汽車設計--課程設計

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上海南大學汽車設計課程設計題目: 汽車膜片彈簧離合器設計 專 業(yè)： 車 輛 工 程 班 級： 學 號： 姓 名： 所屬組別： 第 三 組 目 錄專心-專注-專業(yè)1、 緒論汽車誕生之前馬車是人類最好的陸上交通工具。1770年法國人呢古拉斯古諾將蒸汽機裝在板車上，制造出第一輛蒸汽板車，這是世界上第一輛利用機器為動力的車輛。1769年，瑞士軍官普蘭捷爾也造出一輛以蒸汽機為動力的自由行駛的板車，于是又人將普蘭捷爾也認定為汽車的始祖之一。1860年，法國人艾迪勒努瓦發(fā)明了一種內部燃燒的汽油發(fā)動機，1885年德國工程師卡爾奔馳在曼海姆制成一部裝有0.85馬力汽油機的三輪車。德國另一

2、位工程師戈特利布戴姆勒也同時造出了一輛用1.1馬力汽油機作動力的三輪車。他們兩被公認為以內燃機為動力的現代汽車的發(fā)明者，1886年1月29日也被公認為汽車的誕生日。汽車從無到有并迅猛發(fā)展。從20世紀初到20世紀50年代，汽車產量大幅增加，汽車技術也有很大進步，相繼出現了高速汽油機、柴油機：弧齒錐齒輪和準雙面錐齒輪傳動、帶同步器的齒輪變速器、化油器、差速器、摩擦片式離合器、等速萬向節(jié)、液壓減震器、石棉制動片、充氣式橡膠輪胎等。20世紀50年代到70年代，汽車的主要技術是高速、方便、舒適、流線型車身、前輪獨立懸架、液力自動變速器、動力轉向、全輪驅動、低壓輪胎、子午線輪胎都相繼出現。20世紀70年代

3、至今，汽車技術的主要發(fā)展是提高安全性、降低排放污染。由此各種保障安全、減少排放污染的新技術、新車型相繼出現，如各種防抱死系統、電子控制噴油、電子點火、三元催化轉化系統、電動汽車等?，F代汽車技術發(fā)展的方向主要表現在以下幾個方面：1）安全可靠 應用汽車防抱死制動系統（ABS）、汽車驅動防滑系統（ASR）、電控穩(wěn)定程序（ESP）、電子巡航控制系統（CCS）、安全帶、安全氣囊（SRS）等。2）環(huán)境保護 采用電控燃油噴射（EFI）、無分電器點火（DLI）、廢氣再循環(huán)控制系統、燃油蒸發(fā)排放控制系統、氣門升程與配氣相位可變控制系統、斷油控制、進氣壓力波增壓及廢氣渦輪增壓控制、共軌電控柴油噴射系統等技術。3）

4、節(jié)約能源1、整車輕量化 美國專家認為今后輕量化的途徑主要是將目前汽車質量70%的鋼鐵材料換成輕的其他材料，特別是塑料和鋁。2、降低輪胎的滾動阻力 采用子午線輪胎、高性能專用輪胎。3、降低空氣阻力 汽車造型更加光順圓滑。4）代用材料 采用合成燃料、液化石油氣、壓縮天然氣、醇類燃料等代用燃料。5）操縱輕便、乘坐舒適 采用自動變速器、電控動力轉向、電控懸架、汽車空調、全球衛(wèi)星定位系統、不停車收費系統、自動避撞系統等技術。摩擦離合器是應用的最廣泛也是歷史最久的一類離合器，它基本上是由主動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構四部分組成。主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于結合狀態(tài)并能傳動動力的基本機構，

5、而離合器的操縱機構主要是使離合器分離的裝置。在以內燃機為動力的汽車機械傳動系中，離合器用來切斷和實現對傳動系的動力傳遞，以保證：在汽車豈不是將發(fā)動機與傳動系平順結合，使汽車能平穩(wěn)起步，在換擋時將發(fā)動機與傳動系迅速徹底的分離，減少變速器中齒輪沖擊，以便于換擋：在工作中受過大的載荷時，考離合器打滑來保護傳動系，防止零件因過載而損壞。隨著汽車發(fā)動機轉速和功率的不斷提升、汽車電子技術的高速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統的推式膜片離合器結構正在逐漸的向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統的操作形式正向自動操縱形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和使用壽命，適應高轉速，增

