汽車膜片彈簧離合器設(shè)計

1、汽車離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計狄佳福載運工具運用工程摘 要離合器是汽車傳動系中的重要部件，它的構(gòu)造特性與發(fā)展和傳動系緊密相關(guān)，本文針對長城賽弗汽車的各項參數(shù)，設(shè)計推式膜片彈簧離合器。離合器設(shè)計的內(nèi)容主要包括壓盤總成、從動盤總成、膜片彈簧三個部分。首先，對離合器各零件的參數(shù)、尺寸、材料、及結(jié)構(gòu)進行設(shè)計，然后使用CATIA軟件畫出推式膜片彈簧的裝配及零件的三維圖形，最后轉(zhuǎn)為AUTOCAD工程圖。本文還重點研究了膜片彈簧在分離過程中的受力，對受力過程進行數(shù)學(xué)分析，并對其進行校核，以提高膜片彈簧離合器的使用壽命，使膜片彈簧離合器在工作過程中處于最佳狀態(tài)。關(guān)鍵詞：離合器；膜片彈簧；設(shè)計The Structure D

2、esign of Changcheng Saifu auto clutchAbstractThe clutch is one important part in the auto power train ,in the internal combustion engine as the power of mechanicaldrive auto ,the clutch took an independent part exists. This article aim to design push type diaphragm-spring clutch of the Changcheng sa

3、ifu auto.The content of clutch design main contain three parts: driven disc design, diaphragm-spring design and the driving disc design. Fist,The article studied in each clutch accessorys material, technique in manufacture and machining and choosing project, then uses the CATIA software to picture t

4、he three dimensional image of the Assembly and the Components, finally transformation it to the AUTOCAD engineering plat. This article emphasize in studying the diaphragm-spring characteristic, analyzing the dynamics and the mathematics in separation process stress, optimizing every date about the d

5、iaphragm-spring, for improving use lifetime of diaphragm-spring.Key words: clutch ;diaphragm-spring; design汽車離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計1 緒論膜片彈簧離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相關(guān)聯(lián)的部件，其主動部分和從動部分可以暫時分離，又可以逐漸接合，并且在傳動過程中還要有可能相對轉(zhuǎn)動，通過主動、從動兩部分的相互作用把發(fā)動機的動力扭距傳遞給驅(qū)動系統(tǒng)，來實現(xiàn)汽車的起步、換擋等功能。離合器的作用有三：一是保證汽車平穩(wěn)起步，二是保證傳動系換擋時工作平順，三是防止汽車傳動系過載1。在以內(nèi)燃機作為動力的機械傳動汽

6、車中，離合器作為一個獨立的部件存在。雖然發(fā)展自動傳動系統(tǒng)是汽車傳動系的發(fā)展趨勢，但根據(jù)德國出版的2003世界汽車年鑒，2002年世界各國114家汽車公司生產(chǎn)的1864款乘用車中，手動機械變速器車款數(shù)為1337款；在我國，乘用車中自動擋車款式只占全國平均數(shù)的26.53%；若考慮到商用車中更是多數(shù)采用手動變速器，手動擋汽車目前仍然是世界車款的主流?？梢哉f，從目前到將來離合器這一部件將會伴隨著內(nèi)燃機一起存在，不可能在汽車上消失1。目前在汽車離合器中，摩擦式離合器用得最為廣泛。摩擦式離合器按結(jié)構(gòu)分可分主動部分（包括飛輪、離合器蓋和壓盤）、從動部分（從動盤總成）、壓緊機構(gòu)（壓緊彈簧）和操縱機構(gòu)（包括分離

