汽车离合器膜片弹簧的设计分析

汽车离合器膜片弹簧的设计分析摘要：汽车离合器是汽车传动系中重要的组成部分，其主要作用是保证汽车平稳起步，并使传动系换档时工作平稳。膜片弹簧离合器因其具有独特的非线性特性、结构简单、工作稳定等优点而得到广泛应用。本文就以车用离合器膜片弹簧为目标，主要完成对其力学性能进行设计工作。设计参照长安轿车膜片弹簧离合器的相关数据，在满足工作性能的前提下，通过A-L法进行膜片弹簧的结构设计，然后根据设计尺寸运用PRO/E软件建立实体模型，利用ANSYS分析软件完成膜片弹簧的有限元强度分析并与理论分析结果进行比较。关键词：膜片弹簧,设计,特性曲线AnalysisanddesignofautomobileclutchdiaphragmspringAbstract:Theclutchisanimportantcomponentinthetransmissionofacar,whosemainfunctionistoguaranteethesmoothstartofthecarandsteadyrunwhenthetransmissionhasagearchange.Amongvariousclutches,theworkdemandisalmostallmetthroughseparationandconnectionofthedrivingdiscanddrivendisc.Duetotheuniquenonlinearcharacteristic,simplestructureandstableoperation,thediaphragmspringclutchhaswideapplications.So,takingautomobile-usedclutchdiaphragmspringasthegoal,thisarticlemainlyaccomplishestheresearchontheoptimaldesignofitsmechanicalproperties.Throughconfirmingthecorrespondingrestraintconditions,thecorrespondingmathematicalmodelhasbeenestablished,whichisthenoptimizedbysoftware.DesignusesPRO/Esoftwaretoanalyzetheboardshellmodelandthesolidmodel,soastocalculatecompactionstrengthdistortioncharacteristiccurveandcomparewiththetheoreticalresultstoanalyzethecausesofdifferences.Also,thereasonwhyAlmen-Laszloformulastillhaswideuseindesignpracticehasbeenpointedout.Keyword:Diaphragmspring,Optimizationdesign,Characteristiccurve目录1绪论.11.1课题研究的目的和意义.11.2国内外汽车离合器的发展现状.31.2.1国内汽车离合器与膜片弹簧技术的发展.31.2.2国外离合器与膜片弹簧技术的发展.41.3本文主要研究的内容.52膜片弹簧离合器.62.1膜片弹簧离合器的总体构成.62.2膜片弹簧离合器的工作原理.92.3膜片弹簧的特点.92.3.1膜片弹簧的工作状态.93离合器膜片弹簧设计参数.113.1离合器基本性能关系式.113.2摩擦片外径D与内径d.113.3离合器后备系数的确定.133.4单位压力P的确定.133.5离合器基本参数的约束条件.154膜片弹簧设计.164.1膜片弹簧主要参数的选择.164.1.1H/h选择.164.1.2选择.16Rr4.1.3圆锥底角.164.1.4膜片弹簧工作位置的选择：.164.1.5分离指数目的选取.17n4.1.6切槽宽度.1714.1.7膜片弹簧小端内半径确定.180r4.1.8压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定.181R1r4.1.9检验所得尺寸是否符合设计的约束条件.204.2膜片弹簧强度计算与校核.21I4.3膜片弹簧的制造工艺及热处理.225膜片弹簧设计结果有限元分析.235.1膜片弹簧的有限元分析过程及结果.24总结.31参考文献.32致谢.3311绪论1.1课题研究的目的和意义汽车是人类历史长河中的一项重要发明,离合器是汽车传动系中的重要组成部分。