论文——膜片弹簧离合器设计

猛龙哥

摘  要
随着汽车运输的发展，汽车性能趋于高速化，载货汽车趋于大型化，要求发动机的功率和转速不断地提高，使离合器的使用条件也日渐恶化。因此，增加离合器传递转矩的能力，提高其使用可靠性及寿命，简化操作，已成为当代汽车离合器的发展趋势。红旗CA7220采用推式膜片弹簧离合器，这种离合器在使用过程中出现较多的缺陷，不能满足现代汽车的要求。由于拉式膜片弹簧离合器与推式的膜片弹簧离合器相比具有诸多优点，如今，在汽车上已广泛使用。为此，本设计对红旗CA7220推式膜片弹簧离合器进行改进，将原有的推式膜片弹簧离合器改为拉式膜片弹簧离合器。
关键词: 拉式、膜片弹簧、改进设计

Abstract
With the development of motor transport, Motor tend to high-speed performance, Truck toward large-scale, the requirements of the engine power and speed continue to improve, So that conditions for the use of the clutch is also deteriorating. As a result, torque transfer clutch to increase the capacity to increase their use of the life and reliability, simplified operation, has become a clutch of contemporary automotive trends. Red Flag used CA7220 push the clutch diaphragm spring, the clutch used in the course of the defects occur more frequently and can not meet the requirements of a modern car. Since the pull-up with the clutch diaphragm spring clutch has many advantages compared to now, the car has been widely used. To this end, the design of the flag on the CA7220 push the clutch diaphragm spring to carry out improvements to the original push the clutch diaphragm spring be changed to pull the clutch diaphragm spring.
Key words:pull diaphragm improvements
目  录

摘  要        I
Abstract        II
第1章 绪论        1
第2 章 离合器结构形式的确定        4
2.1 从动盘数的确定        4
2.2 压紧弹簧和结构形式的确定        4
2.3 压盘的驱动方式        5
第3章 离合器的基本参数和主要尺寸的确定        8
3.1 后备系数β的确定        8
3.2 摩擦片尺寸的确定        8
3.3 单位压力的确定        11
3.4 校核离合器总压力        11
第4章 扭转减振器设计        13
4.1 减振器主要参数的确定        13
4.2 减振器结构参数的确定        15
第5章 膜片弹簧的设计计算和主要参数的确定        20
5.1 膜片弹簧的弹性特性        20
5.2 膜片弹簧的强度计算        21
5.3 膜片弹簧的基本参数确定        23
5.4 膜片弹簧的材料及制造工艺        26
结  论        28
致  谢        29
参考文献        30

