轻型货车膜片弹簧离合器的设计

1、第一章 绪论离合器技术发展史在100多年的汽车发展史中，几乎所有的零部件在技术方面都经历过巨大的发展变化：可靠性、生产成本、维护便利性、节能减排性等，都已经且将一直成为汽车行业的追求目标，这些发展目标要求汽车工程师们不断地开发出更新更好的解决方案。   由于塞内燃机只有在达到一定转速时才能输出转矩，所以在发动机和变速器之间必须要有一个分离接合装置。汽油发动机需要借助离合器的接合功能才能起动汽车，因为只有当发动机达到一定转速时，才能输出转矩。除了离合器的接合功能，离合器的分离功能也同样重要，因为在车辆行驶中要求可以自由换档。鉴于相关问题的复杂性，早期在很多小型车设计结构中并没

2、有离合器的接合功能，车辆是借助人力推动而起动的。离合器的起源 第一代离合器的工作原理来自早期工业化社会使用机械装置的工厂。通过对带式变速器的类推，人们将一种平面皮带引入到汽车中。并通过皮带轮的张紧作用。但是皮带传动装置有其缺点，一方面是效率低下，容易磨损，尤其是在雨天传递动力不足时；另一方面是要求变速器增加档位以应对不断提高的发动机转矩，这就促使工程师们不断地探索更好的方法以取代此离合器。 结果便是人们发明了各种各样的离合器。 早期的离合器   在1889年，戴姆勒的钢轮汽车已使用这种设计原理的基本形式：配备了一个锥形/斜面摩擦离合器。这个可以

3、自由移动的锥形盘位于变速器轴上，与曲轴上带锥形凹槽的飞轮可以牢牢地接合.大约在1910年代，配备了另一个离合器制动或变速器制动，它通过第二个脚踏板来起作用通常该第二踏板与离合器踏板连接在一起，并都位于踏板轴的后方。锥形盘通过皮革制的摩擦层来散热。经过一段时间的长途驾驶后，由于飞轮的热膨胀，锥形盘可能与飞轮接合的更深，但当飞轮温度下降后，却很难让锥形盘从飞轮中分离出来。  直到第一次世界大战末期，金属摩擦片才开始普及起来。而此前，人们还试验了其它不同材料，如NAG公司设计了一种薄钢片压制的驼毛锥盘，并装上像扇子似的刀片用来冷却，其在两部分间接合，皮革线状环用螺栓固定在飞轮上。

4、该结构的两部分允许皮革线状环自由移动，从而让离合器维护简化了，并降低了离合器被卡住的次数。 传统单盘干式离合器的雏形  在板簧离合器中，有一个坚固耐磨的螺旋状板簧，其与变速器输入轴的鼓形末端相连，安装在飞轮的凹陷处。螺旋板簧的一端与飞轮相连，另一端紧固在弹簧罩壳上。离合器踏板压紧板簧，板簧在鼓形周围绕其自身越来越紧(自动增强)，驱动变速器输入轴接合离合器。只需很小的力即可压缩弹簧，并使离合器接合柔和。大约在戴姆勒公司开发其板簧离合器的同时，来自英国的Hele-Shaw教授也完成了对多盘离合器的试验，这也被认为是现在的传统单盘干式离合器的先驱。命名为“Weston”离合器，与

5、锥形盘离合器相比能够大规模生产的一个决定性的优点是：在较小的安装空间下，其摩擦面积却很大，并可以持续地接合。膜片式离合器的诞生  为了解决上述这些系统性的不足，人们便开发出了膜片弹簧离合器，膜片弹簧离合器诞生于1936年通用汽车的研究实验室里，并在1930年代后期在美国大批量生产。在欧洲，是在第二次世界大战之后，人们通过美国通用公司的军用卡车才开始熟悉膜片弹簧离合器，并在1950年代中期应用在一些单一的欧洲车型上。保时捷356，Goggomobil，宝马700和DKW Munga是第一批配备了膜片弹簧离合器的德国制造的汽车。膜片弹簧离合器大批量生产始于1965年的欧宝Rek

