毕设膜片弹簧离合器设计.docx

西华大学毕业设计说明书 目 录摘要3Abstract31 前言42 离合器基本参数和尺寸的确定62.1 对标车型及其发动机参数62.2摩擦片外径及其他尺寸的确定62.3 离合器后备系数的确定82.4 摩擦面上单位压力P0的确定82.5 离合器基本参数的约束条件103 离合器从动盘总成的设计123.1 离合器从动盘总成的设计123.2 摩擦片的设计123.2.1 摩擦片材料的选取123.2.2 摩擦片铆钉的校核123.2.3 摩擦片上开槽尺寸的设计133.3 从动盘毂的设计143.4 扭转减震器的设计153.4.1 扭转减震器基本参数的确定153.4.2 扭转减震弹簧尺寸的计算173.4.3 限位销的计算184 膜片弹簧的设计与计算194.1 膜片弹簧的特点及弹性特性194.2 膜片弹簧主要参数的选择204.2.1 H/h 的比值及h的确定204.2.2 R/r 的比值及R、r的确定204.2.3 圆锥底角的确定204.2.4 膜片弹簧的工作点位置的确定214.2.5 膜片弹簧分离指数目n的选取224.2.6 膜片弹簧分离轴承的作用半径rf以及小端半径r0的确定224.2.7 膜片弹簧切槽半径re和宽度1、2的确定224.2.8 支撑环的加载半径r1及压盘加载半径R1的确定224.2.9 初步获得膜片弹簧的各个尺寸234.2.10 检验得到的尺寸是否符合设计约束条件234.2.11 膜片弹簧强度的计算与校核254.2.12 膜片弹簧的生产和工艺要求265 离合器盖和压盘的设计275.1 压盘的设计与校核275.1.1 压盘的几何尺寸及传力定中方式的确定275.1.2 压盘温升的校核275.2 传力片的设计和校核285.3 离合器盖的设计296 操纵机构的设计计算306.1 操纵机构尺寸参数的确定306.2 踏板行程和踏板力的校核307 运用Solidworks对离合器进行三维建模327.1 Solidworks软件简介327.2 离合器主要零件的建模337.3 离合器的装配图及爆炸图428 结论48总结与体会49谢辞50参考文献51附录52轻型货车膜片弹簧离合器设计摘 要离合器是汽车底盘传动系中的一个重要的总成,它对发动机的动力有效可靠的传递与切断起着至关重要的作用。本设计是基于江淮好运的一款轻卡做了相应的膜片弹簧离合器的设计，其发动机是扬柴YZ4D系列的YZ4DC1-40型号发动机。本设计包括离合器基本参数的选择、计算、校核、三维建模及装配、绘制零件图和装配图等内容。设计过程中对一些零件的各种设计方案以及材料的选择做了比较，根据膜片弹簧离合器设计原则对其进行了取舍。在设计过程中，用Visual Basic对膜片弹簧的特性和参数进行了计算，用Solidworks对各个零件进行了三维建模和装配，用AutoCAD进行了零件图和装配图的绘制。关键词：轻型货车，膜片弹簧离合器，建模，设计Light truckdiaphragm springclutch designAbstractThe clutchis an important part ofthe automobile chassisin the transmission system, It plays a vital role in engine power efficient and reliable delivery and cutting. This design is based on JAC luck of a light truck for design of diaphragm spring clutch, its eng engine is YZ4DC1-40 engine. The design includes the selection of basic parameters of clutch, calculation, checking, three-dimensional modeling and assembly, parts drawing and assembly drawing etc. Thecomparison of variousdesign schemesfor someparts of the design processand material selection, According to the principle