7、叉、分離軸承、分離踏板和傳動部件）。在膜片彈簧離合器中膜片彈簧有壓緊彈簧和分離杠桿的雙重作用，所以膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計主要是包括從動盤總成、膜片彈簧和壓盤總成三個部分2。 （a） (b) (c) 安裝前位置 安裝后 分離位置圖11 膜片彈簧離合器工作原理示意圖1飛輪； 2摩擦片； 3離合器蓋； 4分離軸承； 5壓盤； 6膜片彈簧； 7支撐環(huán)膜片彈簧為碟形，其上開有若干個徑向開口，形成若干個彈性杠杠。彈簧中部有鋼絲支承圈，用鉚釘將其安裝在離合器蓋上。在離合器蓋未固定到飛輪上時，膜片彈簧處于自由狀態(tài)，離合器蓋與飛輪接合面間有一距離L。 用螺栓將離合器蓋固定到飛輪上時，離合器蓋通過后鋼絲支承圈把

8、膜片彈簧中部向前移動了一段距離。由于膜片彈簧外端位置沒有變化，所以膜片彈簧被壓縮變形。膜片彈簧外緣通過壓盤把從動盤壓靠在飛輪后端面上，這時離合器為接合狀態(tài)。在分離離合器時，分離軸承前移，膜片彈簧將以前鋼絲支承圈為支點，其外緣向后移動，在分離鉤的作用下，壓盤離開從動盤后移，離合器就變?yōu)榉蛛x狀態(tài)了3。1.2設(shè)計內(nèi)容由于膜片彈簧離合器，擁有零件數(shù)目少，重量輕，非線性特性好，操縱輕便，等優(yōu)點，且制造膜片彈簧的工藝水平在不斷提高，所以本文將設(shè)計推式膜片彈簧離合器。本設(shè)計以長城賽弗汽車各項參數(shù)和性能為設(shè)計基礎(chǔ)，所選定汽車發(fā)動機提供的最大轉(zhuǎn)矩Temax為200N×m。2離合器基本尺寸參數(shù)的選擇2.

9、1 離合器基本性能關(guān)系式離合器的基本功能之一是傳遞力矩，因此離合器轉(zhuǎn)矩容量是離合器最為基本的性能之一。通常它只能用來初步定出離合器的原始參數(shù)、尺寸，它們是否合適最終取決于試驗驗證。根據(jù)摩擦力矩公式 (21)式中 Tc離合器靜摩擦力矩；后備系數(shù)；f摩擦因數(shù)；Z：摩擦面數(shù)；po單位壓力；D摩擦片外徑；c內(nèi)外徑之比。有了上面的關(guān)系式，對于一定的離合器結(jié)構(gòu)而言，只要合理選擇其中的參數(shù)，并能滿足上面的關(guān)系式，就可估算出所設(shè)計的離合器是否合適4。2.2 離合器后備系數(shù)的選擇后備系數(shù)是離合器一個重要設(shè)計參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時，應(yīng)保證離合器應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩、要防

10、止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。其數(shù)值選取，而設(shè)計乘用車的離合器其要求比較的大，初步選擇為1.605。車 型后備系數(shù)乘用車及最大總質(zhì)量小于6t的商用車1.201.75最大總質(zhì)量為614t的商用車1.502.25掛車1.804.002.3摩擦材料中單位壓力和摩擦因數(shù)的取值石棉基摩擦材料的密度小，制造容易、價格低廉等優(yōu)點，但受工作溫度、單位壓力、滑磨速度影響大，主要用于中、輕載荷的工作條件下，而粉末冶金材料的傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數(shù)高，故在選擇摩擦片材料是粉末冶金材料中的鐵基。初選po根據(jù)可得：為0.5MPa，f為0.55。摩擦片材料單位壓力po/MPa摩擦因數(shù)f石棉基材料模壓

11、0.150.250.200.25編織0.250.350.250.30粉末冶金材料銅基0.350.500.250.30鐵基0.350.50金屬陶瓷材料0.701.500.43 離合器從盤總成設(shè)計3.1摩擦片的設(shè)計(1)摩擦片基本尺寸的確定 摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩有一定的關(guān)系。根據(jù)摩擦力矩公式(31)： 式中Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；后備系數(shù)；f摩擦因數(shù)；Z：摩擦面數(shù)；po單位壓力；D摩擦片外徑；c內(nèi)外徑之比得到D=240mm。計算離合器的外徑D同時參考經(jīng)驗公式(32)： 式中A參考系數(shù)；D摩擦片外徑；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；乘