6、加傳遞轉矩的能力和簡化操作，已成為離合器的發(fā)展趨勢。2、 離合器的結構方案分析2.1 離合器的主要結構1、主動部分主動部分包括飛輪、離合器蓋、壓盤等機件組成。這部分與發(fā)動機曲軸連在一起。離合器蓋與飛輪靠螺栓連接，壓盤與離合器蓋之間是靠傳動片傳遞轉矩的。2、從動部分從動部分是由單片、雙片或多片從動盤所組成，它將主動部分通過摩擦傳來的動力傳給變速器的輸入軸。從動盤由從動盤本體，摩擦片和從動盤轂三個基本部分組成。為了避免船東方向的共振，緩和傳動系受到的沖擊載荷，大對數汽車都不在離合器的從動盤上附裝有扭轉減震器。3、扭轉減震器離合器結合時，發(fā)動機發(fā)出的轉矩經飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側的摩擦片，帶動從動

7、盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減震器盤轉動。從動盤本體和減震器盤又通過六個減震器彈簧把轉矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉振動會使從動盤轂相對于從動盤本體和減震器盤來回轉動，夾在它們之間的減震阻尼片靠摩擦消耗扭轉振動的能量，將扭轉振動衰減下來。為了使汽車能平穩(wěn)起步，離合器應能柔和結合，這就需要從動盤在軸向具有一定彈性。為此，往往在東盤本田圓周部分，沿徑向和周向切槽。再將分割形成的扇形部分沿周向翹曲成波浪形，兩側的兩片摩擦片分別與其對應的凸起部分相鉚接，這樣從動盤被壓縮時，壓緊力沿翹曲的扇形部分被壓平而逐漸增大，從而達到結合柔和的效果

8、。2.2 離合器的工作原理發(fā)動機飛輪是離合器的主動件，帶有摩擦片的從動盤和從動轂借滑動花鍵與從動軸相連。壓緊彈簧則將從動盤壓緊在飛輪端面上。發(fā)動機轉矩即靠飛輪與從動盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動盤上，再由此經過從動軸和傳動系中一系列部件傳給驅動輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉矩也越大。由于汽車在行駛過程中，需經常保持動力傳遞，而中斷傳動只是暫時的需要，因此汽車離合器的主動部分和從動部分是經常處于結合狀態(tài)的。摩擦副采用彈簧壓緊裝置即是為了適應這一要求。當希望離合器分離時，只要踩下離合器操縱機構中的踏板，攤在分離套筒的環(huán)槽中的撥叉邊推動分離叉克服壓緊彈簧的壓力向松開的方向移動，而與

9、飛輪分離，摩擦力消失，從而中斷了動力的傳遞。當需要重新恢復動力傳遞時，為使汽車速度和發(fā)動機轉速變化比較平穩(wěn)，應該適當控制離合器踏板回升的速度，使從動盤在壓緊彈簧壓力作用下，向結合的方向移動與飛輪恢復接觸。二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應的摩擦力矩也逐漸增加。當飛輪和從動盤結合還不緊密，二者之間摩擦力矩比較小時，二者可以不同步旋轉，既離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪和從動盤結合緊密程度的逐漸增大，二者轉速也逐漸相等。直到離合器完全結合而停止打滑時，汽車速度方能與發(fā)動機轉速成正比。3、 課程設計內容及步驟為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足如下基本要求：1）能可靠的傳遞發(fā)動機的最大轉矩。

10、2）結合過程要平順柔和，使汽車豈不是沒有抖動和沖擊。3）分離時要迅速徹底。4）離合器從動部分的轉動慣量要小，以減輕換擋是變速器輪齒間的沖擊力并方便換擋。5）高速旋轉時具有可靠的強度，應注意平衡免受離心力的影響。6）應使汽車傳動系避免共振，具有吸收振動，沖擊和減小噪聲的能力。7）操縱輕便，工作性能穩(wěn)定，使用壽命長。以上這些要求中最重要的是使用可靠，壽命長以及生產和使用中的良好技術經濟指標和環(huán)保指標。3.1離合器主要參數的確定 設計所選發(fā)動機參數：表1原始數據汽車型號發(fā)動機最大功率（kw）/(r/min)81/5800整備質量（Kg）1450發(fā)動機最大扭矩（N.m）/(r/min)155/3800

