膜片弹簧离合器的设计【毕业论文】【汽车专业】

山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 1 毕业设计说明书中文摘要 膜片弹簧离合器的设计 摘要 汽车 离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行驶过程中，驾驶员可根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。 膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。此设计说明书详细的说明了轻型汽车膜片弹簧离合器的结构 形式，参数选择以及计算过程。 本文主要是对轻型汽车的膜片 式弹簧离合器进行设计 。 根据车辆使用条件和车辆参数，按照 离合器 系统的设计步骤和要求，主要进行了以下工作： 选择相关设计参数主要为： 摩擦片外径 D 的确定 ， 离合器后备系数 的确定 ， 单位压力 p 的确定 。并进行了各主从部分的设计主要为：摩擦片的设计，膜片弹簧的设计， 操纵机构 的设计，扭转减震器的设计，以及从动盘设计（ 从动盘毂的设计） 设计 等。 关键词 : 离合器 膜片弹簧 从动盘 压盘 摩擦片 段振东：膜片弹簧离合器的设计 2 毕业设计说明书外文摘要 The design of diaphragm spring clutch Abstract Automobile Clutch is in the flywheel shell between the engine and gearbox, using screw to fix the clutch assembly in the back of the flywheel, clutch output shaft is the input shaft of the gearbox. When the auto is running, the driver may need to tread the pedal or release the clutch pedal so that the engine and gearbox temporarily separate and progressively joint together, to cut off the engine or transmit the power input from transmission to the engine. In recent years theca spring clutch is a kind of clutch that is widely adopted in vehicle and light vehicle. It has great capacity of torque and is more stable, easy to manipulate with well equilibrium. And it also can be produced in batch. So the research of the clutch is becoming more and more important. This design manual of the light vehicle theca spring clutch elaborates on the construction, choosing parameters and process of calculate. This paper is to design the single-car theca spring clutch. According to vehicle conditions and parameters, and in accordance with steps and 山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 3 requirements of the clutch system, mainly focusing on following work： to select the main parameters, such as, the determination of friction-diameter D, the determination of clutch reserve factor, the pressure on the units identified P. And the thesis is to design the main and subtract parts, such as, the design of friction plate, the design of diaphragm spring, and the design of manipulating construction, the design of the reversible shock absorber, and the follower plate design (the hub-driven design),and so on. Keywords clutch diaphragm spring follower plate friction disc 山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 1 目录 绪论 . 1 1.1 概述 . 1 1.2 设计任务书 . 1 1.3 功用 . 2 1.4 离合器的工作原理 . 3 1.5 膜片弹簧离合器的结构及其优点 . 4 1.5.1 膜片弹簧离合器的结构 . 4 1.5.2 膜片弹簧离合器的优点 . 5 1.6 方案选择 . 6 2 主要零部件的结构设计要求 . 6 2.1 摩擦片的设计要求 . 6 2.2 膜片弹簧的设计 . 7 2.3 压盘的设计 . 7 2.4 从动盘的设计 . 7 2.5 离合器盖的设计 . 7 3 设计计算说明书 . 8 3.1 离合器设计技术参数 . 8 3.2 离合器基本性能关系式 . 8 3.3 后备系数的选择 . 9 3.4 摩擦片外 径 D、内径 D和厚度 B . 9 3.5 小结 . 11 4主动部分设计 . 11 4.1 压盘设计 . 11 4.1.1 压盘传力方式的选择 . 11 4.1.2 压盘的几何尺寸的确定 . 11 段振东：膜片弹簧离合器的设计 2 4.2 离合器盖的设计 . 12 4.3 传动片设计 . 13 4.4 小结 . 14 5从动部分设计 . 14 5.1 摩擦片设计 . 14 5.2 从动盘毂的设计 . 15 5.3 从动片设计 . 17 5.4 操纵机构 . 17 5.4.1 离合器踏板行程计算 . 18 5.4.2 踏板力的计算 . 19 5.4.3 从动轴的计算 . 20 5.4.4 分离轴承的寿命计算 . 20 5.5 小结 . 21 6 扭转减振器设计 . 21 6.1.扭转减振器的功能 . 21 6.2 扭转减振器的结构类型的选择 . 21 6.3 扭转减振器参数的确定 . 22 6.4 减振弹簧的尺寸确定 . 25 7膜片弹簧设计 . 26 7.1 膜片弹簧的概念 . 