【车辆工程类】FORLAND轻型汽车拉式离合器设计【汽车类】【3张CAD图纸+毕业论文】【毕业论文说明书】
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摘要 本次设计题目是 型汽车离合器设计（拉式） 离合器是汽车传动系的重要组成部分，它设计的成功与否，将直接影响到整车性能的好坏。 由本车的发动机扭矩较小，故设计中采用单片膜片弹簧离合器，并采用带扭矩减震器的从动盘。为了使离合器接合平顺，以保证汽车的平稳起步，采用了有轴向弹性的从动片。 本文内容包括 :轻型汽车的离合器结构方案论证；离合器工作特性（扭矩传递特性）；离合器的基本结构参数设计与选型；强度校核；工艺过程制定和尺寸链计算。 he of is a It is of s of is to of to a is a a is To be so a a is In I of of of a of of I 目录 绪论 . 1 第一章 结构方案设计 . 1 论 . 1 总成零件结构方案分析 . 4 从动盘数目分析 . 4 压紧弹簧的选择 . 4 从动盘结构方案分析 . 7 从动盘摩擦片结构方案分析 . 8 其他零部件结构方案分析 . 9 第二章 整体性能参数选择与计算 . 12 擦片尺寸计算 . 12 备系数 的确定 . 13 备系数选择 . 13 能参数计算 . 14 第一轴和从动盘毂花键尺寸选取和校验 . 15 键尺寸 d 计算 . 15 第三章 膜片弹簧设计 . 17 式膜片弹簧的工作原理 . 17 拉式膜片弹簧的载荷 变形特性 . 18 合位置的载荷变形公式 . 19 离时的载荷变形公式 . 20 端载荷 变形特性 . 22 拉式膜片弹簧应力变形特性 . 22 形弹簧部分的应力 变形公式 . 22 形部分子午剖面上切向应力分布 ： . 23 式膜片弹簧的应力计算 . 24 拉式膜片弹簧的设计 . 25 第四章 离合器扭转减震器基本参数选择 . 28 述 . 28 要性能参数计算和分析 . 28 震器的极限转矩 . 28 算减震器阻尼力矩. 30 算减震器的预紧扭转力矩. 31 震弹簧位置半径的确定 . 31 参考文献提供的列表 . 31 震弹簧总压力 F . 31 第五章 其余结构参数校核 . 34 力片强度校核 . 34 盘热容量校核 . 34 第六章 主要零件加工工艺 . 35 要零件加工工艺 . 35 片弹簧的制造工艺 . 36 艺尺寸链的计算 . 39 参考文献 . 46 绪论 我国正处于社会主意初级阶段，主要的工作重点是发展社会生产力，为适应上层建筑的需要，为了使生产关系适应生产力，还要不断的推动科学技术的发展。 现代汽车已成为各国国民经济中不可或缺的一部分，而离合器作为组成汽车的一部分，对其的需求也是愈来愈高。 离合器作为机械 传动系的重要组成部分，位于传动系的首端，用于切断和传递传动动力。故汽车离合器设计的好坏，直接关系到汽车是否能够平稳起步；能否可靠的在换挡时将发动机与传动系分离，从而减少变速器中齿轮的冲击，便于换挡；是否能在工作中受到较大载荷时，以打滑的方式保护发动机和传动系不至于过载而损坏。 由于城市道路普遍较窄的现状，车流量的不断增加，导致道路交通情况的日趋复杂，司机在行驶中需要不断的换挡，停车，起步，造成离合器使用频率增高，使用条件日趋严酷，因此设计上应保证离合器有优良的工作性能，即保证其上限工作极限。离合器工作时，温 度上升，导致摩擦系数变换，压紧力变化。当散热等系能指标满足时，同时要考虑到国内目前的生产工艺水平，以降低成本和维修费用等。 第一章 结构方案设计 论 首先应该深入研究对汽车离合器的设计要求，根据离合器在汽车中所处的位置，保证离合器的良好工作性能。