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购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费 领取图纸 本科毕业设计（论文） 小型汽车离合器的设计 学 院 机械工程学院 专业班级 学生姓名 学生学号 指导教师 提交日期 2016年 月 日 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费 领取图纸 华南理工大学广州学院 学位论文原创性声明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独 立进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 学位论文作者签名： 日期： 2016 年 月 日 学位论文版权使用授权书 本人完全了解华南理工大学广州学院关于收集、保存、使用学位论文的规定，即：按照有关要求提交学位论文的印刷本和电子版本；华南理工大学广州学院图书馆有权保存学位论文的印刷本和电子版，并提供目录 检索与阅览服务；可以采用复印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的的前提下，可以公布论文的部分或全部内容。 学位论文作者签名： 日期： 2016 年 月 日 指导教师签名： 日期： 2016 年 月 日 作者联系电话： 电子邮箱： 购买设计文档后加 费领取图纸 I 摘 要 伴随着社会的高速发展，在全球经济发展的大环境之下，我国各个行业在受到其他国家先进技术冲击的同时，与国外品牌企业的沟通交流的机会也变的越来越多 。汽车离合器行业通过行业展会、科研合作等多种途径，不断的提高了自身实力和核心竞争力，缩小与发达国家之间的差距。 离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系个零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。在新的市场需求的驱动下，汽车离合器的更新和优化升级更加迫切。国内汽车离合器生产企业充分挖掘市场潜力，大力发展离合效果好，精度高的汽车离合 器，在机动车辆向高精度化的转变中发挥积极作用。一般生产汽车离合器的企业对离合器的离合指数上都有严格的要求。各企业在生产设备时，都充分考虑到离合器在汽车运行中可能会出现的种种问题，从而减少离合器由于故障而导致出现刹车失控、引发交通事故等现象。 本文介绍了小型汽车离合器的结构组成、工作原理以及主要零部件的设计中所必须的理论计算，通过对传统的汽车离合器 结构 进行优化，使得此种类型的汽车离合器的使用范围更广泛，更加灵活，并且对今后的选型设计工作有一定的参考价值。 关键词： 汽车离合器；结构；工作原理；参考 购买设计文档后加 费领取图纸 of of s in by of at to a of of is to a in be of in by to in to of to of In of of a to of a of of to on in to in to in of to a to of a is of so on to of of of a in 购买设计文档后加 费领取图纸 录 摘 要 . . 一章 绪论 . 1 1. 课题的来源与研究的目的和意义 . 1 车离合器国内外发展现状 . 1 课题研究的内容 . 2 车离合器的作用 . 4 合器的工作原理 . 5 第二章 小型汽车离合器结构的设计 . 7 合器结构的选择 . 8 擦片的选择 . 9 紧弹簧布置形式的选择 . 11 盘的驱动方式 . 13 离杠杆、分离轴承 . 13 合器的散热通风 . 14 动盘总成 . 14 合器主要零件的设计 . 14 动盘 . 15 擦片 . 16 片弹簧 . 16 盘 . 17 合器盖 . 18 第三章 离合器的设计计算 . 19 擦片主要参数的选择 . 20 擦片基本参数的优化 . 21 片弹簧主要参数 的选择 . 21 片弹簧的优化设计 . 22 片弹簧的载荷与变形关系 . 22 片弹簧的应力计算 . 22 转减振器设计 . 23 振弹簧的设计 . 24 纵机构 . 25 购买设计文档后加 费领取图纸 离合器踏板行程计算 . 26 板力的计算 . 27 动轴的计算 . 29 动盘毂 . 30 离轴承的寿命计算 . 31 结论 . 32 致 谢 . 33 参考文献 . 34 第一章 绪论 1 第一章 绪 论 题的来源与研究的目的和意义 目前市面上的小型汽车离合器大多都是采用传统的结构，在某些特定的区域，这种结构形式的小型汽车离合器非常不受欢迎。由于以往的小型汽车离合器采用传统的结构形式，这样就造成传动精度不好控，保养维护费用较高 ;同时存在一定的安全隐患。因此，对整机的安全性要求较高，操作时也；会给 工作人员带来强烈的震动，使得操作很不舒服。虽然传统的小型汽车离合器的传动效率较高，离合效果较好，但是价格也较昂贵，对于一般的用户难以接受。所以研究一种新式的小型汽车离合器势在必行！ 车离合器国内外发展现状 我国通常将体积较小，功率较小的汽车称为小型汽车，主要包括载货型小汽车与载客型小汽车。这 2 类产品属于低技术水平、量大面广的普及型产品，多年来产品技术发展不快，同质化程度高。其技术特征是采用单缸卧式柴油机装在一个机架上，由后输入横置式变速箱。 通常中型汽车是指 汽车。主要包括原有中型汽车的基本型和扩展系列产品。 通常大型汽车是指 上的汽车。目前在大拖领域，主要有福田重工、迪尔天拖、中国一拖、上海纽荷兰和清江 是还没有任何一家形成产品市场的绝对垄断。 课题研究的内容 本课题是对小型汽车离合器的原理及结构进行研究。具体包括以下内容： (1)介绍小型汽车离合器的结构原理，根据合理地设计和改善将其传动机构等效简化，确定小型汽车离合器的结构。 (2)设计出小型汽车离合器的结构图纸。 (3)对小型汽车离合器的 安全系数进行测定，得出影响效率的主要因素，验证理论分析的正确性。 