26 7.2 膜片弹簧基本参数的选择 . 27 7.3 膜片弹簧的弹性特性 . 28 7.4 膜片弹簧的强度计算 . 31 7.5 小结 . 33 8标准化审核报告 . 33 8 1产品图样的审核 . 33 8 2产品技术文件的审查 . 33 山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 3 8.3 标准间的使用情况 . 34 8.4 审查结论 . 34 9 使用说明书 . 34 10谢辞 . 35 11参考文献 . 36 山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 1 膜片弹簧 离合器的设计 绪论 1.1 概述 对于内燃机汽车来说，离合器在机械传动系 中作为一个独立的总成而存在，它是汽车传动系中直接与发动机相连接所 总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦式离合器主要依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分 （发动机飞轮、离合器盖和压盘）、 从动部分 （ 从动盘 ） 、 压紧机构 （ 压紧弹簧 ） 和操纵机构 （ 分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等 ） 等四部分 组成 。 主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。 在早期研发的离合器中，锥形离合器最为成功。近来，人们对离合器的要求越来越高，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合 器的发展趋势。随着汽车发动机转速、功率不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。 1.2 设计任务书 离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内， 用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行驶过程中，驾驶员可根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。 能按工作 需要随时将主动轴与从动轴接合或分离的机械零件。可用来操纵机器传动系统的起动、停止、变速及换向等。 在设计过程中应满足以下要求： （ 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，离合器的摩擦段振东：膜片弹簧离合器的设计 2 力矩（cT）应大于发动机最大扭矩（maxeT）； （ 2） 接合平顺、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。 （ 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，使离合器正常工作。 1.3 功用 （ 1） 保证汽车平稳起步 起步前汽车处于静止状态，如果发动机与变速箱是刚性连接的，一旦挂上档，汽 车将由于突然接上动力突然前冲，不但会造成机件的损伤，而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生的巨大惯性力，使发动机转速急剧下降而熄火。如果在起步时利用离合器暂时将发动机和变速箱分离，然后离合器逐渐接合，由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着滑磨的现象，可以使离合器传出的扭矩由零逐渐增大，而汽车的驱动力也逐渐增大，从而让汽车平稳地起步。 （ 2） 便于换档 汽车行驶过程中，经常换用不同的变速箱档位，以适应不断变化的行驶条件。如果没有离合器将发动机与变速箱暂时分离，那么变速箱中啮合的传力齿轮会因载荷 没有卸除，其啮合齿面间的压力很大而难于分开。另一对待啮合齿轮会因二者圆周速度不等而难于啮合。即使强行进入啮合也会产生很大的齿端冲击，容易损坏机件。利用离合器使发动机和变速箱暂时分离后进行换档，则原来啮合的一对齿轮因载荷卸除，啮合面间的压力大大减小，就容易分开。而待啮合的另一对山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 3 齿轮，由于主动齿轮与发动机分开后转动惯量很小，采用合适的换档动作就能使待啮合的齿轮圆周速度相等或接近相等，从而避免或减轻齿轮 间的冲击。 （ 3） 防止传动系过载 汽车紧急制动时，车轮突然急剧降速，而与发动机相连的传动系由于旋转的惯性，仍保持原有转速，这往往会在传动系统中产生远大于发动机转矩的惯性矩，使传动系的零件容易损坏。由于离合器是靠摩擦力来传递转矩的，所以当传动系内载荷超过摩擦力所能传递的转矩时，离合器的主、从动部分就会自动打滑，因而起到了防止传动系过载的作用。 1.4 离合器的工作原理 （ 1） 压盘和盖总成未与飞轮紧固状态 （见 图 4-1） 当离合器盖未固定到飞轮上时，此时离合器盖与飞轮的安装面有一个距离 L，膜片弹簧不受力， 处于自由状态，因此，压盘和从动片没有受到轴向压力，故发动机的扭矩无法传递到变速器输入轴。 （ 2） 离合器接合状态（见图 4-2） 当离合器盖紧压在飞轮的端面上，钢丝支承圈压膜片弹簧使之弹性变形，膜片弹簧对压盘产生压紧力，从动盘被夹紧在压盘与飞轮之间，发动机的扭矩可以传递到变速器输入轴。 （ 3） 离合器分离状态（见 图 4-3） 踩下踏板，通过操纵机构使分离轴承左移，则膜片弹簧以钢丝支承圈为支点转动（即膜片弹簧外翻），压盘的压紧力被解除。 同时，压盘在已处于弹性变形的三组传动片和分离钩的向后拉力共同作 用下被拉离从动盘 ，从动盘被松开，离合器处于分离状态。此时，仅离合器主动部分随发动机旋转，而离合器从动盘不旋转，发动机的扭矩不能传递到变速器输入轴。 段振东：膜片弹簧离合器的设计 4 4 1 4-2 4-3 1.5 膜片弹簧离合器的结构及其优点 1.5.1 膜片弹簧离合器的结构 膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成 。 1、离合器盖 山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 5 离合器盖一般为 120 或 90 旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮联结在一起。离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。 2、膜片弹簧 膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周表面上开有许多均布的长径向槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形窗孔，可以穿过支承铆钉，这部分称之为分离指 ； 从窗孔底部至弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。 3、压盘 压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连。