離合器課程設(shè)計說明書

PAGE24word文檔可自由復(fù)制編輯AbstractClutchistheassemblywhichisdirectlyconnectedwithengineintheautomobilepowertrain.Anditsmainfunctionistocutofforimplementthepowertransmissioninthepowertrain.Itensuredtheengineandthepowertrainperfectlysmoothjointogetherwhentheautomobilestartingupandinsuretheautomobilesmoothstartingup.Theclutchisdisconnectedtheengineandthepowertrainwhentheautomobilestagechangeover.Itreducedtheimpactbetweentheshiftgearsofthetransmission.Whenthetransmissionworkedbythegreatdynamicload,theclutchcanlimitthebreakdowntorqueofthepowertrain,topreventtheaccessoryofthepowertraindamageduetooverload.Iteffectivelyreducedthevibrationandnoiseofthepowertrain.Inthispaper,basedontheanalysisofthecarparameters,onthebasisofdismantleandinstalldiaphragmspringclutchofsedansanditsstructuralanalysistoredesignthesedanclutchforitmakesthedesignofthecarclutchmorereasonable.First,weshouldbechoosethestructureofthecarclutchreasonable.Itismainlychoosethestructureofthedrivendiskthatwetordry,thestructureofpinchedspringandthelayout.AndImakeuseofCAXAelectronicdrawingboardsoftwaredrawtheassemblydrawingofthecarsDiaphragmspringclutch.ThanImakesurethechoiceanddesigncalculationoftheclutchstructuresizeandthebasicparameters.Finally,Icarryonthestructuretypeslectionofclutchpartsandthedesigncalculation.Itismainlydesignandcheckingthedrivendiskassembly,platenandpatchofforce.AndImakesurediaphragmspringmainparametersoftheselection,design,strengthcheckanddrawtheclutchdetaildrawing.Keywords:CarclutchDiaphragmspringDesignChecking目錄摘要 錯誤！未定義書簽。Abstract 1目錄 21．緒論 41.1離合器概述 41.2拉式膜片彈簧離合器的優(yōu)點 42.離合器結(jié)構(gòu)方案選取 52.1離合器車型的選定 52.2離合器設(shè)計的基本要求 52.3離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計 62.31摩擦片的選擇 62.32壓緊彈簧布置形式選擇 62.3.3壓盤的驅(qū)動方式的選擇： 83.離合器基本參數(shù)的確定 73.1摩擦片主要參數(shù)的選擇 73.2離合器后備系數(shù)的確定 錯誤！未定義書簽。3.3單位壓力P的確定 83.4摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化 84.離合器從動盤設(shè)計 94.1從動盤設(shè)計 94.1.1從動盤的選擇和設(shè)計 104.1.2從動盤轂的設(shè)計 104.1.3摩擦片材料的選取及與從動片的緊固方式 115.離合器壓盤的設(shè)計 115.1壓盤的傳力方式的選擇 115.2壓盤的幾何尺寸的確定 125.3壓盤傳里片的材料選擇 125.4離合器蓋的設(shè)計 125.5傳力片的設(shè)計及強度校核 136.離合器膜片彈簧的設(shè)計 146.1膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 156.1.1H/h值的選擇 156.1.2R/r值的選擇 156.1.3圓錐底角的確定 156.1.4切槽寬度 156.2膜片彈簧的設(shè)計 166.3膜片彈簧的載荷和變形關(guān)系 167.扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計 197.1減震器安裝的位置 207.2全部減震器總的工作載荷 207.3單個減震彈簧的工作載荷P 207.4減震彈簧尺寸 20結(jié)論 21參考文獻(xiàn) 23致謝 241．緒論1.1離合器概述離合器是設(shè)置在發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞機構(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，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(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)動機型號發(fā)動機最大轉(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擋住減速比YZ495Q3202/19006.46.677.00-206045鄉(xiāng)間單片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)滿足以下要求：⑴在任何行駛條件下，都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備，又能防止傳動系過載。⑵接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。⑶分離要迅速、徹底。⑷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。⑸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。⑹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。⑺操縱輕便、準(zhǔn)確，以減輕駕駛員的疲勞。⑻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。⑼具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。⑽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摩擦片的選擇設(shè)計選擇單片離合器。2.32壓緊彈簧布置形式選擇膜片彈簧有以下優(yōu)點：⑴由于膜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；⑵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??；⑶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；⑷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；⑸易于實現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長；⑹平衡性好；⑺有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。2.3.3壓盤的驅(qū)動方式的選擇：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。