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1、 汽車膜片彈簧離合器設(shè)計(jì)汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) XX大學(xué) 《汽車設(shè)計(jì)》課程設(shè)計(jì) 題目:汽車膜片彈簧離合器設(shè)計(jì) 學(xué)院： 機(jī)電工程學(xué)院 班級(jí)： 12級(jí)車輛工程班 學(xué)號(hào)： 姓名： 所屬組別： 第X組 目 錄 1.離合器主要參數(shù)的確定 2 1.1離合器的功用 2 1.2本次離合器設(shè)計(jì)所選車型基本技術(shù)參數(shù) 2 1.3離合器形式的確定 2 1.4離合器主要參數(shù)的選擇 3 1.4.1 離合器基本性

2、能關(guān)系式 3 1.4.2后備系數(shù)β 4 1.4.3單位壓力P0 4 1.4.4摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t 5 1.4.5摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b 5 1.5摩擦片材料選擇和尺寸校核 6 1.5.1摩擦片材料選擇 6 1.5.2摩擦片尺寸校核 7 2扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì) 8 2.1扭轉(zhuǎn)減振器選型 8 2.2扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 9 3.膜片彈簧的設(shè)計(jì) 10 3.1 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 11 3.1.1比值H/h和h的選擇 11 3.1.2 R和R/r值的選擇 11 3.1.3α的選擇 12 3.1.4分離指數(shù)目n和切槽寬δ1、δ2、及半徑re的選取 12 3.1.5膜片

3、彈簧小端內(nèi)半徑及分離軸承作用半徑的確定 12 3.1.6壓盤加載點(diǎn)半徑R1和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑r1的確定 12 3.1.7膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇 12 3.2 膜片彈簧強(qiáng)度計(jì)算 13 3.2.1 P-λ圖 13 3.2.2強(qiáng)度校核 14 參考文獻(xiàn) 16 1.離合器主要參數(shù)的確定 1.1離合器的功用 離合器是汽車傳動(dòng)系中直接與發(fā)動(dòng)機(jī)相關(guān)聯(lián)的部件，其主動(dòng)部分和從動(dòng)部分可以暫時(shí)分離，又可以逐漸接合，并且在傳動(dòng)過(guò)程中還要有可能相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，通過(guò)主動(dòng)、從動(dòng)兩部分的相互作用把發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力扭距傳遞給驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，來(lái)實(shí)現(xiàn)汽車的起步、換擋等功能。離合器的作用有三：一是保證汽車平穩(wěn)起步，二是保證傳動(dòng)系換擋

4、時(shí)工作平順，三是防止汽車傳動(dòng)系過(guò)載。 1.2本次離合器設(shè)計(jì)所選車型基本技術(shù)參數(shù) 表1-1 捷達(dá)整車參數(shù) 汽車型號(hào) 捷達(dá) GTI 16V 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率（kw）/(r/min) 102/6100 總質(zhì)量ma（Kg） 1470 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩（N.m） 167 輪胎規(guī)格 185/60VR14 最高車速（km/h） 205 車輪半徑r（mm） 233.3 最高轉(zhuǎn)速（r/min） 6650 主減速比 3.67 載重量（kg） 460 變速器一檔傳動(dòng)比 3.45 1.3離合器形式的確定 目前在汽車離合器中，摩擦式離合器用得最為廣泛。摩擦式離合器按結(jié)構(gòu)分可分主動(dòng)部分（包括飛輪、離合器蓋和壓

5、盤）、從動(dòng)部分（從動(dòng)盤總成）、壓緊機(jī)構(gòu)（壓緊彈簧）和操縱機(jī)構(gòu)（包括分離叉、分離軸承、分離踏板和傳動(dòng)部件）。在膜片彈簧離合器中膜片彈簧有壓緊彈簧和分離杠桿的雙重作用，所以膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)主要是包括從動(dòng)盤總成、膜片彈簧和壓盤總成三個(gè)部分。 根據(jù)車型技術(shù)參數(shù)，此次設(shè)計(jì)所選捷達(dá)離合器為推式操縱的拉式膜片彈簧離合器。它是目前汽車離合器中比較流行的第三代產(chǎn)品。拉式膜片彈簧的安裝方向與推式相反，在接合位置時(shí)，膜片彈簧的大端支承離合器蓋上，而以中部壓緊在壓盤上。它與推式相比具有許多優(yōu)點(diǎn)： （1）結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化，捷達(dá)離合器蓋總成中取消了膜片彈簧中間的支承各零件；