一部合格的离合器至少需要满足以下要求： 1. 在任何行驶条件下，既能可靠的传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。 2. 接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。 3. 分离时要迅速、彻底。 4. 从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速 器齿轮间的冲击便于换挡和减小同步器的磨损。 5. 应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长时其使用寿命。 6. 应能避免和传动器的扭转振动，缓和冲击和降低噪声的能力。 7. 操纵轻便，准确，以减轻驾驶员的疲劳。 8. 作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。 9. 具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。 10. 结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装，维修，调整方便等。 离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽 车起步时将发动机和传动系平顺的接合，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；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以传动系各零部件因过载而损坏；有效的降低传动系中的振动和噪声等。 基于以上考虑，下面将选择本设计离合器的传递动力方式。 用于离合器传递动力的方式有摩擦、液力、磁力等几种方式。液力、磁力离合器具有自动适应负载变化，自动变扭等几种优良性能，但其缺点是结构过于复杂，价格较高，体积较大，重量大，维修困难等。鉴于以上几种优点，目前绝大多数汽车上仍 使用摩擦式离合器，只有为数不多的高档轿车，及一些工作负荷较大，且工作条件恶劣的重型车，矿山车上使用液力离合器。本设计是轻型汽车，工作条件较好，负荷也较小，采用液力或磁力离合器大可不必。因此，本设计采用摩擦式离合器。 离合器主要由主动部分，从动部分，压紧机构和操纵机构组成。 1、主动部分 主动部分包括飞轮、离合器盖、压盘等机件组成。这部分与发动机曲轴连在一起。离合器盖与飞轮靠螺栓连接，压盘与离合器盖之间是 靠 3 4 个传动片传递转矩的。 2、从动部分 从动部分是由单片、双片或多片从动盘所组成，它将主动部 分通过摩擦传来的动力传给变速器的输入轴。从动盘由从动盘本体，摩擦片和从动盘毂三个基本部分组成。为了避免转动方向的共振，缓和传动系受到的冲击载荷，大多数汽车都在离合器的从动盘上附装有扭转减震器。 为了使汽车能平稳起步，离合器应能柔和接合，这就需要从动盘在轴向具有一定弹性。为此，往往在动盘本体园周部分，沿径向和周向切槽。再将分割形成的扇形部分沿周向翘曲成波浪形，两侧的两片摩擦片分别与其对应的凸起部分相铆接，这样从动盘被压缩时，压紧力随翘曲的扇形部分被压平而逐渐增大，从而达到接合柔和的效果。 3、扭转减振 器 离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了动盘两侧的摩擦片，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 动盘本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。