第1章  绪  论
汽车作为商品在世界各处都有广阔的市场，又因其生产批量大而给企业带来丰富的利润。汽车品种的多样性可满足各生产，生活活动的需求，而且有良好的社会效益，汽车工业的发展带动了许多相关企业，事业，包括钢铁，石油，橡胶，塑料，机床，道路，汽车销售，售后服务，运输，交通管理，金融业，教育，科研等的发展，因而解决了大批人员的就业问题。汽车也是衡量人们生活水平的重要标准之一，购买汽车以及因此而形成的日常消费能促进货币回笼。近百年来，汽车工业之所以常胜不衰，主要得益于市场和科学技术的不断进步，使汽车能逐渐完善并满足使用者的需求。现在不仅在生产活动中，在日常生活中人们也离不开汽车，对于经济发达国家，选择汽车工业作为国民经济的支柱产业是完全正确的。
对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主，从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分（包括飞轮、离合器盖、压盘）、从动部分（即从动盘）、压紧机构（即压紧弹簧）和操纵机构（包括分离叉、分离轴承、离合器踏板、传动部件）等四部分。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递动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。
离合器的主要功用是：在起步时将发动机与传动系平顺地接合，使汽车能平稳起步；在换档时，将发动机与传动系迅速彻底分离，减少变速器中齿轮间的冲击，以便换档；在工作过程中受到过大载荷时，靠离合器打滑保护传动系，防止零部件因过载而损坏。
为保证离合器具有良好的工作性能，离合器应满足如下基本要求：
1. 在任何行驶条件下都能可靠地传递发动机的最大扭矩，并有适当的能力储备；
2. 接合时要平顺，以保证汽车起步平稳，没有抖动和冲击；
3. 分离时要彻底、迅速；
4. 离合器从动部分转动惯量要尽量小，以便换档和减少换档时齿轮的冲击；
5. 应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命；
6. 应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力；
7. 操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳；
8. 使用寿命长，力求与汽车传动系其它总成等寿命；
9. 离合器使用过程中，摩擦扭矩变化要小，以保证离合器工作性能稳定；
此外要求离合器结构简单、紧凑、质量小、工艺性好、维修方便及适合大批量生产。
早期离合器的结构型式是锥形摩擦式的，其传递转矩的能力比相同直径的其他结构型式的摩擦离合器要大，但其从动部分的转动惯量太大，引起变速器换档困难，且接合也不够柔和，容易卡住。因此，为浸在油中工作的湿式多片离合器所取代。但多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘住(尤其在冷天油液变浓时)，致使分离不彻底，造成换档困难。所以它又被干式所取代。多片干式摩擦离合器的接触面数多，使接合平顺柔和，保证了汽车的平稳起步。但片数多又使从动部分的转动惯量较大，还是感到换档不够容易。
另外，其通风散热性不好，易引起过热，加快了摩擦片的磨损甚至烧伤和碎裂。调整不当还会引起离合器分离不彻底。多年的实践经验使人们逐渐趋向于采用单片干式摩擦离合器。它具有从动部分转动惯量小，散热性好，结构简单，调整方便，尺寸紧凑，分离彻底等优点。而且只要在结构上采取一定措施，也能使其接合平顺。因此，它不仅极为／泛地用在轿车、中小型客车及载货汽车上，近年来在大型汽车(当发动机最大转矩小于1000N•m时)上的应用也日益增多。如今，单片干式摩擦合器在结构设计方而已相当完善：采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性；加装扭转减振器，防止传动系的共振，减小了噪声；采用摩擦较小的分离杆机构等。另外，采用膜片弹簧作为压簧，可同时兼起分离杆的作用，使离合器结构大为简化并显著地缩短了其轴向尺寸。膜片弹簧和压盘的环形接触，可保证压盘上的压力均匀。由于膜片弹簧本身的特性，当摩擦片磨损时，弹簧压力几乎不会有变化，且可减轻分离离合器时所需要的踏板力。
随着汽车运输的发展，汽车性能趋于高速化，载货汽车趋于大型化，要求发动机的功率和转速不断地提高，使离合器的使用条件也日渐恶化。因此，增加离合器传递转矩的能力，提高其使用可靠性及寿命，简化操作(在某些车型上以至向自动操纵发展)，已成为当代汽车离合器的发展趋势。