11、輪胎規(guī)格195/65 R15最高車速（km/h）200車輪半徑r（mm）317.2最高轉速（r/min）6600主減速比-載重量（kg）450變速器一檔傳動比3.463.1.1根據已知參數，確定離合器形式。 1.從動盤數的選擇 單片離合器結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，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合平順。對乘用車和最大總質量小于6t的商用車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設一片從動盤。雙片離合器與單片離合器相比，由于摩擦面數增加一倍，因而傳遞轉矩的能力較大；接合更為平順、柔和；在傳遞相同轉矩的情況下

12、，徑向尺寸較小，踏板力較??；中間壓盤通風散熱性差，容易引起摩擦片過熱，加快其磨損甚至燒壞；分離行程大，不易分離徹底，軸向尺寸較大，結構復雜；從動部分的轉動慣量較大。這種結構一般用在傳遞轉矩較大且徑向尺寸受到限制的場合。 多片離合器多為濕式，具有接合更加平順、柔和、摩擦表面溫度較低，磨損較小，使用壽命長等優(yōu)點。但分離形成大，分離不徹底，軸向尺寸和從動部分轉動慣量大，主要應用與最大總質量大于14t的商用車的行星齒輪變速器換擋機構中。 因此，該輕型貨車選用單片式離合器。2.膜片彈簧離合器優(yōu)點 該輕型貨車采用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構的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指

13、部分組成。膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比，具有一系列的優(yōu)點：1)膜片彈簧具有較理想的非線性彈性特性(圖2-1),彈簧壓力在摩擦片的允許磨損范圍內基本保持不變(從安裝時的工作點b變化到a點),因而離合器工作中能保持傳遞的轉矩大致不變；相對圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降(從b點變化到),離合器分離時，彈簧壓力有所下降(從b點變化到c點),從而降低了踏板力。對于圓柱螺旋彈簧，其壓力則大大增加(從b點變化點)。2)膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量小。3)高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力則明顯下降。4)膜片彈簧以整個圓

14、周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻。5)易于實現良好的通風散熱，使用壽命長。6)膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡型好。圖1 膜片彈簧與螺旋彈簧彈性特性3.膜片彈簧形式 本輕型貨車采用拉式膜片彈簧，支撐形式選擇單支撐環(huán)DTP型。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)，使其結構更簡單、緊湊，零件數目更少，質量更少；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矩的能力，且并不增大踏板力，在傳遞相同的轉矩時，可采用尺寸較小的結構；在接合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛

15、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，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；無論在接合狀態(tài)或分離狀態(tài)，拉式結構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，不會產生沖擊和哭聲；使用壽命更長。4.壓盤驅動方式 壓盤的驅動方式主要有凸塊窗孔式、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動片時等多種。前三種的共同缺點是在連接件之間都有間隙，在傳動中將產生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率。彈性傳動片式是近年來廣泛采用的驅動方式，沿圓周切向布置惡三組或四組薄彈簧鋼帶傳動片兩端分別與

16、離合器和壓盤以鉚釘或螺栓聯結，傳動片的彈性允許其做軸向移動。當發(fā)動機驅動時，傳動片受拉，當拖動發(fā)動機時，傳動片受壓。彈性從動片驅動方式的結構簡單，壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，工作可靠，壽命長。因此，此貨車選擇傳動片進行傳力。3.1.2確定離合器主要參數： 離合器的基本參數主要有性能參數和，尺寸參數D、d和摩擦片厚度b以及結構參數Z和離合器間隙，最后還有摩擦因數。后備系數；后備系數是離合器設計中一個重要參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。為了可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨時間過長，不宜選得太?。粸槭闺x合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，又不宜選得太大；各

17、類汽車離合器的取值范圍見表2-2。由表中數據取=1.5 表2 離合器后備系數的取值范圍車型后備系數乘用車及最大總質量小于6t的商用車最大總質量為t的商用車掛車單位壓力；單位壓力決定了摩擦表面的耐磨性（見表3），對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數等因素。當摩擦片的外徑比較大時，要適當降低摩擦面的單位壓力。因為，在其他條件不變時，由于摩擦片外徑的增加，摩擦片外援的線速度大，滑磨時發(fā)熱嚴重，再加上尺寸交大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻。為了避免這些不利因素，單位壓力 隨摩擦片的外景增加而降低。對于乘用車，

