2013汽車離合器課程設(shè)計解讀

1、GuangDong Polytechnic Norma) University汽車離合器設(shè)計課程設(shè)計說明書實訓(xùn)類別：汽車離合器課程設(shè)計院別：機(jī)電學(xué)院專業(yè)：車輛工 程班級：10車輛本姓名：吳奕琦學(xué)號：2010095243030指導(dǎo)教師：教務(wù)處制二0一三年 六月二十八日摘要離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機(jī)相連接的總成，其主要功用是切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機(jī)與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步； 在換擋時將發(fā)動機(jī)與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到大的動載荷時， 能限制傳動系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲

2、。本文通過對整車參數(shù)的分析，并在拆裝車輕型膜片彈簧離合器及對其進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析的基礎(chǔ)上，對轎車離合器進(jìn)行重新設(shè)計， 使得轎車離合器設(shè)計更合理。首先對貨車離合器的結(jié)構(gòu)型式進(jìn)行合理選擇，主要是對從動盤數(shù)及干濕式的選擇、壓緊彈簧的結(jié)構(gòu)型式及布置和從動盤的結(jié)構(gòu)型式選擇，并利用cad電子圖板軟件繪制轎車膜片彈簧離合器裝配圖；再進(jìn)行離合器的基本結(jié)構(gòu)尺寸和參數(shù)的選擇及計算；最后進(jìn)行離合器零件的結(jié)構(gòu)選型及設(shè)計計算，主要是對從動盤總成設(shè)計，壓盤、傳力片的設(shè)計校核，膜片彈簧主要參數(shù)的選擇、設(shè)計和強(qiáng)度校核，并繪制離合器零件圖。關(guān)鍵字：轎車離合器，膜片彈簧，設(shè)計，校核1目錄摘要1目錄11緒論11.1離合器概述11.2拉式

3、膜片彈簧離合器的優(yōu)點 12離合器結(jié)構(gòu)方案選取 12.1離合器車型的選定 12.2離合器設(shè)計的基本要求 12.3離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計22.31摩擦片的選擇：單片離合器 23. 離合器基本參數(shù)的確定 33.1摩擦片主要參數(shù)的選擇 33.2離合器后備系數(shù)的確定43.3單位壓力 P的確定54. 離合器從動盤設(shè)計 54.1從動盤設(shè)計54.1.1從動盤的選擇和設(shè)計 54.1.2從動盤轂的設(shè)計64.1.3摩擦片材料的選取及與從動片的緊固方式 75. 離合器壓盤的設(shè)計 75.1壓盤的傳力方式的選擇：傳動片式75.2壓盤的幾何尺寸的確定 75.3壓盤傳里片的材料選擇 75.4壓盤的升溫校核85.5離合器蓋的設(shè)計86.

4、 離合器膜片彈簧的設(shè)計 96.1膜片彈簧主要數(shù)據(jù)的選擇 96.1.1H/h值的選擇96.1.2比值R/r值的選擇96.1.3圓錐底角的確定96.1.4切槽寬度106.1.5壓盤加載點半徑L和支撐環(huán)加載點半徑 e的確定 106.1.6公差與精度 106.2膜片彈簧的設(shè)計106.3膜片彈簧的載荷和變形關(guān)系 11結(jié)論15參考文獻(xiàn)16致謝161.緒論1.1離合器概述離合器是設(shè)置在發(fā)動機(jī)與變速器之間的動力傳遞機(jī)構(gòu)，其功用是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

5、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。1.2拉式膜片彈簧離合器的優(yōu)點與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點：取消了中間支承各零件，并不用支 承環(huán)或只用一個支承環(huán)，使其結(jié)構(gòu)更簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更少；拉式膜片彈簧 是中部與壓盤相壓在同樣壓盤尺寸的條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，提高了壓緊力與傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，且并不增大踏板力，在傳遞相同的轉(zhuǎn)矩時，可采用尺寸較小的結(jié)構(gòu)；在接合 或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，分離效率更高；拉式的杠桿比大于推式的杠 桿比，且中間支承減少了摩擦損失，