6、ord车型。  由于膜片弹簧离合器能够均衡、对称地转动，因而不受发动机转速的影响。膜片弹簧离合器在1960年代获得了成功，那时凸轮轴顶置式高转速发动机(Glas，宝马，阿尔法罗密欧)大范围地取代了凸轮轴下置式发动机。到1960年代末，几乎所有的汽车制造商都采用膜片弹簧离合器 与此发展相对应的是，离合器从动盘也得到了优化。往复式活塞式内燃机不断变化的转速和波动的所产生的振动从曲轴、离合器、变速器输入轴传递到变速器，导致了噪声和严重的齿轮磨损。现代汽车中不断轻量化的飞轮和整车质量，加剧了这种现象，所以人们开发了带扭矩减振器和波形弹簧片的离合器从动盘。 第二章

7、 离合器的结构分析第一节 离合器的功用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与传动系平顺地结合，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载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损害；有效地降低传动系中的振动和噪声。第二节 离合器的主要结构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传动片传递转矩的。2.从动部分从动部分主要是由从动盘、减震器等组成。它将主动部分通过摩擦传来的动力传给变速器

8、的输入轴。3.压紧机构压紧机构主要由螺旋弹簧组成，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，从而将处于飞轮和压盘间的从动盘压紧。4.操纵结构、操纵机构是为驾驶员控制离合器分离与结合程度的一套专设机构，它是由位于离合器壳内的分离杠杆（在膜片弹簧离合器中，膜片弹簧兼起分离杠杆的作用）、分离轴承、分离套筒、分离叉、回位弹簧等机件组成的分离机构和位于离合器壳外的离合器踏板及传动机构、阻力机构等组成。第三节 离合器的结构方案的分析及选择 1.从动盘数及干、湿式的选择单片干式摩擦离合器其结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘时也能结合平

9、顺。因此，广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车，在发动机转矩不大于1000牛/米的大型客车和重型货车上也有所推广。当转矩更大时可采用双片干式或双片湿式摩擦离合器。因本设计的离合器是用于轻型货车上的，选用单片干式摩擦离合器。2. 压紧弹簧的结构型式及布置的选择周置弹簧离合器的压价弹簧均采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在同一个圆周上。有的重型汽车将压紧弹簧布置在同心的两个圆周上。其结构简单制造容易，因此用比较广泛。在高转速离心力的作用下，周置弹簧易歪斜甚至严重弯曲鼓出而显著降低压紧力：另外，压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最大转速很高时周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，是弹簧压紧力下

10、降，离合器传递转矩的能力随之降低。此外，弹簧靠到它的定为面上，造成接触部位严重磨损，甚至出现弹簧断裂的现象。中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心，这是压紧弹簧不与压盘直接接触，因此压盘由于摩擦而长生的热量不会直接传给弹簧而使其回火失效。压簧的压紧力是经杠杆系统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可用力量较小的弹簧得到足够的压盘压紧力，使操纵轻便。采用中央圆柱螺旋弹簧是离合器的轴向尺寸较大，而矩形断面的锥形弹簧则可明显缩小轴向尺寸，但其制造却比较困难，故中央弹簧离合器多用在重型汽车上以减轻其操纵力。根据国外的统计资料：挡在货汽车的发动机转矩大于400

11、450牛/米时，常常采用中央弹簧离合器。斜置弹簧离合器是重型汽车采用的一种新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧，分别以倾角斜向作用于传力套上，跟着在推动压杆并按杠杆比放大后作用与压盘上。因此，斜置弹簧离合器与前两种离合器相比，其突出优点是工作性能十分稳定。与周置弹簧离合器比较，其踏板力可降低35%左右。膜片弹簧离合器的结构主要特点是采用一个膜片代替传统的螺旋弹簧和分离杠杆。其结构特点如下：1）膜片弹簧的轴向尺寸较小而径向尺寸很大，这有利于在提高离合器传递转矩能力的情况下离合器的轴向尺寸。2）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，故不需专门的分离杠杆，使离合器结构大大简化，零件数目少，质