6、 （2）扭矩容量更大； （3）分離得更徹底； （4）操縱踏板更為簡(jiǎn)單； （5）使用壽命更長(zhǎng)。 （a） (b) (c) 安裝前位置 安裝后 分離位置 圖1-1 膜片彈簧離合器工作原理示意圖 1—飛輪； 2—摩擦片； 3—離合器蓋； 4—分離軸承；

7、 5—壓盤； 6—膜片彈簧； 7—支撐環(huán) 1.4離合器主要參數(shù)的選擇 1.4.1 離合器基本性能關(guān)系式 離合器的基本功能之一是傳遞力矩，因此離合器轉(zhuǎn)矩容量是離合器最為基本的性能之一。通常它只能用來(lái)初步定出離合器的原始參數(shù)、尺寸，它們是否合適最終取決于試驗(yàn)驗(yàn)證。 根據(jù)摩擦力矩公式 (1-1) 式中 Tc—離合器靜摩擦力矩； β—后備系數(shù)； f—摩擦因數(shù)； Z：摩擦面數(shù)； po—單位壓力； D—摩擦片外

8、徑； c—內(nèi)外徑之比。 為保證離合器在任何情況下都能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計(jì)時(shí)Tc應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，即 Tc=βTemax (1-2) 有了上面的關(guān)系式，對(duì)于一定的離合器結(jié)構(gòu)而言，只要合理選擇其中的參數(shù)，并能滿足上面的關(guān)系式，就可估算出所設(shè)計(jì)的離合器是否合適。 1.4.2后備系數(shù)β 后備系數(shù)β是離合器設(shè)計(jì)時(shí)用到的一個(gè)重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時(shí)，應(yīng)該要注意到下面3點(diǎn)： 1）離合器在摩擦片磨損后還應(yīng)能正常地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩。 2）要防止離合器滑磨過(guò)大。 3）要能防

9、止傳動(dòng)系過(guò)載。 顯然，如果選擇的β過(guò)小，發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩不能正常傳遞； 如果選擇的β過(guò)大，那么離合器尺寸過(guò)大，會(huì)導(dǎo)致傳動(dòng)系超負(fù)荷，難以操作。我們可以根據(jù)使用條件的好壞來(lái)適當(dāng)?shù)剡x取β的大小。在摩擦片磨損之后，離合器的壓力依然能夠可靠平穩(wěn)，所以選取的β值可以較??； 雙片離合器的β值應(yīng)大于單片離合器。 表1-2 離合器后備系數(shù)β的取值范圍 車型 后備系數(shù)β 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6~14t的商用車 1.50~2.25 掛車 1.80~4.00 本設(shè)計(jì)是捷達(dá)小轎車離合器的設(shè)計(jì)，故宜取小值，本次設(shè)計(jì)取

10、β = 1.45 1.4.3單位壓力P0 單位壓力決定了摩擦表面的耐摩性，對(duì)離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選擇單位壓力必須考慮離合器的工作條件、發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。 當(dāng)摩擦片采用不同材料時(shí)，按下表范圍選取： 表1-3 摩擦片單位壓力的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力P0 /MPa 石棉基材料 模壓 0.15～0.25 編織 0.25～0.35 粉末冶金材料 銅基 0.35～0.50 鐵基 金屬陶瓷材料 0.70～1.50 根據(jù)車型的具體參數(shù)此次設(shè)計(jì)選用石棉基編織材料，取=0.30MPa。 1.4.4摩擦因

11、數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t 摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。各種摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍見(jiàn)下表。 表1-4 摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍[3] 摩 擦 材 料 摩擦因數(shù) 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 0.35～0.50 金屬陶瓷材料 0.4 本次設(shè)計(jì)采用石棉基編織材料，所以取f = 0.30 。 摩擦面數(shù)Z為離合器從動(dòng)盤數(shù)是的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩的大小及其結(jié)構(gòu)尺寸。本次設(shè)計(jì)為單片離合器 ，故Z = 2 。