压盘 靠近外圆周处有断续的环状支承凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。 4、传动片 离合器接合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动 ； 在离合器分离时，压盘相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作均由传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转 ； 在离合器分离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。 5、分离轴承总成 分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成 。分离轴承在工作时主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。目前国产的汽车中多使用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温铿基润滑脂，其端面形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。 1.5.2 膜片弹簧离合器的优点 膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点： 1、膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性 ； 2、膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，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，弹簧压紧力 降低很少，性能较稳定 ； 4、膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均段振东：膜片弹簧离合器的设计 6 匀 ； 5、易于实现良好的通风散热，使用寿命长 ； 6、膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。 1.6 方案选择 本车设计采用单片膜片弹簧离合器。本车采用的摩擦式离合器是因为其结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。而采用干式离合器是因为湿式离合器大多是多盘式离合器，用于需要传递较大转矩的离合器，而该车型不在此列。采用膜片弹簧离合器是因为膜片弹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，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可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的，因此其压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，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；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，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水 平也在不断地提高，因而这种离合器在轿车及微型、轻型客车上已得到广泛的采用，而且逐渐扩展到载货汽车上。从动盘选择单片式从动盘是一位其结构简单，调整方便。压盘驱动方式采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求又有利于压盘定中。选择拉式离合器是因为其较拉式离合器零件数目更少 ， 结构更简化 ， 轴向尺寸更小 ，质量更小；并且分离杠杆较大 ， 使其踏板操纵力较轻。 综上本次设计选择单片拉式膜片弹簧离合器。 2 主要零部件的结构设计 要求 2.1 摩擦片的设计 要求 摩擦系数稳定 、 工作温度、单位压力的变化对其影响要 小，有足够的机械强度和耐磨性；热稳定性好，磨合性好，密度小；有利于结合平顺，长期停放离合器摩擦片不会粘着现象的。综上所述，选择石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物、粘结山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 7 剂（树脂或硅胶）和特种添加剂热压制成，其摩擦系数为 0.25 0.3，密度小，价格便宜，多年来在汽车离合器上使用效果良好。同时，摩擦片从动钢片用铆钉连接，连接可靠，更换摩擦片方便，而且适宜在从动钢片上装波形弹簧片以获得轴向弹性 。 2.2 膜片弹簧的设计 膜片弹簧使用优质高精质钢， 用优质弹簧钢板制成， 形状为蝶形，开有径向切槽，切槽内端连通， 外端为圆孔，两个切槽之间钢板形成一个弹性杠杆 ，既是压紧弹簧，又是分离杠杆。 其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料为 60SiMnA。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行调质处理，得具有高抗疲劳能力的回火索氏体。要防止膜片内缘离开，同时对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持 1412 小时），使其高压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，可提高弹簧的疲劳寿命。同时，为 提高分离指的耐磨性，对其进行局部高频淬火式镀铬。采用乳白镀铬，如 膜片弹簧 许用应力可取为 1500 1700N/mm2。 2.3 压盘的设计 压盘的材料选用 HT20-40铸造制成。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 M8 12mm 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。 2.4 从动盘的设计 扇形波状弹簧两两对置铆接于 从动钢片上，两侧在铆接摩擦片，铆钉都采用铝制埋头铆钉，摩擦衬面在铆接后腰磨削加工，使其工作表面的不平度误差小于 0.2mm，从动盘本体采用 45 号钢冲压加工得到，为防止其弯曲变形而引起分离不彻底，一般在从动盘本体上设径向切口。 2.5 离合器盖的设计 离合器盖的膜片弹簧支撑处须具有较大的刚度和较高的尺寸精度，压盘高度（丛承段振东：膜片弹簧离合器的设计 8 压点到摩擦面的距离）公差要小，支撑环和支撑铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性好，膜片弹簧的支撑形式采用铆钉作支承时，如果分离轴承与曲轴中心线不同心，可引起铆钉的过度磨损。提高铆钉硬度的套筒和支承与曲轴中心线不同心，亦可引起铆钉的过度。