它是汽车传动系中发动机和驱动轮之间的连接部件，可根据需求切断和传递发动机动力至驱动轮，以保证汽车起步时将发动机与传动系平稳接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在紧急制动出现很大惯性负荷时，离合器在仅能传递有限转矩的情况下，它自动打滑，防止传动系各零件因过载而损坏，同时有效的降低传动系中的振动和噪声。汽车膜片弹簧离合器是摩擦式离合器中的一种，它用膜片弹簧代替周布的螺旋弹簧。膜片弹簧（如图1.1）用优质弹簧钢板制成，形状为碟形，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，即是压紧弹簧又是分离杠杆。相比螺旋弹簧合器，它结构简单、紧凑、散热通风性能好，同时具有独特的非线性特性（如图1.2）、高速性能好、转矩容量较大且较稳定、踏板操纵轻便而应用越来越多，在国外不但用于轿车上，而且在中等及大吨位的货车上也得到广泛应用。国内随着汽车生产技术的进步和汽车保有量的突飞猛进，装用膜片弹簧离合器的国产汽车也日益增多。2图1.1膜片弹簧图1.2膜片弹簧与螺旋弹簧的特性曲线对比1、螺旋弹簧2、膜片弹簧3膜片弹簧有以下几个优点：（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。1.2国内外汽车离合器的发展现状1.2.1国内汽车离合器与膜片弹簧技术的发展我国汽车离合器制造于二十世纪30年代兴起，但当时只是在仅有的几家小作坊式汽车修配厂里制造离合器零件。自1953年一汽在长春成立后，我国相继成立了南汽、上汽、“二汽”等车辆制造企业，离合器生产也由手工作坊向专业化生产工段、车间或工厂转变并开始批量生产，从此有了真正意义上的离合器制造。我国离合器研究、教育、设计、制造的专业队伍也在二十世纪70年代初步形成。此后由于汽车产量和保有量的逐年增加，各地又建立了一批离合器专业制造厂、逐渐形成了行业的雏形并初具规模。改革开放以后，围绕“六车一机”国产化，国家重点支持南汽离合器厂、上海离合器厂、一东离合器厂、黄石离合器厂等。各企业通过自身努力与积极引进先进技术均取得较大进步。其中黄石离合器厂分别从英国AP公司、德国FS公司、美国BW公司、法国VALEO公司引进具有当代水平的膜片弹簧离合器产品及制造技术，带动了离合器行业的快速发展。通过产、学、研相结合，消化吸收，实现了螺旋弹簧离合器向膜片弹簧离合器的换代，行业的规模和水平都获得了提高。技术进步所带来的替代品(如AT、CVT、DCT所引发传动产品概念的改4变)对部分汽车离合器行业带来根本性的改变。但从企业内部能力分析，总体上看，我国汽车离合器企业与国外企业相比处于明显劣势。由于膜片弹簧离合器中膜片弹簧特性的离散性较大,就产品的加工管理来说,没有螺旋弹簧那么容易。同时由于国内研究膜片弹簧技术起步较晚，理论水平和实践经验相对落后，目前国内还未在这个领域形成标准化的设计。在产品技术方面，国内离合器企业经过不断地产品结构调整，国产膜片弹簧离合器的品种已经能全面覆盖国内重、中、轻、轿、微及农用等车型的需求，跟踪国外动力传动系统技术，研发新一代产品也取得了可喜成果，如双质量飞轮、液力变矩器、适用于300马力以上动力配套的430拉式膜片弹簧离合器都获得了成功。设计的应用范围己遍及民用机械产品设计、土木建筑工程、汽车工业、航空、航天等领域。在国内，将优化方法应用于膜片弹簧离合器的设计是目前一个比较令人关注的热点。国内汽车行业对国产离合器使用性能要求大大提高，在过去试凑法效率低、成本大的压力下，迫切需要发展新的设计方法(基本理论、建模)，以提高设计效率和精度，降低分析成本。1.2.2国外离合器与膜片弹簧技术的发展1984年世界上第一次出现了带扭转减振器的双质量飞轮离合器，它是日本丰田汽车公司装备到“MARKn”汽车上的，该车装有ZL-T型增压柴油发动机，该车基本上采用了离合器从动盘式扭转减振器(CTD)的形式，但这是汽车动力传动系统双质量飞轮离合器发展史上的一个转折点。1985年德国宝马公司(BMW)首次将双质量飞轮离合器作为产品装备车辆，该车型为BMW324D，当时该车被称为“世界上最安静的柴油机”，之后，宝马汽车公司相继在BMW524TD、BMW525、BMW528E车上装备了双质量飞轮，使这些汽车动力传动系统扭振和扭振噪声大大降底。德国ZFSachs(zF萨克斯)公司是著名的跨国车用传动系统生产企业，已有70年生产汽车离合器的历史。同时生产离合器分离系统元件。近年来，ZFSachs公司致力于行星式双质量飞轮(DMF)离合器和磨损自动补偿离合器(XTend)功能和结构的创新。目前，这两种新型离合器已经用于商业化生产，并供应市场。自二十世纪初以来各国学者对膜片弹簧的力学计算进行过不少研究。1930年，美国斯坦福大学的铁摩幸柯提出了著名的铁摩幸柯假设(即在轴向载荷F的作用下，5碟形弹簧的矩形子午截面只是绕中心锥面的某一中性点(又名翻转中心点)转动一个转角，而矩形截面本身并没有变形)，开始了对碟形弹簧的研究。