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1、精选优质文档-倾情为你奉上海南大学汽车设计课程设计题目: 汽车膜片弹簧离合器设计 专 业： 车 辆 工 程 班 级： 学 号： 姓 名： 所属组别： 第 三 组 目 录专心-专注-专业一、 绪论汽车诞生之前马车是人类最好的陆上交通工具。1770年法国人呢古拉斯古诺将蒸汽机装在板车上，制造出第一辆蒸汽板车，这是世界上第一辆利用机器为动力的车辆。1769年，瑞士军官普兰捷尔也造出一辆以蒸汽机为动力的自由行驶的板车，于是又人将普兰捷尔也认定为汽车的始祖之一。1860年，法国人艾迪勒努瓦发明了一种内部燃烧的汽油发动机，1885年德国工程师卡尔奔驰在曼海姆制成一部装有0.85马力汽油机的三轮车。德国另一
2、位工程师戈特利布戴姆勒也同时造出了一辆用1.1马力汽油机作动力的三轮车。他们两被公认为以内燃机为动力的现代汽车的发明者，1886年1月29日也被公认为汽车的诞生日。汽车从无到有并迅猛发展。从20世纪初到20世纪50年代，汽车产量大幅增加，汽车技术也有很大进步，相继出现了高速汽油机、柴油机：弧齿锥齿轮和准双面锥齿轮传动、带同步器的齿轮变速器、化油器、差速器、摩擦片式离合器、等速万向节、液压减震器、石棉制动片、充气式橡胶轮胎等。20世纪50年代到70年代，汽车的主要技术是高速、方便、舒适、流线型车身、前轮独立悬架、液力自动变速器、动力转向、全轮驱动、低压轮胎、子午线轮胎都相继出现。20世纪70年代
3、至今，汽车技术的主要发展是提高安全性、降低排放污染。由此各种保障安全、减少排放污染的新技术、新车型相继出现，如各种防抱死系统、电子控制喷油、电子点火、三元催化转化系统、电动汽车等。现代汽车技术发展的方向主要表现在以下几个方面：1）安全可靠 应用汽车防抱死制动系统（ABS）、汽车驱动防滑系统（ASR）、电控稳定程序（ESP）、电子巡航控制系统（CCS）、安全带、安全气囊（SRS）等。2）环境保护 采用电控燃油喷射（EFI）、无分电器点火（DLI）、废气再循环控制系统、燃油蒸发排放控制系统、气门升程与配气相位可变控制系统、断油控制、进气压力波增压及废气涡轮增压控制、共轨电控柴油喷射系统等技术。3）
4、节约能源1、整车轻量化 美国专家认为今后轻量化的途径主要是将目前汽车质量70%的钢铁材料换成轻的其他材料，特别是塑料和铝。2、降低轮胎的滚动阻力 采用子午线轮胎、高性能专用轮胎。3、降低空气阻力 汽车造型更加光顺圆滑。4）代用材料 采用合成燃料、液化石油气、压缩天然气、醇类燃料等代用燃料。5）操纵轻便、乘坐舒适 采用自动变速器、电控动力转向、电控悬架、汽车空调、全球卫星定位系统、不停车收费系统、自动避撞系统等技术。摩擦离合器是应用的最广泛也是历史最久的一类离合器，它基本上是由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于结合状态并能传动动力的基本机构，
5、而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置。在以内燃机为动力的汽车机械传动系中，离合器用来切断和实现对传动系的动力传递，以保证：在汽车岂不是将发动机与传动系平顺结合，使汽车能平稳起步，在换挡时将发动机与传动系迅速彻底的分离，减少变速器中齿轮冲击，以便于换挡：在工作中受过大的载荷时，考离合器打滑来保护传动系，防止零件因过载而损坏。随着汽车发动机转速和功率的不断提升、汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片离合器结构正在逐渐的向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操作形式正向自动操纵形式发展。因此，提高离合器的可靠性和使用寿命，适应高转速，增
6、加传递转矩的能力和简化操作，已成为离合器的发展趋势。二、 离合器的结构方案分析2.1 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。为了避免船东方向的共振，缓和传动系受到的冲击载荷，大对数汽车都不在离合器的从动盘上附装有扭转减震器。3、扭转减震器离合器结合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片，带动从动
7、盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减震器盘转动。从动盘本体和减震器盘又通过六个减震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从动盘本体和减震器盘来回转动，夹在它们之间的减震阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来。为了使汽车能平稳起步，离合器应能柔和结合，这就需要从动盘在轴向具有一定弹性。为此，往往在东盘本田圆周部分，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，压紧力沿翘曲的扇形部分被压平而逐渐增大，从而达到结合柔和的效果
8、。2.2 离合器的工作原理发动机飞轮是离合器的主动件，带有摩擦片的从动盘和从动毂借滑动花键与从动轴相连。压紧弹簧则将从动盘压紧在飞轮端面上。发动机转矩即靠飞轮与从动盘接触面之间的摩擦作用而传到从动盘上，再由此经过从动轴和传动系中一系列部件传给驱动轮。压紧弹簧的压紧力越大，则离合器所能传递的转矩也越大。由于汽车在行驶过程中，需经常保持动力传递，而中断传动只是暂时的需要，因此汽车离合器的主动部分和从动部分是经常处于结合状态的。摩擦副采用弹簧压紧装置即是为了适应这一要求。当希望离合器分离时，只要踩下离合器操纵机构中的踏板，摊在分离套筒的环槽中的拨叉边推动分离叉克服压紧弹簧的压力向松开的方向移动，而与
9、飞轮分离，摩擦力消失，从而中断了动力的传递。当需要重新恢复动力传递时，为使汽车速度和发动机转速变化比较平稳，应该适当控制离合器踏板回升的速度，使从动盘在压紧弹簧压力作用下，向结合的方向移动与飞轮恢复接触。二者接触面间的压力逐渐增加，相应的摩擦力矩也逐渐增加。当飞轮和从动盘结合还不紧密，二者之间摩擦力矩比较小时，二者可以不同步旋转，既离合器处于打滑状态。随着飞轮和从动盘结合紧密程度的逐渐增大，二者转速也逐渐相等。直到离合器完全结合而停止打滑时，汽车速度方能与发动机转速成正比。三、 课程设计内容及步骤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。
10、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。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。3.1离合器主要参数的确定 设计所选发动机参数：表1原始数据汽车型号发动机最大功率（kw）/(r/min)81/5800整备质量（Kg）1450发动机最大扭矩（N.m）/(r/min)155/3800