第2章  离合器结构形式的确定
2.1  从动盘数的确定
1. 单片离合器
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，离合器通常只设有一片从动盘。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接合平顺。
2. 双片离合器
双片离合器与单片离合器相比,由于摩擦面数增加一倍，因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，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；分离行程较大，不易分离彻底，所以设计时在结构上必须采取相应的措施；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。
3. 多片离合器
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。但分离行程大，分离不彻底，轴向尺寸和从动部分转动惯量大，主要应用于最大总质量大于14t的商用车的行星齿轮变速器换档机构中。
红旗CA7220采用了单片离合器，本设计在这方面不作改变。
2.2  压紧弹簧和布置形式的确定
1．周置弹簧离合器
周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，并均匀地布置在一个或同心的两个圆周上，其特点是结构简单、制造容易，过去广泛用于各类汽车上。此结构的弹簧压力直接作用于压盘上，为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数目要随摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。因压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火失效。当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力显著下降，离合器传递转矩的能力也随之降低。此外，弹簧靠在其定位座上，造成接触部位严重磨损，甚至会出现弹簧断裂现象。
2. 中央弹簧离合器
中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心。由于可选较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便；压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受热退火失效；通过调整垫片或螺纹容易实现压盘对压紧力的调整。这种结构较复杂，轴向尺寸较大，多用于发动机最大转矩大于400～500Nm的商用车上，以减轻其操纵力。
3. 斜置弹簧离合器
斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力盘上，并通过压杆作用在压盘上。这种结构的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎保持不变。与上述两种离合器相比，它具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在最大总质量大于14t的商用车上已有采用。
4. 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，具有一系列优点：
（1）膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性（如图5-6），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A'点），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点变化到C'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，平衡性好。
但膜片弹簧的制造工艺较复杂，制造成本较高，对材质和尺寸精度要求较高，其非线性弹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，膜片弹簧离合器不仅在乘用车上被大量采用，而且在各种形式的商用车上也被广泛采用。
2.3  压盘的驱动方式
压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时它和飞轮一同带动从动盘转动，所以它应与飞轮连接在一起。但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由地作轴向移动。
压盘与飞轮的连接方式或其驱动方式有：凸块-窗孔式、传力销式、键式（键槽-指销式、键齿式）以及弹性传动片式等。
凸块-窗孔式是在单片离合器中曾长期使用的传统结构（见图2-1a）。该结构是在压盘外缘铸出3～4个凸块，装配时伸入离合器盖对应的长方形窗孔中，而离合器盖则与飞轮相接。考虑到摩擦片磨损后压盘将向前移，因此凸块应突出窗孔以外。其结构简单，但凸块与窗孔的配合处磨损后易使定心精度降低而失去平衡，且会产生冲击和噪声。因此，在现代离合器中已很少采用，为弹性传动片所取代。
传力销式是双片离合器采用的传统结构，它是沿圆周均匀分布的几个（例如6个）传力销将飞轮与中间压盘、压盘连接在一起（见图2-1b）。
键式也是一种压盘驱动方式，包括键槽-指销式及键齿式两种，它是用键槽-指销或键齿将压盘与飞轮相连接而又不影响分离时压盘的轴向移动（见图2-1c/d）。
在双片离合器的结构中也有采用综合式的压盘驱动方式，即中间压盘通过键、压盘则通过凸块-窗孔驱动。

图2-1 压盘的驱动方式
(a) 凸块-窗孔式   (b) 传力销式   (c) 键槽-指销式
（d）键齿式  （e）传动片式
上述的几种压盘驱动方式有一个共同的缺点，即连接之间有间隙（如凸块与窗孔之间的间隙约为0.2mm左右）。这样，在传动时将产生冲击和噪声。且随着接触部分磨损的增加，间隙将加大，引起更大的冲击和噪声，甚至可能导致凸块根部出现裂纹而造成零件的早期损坏。另外，在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵部分的传动效率。为了消除上述缺点，近年来广泛采用了弹性传动片的传力方式。本离合器选用此种驱动方式。
弹性传动片是由薄弹簧钢带冲压制成（见图2-1e），其一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，且多用3～4组（每组2～3片）沿圆周作切向布置以改善传动片的受力状况，这时，当发动机驱动时传动片受拉，当拖动发动机时传动片受压。这种传动片驱动压盘的方式不仅消除了上述缺点，而且简化了结构，降低了对装配精度的要求且有利于压盘的定中。红旗CA7220拉式膜片弹簧离合器正是采用了这种较优的驱动方式，所以本改进设计也沿用此驱动方式。