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。 4、压紧机构 压紧机构主要由螺旋弹簧或膜片弹簧组成，与主动部分一起旋转，它以离合器盖为依托，将压盘压向飞轮，从而将处于飞轮 和盘压间的从动盘压紧。 螺旋弹簧分沿周向布置和在中央布置两种。将一个圆柱形或圆锥形弹簧布置在中央的离合器称为中央弹簧离合器。 下面就各部分的基本部分和零件进行结构方案设计分析。 总成零件结构方案分析 从动盘数目分析 单盘离合器结构简单，分离彻底，迅速，散热良好，尺寸紧凑，调整方便，从动盘转动惯量小，接合平顺，广泛应用与轿车和中小型货车上，本设计为轻型汽车离合器，故用单盘式结构形式比较合适。 双盘离合器虽然传递力矩能力较强，且具有接合平顺，踏板力较小的优点，但其结构本身就决定 了他不能彻底分离，这对在城市中复杂的路面中行驶，频繁使用离合器的场合极为不利，很容易造成变速器，同步器的过度磨损。而且双盘式离合器的结构中，中间压盘散热不良，热负荷高，结构复杂，尺寸和重量大，不利于轻型车的总体布置，故而不使用与本轻型车。 压紧弹簧的选择 离合器的压紧弹簧有圆柱弹簧，矩形断面的圆锥弹簧和膜片弹簧等形式。压紧弹簧就其在离合器中所起的作用来看，他担负着能否提供足够的且在工作过程中变化最小的压紧力的任务，是动力能否可靠的传递的核心零件，鉴于拉式膜片弹簧离合器具有如下一些优点，本设计 将采用拉式膜片弹簧离合器。 1. 膜片弹簧离合器本身兼作分离杠杆，使离合器的零件数量显著减少，重量减少，采用拉式结构又可以省掉支承环，支承环铆钉等零件，通常可以比普通螺旋弹簧离合器零件数目减少 13左右； 2. 膜片弹簧与压盘在整个圆周接触，使压紧力分布均匀，这可延长摩擦片的使用寿命； 3. 没有像螺旋弹簧那样，因离心作用使压紧弹簧偏移和变形引起接触表面严重变形磨损，甚至弹簧断裂等弊病，故膜片弹簧对高速发动机的适应性更强； 4. 膜片弹簧具有理想的非线性工作特性，而普通的螺旋弹簧，其 工作特性是线性的。可以看出，当离合器分离时，螺旋弹簧离合器压紧力也增大，与之相反，膜片弹簧的工作特性曲线上，压紧力是下降趋势。并且如果摩擦片的使用一段时间后磨损，螺旋弹簧会 随着摩擦片的磨损而压紧力降低，而如果合理选择膜片弹簧工作点，可以使压紧力不仅不下降，反而有所上升。 说明： 由于在压盘离合器盖总成中，螺旋弹簧处于预压紧状态，膜片弹簧却处于近似自由状态，两者的弹性特性曲线如图。在新的摩擦片接合位置时（ b 点），两种弹簧的变形量均为b，但在摩擦片磨损后的接 合位置分别为 a,a点，两者变形量均为a，但由图可见，膜片弹簧所提供的压紧力变小较小，而螺旋弹簧的特性是线性的，其易引起滑磨，另外彻底分离时，膜片弹簧所需的分离力为图中可以看出，他远小于螺旋弹簧所需分离力 5. 同样因为膜片弹簧所 具有的非线性特性，可以保证在从动盘磨损后，压盘工作压力保持在一个很小的范围内，使离合器能保持其传递扭矩的能力，而不致于产生严重的滑磨。 6. 因为在同样轴向尺寸的情况下，膜片弹簧可使用重量较大而形状螺旋对称，又较一致的压盘，可以有足够大的热容量，采用适当的措施，拉式膜片弹簧离合器可以获得较好的散热条件。例如，可以在离合器压盘壳上开较大尺寸的通风孔。 7. 便于采用新近广泛采用的钢带式驱动形式（周向或径向布置），离合器盖通过驱动销与周置钢带驱动压盘。分离时靠钢带的弹性恢复力，使压盘能够自由的轴向后移，以保证彻底分离。钢带 式驱动形式中没有摩擦和磨损，也没有传动间隙，因此比传统的嵌合图 1 式驱动方式（如凸块式，销钉式和键块式）要好。 8. 膜片弹簧离合器中的零件大多可用冲压件和标准件，有利于保证零件的系统化，通用化，从而保证产品质量，便于大量生产，可以大幅度降低制造成本（约可降低 30%）。 