of the design of the diaphragm spring clutch a final selection has been made. During the process of design,the diaphragm springscharacteristics andparameters were calculatedby using VisualBasic, The3D modelingand assemblyof various parts forSolidworks, using AutoCADtodraw the part drawingand assembly drawing.Key words：Light truck, Diaphragm spring clutch, Modeling, Design1 前言离合器是汽车底盘传动系中的重要总成，位于汽车发动机飞轮和变速箱之间。在汽车的行驶过程中驾驶员通过操纵离合器使发动机的动力能够有效可靠的传与切断。其具体功用有：让发动机和传动系平稳结合，是汽车起步平缓；使发动机和传动系之间的动力暂时切断，便于驾驶员根据路况平顺换挡；把所传递的转矩限定在一定范围内，防止传动系的过载。汽车离合器按压紧弹簧的结构形式分螺旋弹簧式离合器和膜片弹簧式离合器。近些年膜片弹簧离合器越来越广泛的运用于轿车和轻型货车上，相较于螺旋弹簧式离合器而言膜片弹簧式离合器有诸多优点。首先，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使得其压紧弹簧结构的零件数减少，重量也相应减轻；其次，离合器的结构大大简化并显著地缩短了离合器的轴间尺寸；再者，膜片弹簧具有良好的非线性特性，当摩擦片因磨损而变薄时，压紧力不仅不会减小反而会有少量的增加，并且减轻了分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；此外由于膜片弹簧是对称的结构和良好的平衡性，在高速运转时压紧力的降低很少。因此，可以看出膜片弹簧离合器的设计研究对在各个方面提高汽车离合器的性能有着十分重要的意义。众所周知，膜片弹簧离合器的特点就是其压紧弹簧是膜片弹簧而不是一般的螺旋弹簧。膜片弹簧是由特殊的弹簧钢通过冲压而形成的，成圆锥形状，膜片弹簧在结构方面分为两部分。在膜片弹簧的大端是是一个完整的截锥体，它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样，所以称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的部分正是碟簧部分。碟簧弹性作用是这样：沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形。可以说膜片弹簧是碟簧的一种特殊结构形式。不同的是，在膜片弹簧上还包括有径向开槽部分。膜片弹簧上的径向开槽部分像一圈瓣片，它的作用是，当离合器分离时作为分离杠杆。所以它又被称为分离爪。分离爪与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方形圆孔状，开这样的圆形方孔一方面可以减少分离抓根部应力集中，另一方面又可以用来安装铆钉固定膜片弹簧。对于膜片弹簧离合器设计来说，膜片弹簧和从动盘的设计特别重要，膜片弹簧的选材与此存直接决定了其压紧力是否满足离合器传递动力的要求。膜片弹簧刚度过大过小都不好，会影响离合器的操纵机构以及驾驶员的操纵。而膜片弹簧离合器从动盘则是把发动机飞轮上的转矩传递到变速器，最终驱动汽车前进。对于转矩的传递来说，从动盘上摩插片的材料和结构尤为重要。其次，为了减小传动系的扭转共振，减小传动系噪声和动载荷，使飞轮与从动盘平稳结合传输动力。膜片弹簧离合器在汽车上运用广泛，拥有扭矩容量大和工作相对平稳，操作方便，平衡性能好，能大规模生产等特点，无论是在现在还是在将来对汽车传动系更好和更可靠的传递动力都具有重要意义。2 离合器基本参数和尺寸的确定2.1 对标车型号及其发动机参数本次膜片弹簧离合器设计的对标车型是江淮好运82马力的一款仓栅轻卡。图2-1对标车表2-1对标车发动机参数扬柴YZ4D型号YZ4DC1-40最大输出功率60W额定功率转速3200rpm最大扭矩200Nm最大扭矩转速10002000rpm2.2 摩擦片外径D及其他尺寸的确定摩擦片的外径D属于离合器的基本尺寸，它直接会影响离合器的总质量和使用寿命，因此，在离合器的设计上通常首先确定摩擦片的外径D 。