第3章  离合器的基本参数和主要尺寸的确定
在确定离合器基本参数时，各参数应满足下列方程式：
Me=      (3-1)
式中 –——发动机最大扭矩（35.3kgf）
——离合后备系数
——摩擦系数，计算时一般取0.25
Z——摩擦面数目(Z=2)
——摩擦面的单位压力
d 、D——摩擦衬面的内外直径
3.1 后备系数 的确定
为保证离合器能可靠的传递发动机最大扭矩， 系数应该是一个大于1的数。
下列为 系数的推荐数据：
轿车和轻型货车                        1.25～1.75
中型和重型货车                        1.6～2.25
带拖持重弄汽车和牵引车                2.0～4.0
当发动机后备功率较大，使用条件较好。离合器压紧弹簧大压力在使用中可发调整或变化不大时， 值可选小些，当使用条件恶劣，需要拖持车时。为提高起步能力减少离合器滑摩 值选大些为宜。
据上述原则，选取 =1.2。
3.2  摩擦片尺寸的确定
1．外径D 可按下列经验公式来初选：
D=          （3-2）
式中： ————发动机最大扭矩  
        ————直径系数  取值见表3-1
            表3-1 直径系数 的取值范围
车型        直径系数

乘用车        14.6
最大总质量为1.8～14.0t的商用车        16.0～18.5（单片离合器）
        13.5～15.0（双片离合器）
最大总质量大于14.0t的商用车        22.5～24.0
      取 =14.6 据公式计算得D=227.5mm
2．内径d
内径d可根据推荐的比值 来确定
即       d= D
为了便于布置扭转减振器，加强离合器散热和减小摩擦片内外缘滑摩速度差，目前比值 趋向于加大，但也不能过分增大，以免摩擦片面积减小。
按目前设计经验推荐：
=0.53～0.7
一般来说发动机转速愈高，装有减振器， 取最大。
取 =0.6,计算得:d=146mm
摩擦片内径d 和外径D在按上述经验公式初步确定时，最好还应符合国家，摩擦片尺寸规定，好如表达式：
表3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径D
（mm）        内径d
（mm）        厚度h
（mm）         =
        1-
单位面积
（mm ）

160        110        3.2        0.687        0.676        106
180        125        3.5        0.694        0.66        132
200        140        3.5        0.700        0.657        160
225        150        3.5        0.667        0.703        221
250        155        3.5        0.62        0.762        302
280        165        3.5        0.589        0.796        402
300        175        3.5        0.583        0.802        466
325        190        3.5        0.585        0.800        546
350        195        4        0.557        0.827        678
380        205        4        0.540        0.843        729
405        220        4        0.543        0.840        908
430        230        4        0.535        0.840        1037
据计算结果,从上表选出:外径D=250mm，内径d=155mm。
摩擦片的厚度b,我国规定了三种规格，为3.2,  3.5,  4 mm，选用b=3.5mm。
3.3  单位压力Po的确定
单位压力Po决定了摩擦表面的耐磨性，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。对于离合器使用频繁、发动机后备系数较小、载质量大或经常在坏路面行驶的汽车，Po应取小些；当摩擦片较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，Po应取小些；后备系数较大时，可适当增大Po。
当摩擦片采用不同的材料时，Po的取值范围见表3-3
                 表3-3  摩擦片单位压力Po的取值范围
摩擦片材料        单位压力Po/  

石棉基材料        模压        0.15～0.25
        编织        0.25～0.35
粉末冶金材料        铜基        0.35～0.50
        铁基       
金属陶瓷材料        0.70～1.50
选取摩擦片的材料为粉末冶金材料铜基，故取Po=0.4
单位压力Po的大小主要影响摩擦衬面的寿命，确定时要考虑以下因素：
1.离合器使用频率，工作条件比较恶劣，单位压力Po较小为好。
2.摩擦片外径较大时，要适当降低摩擦片上的单位压Po力，以防止由于外径的增加，摩擦下外缘的线速度增大，滑磨时发热厉害，造成零件受热不匀而破坏正常工作条件。
3.离合器后备系数较大时，可适当增加摩擦片上的单位压力Po。
3.4  校核离合器总压力
总压力 应不超过一定值（单片不超过900-1000kg双片不超过700-800kg），以免使操纵机构设计出现困难。
=       （3-3）
把已知数代入(3-3)，得 =966kg,在允许范围内。