9. 由于拉式膜片弹簧离合器是以弹簧中部而不是大端与压盘相压，在相同的压盘尺寸条件下，可以采用较大直径的弹簧，因此提高离合器的转矩容量，从而可以传递较大的功率。 10. 可以获得比推式更大的杠杆比，而且由于摩擦副数模减少，提高了传动效率，能使踏板力进一步减少（约比推 式减少25%，操纵更为轻便。 11. 由于在拉式结构中取消了支承环，固定铆钉，硬化套筒等零件，零件数目比普通推式离合器更少，结构更简化，轴向尺寸更小，重量更轻，结构更紧凑。 12. 由于取消了弹簧与盖之间可能因磨损而出现的间隙，因此可以减少冲击和噪声。 13. 可以进一步的提高寿命，原因有下述三条： a) 小端分离力小，使当量应力降； b) 在同样的轴向尺寸下，可采用较厚的压盘，增加了压盘的重量和热容量，改善了散热条件； c) 压盘壳上可以开足够大的窗孔，亦能很打程度上改善压盘的散 热条件。 鉴于上述拉式膜片弹簧离合器 的若干优点，它必然会逐步代替螺旋弹簧离合器和推式膜片弹簧离合器，并且随着近年来材料性能，生产工艺储备等方面的不断更新和进步，生产成本的不断下降，拉式膜片弹簧离合器将会更充分的发挥它的自身优点。 但是到目前为止，还有以下几个问题待以解决。以便更进一步的推广拉式膜片弹簧离合器。 a) 在材料和制造工艺上（尤其是加工精度和热处理条件等）需进一步提高； b) 膜片弹簧的开口处（分离指舌根处）的应力集中问题； c) 分离指舌尖部分的磨损问题。 d) 分离轴承（拉式）的结构改进和制造工艺改进问题。 综上所 述，拉式膜片弹簧离合器被认为是一种很有前途的离合器，本设计即为拉式膜片弹簧离合器。 从动盘结构方案分析 离合器从动盘是联系发动机动力和变速器第一轴的关键部件，它设计的好坏将直接关系到能否平稳、柔和、可靠的传递动力。 a) 有关扭转减震器 发动机传递到汽车传动系的扭矩是不断变化着的，因此导致传动系发生扭振。如果这一振动频率与传动系自身的固有频率相同，将发生共振，对传动系的零件将产生极大的冲击载荷，严重的可能导致损坏。另外在不分离离合器紧急制动或猛接离合器的情况下也会对传动系各零件产生极大的冲击载荷， 结果将导致零件的过早损坏。为了避免共振，缓和传动系所受的冲击载荷，应该在从动盘上安装扭转减震器。有些汽车上将扭转减震器制成单独的部件，但大多数是将其附装在从动盘中，本设计选择后者。 b) 从动片结构方案分析 为了使离合器接合柔和，在接合过程中，从动盘轴向应该有弹性，增加从动盘的轴向压缩量，可以使压紧力渐渐增加，导致扭矩也渐渐增加，保证接合柔顺。因此在从动盘中增设轴向弹性元件，采用波形弹簧技术。 波形弹簧有以下几种结构形式：可将的从动盘主体上被径向切槽分割形成的扇形部分弯曲成波形；或者在从动盘本体的每个扇形平面上在铆一个波形片，而摩擦片则分别与本体或波片连接，或者干脆将本体直径做的很小，而在其外缘上都有若干个扇形的波片弹簧钢片，两摩擦片分别与波簧相连这种结构形式可以使本体与波片的自造精度高，同轴度好，容易调平衡。因此本设计采用此结构形式，这也是目前从动盘应用最广泛的一种结构形式。 c) 从动盘结构设计 从动盘本体和从动盘毂之间是通过扭转减震器来传递扭矩的。从动 盘本体，从动盘毂，扭转减震器上都开有装扭转减震弹簧的槽孔，根据本设计飞轮及离合器的大概尺寸，以及参考国内外同类型离合器，本设计选取 6 各扭转减震弹簧，即上述 3 个零件上应 开有 6 个槽孔（矩形），从而实现本体与从动盘毂之间的弹性连接。从动盘个体与减震器盘铆成一个整体，并将从动盘毂及两侧的阻尼片夹在中间，从动盘个体及减震器盘上的窗口有翻边，使弹簧不致脱出。 在从动盘毂上开有与铆钉隔套相对的缺口，在缺口与隔套间留有间隙，依靠两阻尼片与本体和盘毂间的摩擦来消耗扭振的能量，使扭振迅速衰减。 