1936年，美国通用汽车公司研究实验部工程师阿尔曼和拉斯路根据铁摩幸柯假设，推导出了著名的阿尔曼-拉斯路公式，简称A-L公式，奠定了蝶形弹簧的计算基础。A-L公式是一种解析计算法，先采用几个假设以便进行简化的分析，然后用板壳理论的基本公式推导出代数方程，以得到近似解。此法形式简单，便于计算，计算结果与实验结果比较符合。膜片弹簧在结构上就是由碟簧部分和分离指部分组成的，因此在研究膜片弹簧的特性时也采用了这种方法。但其计算结果与实验值产生了不同程度的误差。此后各国学者又在对A-L法进行了进一步研究的基础上进行膜片弹簧设计计算的研究。1.3本文主要研究的内容针对膜片弹簧设计现实情况和国家延长车辆服务年限对车辆提出的更高要求，本文主要采用长安汽车国产轿车离合器的膜片弹簧进行设计与研究，其主要研究内容包括：分析膜片弹簧的载荷-变形特性，设计同时运用PRO/E软件对建立实体模型进行分析，计算压紧力-变形特性曲线，与理论计算结果进行比较。62膜片弹簧离合器2.1膜片弹簧离合器的总体构成膜片弹簧离合器是用膜片弹簧代替了一般螺旋弹簧及分离杠杆机构而做成的离合器，因为它布置在中央，所以也可算中央弹簧离合器，其结构如图2.1所示。膜片弹簧离合器是由离合器盖及压盘总成1、从动盘总成2与分离轴承总成3三部分组成，装在发动机飞轮上。离合器盖总成中各种典型零件结构如图2.2所示。图2.1膜片弹簧离合器(a)推式膜片弹簧离合器；(b)拉式膜片弹簧离合器1-离合器盖及压盘总成；2-离合器从动盘总成；3-离合器分离轴承；4-飞轮（l)离合器盖离合器盖一般为120度或90度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)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7近外圆周处有断续的环状支承凸台，外缘均布有三到四个传力凸耳。图2.2膜片弹簧离合器盖及压盘总成零件分解图1-离合器分离盖2、4-支承环3-膜片弹簧5-压盘6传动片7-分离钩8-铆钉9-支承铆钉（3)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，见图2.38图2.3离合器膜片弹簧结构简图R-膜簧外半径；r-碟簧部分内半径；h-碟簧部分内锥高；t-弹簧板厚度L-外支承半径；l-内支承半径；rf-小端加载半径；r0-小端内半径；re-窗孔内半径；1-小端槽宽；2-窗孔槽宽（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，可以利用它的弹性回复力来牵动压盘轴向9分离并使操纵力减小。2.2膜片弹簧离合器的工作原理由图2.2可知，离合器分离盖l与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘5的压紧力，使得压盘与从动盘6摩擦片之间产生摩擦力。当离合器盖总成随飞轮转动时（构成离合器主动部分），摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力。要分离离合器时，将离合器踏板踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成前移推动膜片弹簧分离指，使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处于分离位置，切断了发动机动力的传递。2.3膜片弹簧的特点2.3.1膜片弹簧的工作状态膜片弹簧离合器分推式和拉式两种，但其膜片弹簧的结构形式是一样的，计算的力学模型也是一样的，所不同的是:在安装上，如果推式是“正装”那么拉式就要“反装”。本文在后面的讨论中都是结合选用的国内某型膜片离合器为参照，以推式膜片弹簧离合器为例说明，膜片弹簧的工作状态可以分为下列三种工作状态来研究。a)自由状态b)接合状态c)分离状态图2.4膜片弹簧的工作状态a).自由状态10在离合器盖总成尚未与发动机飞轮装合前，膜片弹簧处于近似于自由状态(由于压盘与离合器盖己与传动片相连，使膜片弹簧稍微受压)。b).接合状态当离合器盖总成与飞轮装合时，离合器盖通过上支承环对膜片弹簧中部施加压紧力，而膜片弹簧大端与压盘接触处作用着支承反作用力。接合状态时膜片弹簧被压紧到趋近于压平状态的预压缩状态，从而将处于飞轮与压盘之间的从动盘上的摩擦片压紧在压盘上，离合器处于载荷变形曲线上接合位置b点(图2.4)。此时，主要是膜片弹簧碟簧部分受载，分离指部分不受载荷。支承环l和压盘L处之间的高度变化称为膜片弹簧的大端变形1(接合状态也即工作1b)；膜片弹簧小端也有变形，把小端rF处与支承环l间的高度变化称为小端变形凡2b。