12、量轻。3）由于膜片弹簧轴向尺寸小，所以可以适当增加压盘的厚度，提高热容量；而且还可以在压盘上增设散热筋及在离合器盖上开设较大的通风孔来改善散热条件。4）膜片弹簧离合器的主要部件形状简单，可以采用冲压加工，大批量生产时可以降低生产成本。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断地提高，因而这种离合器在轿车及微型和中型客车、货车上得到广泛的应用，而且逐渐扩展到大型货车上。综上所述：本设计采用膜片弹簧。3. 操纵机构的选择由于机械式结构简单，制造容易，工作可靠多应用于货车，但该装置质量大，杠杆之间饺点多，因而摩擦损失较大，传动效率低，其工作受到发动机震动以及车身或车架

13、变形的影响，不采用那种吊挂式的踏板结构。在平头汽车上杆系的结构复杂，合理布置杆系也较困难，踏板的自由行程将加大，刚度也变差。然而，液力操纵机构具有摩擦阻力小，转动效率高，质量小，布置方便，便于采用吊挂踏板，驾驶室容易密封，发动机的振动和车架或驾驶室的变形不会影响其正常工作，离合器接合柔和等优点。综上所述，本次设计选用液压式操纵机构。4. 离合器的通风散热实验表明，离合器的磨损是随温度的升高而增大的，当压盘工作表面温度超过一定温度时，摩擦片磨损急剧增加。在正常使用条件下的离合器压盘工作表面温度在180。在特别严酷的使用条件下，压盘表面的瞬时温度有可能高达1000。过高的温度能使压盘受热变形产生裂

14、纹。为了使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够的重量以保证足够的热容量外，还要求通风散热性良好。改善离合器的通风措施有：1）在压盘上设置散热筋；2）在离合器盖上开较大的通风口，在离合器外壳上设有通风窗；5. 膜片弹簧的支承形式推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同可分三种：1）双支承环形式 用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单；2）单支承环形式 在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台来代替后支承环，使架构简单，或在铆钉前侧以弹性当环代替前支承环，以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙；3）无支承环形式 利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将膜片弹簧铆合在一起

15、，取消前后支承环，或在铆钉前侧以弹性当环代替前支承环，离合器盖上的环形凸台代替后支承环，使结构更简化或取消铆钉，离合器盖内边缘处伸出的许多舌片将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形凸台弯合在一起，结构最为简单。本次设计选用双支承环式。6.压盘的驱动方式压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时它和飞轮一同带动从动盘转动，所以他应与飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由作轴向移动。压盘的驱动方式主要有凸块窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种。前三种的共同缺点是在连接件之间有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性

16、传动片式是最近广泛采用的驱动方式，沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别于离合器盖和压盘以铆钉或螺栓连接，传动片的弹性允许压盘做轴向移动。弹性传动片驱动方式简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。故本次选用弹性传动片式。第三章 轻型货车膜片离合器主要参数的选择为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足如下基本要求：1）能可靠的传递发动机的最大转矩。2）结合过程要平顺柔和，使汽车岂不是没有抖动和冲击。3）分离时要迅速彻底。4）离合器从动部分的转动惯量要小，以减轻换挡是变速器轮齿间的冲击力并方便换挡。5）高速旋转时具有可靠的强度，应注意平衡免受离心力的影响。

17、6）应使汽车传动系避免共振，具有吸收振动，冲击和减小噪声的能力。7）操纵轻便，工作性能稳定，使用寿命长。以上这些要求中最重要的是使用可靠，寿命长以及生产和使用中的良好技术经济指标和环保指标。第一节 离合器基本参数的设计1.离合器后备系数的确定 后备系数是离合器设计时应该确定的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑一下几点：1）摩擦片在使用中磨损后，离合器还能可靠地传递发动机最大转矩。2）要能防止离合器滑磨过大。3）要能防止传动系过载。为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小，当使用条件恶劣，为提高起步能力，减小离合器滑磨，应选取大些。采用柴