提高铆钉硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的结构措施，采用 10钢材材料、 HRc40-50。 3 设计计算说明书 3.1 离合器设计 技术参数 表 3-1 离合器原始数据 车型 夏利 汽车的质量 1300kg 汽车最大加载质量 600 kg 发动机最大转速 3600r/min 发动机最大扭矩 180N.m 发动机最大功率 68KW 主减速比 3 38 汽车最大时速 180 km/h 3.2 离合器基本性能关系式 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机最大转矩maxc，离合器的静摩擦力矩c应大于发动机最大转矩maxc，而离合器传递的摩擦力矩c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 mNRZ fPercc max （ 3.1） 式中 ： 离合器的后备系数，见下表 3 2。 f 摩擦系数，计算时一般取 0.25 0.30。 该车型发动机最大转矩 maxc 为 180N m， 取后备 系数 为 1.5 可得离合器的静摩擦力矩 c 180 1.5 270N m 山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 9 3.3 后备系数的选择 后备系数是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠地传递 发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。乘用车选择： 1.20 1.75 ， 本次设计 取 = 1.5。 表 3-2 离合器后备系数的取值范围 车型 后备系数 乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车 1.20 1.75 最大总质量为 6 14t 的商用车 1.50 2.25 挂车 1.80 4.00 3.4 摩擦片外径 D、内径 d 和厚度 b 摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。 显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。 发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩来确定 D 时，可以查表 3-3 来确定摩擦片外径 D 的尺。 表 3-3 离合器尺寸选择参数表 摩擦片外径 D/mm 发动机最大转矩 Te max/N m 单片离合器 双片离合器 重负荷 中等负荷 极限值 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 段振东：膜片弹簧离合器的设计 10 所选的尺寸 D 应符合有关标准 (JB1457-74)的规定。表 3-2 给出了离合器摩擦片的尺寸系列和参数。 摩擦片的外径可 由 式 :maxeD TKD （ 3.2） 求得 DK为直径系数，取值见表 3-4 取DK 14.6 得 D=240mm。 表 3-4 直径系数的取值范围 车型 直径系数DK 乘用车 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 的商用车 22.5 24.0 根据离合器摩擦片的标准化、 系列化原则，根据下表 3-5“离合器摩擦片尺寸系列和参数”（即 GB1457 74） 表 3-5 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 /D mm 内径 /d mm 厚度 /h mm 内外径之比/dD 单位面积2/F mm 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 300 175 3.5 0.583 46600 325 190 3.5 0.585 54600 可取：摩擦片有关标准尺寸 ： 外径 D=250 内径 d=155 厚度 h=3.5 内径与外径比值 C=0.6 2 单面面积 F=30200mm2 山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 11 3.5 小结 本 部分 对离合器的摩擦片进行了设计选择，确定了离合器摩擦片的外径尺寸，对以后其他多个部件总成的外形尺寸选择起了决定作用。通过对摩擦片这个零件的设计选择，还可以间接确定离合器的外形尺寸等。 4 主动部分设计 4.1 压盘设计 4.1.1 压盘传力方式的选择 压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连 接 应允许压盘在离合器的分离过程中能自由的沿轴向移动。如前面所述 采用传动片式的传力方式。由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。 4.1.2 压盘的几何尺寸的确定 由于摩擦片的 尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。 压盘外径 D=230 压盘内径 d=145 那么压盘的的尺寸归结为确定其厚度。压盘的厚度确定主要依据以下两点： （ 1） 压盘应有足够的质量 在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而每次 结合的时间又短（大约在 3 秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。 由 于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞 轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量以吸收热量。 段振东：膜片弹簧离合器的设计 12 （ 2） 压盘应具有较大的刚度 压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压 紧。 鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚 ，但一般不小于 10 在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为 20 。 在初步确定该离合器压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，其接合一次的温升不得超过 8 10。若温升过高可以适当增加压盘的厚度。 压盘的厚度初步确定后，应校核离合器一次接合的温升不应超过 8 10 温升 的校核按式为： =L/mc （ 4.1） 式中： 传到压盘的热量所占的比率。对单片离合器， =0.5； m 压盘的质量， kg； c 压盘的比热容，铸铁的比热容为 kgJ /(4.481 )； L 滑磨功， J。 若温升过高，可适当增加压盘的厚度。压盘单件的平衡精度应不低于 1520gcm。 选择压盘厚度为 20mm， 外径 230mm，内径 145mm。 代入公式（ 4.1）进行校核计算， =6.732 符合标准 2， 3。 