傳動片式此結(jié)構(gòu)中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，簡單可，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)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）按如下經(jīng)驗公式選用（3.1）由選已知得=202N·m，式中，為直徑系數(shù)，取值范圍見表3-1表3-1直徑系數(shù)的取值范圍車型直徑系數(shù)乘用車14.6最大總質(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)最大總質(zhì)量大于14.0t的商用車22.5～24.0=16則將各參數(shù)值代入式后計算得D=227.4mm。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/3.53.54=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.5401－0.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827單位面積F/106132160221302402466546678可?。耗Σ疗嚓P(guān)標(biāo)準(zhǔn)尺寸：外徑D=280mm內(nèi)徑d=165mm厚度h=3.5mm3.3單位壓力P的確定前面已經(jīng)初步確定了摩擦片的基本尺寸；外徑D=280㎜內(nèi)徑d=165㎜厚度h=3.5㎜內(nèi)徑與外徑比值C=0.589由公式D3πfZ（1-c3）=12β得=0.2357Mpa3.4摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化⑴摩擦片外徑D（mm）的選取應(yīng)使最大圓周速度不超過65～70m/s根據(jù)式子得到為摩擦片最大圓周速度41.04（m/s）；為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速(r/min)。⑵摩擦片的內(nèi)，外徑比c應(yīng)在0.53～0.70范圍內(nèi)，即⑶為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，不同車型的β值應(yīng)在一定范圍內(nèi)，最大范圍為1.2～4.0。⑷為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器振器彈簧位置直徑約50mm，即mm⑸為反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩(N.m/mm2)，可按表3.7選取經(jīng)檢查,合格。外徑D/mm≤210>210～250>250～325>3252.83.03.54.0⑹為降低離合器滑磨時的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力的最大范圍為0.11～1.50MPa,即MPaMPaMpa⑺為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷,離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值,即（3.8）J/mm2式中,為單位摩擦面積滑磨(J/mm2)；對于最大總質(zhì)量小于6.0t的商用車：J/mm2，對于最大總質(zhì)量大于6.0t商用車：J/mm2：W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（J），可根據(jù)下式計算（3.9）式中，為汽車總質(zhì)量(Kg)；為輪胎滾動半徑（m）；為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比；為主減速器傳動比；為發(fā)動機轉(zhuǎn)速r/min，計算時乘用車取r/min，商用車取r/min。其中：mKg(6045)代入式（3.9）得J，代入式（3.8）得，合格。⑻離合器接合的溫升m壓壓盤的質(zhì)量，kg；m壓≈=5.9kg式中,t為壓盤溫升,不超過°C；c為壓盤的比熱容，J/(Kg·°C)；γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤；，為壓盤的質(zhì)量m=5.9Kg代入得，t=2.137℃<8℃合格.4.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：⑴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??；⑵為了保證汽車平穩(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；⑶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；⑷要有足夠的抗爆裂強度。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1㎜，波形彈簧1mm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280㎜，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)動機傳來的全部轉(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(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)力的強度校核公式如下：（4.1）式中，n是花鍵齒數(shù)；h是花鍵工作高度，；是花鍵有效長度（mm）。P是花鍵的齒側(cè)面壓力（N）它由下式確定式中，，分別是花鍵的內(nèi)、外徑；Z是從動盤的數(shù)目；是發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）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動盤外徑D/mm發(fā)動機轉(zhuǎn)矩花鍵齒數(shù)n花鍵外徑花鍵內(nèi)徑齒厚b/mm有效齒長l/mm擠壓應(yīng)力25020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.7根據(jù)摩擦片的外徑D=280mm與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax=202N·m，由表4-1查得n=10，D′=35mm，d′=32mm，b=4mm，l=40mm，σj=12.7Mpa，則由公式校核得：P=3014.9(N·m)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)計中選取的是無石棉有機的摩擦材料。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。離合器壓盤的設(shè)計5.1壓盤的傳力方式的選擇本設(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=285㎜壓盤內(nèi)徑d=165㎜壓盤的厚度確定主要依據(jù)以下兩點：⑴壓盤應(yīng)有足夠的質(zhì)量⑵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壓盤的厚度為20㎜。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HB170～227，其摩擦表面的光潔度不低與1.6。為了增加機械強度，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離合器蓋的設(shè)計在設(shè)計中應(yīng)注意以下幾個問題：⑴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㎜的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復(fù)雜形狀。⑵離合器的通風(fēng)散熱為了加強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。⑶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，另有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。