膜片弹簧课程了设计说明书

1、膜片弹簧课程了设计说明书膜片弹簧课程了设计说明书2008级课程设计说明书此设计为矿用自卸车离合器上的膜片弹簧。在下面的第一部分中，分别对该车的最大起步坡度a 1max和最大爬坡度a 2max8行计算和比较。后面的部分是对该车膜片弹簧的设计及校核。1、滑磨功与温开校核1.1用矿用自卸车的行驶阻力系数 小表示滑磨功 L (N m) L=tt 2ne21800X Jn-Tj TGJnJe(1 -1)式中，ne:发动机最大转矩时转速，取 1400rmin ; Jn:汽车总质量换算后得到的相对转动惯量，Jn=ma rr2ig2 i02=3.687kg m2; Je：发动机旋转部件及离合器主动部分的转动惯

2、量，取2.983kg m2; Tj:汽车阻力矩，T 3=ma- gig i0 刀(cos 民 gr , f+sin 民 gr) , rr,NTemax:发动机最大转矩，取 1400N m; Tcmax:离合器最大静摩擦力矩，取 2100N m； B：离合器后备系数，B=TcTe ma:汽车总质量，取65t;刀：传动系效率，取 0.8; rr:车轮滚动半径，取 0.536m； i0:主传动比，取5.73; ig:变速器一档速比，取 12.42; g:重力加速度，取 9.8ms2; f: 滚动阻力系数，取0.01;也 汽车行驶阻力系数，取3=cos巾gr f+sin; a g昌:L=39583.6

3、650.412- 1.856 1.2压盘温升 T及矿用自卸车最大 起步坡度 almax T=y , Lm式中，T: 压盘温升，20; 丫传到压盘的热量所占的比例，单盘离合器Y =0.5 L :滑磨功，L=39583.6650.412- 1.856 3 N ip m: 单盘离合器压盘质量，取 30kg; c:压盘的比热容，铸铁取 481.4J (kg )；因为在一次离合器 接合过程中产生的温升不允许超过 20,所以估计一辆矿用自 卸车的最大起步坡度 51max=10.26d1.3矿用自卸车最大爬坡度民2max Ft=Ttrr式中，Ft:汽车的驱动力，N; Tt:作用于驱动轮上的转矩，Tt=Tem

4、axigi04=79.707N ip rr：车轮半径，0.536m； Temax: 发动机最大转矩，取 1400N m； ig:变速器一档速比，取 12.42; i0:主传动比，取 5.73;邛 传动系效率，取0.8;在计算矿用自卸车最大爬坡度时，只 考虑滚动阻力和坡度阻力所引起的阻力，则有下式：F j =ma g . (cos 乜 gr f+snh,a gr): 矿用自卸车的行驶阻力N; ma:汽车总质量，取65t; g:重力加速度，取 9.8ms2; f:滚动阻力系数，取 0.01;令Ft与Fj相等，可以计算由矿用自卸车的最大爬坡度民2max=12.90d2、膜片弹簧基本参数的选择选取60

5、Si2MnA高精度钢板材料为膜片弹簧材料。2.1 比值Hh的选择 为了保证离合器压紧力变化不大和操 纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的Hh 一般为1.52.0,板厚h为24mm。故初选 h=4mm , Hh=2.0 ,贝U H=2.0h=8.0mm。图1 2.2 R、r的选择 对于气和离合器膜片弹簧，设计上 并不要求储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需 要来确定，一般 Rr的取值为1.21.3。对于R,膜片弹簧大端外径R应满足结构上的要求而和摩擦片上的外径尺寸相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片 外径。根据该设计数据及汽车离合器(徐石安，江发潮 编著)中表3.2.1可以确定离合器摩擦片内、

6、外径分别为220mm 和 405mm。所以取R=200mm ,再结合实际情况取 Rr=1.3 ,则r=160mm。2.3 锥角 a 的选择 a =ta-1 (H (R-r) =tan-1 (8.0 (200 160) -11.310满足膜片弹簧处于自由状态时的圆锥底角 一般在110左右的要求。2.4 分离指数目n及形状的选择 汽车离合器膜片弹簧的 分离指数n>12, 一般取18,采用偶数，便于制造时模具的 分离。分离指与碟簧部分交界处的径向槽较宽，呈长方圆形孔。这样做的目的一方面可以减少分离指根部的应力集中，另 一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧。2.5 膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承