4.2 离合器盖的设计 离合器盖一般都与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩。此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。因此，在设计中应注意以下几个问题： （ 1） 离合器的刚度 离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档 ） （如 08 钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。 山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 13 （ 2） 离合器的通风散热 为了加强离合器的冷却 ， 离合器盖必须开有许多通风窗口，通常在离合器压紧弹簧座处开有通风窗口。 （ 3） 离合器的对中问题 离合器盖内装有分离杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件，因此它相对于 飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离 合器的平衡，严重影响离合器的工作。 离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中。 4.3 传动片设计 压盘与飞轮通过弹性传动片连接时，则传动片应进行拉伸应力的强度校核；若通过凸块一窗孔、传力销或键连接时，则应进行挤压应力的强度校核： RzFTe /m axj （ 4.2） 式中 ： 考虑发动机转矩maxeT分配到压盘上的比例系数，单片离合器取 5.0 ； R 力的作用半径 (见图 4.1)， m； z 工作元件 (例凸块一窗孔、传动销、键 )的数目 ，这里取 3 组每组 4 片； F 接触面积， mm2，这里取长为 65mm，宽为 20mm，所以 F=1300 mm2 。 计算得j=15.22 符合标准 5。 段振东：膜片弹簧离合器的设计 14 1-传力装置； 2-分离杠杆中间支承； 3-支承叉； 4-调整螺母 图 4.1 压盘及分离杠杆计算用图 4.4 小结 本部分 对离合器主动件进行了设计、计算、选择及校核。主动件包括离合器盖、压盘等。这些部件都是给离合器传递扭矩的部件，他们共同的特点是都要有良好的散热能力，有能有效把在主动部分的热传递出去的能力。这些部件总成都是符合标准的部件，经过严格的校核计算，可以符合使用的标准，满足使用的需要。 5 从动部分设计 5.1 摩擦片设计 离合器 摩擦 片在离合器接合过程中将遭到严 重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求面片应有下列一些综合性能： 1、在工作时有相对较高的摩擦系数； 2、在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，步希望出现，摩擦系数衰退现象； 3、在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的耐磨性能； 4、能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好的性能； 山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 15 5、能抵抗高转速下大的离心力载荷而不破坏； 6、在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度； 7、具有小的转动惯量，材料加工性能良好； 8、在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮等有良好的兼容摩擦性能 ； 9、摩擦副对偶面有高度的溶污性能，不易影响它们的摩擦作用； 10、具有良好的性能 /价格比，不会污染环境。 鉴于以上各点，近年来，摩擦材料的种类增长极快。挑选摩擦材料的基本原则是： 1、满足较高性能标准； 2、成本最小； 3、考虑代替石棉。 本 设计 离合器摩擦片选用金属陶瓷材料。它是由金属机体、陶瓷成分和润滑剂组成的一种多元复合材料。金属基体的主要作用是以机体接合方式将陶瓷成分和润滑剂保持其中，形成具有一定机械强度的整体；陶瓷 组分主要起摩擦剂作用；而润滑剂组分则主要起提高材料抗咬合性和抗 粘性的润滑作用，并使 摩擦副工作平稳。润滑剂组分和陶瓷组分一起共同形成金属陶瓷摩擦磨损性能调节剂。 这种材料能很 好的的完成上边提到的各种要求，所以选择这种材料。 摩擦片的尺寸参数在 3.4 中已经查表得出，不再叙述 6。 5.2 从动盘毂的设计 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎 受 承由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径 D与发动机的最大转矩maxeT由表 5.1 选取： 一般取 1.0 1.4 倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用碳钢 ，并经调质处理，表面和心部硬度一般 26 32HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采 用 镀铬工艺；对减振弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。 段振东：膜片弹簧离合器的设计 16 表 5.1 花健的的选取 摩擦片的外径 D /mm maxeT/N.m 花健尺寸 挤压应力 c/MPa 齿数 n 外径 D /mm 内径 d /mm 齿厚 t /mm 有效齿长 l /mm 160 49 10 23 18 3 20 9 8 180 69 10 26 21 3 20 11 6 200 108 10 29 23 4 25 11 1 225 150 10 32 26 4 30 11 3 250 196 10 35 28 4 35 10 2 280 275 10 35 32 4 40 12 5 300 304 10 40 32 5 40 10 5 325 373 10 40 32 5 45 11 4 350 471 10 40 32 5 50 13 0 花键尺寸选定后应进行挤压应力j ( MPa)及剪切应力 j ( MPa)的强度校核： M Pazn ldD jej 30822 m a x （ 5.1） M P azn lbdD jej 154 m ax （ 5.2） 式中 ： D ， d 分别为花键外径及内径， mm； n 花键齿数； l ， maxe 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 Z=1 maxe 发动机最大转矩， N mm。 从动盘毅通常由 40Cr ， 45 号钢、 35 号钢锻造，并经调质处理， HRC28 32。由表 5.1选取得： 花键齿数 n=10； 花键外径 D=32mm； 花键内径 D=26mm； 山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 17 键齿宽 b=4mm； 有效齿长 l=30mm； 挤压应力 =11.3MPa； 校核j=19.342MPa； j=8.324MPa 符合强度得要求 。 