在确定摩擦片的外径D时，通常由下列经验公式供初选使用： （2-1）式中：-直径系数； -发动机最大转矩。 轿车：=14.5轻、中型货车：单片=16.018.5 双片=13.515.0重型货车：=22.524.0本此设计是轻型货车（/=200Nm /3200rpm）膜片弹簧离合器的设计。所设计的离合器摩擦片为单片，选取=17，所以：D= =240.42mm摩擦片内径d以及摩擦片厚度b通常由下表确定：表2-2摩擦片的尺寸系列外径内径厚度内外径之比单位面积1601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.58346600根据计算摩擦片的外径为240.42mm，再结合表2-2摩擦片的尺寸系列，选定摩擦片各项尺寸数据如下：外径D=250mm内径d=155mm厚度h=3.5mm内外径之比=0.62单面面积=30200mm22.3 离合器后备系数的确定后备系数能够保证离合器可靠有效的传递发动机的转矩，与此同时，它还能有助于减少汽车起步时的滑磨，提高了离合器的寿命。为了保证有效可靠的传递发动机的最大转矩以及防止离合器的滑磨过大，的值不宜取得太小；但是，另一方面为了保证离合器的整体尺寸合理不致过大，减少传动系的过载，使的驾驶员操纵更轻便等，后备系数又不宜取得过大。当发动机的后备功率较大并且使用条件较好时，应该取小一些；当车辆的使用条件恶劣以及需要拖带挂车时，为了提高车辆起步能力，减少离合器的滑磨，应取大些；货车的总质量较大，也应该选取大一些；当采用柴油机时，由于柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，应选取应比汽油机适当大些；发动机缸数越多，转矩波动也就越小，也应选取小一些。在刚开始设计离合器时，一般是先参照统计资料，并根据汽车的使用条件、离合器结构形式等特点，来初步选定汽车的后备系数。表2-3汽车离合器后备系数推荐数据轿车以及微型、轻型货车：=1.201.75中型和重型货车：=1.502.25越野车以及带拖挂的重型汽车和牵引车：=1.804.00 在的选取时，应考虑：1、离合器使用过程中摩擦片有一定磨损后还能传递最大扭矩；2、保证离合器自身的滑磨在一定范围内；3、保证传动系不能过载。本次是轻型货车膜片弹簧离合器的设计，所以选取=1.67。2.4 摩擦面上单位压力P0的确定离合器摩擦面上的单位压力P0值与离合器自身的工作条件有关，此外，同时还与摩擦片直径的大小、后备系数、制造摩擦片的材料以及其本身质量等因素有关。当离合器的使用比较平凡、发动机的后备功率比较小时，此时P0的值应取小一些；当离合器摩擦片的外径较大时，此时P0的值应取小一些，目的是为了降低摩擦片外边缘处的热载荷；当后备系数比较大时，P0的值可适当的取大一些。当采取不同的材料制造摩擦片时，P0的值可按一下给出范围选取：表2-4不同材料P0的取值石棉基材料：P0=0.100.35粉末冶金材料：P0=0.350.60金属陶瓷材料：P0=0.701.50本次设计摩擦片材料我们选取石棉基材料作为摩擦片的制造材料。根据摩擦定律离合器的摩擦力矩可表示为： （2-2）式中， -静摩擦力矩； -摩擦面间的静摩擦因素，计算时一般取0.250.30；选取 =0.28。 -压盘施加在摩擦面上的工作压力； -摩擦片的平均摩擦半径；-摩擦面数，是从动盘的两倍；所以本设计中，Z=2。假设摩擦片上工作压力是均匀的，则有： （2-3）式中，-摩擦片上的单位压力；-一个摩擦面的面积；-摩擦片的外径；-摩擦片的内径.根据压力均匀的假设摩擦片的平均半径，可表示为： =D3-d33（D2-d2） （2-4）当d/D0.6时，可相当准确的有下列计算式： =D+d4 （2-5）将（2-3）、（2-4）式代入（2-2）的： =12ZP0D3(1-C3) (2-6)式中，C为摩擦片内外径之比，一般在0.530.70之间。为了保证在任何工况下离合器都能有效可靠的传递发动机的最大转矩，在设计时应比发动机的最大转矩大，则有： （2-7）本次设计=200Nm，=1.67，把（2-7）代入（2-6）得： P0=12TemaxZD3(1-C3) (2-8)将各个参数代入（2-8）可得P0=0.19计算得到的P0值在石棉基材料单位压力内，因此我们此前所选取的摩擦片材料是符合设计要求的。