6、傳動效率較高，踏板操縱更輕便，拉式的踏板力比推式 的一般可減少約25% 30% ；無論在接合狀態(tài)或分離狀態(tài)，拉式結(jié)構(gòu)的膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環(huán)磨損后不會形成間隙而增大踏板自由行程，不會產(chǎn)生沖擊和哭聲；使用壽命更長。2.離合器結(jié)構(gòu)方案選取2.1離合器車型的選定其基本參數(shù)如下:發(fā)動機(jī)型號發(fā)動機(jī)最大 轉(zhuǎn)矩【N- m/(r/min)】傳動比驅(qū)動輪類型與規(guī)格汽車總質(zhì) 量(Kg)使用工況離合 器形 式1擋主減速比492QA2E179.3/25005.5944.8756.50-15-10PR3700城鄉(xiāng)單片2.2離合器設(shè)計的基本要求為了保證離合器具有良好的工作性能，設(shè)計離合器應(yīng)滿足以

7、下要求： 在任何行駛條件下，都能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備，又能防止傳動系過載。接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。分離要迅速、徹底。從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 具有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 應(yīng)能避免和衰減傳動系的扭轉(zhuǎn)振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。 操縱輕便、準(zhǔn)確，以減輕駕駛員的疲勞。 作用在從動盤上的總壓力和摩擦離合器和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。具有足夠的強(qiáng)度和良好的動平衡，以保

8、證其工作可靠、使用壽命長。結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單、緊湊，質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便。2.3離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計2.31摩擦片的選擇：單片離合器單片離合器的結(jié)構(gòu)簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，在使用時能保證分離徹底，采用軸向有彈性的從動盤可保證結(jié)合平順。對乘用車和最大質(zhì)量小于7t的商用車而言，發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩一般不大，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設(shè)有一片從動盤。所以選擇單片式離合器，材料選擇粉末冶金材料。2.32壓緊彈簧布置形式選擇：拉式膜片彈簧離合器膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指部分組成。膜片彈簧有以下優(yōu)點：由于膜

9、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(nèi)能保證大致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉(zhuǎn)矩的能力不變。當(dāng)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； 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構(gòu)簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù) 目少，質(zhì)量??； 高速旋轉(zhuǎn)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； 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；易于實現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長；平衡性好； 有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。器（圖1）拉式膜片彈簧單支承環(huán)形式 （圖2）233壓盤的驅(qū)動方式的選擇：彈性傳動片驅(qū)動

10、壓盤的驅(qū)動方式主要有凸塊一一窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們?nèi)秉c是在聯(lián)接件間有間隙，在驅(qū)動中將產(chǎn)生沖擊噪聲，而且零件相對滑動中有摩擦和磨損， 降低離合器傳動效率。彈性 傳動片式是近年來廣泛采用的驅(qū)動方式， 傳動片式此結(jié)構(gòu)中壓盤與飛輪對中性能好， 使用平 衡性好，簡單可靠，壽命長。3離合器基本參數(shù)的確定3.1摩擦片主要參數(shù)的選擇摩擦片外徑是離合器的主要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質(zhì)量和使用壽命有決定性的影響。摩擦片外徑D （mm）也可以根據(jù)發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax（ N.m）按如下經(jīng)驗公式選用D KdTemax（3）由選已知得Temax =179.3N m,式中，Kd為直徑系數(shù)，取值范圍見表 3-1表

11、3-1直徑系數(shù)K D的取值范圍車 型直徑系數(shù)Kd乘用車14.6取大總質(zhì)里為1.814.0t的商用車16.018.5（單片離合器）13.515.0（雙片離合器）最大總質(zhì)量大于14.0t的商用車22.5 24.0心=17則將各參數(shù)值代入式后計算得D=227.97 mm。根據(jù)離合器摩擦片的標(biāo)準(zhǔn)化，系列化原則，根據(jù)下表3-2表3-2離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)（即GB1457 74）外徑D/mm160180200225250280300325350內(nèi)徑d/mm110125140150155165175190195厚度h/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54C =d/D0.6870.69