12、 離合器間隙△t是指離合器處于正常結(jié)合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時(shí)，為保證摩擦片正常磨損過(guò)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△t一般為3～4mm 。本次設(shè)計(jì)取△t =3 mm 。 1.4.5摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b 摩擦片外徑是離合器的重要參數(shù)，它對(duì)離合器的輪廓尺寸、質(zhì)量和使用壽命有決定性的影響。 當(dāng)離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片材料、后備系數(shù)β和單位壓力已選定情況下，可根據(jù)公式 D=312βTemaxπfZP0(1-c3) (1-3) 摩擦片外徑D（mm）也可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按如下經(jīng)驗(yàn)公式選用

13、： D=kDTemax (1-4) 式中kD為直徑系數(shù)，取值范圍見(jiàn)表1-5 表1-5直徑系數(shù)kD的取值范圍 車型 直徑系數(shù)kD 乘用車 14.6 最大質(zhì)量為1.8-14.0t的商用車 16.0-18.5（單片離合器） 13.5-15.0（雙片離合器） 最大質(zhì)量大于14.0t的商用車 22.5-24.0 依據(jù)Tmax=167Nm,kD取14.6，且摩擦片內(nèi)徑可根據(jù)d/D在0.53～0.70之間確定，此處取內(nèi)外徑之比c=0.7由(1-3)計(jì)算得：D=198.5mm,d= 139.0mm.初步確定D后，還需根據(jù)摩擦片尺寸的系列化和標(biāo)準(zhǔn)化進(jìn)一步確定。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)（GB145

14、7-74）的規(guī)定： 表1-6離合器尺寸選擇參數(shù)表 外徑D/mm 內(nèi)徑d/mm 厚度h/mm 160 110 3.2 180 125 3.5 200 140 3.5 225 150 3.5 最后確定：外徑D=200mm,內(nèi)徑d=140mm,內(nèi)外徑之比c=0.7而摩擦片的厚度b主要有3.2mm,3.5mm和4mm三種。此處取b=3.5mm 1.5摩擦片材料選擇和尺寸校核 離合器摩擦片在性能上應(yīng)滿足如下要求： （1）摩擦因數(shù)較高且穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度變化對(duì)其影響要??； （2）具有足夠的機(jī)械強(qiáng)度和耐磨性；

15、 （3）材料密度要小，以減小從動(dòng)盤轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； （4）熱穩(wěn)定性好，高溫下比較穩(wěn)定； （5）磨合性好，不致刮傷飛輪和壓盤表面； （6）接合平順，無(wú)“咬合”或“抖動(dòng)”現(xiàn)象； （7）長(zhǎng)期停放后，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現(xiàn)象； （8）油、水對(duì)其摩擦性能的影響要達(dá)到最小。 1.5.1摩擦片材料選擇 離合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。石棉基材料具有摩擦因數(shù)較高（大約 0.3～0.45）、密度較小、制造容易、價(jià)格低

16、廉等優(yōu)點(diǎn)。目前主要應(yīng)用于中、輕載荷下工作。 所以本次設(shè)計(jì)選取石棉合成物制成的摩擦材料.1.5.2摩擦片尺寸校核 1）最大圓周速度 摩擦片外徑D（mm）的選取應(yīng)使最大圓周速度不超過(guò)65～70m/s，即 m/sm/s 式中， 為摩擦片最大圓周速度（m/s）； 為發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速取6650； 為摩擦片外徑徑取200mm； 故符合條件。 2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0.53～0.70 范圍內(nèi)： c=0.70∈｛0.53～0.70｝ 3)保證離合器可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動(dòng)系過(guò)載，β應(yīng)在1.2～1.75 之間，而由

17、（1-1）計(jì)算的Tc=247.6Nm,將其代入（1-2）式得： β= Tc/ Temax=1.48∈｛1.20～1.75｝ （2）單位面積滑磨轉(zhuǎn)矩 單位面積滑磨轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，即 = （1-5） 所以＝(N/) 式中，為單位面積滑磨轉(zhuǎn)矩(Nm/mm2)，可按表1-7選擇 表1-7許用單位面積滑磨轉(zhuǎn)矩[T∞]的要求 外徑D/mm ≤210 ＞210—250 ＞250―325 ＞320 T∞/（N/mm） 2.8 3 3.5 4 當(dāng)摩擦片外徑D＜210時(shí)，=1.30 N/＜ 故符合要求。 4)為了減少汽車起步過(guò)程中的