18、D=230時，p約為0.25MPa，即可取單位壓力=0.25MPa。表3摩擦片單位壓力的取值范圍摩擦片材料單位壓力/MPa石棉基材料模壓0.150.25編織0.250.35粉末冶金材料模壓0.350.50編織金屬陶瓷材料0.701.50摩擦片外徑D、內徑d和厚度b 摩擦片外徑D是離合器基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定關系。顯然，傳遞大的轉矩，就需要有大的尺寸。發(fā)動機轉矩是重要參數，當按發(fā)動機最大轉矩 （n.m)來選定D時，有下列公式： （3-1）為直徑系數，取值見表2-4 取 得D=181.77mm。表4直徑系數的取值范圍車型直徑系數乘用車14.

19、6最大總質量為1.814.0t的商用車16.018.5(單片離合器)13.515.0(雙片離合器)最大總質量大于14.0t的商用車22.524.0按初選D以后，還需要注意摩擦片尺寸的系列化和標準化。表2-5為我國摩擦片尺寸的標準。所以D=225mm,d=150mm,b=3.5mm,單面面積221。表5 離合器摩擦片尺寸系列和參數外徑Dmm160180200225250280300325內徑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單面面積cm2106132160221302402466546摩擦因素f、摩擦面數Z和離合器間隙 1)壓盤工作壓力確定 （3-2） 2) 摩擦系數確定與校核表6摩擦材料的摩擦因數的取值范圍摩擦材料摩擦因數石棉基材料模壓0.200.25編織0.250.35粉末冶金材料銅基0.250.35鐵基0.300.50金屬陶瓷材料0.4根據表6，可初步選取在0.250.35間?？筛鶕Σ炼蛇M行校核，離合器的靜摩擦力矩為 = (3-3)式中 Z摩擦面數，單片離合器的Z=2 摩擦片的平均摩擦半徑代入數據，求得，在之間，所以設計符號要求。3）離合器

21、間隙離合器間隙是指離合器處于正常結合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常模式過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有間隙。取=3mm。3.2扭轉減震器的設計3.2.1扭轉減震器選型扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和(阻尼原件)等組成。彈性原件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降低傳遞系扭轉系統的某階固有頻率，改變系統的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。3.2.2扭轉減震器主要參數確定減振器的扭轉剛度和阻尼元件間阻尼摩擦轉矩是兩個主要參數，決定了減振器的減振效果。其設計參數還

22、包括極限轉矩、預緊轉矩和極限轉角等。1.極限轉矩 極限轉矩是指減振器消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取，乘用車系數取1.5，所以2.扭轉角剛度 為了避免引起傳動系統的共振，要合理選擇減振器的扭轉角剛度，使共振現象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉速范圍內。設計時，可按經驗初選=，滿足。 3.阻尼摩擦轉矩 由于減振器扭轉剛度受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉數范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩。一般按下式初選為:，取4.預緊轉矩 減振彈簧在

23、安裝時都有一定的預緊。研究表明，增加，共振頻率將向減少頻率的方向移動，這是有利的。但是不應大于，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取，取5.減振彈簧的位置半徑 的尺寸應盡可能大些，一般取 同時滿足mm 所以取=50mm6.減振彈簧個數 參照表7選取 表7減振彈簧個數的選取摩擦片外徑D/mm取=67.減振彈簧總壓力與單個減振彈簧壓力F 當限位銷與從動盤轂之間的間隙或被消除，減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值時，減振彈簧受到的總壓力為=N,單個減振彈簧的作用負荷=3.2.3減震彈簧尺寸確定1.減振彈簧尺寸 彈簧中徑一般有結構布置來確定，通常在mm范圍內。取=12mm。，式中扭轉許用應力可取M