合器的作用 离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受 第一章 绪论 2 到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系个零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。 合器工作原理 如图 示，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。 离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮 2 和压盘借摩擦作用传给从动盘 3，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒和分离轴承 8，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖 5 上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘 3 两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘 3 压紧在飞轮上2，这样发动机的扭矩又传入变速器。 12345789图 离合器总成 第二章 离合器的结构设计 3 第二章 离合器的结构设计 合器结构的选择 擦片的选择 单片离合器因为结构简单，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接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此该设计选择单片离合器。摩擦片数为 2。 紧弹簧布置形式的选择 离合器压紧装置可分为周布弹簧式、 中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点 9： （ 1）由于膜片弹簧有理想的非线性特征 ,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力； （ 2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小； （ 3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降； （ 4）由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命； （ 5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长； （ 6）平衡性好； （ 7）有利于大批量生产，降低制造成本。 但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，我选用膜片弹簧式离合器。 盘的驱动方式 在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方 法有三种 9： （ 1）凸台 窗孔式：它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内， 第二章 离合器的结构设计 4 通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简单，应用较多；缺点：压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离不彻底。 （ 2）径向传动驱动式：这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起，此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部分，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；另外，工作时压盘和离合器盖径向相对位置不发生变 化，因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动和噪声。 （ 3） 径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起，除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的结构特征都与径向传动驱动方式相同。经比较，我选择径向传动驱动方式。 离杠杆、分离轴承 分离杠杆的作用由膜片弹簧承担，其作用是通过分离轴承克服离合器弹簧的推力并推动压盘移动，从而使压盘与从动盘和从动盘与飞轮相互分离，截断动力的传递，分离杠杆要具有足够的强度和刚度，以承受反复作用在其上面的弯曲应力，分离轴承的作用是通 过分离叉的作用使分离轴承沿变速器前端盖导向套作轴向移动，推动旋转中的膜片弹簧中部分离前端，使离合器起到分离作用。分离本次设计选用的是油封轴承，它可以将润滑脂密封在轴承壳内，使用中不需要增加润滑，相比供油式轴承则需增加。 合器的散热通风 试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过200180 C 时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度一般在 180 C 以下。在特别频繁的使用下 ，压盘表面的瞬时温度有可能达到C1000 。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果，故不需作另外设置。 动盘总成 从动盘总成由摩擦片，从动片，减震器和从动盘穀等组成。它虽然对离合器工作 第二章 离合器的结构设计 5 性能影响很大的构件，但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。