通常阻尼片依靠本体和减震器盘间的连接铆钉建立正压力，结构简单，但阻尼片磨损后，阻尼片摩擦阻力降低或消失，因此用碟形弹簧建立正压力较好，可以使阻尼力保持稳定。 另外，从发盘的角度来看两级或多级的刚度 不同的扭转减震器将会被逐渐运用，其中一种实现变刚度的做法是将弹簧的窗口做成尺寸不一，利用弹簧先后起作用获得变刚度特性，此结构可避免不利的共振，降低传动系噪声。由于在接合过程中各级是先后起作用的，刚度由小变大，使接合更柔顺，同时采用此结构可提高从动盘寿命。此外，还可以选用橡胶等弹性元件并可制成星形或圆柱形。 从动盘摩擦片结构方案分析 1 23456碟 簧 工 作 示 意 图图 中 ：1 . 从 动 盘 体2 . 限 位 销 （ 兼 铆 钉 ）3 . 调 整 垫 片4 . 阻 尼 片5 . 碟 形 弹 簧6 . 从 动 盘 毂 摩擦片是离合器动力传递的承载元件，它性能的好坏也直接影响到能否可靠的，安全的传递发动机扭矩。 A. 摩擦片摩擦材料的选择 首先对摩擦片摩擦材料有如下要求。 a) 摩擦系数比较稳 定； b) 工作温度，滑磨速度，单位压力变化要小； c) 要有足够的机械强度和耐磨性； d) 热稳定性能好，磨合性能好，密度小； e) 有利于平顺接合； f) 长期停放，离合器摩擦面之间不产生“粘着”现象。 离合器摩擦材料一般有石棉基摩擦材料，烧结金属和金属陶瓷等。石棉基材料基本上符合上述要求并且有如下优点。同时考虑到本车的扭矩较小，属于普通车型，要求价格较低，因此本设计采用石棉基材料。 石棉基材料是由石棉织物或石棉，粘结剂（树脂或橡胶，或两者同时使用）和特种添加剂热压而成，其摩擦系数一般在 间。石棉基材料价格较低，密度 小，在大多数汽车上使用良好。但石棉基材料不宜使用在工作条件恶劣，工作温度较高的离合器中因为它的摩擦西湖 f 热稳定性较差，当 T 250 度时， f 值可能降到 下，磨损加剧，材料变质烧裂。 从发展趋势来看，烧结金属和金属陶瓷有广泛的应用前景，他们的热稳定性良好，高温耐磨性好，传热性好，摩擦系数高，密度较大，但制造工艺尚未成熟，不能保证接合柔顺等一系列问题，所以他们未能得到广泛的应用。 B. 摩擦片上沟槽的选择： 为了排屑和散热的方便，应在摩擦片表面适当开槽，本设计采用如摩擦片零件图所示的蹄块式径向沟槽，槽的数目选 24。 其他零部件结构方案分析 a) 压盘的驱动方式选择 传统的凸块式，销钉式和键块式等啮合驱动方式，存在着同轴性差，有磨损，噪声较大，有冲击，平衡性不好等缺点。钢带式压盘驱动方式0 能够克服上述缺点，并且压盘分离时可借助钢带的弹性恢复力与从动盘分离，而不需要设置专门的拉钩，可以使结构简化，增加寿命，本设计选用后者。 b) 膜片弹簧受力支撑点的选择 为了使膜片弹簧受载均匀，摩擦均匀，不偏心，本设计中在压盘壳上冲压处一条起支撑作用的弹簧支撑环带，同时在压盘受力支撑凸台上也加工出一条尖的支撑带（形状如刀口）， 如图。 支撑方式示意图 注：本选择参照五十铃轻型货车的结构方案 c) 分离轴承的选择 为了防止膜片弹簧分离指指端发生偏磨损，以使各分离指受力均匀，本设计选用了自动调心的拉式分离轴承。 d) 铆钉 摩擦片与从动盘波形弹簧铆接选用 头圆铆钉。 e) 操纵结构结构方案选择 A 要求： a 踏板力尽量小，应小于 50 200N。 1 b 踏板行程不宜过大，一般应在 100 c 具有踏板自由行程调整机构，以便于在摩擦片磨损后调整到原有行程； d 具有踏板行程限位机构且可调，防止操纵结构中的零件受到过大载荷而损 坏。 e 操纵机构应有足够的刚度 f 应不致使发动机的振动或车架和驾驶室的变形而引起操纵机构运行干涉。 B 选型 常用的机械结构有机械式，液压式和气压式三种，在高档轿车和大型车上还有助力式。