24、Pa。彈簧鋼絲直徑d通常在mm。取d=4mm。2.減振彈簧剛度k 應根據已選定的減振器扭轉剛度值及其布置尺寸， 由式， （3-4）求得k=202N/mm3. 減振彈簧有效圈數i (3-5)式中 G材料的剪切彈性模量，對碳鋼可取MPa由公式（3-2）求得i=2.9減振彈簧總圈數n=i+=取n=54.減振彈簧各狀態(tài)下尺寸高度 減振彈簧最小高度：指減振彈簧在最大工作負荷下的工作高度，考慮到此時彈簧的壓縮各圈之間仍需留一定的間隙，可用下式確定 (3-6) =mm減振彈簧總變形量：指減振彈簧在最大負荷下所產生的最大壓縮變形， (3-7) =770/202=3.85mm減振彈簧自由高度：指減振彈簧無負荷時

25、的高度， (3-8) =22+3.85=25.85mm減振彈簧預變形量：指減振彈簧安裝時的預壓縮變形，它和選取的預緊力矩有關， (3-9) 減振彈簧安裝工作高度l:它關系到從動盤轂等零件窗口尺寸的設計， (3-10) =25.85-0.45=25.4mm5.從動片相對從動盤轂的最大轉角 最大轉角和減振彈簧的工作變形量有關，其值為 (3-11) =6.限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙和 (3-12) 式中 限位銷安裝尺寸 此外，從動盤轂缺口與限位銷之間的間隙做得不一樣，使>,這樣當地面?zhèn)鱽頉_擊時，由于允許彈簧有較大的變形，從而可以緩和更大的沖擊。 取=5.0mm7.限位銷直徑 按結構布置選定

26、，一般=mm,取=10mm8.從動片窗口尺寸B=+=3.6+10+5=18.6mm3.3膜片彈簧的設計 3.3.1膜片彈簧的基本性質膜片彈簧的大端處為一完整的截錐，類似無底的碟子，和一般機械上用的碟形彈簧一樣，故稱作跌黃部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其跌黃部分。與碟形彈簧不同的是在膜片彈簧上還有徑向開槽部分，形成許多稱為分離指、起分離杠桿作用的彈性杠桿。分離指與碟簧部分小端交接處的徑向槽較寬且呈長方孔，分離指根部的過度圓角半徑大于4.5mm,以減小分離指根部的應力集中，長方孔又可用來安置銷釘固定膜片彈簧。 通過支撐環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的載荷集中在支撐點處，加載點間的相對軸向變形，則膜片彈簧的

27、彈性特性如下式表示： 式中： E材料的彈性模量(Mpa),對于鋼：Mpa材料的泊松比，對于鋼： H膜片彈簧自由狀態(tài)下跌黃部分的內截錐高度(mm) h膜片彈簧鋼板厚度(mm) R、r自由狀態(tài)下碟簧部分大、小端半徑(mm) 、壓盤加載點和支撐環(huán)加載點半徑(mm) 自由狀態(tài) 結合狀態(tài) 分離狀態(tài) 圖2 膜片彈簧在離合器結合和分離狀態(tài)下的受力和變形膜片彈簧的彈性特性由其碟簧部分所決定，是非線性的，與自由狀態(tài)下碟簧部分的內截錐高H及彈簧的鋼板厚h有關。不同的值有不同的彈性特性(圖4-2)，當時，為增函數，這種彈簧的剛度適于承受大載并用做緩沖裝置中的行程限制。當時，有一極值，該極值點恰為拐點；當時，則特性曲

28、線中有一段負剛度區(qū)域，即變形增加而載荷反而減小。這種特性很適于作為離合器的壓緊彈簧。因為可利用其負剛度區(qū)域使分離離合器時載荷下降，達到操縱省力的目的。當然，負剛度也不宜過大，以免彈簧工作位置略微變動就引起彈簧壓緊力過大的變化。為兼顧操縱輕便及壓緊力變化不大，汽車離合器膜片彈簧通常取在之間。當,側特性曲線具有更大的負剛度區(qū)且具有載荷為負值的區(qū)域，這種彈簧適于汽車液力傳動的鎖止機構。圖3 膜片彈簧的彈性特性3.3.2 膜片彈簧基本參數選擇1 H/h的選擇 設計膜片彈簧時，要利用其非線性的彈性變形規(guī)律，因此要正確選擇其特性曲線的形狀，以獲得最佳的使用性能。一般汽車膜片彈簧的H/h值在如下范圍之內：H