18、離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過(guò)高而發(fā)生燒傷，離合器每一次接合的單位面積滑磨功應(yīng)小于其許用值，即： （1-6） 式中，ω—單位摩擦面積滑磨功(J/mm2)； [ω] —其許用值0.4 J/mm2； 是汽車起步時(shí)離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（J），可根據(jù)下式計(jì)算(1-7) 式中：ne—發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，乘用車取2 000r/min； ma—汽車總質(zhì)量(kg)，為1470kg； rr—汽車輪胎滾動(dòng)半徑，為233.3mm； ig—汽車起步時(shí)所用變速器檔位的傳動(dòng)比，數(shù)值取

19、3.45； i0—主減速器傳動(dòng)比，取3.67。 各個(gè)數(shù)值代入(7)式：得到W=10920.9J，再把W和摩擦片的各個(gè)數(shù)值代入式(6)，得： w=0.34J/mm2≤[w]=0.4J/mm2。 經(jīng)過(guò)校核可知，摩擦片的設(shè)計(jì)符合相應(yīng)的設(shè)計(jì)要求 2扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì) 2.1扭轉(zhuǎn)減振器選型 由于發(fā)動(dòng)機(jī)傳到汽車傳動(dòng)系中的轉(zhuǎn)矩是周期地不斷變化的，從而使傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。若振動(dòng)頻率與傳動(dòng)系的自振頻率相重合會(huì)發(fā)生共振，影響傳動(dòng)系中零件的壽命。為避免共振，緩和傳動(dòng)系所受的沖擊載荷，在許多汽車的傳動(dòng)系統(tǒng)中裝設(shè)了扭轉(zhuǎn)減振器，且大多數(shù)將扭轉(zhuǎn)減振器附裝在離合器的從動(dòng)盤

20、中。 圖2-1 扭轉(zhuǎn)減振器工作示意圖 1、2—減振彈簧； 3—從動(dòng)盤本體； 4—阻尼片； 離合器接合時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)飛輪和壓盤傳給了從動(dòng)盤兩側(cè)的摩擦片，帶動(dòng)從動(dòng)盤本體和與從動(dòng)盤本體鉚接在一起的減振器盤轉(zhuǎn)動(dòng)。動(dòng)盤本體和減振器盤又通過(guò)六個(gè)減振器彈簧把轉(zhuǎn)矩傳給了從動(dòng)盤轂。因?yàn)橛袕椥原h(huán)節(jié)的作用，所以傳動(dòng)系受的轉(zhuǎn)動(dòng)沖擊可以在此得到緩和。傳動(dòng)系中的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)會(huì)使從動(dòng)盤轂相對(duì)于動(dòng)盤本體和減振器盤來(lái)回轉(zhuǎn)動(dòng)，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的能量，將扭轉(zhuǎn)振動(dòng)衰減下來(lái)。 2.2扭轉(zhuǎn)減振器主

21、要參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)計(jì)算著重于減振彈簧。 1)減振彈簧的材料：采用60Si2MnA彈簧鋼絲。 2)減振彈簧個(gè)數(shù)Zj的選?。? 當(dāng)摩擦片外徑D250mm時(shí)，，由于D=180mm，所以Zj取4。 3)減振彈簧的位置半徑R0 減振彈簧的位置半徑R0一般取(0.60～0.75)d/2,即37.5~43.75mm,同時(shí)為了保證離合器可靠的傳動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩，減振彈簧位置直徑2R0約小于摩擦片內(nèi)徑約50mm，所以取R0=40mm。 4)極限轉(zhuǎn)矩Tj 極限轉(zhuǎn)矩是指減振器在消除了限位銷與從動(dòng)盤轂之間的間隙時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，

22、即限位銷起作用時(shí)的轉(zhuǎn)矩。它受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可?。? Tj=(1.5～2.0)Temax (2-1) 式中，Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； Tj—極限轉(zhuǎn)矩。 乘用車取相應(yīng)系數(shù)為2.0，所以Tj=334Nm。 5)扭轉(zhuǎn)角剛度kj 為了避免引起傳動(dòng)系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)角剛度kj，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。kj取決于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸： kj=KZjR02103 (2-2) 式中K—每個(gè)減振彈簧的線性剛度(N/