从动盘总成应满足如下设计要求： （ 1）转动惯量要小，以减小变速器换档时轮齿简单冲击； （ 2）应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减小磨损。 （ 3）应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。 1、摩擦片要求 摩擦系数稳定、工作温度、单位压力的变化对其影响要小，有足够的机械强度和耐磨性；热稳定性好，磨合性好，密度小；有利于结合平顺，长期停放离合器摩擦片不会粘着现象的。综上所述，选择石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物、粘结剂（树脂或硅胶）和特种添加剂热压制成，其摩擦系数为 度小，价格便宜，多年来在汽车离合器上使用效果良好。同时，摩擦片从动钢片用铆钉连接，连接可靠，更换摩擦片方便，而且适宜在从动钢片上装波形弹簧片以获得轴向弹性。 2、从动盘的轴向弹性 从动盘的轴向弹性可改善离合器性能，使离合器接合柔和，摩擦面接触均匀，磨损较小。为使从动盘有轴向弹性，单独制造 扇形波状弹簧与从动钢片铆接。波状弹簧可用比钢片轻薄的材料制造，轴向弹性较好，转动惯量小，适宜高速旋转，且弹簧对置分布，弹性好。因此设计中选用此类弹簧。 3、扭转减震器 扭转减震器几乎是现代汽车离合器从动盘上必备的部件，主要由弹性元件和阻尼元件组成。弹性元件可降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避免由发动机转矩主谐量激励引起的共振。但是 ,这种共振往往难以避免。汽车行驶在不平的道路上行驶阻力也会时刻变化。当由于路面不平引起的激力频率与传动系的某阶自振频率 重合时，也会发生共振现象。阻尼元件则可有效的耗散此时的振动能量，因而扭转减震器可有效地降低传动系共振载荷与噪声。 扭转减震器的弹性特性，又线性和非线性两种。弹性元件采用圆柱螺旋弹簧的减震器，其弹性特点为线性。阻尼元件采用摩擦片通过碟形弹簧建立阻尼默片的正应力，其阻尼力矩比较稳定。因此发动机的扭矩实际上是通过一些弹性元件传递到传动系的。 摩擦式扭转减震器工作原理：离合器工作时，扭矩从摩擦片传给从动钢片再传给 第二章 离合器的结构设计 6 从动盘毂，此时弹簧被压缩，从动钢片相对从动盘毂前移（从动毂边缘上的缺口控制着钢片与毂的最大位移）。 合器主要零件的设计 扇形波状弹簧两两对置铆接与从动钢片上，两侧在铆接摩擦片，铆钉都采用铝制埋头铆钉，摩擦衬面在铆接后腰磨削加工，使其工作表面的不平度误差小于 动盘本体采用 45 号钢冲压加工得到，为防止其弯曲变形而引起分离不彻底，一般在从动盘本体上设径向切口。 擦片 摩擦片在性能上要满足如下要求： （ 1）摩擦系数稳定，工作温度，滑磨速度，单位压力的变化对其影响； （ 2）具有足够的机械强度和耐磨性，热稳定性好； （ 3）有利于接合平顺； 粘着现象。 （ 4）摩擦片选用材料为石棉基摩擦材料，它是由石棉或石棉织物、粘结剂和特种添加剂热压而成，其摩擦系数为 石棉基摩擦材料密度小，工作温度小于 180，价格便宜，使用效果良好，在汽车离合器中广泛使用。 片弹簧 膜片弹簧使用优质高精质钢。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料为60了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行调质处理，得具有高抗疲劳能力的回火索氏体。要防止膜片内缘离开，同时对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持 1412 小时），使其高压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，喷丸是 白口铁小丸， 可提高弹簧的疲劳寿命。同时，为提高分离指的耐磨性，对其进行局部高频淬火式镀铬。采用乳白镀铬，若膜片弹簧许用应力可取为 1500 1700N/ 盘 压盘的材料选用 造制成。它要有一定的质量和刚度，以保证足够的热容量和防止温度升高而产生的弯曲变形。压盘应与飞轮保持良好的对中，并进行静平衡。压盘的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗 糙不低于 盘壳用 12栓将其一端固定在飞轮端面上，另一端固定在压盘端面上。 第二章 离合器的结构设计 7 合器盖 离合器盖的膜片弹簧支撑处须具有较大的刚度和较高的尺寸精度，压盘高度（丛承压点到摩擦面的距离）公差要小，支撑环和支撑铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性好，膜片弹簧的支撑形式采用铆钉作支承时，如果分离轴承与曲轴中心线不同心，可引起铆钉的过度磨损。提高铆钉硬度的套筒和支承与曲轴中心线不同心，亦可引起铆钉的过度。提高铆钉硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的结构措施，采用 10 钢材材料、 第三章 离合器的设计计算 8 第三章 离合器的设计计算 擦片主要参数的选择 采用单片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机扭矩的，为保证可靠度，离合器静摩擦力矩摩擦片的静压力： T （ （ 式中： 离合器后备系数（ 1 ） 发动机的最大扭矩可由式 : m a xm a x 95 49 （ 得 式中： 754500在 间 ，取 =196 1）后备系数是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择时，应从以下几个方面考虑： a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩； b. 防止离合器本身滑磨程度过大； c. 