7、作用半径 rf的确定r0值主要由结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花 键的外径以便安装。分离轴承作用半径rf大于0。根据汽车设计（吉林工业大学.王望予编著）第二章 离合器设计可知，弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即 1.20r<1.3570<2FR/hw 1003.5 wRr0W5.OD 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R 夕卜=k 3Temax=4X31400mm=44.75mm ,贝U取 r0=50mm 根据 弹簧结构布置的要求， R1与R、r1与r、rf与r0之差应在一 定范围内，即 1WR-R1W7, 0<r1- r&6 0&

8、lt;rf- r0W4取分离轴 承 rf=54mm。2.6 切槽宽度 8 1 6 2及半径re切槽宽6上4mm （取值约 为 4mm）, 6 2弋（2:54.5） 8 1=3X4=12mim re 满足 rre A 6,2 则 rew于 8 2=160- 12=148mm, 故取 re= 148mm。2.7 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径ri的确定图2根据汽车设计(王望予编著，机械工业由版社由版)知，R1和ri需满足下列条件：1<R- R1<7, 0WrJrW 做选择 R1=195mm, r1=165mm。2.8 膜片弹簧工作点位置的选择自由状态压紧状态分离状态 图3膜片弹簧

9、不同工作状态下的变形 图4 B点： 通常为 入1B=(0.81.0)入T,即处在工作位置时，其大端 变形量为：入 1B=(0.70.85) H A 点：主要确保摩擦片磨损后达到极限位置时，仍然能提供足够的压紧力，？入可按下式估算：?入=ZX ?$喊中：Z为摩擦面数，单片离合器 Z=2,双片离合器Z=4; ?S。为 摩擦片允许的极限磨损量，一般取0.651.1mm。C点：离合器完全分离时膜片弹簧的工作位置，入1何按下式估算：入1f=Z x福中：Z为摩擦面数，单片离合器Z=2,双片离合器Z=4; ?$为彻底分离时摩擦副间的间隙，一般取0.751.0mm。3、膜片弹簧的弹性特性 工作压力F1和膜片弹

10、簧在压盘 接触点处的轴向变形 入1关系式F1 = tt Eh入161以2 lnRr(Ll)2 (H入 1R- rL l)H入 12(R- rL l)+h2 式中，E: 弹性模数，钢材取 E=2.1 xi05MPa；工泊松比，钢材取 以=0.3 h:弹簧片厚，h=4mm; H:碟簧部分内截锥高，H=8mm ;入:大端变形，入 1=0.8 x 8mm=6.4mm R:碟簧部分外半径(大端半径)，R=200mm； r：碟簧部分内半径，r=160mm ; L :膜片弹簧与压盘接触半径，L=195mm ; l:支承环平均半径，l=165mm。F1=10227.100N 4、强度校核 离合器接合时膜片弹簧

11、的大 端变形量为入1B=0.8H=0.8 X 8.0mm=6.4mm离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为入1DX 1B+?F (?F即为入1F压盘 行程？F 为 ？F=2 X0.8mm=1.6mm, 故入 1D=6.4mm+1.6mm=8.0mm。4.1计算宽度系数 B 2 B 2 =1 6 2n兀(re+r) =0.774.2求离合 器彻底分离时分离轴承作用的载荷P2 F2=tt Eh入1DlnRr61以 2RJ r1(r1 r0)(H 入 1DR- rR1 - r1)H 入 1D(R- r)2(R1 r1)+h2=2116.068N4.3 强 度校核 > B=3兀十rfr P2

12、0 2h2+E1 2(R- rrlnRr 1)*HR r 12 入 1DR1 r1) X 入 1DRr1+h2r 入 1DR1=1310.059MPa < 17001900 MPa,符合要求。5、膜片弹簧的制造工艺及热处理本次设计中膜片弹簧 采用60Si2MnA高精度钢板材料。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。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理以起到冷作 硬化的作用，同样也可以提高承载能力的疲劳强度。为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火、喷镀铭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 4550HRC，分离指端硬度为5562HRC ,在同一片分离指上同一范围内的硬度差不大于3个单位。膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11,厚度公差为10.025mm ,初始底锥角公差为 0分。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6以e底面的平面一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于 0.81.0mm。6、课程设计心得 （1）在做任何事情时，都应该有个认真的态度；（2）做设计时要多查资料，再小的地方也要