11、轮胎规格195/65 R15最高车速（km/h）200车轮半径r（mm）317.2最高转速（r/min）6600主减速比-载重量（kg）450变速器一档传动比3.463.1.1根据已知参数，确定离合器形式。 1.从动盘数的选择 单片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。对乘用车和最大总质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设一片从动盘。双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；接合更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下
12、，径向尺寸较小，踏板力较小；中间压盘通风散热性差，容易引起摩擦片过热，加快其磨损甚至烧坏；分离行程大，不易分离彻底，轴向尺寸较大，结构复杂；从动部分的转动惯量较大。这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。 多片离合器多为湿式，具有接合更加平顺、柔和、摩擦表面温度较低，磨损较小，使用寿命长等优点。但分离形成大，分离不彻底，轴向尺寸和从动部分转动惯量大，主要应用与最大总质量大于14t的商用车的行星齿轮变速器换挡机构中。 因此，该轻型货车选用单片式离合器。2.膜片弹簧离合器优点 该轻型货车采用拉式膜片弹簧离合器。膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指
13、部分组成。膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，具有一系列的优点：1)膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性(图2-1),弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变(从安装时的工作点b变化到a点),因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；相对圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降(从b点变化到),离合器分离时，弹簧压力有所下降(从b点变化到c点),从而降低了踏板力。对于圆柱螺旋弹簧，其压力则大大增加(从b点变化点)。2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，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，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降。4)膜片弹簧以整个圆
14、周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长。6)膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡型好。图1 膜片弹簧与螺旋弹簧弹性特性3.膜片弹簧形式 本轻型货车采用拉式膜片弹簧，支撑形式选择单支撑环DTP型。与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更少；拉式膜片弹簧是中部与压盘相压在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚
15、度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和哭声；使用寿命更长。4.压盘驱动方式 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时等多种。前三种的共同缺点是在连接件之间都有间隙，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。弹性传动片式是近年来广泛采用的驱动方式，沿圆周切向布置恶三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别与
16、离合器和压盘以铆钉或螺栓联结，传动片的弹性允许其做轴向移动。当发动机驱动时，传动片受拉，当拖动发动机时，传动片受压。弹性从动片驱动方式的结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。因此，此货车选择传动片进行传力。3.1.2确定离合器主要参数： 离合器的基本参数主要有性能参数和，尺寸参数D、d和摩擦片厚度b以及结构参数Z和离合器间隙，最后还有摩擦因数。后备系数；后备系数是离合器设计中一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。为了可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨时间过长，不宜选得太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选得太大；各
17、类汽车离合器的取值范围见表2-2。由表中数据取=1.5 表2 离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车最大总质量为t的商用车挂车单位压力；单位压力决定了摩擦表面的耐磨性（见表3），对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。当摩擦片的外径比较大时，要适当降低摩擦面的单位压力。因为，在其他条件不变时，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外援的线速度大，滑磨时发热严重，再加上尺寸交大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀。为了避免这些不利因素，单位压力 随摩擦片的外景增加而降低。对于乘用车，
18、D=230时，p约为0.25MPa，即可取单位压力=0.25MPa。表3摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力/MPa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料模压0.350.50编织金属陶瓷材料0.701.50摩擦片外径D、内径d和厚度b 摩擦片外径D是离合器基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要有大的尺寸。发动机转矩是重要参数，当按发动机最大转矩 （n.m)来选定D时，有下列公式： （3-1）为直径系数，取值见表2-4 取 得D=181.77mm。表4直径系数的取值范围车型直径系数乘用车14.