2.5 离合器基本参数的约束条件1、为了使摩擦片最大圆周速度VD不超过6570m/s，摩擦片的外径D应满足：6570m/s。式中nemax是发动机的最高转速（r/min），本设计中nemax=3200 r/min，代入上式得VD=320025010-3/60=41.87m/s，符合VD不超过6570m/s的约束条件。2、摩擦片的内外径之比也应在一定范围内，即c在0.530.70之内。C=d/D=155/250=0.62，符合此约束条件。3、为了使发动机的转矩通过离合器可靠地传递和防止传动系的过载，根据车型的不同值都应在一定范围内，应满足1.24.0，在本次设计中我们选定的值为1.67，符合约束条件。4、考虑到扭转减震器的安装，摩擦片的内径d应满足大于扭转减震器弹簧的位置直径2R0的约50mm，即d2R0+50。d=155mm，R0=50mm符合要求。5、单位摩擦面积所传递的转矩应小于其许用值，体现了离合器保护过载及传递转矩的能力。有：TC0=4Tc/Z(D2-d2)TC0,满足 TC0 TC0即可 。 6、为了防止离合器摩擦片的损伤以及降低离合器在发生滑动摩擦时的热负荷，对于不同的车型单位压力P0应根据摩擦片所用的材料在一定范围内取值，石棉基材料P0的范围在0.100.35，我们本次选取的P0=0.19，所以符合设计要求。7、在车辆起步时为了防止滑磨使摩擦片表面温升过高而损伤摩擦片，摩擦片每次次在结合时产生的单位面积滑磨功应小于其许用值。即： (2-9)式中，-是单位摩擦面积滑磨功()；-其许用值0.4 ；-汽车在起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J)，可以根据下式来计算： （2-10）上式中：-发动机转速r/min，计算时取1500r/min；-汽车总质量(Kg),已知对标车=2000Kg；-轮胎滚动半径（m），已知=0.35；-汽车起步时所用变速器档位的传动比，取=3.50-主减速器传动比，取=3.98将各个数据代入(210)，可得W=15576.63(J)，再将W的值代入(29)中，得=0.26。所以满足要求。3 离合器从动盘总成的设计离合器的从动盘总成主要包括摩擦片、从动片、从动盘毂、扭转减震器等部分组成。本次设计主要以摩擦片的基本数据为基础，对摩擦片、从动片、从动盘毂、扭转减震弹簧以及限位销等做了设计与计算。3.1 从动片的设计为了获得最小的转动惯量，应当尽量减小从动片的质量，与此同时应使其质量的分布尽可能靠近回转中心。另一方面减小转动惯量可以减小换挡冲击，因此从动片一般要求比较薄，从动片一般是由1.32.0的钢板压制而成的。在从动片设计时考虑到离合器结合平顺和保证汽车能够汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都设计成了具有轴向弹性。一般分为三种弹性式从动片：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片、组合式弹性从动片。本次从动片的设计采用整体式从动片，在从动片上开有沿径向的10个T形槽，使从动片上形成多个扇形，从动片两边的摩擦片通过铆钉铆接在扇形片上。3.2 摩擦片的设计3.2.1 摩擦片材料的选取摩擦片材料选取的原则是既要满足较高的性能标准同时其成本又要最小。选择方案有:1、石棉基材料，2、替代石棉的有机材料，3、金属陶瓷摩擦材料。结合性能和成本要求，本次设计摩擦片材料选取石棉基材料，这种摩擦材料是以石棉为基础的材料编织成的。这种摩擦片是由铜丝或锌丝和石棉纤维做成的石棉线绳制作成的，具有很好的耐热性和强度，是一种较好的摩擦片制作材料。汽车离合器摩擦片上使用的石棉基材料的摩擦因数约在0.3左右，其许用单位压力约在0.2左右。3.2.2 摩擦片铆钉的校核通常情况下摩擦片与从动片的连接方式有粘贴和铆接两种，我们在本次设计中摩擦片采用铆接的方式与从动片连接。用20颗铆钉将摩擦片铆接上,选用黄铜铆钉将摩擦片铆接，这种铆钉铆接有助于摩擦片在高温条件下正常工作，此外还有可靠性好及便于更换等优点。