第4章  扭转减振器设计
4.1  减振器主要参数的确定
扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶和阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是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(通常为三阶)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的耗散振动能量。因此，扭转减振器具有如下功能：
1.        降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭转固有频率。
2.        增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。
3.        控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器材轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振及噪声。
4.        缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。

图4-1 弹簧摩擦式扭转减振器工作示意图
a）不工作时    b）工作时
扭转减振器具有线性(图4-2)和非线性两种特性。单级线性扭转减振器，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛用于汽油机汽车中。当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器啮合齿轮间的敲击，从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。在扭转减振器中，另设置一级刚度较小的的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声。此时可得到两级非线性特性，第一级刚度很小称为怠速级；第二级的刚度较大。在柴油机汽车中，目前广泛采用具有怠速级的两级(图4-3)或三级（图4-4）非线性扭转减振器。
               
图4-2 单级线性减振器的扭转特性  图4-3 两级式扭转减振器扭转特性

图4-4 三级式扭转减振器扭转特性
1．振器角刚C的确定
减振器角刚度C一般可按下式初选
      C≤13M      ㎏•m/rad
式中：M ———减振器的极限力矩，（即限位销与从动毂缺吕侧面之间的间隙消时的扭矩）
M =（1.45～1.55）           
一般小客车取较小值，载重车取较大值
选M ＝1.5 ＝1.5×160＝240kg f•m，
所以　　C≤3120　㎏•m/rad
2.减振器的摩擦力矩M 的确定
一般取M =0.11 M               即M ＝0.11×240＝26.4　kgf•m
3.附着力矩校核减振器最大扭矩Mmax
为保证减振器的有效工作，Mmax必须大于是或等于地面最大附着力矩转换到离合器从动轴上的力矩M
            Mmax= M +M ≤ M       （4-1）
M =                           (4-2)
式中： Gk——满载时驱动桥上的负荷（9290㎏）
——附着系数一般 =0.7      
        k——驱动轮半径（0.48m）
         ——驱动桥主传比(6.33)
         ——变速传动比(7.31)
如果Mmax<M ,刚必须加大M 和M ，以满足公式（4-1）
把已知代入式（4-2）得　　M ＝67.46kgf&#8226;m
而　Mmax＝70.5 kgf&#8226;m　　　大于M
所以Mmax满足要求
4.2  减振器结构参数的确定
在初步确定减振器的主要参数后，即可根据布置上的可能来确定它的具体结构尺寸，并设计减振弹簧。
1.振弹簧的分布半径
的尺寸应尽可能大一些，一般 =（0.6～0.75）d/2式中d为离合器的摩擦片内径。
取 =0.6×d/2=0.6×155/2=46.5 mm