19、6最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.5(单片离合器)13.515.0(双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0按初选D以后，还需要注意摩擦片尺寸的系列化和标准化。表2-5为我国摩擦片尺寸的标准。所以D=225mm,d=150mm,b=3.5mm,单面面积221。表5 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径Dmm160180200225250280300325内径dmm110125140150155165175190厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.50.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.6760.6
20、670.6570.7030.7620.7960.8020.800单面面积cm2106132160221302402466546摩擦因素f、摩擦面数Z和离合器间隙 1)压盘工作压力确定 （3-2） 2) 摩擦系数确定与校核表6摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料摩擦因数石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.300.50金属陶瓷材料0.4根据表6，可初步选取在0.250.35间。可根据摩擦定律进行校核，离合器的静摩擦力矩为 = (3-3)式中 Z摩擦面数，单片离合器的Z=2 摩擦片的平均摩擦半径代入数据，求得，在之间，所以设计符号要求。3）离合器
21、间隙离合器间隙是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常模式过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有间隙。取=3mm。3.2扭转减震器的设计3.2.1扭转减震器选型扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和(阻尼原件)等组成。弹性原件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传递系扭转系统的某阶固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。3.2.2扭转减震器主要参数确定减振器的扭转刚度和阻尼元件间阻尼摩擦转矩是两个主要参数，决定了减振器的减振效果。其设计参数还
22、包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。1.极限转矩 极限转矩是指减振器消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取，乘用车系数取1.5，所以2.扭转角刚度 为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。设计时，可按经验初选=，满足。 3.阻尼摩擦转矩 由于减振器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转数范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般按下式初选为:，取4.预紧转矩 减振弹簧在
23、安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减少频率的方向移动，这是有利的。但是不应大于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取，取5.减振弹簧的位置半径 的尺寸应尽可能大些，一般取 同时满足mm 所以取=50mm6.减振弹簧个数 参照表7选取 表7减振弹簧个数的选取摩擦片外径D/mm取=67.减振弹簧总压力与单个减振弹簧压力F 当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值时，减振弹簧受到的总压力为=N,单个减振弹簧的作用负荷=3.2.3减震弹簧尺寸确定1.减振弹簧尺寸 弹簧中径一般有结构布置来确定，通常在mm范围内。取=12mm。，式中扭转许用应力可取M
24、Pa。弹簧钢丝直径d通常在mm。取d=4mm。2.减振弹簧刚度k 应根据已选定的减振器扭转刚度值及其布置尺寸， 由式， （3-4）求得k=202N/mm3. 减振弹簧有效圈数i (3-5)式中 G材料的剪切弹性模量，对碳钢可取MPa由公式（3-2）求得i=2.9减振弹簧总圈数n=i+=取n=54.减振弹簧各状态下尺寸高度 减振弹簧最小高度：指减振弹簧在最大工作负荷下的工作高度，考虑到此时弹簧的压缩各圈之间仍需留一定的间隙，可用下式确定 (3-6) =mm减振弹簧总变形量：指减振弹簧在最大负荷下所产生的最大压缩变形， (3-7) =770/202=3.85mm减振弹簧自由高度：指减振弹簧无负荷时
25、的高度， (3-8) =22+3.85=25.85mm减振弹簧预变形量：指减振弹簧安装时的预压缩变形，它和选取的预紧力矩有关， (3-9) 减振弹簧安装工作高度l:它关系到从动盘毂等零件窗口尺寸的设计， (3-10) =25.85-0.45=25.4mm5.从动片相对从动盘毂的最大转角 最大转角和减振弹簧的工作变形量有关，其值为 (3-11) =6.限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙和 (3-12) 式中 限位销安装尺寸 此外，从动盘毂缺口与限位销之间的间隙做得不一样，使,这样当地面传来冲击时，由于允许弹簧有较大的变形，从而可以缓和更大的冲击。 取=5.0mm7.限位销直径 按结构布置选定，一般=