要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车 =合设计实际情况，故选择= 则有可有表 得 表 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 6大总质量为 6 14t 的商用车 车 擦片的外径可有式 :（ 求得 直径系数，取值见表 取 16 得 D= 表 径系数的取值范围 车型 直径系数乘用车 大总质量为 商用车 片离合器 ) 第三章 离合器的设计计算 9 片离合器 ) 最大总质量大于 商用车 擦片的尺寸已系列化和标准化 ,标准如下表 (部分 ): 表 合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 D60 180 200 225 250 280 300 325 内径 d10 125 140 150 155 165 175 190 厚度 /1 C 面面积 06 132 160 221 302 402 466 546 摩擦片的摩擦因数 f 取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。可由表 得： 摩擦面数 Z 为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。本题目设计单片 离合器，因此 Z=2。离合器间隙 t 是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合 器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙 t 一般为3 4 t=4 表 擦材料的摩擦因数的取值范围 摩擦材料 摩擦因数f 石棉基材料 模压 织 末冶金材料 铜基 基 属陶瓷材料 合器的静摩擦力矩为： cc （ 与式（ 立得： 313 （ 代入数据得：单位压力 表 擦片单位压力的取值范围 第三章 离合器的设计计算 10 摩擦片材料 单位压力0p/棉基材料 模压 织 末冶金材料 模压 织 金属陶瓷材料 擦片基本参数的优化 （ 1）摩擦片外径 D（ 选取应使最大圆周速度05 70m/s，即 3m a x eD m/s 7065 m/s （ 式中，0m/s）；r/ （ 2）摩擦片的内、外径比 C 应在 C （ 3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的值应在一定范围内，最大范围为 （ 4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d 必须大于减振器振器弹簧位置直径020 502 0 Rd （ 5）为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即 0220 2 1 T （ 中，0N.m/可按表 取 经检查 ,合格。 表 位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器规格 210 250210 325250 325 20 10/ 0 28 0 30 0 35 0 40 第三章 离合器的设计计算 11 （ 6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力0 p 7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤 ,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值 ,即 224 （ 式中 , 为单位摩擦面积滑磨 (J/ 为其许用值 (J/对于乘用车： J/于最大总质量小于 商用车： J/于最大总质量大于 用车： J/W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（ J），可根据下式计算 2202221800 （ 式中， r 为轮胎滚动半径（ m）；r/算时乘用车取2000 r/商用车取 1500 r/其中： i 6.0rr m 4325g 代入式（ 得 J ，代入式（ 得 ，合格。 （ 8）离合器接合的温升 式中 ,t 为压盘温升 ,不超过 108 C； c 为压盘的比热容， c J/( C)；为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘； ， m 为压盘的质量15.3m 入， 76.4t C，合格。 片弹簧主要参数的选择 1. 比较 H/ 第三章 离合器的设计计算 12 此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式（ 载荷与变形 1 之间的函数关系可知，当 2， 增函数； 2， 一极值，而该极值点又恰为拐点； 2， 一极大值和极小值；当 2， 小值在横坐标上，见图 1- 2/ 2- 2/ 3- 22/2 4- 22/ 5- 22/ 图 膜片弹簧的弹性特性曲线 为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的 H/h 2 范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为 2 4设计 2， h=3则H=6 2. R/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 范围内取值。本设计中取 25.1摩擦片的平均半径 94r 18R 255.1 汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角一般在 159 范围内，本设计中 a r c t a n 得 在 159 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。 第三章 离合器的设计计算 13 1092 31 102 满足 2 要求。 5. 压盘加载点半径 1R 和支承环加载点半径 1r 的确定 1r 应略大于且尽量接近 r， 1R 应略小于 R 且尽量接近 R。本设计取 1161 R 61 r 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 60量应力可取为 1600 1700N/ 6. 