4-4 图减振器尺寸简图
2.减振器弹簧数目n
参考表4-1。选弹簧数目字为6。
表4-1 减振弹簧个数的选取
离合器摩擦片径D（㎜）        减振弹簧数目n
225～250        4～6
250～325        6～8
325～355        8～10
>350        10以上
3.弹簧总压力：p = = kgf
4.减振弹簧总刚度
  （取C=800㎏&#8226;m/rad）
取k1=30    k2=31.7
5.每个弹簧的最大工作压力
由于
p =P1+P2=（k1+k2）λ=955kgf
k2/k1=P2/P1=20/10.2=1.96
所以得
    P1=323kgf       P2=632kgf
第一级每个弹簧的最大工作压力:p1=P1/3=108kgf
第二级每个弹簧的最大工作压力:p2=P2/3=211kgf
6.减振弹簧尺寸的确定
(1) 减振弹簧的分布半径 ： 应尽量大些，一般取
=（0.6～0.7）d/2
式中，d为离合器摩擦片内径。
因此     =0.6×155/2=46.5
(2) 全部减振弹簧总的工作负荷 ：指限位销在从动盘毂法兰上缺口中的间隙 消除时，减振弹簧压缩到极限时的工作负荷。此时扭转减振器所能传递的转矩即为极限转矩 ，由此可得 为
           = /     
因此     =240/46.5=5.16
(3)单个减震弹簧的工作负荷Ｐ：
　　　　　　　　　　　　　　Ｐ= /Ｚ
因此    Ｐ=5.16/6=0.86
(4)减震弹簧尺寸
弹簧中径 ：一般有结构布置来决定，通常 =11～15mm左右。取 =12
弹簧钢丝直径ｄ：
               ｄ=  
式中，扭转许应力 可取550～600ＭＰa。通常ｄ=3～4mm。
减振弹簧刚度ｋ：应根据已选用的的减振器扭转刚度值  ，即
ｋ= （Ｎ/mm）
减震弹簧有效圈数ｉ：
                            ｉ=
式中，G为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取G=8.3× Mpa。
减震弹簧总圈数n：一般在6圈左右，总圈数n和有效圈数i间的关系为：
n=i+（1.5～2）
   减振弹簧最小高度  ：指减震弹簧在最大工作负荷下的工作长（高）度，考虑到此时弹簧的压缩各圈之间仍需留一定的间隙，可确定为
                         =n（d+ ）≈1.1dn
(5) 减震弹簧总变形量：指减震弹簧在最大工作负荷下所产生的最大压缩变形，为
ΔL=    即ΔL=0.86/384=0.00223
(6) 减震弹簧自由高度L ：只减振弹簧无负荷时的高度，为
L = L + &#8710;L  即L =26.4＋0.00223=26.40223
(7) 减震弹簧预变形量 ：指减震弹簧安装时的预压缩变形，它和选取的预紧力矩 有关，为
                       =                 
   
=（0.05～0.15） =0.1×160=16
(8) 减振弹簧安装后的工作高度L（即窗口尺寸）为：
L= L -&#8710;L  即L=26.00223 －0.00149=26.40074
(9) 减振弹簧的工作变形量
&#8710;L =&#8710;L-&#8710;L 即&#8710;L =0.00223－0.000149=0.002081
7.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&#8710;L 有关，其值为
       =2arcsin（&#8710;L /2 ） 即 =0.00256
8.限位销与从动盘缺口侧边的间隙
       =R sin
     式中：R 为限位销的安装半径(R =12mm)。 值一般为2.5～4mm。
9.限位销直径d
按结构布置选定，一般d =9.5～12㎜
取d =10mm

第5章  膜片弹簧的设计计算和主要参数选择
5.1  膜片弹簧的弹性特性
假设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（图5-1）。
通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷F1（N）集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为λ1（mm）（图5-3b），则膜片弹簧的弹性特性（图5-2）如下式所表示

图5-1 子午断面绕中性点的转动           图5-2 膜片弹簧的弹性特性曲线

图5-3膜片弹簧在不同工作状态时的变形
a)自由状态     b)压紧状态     c)分离状态
   
式中，E为材料的弹性模量（MPa），对于钢：E=210000Mpa；μ为材料的泊松比，对于钢：μ=0.3；H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度（mm）；h为膜片弹簧钢板厚度（mm）；R、r分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径（mm）；R、r分别为压盘加载点和支承点半径（mm）。
当离合器分离时,膜片弹簧的加载点将发生变化(图5-3c)。设分离轴承对分离指端所加载荷为F2（N），相应作用点变形为λ2（mm）；另外，在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面从自由状态也转过相同的转角，则有如下关系
           
         
式中，RF为分离轴承与分离指的接触半径（mm）。
将式（5-2）和式（5-3）代入式（5-1），即可求得F2与λ2的关系式为
F2=      
同样，将式（5-2）和式（5-3）分别代入式（5-1），也可分别得到F1与λ2和F2与λ1的关系式。
如果不计分离指在F2作用下的弯曲变形，则分离轴承推分离指的移动行程λ2f（图5-3c）为
         
式中，λ1f为压盘的分离行程（图5-3b、c）。
5.2  膜片弹簧的强度计算
由前述假设可知，子午断面在中性点O处沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力也为零，O点以外的点均存在切向应变和切向应力。建立如图5-4所示的坐标系xOy，则断面上任意点（x，y）的切向应力 （MPa）为
         