由于液压式操纵机构有如下优点，因此本车选用液压式操纵机构。 a 摩擦阻力小，传动效率高。 b 重量轻，布置方便。 c 由于客车的布置形式，液压操纵机构用于远距离操纵，与机械式相比，它不受杆系限制，避免车架和车桥变形引起的干涉。 d 接合柔顺。 e 可使用吊挂式踏板，不用在驾驶室地板上开孔，便于驾驶室密封。 2 第二章 整体性能参数选择与计算 擦片尺寸计算 a) 摩擦片外径 D 根据经验公式计算 D= 发动机的最大扭矩（ N A 经验参数，对本设计的单片离合器，取 A=30 45 若取 A=35，则 D= 2155 1035 = 摩擦片外径符合 90标准 下表是标准部分内容： 外径（ (170) 180 (190) 200 (215) 225 内径（ (120) 125 (130) 140 (140/145) 150 厚度（ (：括号内尺寸不符合 尺寸规定，不推荐首先。 为使结构空间足以布置的下扭转减震器的弹簧等零件，取摩擦片外径 D=225应选其内径为 150因此可得摩擦片平均半径为 - 13 b) 摩擦片圆周速度的检验 为了避免摩擦片高速旋转时分离，限摩擦片的最大圆周速度为 6570m/s。 根据经验，发动机的最高转速比最大功率时转速高 10%，所以摩擦片外缘处的最大线速度为： 1+10%） D 式中：本车所给发动机 数据500： 1+10%） 225 4500/60 310 =s 65m/s 因此圆周速度在允许范围内，安全。 c) 计算摩擦片面积 单片摩擦片的摩擦片面积为 A=14 （ 2 D - 2d ） =14 2225 - 2150 ） 210 =2 总的摩擦片面积 A =A i=2=式中： i 是摩擦面的数目，对单片离合器 i=2. 备系数 的确定 备系数选择 后备系数 是离合器的主要参数，它反映离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。 适当，可减少滑磨。 选择后备系数需综合考虑以下因素： a) 在摩擦片在使用磨损后，离合 器还能保证传递发动机最大4 转矩的可靠程度； b) 为防止传动系过载， 又不能取过大； c) 为了防止离合器滑磨过大， 又不可过大； d) 当发动机功率较大，使用条件较好时，后备系数可以小一点； e) 为使离合器尺寸不致过大，防止传动系过载，保证操纵轻便， 又不可过大；、 f) 当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力，减少滑磨， 应选大些为宜。 由经验值，并参考国内外同类型车离合器后备系数，轿车，轻型车的后备系数通常取作 对于本车还要具体考虑到： a) 本车为轻型汽车，起步换挡平率较高，离合器工作条件严酷， 宜取大些，以减少滑磨。 b) 本车所给定的变速比1i=i=动比较大，传动系转动惯量较大， 也 宜取大。 同时参考 选 =能参数计算 1） 计算离合器静摩擦力矩 155= m) cT=f F ZF 压盘加于摩擦片上的工作压力 Z 摩擦面数目 F 摩擦系数，取作 考前述 摩擦面平均摩擦半径 F= R 5 = 32 6 0 00 9 3 = 1） 单位压力0又 A R 0 c f A R 62 6 0 . 40 . 3 4 4 1 8 0 1 0 9 3 . 5 5 2 4 22 . 1 3 1 0 ( / ) 2 . 1 7 1 0 ( / )N m k g m 22 1 . 3 ( / ) 0 . 