12、40.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5571- C 30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827單位面積F/ cm3106132160221302402466546678可?。耗Σ疗嚓P(guān)標(biāo)準(zhǔn)尺寸：外徑 D=250 mm 內(nèi)徑 d=155 mm 厚度 h=3.5 mm3.2離合器后備系數(shù)的確定表3-3離合器后備系數(shù)的取值范圍車型后備系數(shù)3乘用車及最大總質(zhì)量小于6t的商用車1.20 1.75最大總質(zhì)量為614t的商用車1.50 2.25掛車1.80 4.00結(jié)合設(shè)計實際情況，故選擇B = .5。3.3單位壓力P的確定前面

13、已經(jīng)初步確定了摩擦片的基本尺寸；外徑D=250伽 內(nèi)徑d=155伽 厚度h=3.5伽內(nèi)徑與外徑比值 C=0.620材料選擇粉末冶金材料摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍摩擦材料摩擦因數(shù)了石棉基材料模壓0.20 0.25編織0.25 0.35粉末冶金材料銅基0.25 0.35鐵基0.30 0.50金屬陶瓷材料0.4取 f 0.3fZc33由公式 Temax- gD (1 C ) 得12p0 =0.1965 Mpa滿足約束條件：0.010MP aP01.50P a4.離合器從動盤設(shè)計4.1從動盤設(shè)計從動盤總成應(yīng)滿足如下設(shè)計要求： 為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡可能??；為了保證汽車

14、平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等從動盤應(yīng)具有軸向彈性； 為了避免傳動系的扭轉(zhuǎn)共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應(yīng)裝有扭轉(zhuǎn)減振器；要有足夠的抗爆裂強(qiáng)度。4.1.1從動盤的選擇和設(shè)計在本設(shè)計中，采用組合式彈性從動片，離合器從動片采用2 mm厚的08鋼板沖壓而成，波形彈簧2mm厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑?jīng)Q定，在這里取250 mm,內(nèi)徑由從動盤轂的尺寸決定，這將在以后的設(shè)計中取得。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產(chǎn)生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷，還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口4.1.2從動盤轂的設(shè)計從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受發(fā)動機(jī)傳來的全部轉(zhuǎn)矩。 它一般采用

15、齒側(cè)對的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩 Temax按國標(biāo)GB1144 74選取。從動盤的軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0-1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼（如 35、45、40Cr等），并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝：對減振彈簧窗口及從動片配合，應(yīng)進(jìn)行高頻處理?；ㄦI選擠壓應(yīng)力的強(qiáng)度校核公式如下：壓 Fp/nlh（4.1）式中，n是花鍵齒數(shù)；h是花鍵工作高度，h （D d） 2 ； |是花鍵有效長度（mm）。 P是花鍵的齒側(cè)面壓力（N）它由下式確定Fp 4Temax

16、/（D d）Z式中，d,D分別是花鍵的內(nèi)、夕卜徑；Z是從動盤的數(shù)目；Temax是發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N E） 其余參數(shù)見表（4-1）表4-1離合器從動盤轂花鍵尺寸系列從發(fā)動機(jī)花花鍵花齒有擠壓動盤外轉(zhuǎn)矩鍵齒數(shù)夕卜徑鍵內(nèi)徑厚 b/mm效齒長應(yīng)力徑 D/mmTe/(N ?m)n1D / mm1d /mml/mm/MPa25020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.7根據(jù)摩擦片的外徑 D=250mm與發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩 Temax =179.3 N - m,由表4-1查得n=10, D =35 mm, d =28mm , b=4 mm ,1=

17、35 mm ,=10.4 Mpa，則由公式校核得:h=3.5 mmFP =11384.1 N壓 9.29Mpa10.4Mpa所以，所選花鍵尺寸能滿足使用要求。4.1.3摩擦片材料的選取及與從動片的緊固方式在該設(shè)計中選取的是粉末冶金的摩擦材料。固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接，采用這種方法后，當(dāng)在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強(qiáng)度，同時，當(dāng)釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表面上對摩擦系數(shù)的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等優(yōu)點。離合器間隙 t是指離合器處于正常結(jié)合狀態(tài)、分離套筒被回位彈