c).分离状态将分离轴承向前推向飞轮时，载荷作用于膜片弹簧小端加载半径rF处，使得膜片弹簧以中部的下支承环为支点，继续受到压缩。此时，膜片弹簧的大端对压盘的压紧力逐渐减小直至消失，使从动盘分离，离合器处于分离位置。同时小端作用力逐渐增大，膜片弹簧受压缩超过压平位置后，会呈反锥形的翻转状态(在作用力减小后，由于弹性恢复力，膜片弹簧仍能恢复到正常的初始状态)。分离位置时，膜片弹簧大小两端所产生的附加变形量分别为1=1f(f代表分离,1f称为压盘升程)与2=2f(2f称为分离轴承行程，简称分离行程)。113离合器膜片弹簧设计参数摩擦片离合器基本结构尺寸、参数的选择已知条件：长安福特中型轿车发动机数据:缸数：4缸排量：1.7升最大功率96/5000KW/rpm最大扭矩220/3500Nm/rpm3.1离合器基本性能关系式为了能可靠地传递发动机最大转矩，离合器的静摩擦力矩应大于发动机maxcc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（3-NZfPerecmax1）式中：离合器的后备系数。摩擦系数，计算时一般取0.250.30。fZ摩擦面数3.2摩擦片外径D与内径d当按发动机最大转矩（Nm）来确定D时，有下列公式可作参考：maxe【1】（3-ATe/10max2）式中A反映了不同结构和使用条件对D的影响，在确定外径D时，有下列经验公式可供初选时使用：【1】maxeDTK（3-3）轿车：KD=14.5轻、中型货车：单片KD=16.018.512双片KD=13.515.0重型货车：KD=22.524.0本次设计所设计的是中型轿车（Temax/nT为220Nm/3500rpm、Pemax/nP为96kw/5000rpm）的膜片弹簧离合器。所设计的离合器摩擦片为单片，KD=14.5。所以D=m21505.14按初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，表3-1为我国摩maxe擦片尺寸标准。表3-1离合器摩擦片尺寸系列和参数外径/Dm内径/dm厚度/h内外径之比/dD单位面积2/Fm1601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.58346600查出本车将使用单片式离合器，且离合器摩擦片外径为215mm。再查表3-1即可得到摩擦片的具体参数，如下：摩擦片外径D=225mm摩擦片内径d=150mm摩擦片厚度h=3.5mm摩擦片内外径比d/D=0.667单面面积F=22100mm23.3离合器后备系数的确定在开始设计离合器时，一般是参照统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器13结构形式的特点，初步选定后备系数。表3-2后备系数表车型轿车、轻型货车中、重型货车越野车、牵引车后备系数1.301.751.602.252.03.5本设计是中型轿车离合器的设计，该车型属于轿车类型，故选择本次设计的后备系数在1.301.75之间选择。因为该车型为中轿车，取=1.50。因此有离合器的转矩容量Tc=1.5220=330N.Mmaxc3.4单位压力P的确定摩擦面上的单位压力P0值和离合器本身的工作条件，摩擦片的直径大小，后备系数，摩擦片的材料及质量等因素有关。离合器使用频繁，发动机后备功率较小时，P0应取小些；当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外缘热载荷，P0应取小些；后备系数较大时，可适当增大。当摩擦片采用不同材料时，P0按下列范围选取：石棉基材料P0=0.100.35MP粉末冶金材料P0=0.350.60MP金属陶瓷材料P0=0.701.50MP本次设计的长安福特中选取摩擦片的材料为石棉基材料。离合器摩擦力矩根据摩擦定律可表示为：Tc=fFZRc(3-4)式中，Tc-静摩擦力矩；f-摩擦面间的静摩擦因素，计算时一般取0.250.30；选取f=0.25F-压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc-摩擦片的平均半径；Z-摩擦面数，是从动盘的两倍；所以，Z=214假设摩擦片上工作压力均匀，则有：F=P0A=P0(D2-d2)/4（3-5）式中，P0-摩擦片单位压力；A-一个摩擦面面积；D-摩擦片外径；d-摩擦片内径.