18、油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取值应大些。发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些。考虑以上影响因素和设计车型为微型货车，根据的取值范围=1.201.75，同时参考其他同类车型选取=1.5。2. 摩擦片外径D、 内径d和厚度b的确定设计参数为最大载质量为4t，最高车速为160km/h，查表可取最大扭矩为155 N.m摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩的大小有一定关系。发动机转矩是重要参数，安发动机最大转矩（N.m）来选定D，由下列公式可得：D= (3-1)取=18 =70.7 N.m代入数据D=18×=223.4mm在主

19、要技术标准中摩擦片的外径选254mm左右。查摩擦片尺寸的系列化合标准化，选取标准摩擦片外径D=225mm，内径d=150mm，厚度b=3.5mm,内外径之比d/D=0.667，单位面积A=221mm²。3. 摩擦因素f、摩擦面数Z和离合器间隙t的确定 1).摩擦因素f取决于摩擦片的材料及其工作温度、单位压力和滑膜速度等因素。见下表摩擦材料摩擦因素f石棉基材料模压0.2-0.25编制0.25-0.35粉末冶金材料铜基0.25-0.35铁基0.35-0.50金属陶瓷材料0.4本次设计采用石棉基材料，故摩擦因素在0.2-0.35。2）摩擦面Z为离合器从动盘数的两倍，故Z=2。3）离合器间隙

20、 t=3-4mm。4. 单位压力的确定单位压力对离合器工作性能和使用寿命有很大的影响，选取时应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸，材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，应取小些。当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外源出的热负荷，应取小些，后备系数较大时可适当增大。采用石棉基材料时=0.150.35(MPa)第二节 摩擦片的约束计算1）摩擦片的外径D的选取应使最大圆周速度V不超过6575m/s。 （3-2）式中：D-摩擦片外径mm；n -发动机最大功率时转速r/min；V-摩擦片最大圆周速度；V=26.17m/s65m/s符合条件2）摩擦片的内外径比

21、c应在0.530.7范围内。在本设计中c=0.620 符合要求3）后备系数的最大范围1.204.0。在本设计中=1.5 4）单位压力。摩擦离合器是靠摩擦表面的摩擦力矩来传递发动机转矩。离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为：=f FZ （3-3）式中：-为静摩擦力矩牛每米。f -摩擦面间的静摩擦因数，取f=0.30。F-压盘施加在摩擦面上的工作压力，单位：N。Z-摩擦面数，为从动盘数两倍。Z=2。-摩擦片的平均摩擦半径，单位：mm。假设摩擦片上工作压力均匀，则有：F=A= （3-4）式中：-摩擦面单位压力，单位：M。A-一个摩擦面的面积：m；D-摩擦片外径：mm；d -摩擦片内径：mm；摩擦片

22、的平均摩擦半径根据压力均匀假设，可表示= （3-5）将式（2-4）与（2-5）带入（3-3）得：=f Z （3-6）式中：c-摩擦片内外径之比，c=0.620。为了保证离合器在任何情况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时应大于发动机最大转矩，即= （3-7）则根据以上相应计算公式及相关数据可得：由（3-7）得：=1.5×160=240 N.m由（3-6）验算单位压力，则：240=0.129M 在所要求范围内。由式（3-5）：=有公式（3-3）：第四章 轻型货车膜片弹簧离合器主要部件的设计第一节 离合器主动部分的设计1. 压盘的设计在摩擦片的尺寸确定以后，与它摩擦相接触的压盘内外径

23、尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何去确定它的厚度。压盘厚度的确定主要依据以下两点：1）压盘应具有足够的质量，以增大热熔，减少升温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设各种形状的散热筋或鼓风筋，以以帮助散热通风，使每次结合时的温升不至于过高：2）压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减少受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的分离，厚度约1525mm。3）与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520g.cm。4）压盘高度公差要小。鉴于以上原因，本次设计压盘厚度取20mm。在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器结合一次的温升