18、簧拉到后極限位置時， 為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全結(jié)合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。該間隙厶t 一般為34mm。本次設(shè)計取 t =3 mm。5.離合器壓盤的設(shè)計5.1壓盤的傳力方式的選擇：傳動片式本設(shè)計采用采用傳動片式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。5.2壓盤的幾何尺寸的確定由于摩擦片的的尺寸在前面已經(jīng)確定，故壓盤的內(nèi)外徑也可因此而確定。壓盤外徑D=260伽壓盤內(nèi)徑d=165伽壓盤的厚度確定主要依據(jù)以下兩點：壓盤應(yīng)有足夠的質(zhì)量壓盤應(yīng)具有較大的剛度在該設(shè)計中，初步確定該離合器的

19、壓盤的厚度為20伽。5.3壓盤傳里片的材料選擇壓盤形狀需要耐磨， 傳熱性好和具有較高的摩擦系數(shù)， 故通常用灰鑄鐵鑄造而成， 其金 相組織呈珠光體結(jié)構(gòu)，硬度為 HB170227,其摩擦表面的光潔度不低與 1.6。為了增加機(jī) 械強(qiáng)度，還可以另外添加少量合金元素。在本設(shè)計中用材料為ht250,密度工作表面光潔度取為1.6。5.4壓盤的升溫校核校核離合器接合一次時的溫升（每次接合大約3s左右），它不應(yīng)超過810C.校核公式為:L0cm壓式中：0為溫升（C） , L為滑磨功（J）, c為壓盤的比熱，c=481.48J/（ kg .C ）, m壓為壓盤質(zhì)量（kg）,m壓pa(D2 d2) h/42.2Ln

20、0J bn0 J1801 Jb (1 丄)180 B Jm式中：Jm為離合器主動部分的轉(zhuǎn)動慣量；Jb為整個汽車的慣性質(zhì)量轉(zhuǎn)化到離合器從動2部分上的當(dāng)量轉(zhuǎn)動慣量；no為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩時的轉(zhuǎn)速；而 Jb ma2t2， ma為汽車的總g ioig質(zhì)量（kg）, rr為驅(qū)動輪的滾動半徑（m） , i0為主傳動比；ig為變速器傳動比；為分配壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合壓盤=0.50，雙片離合器壓盤=0.25，雙片離合器中間壓盤為=0.50。經(jīng)計算0=4.5 C 8C，符合要求。5.5離合器蓋的設(shè)計在設(shè)計中應(yīng)注意以下幾個問題：離合器的剛度離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當(dāng)離合器

21、分離時， 可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機(jī)構(gòu)的傳動效率，嚴(yán)重時還可能造成離合器分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損， 還會造成變速器的換檔困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為4 mm的低碳鋼板（如 08鋼板）沖壓成帶加強(qiáng)筋和卷邊的復(fù)雜形狀。離合器的通風(fēng)散熱為了加強(qiáng)離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風(fēng)窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風(fēng)窗口。離合器的對中問題離合器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另一種是用定位銷或定位螺栓對中，由于本設(shè)計選用的是傳動片傳動方式，因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內(nèi)圓止口對中。6離合器膜片彈簧的設(shè)計6.1膜片彈簧主要參數(shù)的選擇

22、6.1.1H/h值的選擇此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，分析式（3.10）中載荷與變形1之間的函數(shù)關(guān)系可知，當(dāng)H h 2時，F(xiàn)2為增函數(shù)；H h 2時，F(xiàn)1有一極值，而該極值點又恰為拐 點；H h 2時，F(xiàn)1有一極大值和極小值；當(dāng) H h 、2時，F(xiàn)1極小值在橫坐標(biāo)上。為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h通常在1.52范圍內(nèi)選取。常用的膜片彈簧板厚為24mm ,本設(shè)計 H h 1.8 , h=3mm ,貝U H=5.4mm。H / h6.1.2比值R/r值的選擇對膜片彈簧彈性特性的影響（圖）21通過分析表明，R/r越小，應(yīng)力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響