26、mm,取=10mm8.从动片窗口尺寸B=+=3.6+10+5=18.6mm3.3膜片弹簧的设计 3.3.1膜片弹簧的基本性质膜片弹簧的大端处为一完整的截锥，类似无底的碟子，和一般机械上用的碟形弹簧一样，故称作跌黄部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其跌黄部分。与碟形弹簧不同的是在膜片弹簧上还有径向开槽部分，形成许多称为分离指、起分离杠杆作用的弹性杠杆。分离指与碟簧部分小端交接处的径向槽较宽且呈长方孔，分离指根部的过度圆角半径大于4.5mm,以减小分离指根部的应力集中，长方孔又可用来安置销钉固定膜片弹簧。 通过支撑环和压盘加在膜片弹簧上的载荷集中在支撑点处，加载点间的相对轴向变形，则膜片弹簧的弹性特性
27、如下式表示： 式中： E材料的弹性模量(Mpa),对于钢：Mpa材料的泊松比，对于钢： H膜片弹簧自由状态下跌黄部分的内截锥高度(mm) h膜片弹簧钢板厚度(mm) R、r自由状态下碟簧部分大、小端半径(mm) 、压盘加载点和支撑环加载点半径(mm) 自由状态 结合状态 分离状态 图2 膜片弹簧在离合器结合和分离状态下的受力和变形膜片弹簧的弹性特性由其碟簧部分所决定，是非线性的，与自由状态下碟簧部分的内截锥高H及弹簧的钢板厚h有关。不同的值有不同的弹性特性(图4-2)，当时，为增函数，这种弹簧的刚度适于承受大载并用做缓冲装置中的行程限制。当时，有一极值，该极值点恰为拐点；当时，则特性曲线中有一
28、段负刚度区域，即变形增加而载荷反而减小。这种特性很适于作为离合器的压紧弹簧。因为可利用其负刚度区域使分离离合器时载荷下降，达到操纵省力的目的。当然，负刚度也不宜过大，以免弹簧工作位置略微变动就引起弹簧压紧力过大的变化。为兼顾操纵轻便及压紧力变化不大，汽车离合器膜片弹簧通常取在之间。当,侧特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的区域，这种弹簧适于汽车液力传动的锁止机构。图3 膜片弹簧的弹性特性3.3.2 膜片弹簧基本参数选择1 H/h的选择 设计膜片弹簧时，要利用其非线性的弹性变形规律，因此要正确选择其特性曲线的形状，以获得最佳的使用性能。一般汽车膜片弹簧的H/h值在如下范围之内：H/h=1
29、.52.0。常用的膜片弹簧板厚为24mm， 本设计取 ，h=3mm ，则H=6mm 。2 R/r选择通过分析表明，R/r越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r常在1.21.3 的范围内取值。本设计中取，摩擦片的平均半径mm， 取mm则mm取整mm 则。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 得在之间，合格。分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧有取24的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取12的，本设计所取分离指数为18。4 切槽宽度mm，mm，取mm，mm，应满足的要求。取=78.5mm5 压盘加载点半径和
30、支承环加载点半径的确定应略大于且尽量接近r，应略小于R且尽量接近R。本设计取mm，mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为60SizMnA，当量应力可取为16001700N/mm2。6 膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径 值主要由结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径以便安装。分离轴承作用半径大于。7 支承环作用半径L和膜片弹簧与压盘接触半径l 拉式膜片弹簧离合器的支承作用靠外，与压盘的接触半径靠里。L值应尽量接近r而略大于r，L应接近R而小于R。 根据以上分析可列出以下数据： H=6mm h=3mm R=118mm r=94mm =116
31、mm =96mm =3.3mm =57.5mm 3.3.3膜片弹簧优化设计1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的与初始锥角应在一定范围内，即2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 3）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（或拉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，即拉式： 4）根据弹簧结构布置要求，与，与之差应在一定范围内选取，即 5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此杠杆比应在一定范围内选取，即拉式： 由以上式子可求得 mm，mm。结合膜片弹簧的基本参数可列出表8：表8 膜片弹簧的系列参数H=6mm h=3mmR=118m
32、mr=94mm=116mm=96mm=3.3mm=57.5mm=32mm=34mm3.3.4 膜片弹簧的工作点位置确定及强度校核3.3.4.1确定膜片弹簧的工作点位置将表4-1中参数带入式4-1可得 （3-13） 对（4-2）式求一次导数，可解出1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点。凸点：mm时，N凹点：mm时，N拐点：mm时，N 当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为F2，对应此载荷作用点的变形为2。由 （3-14） （3-15）列出表4-2表9膜片弹簧工作点的数据2.967.0459.182.18215.511796.936748.9892733775.
