《货车离合器设计说明书.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《货车离合器设计说明书.doc（52页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
1、目录前言.1.1、离合器的作用 .1.2、离合器的组成 .1.3、货车离合器的选用 .2.3.1 、从动盘选择 .4.3.1.1 单片离合器 .4.3.1.2 双片离合器 .4.3.2 、压紧弹簧和布置形式的设计 .4.3.3 膜片弹簧的支承形式 .6.3.4 压盘驱动方式 .7.离合器主要参数的选择 .7.1、摩擦片的计算 .8.2、离合器基本参数优化 .1.33、膜片弹簧主要参数的选择 .1.64、膜片弹簧的载荷与变形关系 .1.85、 膜片弹簧工作点位置的选择 .1.96、膜片弹簧的应力计算 .2.07、扭转减振器的设计 .2.28、减振弹簧的设计 .2.29、从动盘榖 .2.5.10、
2、从动轴的计算 .2.6 11、分离轴承的寿命计算 .2.712、离合器操纵机构的设计 .2.7总结.3.1.I货车离合器设计说明书前言1、离合器的作用汽车离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速器的输入轴。摩擦离合器作为一种典型离合器为现代各类型汽车广泛采用，实际上是一种依靠主、 从动部件间的摩擦来传递动力且能分离的机构。 离合器保证汽车平稳起步、保证变速器换挡时工作平顺、限制超额转矩的传递，防止传动系统过载。 离合器是联系发动机和汽车传动系统的 “纽带”，因而是汽车传动系统的重要部件。2、离合器的组成离合器装置有离合器和离合器操纵
3、机构组成。离合器主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、操纵机构四个部分组成，组成可以有图 1 表示：离合器的主动部分是发动机的飞轮、离合器盖、离合器中的压盘，离合器盖通过螺栓固定在飞轮上， 离合器盖的动力通过传动片传给压盘。从动部分是从动盘和与之通过花键连接的从动轴 （变速器第一轴），从动盘位于压盘和飞轮之间。压紧弹簧装在离合器盖内，周向分布，对亚盘产生压紧力。分离杠杆的指点在离合器盖上，一端作用于压盘，另一端被分离轴承作用。当从动盘被压盘和飞轮加紧形成一个整体时。发动机的动力通过飞轮以及离合器盖、压盘传递给从动盘，由从动轴输出，这第 1 页 共 33 页就是离合器的结；若要切断发动机的动力输
4、出， 只需将压盘离开从动盘，使从动盘处于自由状态，这就是离合器的分离。3、货车离合器的选用离合器按照从动盘数目不用，压紧弹簧布置形式不同，压紧弹簧机构形式不同，分离时作用力方向不同可以分为如图 2 所示：第 2 页 共 33 页本文参照 CA1040系列轻型载货汽车离合器进行离合器的设计，CAl040 系列轻型载货汽车的离合器都是相同的，为膜片弹簧式，带扭转减速器，型号为 D.S.T240。主要由发动机飞轮、从动盘总成及离合器盖总成组成。其中离合器盖总成由膜片弹簧 4、压盘 6 及盖 2 构成。从动盘架在飞轮 3 与压盘之间。 膜片弹簧的中心部分开有 15 个径向切槽， 形成弹性杠杆。其余未切
5、槽的截锥部分起弹簧作用。离合器盖由 6 个螺栓1 和 3 个圆柱销 7 固定在飞轮上。离合器盖与压盘之间由 3 个传动片连接，兼起回位和传递转矩的作用。 从动盘通过花键与变速器第一轴连接。发动机的动力从飞轮传给离合器盖，再由固定其中的传动片传给压盘。三者在膜片弹簧的作用下使得两摩擦面产生摩擦力矩，从而将力矩传给从动盘继而传向变速器第一轴。当踩下离合器踏板时，使得装在分离轴承座上的分离轴承被推向前方，消除了 1.5-2mm的间隙( 相当于踏板 20-27mm的自由行程 ) 后，压在膜片弹簧的分离指端，在弹簧杠杆的作用下，膜片弹簧大端向后移动。第 3 页 共 33 页此时，压盘在传动片的弹力作用下
6、也随之向后移动，使压盘和飞轮与从动盘之间的压力消失，从而实现了离合器的分离。3.5 、从动盘选择3.1.3 单片离合器只有一个从动盘，前后两片都装有摩擦片，形成两个摩擦片。单盘离合器可满足轿车和轻型货车传递发动机最大转矩的要求。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结合平顺。3.1.4 双片离合器有两个从动盘，形成 4 个摩擦面。对中、重型货车而言，要求离合器传递大的转矩，较为有效的举措是增加摩擦面的数目。双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；结合更为平顺、柔和；在传
7、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。小结：本文是参照 CA1040轻型货车设计的离合器， 根据轻型货车传递的发动机转矩较小的条件，所以选用单盘离合器。3.6 、压紧弹簧和布置形式的设计3.2.1 周置弹簧离合器周置弹簧离合器采用圆柱螺旋弹簧，并均匀分布在一个或同心的两第 4 页 共 33 页个圆周上，其特点是结构简单、制造容易，过去广泛运用于分类汽车。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着摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。3.7 中央弹簧
8、离合器中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心。 这种结构较复杂， 轴向尺寸较大，多运用于发动机最大转矩大于 400500N.m 的商用车上，以减轻其操纵力。3.8 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动盘上，并通过压杆作用在亚盘上。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 的商用车上已采用。3.9 膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的蝶形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成