2 1 3N c m M P a 单位压力的选择应考虑到离合器的工作条件，后备功率大小，摩擦片外径 D，摩擦片材料及质量等因素，若离合器使用频繁，发动机后备功率较小，则0之取大些，本离合器工作条件差，后备功率较小，0外径 D=225，适中，0离合器采用石棉基摩擦材料，因此0选取，参考轿车0上所述，0P= 第一轴和从动盘毂花键尺寸选取和校验 键尺寸 d 计算 花键尺寸 d（ 按下式初选 3 k T 式中： k 经验参数， k=4 4.6 发动机最大转矩，单位 N m 取 k= 55 =矩形花键国标 且考虑到汽车行驶中所遇到的复杂情况，取花键工作长度L=30数 Z=10 6 同时查得花键小径为 26d） 花键大径为 32D） 齿厚 B=4算平均直径 3 2 2 6 2922(1. 校验花键强度条件： 32 1 0h l d 式中：p 齿面挤压应力 T 花键所传递的转矩 载荷分布不均匀系数，取 0.7 h 矩形花键齿高 l 矩形花键工作长度 花键平均直径 即 32 1 5 5 1 00 . 7 1 0 3 3 0 2 9p p p=100 140 花键齿面耐磨强度计算 离合器花键基本属于空载下的移动，一般情况下热处理制造精度属于中等，故取齿面耐磨强度许用比压 Pp=30 60= 32 1 0h l d 取 = 32 1 5 5 1 00 . 7 1 0 3 3 0 2 9P = P Pp 结论：因此初选花键可以满足使用要求。 7 第三章 膜片弹簧设计 式膜片弹簧的工作原理 r 1r P 1P 211P 2( a ) 自 由 状 态 （ b ） 工 作 状 态 （ c ） 分 离 状 态膜 片 弹 簧 工 作 原 理 图 （ 拉 式 ）a) 自由状态 弹簧未安装前处于自由状态，安装时小端处于靠近压盘一面。 b) 接合状态（工作状态） 离合器盖 压盘总成装上飞轮后，离合器对膜片弹簧大端施压紧力 P，膜片弹簧中部与压盘接处作用有支撑反力1P，将膜片弹簧压紧套趋于压平状态，从而将从动盘摩擦片压紧在飞轮与压盘中间。此时，离合器处于接合状态，压紧力为1小端变形量分别为11b，22b。 c) 分离状态 当分离力2过膜片弹簧小端分离指，使弹簧以大端为端点，继续压缩，压至翻转状态，（作用力减少时，8 膜片弹簧由于弹性恢复力仍能恢复原状），此时膜片弹簧中部对对压盘作用的压紧力1从结构上应保证使压盘始终保持与弹簧接触，使压盘随膜片弹簧移动），使从动盘分离，离合器处于分离位置 小端分别产生附加变形量。 拉式膜片弹簧的载荷 变形特性 拉式膜片弹簧可以看做是由两个部分组成的。 如图所示： hr 1r 0r 弹 簧 结 构 尺 寸 简 图 碟形弹簧部分（即靠近大端圆环部分） 9 分离指部分 合位置的载荷变形公式 此时膜片弹簧仅碟簧部分受载变形，当碟形弹簧在外半径 时，其载荷 变形公式为 222 ( ) ( ) ( 1 ) 2E h H （ 1） 式中： E 材料的弹性模量 泊松比 A 载荷系数 P 载荷值 R、 r、 H、 h 膜片弹簧的结构参数尺寸 注： 1/A= 2()6 即 222 ( ) ( ) 6 ( 1 ) ( ) 2h H （ 2） 由上式可以得出膜片弹簧在大端载荷1端处的变形公式 11()P 2122 ( ) ( ) 6 ( 1 ) ( ) 2h lR r R H hR r c e L e （ 3） 此式与推式膜片弹簧相同，因两者在接合位置时都由碟形部分的预压变形起作用，受力情况与之像类似。 拉式膜片弹簧在大端载荷1 2()P 可以得出 0 2 2 2222 ( ) ( ) 6 (1 ) ( ) ( ) 2h lR r R H hR r L r c e L e （ 4） 离时的载荷变形公式 a) 拉式膜片弹簧在小端载荷2 处的变形公式 21()P 1 212 ( ) ( ) 6 (1 ) ( ) ( ) 2h lR r R H hL e L r L e L e （ 5） b) 拉式膜片弹簧在小端载荷2公式 22()P 2 2 2222 ( ) ( ) 6 (1 ) ( ) 2h