33、022159.672967.36 从膜片弹簧的弹性特性曲线图分析出（见图4-3），该曲线的拐点H对应着膜片弹簧压平位置，而。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般,以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C ，为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近N点。为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力应大于或等于新摩擦片时的压紧力，图4 膜片弹簧弹性特性曲线图3.3.4.2 膜片弹簧的应力计算与强度校核假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面
34、上的某中性点O转动（图4-4）。断面在O点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于中性点O。令X轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意点的切向应力为： （3-16）式中 碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）碟簧部分子有状态时的圆锥底角e 碟簧部分子午断面内中性点的半径 e=（R-r）/ln(R/r) （3-17） 为了分析断面中断向应力的分布规律，将（4-5）式写成Y与X轴的关系式： （3-18）图5 切向应力在子午断面的分布由上式可知，当膜片弹簧变形位置一定时，一定的切向应力t在X-Y坐标
35、系里呈线性分布。当时，因为的值很小，我们可以将看成，由上式可写成。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点O而与X轴承角的直线上。从式（4-7）可以看出当时无论取任何值，都有。显然，零应力直线为K点与O点的连线，在零应力直线内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。由此可知，碟簧部分内缘点B处切向压应力最大，A处切向拉应力最大，分析表明，B点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核B处应力就可以了，将B点的坐标X=（e-r）和Y=h/2 代入（4-7）式有： （3-19）令可以求出切向压应力达极大值的转角由于： mm所以代入以上可求得： ，N/mm2B点作为分离指根
36、部的一点，在分离轴承推力F2作用下还受有弯曲应力： 式中 n分离指数目 n=18 br单个分离指的根部宽 mm 因此： N/mm2由于rB是与切向压应力tB垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论， N/mm2N/mm2膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能力，一般要经过以下工艺：先对其进行调质处理，得到具有较高抗疲劳能力的回火索氏体，对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持1214h），使其高应力区产生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，提高弹簧疲劳寿命，对分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，
37、所以用设数据合适。四、 心得体会 大学阶段最后一次课程设计徐徐落下帷幕，我们的大学生活也即将画上句号。在这几天的时间里，在绘图室里，留下了我们辛勤的汗水和忙碌的身影，这是我们走向工作岗位的一此很好的锻炼，也为将来的道路奠定基础。在整个设计过程中少走弯路，一路领先，致使我们有足够的时间完善。并且老师坚持定时、定期的和我们见面开会，他的敬业精神和工作态度，为我们以后工作树立了优秀的榜样。我们在设计中的相互帮助也给我留下了深刻的印象。我们即将踏上征程，这份宝贵的经历一定会让我在人生的道路上奋勇前进。这里，感谢同学之间的友情，帮助我理清设计的一些主要思路，并给我极大的鼓舞和支持，使我始终在正常轨道上保
38、持着良好的工作状态。由于我的能力和水平有限，再设计中难免存在一些缺点和不足，希望老师多加帮助和指正，以便我能及时发现错误并改正五、参考资料1 王望予主编，汽车设计(第4版).，北京:机械工业出版社，20062 陈家瑞主编，汽车构造(下) 第5版. 北京：人民交通出版社，20063 余志生主编， 汽车理论 第4版，北京：机械工业出版社，20064 徐石安，江发潮编著，汽车离合器，北京:清华大学出版社，20055 林世裕主编，膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造，南京：东南大学出版社，19956 汽车工程手册编辑委员会，汽车工程手册：基础篇，北京：人民交通出版社，20017 汽车工程手册编辑委员会，汽车工程手册：设计篇，北京：人民交通出版社，20018 刘惟信主编，汽车设计，北京：清华大学出版社，20019 刘惟信主编，机械最优化设计，北京：清华大学出版社，199410 刘朝儒，彭福荫，高政一主编，机械制图（第4版），北京：高等教育出版社，200111 邱宣怀主编，机械设计（第4版）， 北京：高等教育出版社，199712 杨坤怡主编，制造技术，北京：国防工业出版社，200613 张琦， 姚振强，膜片离合器波纹簧丝应力的FEM建模与分析，机械设计与研究，2000年第1期，p.55-58