24、，它不应超过810。校核公式： （4-1）式中：-温升，；L-滑磨功，N.m；-分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘=0.50；C-压盘的热容量，对于铸铁压盘：c=481.4J/(Kg.K)；m-压盘质量，Kg。m=v=7.0××3.14×（0.225×0.2250.15×0.145）÷4×0.020=2.78Kg=9.810符合要求2.离合器盖的设计离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。对离合器盖结构设计的要求：1）应具有足够的刚度，否则将会影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行

25、程，减少压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此采取以下措施：适当增大盖得板厚，一般为2.54mm。2）应与飞轮保持良好的队中性，以免影响总成的平衡和正常的工作。3）盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。4）为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。经以上叙述与实物类比，本次设计取厚度4mm。第二节 从动部分的设计从动盘总成设计时应满足一下几个方面的要求：为了减少变速器换挡是轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；为了保证汽车平稳起步，摩擦面上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性；为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应

26、装有扭转减震器；具有足够的抗暴裂强度。1.从动片设计从动片时，应尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。从动片一般都做的比较薄，通常使用1.32.0mm厚的钢板冲制而成。本次设计的微型货车，故取从动片厚度为1.5mm。为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。2.从动盘毂发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器输入轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器输入轴的花键结合方式采用齿侧定心的矩形花键。设计花键的结构尺寸时参照国标GB1144-1974的

27、花键标准，表5-1从动盘毂花键的尺寸摩擦片外径mm发动机最大转矩N.m齿数n外径mm内径mm齿厚mm有效齿长mm挤压应力M160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0从动盘毂花键尺寸如下：花键齿数：n=10；花键外径：D=32mm；花键内径：d=26mm；齿厚：B=4mm；有效齿长：l=30mm。由于花键损

28、坏的主要形式是由于表面受挤压过大而全破坏，所以花键要进行挤压应力计算。有公式： （4-2） 式中：P-花键的齿侧面压力，由下式确定：P= （4-3）式中：d，D-花键的内外径，；Z-从动盘毂的数目；-发动机的最大转矩，N.m；-花键齿数；-花键工作高度，（D）2；-花键有效长度，。由已知条件：P4876N5.4M从动盘毂由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa。故所选花键尺寸满足要求。3.摩擦片的设计摩擦片的材料及尺寸在前文中已经确定，故此处只需它与从动片的连接方式。摩擦片与从动片连接方式有铆接和粘接。铆接可靠，更换摩擦片方便，适宜安装波形片，但摩擦面利用面积小；粘接摩擦片

29、利用面积大，但更换摩擦片困难，波形片不易安装。考虑到本次设计离合器传递的最大扭矩不大，需要安装波形片，所以采用铆接的方式。4.轴径的计算轴的扭转强度条件为：式中：轴的扭转切应力，；T轴所传递的转矩，N.mm；轴的抗扭截面系数，；对于实心轴，将16代入（51）可得：= 106×0.1948=20.7mm本地设计取值d=26mm。5.扭转减震器的设计1)极限转矩：有减震弹簧的最大变形量来确定，它规定了其作用的转矩上线，极限转矩为减震器在消除限位销与从动盘毂缺口间的间隙时所能传递的最大转矩。=（1.52.0） （4-4）式中的微型货车取=1.5=106.05 N.m2)扭转刚度为了避免引起

30、系统的共振，要合理选择减震器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。决定于减震器弹簧得线刚度及其结构布置尺寸。设减震弹簧分布在半径为的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为。此时所需加在从动片上的转矩为T=1000K （4-5）式中，T为是从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩:；K为每个减震弹簧的线刚度；为减震弹簧的个数；为减震弹簧位置半径。根据扭转减震器扭转刚度的定义，=则=1000 （4-6）式中，为减震器扭转刚度设计时可按经验来处选取13 本设计中取=1000N.m/rad3)阻尼摩擦转矩T由于减震器扭转刚度T，受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很