23、mm)； Zj—減振彈簧的個(gè)數(shù)； R0—減振彈簧位置半徑(m)。 減振器的角剛度既要滿足傳遞足夠大的轉(zhuǎn)矩的要求，又要滿足為了避開(kāi)共振而盡量降低其值的要求，這在實(shí)際上是做不到的。因此，減振器的角剛度kj的最后確定，常常是結(jié)構(gòu)所允許的設(shè)計(jì)結(jié)果，設(shè)計(jì)時(shí)選kj為：kj ≤ 13Tj。 由于設(shè)計(jì)的是乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)，常工作時(shí)的轉(zhuǎn)速是較高的，且保證發(fā)動(dòng)機(jī)的工作較穩(wěn)定，所以選擇kj較小，取kj=10Tj=3340Nm。 這樣每個(gè)彈簧的線性剛度為K= kj/(ZjR02)=5.2105 N/mm。 6)阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tm 由于減振器扭

24、轉(zhuǎn)剛度kj受結(jié)構(gòu)及發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制，不肯能夠很低，故為了在發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tm，一般可選： Tm=(0.06～0.17)Temax (2-3) 式中Tm—阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩； Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。 按經(jīng)驗(yàn)選Tm=0.12Temax=20.04N。 7)預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊力。研究表明，Tn的增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動(dòng)，這是有利的。但Tn不應(yīng)大于Tm，否則在反向工作時(shí)，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故?。? Tn=(0.05～0.17

25、) Temax (2-4) 式中Tn—預(yù)緊轉(zhuǎn)矩； Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。 取Tn=0.10Temax=16.7N。 8)極限轉(zhuǎn)角jj 減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn增加到極限轉(zhuǎn)矩Tj時(shí)，從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤轂的極限轉(zhuǎn)角jj為 (2-5) 式中 —極限轉(zhuǎn)角； R—減振彈簧位置半徑； Dl—減振彈簧的工作變量。 通常取3o～12o，由于設(shè)計(jì)的乘用車的離合器，所以對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的平順性要求較高，所以取。 3.膜片彈簧的設(shè)計(jì) 3.1 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇

26、圖3-1 膜片彈簧的基本尺寸 3.1.1比值H/h和h的選擇 要準(zhǔn)確選擇比值H/h可以獲得比較理想的特性曲線并獲得最佳的使用性能，因?yàn)镠/h的選擇對(duì)膜片彈簧的彈性特性有著很大的影響。膜片彈簧的彈性特性由碟簧部分決定，與自然狀態(tài)下內(nèi)錐高H及彈簧鋼板厚h有關(guān)。不同的H/h值有不同的彈性彈性（見(jiàn)下圖），當(dāng) ＜(H/h)＜2 ，特性曲線有一段負(fù)剛度區(qū)域，即隨著變形增加載荷反而減??； 該特性很適于作為離合器的壓緊彈簧，可以利用其負(fù)剛度區(qū)使分離離合器時(shí)載荷下降，以達(dá)到操縱省力的目的。 圖 3-2 H/h對(duì)膜片彈簧彈性特性的影響 而實(shí)際的工作要求中，兼顧操縱簡(jiǎn)單和壓緊力

27、的落差不致過(guò)于靈敏，離合器膜片彈簧一般取 1.5＜(H/h)＜2，板厚h為 2～4mm。 取h =2.5mm，H/h =2，得H =5mm，h =2.5mm 。 3.1.2 R和R/r值的選擇 要根據(jù)結(jié)構(gòu)的要求和摩擦片的尺寸大小來(lái)選擇膜片彈簧的大端半徑R，R/r的選定影響材料利用效率，該比值越小，則彈簧材料的利用效率越好。對(duì)于汽車離合器膜片彈簧，通常取R/r =1.20～1.35。 此次設(shè)計(jì)取R/r =1.25，r大于摩擦片平均半徑Rc，其中： （3-1） 由式 3-1計(jì)算得Rc=85mm，故取r =86mm； 因?yàn)?.25r

28、=107.5，故取R =108mm。 3.1.3α的選擇 膜片彈簧在自由狀態(tài)下圓錐底角α與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切， α=tan-1HR-r≈HR-r=12.8一般在9～14范圍內(nèi)，故符合要求。 3.1.4分離指數(shù)目n和切槽寬δ1、δ2、及半徑re的選取 分離指的數(shù)目n常取為18； =3.2～3.5mm； =9～10mm； re的取值應(yīng)滿足（r-re）≥要求。 取分離之?dāng)?shù)目n =18，＝3.2mm,=10mm； 為re滿足r -re≥，取re≤r -=86-10=76mm，可取