12、用車A取47，D=234mm。初選D以后，還需根據(jù)摩擦片尺寸的系列化和標(biāo)準化進一步確定6。查找標(biāo)準(GB145774)的規(guī)定：表31 離合器尺寸選擇參數(shù)表摩擦片外徑D/mm發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax/N×m單片離合器重 負 荷中等負荷極 限 值225130150170250170200230最終確定：外徑D=250mm；內(nèi)徑d=155mm，內(nèi)外徑之比c=0.620，單片面積F=30200mm2 。對摩擦片的厚度h，我國以規(guī)定了3種規(guī)格：3.2 mm，3.5 mm，4 mm，這里選擇厚度為3.5 mm。(2)摩擦片的校核在初步確定完摩擦片的基本尺寸后，要對摩擦片校核：1)摩擦片外D(mm

13、)的選擇應(yīng)使最大圓周速度vD不超過6570m/s： (33) 式中：nemax發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速（r/min）；當(dāng)nemax取6 000時，代入可得：vD=70 6570m/s。2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0.530.70 范圍內(nèi)：c=0.6200.530.70。3)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，應(yīng)在1.21.75 之間，代入式(21) ：= Tc/ Temax=1.601.201.75。4)為了減少汽車起步過程中的離合器的滑磨，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面積滑磨功應(yīng)小于其許用值，即： (34)式中，單位摩擦面積滑磨功(J/mm2)； 其許用值0

14、.4 J/mm2；W汽車起步時離合器接合一次產(chǎn)生的總滑磨功(J)，可以根據(jù)下式計算： (35)式中：ne發(fā)動機轉(zhuǎn)速，取2 000r/min；ma汽車總質(zhì)量(kg),取1 200kg；rr汽車輪胎滾動半徑(m)；ig汽車起步時所用變速器檔位的傳動比；數(shù)值取3.8；i0主減速器傳動比，取4.2。各個數(shù)值代入(35)式：得到W=14 983J。把W=14 983J和摩擦片的各個數(shù)值代入式(34)，得：w=0.338J/mm2w=0.4J/mm2。 經(jīng)過校核可知，摩擦片的設(shè)計符合相應(yīng)的設(shè)計要求73.2從動盤的設(shè)計 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動盤轂的花鍵孔輸出，花鍵之間為動配合，在離合器分離和結(jié)合的過程中，從動盤

15、轂就能在花鍵軸上。我國生產(chǎn)的離合器，其從動盤轂花鍵多用SAE標(biāo)準，其有關(guān)尺寸見表表32 從動盤轂花鍵的尺寸摩擦片的外徑D/mm發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax/N×m花鍵尺寸擠壓應(yīng)力s/MPa齒數(shù)n外徑D/mm內(nèi)徑d/mm齒厚t/mm有效齒長l/mm1806910262132011.620010810292342511.122515010322643011.325020010352843510.2根據(jù)表32中選擇n=10，D=35mm，d=28mm，t=4mm，l=35mm8。花鍵尺寸選定后應(yīng)進行強度校核。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應(yīng)力計算，當(dāng)應(yīng)力

16、偏大時可適當(dāng)增加花鍵轂的軸向長度。花鍵尺寸的擠壓應(yīng)力sj： (36)式中Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；D花鍵轂的外徑；d花鍵轂的內(nèi)徑；n花鍵轂的齒數(shù)；l花鍵轂的有效長度。從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應(yīng)力不應(yīng)大于30MPa。從動盤轂采用鍛鋼（40Cr），采用調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度在2632HRC。提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨度，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及從動片配合處，應(yīng)進行高頻處理11。3.3 和波形彈簧片的設(shè)計設(shè)計從動片，要盡量減輕其重量，并使其質(zhì)量的分布可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。為了減小轉(zhuǎn)動慣量，從動片做的比較薄，一般在1.3mm2.2mm。根據(jù)設(shè)計

