膜片弹簧

3.2.2 R 及R/r 确定

比值R/r 对弹簧的载荷及应力特性都有影响，从材料利用率的角度，比值在1.8～2.0时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧的质量利用率和好。因此设计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。对于汽车离合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要来决定，一般R/r 取值为1.2～1.3.对于R,膜片弹簧大端外径R 应满足结构上的要求和摩擦片的外径相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当H ，h 及R/r 等不变时，增加R 有利于膜片弹簧

应力的下降。初步确定R/r=5

.82108

=1.31

3.2.3 膜片弹簧起始圆锥底角

汽车膜片弹簧一般起始圆锥底角α在10°～14°之间，α≈)(r R H -代入数值计算可得：α=11°15′

3.2.4 膜片弹簧小端半径及分离轴承的作用半径

r f 的值主要由结构决定，最小值应大于变速器第一轴花键外径，分离轴承作用半径r p 大于 r f

因为花键外径D=32㎜要使2 r f ＞D ，所以取r f =25㎜，r p =28㎜

3.2.5 分离指数目、切槽宽、窗孔槽宽、及半径

汽车离合器膜片弹簧的分离指数目n ＞12，一般在18左右，采用偶数，便于制造时模具分度切槽宽1δ≈4㎜，2δ≈12㎜，窗孔半径r e 一般情况下由

（r －r e ）≈(0.8～1.4) 2δ,所以取r －r e =12δ=12㎜ 可取得n=18, 1δ≈4㎜，2δ≈12㎜, r e =70.5

3.2.6 承环的作用半径和膜片与压盘接触半径

由于采用推式膜片弹簧，l ，L 的大小将影响膜片弹簧的刚度，一般来说，l 值应尽量靠近r 而略大与r 。L 应接近R 略小于R 。 可选择：l=84㎜，L=108㎜

3.2.7 膜片弹簧材料

制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA 。

3.2.8 膜片弹簧的计算

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：

()()()()121112

1111111ln /261f Eh R r R r R r P H H h R r R r R r r r πλλλμ⎡⎤⎛⎫⎛

⎫--=--+⎢⎥ ⎪⎪-----⎝⎭⎝⎭⎣⎦

式 ( 3-1)

式中，E —弹性模数，钢材料取E=2.0×105Mp ； μ—泊松比，钢材料取0.3 h —弹簧片厚，㎜ H —碟簧部分内截锥高，㎜ 1λ—大端变形，㎜

R —碟簧部分外半径（大端半径），㎜ r —碟簧部分内半径，㎜

L —膜片弹簧与压盘接触半径，㎜ l —支承环平均半径，㎜ 根据式（3-1）可得出下表

表3-1由不同的

λ-

值,计算P -

及P

1和

1λ,计算结果列表

依据上表3-1的数据画出P 1—λ1曲线如下图3-5

图3.5

3.2.9 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

（3-2）

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3.6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 -=

。

把有关数值代入计算得:当B σ=1565.7MPa

因为膜片弹簧的材料为60Si2MnA,该材料许用应力[σ]为1700--1900MPa 而当B σ=1565.7Mpa ＜1700，所以该膜片弹簧满足要求，比较合适。 膜片弹簧的结构尺寸和工作要求见零件图。

3.3 扭转减振器简单设计

3.3.1 扭转减振器的结构简单介绍

带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图3.7所示弹簧摩擦式:

图3.7带扭转减振器的从动盘总成结构示意图

1—从动盘；2—减振弹簧；3—碟形弹簧垫圈；4—紧固螺钉；5—从动盘毂；6—减振摩擦片 7—减振盘；8—限位销

由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获得,且越来越趋向采用单级的减振器。 减振器结构尺寸简图如图3.8

图3.8减振器尺寸简图

3.3.2 减振弹簧设计

在初步选定减振器的主要参数过后，即根据布置上的可能性来确定减振器弹簧设计相关尺寸。

1.减振弹簧的分布半径R

1

：

R 1的尺寸应尽可能取大些，一般取 R

1

=（0.65～0.75）d／2(式中d为离合

器摩擦片内径)

所以R

1

=0.7×150／2=52.5㎜

2.减振弹簧数量Z：参看下表3-2

表3-2减振弹簧数量选取表

查上表3.2可得：Z=6

3.全部减振弹簧总的工作负荷P

z

：

P

z =T

j

／R

1

（3-3）

式中T

j 为极限转矩，其一般不会超过发动机转矩的2倍，一般可取T

j

=1.5 T

max

e

所以P

z = T

j

／R

1

=1.5 T

max

e

／R

1

=5114N

4.单个减振弹簧的工作负荷P

P= P

z

／Z=5114N／6=681.8N （3-4）5.减振弹簧尺寸如下图