式中，α为自由状态时蝶簧部分的圆锥底角（rad）；φ为从自由状态起，碟簧子午断面的转角（rad）；e为中性点半径（mm），e=（R-r）/ln（R/r）。
由式（5-6）可知，当φ一定时，一定的切向应力 在xOy坐标系中呈线性分布，当 =0时有
            
因（α-φ/2）很小，   则式（5-7）表明：对于一定的φ，零应力分布在过O点而与X轴成（α-φ/2）角的直线上（图5-4）。实际上，当x=-e时，无论 为何值，均存在y=（α-φ/2）e，即对于一定的φ等应力线都汇交于K点，其坐标为x=-e，y=-（α-φ/2）e。显然，OK为零应力直线，其内侧为压应力区，外侧为拉应力区；等应力线越远离零应力线，其应力值越高。由此可见碟簧部分上缘B点的切向压应力最大。当K点的纵坐标（α-φ/2）e>h/2时，A点的切向拉应力最大；当（α-φ/2）e<h/2时，A’点的切向拉应力最大。

图5-4 切向应力在子午断面中的分布
分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核碟簧的强度。将B点坐标x≈-（e-r）和y=h/2代入式（5-6），可得B点的应力 为
        
令d /dφ=0，可求出 达到极大值时的转角
            
式（5-9）表明，B点最大应力发生在比碟簧压平位置再多转动一个角度arctan[h/2（e-r）]≈h/2（e-r）的位置处。
不当离合器彻底分离时，膜片弹簧子午断面的实际转角φf≥φp，计算 时，φ应取φp；如果φf<φp，则φ取φf。
在分离轴承推力F2的作用下，B点还受弯曲应力 ，其值为
         
式中，n分离指数目；为一个分离指根部的宽度（mm）。
考虑到弯曲应力 是与切向压应力  相互垂直的拉应力，根据最大切向应力强度理论，B点的当量应力为
            
试验表明，裂纹首先在碟簧应力最大的B点产生，但此裂纹并不发展到损坏，且不明显影响碟簧的承载能力。继后，在A’点由于拉应力产生裂纹，这种裂纹是发展性的，一直发展到使碟簧破坏。在实际设计中，当膜片弹簧材料采用60Si2MnA时，通常应使  不大于1500~1700Mpa。
5.3  膜片弹簧的基本参数确定
膜片弹簧的设计计算可利用阿尔曼—拉斯路（Almen-Laszlo）公式，同时结合大量的试验数据对其计算结果进一步修正。图5-5为膜片弹簧特性曲线图，p为膜片弹簧的压平点，F1b、λ1b为新离合器的工作点压力和变形。F1a、λ1a为离合器从动盘总成磨损到允许极限时的工作点压力和变形。膜片弹簧主要参数的选用参考值见表5-1，表中各尺寸参数符号含义见图5-7。

图5-5 膜片弹簧载荷特性曲线
1.比值H/h和h的选择
比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。当H/h＜ 时， =f（ ）为增函数；当H/h= 时， =f（ ）有一极值，该极值点恰为拐点；H/h＞ 时， =f（ ）有一极大值和一极小值；H/h=2 时， =f（ ）的极小值落在横坐标上。为保证离合器压紧力变化不大和操作轻便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h一般为1.5～2.0，板厚h为2～4mm。
取h=3 H/h=1.6  即H=4.8
2.R/r和R、r的选择
研究表明，R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r一般为1.20～1.35。为使摩擦片上的压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R应取为大于或等于摩擦片的平均半径 拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于 。而且，对于同样的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式的大。
取R/r=1.2  = =101.25  取r=102
3.初始锥底角α
膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截高度H关系密切，α=arctanH/（R-r）≈H/（R-r），一般在 ～ 范围内。α过大，其特性曲线峰谷值差过大，在操纵离合器时，会因为踏板力下降过小而造成踏板失控；若α过小，特性曲线峰谷值相差过小，造成操纵省力的优点丧失。取α=
4．膜片弹簧工作点位置的选择
膜片弹簧工作点位置如图5-5所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且 。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  范围内的压紧力从 到 变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。为最大限度减小踏板力，C点应尽量靠近N点。
               