9、。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：膜第 5 页 共 33 页片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片的允许范围内基本保持不变，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，离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力。对于圆柱螺旋弹簧，其压力则大大增加。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。高速选转时，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。 膜片弹簧以整个圆周与圆盘接触，使压力均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。易于是吸纳良好的通风散热，使用寿命长。膜片弹簧中
10、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，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。小结： 综合压紧弹簧及布置形式的特点，参照 CA1040，本文货车离合器采用膜片弹簧离合器，可以满足货车的换挡、平稳起步、以及停车等动力的分离和结合。3.3 膜片弹簧的支承形式推式膜片弹簧支承结构按支承数目的不同分为三种。 双支承环形式，用台肩式铆钉将膜片弹簧、
11、两个支承环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单：在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，提高了耐磨性，延长了使用寿命，但结构较复杂；取消铆钉，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，第 6 页 共 33 页将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起，是结构紧凑、简化，耐久性良好，运用日益广泛。3.10 压盘驱动方式压盘的驱动方式主要有凸块窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种。前三种的共同缺点是在连接件之间都有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是今年来广泛采用的驱动方式，沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别与离合器和压盘以铆钉或
12、螺栓联结，传动片弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时，传动片受拉，当拖动发动机时， 传动片受压。 弹性传动片驱动方式的结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。但反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。前言小结：解放牌 CA1040 属于轻型载货汽车，结合离合器中从动盘的选择、压紧弹簧和布置形式的选择、膜片弹簧的支承形式的选择、压盘的驱动形式的选择以及实际运用中驾驶员操纵方便，便于维修，离合器工作可靠等方面，本文货车离合器选用膜片弹簧式带扭转弹簧减震器的离合器。离合器主要参数的选择表一：解放 CA1040离合器参数第 7 页 共 33 页
13、名称 参数 名称 参数发动机驱动形式 42 发动机最大功率 75kw汽车最大载质量 2000kg 发动机最大转速 4500r/min汽车质量 4325kg 发动机最大扭矩 196N.m机械式干式单片 发动机位置 前置 离合器形式膜片（压式）液压人力操操纵形式 纵摩擦片最大外径 D=225mm踏板行程 80150mm 0 6.17, ig 5.913,i1汽车最大车速 110km/ hig 2.659,i 1.775, i2 g3 g43.111、摩擦片的计算为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时TC 应大于发动机转矩，即Tc Temax.（1）式中，Tem ax为发动
14、机最大转矩；为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比， 必须大于 1。发动机的最大扭矩可由式：ap e nmax 9549 .(2)e maxTp第 8 页 共 33 页式中： max 75Kw , n 4500 r / min 。pe a在 1.11.3之间，去 a 1.16，则pTemax 196 N.m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转矩的可靠程度。在选择时，应考虑摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、阻止离合器滑磨时间过长、防止传东西过载以及操纵轻便等因素。通常轿车和轻型货车 1.2 1.75 。结合设计实际情况