lR r R H hL r c e L e （ 6） 以上各式相对应的膜片弹簧变形 载荷示意图如下所示： 1 P 1 s 1 p 1 c 1P 2 2P 2 = ( 2 f )P 2 = ( 2 ) 2 b 2 t（ a ）( b )拉 式 膜 片 弹 簧 载 荷 变 形 特 性（ a ） 图 P 1 = （ 1 ）（ b ） 图 P 2 = （ 2 ）S 凸 点 ， p 拐 点 ， t 凹 点a 磨 损 后 接 合 位 置c 彻 底 分 离 位 置凸点 2211( ( 2 ) )3 H 2 拐点 1 p （ 7） 凹点 2211( ( 2 ) )3 H 端载荷 变形特性 小端载荷 变形特性， 22 ( )P ，如上面（ b）图 各特殊点位置 令 式中： 2112 (8) 则 2 2 1i即 2 2 1 2 2 1 2 2 1,s s p p t ti i i （ 9） 拉式膜片弹簧应力变形特性 形弹簧部分的应力 变形公式 当碟形弹簧在外半径 R 与内半径 r 处受载荷 P 时，在子午剖面上各点（如下图所示），其切向应力 变形公式： 1 2 ( 1 ) ( ) ( 1 ) ( ) 2 ( ) 2 r H r R r R r （ 10） 3 t 2 r 2r 向t 向e（ a ）（ b ）拉 式 膜 片 弹 簧 在 危 险 点 的 应 力 状 态（ a ） 受 力 简 图 （ b ） 在 I 点 的 应 力 状 态I 形部分子午剖面上切向应力分布 ： 如下图所示为拉式膜片弹簧各点理论应力计算。在膜片弹簧的尺寸参数与变化范围内，在分离轴承处分离位置时，子午剖面上凸面的1t与4t为切向压应力（1t4t），凹面的2t与3t为切向啦应力。 123拉 应 力压 应 力由上图可见，点为最大应力点。 实际上，在对打应力点，当材料 P 增大到使到并超过材料4 的屈服极限后，材料发生塑性变形，因此，当载荷 P 继续的增大，该点的实际应力就不可能继续增加，而剖面上其他各点的应力继续增加，使应力分布趋于均匀。此外，由于强压处理使应力分布更趋于均匀，这就是在实际运用中，点的计算应力往往超过屈服极限而碟簧仍不失效的原因。 在实际设计中， 只要保证点的最大压应力1t和点的最大拉应力3t各自不超过许用应力值，就可以避免碟簧的损坏。 式膜片弹簧的应力计算 点的最大应力计算 拉式膜片弹簧分离状态时，点切向应力1t最大，同时受小端分离力2分离指舌根部分产生径向弯曲应力，凸面为拉应力，凹面为压应力，由于切槽部分应力集中的影响，危险应力 点位于分离指舌根部，凹面靠近切槽的部分，并处于双向应力状态。 a. 最大切向压应力1t用碟形弹簧中 10式表示。 式中1值应按以下方法取1值： 彻底分离时的大端变形量1c 应力特性曲线上凸点变形量1取两者中较小者为1值。 b. 最大径向拉应力 在小端分离力2个分离指在点应生径向拉应力： 2106 ( )r n b h （ 11） 式中： M 每个分离指上所上弯矩 2 ()r W 抗弯截 面系数 5 0b 分离指舌根宽度022 c. 最大当量应力 根据第三强度理论（最大剪应力理论）得 22z t 212206 ( )1 ( 1 ) ( ) ( 1 ) ( ) 2 ( )r r e R r L e n b （ 12） 若求得负值，表示最大当量压应力。 拉式膜片弹簧的设计 式膜片弹簧的材料和许用应力 膜片弹簧的材料具有 高的弹性极限和屈服极限，高的静疲劳强度和冲击强度，能储存较大的弹性能（因为屈服强度比较高）。为便于弹簧的冲压成型，材料还必须有足够大的塑性变形的能力，国内常用的材料为2601 4 0 0 , 1 6 0 0
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