、.1x 6 x 4 = 26.4mmmin 減振彈簧總變形量Al指減振彈簧在最大工作負荷下所產生的最大壓縮變形，為Al = fK =1050 273 = 3.85mm 減振彈簧自由高度l指減振彈簧無負荷時的高度，為0l = l + Al = 26.4 + 3.85 = 30.25 mm0 min 減振彈簧預變形量Al指減震彈簧安裝時的預壓縮變形，它和選取的預緊 力矩T有關，其值為nAl =nKZ Rj021x103273 x 6 x 50= 0.26mm(3-14) 減振彈簧安裝工作高度l，它關系到從動盤穀等零件窗口尺寸的設計，為(3-15)l = l -Al = 30.25 -0.26 =

26、29.99mm03）從動盤鋼片相對從動盤轂的最大轉角*i減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩時，從動鋼片相對從動盤轂的極限轉角*與減震彈簧的工作變形量Al ” （Al” =Al -Al）有關，其值為iAl”* 二 2arcsin 二 4.4j2 Ro 。2.4.3 從動盤轂盤載量Dnve pl are限位硝Stop pin草擦片F(xiàn)acing 岸攥片鄭t! Rivet j菠曲片 Cushion dis c 減推彈筈Spi-iiL 盤殽芯Huh ” 、 問尼片Eushms從動盤轂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。花鍵的結構尺寸可根據從

27、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（1.01. 4）倍，以保證從動盤毅沿軸向移動時不產生偏斜。從動盤外徑D/mm發(fā)動機轉矩T /N me max表4.1 GB1144-74花鍵齒數(shù)花鍵外徑D/mm花鍵內徑d/mm有效齒長l/mm擠壓應力/MPa160501023182010180701026212011.82001101029232511.32251501032263011.52502001035283510.42802801035324012.73003101040324010.73253801040324511.6

28、3504801040325013.2b/mm花鍵尺寸選定后應進彳丁擠壓應力c j （嘰及剪切應力Tj （嘰的強度校核:8Te maxW2 一 d 2丿znl4T二e max D+dTznlb式中：D , d 分別為花鍵外徑及內徑，mm； n一花鍵齒數(shù)；l, T b分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬，mm；e maxz從動盤毅的數(shù)目，取1；T一發(fā)動機最大轉矩，N mm。e max從動盤毅通常由40Cr，45號鋼、35號鋼鍛造，并經調質處理，HRC2832。由表4.1選取得：花鍵齒數(shù)n=10；花鍵外徑D=32mm；花鍵內徑D=26mm；鍵齒寬b=4mm；有效齒長 l=30mm；擠壓應力o =11.3MP

29、a；c校核 o =19.342MPa；j得勺=11.26MPar j = 8.45M，符合強度得要求。2.4.4 從動片設計從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求：1）從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。2）從動盤應具有軸向彈性，使離合器結合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力 均勻，以減小磨損。因為分開式彈性從動盤鋼片是將鋼片沿半徑尺寸方向分開，波形彈簧片較薄 且位于從動盤鋼片的最大半徑上，從動盤鋼片的尺寸較大，但它在旋轉中心。具 有更小的轉動慣量。因此本設計采用分開式彈性從動盤鋼片2.5.1 壓緊彈簧布置形式的選擇離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式

30、、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。 其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與 其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點：（1）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能保證大致 不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。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；（2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零 件數(shù)目少，質量小；（3）高速旋轉時，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；（4）由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻， 可提高使用壽命；（5

31、）易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長；6）平衡性好；7)有利于大批量生產，降低制造成本。但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要求高，其非線性特性 在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能 的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，我 選用膜片彈簧式離合器。2.5.2 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇1截錐高度H與板厚h比值H的選擇hH/h對膜片彈簧的彈性特性影響很大，當(H/h)2時，F(xiàn)為增函數(shù)，這種彈 簧的剛度大適于承受大載荷并用作緩沖裝置中的行程限制。當(H/h)二2，特性 曲線上有一拐點，若(H/h)=1.5、2，則特性曲線

32、中段平直，即變形增加但載荷 P幾乎不變，故這種彈簧稱零剛度彈簧。當2H/h)2.2，則特性曲線中有一 段負剛度區(qū)域，即變形增加而載荷反而減小。這種特性很適于作為離合器的壓緊 彈簧。因為可利用其負剛度區(qū)使分離離合器時載荷下降，達到操縱省力的目的。當然，負剛度也不宜過大，以免彈簧工作位置略微變動就引起彈簧壓緊力過大的 變化。為兼顧操縱輕便及壓緊力變化不大，汽車離合器膜片彈簧通常取 1.5(H/h)2 R ,故取r=95mm。則有 R=95x1.25=118.75mm，取 R=120mm則R 二竺二 1.26r 1203膜片彈簧起始圓錐底角a的選擇汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角a般在910。范圍

33、內,本設計中 a =arctanH/(R-r)二arctan5/(120-95)11.3，滿足 915。的 范圍，合格。4分離指數(shù)目n取n=180 5切槽寬度5、8及半徑r12e8 = 3.2 3.5mm, 8 = 9 10mm1 2取 8 =3mm, 8 =10mm,1 2r 滿足 r 一 r 8 ，貝r r 8 = 85mm，故取 r =80mm。ee 2e2e6壓盤加載點半徑R和支承環(huán)加載點半徑r的確定1 1R和r需滿足下列條件：1 11 R R 610 r r 61故選擇 R =115mm， r = 100mm.1 1為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑(或