铆钉的位置为R1=88mm, R2=110mm,则平均半径Ra= (R1+ R2)/2=99mm，材料选为15号钢，则铆钉的校核如下：一颗铆钉平均所受的最大剪切力Fmax： Fmax=TemaxnRa （3-1）代入数据可得Fmax=101.01N，再对从动片抗压强度以及铆钉的抗剪强度进行校核： （3-2） （3-3）上式中，d0是铆钉孔直径（mm）； m是每个铆钉的抗剪面数量； 铆间中较薄板的厚度（mm）。 由相关数据有：=1mm，m=2mm；本次设计中选取的铆钉直径d0=4mm，=115Mpa，=430Mpa。将数据代入（3-2）和（3-3）中：p=20041=50 Mpa =4200422=7.96 Mpa 由此可知，本次设计所选的铆钉符合要求。3.2.3 摩擦片上开槽尺寸的设计 毛擦片上的开槽设计是为了让摩擦片在较高温度下工作的时候较好的散热和处理摩擦片磨损的磨屑，通常开槽设计由以下经验参考： 图3-1摩擦片的开槽设计3.3 从动盘毂的设计 从动片毂和后面的变速器的第一轴是通过花键而连接的，因此发动机的转矩几乎都是由从动盘毂来承受的，之后在传递给变速器。因此从动盘毂是离合器上承受载荷最大的零件。一般由摩擦片的外径D和发动机最大转矩Temax来确定从动盘毂上花键的尺寸，花键结构形状如下图所示，花键的尺寸可由下表选取：表3-1从动盘毂花键尺寸系列从动盘外径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/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.7 从以往设计经验可知为了使从动盘毂在花键上滑动不产生偏斜使分离不彻底，从动盘毂轴向长度不应过小，在本次设计中我们取的是1倍花键直径。材料一般用调质处理的锻钢。图3-1从动盘毂花键根据本次从动盘外径D=250mm，发动机转矩Temax =200Nm，选定从动盘毂的相关尺寸。花键齿数n=10，花键外径D=35mm，花键内径d=28mm，键齿宽b=4mm，有效齿长l=35mm。花键尺寸选定后需要对其进行强度校核，因为花键受挤压应力而破坏为其主要的破坏形式，因此在这里对花键的挤压应力进行计算校核，其计算公式如下： 挤压=Pnhl（Mpa） （3-4） 式中P是花键的齿测压力（N），可由下式计算： P=4Temax（D+d）/Z (3-5) 上式中，D与d分别为花键的内外径（m）； Z为从动盘毂数目； Temax为发动机的最大转矩(Nm)； n为花键齿数； h为花键齿工作高度（m）；h=（D+d）/2 l为花键有效长度（m）。 从动盘毂的花键的挤压应力一般不应超过20 Mpa。将相关数据代入公式（3-5）和（3-4），计算得：挤压=10.37 Mpa20 Mpa，符合设计要求。3.4 扭转减震器的设计在汽车的行进过程中发动机的工作震动也会和转矩一起通过传动系传递，从而引起传动系的共振。这将会使零件寿命缩短、传动系的噪声增加，甚至带来更严重的后果。而扭转减震器就是为了消除这一危害而设计产生的，由阻尼元件(阻尼片) 和弹性元件(减震弹簧)等构成；按阻尼元件类型来划分，扭转减震器分为：液阻式、橡胶金属式和弹簧摩擦式。3.4.1 扭转减震器基本参数的确定1、极限转矩Tj Tj=（1.52.0）Temax （3-6） 本次设计的是轻型货车膜片弹簧，而商用车一般取1.5，则Tj=300Nm。2、扭转刚度kd在初选时kd可按下列公式选取： kd13Tj （3-7） 由（3-6）有Tj=300Nm，代入（3-7）有：kd3900 Nm/rad，选取kd=3900 Nm/rad。3、阻尼摩擦转矩Tu阻尼摩擦转矩Tu可按下式选择： Tu=（0.060.17）Temax （3-8） 一般按经验Tu=0.12Temax，则Tu=24Nm。4、预紧转矩Tn Tn=（0.050.15）Temax （3-9） 本次设计取Tn=0.12Temax，则Tn=24Nm5、减震弹簧位置半径R0 减震弹簧位置半径一般取为：R0=（0.600.75）d2，但是为保证扭转减震器的安装，应使摩擦片内径d2R0+50，所以本次设计选取R0=50mm。6、减震弹簧的个数Zj减震弹簧数目的确定可参考下图3-2标准。图3-2减震弹簧数目标准 结合选取标准，本次设计选定减震弹簧数目Zj=6。7、减震弹簧总压力F 减震弹簧总压力可由下式得出： F=Tj/R0 （3-10） 由上面计算得出数据代入上式得：F=6000N，则单个减震弹簧的工作负荷为：F=F/Zj=1000N。