17、的需要采用從動片的厚度為2 mm，材料為中碳鋼板（50號），表面硬度為3540HRC，結(jié)構(gòu)采用分開式彈性從動片結(jié)構(gòu)7。波形片材料采用65Mn，厚度為0.7mm，硬度為4046HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍處理7。3.4扭轉(zhuǎn)的設(shè)計由于發(fā)動機傳到汽車傳動系中的轉(zhuǎn)矩是周期地不斷變化的，從而使傳動系統(tǒng)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動。若振動頻率與傳動系的自振頻率相重合會發(fā)生共振，影響傳動系中零件的壽命。為避免共振，緩和傳動系所受的沖擊載荷，在許多汽車的傳動系統(tǒng)中裝設(shè)了扭轉(zhuǎn)減振器，且大多數(shù)將扭轉(zhuǎn)減振器附裝在離合器的從動盤中。圖51 扭轉(zhuǎn)減振器工作示意圖1、2減振彈簧； 3從動盤本體； 4阻尼片；離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)飛輪

18、和壓盤傳給了從動盤兩側(cè)的摩擦片，帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減振器盤轉(zhuǎn)動。動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉(zhuǎn)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(zhuǎn)動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉(zhuǎn)振動會使從動盤轂相對于動盤本體和減振器盤來回轉(zhuǎn)動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉(zhuǎn)振動的能量，將扭轉(zhuǎn)振動衰減下來8。 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計計算著重于減振彈簧。(1)減振彈簧的材料： 采用60Si2MnA彈簧鋼絲。(2)減振彈簧個數(shù)Zj的選?。罕?3 減振彈簧個數(shù)的選取摩擦片外徑D/mm225250250325 325350>350Zj4668810>10根據(jù)表33，

19、由于D=250mm，所以Zj取69。(3)減振彈簧的位置半徑R0減振彈簧的位置半徑R0一般取(0.600.75)d/2,同時為了保證離合器可靠的傳動發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，減振彈簧位置直徑2R0約小于摩擦片內(nèi)徑約50mm，所以取R0=55mm。(4)極限轉(zhuǎn)矩Tj極限轉(zhuǎn)矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂之間的間隙時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩。它受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取：Tj=(1.52.0)Temax (37)式中，Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；Tj極限轉(zhuǎn)矩。乘用車取相應(yīng)系數(shù)為2.0，所以Tj=400N×m。(5)扭轉(zhuǎn)角剛度kj為了避免引起傳動

20、系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)角剛度kj，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。kj取決于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸：kj=KZjR02×103 (38)式中K每個減振彈簧的線性剛度(N/mm)；Zj減振彈簧的個數(shù)；R0減振彈簧位置半徑(m)。減振器的角剛度既要滿足傳遞足夠大的轉(zhuǎn)矩的要求，又要滿足為了避開共振而盡量降低其值的要求，這在實際上是做不到的。因此，減振器的角剛度kj的最后確定，常常是結(jié)構(gòu)所允許的設(shè)計結(jié)果，設(shè)計時選kj為：kj 13Tj。由于設(shè)計的是乘用車的發(fā)動機，常工作時的轉(zhuǎn)速是較高的，且保證發(fā)動機的工作較穩(wěn)定，所以選擇kj較小，取kj=10Tj=4 00

21、0N×m。這樣每個彈簧的線性剛度為K= kj/(KZjR02)=2.1×106 N/mm。(6)阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tm由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度kj受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不肯能夠很低，故為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tm，一般可選：Tm=(0.060.17)Temax (39) 式中Tm阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。按經(jīng)驗選Tm=0.12Temax=24N。(7)預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊力。研究表明，Tn的增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但Tn不應(yīng)大于Tm，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停

22、止工作，故?。篢n=(0.050.17) Temax (310)式中Tn預(yù)緊轉(zhuǎn)矩；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。取Tn=0.10Temax=20N。(8)極限轉(zhuǎn)角jj減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn增加到極限轉(zhuǎn)矩Tj時，從動片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角jj為 (311)式中jj 極限轉(zhuǎn)角；R減振彈簧位置半徑；Dl減振彈簧的工作變量。jj通常取3o12o，由于設(shè)計的乘用車的離合器，所以對發(fā)動機的平順性要求較高，所以jj取9o8-9。4離合器壓盤總成設(shè)計4.1壓盤設(shè)計壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它必須和飛輪有一定的聯(lián)系，但這種聯(lián)系有應(yīng)允許壓盤在離合器分離過程中自由的做軸