公差与精度 离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度，压力盘高度（ 从承压点到摩擦面的距离）公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。 片弹簧的优化设计 （ 1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 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1R （或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径 1r ）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 推式： 24/)( 1 拉式： ( 1 （ 4）根据弹簧结构布置要求， 1R 与 R ， 621 1 第三章 离合器的设计计算 14 620 1 40 0 rr f （ 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 推式： rR rr f 拉式： rR rR f 由（ 4）和（ 5）得 34320 片弹簧的载荷与变形关系 碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图 具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分 分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分 布的载荷，假象集中在支承点处，用 载点间的相对变形（轴向）为 1，则压紧力 之间的关系式为 : 2111111211211 r/ 式中： E 弹性模量，对于钢， 泊松比，对于钢， = 膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度 h 弹簧钢板厚度 R 弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径 r 弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径 压盘加载点半径 支承环加载 点半径 第三章 离合器的设计计算 15 图 片弹簧的尺寸简图 表 片弹簧弹性特性所用到的系数 R r R1 h 118 94 116 96 6 3 代入（ 1213111 7 2 8 （ 对（ 求一次导数，可解出 1=二次导数可得拐点。 凸点： F N 凹点 ： F N 拐点： 51 ， 92731 F N 2、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 应此载荷作用点的变形为 2。由 111 112 （ 11112 f （ 列出表 表 片弹簧工作点的数据 1 2 第三章 离合器的设计计算 16 1F 273 2F 片弹簧工作点位置的选择。从膜片弹簧的弹性特性曲线图 分析出，该曲线的拐点 2111 。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 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 大于或等于新摩擦片时的压紧力 见图 片弹簧的应力计算 假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点 O 转动（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： xe y2/ 2t （ 第三章 离合器的设计计算 17 图 膜片弹簧工作点位置 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) （ 了分析断面中断向应力的分布规律，将（ 写成 轴的关系式： 图 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 标系里呈线性分布。 当 0t 时 X)2(Y ，因为 )2( 的值很小，我们可以将 )2( 看成 第三章 离合器的设计计算 18 )2( ，由上式可写成 X)2( 。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点 O 而与 X 轴承 )2( 角的直线上。从式（ 以看出当 时无论取任何值，都有 e)2(Y 。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， 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=（ Y=h/2 代入（ 有： 2221 22 令 0t 可以求出切向压应力达极大值的转角 由于： 4/118 94118) rR 以： ， ，在分离轴承推力 2r 2 （ 式中 n 分离指数目 n=18 单个分离指的根部宽 22182 0 rb r 此： N/于 以根 据最大剪应力强度理论， B 点的当量应力为： 5 4 9 N/700 N/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， 第三章 离合器的设计计算 19 对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持 12 14h），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，所以用设数据合适。 转减振器设计 减震器极转矩 a x m 摩擦转矩 a x m 预紧转矩 a x m 极限转角 123j 扭转角刚度 382213 N m/ 详细见图
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