8、极限转角j 极限转角j可由下式求得： （3-11） 上式中，l是单个减震弹簧的总变形量，下面可求得l=3.85mm，再结合前面计算得数据，可求得j=4.41度。通常j的值在312度，可知本次设计满足要求。3.4.2 扭转减震弹簧尺寸的计算1、弹簧中径Dc及钢丝直径d的确定 通常弹簧中经由结构布置来确定，其值一般在1115mm之间选取，这里我们选择Dc=12mm。而弹簧钢丝直径d则可由以下公式决定： d=8pDc (3-12) 上式中，的值一般为550600MPa，d的取值一般在34mm，将以知数据代入上式再综合d的取值范围，本次设计d=4mm。2、减震弹簧刚度k 减震弹簧刚度通常可按下式计算： k=kd1000nR02 （3-13） 代入数据k=3900100060.052=260Nm。3、减震弹簧的有效圈数i i可由下式计算： = （3-14） 式中，G是材料剪切模量为83000Mpa。总圈数n=i+（1.52），代入数据n=5.91，所以本次设计n取6。4、减震弹簧最小高度lmin减震弹簧最小高度lmin=n（d+）1.1dn=1.146=26.4mm。5、减震弹簧总变形量l 弹簧总变形量l=Pk=1000260=3.85mm。6、减震弹簧自由高度l0 自由高度l0=lmin+l=26.4+3.85=30.25mm。7、减震弹簧预变形量l预变形量l=TnkZR0=2426060.O5=0.31mm8、减震弹簧安装工作长度l 工作长度l=l0-l=30.25-0.31=29.94mm。3.4.3 限位销的计算1、相对从动盘毂来说从动片的最大转角=2sin-1（l/2R0）减震弹簧的工作变形量l则和 有关，而l=l-l，代入数据有=4.06度。2、从动盘毂缺口侧边与限位销的间隙1 间隙1可按下式计算：1=R1sin 式中，R1是限位销的安装尺寸，本次设计其取值为56mm，代入值进行计算可得1=3.96mm。3、限位销的直径d的确定 一般按照结构布置来说，d常在9.512mm选取，在本次设计中我们选定d=12mm。4 膜片弹簧的设计与计算4.1 膜片弹簧的特点及弹性特性膜片弹簧的形状如图3-1所示，其是由特殊的弹簧钢冲压而成的。图4-1膜片弹簧膜片弹簧在结构上分为大端和小端两部分，大端即碟簧部分，起弹簧作用的部分正是其碟簧部分；小端上开有径向的槽，像一圈瓣片，在离合器分离时作为分离杠杆。碟簧与分离指结合部分呈圆形方孔状，一方面可以防止应力集中，另一方面也便于安装支撑环铆钉。因此分离指根部过渡圆半径r较大，一般大于4.5，本次设计选取r=5mm。膜片弹簧的弹性特性是非线性的，其H/h的比值对膜片弹簧的特性影响很大，根据其H/h的比值可以分为四种情况，以下依次分析：1、H/h2 时，如图3-1中H/h=0.5的曲线,由曲线可知：变形随着载荷P的增大而增大，这种能承受很大载荷刚度大,一般用作行程限位缓冲装置。2、H/h=2 时，如图3-1中H/h=1.52 曲线,有图可知曲线的中部很值,当变形增加时,载荷P几乎保持不变。这种弹簧称做零刚度弹簧。3、2 H/h22 时，如图3-1中H/h=2.75曲线,由图可知特性曲线中有一个负刚度区域,即当变形量增加时,载荷减少具有这种特性的弹簧很适合作为离合器的压紧膜片弹簧,因为其负刚度区在离合器分离时,载荷下降,能够达到操纵省力的目的,但是负刚度过大也不合适,防止弹簧工作位稍微变动使弹簧压紧力过大。4、H/h22 时，弹簧的的特性曲线中有更大的负刚度不稳定工作区域,还有一个载荷为负值的区域。此种弹簧适合用于汽车液压传动中的锁止机构。图4-2不同H/h值时的无因次曲线4.2 膜片弹簧主要参数的选择4.2.1 H/h的比值及h的确定对于膜片弹簧来说H/h的值很重要，H/h的选取既要使离合器的操纵轻便同时又要满足传递发动机的最大力矩。因此，H/h一般在1.52.0之间选取，板厚h一般在24mm。 本次膜片弹簧设计中h=2.5mm，H/h=1.872，则有H=4.68mm。4.2.2 R/r的比值和R、r的确定由分析知，R/r的比值越小，膜片弹簧的应力越大并且弹簧越硬，直径误差对弹性曲线的影响也越大。根据膜片弹簧离合器结构布置以及压紧力的要求，R/r的比值一般在1.201.35内选取。本次设计中R/r=1.22，摩擦片的平均半径Rc=D+d4=101.25mm，RRc，取R=110mm，r=90mm。