34、拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑)應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間， 即拉式:二 93.75 = 100 2 二 112.57 r和r的取值f o0 r -r 4f o且 3.5 9.0R r1 f解得可取 r =35mm,r =32mmf02.5.3 膜片彈簧的載荷與變形關系膜片彈簧的形狀如以錐型墊片，它具有獨特的彈性特征，廣泛應用于機械制造 業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結構的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔開 的掛狀部分分離指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的碟形彈簧完全 相同（當加載點相同時）。因此，碟形彈簧有關設計公式對膜片彈簧也適用。通過支 承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分

35、布的載荷，假象集中在支承點處，用片表示， 加載點間的相對變形（軸向）為入,則壓緊力F與變形入之間的關系式為：兀Eh九16(1 -卩2)ln( R / r)(R - r )211R-r(H -九-)(H -1 R -r11九R - ri2 R - r11式中：E彈性模量，對于鋼，E二2.1 x 105MPa卩泊松比，對于鋼，卩=0.3H膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內錐高度h彈簧鋼板厚度R彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑r彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑R1壓盤加載點半徑ri支承環(huán)加載點半徑一一三田T將數(shù)據帶入可得F = 435.61九 3 - 3920.5九 2 + 9801.25九1 1

36、 1 1 對此式求一次導數(shù)F, = 1306.83九 2 7841.0九 + 9801.251 1 1可求出F1的凹凸點凸點珀=1.78mm 時，F(xiàn)1=7481.2N凹點珀=4.22mm 時，F(xiàn)2=4280.2N對式子求二次導數(shù)F” 二 2613.66九-784111得 拐點珀=3.0mm 時，F(xiàn)3=5880.72N當離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設分離軸承對膜片彈簧指所加的載荷 為F2，對應此載荷作用點的變形為入2。由R - rF =i x F = 0.23F2 r - r 1 11fr - r九=f = 4.33 九2 R - r 111列出表格九11.784.223.0九27.7

37、118.2713F17481.24280.25880.72F21720.68984.451352.572.5.4 膜片彈簧的應力計算與校核 前述膜片彈簧的載荷與變形之間的關系式，是在假定膜片彈簧在承載過程中 其子午截面無變形而只是剛性地繞該截面上的某一中性點 O 轉動的條件下推導 出的。根據這一假定可知，截面在 O 點處沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，因而該點處的切向應力亦為零。O點以外的截面上的點，一般均產生切向應變，故亦有切 向應力。若如圖5.4所示以中性點O為坐標原點在子午截面處建立x-y坐標系, 則截面上任意點的切向應力為：（申）E 叫込網c =t 1 一卩2e + x膜片彈簧工作點位置式中

38、碟簧部分子午斷面的轉角（從自由狀態(tài)算起）a碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角碟簧部分子午斷面內中性點的半徑 ，R - rln( R / r)為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將（3.14）式寫成Y與X軸的關系式:系里呈線性分布。當 時，因為的值很小，我們可以將看成E釦由上式可寫成口心。此式表明，對于一定的零應力分布在中性點。而與X軸承3夕角的直線上。從式（3.16）可以看出當X = -e時無y = -g-學論取任何值，都有。顯然，零應力直線為K點與O點的連線，在零應力直線內側為壓應力區(qū)，外側位拉應力區(qū)，等應力直線離應力直線越遠，其 應力越高。由此可知，碟簧部分內緣點B處切向壓應力最大，A處切向拉應力

39、最大，分析表 明，B點的切向應力最大，計算膜片彈簧的應力只需校核B處應力就可以了，將 B點的坐標乂= （e-r）和丫#/2，經分析有：tB(1卩 2)rR r帶入數(shù)值計算e = m（R-/7）120 95ln(120)95)=107mmh2( e r)=0.301( rad)qp切向壓力達最大值的轉角 得a = -858.88N / mm2tBB 點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力 F2 作用下還受有彎曲應力6(r - r ) Fo= rBf 2n b h 2 r式中n分離指根數(shù)n=18br單個分離指的根部寬=11.17mm2兀r2兀x 32= 0 =r 1818因此：o = 448.48

40、N / mm2 rB則 o =Bjo滿足 Bjo - o A3P/n式中，A為由材料與受載情況決定的系數(shù)，見表3.11:軸常用幾種材料的打及A值軸的材料Q曲5-A+ 20027,5,:仍(lCrlSNiRTi)4540Cr, S5SiMn3甘SiMnMm 3Crl315-2520-3525-453556A149126L35-1J2126-10311297取 A二100，n 為軸的轉速，n二5600 r/min，取 d二60mm。2.9 分離軸承的壽命計算分離軸承的參數(shù)型號CTfn7212C61.0KN1.235600rpm則由下式：106 C仏=60云（戸親P = fPFr得：L =58355

41、h h參考文獻1 嚴正峰. 汽車離合器行業(yè)發(fā)展戰(zhàn)略探討 J. 汽車與配件 ,2007,(10) 22242 蔡興旺主編.汽車構造與原理.北京：機械工業(yè)出版社，2004： 671323 許石安主編. 離合器.北京：人民交通出版社， 1981： 51284 閻春利，張希棟.汽車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計J.林業(yè)機械與木工設備 , 2006,(03)：33355 廖林清，曹建國.汽車離合器膜片彈簧的三次設計J.四川兵工學報， 1997，(02) ：24266 張衛(wèi)波. 汽車膜片彈簧離合器智能優(yōu)化設計技術研究. 中國工程機械學報 2007(01) ： 67707 林世裕主編. 膜片彈簧與碟形彈簧離合器的設計與制造.東南大學出版社， 1995：48678 汽車工程手冊編輯委員會編汽車工程手冊北京：人民交通出版社 2001：1031299 余志生主編汽車理論，第三版北京：機械工業(yè)出版社，2002：16719010 吉林大學王望矛 主編 汽車設計，第四版，機械工業(yè)出版社2004.8