23、向移動，使壓盤和從動盤脫離接觸。壓盤和飛輪間常用的連接方式有凸臺式、鍵式和銷式。但這些連接方式在離合器分離和結(jié)合的過程中，由于傳力零件之間有摩擦，將降低離合器操縱部分的傳動效率10。為了消除上述缺點，在設(shè)計中采用傳力片式。在離合器的基本參數(shù)選定后，壓盤的基本尺寸應(yīng)和摩擦片的外徑和內(nèi)徑相同，確定壓盤的厚度應(yīng)符合下面兩點要求。(1)壓盤應(yīng)，以增大熱容量，減少溫升，應(yīng)用下式校核壓盤的一次接合的溫升： (41)式中，t壓盤溫升(oC)；c壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4J/(kg·oC)；m壓盤質(zhì)量(kg)，經(jīng)計算約為4.2kg；W汽車起步時離合器接合一次產(chǎn)生的總滑磨功(J)，經(jīng)上面計算得

24、W=14 983J；g傳到壓盤的熱量所占的比例，對于單片離合器壓盤：g=0.5；根據(jù)式(41)得：t=3.7 oC8 oC。(2)壓盤應(yīng)具較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減少受熱后翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離8。與飛輪保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度不低于1520g·cm基于以上兩點，選取壓盤的厚度為12mm。由于壓盤的形狀較復(fù)雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，所以采用灰鑄鐵，采用HT300，硬度為170227HBS，另外添加少量的金屬元素（鎳鐵合金）以增加其機械強度10。4.2 離合器蓋的設(shè)計(1)離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計要求。

25、應(yīng)具有足夠的剛度，否則將影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此可采用如下的措施：適當(dāng)?shù)脑龃笊w的板厚，使鋼板厚度達到4mm；在蓋內(nèi)的圓周處翻邊。和飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。蓋的膜片彈簧支承處應(yīng)具有高的尺寸精度17。(2)離合器蓋的材料。由于設(shè)計的離合器是乘用車用的，所以離合器蓋的加工工藝為沖壓制造，所以采用的是4mm的 10號鋼板沖壓而成11。4.3 傳力片的設(shè)計傳力片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅(qū)動壓盤共同旋轉(zhuǎn)，分離時，又可以利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。傳力片為3組，每組2片，每片厚度為

26、0.8mm，由65Mn的彈簧鋼帶制成。在布置傳力片時要注意，通常情況下傳力片應(yīng)該受拉力11。傳力片的校核：用公式(4-2)計算傳力片的有效長度： (42)式中l(wèi)傳力片上兩孔之間的距離；孔的直徑。用公式(43)計算傳力片的彎曲總剛度： (43)式中E傳力片材料的彈性模量；截面慣性矩；n為傳力片數(shù)量；i 傳力片的組數(shù)；l傳力片上兩孔之間的距離；。用公式(4-4)計算壓盤和離合器蓋組裝時的最大應(yīng)力： (44)式中W傳力片的截面系數(shù)；n傳力片數(shù)量；i 傳力片的組數(shù)；l傳力片上兩孔之間的距離；P 傳力片作用力的大?。籱ax最大應(yīng)力值。帶入數(shù)值計算得到913MPa離合器傳扭時分為正向驅(qū)動和反向驅(qū)動，用公式

27、(4-5)計算正向驅(qū)動時的最大應(yīng)力: =204.5 MPa913MPa (45)式中max最大應(yīng)力值；W傳力片的截面系數(shù)；n為傳力片數(shù)量；i 傳力片的組數(shù)；l傳力片上兩孔之間的距離；P 傳力片作用力的大?。籱ax最大應(yīng)力值；b傳力片的寬度；l傳力片的有效長度；h傳力片厚度；R傳力片的圓周半徑；fmax傳力片軸向變形力最大值。用公式(46)計算反向驅(qū)動時的最大應(yīng)力: =823.5 MPa 913MPa (46)式中max最大應(yīng)力值；W傳力片的截面系數(shù)；n為傳力片數(shù)量；i 傳力片的組數(shù)；l傳力片上兩孔之間的距離；P 傳力片作用力的大小；max最大應(yīng)力值；b傳力片的寬度；l傳力片的有效長度；h傳力片