15、 1.5 。则有 可有表二查的 1.5 。表二：离合器后备系数的取值范围车型 后备系数乘用车及最大质量小于 6t 的商用车 1.201.75最大总质量为 614t 的商用车 1.502.25挂车 1.804.00摩擦片的外径可有式：D .(3）KD Te maxK 为直径系数，取值见表三，去 K D 16 得D 221.11mm 。D表三：直径系数取值范围车型 直径系数KD乘用车 14.6第 9 页 共 33 页3.12 18.（5 单片离合器） 最大总质量为 1.814.0t 的商用车3.1.5 15.（0 双片离合器）最大质量大于 14.0t 的商用车 22.524.0摩擦片的尺寸已系列化
16、和标准化，标准如下表（部分） ：表四：离合器摩擦片尺寸系列和参数外径 Dmm 160 180 200 225 250 280 300 325内径径 Dmm 110 125 140 150 155 165 175 190厚度mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.51 c 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.5853 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.583 0.802 0.800 c d / D单面面积2cm 106 132 160 221 302 0.802 466 546摩擦片的摩擦
17、因数 f 取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦面数 Z 为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所传递转矩的大小及其结构尺寸。离合器间隙 t 是指离合器处于正常结合状态、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结合，在分离轴承和分离杠杆内段之间留有的间隙。该间隙 t 一般为 34mm。取 t 4mm。表五：摩擦材料的摩擦因数 f 的取值范围摩擦材料 摩擦因数 f第 10 页 共 33 页模压 0.200.25石棉基材料编织 0.250.35铜基 0.250.35 粉末冶金材料铁基 0.350.50金属陶瓷材料 0.4离合器依靠住从动
18、部分的摩擦将发动机的转矩传递给变速器。离合器的静摩擦力矩T 为cT fFZR .（4）c c式中，f 为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取 0.250.30；F 为压盘施加在摩擦面上的工作压力；R 为摩擦片的平均摩擦半径；cZ 为摩擦面数，单片离合器的 Z 2 ，双片离合器的 Z 4 。设 p0 为摩擦面承受的单位压力，且压力分布均匀，则单位摩擦面积ds （图 3）上产生的单元摩擦力矩为第 11 页 共 33 页ds Rdrd 图3 摩擦片单元摩擦面 积2dT fP0 d d .（5）整个摩擦面上产生的摩擦力矩为R 2 3 3R r2T fP d d 2 fp0 03r 0.（6）式中，R 为
19、摩擦片外半径；r 为摩擦片内半径。摩擦面承受的单位压力 p0 为4F Fp0 2 2 2 2( ) ( )D d R r .（7）式中，D 为摩擦片外径， D 2R ；d 为摩擦片内径， d 2r 。求的： p 0.23mpa0 。第 12 页 共 33 页表六：摩擦片单位压力 p0 的取值范围摩擦材料 单位压力 p / MPa0模压 0.150.25 石棉基材料编织 0.250.35铜基粉末冶金材料 铁基0.35 0.50金属陶瓷材料 0.71.502、离合器基本参数优化3.1.6 、摩擦片外径 D （mm）的选取应使最大圆周速度v 不超过D6570m/s，即3vD emax D 10 65
20、 70m / s .（8）n 60式中，v 为摩擦片最大圆周速度（ m/ s）；Dn 为发动机最高转速（ r / min ）。e max3.1.7 摩擦片的内、外径比 c应在 0.530.70范围内，即3.2.2 c 0. 703.1.8 、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 1.24.0，即1.2 4.03.1.9 、为了保证扭转减震器的安装， 摩擦片内径 d 必须大于减震器弹第 13 页 共 33 页簧位置直径 2R0 约 50mm，即d 2R0 50mm3.13 、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
21、转矩应小于其许用值，即4TcTc T .(9)0 c 02 2Z (D d )式中，T 为单位摩擦面积传递的转矩（c0N ）； .m / mm2.m / mm2T 为其允许值（c 0N ），按表七选取 .m / mm2.m / mm2表七：单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格 D / mm 210 210 250 250 325 3252 T 0 / 10 0.28 0.30 0.35 0.40c3.14 、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 p0 根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p 的最大范围为03.1.10 ，即 1.50MPa3.2.3 Pa p0
22、1.50MPa3.15 、为了减少汽车起步过程中离合器的摩擦， 防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次结合的单元摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即第 14 页 共 33 页4Ww 2 w .（10） 2Z(D d )式中，w 为单位摩擦面积滑磨功（2J / mm ）； w 为其许用值（2J ），对乘用车：/ mm2w 0.40J / mm ，对于最大总质量2小于 6.0t的商用车：w J mm ，对于最大总质量大于 6.0t 的商用车： 0.33 /2 w J mm ； 0.25 /W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功（ J ），可根据下式计算 2 22n m re a rW