29、：re＝76mm。 3.1.5膜片彈簧小端內(nèi)半徑及分離軸承作用半徑的確定 由離合器結(jié)構(gòu)決定，膜片彈簧小端內(nèi)徑最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵的外徑； 應(yīng)大于。 由＜2，則?。?5mm,再取分離軸承＝18mm。 3.1.6壓盤加載點(diǎn)半徑R1和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑r1的確定 r1和R1的取值將影響膜片彈簧的剛度。r1應(yīng)略大于r且盡量接近r； R1應(yīng)略小于R且盡量接近于R。 故選擇：r1＝87mm，R1 ＝107mm。 3.1.7膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇 汽車離合器膜片彈簧特性曲線如圖 4-2 所示，選擇好曲線上的

30、幾個(gè)特定工作點(diǎn)的位置很重要。曲線上拐點(diǎn)H對(duì)應(yīng)膜片彈簧壓平位置，且。 圖 3-3 膜片彈簧工作點(diǎn)位置圖[2] 新離合器處于接合的時(shí)候，一般在點(diǎn)M與點(diǎn)H之間選取膜片彈簧工作點(diǎn)B，為了保證其壓緊力從P1B到P1A變化不大，摩擦片在最大磨損限度范圍內(nèi)應(yīng)該選取。膜片彈簧在分離的情況下點(diǎn)從B變到C，而C點(diǎn)之所以要靠近N點(diǎn)。是為了盡量地減小踏板力。 3.2 膜片彈簧強(qiáng)度計(jì)算 3.2.1 P-λ圖 1，碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，它具有獨(dú)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(kāi)的掛狀部分——分離指。膜片彈簧的

31、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(diǎn)相同時(shí)）。因此，碟形彈簧有關(guān)設(shè)計(jì)公式對(duì)膜片彈簧也適用。通過(guò)支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點(diǎn)處，用F1表示，加載點(diǎn)間的相對(duì)變形（軸向）為λ1，則壓緊力F1與變形λ1之間的關(guān)系式為: （3-2） 式中： E——彈性模量，對(duì)于鋼， μ——泊松比，對(duì)于鋼，μ=0.3 H——膜片彈簧在自由狀態(tài)時(shí)，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(shí)碟簧部分的大端半徑 r——彈簧自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的小端半徑 R1——壓盤加載點(diǎn)半徑 r1——支承環(huán)加載點(diǎn)半徑 表3-1膜片彈簧彈性特性所用到

32、的系數(shù) R r R1 r1 H h 108 86 107 87 5 2.5 代入（3-2）得 (3-3) 對(duì)（3-3）式求一次導(dǎo)數(shù)，可解出λ1=F1的凹凸點(diǎn)，求二次導(dǎo)數(shù)可得拐點(diǎn)。 凸點(diǎn)：mm時(shí)，N 凹點(diǎn)：mm時(shí)，N 拐點(diǎn)：mm時(shí)，N 2，當(dāng)離合器分離時(shí)，膜片彈簧加載點(diǎn)發(fā)生變化。設(shè)分離軸承對(duì)膜片彈簧指所加的載荷為P2，對(duì)應(yīng)此載荷作用點(diǎn)的變形為λ2。由 表3-2膜片彈簧工作點(diǎn)的數(shù)據(jù) 2.69 6.40 4.55 9.28 22.08 15.69 6213.81 3555.09 4878.50 1801.10 1030

33、.46 1414.106 3.2.2強(qiáng)度校核 膜片彈簧大端的最大變形量， 由公式： 得： ≤1500—1700MP 所以強(qiáng)度符合要求。 參考文獻(xiàn) .[1] 王望玉，汽車設(shè)計(jì).—4版.—北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.8。 [2]徐石安，江發(fā)潮，汽車離合器．北京：清華大學(xué)出版社．2004。 [3]《汽車工程手冊(cè)》編輯委員會(huì)編．汽車工程手冊(cè)．北京：人民交通出版社，2001。 [4] 李林，劉惟信，汽車離合器蓋結(jié)構(gòu)的最優(yōu)化設(shè)計(jì)．北京汽車，1991，6。 [5] 蔡興旺主編，汽車構(gòu)造與原理．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004。