4.2.3 圆锥底角的确定当膜片弹簧在自由状态的时候，圆锥底角通常在912范围内。本次设计中=tan-1H/(R-r) H/(R-r),可得=13.17，符合在912之间的要求。4.2.4 膜片弹簧的工作点位置的确定如下图3-2所示，是膜片弹簧的弹性特性曲线。下图中的H点是膜片弹簧压平的的位子，并有。全新的离合器在结合状态时其工作点B点一般选取在凸点M和拐点H之间，而且相当靠近或就是H点。通常(0.81.0)，用来确保在摩擦片达到最大磨损的过程中，膜片弹簧的压紧力从到的变化不大。当驾驶员踩下离合器踏板离合器分离，膜片弹簧的工作点从B点移到了C点，为了减小驾驶员踩踏离合器踏板时的力，C点应尽量靠近曲线谷底即N点。图4-3膜片弹簧特性曲线图4-2中B点：是新离合器处于压紧状态下的工作点位置。这时压盘作用处的轴向变形量可在下列范围内取得： 1B=（0.70.85）H （4-1）图中A点：是摩擦盘摩擦到极限的位子。可根据据B点位置以及摩擦片的总磨损量求的。其中可由下式求的： = （4-2）（4-2）式中，是摩擦片的总的工作面数，单片式离合器取=2；是每一摩擦工作面的最大允许磨擦量，通常情况下在0.65mm1.1mm之间。本次设计我们取=0.75；则=1.5。图中C点：是离合器在分离状态时膜片弹簧的工作位置。它通常处于或就在特性曲线的凹点N处，这时分离所需的力较小。C点的位置由压盘升程决定。可按下式求的：= （4-3）（4-3）式中，是离合器彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，单片式离合器可取=0.75mm1mm，本次设计我们取=0.85mm。则压盘升程=1.7mm。4.2.5 膜片弹簧分离指数目n的选取膜片弹簧的分离指数目n常去18，大尺寸的膜片弹簧也有取24，小尺寸的膜片弹簧也有取12。本次设计分离指数n取18。4.2.6 膜片弹簧分离轴承的作用半径rf以及小端内半径r0的确定通常离合器的结构决定了r0，因此其最小值必须要比变速器第一轴的花键外径大，以保证花键轴能穿过。而花键轴的外径则可参考前面表3-1的取值，而分离轴承作用半径rf应比膜片弹簧小端内半径r0大。综合考虑，本次设计选定r0=24mm，rf=26mm。4.2.7 膜片弹簧切槽的半径re和宽度1、2的确定根据经验有1=3.23.5mm，2=910mm，而re则有其它的要求，即：r-re2。在本次设计中选取1=3.5mm，2=10mm，re=80mm。4.2.8 支撑环的加载点半径r1及压盘加载点半径R1的确定这两个参数在设计时作了这样的要求：R1的值要比R的值稍小并且接近R，而r1的值要比r的值稍大并且接近r。我们选取R1=108mm，r1=92mm。膜片弹簧一般由弹簧钢经过压制而成的，其当量应力一般取，与小端相比其大端部分的精度要求较高。4.2.9初步获得膜片弹簧的各个尺寸在本次设计过程中我们采用了VB程序进行了编程，再把先前已经确定的各个膜片弹簧基本数据输入到程序中即可用软件绘制出膜片弹簧的弹性特性曲线，如下图4-4所示。进过对数据的调整和对程序得调试得到了膜片弹簧的相关参数有：D=250mm，d=155mm，H=4.68mm，h=2.5mm，H/h=1.872，R=110mm。r=90mm，R/r=1.22，R1=108mm，r1=92mm。图4-4调试后的膜片弹簧弹性特性曲线4.2.10检验得到的尺寸是否符合设计约束条件1、在膜片弹簧设计时应该使摩擦片的工作压力Fy和工作压紧力F1B尽量接近或是相等。而Fy可由下式计算： Fy=P0（D2-d2）4 （4-4）有前面计算得已知数据代入上式，Fy=0.19106（0.252-0.1552）4=5783.76N。，而由图4-4可知F1B=5782.72N，得FyF1B，满足设计要求。2、为了保证点A、B、C在较适合的位置应有1B/1H=0.81.0，按下面公式校核：0.81BHR-rR1-r11.0 (4-5)由图4-4可得1B=3.525，则1BHR-rR1-r1=0.94，满足设计要求。3、当摩擦片在发生磨损后离合器仍然能够有效可靠的传递转矩以及把摩擦因素的下降也考虑在内，就必须要求离合器的工作压紧力F1AF1B。同样由由图4-4可得F1A=6514.73N，F1B=5782.72N是符合F1AF1B的要求的。