28、厚度；R傳力片的圓周半徑；fmax傳力片軸向變形力最大值?？梢姡瑐髁ζ脑O(shè)計符合要求。5膜片彈簧設(shè)計5.1 膜片彈簧的初選 設(shè)計膜片彈簧，一定要初步選定其全部尺寸，然后進行一系列的驗算，最后優(yōu)選出合適的尺寸12。表51 膜片彈簧的主要參數(shù)的選用參考值基本參數(shù)常用范圍一般范圍外內(nèi)徑比 R/r1.21.31.21.35膜片鋼板厚度 h(mm)23.424高厚比 H/r1.72.01.62.2外徑厚度比 H/h759570100比值 R/r0453.55.0杠桿比（推式） (r1-rf)/(R1-r1)2.34.5-分離指的數(shù)目 n18-分離指舌尖切槽寬 1(mm)3.23.5-分離指舌根切槽寬2(

29、mm)910-分離指舌部最寬處半徑 re(mm) r-2-初始錐底角 a(o)1013915半徑差值(mm)D1=R-R12417D2=r1-r0.5 306D3=rf-r00304圖51 膜片彈簧的基本尺寸膜片的外徑R的大小約為摩擦片的平均半徑，即(D+d)/4，所以R的初選為106mm，根據(jù)表51和圖51以及R的大小，選擇膜片彈簧的以下數(shù)值13-15：大端半徑：R=120mm；碟簧部分內(nèi)徑：r=100mm；碟簧在自由狀態(tài)下的內(nèi)錐高：H=14mm；膜片鋼板厚度：h=2.45mm；膜簧壓盤加載點半徑：R1=118mm；膜簧支承環(huán)加載點半徑：r1=99mm；小端內(nèi)徑r0=25mm；分離加載半徑：

30、rf=35mm；分離指舌尖切槽寬：1=3.4mm；分離指舌根切槽寬：2=10mm；分離指舌部最寬處半徑：re=75mm。5.2 膜片彈簧的分析圖52 膜片彈簧的特征曲線膜片彈簧由于它的變形和載荷關(guān)系并不成線性關(guān)系，在壓緊狀態(tài)時，通過支承環(huán)和壓盤在膜片彈簧上的載荷F1(N)集中在支承處，加載點相對軸向變形l1(mm)的彈簧的彈性特征如下式： (51)式中材料的彈性模量(MPa)，對于剛材料：E=2.1×105MPa；m材料的泊松比，對于鋼：m=0.3；H、h、R、r、R1、r1代表均是圖51中的含義16-18。當(dāng)離合器分離時，膜片彈簧的加載點將發(fā)生變化，從支承環(huán)和壓盤的加載點轉(zhuǎn)移到支承

31、環(huán)和分離軸承的加載點，設(shè)分離軸承的加載的力為F2(N)，則有如下的關(guān)系： (52)把上式代入式(51)則F1與膜片彈簧末端變形l1關(guān)系為 (53)根據(jù)圖5-2 中的膜片彈簧的彈性特征曲線，M和N點為曲線的一階導(dǎo)數(shù)點為0點，而中間的H點位曲線的拐點，即為曲線的二階導(dǎo)數(shù)點為0點，所以： (54) (55)當(dāng)=0時，得： (56)式(56)代入R、r、R1、r1得l1=2.16mm，即l1H=3.24mm而B點為膜片彈簧壓緊狀態(tài)的而l1B：0.8l1Hl1Bl1H 則選l1B=3mm當(dāng)=0時，得 (57)式(57)代入R、r、R1、r1得l1=2.25mm和4.28mm，即l1M=2.25mm，l1N=4.28mm。而A點為摩擦