5.3 从动片设计 从动片通常用 1.3 2.0mm 厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至0.65 1.0mm，以减小其转动惯量。从动片的材料与其结构型式有关，整体式即不带波形弹簧片的从动 片，一般用高碳钢 (50 或 85 号钢 )或 65Mn 钢板，热处理硬度 HRC3848；采用波形弹簧片的分开式 (或组合式 )从动片，从动片采用 08 钢板，氰化表面硬度HRC45，层深 0.2 0.3mm； 波形弹簧片采用 65Mn 钢板，热处理硬度 HRC43 51。 5.4 操纵机构 汽车离合器操纵机构是驾驶员用来控制离合器分离又使之柔和接合的一套机构。它始于离合器踏板，终止于离合器壳内的分离轴承。由于离合器使用频繁，因此离合器操纵机构首先要求操作轻便。轻便性包括两个方面，一是加在离合器踏板上的力不应过大，另一方面是应有踏板形成 的校正机构。离合器操纵机构按分离时所需的能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等。 离合器操纵机构应满足的要求是 3： （ 1）踏板力要小，轿车一般在 80 150N 范围内，货车不大 于 150 200N； （ 2）踏板行程对轿车一般在 15080 mm 范围内，对货车最大不超过 180mm； （ 3）踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可复原 ； （ 4）应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏 ； （ 5）应具有足够的刚 度 ； （ 6）传动效率要高 ； （ 7） 发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。 机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式，杠传动结构简单，工作可靠，但是机械效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系，段振东：膜片弹簧离合器的设计 18 布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。 本次设计的普通轮型离合器操纵机构，采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点： （ 1） 液压式操纵 机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂踏板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉； （ 2） 可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷，正由 于液压式操纵有以上的优点，故应用日益广泛，离合器液压操纵机构由主缸、工作缸、管路系统等部分组成。 1202 a mm， 501 a mm， 1352 d mm， 671 d mm 502 c mm， 4.211 c mm， 501 b mm， 952 b mm 5.4.1 离合器踏板行程计算 踏板行程 S 由自由行程 1S 和工作行程 2S 组成： 2111222212021 dba dbaccSZSSSS f （ 5.3） 式中，fS0为分离轴承的自由行程，一般为 0.35.1 mm，取 5.10 fSmm；反映到踏板上的自由行程 1S 一般为 3020 mm； 1d 、 2d 分别为主缸和工作缸的直径； Z 为摩擦片面数； S 为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片： 30.185.0 S mm，取2.1S mm； 1a 、 2a 、 1b 、 2b 、 1c 、 2c 为杠杆尺寸。 得： 131S mm， 77.271 S mm，合格。 山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 19 c1c2S 0fb1b2d2d1a1a2S 图 5.1 液压操纵机构示意图 5.4.2 踏板力的计算 踏板力为 sf FiFF （ 5.4） 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，2111122222dcbadcbai ； 为机械效率，液压式： 9080 %，机械式： 8070 %；sF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。 30.3467 F N，26.43i ， 80 %；则 19.100fF N 合格。 分离离合器所作的功为 SZFFW L )(5.0 1 式中， 1F 为离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力， 32.108351 F N，则 45.21LW J 段振东：膜片弹簧离合器的设计 20 合格。 5.4.3 从动轴的计算 1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确定轴的直径 3 nPAd 式中， A 为由材料与受载情况决定的系数，见表 5.2: 取 100A ， n 为轴的转速， 年 n=3600r/min，则 d=26.63mm，取 36d mm。 表 5.2 轴常用几种材料的 及 A 值 轴的材料 Q235-A， 20 Q275， 35 （ 1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn 38SiMnMo,3Cr13 aMP/ 15 25 20 35 25 45 35 56 A 149 126 135 112 126 103 112 97 取 100A ， n 为轴的转速， 年 n=3600r/min，则 d=26.63mm，取 36d mm。 5.4.4 分离轴承的寿命计算 分离轴承的参数 表 3-14 分离轴承参数表 型号 Cr pf n 7014C 48.2KN 1.2 3 3600r/min 则由下式： )(6010 6 PCnL h rpFfP 得： 49113hL h 山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 21 5.5 小结 本 部分 对离合器从动盘各部件总成进行了设计计算及校核。从动盘包括摩擦片、扭转减振器、波形弹簧、从动盘毂及其他一些起紧固、传递力作用的零件。考 虑了其各方面的要求及特征，改进了原零件的一些设计方案和材料，使整体效果更好一些。并能提高离合器本身的使用寿命及汽车的舒适性等。 6 扭转减振器设计 6.1.扭转减振器的功能 为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性一阻尼装置，它就是装在离合器从动盘上的扭转减振器。