图5-6 膜片弹簧工作点位置                  图5-7 膜片弹簧的尺寸简图
5.分离指数目的选取
分离指数目n常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12。本设计分离指数取18。
6.膜片弹簧小端内半径 （图5-7）及分离轴承作用半径 的确定
由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。 应大于 。
7.切槽宽度 、 及半径 （图5-7）的确定
=3.2~3.5mm,  =9~10mm,  的值应满足r- ≥ 的要求。取 =3.2m,  =10mm,  =100mm。
8.压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定
和 的取值将影响膜片弹簧的刚度。 应略大于r且尽量接近r， 应略小于R且尽量接近R。本设计取 =103m， =120m。
表5-1 膜片弹簧主要参数的选用参考值

5.4  膜片弹簧的材料及制造工艺
国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50GrVA等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离3~8次，以产生一定的塑性变形，从而使膜片弹簧表面产生与使用状态反方向的残余应力而达到强化的目的。一般说来，经强压处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧疲劳寿命5%~%30。另处对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，从而形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高承载能力和疲劳强度。
为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火、喷镀铬合金和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。
膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般为45~50HRC，分离指端硬度为55~62HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。碟簧部分应为均匀的回火屈氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度的3%。膜片弹簧的内外径公差一般为H11和h11，厚度公差为±0.025mm，初始底锥角公差为±10’。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6&micro;m，底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时其分离指端相互高度差一般要求小于0.8～1.0mm。

结 论
本文作者对红旗CA7220推式膜片弹簧离合器在上做了较大的改进：由原来的推式膜片式改成了拉式膜片弹簧离合器。采用膜片弹簧作为压簧，可同时兼起分离杆的作用，使离合器结构大为简化并显著地缩短了其轴向尺寸。膜片弹簧和压盘的环形接触，可保证压盘上的压力均匀。由于膜片弹簧本身的特性，当摩擦片磨损时，弹簧压力几乎不会有变化，且可减轻分离离合器时所需要的踏板力。由于时间关系，未能进行试验工作，但本研究可以为以后的研究工作打下基础。

致 谢
本设计是在习振鹏老师、刘海波老师、孙风霞老师的悉心指导下完成的，并且一直得到了系里所有老师的耐心指导和无私帮助，老师们的严谨治学态度和永不停息的探索精神以及执着的敬业精神时刻鞭策着我；导师所具有的丰富理论知识、实践经验以及对问题的独到见解更是帮助我得以顺利毕业设计，并将一直影响今后的学习和工作。在此，特向他们对本人的指导和帮助表示衷心的感谢！


参 考 文 献
[1] 张洪欣. 汽车设计[第二版]. 北京:机械工业出版社,1995年
[2] 刘惟信. 汽车设计[第一版]. 北京: 清华大学出版社,2001年
[3] 周颖. 汽车设计手册[第一版]. 长春汽车研究所出版社,1998年
[4] 汽车车工程编辑委员会. 汽车工程手册[设计篇]. 人民交通出版社
[5] 机械设计手册联合编写组. 机械设计手册[第二版(修订)、上册]. 化学工业出版社,1987年
[6]王望予. 汽车设计[第四版]. 机械工业出版社,2004年
[7]陈家瑞. 汽车构造[下册]. 北京:机械工业出版社,2000年
[8] 张英会. 弹簧
[9] 林世裕. 汽车拖拉机碟形弹簧设计
[10] 上海拖拉机研究所. 汽车离合器制造技术
[11] 徐石安等. 离合器设计丛书

chordan

不可以复制~我郁闷啦~

ZB4042

给个图纸啊，

yx306521

图片没有，不怎么好

longlonglm

却是没有图很纠结啊

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