第5章 膜片弹簧设计

第5章膜片弹簧设计

5.1膜片弹簧的概念

膜片弹簧的大端处为一完整的截锥，类似无底的碟子，和一般机械上用的碟形弹簧一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。与碟形弹簧不同的是在膜片弹簧上还有径向开槽部分，形成许多称为分离指、起分离杠杆作用的弹性杠杆。分离指与碟簧部分小端交接处的径向槽较宽且呈长方孔，分离指根部的过渡圆角半径应大于4.5mm，以减少分离指根部的应力集中，长方孔又可用来安置销钉固定膜片弹簧。

5.2膜片弹簧的弹性特性

膜片弹簧的弹性特性是由其碟簧部分所决定，是非线性的，与自由状态下碟簧部分的内锥高H及弹簧的钢板厚h有关。不同的H/h值有不同的弹性特性(见图5.1)。当(H/h)<2时，P为增函数，这种弹簧的刚度大适于承受大载荷并用作缓冲装置中的行程限制。当(H/h)=2，特性曲线上有一拐点，若(H/h)=1.5≈2，则特性曲线中段平直，即变形增加但载荷P几乎不变，故这种弹簧称零刚度弹簧。当222，则特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的区域。这种弹簧适于汽车液力传动中的锁止机构[9，10，11]。

图5.1不同时的无弹性特性曲线

碟形弹簧当其大、小端部承受压力时，载荷P与变形久之间有如下关系：

()⎥⎦

⎤⎢⎣⎡+⎪⎭⎫ ⎝⎛---=

P 2222)1(h H H A R Eh λλμλ （5.1） 式中：E —弹性模量，对于钢：E=21 X 104MPa

μ—波桑比，钢材料取μ=0. 3；

h —弹簧钢板厚度，mm ；

H —碟簧的内截锥高，mm ；

R —碟簧大端半径，mm ；

A —系数，⎪⎭

⎫ ⎝⎛-=A m m m 1ln 6π m —碟簧大、小端半径之比，m=R/r 。

汽车离合器膜片弹簧在实际安装中的支承点如图4-10所示。

（a ） 自由状态；（b ）结合状态；（c ）分离状态

图5.2膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形

（b ） 111111R r R r R r P P R r λλ-⎫=

⎪-⎪⎬-⎪=-⎪⎭ (5.2)

经过整理式（5.1）可得如下关系式：

32111132921644563P λλλ=-+

（5.3）

利用式（5.3）可绘制出膜片弹簧的1P —1λ特性曲线，如图5.3所示。

图5.3 膜片弹簧特性曲线

()()()()1212121111111ln /261f Eh R r R r R r P H H h R r R r R r r r πλλλμ⎡⎤⎛⎫⎛⎫--=--+⎢⎥ ⎪⎪-----⎝⎭⎝⎭⎣⎦

（5.4）

式（5.2）即为分离轴承推力2P 与膜片弹簧变形1λ的关系式。将（5.5）与（5.6）代入（5.4）中， 1211f

f r r R r λλ-=- （5.5）

11211f

R r P P r r -=- （5.6） 可得到2P 与2λ的关系式（5.7），式中f r 为分离轴承作用半径 f r =25mm

32222265418862λλλλ=-+ （5.7）

5.3膜片弹簧的强度计算

前述膜片弹簧的载荷与变形之间的关系式，是在假定膜片弹簧在承载过程中，其子午截面无变形而只是刚性地绕该截面上的某一中性点O 转动的条件下推导出的。根据这一假定可知，截面在O 点处沿圆周方向的切向应变为零，因而该点处的切向应力亦为零。O 点以外的截面上的点，一般均产生切向应变，故亦有切向应力。若如图5.4所示以中性点O 为坐标原点在子午截面处建立x-y 坐标系，则截面上任意点的切向应力为： x e y a x E t +-⎪⎭⎫ ⎝⎛-•-=ϕϕϕμσ212

（5.8）

式中：ϕ—碟簧部分子午截面的转角，rad ；

a —膜片弹簧自由状态时的圆锥底角，rad ；

图5.4中性点O 为坐标原点在子午截面处建立x-y 坐标系

e —中性点O 的半径，mm ； )/ln(r R r R e -=。 经计算t σ=537MPa ，不大于1500~1700Mpa ，符合适用强度。

5.4膜片弹簧基本参数的选择

1、膜片弹簧原始内截锥高与弹簧片厚度比的选择

此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用H/ h 对弹簧特性的影响正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽车的膜片弹簧离合器多取：

25.1<<

h

H 其中：h 为钢板厚度，取3mm ，H/h 取等于1.5则膜片弹簧原始内截锥高H=4.5。 2、膜片弹簧工作点位置的选择

汽车离合器膜片弹簧特性曲线的形状如图5.5所示。选择好曲线上的几个特

定工

图5.5膜片弹簧工作位置图 作点的位置很重要。拐点T 对应着膜片弹簧的压平位置，而1λτ为曲线凸点M

和凹点N 的横坐标平均值。B 点为新离合器(摩擦片无磨损)在接合状态时的工作点，通常取在使其横坐标为1B λ=(0.8～1.0)1λτ的位置，以保证摩擦片在最大磨

损λ∆后的工作点A 处压紧力变化不大。摩擦片总的最大允许磨损量λ∆可按下式求得：

0S Z c ∆•=∆λ （5.9）

式中：c Z —离合器的摩擦片工作表面数目，例单片c Z =2；

0S ∆—每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为0S ∆=0.5～lmm 。 C 点为离合器彻底分离时的工作点。它以靠近N 点为好，以减小分离轴承的推力使操纵轻便。

这里本离合器为单片式离合器，所以c Z =2，该车型以城市公路为主，再考虑经济性，故取0S ∆=lm m 。由上可知λ∆=2mm 。

3、膜片弹簧大端半径及大端半径与分离指半径比的选择

膜片弹簧的大端半径R 应根据结构要求和摩擦片的尺寸来确定。比值R/r 的选定影响到材料的利用效率。R/r 愈小，则弹簧材料的利用效率愈好。碟形弹簧储存弹性能的能力在R/r=1.8～2.0为最大，用于缓和冲击、吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧最佳。但对汽车离合器膜片弹簧来说，并不要求储存大量的弹性能，而应根据结构布置及压紧力的需要，通常取R/r=1.2～1.3(即1.25左右)

[17，18]。

膜片弹簧大端半径即为摩擦片外径取R=250mm 。而R/r=1.25，所以r=200mm 。

4、膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角

膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角α在10°～12°范围内选择。

取α=10°。

5、膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径

膜片弹簧小端半径i r 由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴的花键外径。

分离轴承作用半径f r 为标准件，f r 应大于i r 。按华健外径选用f r =22.5，i r 也应大于华健外径35mm ，取i r =20mm 。