29、/h=1.52.0。常用的膜片彈簧板厚為24mm， 本設計取 ，h=3mm ，則H=6mm 。2 R/r選擇通過分析表明，R/r越小，應力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。汽車離合器膜片彈簧根據結構布置和壓緊力的要求，R/r常在1.21.3 的范圍內取值。本設計中取，摩擦片的平均半徑mm， 取mm則mm取整mm 則。3 圓錐底角汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角一般在°范圍內，本設計中 得°在°之間，合格。分離指數常取為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，本設計所取分離指數為18。4 切槽寬度mm，mm，取mm，mm，應滿足

30、的要求。取=78.5mm5 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定應略大于且盡量接近r，應略小于R且盡量接近R。本設計取mm，mm。膜片彈簧應用優(yōu)質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內常用的碟簧材料的為60SizMnA，當量應力可取為16001700N/mm2。6 膜片彈簧小端半徑及分離軸承作用半徑 值主要由結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑以便安裝。分離軸承作用半徑大于。7 支承環(huán)作用半徑L和膜片彈簧與壓盤接觸半徑l 拉式膜片彈簧離合器的支承作用靠外，與壓盤的接觸半徑靠里。L值應盡量接近r而略大于r，L應接近R而小于R。 根據以上分析可列出以下數據： H=6mm h=3

31、mm R=118mm r=94mm =116mm =96mm =3.3mm =57.5mm 3.3.3膜片彈簧優(yōu)化設計1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始錐角應在一定范圍內，即2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即 3）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（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即拉式： 4）根據彈簧結構布置要求，與，與之差應在一定范圍內選取，即 5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此杠桿比應在一定范圍內選取，即拉式： 由以上式子可求得 mm，mm。結合膜片彈簧的基本參數可列出表8：表8 膜片彈簧

32、的系列參數H=6mm h=3mmR=118mmr=94mm=116mm=96mm=3.3mm=57.5mm=32mm=34mm3.3.4 膜片彈簧的工作點位置確定及強度校核3.3.4.1確定膜片彈簧的工作點位置將表4-1中參數帶入式4-1可得 （3-13） 對（4-2）式求一次導數，可解出1=F1的凹凸點，求二次導數可得拐點。凸點：mm時，N凹點：mm時，N拐點：mm時，N 當離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設分離軸承對膜片彈簧指所加的載荷為F2，對應此載荷作用點的變形為2。由 （3-14） （3-15）列出表4-2表9膜片彈簧工作點的數據2.967.0459.182.18215.511

33、796.936748.9892733775.022159.672967.36 從膜片彈簧的彈性特性曲線圖分析出（見圖4-3），該曲線的拐點H對應著膜片彈簧壓平位置，而。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,以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C ，為最大限度地減小踏板力，C點應盡量靠近N點。為了保證摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞傳矩，并考慮摩擦因數的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力應大于或等于新摩擦片時的壓緊力，圖4 膜片彈簧彈性特性曲線圖3.3.4.2 膜片彈簧的應力計算與強度校核假定

34、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轉動（圖4-4）。斷面在O點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，故該點的切向應力為零，O點以外的點均存在切向應變和切向應力?，F選定坐標于子午斷面，使坐標原點位于中性點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力為： （3-16）式中 碟簧部分子午斷面的轉角（從自由狀態(tài)算起）碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角e 碟簧部分子午斷面內中性點的半徑 e=（R-r）/ln(R/r) （3-17） 為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將（4-5）式寫成Y與X軸的關系式： （3-18）圖5 切向應力在子午斷面的分布由上式可知，當膜片彈簧

35、變形位置一定時，一定的切向應力t在X-Y坐標系里呈線性分布。當時，因為的值很小，我們可以將看成，由上式可寫成。此式表明，對于一定的零應力分布在中性點O而與X軸承角的直線上。從式（4-7）可以看出當時無論取任何值，都有。顯然，零應力直線為K點與O點的連線，在零應力直線內側為壓應力區(qū)，外側位拉應力區(qū)，等應力直線離應力直線越遠，其應力越高。由此可知，碟簧部分內緣點B處切向壓應力最大，A處切向拉應力最大，分析表明，B點的切向應力最大，計算膜片彈簧的應力只需校核B處應力就可以了，將B點的坐標X=（e-r）和Y=h/2 代入（4-7）式有： （3-19）令可以求出切向壓應力達極大值的轉角由于： mm所以代入以上