23、越大。汽車離合器膜片彈簧根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R/r常在1.21.3的范圍內(nèi)取值。本設(shè)計中取R r 1.2，摩擦片的平均半徑Rc (D d)/4 101.25 , r Rc取r 102 mm則6.1.3圓錐底角的確定R 122.4 mm 取整 R二_ _旳汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角a般在 9 15 范圍內(nèi)，本設(shè)計中arctanH R r H R r得 14.4 在9 15 之間，合格。分離指數(shù)常取為18,大尺寸膜片彈簧有取24的，對于小尺寸膜片彈簧，也有取 12的，本設(shè)計所取分離指數(shù)為186.1.4切槽寬度13.2 3.5 mm ,29 10 mm ,取 13.5 mm ,210

24、 mm , re 應(yīng)滿足r re2的要求。6.1.5壓盤加載點半徑L和支撐環(huán)加載點半徑e的確定e應(yīng)略大于且盡量接近r， L應(yīng)略小于 R且盡量接近 R。本設(shè)計取 L 121 mm，e 104 mm。膜片彈簧應(yīng)用優(yōu)質(zhì)高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內(nèi)常用的碟簧材料的為 60SizMnA，當(dāng)量應(yīng)力可取為 16001700N/mm2。6.1.6公差與精度離合器蓋的膜片彈簧支承處，要具有大的剛度和高的尺寸精度，壓力盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支承環(huán)和支承鉚釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。6.2膜片彈簧的設(shè)計H R r應(yīng)在一定范圍膜片彈簧（圖1） 為了滿足離合器使用性能的要求，彈

25、簧的H h與初始錐角內(nèi)，即即1.6 H h 1.8 2.29 H R r 14.4 15 彈簧各部分有關(guān)尺寸的比值應(yīng)符合一定的范圍，即1.20 R r 1.2061.3570 2R/h 82100L （或拉式膜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 片彈簧的壓盤加載點半徑 e）應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即拉式：（D d）/4 101.25 e 104D/2125根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置要求，R1與R , rf與r0之差應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即1 R L 2 70 e r 2 60 r。4膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用,，因此杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即拉式：3.5

26、L rf 9L e由和得rf 32 mm, r030 mm。6.3膜片彈簧的載荷和變形關(guān)系碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，膜片彈簧（圖1）,它具有獨特的彈性特征，廣泛應(yīng)用于機(jī)械制造業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔 開的掛狀部分一一分離指。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(dāng)加載點相同時）。因此，碟形彈簧有關(guān)設(shè)計公式對膜片彈簧也適用。通過支承環(huán)和壓盤F1表示，加載點間的相對加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點處，用變形（軸向）為入1,則壓緊力F1與變形入1之間的關(guān)系式為：F P1h2R ln Eh 1r2I2L e(3.10)

27、式中：E 彈性模量，對于鋼,2.1105MPa卩一一泊松比，對于鋼，卩=0.3H膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內(nèi)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L壓盤加載點半徑 e支承環(huán)加載點半徑代入（3.10）得F132(6.11)1180 12357 18956 1對（3.11）式求一次導(dǎo)數(shù)，可解出入仁F1的凹凸點，求二次導(dǎo)數(shù)可得拐點。凸點：1M 2.8 mm 時，F(xiàn)1M 10549 N凹點：1 n 5-9 mm 時，F(xiàn)1 n 7762 N拐點:1H4.35 mm 時，F(xiàn)1H 9175 N公式3.11繪圖如下:圖4八4膜片彈簧丁作點位竇圖B點

28、一一新離合器壓緊狀態(tài)時膜片彈簧工作點位置，一般取在凸點M和拐點H之間,且靠近或在H點處，以保證摩擦片在最大磨損限度入范圍內(nèi)壓緊力從Fpib到Fpia變化不大。在該點要保證膜片彈簧有足夠大的壓緊力Fp1b，此時B點變形量1B=(0.65 0.8) H。取 1B = 4.3mm則 FP1B = 9241重新計算后備系數(shù)：TcmaxFp1 fR乙 1.731Te maxTemax當(dāng)離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設(shè)分離軸承對膜片彈簧指所加的載荷為F2對應(yīng)此載荷作用點的變形為 入 22 (erf)(Le) 4.31 (6.12)f2 (Le) F1(e rf)0.233F1(6.13)列出表3.