5.5傳力片的設(shè)計及強度校核初定離合器壓盤傳力片的設(shè)計參數(shù)：設(shè)3組傳力片（i=3），每組4片（n=4），傳力片的幾何尺寸為：寬度b=25mm；厚度h=1mm；傳力片上兩孔之間距離l=86mm；孔的直徑d=10mm；傳動片切向布置，圓周半徑R=162mm；傳力片材料的彈性模量E=2×10Mpa。⑴傳力片的有效長度：⑵計算傳力片的彎曲總剛度：⑶根據(jù)上述分析，計算以下3種工況的最大驅(qū)動應(yīng)力及傳力片的最小分離力：①徹底分離時：按照設(shè)計要求，f=0,T=0,由上述公式可知。②壓盤和離合器蓋組裝成總成時,,通過分析計算可知計算最大應(yīng)力③離合器傳扭時，分正向驅(qū)動（發(fā)動機向車輪）和反向驅(qū)動（車輪向發(fā)動機），出現(xiàn)在離合器摩擦片磨損到極限狀況時，通過尺寸鏈計算可知㈠正向驅(qū)動：=427.6Mpa㈡反向驅(qū)動：=643.6可見反向驅(qū)動最危險，由于在取計算載荷時比較保守，明顯偏大，因此傳力片的許用應(yīng)力可取其屈服極限。故傳力片材料選擇80號鋼。④傳力片的最小分離力（彈性恢復(fù)力）發(fā)生在新裝離合器的時候，從動盤尚未磨損，離合器在接合狀態(tài)下的彈性彎曲變形量此時最小，根據(jù)設(shè)計圖紙確定。傳力片的彎曲總剛度，當(dāng)時，其彈性恢復(fù)力為：認(rèn)為合理。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)時，F(xiàn)2為增函數(shù)；時，F(xiàn)1有一極值，而該極值點又恰為拐點；時，F(xiàn)1有一極大值和極小值；當(dāng)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1.5～2范圍內(nèi)選取。常用的膜片彈簧板厚為2～4mm，本設(shè)計，h=3mm，則H=6mm。6.1.2R/r值的選擇通過分析表明，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1.2～1.3的范圍內(nèi)取值。本設(shè)計中取，摩擦片的平均半徑，取mm則mm取整mm則。6.1.3圓錐底角的確定汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角α一般在°范圍內(nèi)，本設(shè)計中得°在°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18。6.1.4切槽寬度mm，mm，取mm，mm，應(yīng)滿足的要求。6.1.5壓盤加載點半徑和支撐環(huán)加載點半徑的確定應(yīng)略大于且盡量接近r，應(yīng)略小于R且盡量接近R。本設(shè)計取mm，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1600～1700N/。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⑴為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始錐角應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即⑵彈簧各部分有關(guān)尺寸的比值應(yīng)符合一定的范圍，即⑶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(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即拉式：⑷根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置要求，與，與之差應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即⑸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：由⑷和⑸得mm，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，見圖3.2，它具有獨特的彈性特征，廣泛應(yīng)用于機械制造業(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——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F1表示，加載點間的相對變形（軸向）為λ1，則壓緊力F1與變形λ1之間的關(guān)系式為:（3.10）式中：E——彈性模量，對于鋼，μ——泊松比，對于鋼，μ=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R1——壓盤加載點半徑r1——支承環(huán)加載點半徑代入（3.10）得（3.11）對（3.11）式求一次導(dǎo)數(shù)，可解出λ1=F1的凹凸點，求二次導(dǎo)數(shù)可得拐點。凸點：mm時，N凹點：mm時，N拐點：mm時，N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λ2。由（3.12）（3.13）列出表3.8:表3.9膜片彈簧工作點的數(shù)據(jù)3.07.05.013.230.82210455.35817.78096.82362.91314.81829.9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分析出，該曲線的拐點H對應(yīng)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Δλ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應(yīng)大于或等于新摩擦片時的壓緊力，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?，故該點的切向應(yīng)力為零，O點以外的點均存在切向應(yīng)變和切向應(yīng)力。現(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：（3.14）式中φ——碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)角（從自由狀態(tài)算起）α——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(nèi)中性點的半徑e=（R-r）/In(R/r)（3.15）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：由上式可知，當(dāng)膜片彈簧變形位置φ一定時，一定的切向應(yīng)力αt在X-Y坐標(biāo)系里呈線性分布。當(dāng)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(yīng)力分布在中性點O而與X軸承角的直線上。從式（3.16）可以看出當(dāng)時無論取任何值，都有。顯然，零應(yīng)力直線為K點與O點的連線，在零應(yīng)力直線內(nèi)側(cè)為壓應(yīng)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：（3.17）令可以求出切向壓應(yīng)力達(dá)極大值的轉(zhuǎn)角由于：mm所以：，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：（3.18）式中n——分離指數(shù)目n=18br——單個分離指的根部寬mm因此：N/mm2由于σrB是與切向壓應(yīng)力σtB垂直的拉應(yīng)力，所以根據(jù)最大剪應(yīng)力強度理論，B點的當(dāng)量應(yīng)力為：N/mm2N/mm2故膜片彈簧和當(dāng)量應(yīng)力不超出允許應(yīng)力范圍，所以用設(shè)數(shù)據(jù)合適。7.扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計減震器極轉(zhuǎn)矩N·m摩擦轉(zhuǎn)矩N·m預(yù)緊轉(zhuǎn)矩N·m極限轉(zhuǎn)角°扭轉(zhuǎn)角剛度N·m/rad7.1減震器安裝的位置，結(jié)合mm，得取55mm，則7.2全部減震器總的工作載荷當(dāng)限位銷與從動盤轂之間的間隙△1或△2被消除，減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值時，減振彈簧受到的壓力為7.3單個減震彈簧的