摩擦片的平均半径Rc根据压力均匀的假设，可表示为：Rc=(D3-d3)/3/(D2-d2)（3-6）当d/D0.6时，Rc可相当准确的有下式计算：Rc=（D+d）/4(3-7)因为d=150mm、D=225mm，所以d/D=0.6670.6，则Rc用（3-7）式计算将（3-5）、（3-7）式代入（3-4）得：Tc=fZP0(D2-d2)（D+d）/16（3-8）为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的，设计时Tc应大于发动机的最大转矩，即Tc=Temax（3-9）式中，Temax=220Nm为发动机最大转矩；=1.5为离合器的后备系数。把（3-8）式代入（3-9）式得：P0=16Temax/fZ(D2-d2)（D+d）代入各参数可得P0=0.318MPa所以所得P0在石棉基材料单位压力范围内，所以我们选取的单位压力P0符合设计要求。153.5离合器基本参数的约束条件1.为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，应使1.24.0，在前面参数选取中，我们选取=1.5，符合此约束条件。2.单位摩擦面传递转矩的许用值为反映离合器传递转矩且有过载保护的能力，单位摩擦面传递的转矩应小于其许用值。即：要求即可。)(420dDZTcc0cCT3.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对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，P0为0.101.50MPa。选取P0=0.318MPa，符合此约束条件。4膜片弹簧设计4.1膜片弹簧主要参数的选择4.1.1H/h选择比值H/h和h的选择：在设计过程中,比值H/h和h的选择要根据膜片弹簧非线形特性的弹性变化规律来选择,为了能够正确选择其膜片弹簧的特性曲线,来得到最佳的使用性能,一般H/h的比值范围.常用的膜片弹簧板厚。2H/5.124m4.1.2选择Rr根据结构布置和压紧力的要求，R/r一般为1.21.35。为使摩擦片上的压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc。摩擦片的平均半径：=(D+d)/4=(225+150)/4=93.75mmc因，取R=100mm，则r=80mm则R/r=100/80=1.25。cR164.1.3圆锥底角汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角一般在范围内，本设计中式159=arctanH/(R-r)=arctan4.6/(100-80)得=13.1在之间，合格。1594.1.4膜片弹簧工作位置的选择：膜片弹簧的弹性特性曲线，如图4-2所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一211NMH般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般(0.81.0)，以保B1H1证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从到变化不大。当分离时，膜片弹BF1A簧工作点从B变到C，为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近N点。图4.1膜片弹簧的弹性特性曲线174.1.5分离指数目的选取n分离指的数目N、切槽宽以及窗空宽和半径r的选择都要符合标准来选取。12汽车离合器的膜片弹簧的分离指的数目要大于12个，一般在18左右取整偶数，以方便于生产制造时好利用模具分度；切槽宽一般在范围之间；窗空宽1m53，其半径。12)35.(2)4.80(rc本设计中取分离指数为18。n4.1.6切槽宽度1切槽宽1=3.23.5mm，窗孔槽宽2=910mm，re的取值应满足r-re2的要求。所以选取1=3.5mm，2=9mm，re=68mm。4.1.7膜片弹簧小端内半径确定0由汽车参数可得知花键尺寸D=32mm。取轴花键半径，则取=24mm。0minrI0r4.1.8压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定1R1r应略大于且尽量接近，应略小于且尽量接近。膜片弹簧应用优质高1rr1R精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为，602SiMnA当量应力可取为。2607/Nm根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）知，和需满足下列1Rr条件：且11R61r由前面选择可知，R=100mm，r=80mm代入上式得：1100R17且08061r故选择R1=96mm，=82mm。