29、8表3.8膜片彈簧工作點的數(shù)據(jù)12.85.94.35212.0425.3718.92F11046177989136F22437.41816.92128.7a）自由狀態(tài)b）壓緊狀態(tài)C）分離狀態(tài)膜片彈簧工作點位置的選擇。從膜片彈簧的彈性特性曲線圖（圖4-14）分析出，該曲線的拐點H對應(yīng)著膜片彈簧壓平位置，而伯 !M 1N 2。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B 一般取在凸點M和拐點 H之間，且靠近或在H點處，一般ib 0.65 0.8 ih，以保證摩擦片在最大磨損限度入范圍內(nèi)壓緊力從F1B到F1A變化不大。當(dāng)分離時，膜片彈簧工作點從B變到C ,為最大限度地減小踏板力，C點應(yīng)盡量靠近N點。為了保

30、證摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞傳矩，并考慮摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨 損后彈簧工作壓緊力F1A應(yīng)大于或等于新摩擦片時的壓緊力F1B，見圖.7.4膜片彈簧的應(yīng)力計算。假定膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點O轉(zhuǎn)動（圖3.4）。斷面在O點沿圓周方向的切向應(yīng)變?yōu)榱悖试擖c的切向應(yīng)力為零，O點以外的點均存在切向應(yīng)變和切向應(yīng)力?，F(xiàn)選定坐標(biāo)于子午斷面，使坐標(biāo)原點位于中性點O。令X軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點的切向應(yīng)力為：2t Ex (2) y (1)(x e)(6.14)式中 0碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)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e 碟簧部分

31、子午斷面內(nèi)中性點的半徑e= ( R-r) /In(R/r)(6.15)為了分析斷面中斷向應(yīng)力的分布規(guī)律，將(3.14)式寫成 Y與X軸的關(guān)系式：Y ( t 2) (12) t E X (12)e t E由上式可知，當(dāng)膜片彈簧變形位置$定時，一定的切向應(yīng)力a在X-Y坐標(biāo)系里呈線性分布。d b當(dāng)t 0時丫 ( )X ,因為()的值很小，我們可以將()0看t222 d成tg(-)，由上式可寫成 Y tg( -)X。此式表明，對于一定的零應(yīng)力分布在中性2 2點0而與X軸承(一)角的直線上。從式(3.16)可以看出當(dāng)X e時無論取任何值，2都有Y ()e。顯然，零應(yīng)力直線為 K點與0點的連線，在零應(yīng)力直

32、線內(nèi)側(cè)為壓應(yīng)2力區(qū)，外側(cè)位拉應(yīng)力區(qū)，等應(yīng)力直線離應(yīng)力直線越遠(yuǎn)，其應(yīng)力越高。由此可知，碟簧部分內(nèi)緣點B處切向壓應(yīng)力最大，A處切向拉應(yīng)力最大，分析表明，B點的切向應(yīng)力最大，計算膜片彈簧的應(yīng)力只需校核B處應(yīng)力就可以了，將B點的坐標(biāo)X= (e-r)和Y=h/2代入(3.17)式有：tB E (12) r(e r) 2 2 (e r) h 2 (6.17)令可以求出切向壓應(yīng)力達(dá)極大值的轉(zhuǎn)角Ph 2(e r)由于:e (R r) In(R/r)125 mm所以： P 0.414 , tB -1874 N/mm2B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(yīng)力:2rB 6(r 仃廳2 nbh(6.18)式中 n分離指數(shù)目n =18br 單個分離指的根部寬br 2 r0 1810.47 mm因此：rB 566.7 N/mm2由于urB是與切