23、( ) .（11）2 21800 i i0 g式中，m 为汽车总质量（ kg ）；ar 为轮胎滚动半径（ m ）；ri 为汽车起步时所用变速器档位传动比；gi 为主减速器传动比；0n 为发动机转速（ r / min ），计算时乘用车取2000r / min ，商用车取e1500r / min 。其中 i 6 .17 ig1 5.9 1 3 rr 0.6m ma 4325kg 带入式（ 11）0得W 14431.527J 带入式（ ）得 w 0. 327 0. 33 w ，合格。2.8 、离合器结合的温升Wt .（12）mc式中：t 为压盘温升，不超过810；第 15页共 33 页c 为压盘的比
24、热容， c 481.4 J (kg.) ；为传动压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘；0 ，m 为压盘的质量 m 3.15kg.5带入， t 4.76，合格。3、膜片弹簧主要参数的选择3.1 膜片弹簧的弹性特性通过支承环和压盘加在膜片上的载荷 F1（N ）集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为 1 （mm），则膜片弹簧的弹性特性如下式表示Eh ln( R/ r) R r R r1 1 2F .（13）1 f ( 1 ) ( H )(H ) h 1 1 2 26(1 ) (R r ) R r 2 R r1 1 1 1 1 1式中，5E 弹性模量，对于钢， E 2.1 10 MPa泊松比，对于
25、钢， 0.3H 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R 压盘加载点的半径1r 支承环加载点半径13.2 比较 H / h的选择此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式（ 13）载荷与变形之间的函数关系可知，当 H / h 2 时， ( )F1 f 为增函数； H / h 2 时，1第 16 页 共 33 页F ( 1) 有一极值， 该极值点恰为拐点； 当H / h 2 时F ( ) 有一极大1 f 1 f1值和一极小值；当 H / h 2 2 时F ( ) 的极小值落在坐标上。为保证离1 f1合器压紧力
26、变化不大和操纵轻便，离合器用膜片弹簧的 H /h一般为3.16 2.0，板度 h为 24mm。本设计， H / h 2 ，h 3。3.1.11 、R/ r 选择通过分析表明， R/ r 越小，应力越高，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 1.21.3D d的范围内取值。本设计中取 R/ r 1.25，摩擦片的平均半径 Rc 93.75，4r 取r 94mm则R 117. 5mm取整R 118mm则R/r 1.255。Rc3.1.12 、 的选择（圆锥底角）汽车膜片弹簧自由状态时，圆锥底角 一般在 915 范围内，本设计 arctan H
27、/(R r) 得 14.32 在 915 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。3.1.13 、切槽宽度1 2 mm mm 取 3 , 10 ,3 2 ,. 3.5 , 9 10 1 mm mm re 应满足2r r 的要求。e 23.1.14 、压盘加载点半径R 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1R1 116mm, 1 96mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的r尺寸精度更高。国内常用的碟簧材料为 60sizmnA，
28、当量应力可取为2N 。/ mm16001700第 17 页 共 33 页3.17 、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举例）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。4、膜片弹簧的载荷与变形关系蝶形弹簧的形状如以锥形垫片，它具有独特的弹性特征，广泛运用于机械制造中。膜片弹簧式具有特殊结构的蝶形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分分离指。膜片弹簧的弹性特征与尺寸如其碟簧部分的蝶形弹簧完全相同 （当加载点相同时） 。因此， 蝶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，
29、假象集中在支承点处，用 F1表示，加载点间的相对变形（轴向）为 1 。带入得3 2F .(14)1 f ( ) 148.37 2225 .56 9273.151 1 1 1对式（14）求一次导数，可解出1 F 的凹凸点，求二次导数可得拐点。1凸点： 2.96mm F 11796.93 N1 时，1凹点： 7.04 mm F 6748.98N1 时，1拐点： 5mm F 9273 N1 时，1表八： 膜片弹簧特性所用到的系数R rR r1 H h1第 18 页 共 33 页118 94 116 96 6 3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 F2，对应此载