31、低，故为了在发动机工作转速范围内最有效的消振，必须合理选择减震器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T。一般可按下式初选T=（0.060.17） (4-7)本设计中初选T=7.07N.m4)预紧转矩T减震弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，T增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是T不应大于T，否则在反向工作时，扭转减震器将提前停止工作，故取T=（0.050.15）T，本设计中初选T=6.36 N.m5)减震弹簧的位置半径RR的尺寸引进可能大些，一般取R=（0.600.75） （4-8）式中的d为摩擦片的直径。本设计中取R=50mm6)减震弹簧的个数Z（参考下表）摩擦片外径为225式减震弹簧

32、的个数可取46本设计中Z=47)减震弹簧总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙1与2被消除，减震弹簧传递转矩达到最大值时，减震弹簧收到的压力F为F=/ （4-9）F=2121N第四节 压紧部分膜片弹簧的设计1.膜片弹簧主要参数的选取1）比值H和板厚的选择。比值H对于膜片弹簧的弹性特性影响极大，如图4-1。通过分析可知，当H时，为增函数；H时，有一极值，该极值点恰为拐点；当H时，有一极大值和一极小值；当H2时，的极小值落在横坐标上。为保证离合器压紧力变化不大和操作轻便，汽车离合器用膜片弹簧的H一般为1.52.0，板厚为24图4-1膜片弹簧的弹性特性曲线2）比值R/r和R、r的选择，研究表明，R/r越

33、大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。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。3）的选择。膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度关系密切，H（R），一般在915°的范围内。4）膜片弹簧工作点位置的选择。膜片弹簧工作点拐点H对着膜片弹簧的压平位置，而且。新离合器在结合状态时，一般=（0.81.0），以保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧力从到变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B到C。为了最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。图4-2膜片弹簧工

34、作点位置5）分离指数的选取。分离指数常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸弹簧可取12。6）膜片弹簧小端半径，及分离轴承作用半径的确定。由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。应大于。7）切槽宽度、及半径，3.23.5，910，的取值应满足的要求。8）压盘加载半径和支撑环加载点半径的确定。和的取值将影响膜片弹簧得刚度。应略大于，应略小于R且尽量接近R。本次设计取，H/h=1.5，H=3mm，h=2mm，R/r=1.2，R=108mm，r=90mm，=12.7，n=18，=20mm，=3.2mm，=10mm，=10mm，=21mm。2.膜片弹簧的弹性特性假设膜片弹簧在承载过程

35、中，其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O转动。通过支持环和压盘加载膜片弹簧上的载荷集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为（mm），则膜片弹簧的弹性特性如下式表达=（4-1）式中，E为材料的弹性模量（M），对于钢：E=2.1× M；为材料的泊松比，对于钢：=0.3；H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截面锥高度（mm）；h为膜片弹簧钢板厚度（mm）；R、r分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径（mm）；、分别为压盘加载点和支承环加载点半径（mm）。代入数据=2038N当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化。设分离轴承对分离指端所加载荷为，相应作用点变形为(mm)；另外，在分离与压紧

36、状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面从自由状态也转过相同的角度，则有如下关系= （4-10）=11.4mm= （4-11）式中，为分离轴承和分离指的接触半径（mm）。=466N3.膜片弹簧得强度校核子午断面在中性点O处沿圆周方向的切向应力为零，O点以外的点均存在切向应变力和切向应力。建立坐标xOy，则断面上任意点（x、y）的切向应力 （M）为= （4-12）式中，为自由状态时圆锥底角 （rad）；为从自由状态起，子午断面的转角（rad）；e为中性点半径（mm），e=。由上公式可知，当一定时，一定的切向应力在坐标轴系中呈现线性分布，当=0时有y= (4-13)因很小，则表明：对于一定

37、的零应力分布在过O点而与x轴成角的直线上。实际上，当x=时，无论为何值，均存在y=，即对于一定的，等应力线都汇交与K点，其坐标为x=，y=。显然，为零应力直线，其内侧为压应力区，外侧为拉应力区；等应力线越远离零应力线，其应力值越高。由此可见，弹簧部分内上缘点的切向压应力最大。当点的纵坐标时，点的切向拉应力最大。分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核其强度。将B点坐标和代入（4-4），可得B点的应力为 （4-14）代入数据可得：=1329M令0，可求出达到极大值时的转角 （4-15）式（4-7）表明，B点最大压应力发生在比其压平位置再多转动一个角度的位置。当离合器彻底分离时，膜片