其弹性元件用来降低传动系前端的扭转刚度，降低传动系扭振系统三节点振型的固有频率，以便将较为严重的扭振车速移出常用车速范围(当然，在实际中要做到这一点是非常困难的 )；其阻尼元件用来消耗扭振能量，从而可有效地降低传动系的共振载荷、非共振载荷 及噪声 7。 6.2 扭转减振器的结构类型的选择 图 6.1 给出了几种扭转减振器的结构图，它们之间的差异在于采用了不同的弹性元件和阻尼装置。采用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器 (见图 4.1a-d)得到了最广泛的应用。在这种结构中，从动片和从动盘毅上都开有 6 个窗口，在每个窗口中装有一个减振弹簧，因而发动机转矩由从动片传给从动盘毅时必须通过沿从动片圆周切向布置的弹簧，这样即将从动片和从动盘毅弹性地连接在一起，从而改变了传动系统的刚度。当6 个弹簧属同一规格并同时起作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。这种具有线 性特性的扭转减振器，结构较简单，广泛用于汽油机汽车中。当 6 个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进人工作时，则称为两级或三级非线性扭转减振器(图 4.1e 为三级的 )。这种非线性扭转减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。柴油机的怠速旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮轮齿问的敲击。为此，可使扭转减振器具有两级或三级非线性弹性特性。第一级刚度很小，称怠速级，对降低变速器怠速噪声效果显著。线性扭转减振器只能在一种载荷工况 (通常为发动机最段振东：膜片弹簧离合器的设计 22 大转矩 )下有效地工作，而三级非线性扭转减振器的弹性特 性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围，这有利于避免传动系共振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声。 采用空心圆柱形见 (图 4.1f)或星形等其他形状的橡胶弹性元件的扭转减振器，也具有非线性的弹性特性。虽然其结构简单、橡胶变形时具有较大的内摩擦，因而不需另加阻尼装置，但由于它会使从动盘的转动惯量显著增大，且在离合器热状态下工作需用专门的橡胶制造，因此尚未得到广泛采用。 减振器的阻尼元件多采用摩擦片，在 (图 4.1a)的结构中阻尼摩擦片的正压力靠从 1-从动片； 2-从动盘毂； 3-摩擦片； 4-减振 弹簧； 5-碟形弹簧垫片； 6-压紧弹簧； 7-减振盘； 8-橡胶弹性元件 图 6.1 减振器结构图 动片与减振盘间的连接铆钉建立。其结构虽简单，但当摩擦片磨损后，阻尼力矩便减小甚至消失。为了保证正压力从而阻尼力矩的稳定，可加进碟形弹簧 (图 4.1c， d)，同时采用不同刚度的碟形弹簧和圆柱螺旋压簧分别对两组摩擦片建立不同的正压力 (图4.1d)，就可实现阻尼力矩的非线性变化。 6.3 扭转减振器参数 的 确定 1、扭转减振器的角刚度 减振器 扭转 角刚度 Ca 决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸 ，按下列公式初选山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 23 角刚度 Ca 13Tj （ 6.1） 式中 ： Tj为极限转矩，按下式计算 Tj=（ 1.5 2.0） Temax （ 6.2） 式中 ： 2.0 适用 乘 用车， 1.5 适用 商 用车，本设计为商用车，选取 1.5，maxeT为 发 动机最大扭矩，代入数值得 Tj=380， Ca 7273.5 本设计初选 Ca=7000N m/raD。 2、扭转减振器最大摩擦力矩 由于减振器扭转刚度 Ca 受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T 。一般可按下式初选为 T=（ 0.06 0.17） Temax （ 6.3） 取 T=0.15Temax，本设计按其选取 T=28.5N m。 3、扭转减振器的预紧力矩 减振弹簧安装时应有一定的预紧。这样，在传递同样大小的极限转矩它将降低减振器的刚度，这是有利的，但预紧力值一般不应该大于摩擦力矩否则在反向工作时，扭转减振器将停止工作。 一般选取 T预=（ 0.05 0.15） Temax=19 N m。 （ 6.4） 4、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 R1 =（ 0.60 0.75） d/2 （ 6.5） 结合 5020 Rdmm，得 R1 取 50mm， 则 R1 /d/2=0.65。 其中 d 为摩擦片内径，代入数值，得 R1 =50mm。 5、扭转减振器弹簧 数目 可参考表 6.1 选取，本设计 D=250mm，故选取 Z=6。 段振东：膜片弹簧离合器的设计 24 表 6.1 减振弹簧的选取 离合器摩擦片外径 D 减振弹簧数目 Z 225 250 4 6 250 325 6 8 325 355 8 10 350 10 以上 6、扭转减振器减振弹簧的总压力 当限位弹簧与从 动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大 Tj P总=RTj1 （ 6.6） 式中 ： P总的计算应按 Tj的大者来进行 P总=678.57N。 每个弹簧工作压力 PP Z 总 （ 6.7） =169.64N。 7、 从动片相对从动盘毂的最大转角 2 a r c s i n 2la R （ 6.8） =4.52 8、 限位销与从动盘缺口侧边的间隙 2sin aR （ 6.9） 式中 ： R2 为限位销的安装半径， 一般为 2.5 4mm。本设计取 =3。 9、 限位销直径 限位销直径 d 按结构布置选定，一般 d =9.5 12mm，本设计取 d =11。 10、 从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸 为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些， 如图 6.2 所示。 山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 25 图 6.2 从动盘窗口尺寸简图 一般推荐 A1-A=a=1.4 16mm。这样，当地面传来冲击时，开始只 有部分弹簧参加工作，刚度较小，有利于缓和冲击。本设计取 a=1.5mm， A=25mm， A1=26.5 6.4 减振弹簧的尺寸确定 在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定 减振弹簧设计的相关尺寸。 弹簧的平均直径2D：一般由结构布置决定，通常选取2D=11 15 左右。本设计选取2D=12。 弹簧钢丝直径： 231 8PDd （ 6.10） 式中 ： 扭转许用应力 =550 600MPa， 算出1d后应该圆整为标准值，一 般 为 3 4mm左右。代入数值，得1d=3.398，符合上述要求。 