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：【2】22)1(hHAREh式中：E弹性模量，对于钢：E=21X104MPa18泊松比，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，m1ln6m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4.2所示。19图4.2膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形把初选的各参数值代入该程序绘制膜片弹簧弹性特性曲线图。根据各个设计约束条件及设计要求对各个参数进行调整。最终获得膜片弹簧各参数为：H/h=1.84，h=2.5mm，H=4.6mm；R/r=1.25，R=100mm，r=80mm；N=18；r0=24mm，rf=30mm；1=3.5mm，2=9mm，re=68mm；R1=96mm，r1=82mm。由上各调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图和六个特性点A、M、B、H、N、C及各点坐标如图4.3所示：图4.3调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图4.1.9检验所得尺寸是否符合设计的约束条件（1）应保证所设计的弹簧工作压紧力F1B与摩擦片工作压力FY相等由上图数据显示可知，F1B=7042.5N，FC=7042.9N，F1BFY符合设计要求。（2）为保证各工作点A、B、C有较合适的位置，应使1B/1H=0.81.0即0.8（R-r）1B/（R1-r）H1.01B=3.13则（R-r）1B/（R1-r）H=(100-80)3.13/（96-82）4.6=0.97符合设计要求。（3）为保证膜片弹簧磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因素的下降，摩擦后弹簧工作压紧力F1A应满足F1AF1B。由上特性曲线可知F1A=7881.2N，F1B=7042.5N，满足F1AF1B的设计要求。20（4）为满足离合器的使用性能的要求，应该满足：1.6H/h2.29OH/（R-r）15OH/h=4.6/2.5=1.84和H/（R-r）=4.6/（100-80）rad=13.18O都符合离合器的使用性能的要求。（5）弹簧各部分有关尺寸比值符合一定的范围，即1.2R/r1.35702R/h1003.5R/rO5.0根据所确定的参数可得R/r=100/80=1.25、2R/h=2100/2.5=80、R/rO=100/24=4.17都符合上述要求。（6）为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，应满足：（D+d）/4R1D/2根据所确定的参数可得（D+d）/4=93.75，D/2=112.5，R1=94。符合上述要求。（7）根据弹簧结构布置的要求，应满足：1R-R17；0r1-r6；0rf-r06根据所确定的参数可得R-R1=6，r1-r=2，rf-r0=6都符合弹簧结构布置的要求。（8）膜片弹簧的分离指起分离杠杆作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即：2.3（r1-rf）/（R1-r1）4.5根据所确定的参数可得（r1-rf）/（R1-r1）=（80-30）/（96-80）=3.12符合设计要求。4.2膜片弹簧强度计算与校核分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度。由参考文献1P65可知B点的应力tB为tB=E/（12）/r(e-r)2/2（e-r）+h/2【1】令tB对的导数等于零,可求出tB达到极大值时的转角P21P=+h/(e-r)/2自由状态时碟簧部分的圆锥底角=0.23rad;中性点半径e=(R-r)/ln(R/r)=89.646mm。此时P=0.23+2.5/(89.646-80)/2=0.359rad离合器彻底分离时,膜片弹簧子午断面的实际转角为ff=2arctan1f/(R1-r1)/2=2arctan1.6/（96-82）/2=0.114rad此时fP，则计算tB时取f，所以tB=2.1100000/（1-0.32）/80（89.64-80）0.1142/2-（89.646-80）0.23+2.5/20.114=-968.74（MPa）设分离轴承对分离指端所加载荷为F2（N），由汽车设计P64式（2-16）可知：F2=(R1-r1)F1/（r1-rf）式中rf=30mm为分离轴承与分离指的接触半径；F1等于压盘工作压力F1B=5805.9（N）。