38、弹簧子午断面的实际转角，计算时，取；如果，则取。，在分离轴承推力的作用下，点还受弯曲应力，其值为 （4-16）式中，为分离指数目；为一个分离指根部的宽度（）。代入数据可得：=136 M考虑到弯曲应力是与切向压应力相互垂直的拉力，根据最大切应力强度理论，B点的当量应力为 （4-17）代入数据可得=1465 M实验表明，裂纹首先在最大应力点点产生，但此时裂纹并不发展到损坏，且不明显影响其承载能力。继后，在点由于拉应力产生裂纹，这种裂纹是发展性的，一直发展到使其破坏。在实际设计中，当膜片弹簧采用时，不应大于1700M。.4.膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用和等优质高精度钢板材料。为了保证其

39、硬度、几何尺寸、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。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，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分38次，以产生一定的塑性变形，从而是膜片弹簧的表面产生于使用状态反方向的残余应力而达到强化的目的。一般说，经强化处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命5%30%。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片表面，使表面产生塑性变形，从而形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可以提高承载能力和疲劳强度。为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高温淬火、喷镀

40、铬和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触处，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在4550HRC，分离指端硬度为5562HRC，在同一片上同一范围的硬度差不应大于3个单位，碟簧部分应为均匀的回火屈氏体和少量的索氏体。单面脱碳层得深度一般不得超过厚度的3%。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。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6，地面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端得相互高度差一般

41、要求小于0.81.0mm。5.膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧得基本参数，使弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。a)目标函数目前，国内关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几点：1)弹簧工作时的最大应力为最小。2)在从动盘摩擦片磨损前后，弹簧压紧力之差的绝对值为最小。3)在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承扇的分离操纵力的平均值为最小。4)在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值得平均值为最小。5)选3）和4）两个目标函数为双目标。为了既保证离合器使用过程中传递转矩的稳定性，又不致严重过载，且能保证操纵省力，选取5）作

42、为目标函数，通过两个目标函数分配不同的权重来协调他们之间的矛盾，并用转化函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数，则= （4-18）式中和分别为两个目标函数和的加权因子，视设计要求选定。b)设计变量从膜片弹簧弹性特性计算式可以看出，应选取H、h、R、r、这六个尺寸参数以及在结合工作点相应与弹簧工作压紧力的大端变形量为优化设计变量，即X= （4-19）c)约束条件1)应保证所设计的弹簧工作压紧力与要求的压紧力相等，即=2)为了保证各工作点A、B、C有较适合的位置，应正确选择相对于拐点的位置，一般/=0.81.0，即0.81.0 （4-20）3)为了保证摩擦片磨损后离合器仍可靠地传递转矩，

43、并考虑到摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力应大于或等于新摩擦片的压紧力，即4)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧得H/h与初始底锥角应在一定范围内即1.5H/h2.09°15°5)弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.20R/r1.353.55.06)为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即推式： 7)根据弹簧结构布置要求，与R，与r，与之差应在一定范围内，即1706048)膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选择，即推式： 2.34.59)弹簧在工作过程中，B点的最大压

44、应力应不超过其允许值，即10)弹簧在工作过程中，A点的最大拉应力应不超过其相应的需用值，即11)弹簧在制造的过程中，由于其主要尺寸参数H、h、R和r都存在误差，对弹簧得压紧力有一定的影响。因此，为了保证在加工精度范围内弹簧得工作性能，必须使由制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某一范围，即0.05 （4-21）式中，、分别为由于H、h、R和r的制造误差引起的弹簧压紧力的偏差。12)在离合器装配误差范围内引起的弹簧压紧力的相对偏差，也不得超过某一范围即0.05 （4-22）式中，为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。第五节 操纵机构的设计1.对离合器操纵机构的基本要求1）踏板力要尽可能小，2）踏板行程一般在80150mm内，最大不要超过180mm。3）应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后，分离轴