4、由于离合器使用性能的要求，膜片弹簧的H/h以及初始锥角=H/(R-r)应该处于一定的范围内：1.6H/h2.29=H/(R-r) 15计算H/h=1.87，=H/(R-r)=13.41，可知都是符合约束条件的。5、膜片弹簧的其他尺寸也要符合一定的约束条件，即：1.2R/r1.35702R/h1003.5R/r05.0有前面的参数计算有R/r=1.22，2R/h=88，R/r0=4.58都是符合其约束条件的。6、为了保证摩擦片的到分布均匀的压紧力，对于推式膜片弹簧离合器应让压盘加载点半径R1（或拉式r1）位于摩擦片的平均半径和外半径二者之间。根据约束条件则有下列公式：推式：（D+d）/4R1D/2拉式：（D+d）/4r1D/2因为本次设计的离合器为推式膜片弹簧离合器，则按推式的校核方式校核，根据已确定的数据得（D+d）/4=101.25mm，D/2=125mm，R1=108mm，故符合约束条件。7、按照弹簧的布置约束条件，则有：1R-R170r1-r60rf-r06根据已确定的数据得R-R1=2mm，r-r1=2mm，rf-r0=2mm，故都符合约束条件。8、膜片弹簧中分离指是充当杠杆的作用，因此其杠杆比也要满足一定的要求：推式：2.3r1-rfR1-r14.5拉式：3.5R1-rfR1-r19.0按推式校核，根据已确定的数据得r1-rfR1-r1=4.125，故符合约束条件。4.2.11膜片弹簧强度的计算与校核通过分析可得膜片弹簧在B点的应力值最大，因此只用校核最危险的B点即可，B点的应力tB可由下式计算： tB=E1-2re-r22-(e-r)+h2 （4-6） (4-6)令tB对倒数等于0，则能得到tB在极大值时的转角p，即： p=+h2（e-r） （4-7）式中，是膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角，本设计中=0.23rad；e是中性点半径，e=R-rln（R/r）=99.97mm。将及e值代入（4-7）中有：p=0.355rad。当离合器分离彻底时膜片弹簧的子午断面的实际转角为f，可由下式求得： f=2tan-11f/(R1-r1)/2 (4-8)将数据代入上式，可得f=0.106rad。因为fp，则在tB的计算过程中的值取为f。此外（4-6）弹性模量E=210GPa，泊松比=0.3。将各项数据代入(4-6)中，计算得tB=-818.89Mpa。假设分离轴承对分离指端部所施加的载荷为F2，则其值可由下式求得： F2=（R1-r1）F1r1-rf （4-9）上式中rf是分离指和分离轴承相接触的接触半径，rf=26mm，F1的值和F1B的值相等，即F1=F1B=5782.72N。把数据代入（4-9）中可求得F2=1401.87N。在F2的作用之下,同时B点还要受到弯曲应力rB,可由下式求得: rB=6F2(r-rf)nbrh2 (4-10)上式中,n是分离指的数目,本次设计中n=18;而br是膜片弹簧的分离指根部宽度,可由下式求得: br=2r018 (4-11)根据前面所得数据,代入上式得br=8.38mm;再将(4-11)代入(4-10)中有rB=571.01Mpa。因为膜片弹簧B点切向压应力tB和弯曲应力rB是互相垂直的，安照材料力学最大切应力强度理论，则计算B点当量应力为： jB=rB-tB （4-12）将（4-6）和（4-10）的值代入上式，可求得jB=1389.90Mpa。再结合膜片弹簧的制造材料，一般考虑使jB得值不得大于15001700Mpa。由此可见本次膜片弹簧的设计是符合设计要求的。4.2.12膜片弹簧的生产和工艺要求此次膜片弹簧设计我们所选用的材料是60SiMnA钢板材料，为了使膜片弹簧达到较高的性能要求，通常要对其进行强压处理。此外，为了使膜片弹簧起到冷作硬化的作用以提高其疲劳强度和承载能力，通常还要对膜片弹簧的表面进行喷丸处理。对其进行高频淬火、镀铬、镀铬等处理还可以让膜片弹簧的耐磨性增加；对其进行消除内应力的处理还可以防止膜片弹簧与压盘接触处裂纹的产生。膜片弹簧的表面也有较高的要求，不能有毛刺、裂纹等情况出现。一般膜片弹簧分离指的硬度（约4550HRC）要比其碟簧部分的硬度（5562HRC）稍高，并且同一个分离指的相同地方的硬度差应该小于3个单位。膜片弹簧厚度公差一般为0.025mm，起使底锥角公差一般是10分，其内、外半径公差通常是H11与h11。表面粗糙度一般取为1.6um，在离合器处于结合状态下时的分离指