所以F2=(96-82)5805.9/（82-30）=1563.1（N）在分离轴承推力F2的作用下，B点还受弯曲应力tB，其值为rB=6（r-rf）F2/（nbrh2）式中，n为分离指数目（n=18）；br为一个分离指根部的宽度。所以rB=6（80-30）1563.1/（18212.52）=198.4（MPa）考虑到弯曲应力rB是与切向压应力tB相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度理论，B点的当量应力为jB=rBtB=198.4（968.74）=1167.2（MPa）在这次设计中，膜片弹簧材料采用60Si2MnA，所以jB=1167.2MPa符合jB15001700MPa的强度设计要求。4.3膜片弹簧的制造工艺及热处理本次设计中膜片弹簧采用60Si2MnA高精度钢板材料。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。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理以起到冷作硬化的作用，同样也可以提高承载能力的疲劳强度。22为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火、喷镀铬合金和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，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、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般为4550HRC，分离指端硬度为5562HRC，在同一片分离指上同一范围内的硬度差不大于3个单位。膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11，厚度公差为0.025mm，初始底锥角公差为10分。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6m，底面的平面一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0.81.0mm。通过本节膜片弹簧的弹性特性设计，得出如下数据：H=4.6mm，h=2.5mm，R=100mm，r=80mm，圆锥底角=13.1，分离指数，切槽18n宽1=3.5mm，窗孔槽宽2=9mm，re=68mm，r0=24mm,=30mm，R1=96mm，=82mmfrr。5膜片弹簧设计结果有限元分析本章主要是对膜片弹簧进行建模的应力分析。首先对膜片弹簧有限元分析选择预设的膜片弹簧压力值作为压应力分析对象，再分析膜片弹簧达到的峰值弹力时的强度校核分析。按照所得结果设计的膜片弹簧的三维图如图5.1：23图5.1膜片弹簧优化结果三维图5.1膜片弹簧的有限元分析过程及结果膜片弹簧的材料选优质高精钢硅锰钢60Si2MnA，其材料属性：密度：7.9e6Kg/mm3，弹性模量：2.1e5MPa，泊松比：0.3，屈曲强度：1.863e3MPa，极限抗拉强度：1.667e3MPa。241)膜片弹簧、支撑环的.STED文件导入（如图5.2）；图5.2膜片弹簧.STED文件导入AnsysWorkbench2)装配体的自由网格划分（如图5.3）；25图5.3装配体网格划分严格按照几何尺寸建立的实体模型，三维实体单元每个节点有Ux、Uy、Uz三个自由度，划分网格后共得到24048个单元、51966个节点。3)支撑环的固定约束和压盘的压力5500N载荷的添加（如图5.4）；图5.4载荷添加264)压力载荷5500N下膜片弹簧Y轴方向应力图（如图5.5）图5.5y轴方向应力图5)压力载荷5500N时膜片弹簧的等效应变图（如图5.6）；图5.6等效应变图由图可得知膜片弹簧在收到压力载荷后其变形最大的位置。276)压力载荷5500N时膜片弹簧的等效拉应力图（如图5.7）图5.7等效拉应力图由图可知膜片弹簧上出现的最大的等效压力为1.4435e8Pa远小于其屈曲强度：1.863e9Pa可以认为膜片弹簧的工作性能安全。7)载荷峰值7027.8N时膜片弹簧的Y轴方向变形图（如图5.8）；28图5.8压力和约束的Y轴方向的应力图8)载荷峰值7027.8N时膜片弹簧的压应力图（如图5.9）；图5.9等效应变图9)载荷峰值7027.8N时膜片弹簧的等效拉应力图（如图5.10）；29图5.10等效拉应力图由图可知膜片弹簧在受到载荷峰值为7027.8N时出现的最大的等效压力为1.6075e2MPa同样远小于其屈曲强度：1.863e3MPa可以认为膜片弹簧的工作性能安全。研究膜片弹簧在分离状态时的应力时不容易加载力，应膜片弹簧结构对称取其1/18研究，对其施加1/