8 减振弹簧刚度 ： 211000acc Rz （ 6.11） =200.9N/mm 减振弹簧的有效圈数 ： i = CGDd32418 （ 6.12） 式中 ： G 为材料的扭转弹性模数，对钢 G =83000N/mm2，代入数值，得 i =3.984。 段振东：膜片弹簧离合器的设计 26 减振弹簧的总圈数 1 .5 2ni =5.98。 减振弹簧在最大工作压力 P 时最小长度 ： m in 1L n d （ 6.13） 11.1dn=22.37 式中 ：10.1d =0.337 为弹簧圈之间的间隙。 减振弹簧的总变形量 ： Pl c （ 6.14） =3.51 减振弹簧的自由高度 ： 0 minl l l （ 6.15） =25.88 减振弹簧的预变形量 ： Tl预1czR （ 6.16） =0.21 减振弹簧安装后的工作高度 ： 0l l l （ 6.17） =24.13 7 膜片弹簧设计 7.1 膜片弹簧的概念 膜片弹簧的大端处为一完整的截锥，类似无底的碟子，和一般机械上用的碟形弹簧一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。与碟形弹簧不同的是在膜片弹簧上还有径向开槽部分，形成许多称为分离指、起分离杠杆作用的弹性杠杆。分离指与碟簧部分小端交接处的径向槽较宽且呈长方孔，分离指根部的过渡圆角半径应山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 27 大于 4.5mm，以减少分离指根部的应力集中，长方孔又可用来安置销钉固定膜片弹簧 。 7.2 膜片弹簧基 本参数的选择 1、膜片弹簧原始内截锥高与弹簧片厚度比的选择 此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用 H/ h 对弹簧特性的 影响正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽 车的膜片弹簧离合器多取： 1.6H/h 2的要求。 选取1=3.5mm， 2 =10mm；er=90mm，其满足2 err的要求 17， 18， 19。 7、支承圈平均半径和膜片弹簧与压盘的接触半径 支承圈平均半径 1r 与 膜片弹簧与压盘的接触半径 1R 的取值将影响膜片弹簧的刚度。1r 应略大于 r 且尽量接近 r； 1R 应略小于 R 且尽量接近于 R。 7.3 膜片弹簧的弹性特性 膜片弹簧的弹性特性是由其碟簧部分 所决定，是非线性的，与自由状态下碟簧部分山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 29 的内锥高 H 及弹簧的钢板厚 h 有关。不同的 H/h 值有不同的弹性特性 (见图 5.1)。当(H/h) 2 时 ， P 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)= 2 ，特性曲线上有一拐点，若 (H/h)=1.5 2 ，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 2 H/h)2 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 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 9， 10， 11。 1- 2/ hH 2- 2/ hH 3- 22/2 hH 4- 22/ hH 5- 22/ hH 碟形弹簧当其大、小端部承受压力时，载荷 P与变形 之间有如下关系： 222 2)1( hHHAREh （ 7.1） 式中 ： E 弹性模量，对于钢： E=21 X 104MPa 波桑比，钢材料取 =0. 3； h 弹簧钢板厚度， mm； H 碟簧的内截锥高， mm； R 碟簧大端半径， mm； A 系数， mmm 1ln6 段振东：膜片弹簧离合器的设计 30 m 碟簧大、小端半径之比， m=R/r。 汽车离合器膜片弹簧在实际安装中的支承点如图 4-10 所示。 （ a） 自由状态；（ b）结合状态；（ c）分离状态 图 5.2 膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形 111111RrRrRrPPRr (7.2) 经过整理式 （ 5.1）可得如下关系式： 321 1 1 13 2 9 2 1 6 4 4 5 6 3P （ 7.3） 利用式（ 5.3）可绘制出膜片弹簧的1P1特性曲线，如图 5.3 所示。 图 5.3 膜片弹簧特性曲线 1 21212 1 1 1 11 1 1l n /261 fE h R r R r R rP H H hR r R rR r r r （ 7.4） 式（ 7.2）即为分离轴承推力2P与膜片弹簧变形1的关系式。将（ 7.5）与（ 7.6）代入（ 7.4）中， 山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 31 1211ffrrRr （ 7.5） 11211 fRrPPrr （ 7.6） 可得到2P与2的关系式（ 5.7），式中fr为 分离 轴承作用半径 fr=25mm 322 2 2 26 5 4 1 8 8 6 2 （ 7.7） 7.4 膜片弹簧的强度计算 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 7.2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： xeyaxEt 21 2 （ 7.8） 式中 ： 碟簧部分子午截面的转角， rad； a 膜片弹簧自由状态时的圆锥底角， rad； 图 7.2 中性点 O 为坐标原点在子午截面处建立 x-y 坐标系 e 中性点 O 的半径， mm； )/ln( rR rRe 。 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 ： 段振东：膜片弹簧离合器的设计 32 Ee1XE12Y t2t2t （ 7.9） 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 0t 时 X)2(Y ，因为 )2( 的值很小，我们可以将 )2( 看成)2(tg ，由上式可写成 X)2(tgY 。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点O 而与 X 轴承 )2( 角的直线上。从式（ 3.16）可以看出当 eX 时无论取任何值，都有 e)2(Y 。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 代入（ 3-17）式有： 2221 22 hdrereretB （ 7.10） 令 0dBd t 可以求出切向压应力达极大值的转 角 re2 hP 由于： 55.105)94/118ln ( 94118)ln ( rR rRemm 所以： 38.0P ， -2047.39tBN/mm2 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： 2r 2frB hbnFrr6 （ 7.11） 式中 n 分