30、荷作用点的变形为 2 。由R r1 1F2 F 0. 32F1 1r r1 fr r f12 3.1R r1 11表九：弹簧工作点的数据1 2.96 7.04 52 9.18 2.182 15.5F 11796.93 6748.98 92731F 3775.02 2159.67 2967.3625、膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧的弹性特性曲线图分析出，该曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧压平位置，而 1H ( M N )/ 2 。新离合器的结合状态时，膜片瘫痪个1 1工作点 B 一般取凸点 M 和拐点 H 之间，且靠近或在 H 点处，一般1 ( 0.8 1. 0) ，以保证摩擦片在最大磨损限度
31、范围内压紧从 FIB编B 1H导 FIA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人能可靠的传递转矩， 并考虑摩擦因数下降， 摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F 应IA大于或等于新摩擦片的压紧力 FIB 。第 19 页 共 33 页6、膜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 0 转动。断面在 0 点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，0 点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午线断面，使坐标原点位于中性点 0。令 X周平行于子午断面的上下边，则断面上任意点的切
32、向应力为：t1EX ( / 2) y2 .（15）e x式中碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）碟簧部分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 ) / ln( R / r )为了分析断面中断向应力的分布规律，将 (15) 式写成 Y与 X轴的关系式：Y (t)22(1 ) (1t XE2)Eet.（16）有上式可知，当膜片弹簧变形位置 一定时，一定的切向应力 t 在X-Y坐标系里呈线性分布。当 t 0 时Y ( )X ，因为 ( ) 的值很小，我们可以将 ( ) 看2 2 2成tg ) ，由上式可写成 Y tg( )X 。此式表明，对于一定的零应力(2 2分布在
33、中心点 0 而与 X 轴成( ) 角的直线上。分析表明， B点的切向2应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核 B 处应力就可以了，将 B 点的第 20 页 共 33 页坐标 X (e r ) 和Y h/ 2代入下式e e r (e r)d h2tB .（17） 2(1 ) r 2 2 2d t 可以求出切向应力达极大值的转角B令 0dph2(e r)R r 118 94由于： mme 105.55ln( R/ r ) ln(118 / 94)所以：p23.18 38, tB 2047.39 N /mmB 点作为分离指根部的一点，在分离轴承推理 F2 作用下还受有弯曲应力：6(r r )Ff 2r
34、B .（18）2n b hr式中，n 分离指数目， n 18b 单个分离指的根部宽r2 r0 2 32br 11.17 mm18 18因此：rB23.1.15 N / mm由于 rB 是与切向应力 tB 垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论，B点的当量应力为：Bj r B tB23.2.4 2047.39 1357. 59N / mmBj2 Bj 1700N / mm膜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，一般要经过一下工艺：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，对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保第 21 页 共 33 页持 1214h），
35、使其高应力区产生塑形变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧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和镀铝，以提高其耐磨性。故膜片弹簧和当量应力不超过允许应力范围，所以用设数据合适。7、扭转减振器的设计扭转减振器主要由弹性元件和阻尼元件组成。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段固有频率，改变系统的固有振频，使之尽可能避开发动机转矩主谐量激励起的共振；减振器极限转矩 Tj 1 .5T max 294 N me摩擦转矩 Tu 0. 17Temax 49.98 N m预紧转矩 T T N mn 0.15 max 44. 1e极限转角 3 12j
36、扭转角刚度 k 13Tj 3822 N m / rad8、减振弹簧的设计8.1 、减振弹簧的安装位置R .（19）0 (0 .60 0.75) d / 2,R 。 结合d 2R0 50mm得R0 取 49mm，则 0 0.6533d 2全部减振弹簧总的工作负荷 PzPZ Tj / R1 6000 N单个减振弹簧的工作负荷 pP PZ / Z 1000 N第 22 页 共 33 页式中，Z 为减震弹簧个数，按表选择：取Z 6表十： 减振弹簧个数的选取摩擦片的外径 D / mm 225250 250325 325350 350Z 46 68 810 103.19 、减振弹簧尺寸选择材料，计算许用应力根据机械原理和设计 （机械工业出版社）采用 65Mn 弹簧钢丝，设弹簧丝直径 d 4mm MPa MPa 。, b 1620 , 0.5 810b选择旋绕比，
