膜片弹簧课程了设计说明书.doc

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1max和最大爬坡度2max进行计算和比较。后面的部分是对该车膜片弹簧的设计及校核。1、 滑磨功与温升校核1.1用矿用自卸车的行驶阻力系数表示滑磨功L（Nm）L=2ne21800Jn1-TTc-JnJe(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=marr2ig2i02 =3.687kgm2； Je：发动机旋转部件及离合器主动部分的转动惯量，取2.983kgm2； T：汽车阻力矩，T=magigi0(cosgrf+singr)rr,Nm ； Temax:发动机最大转矩，取1400Nm； Tcmax：离合器最大静摩擦力矩，取2100Nm； ：离合器后备系数，=TcTe； ma：汽车总质量，取65t； ：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； ：汽车行驶阻力系数，取=cosgrf+singr；得：L=39583.6650.412-1.8561.2压盘温升T及矿用自卸车最大起步坡度1maxT=Lmc式中，T：压盘温升，20； ：传到压盘的热量所占的比例，单盘离合器=0.5； L：滑磨功，L=39583.6650.412-1.856Nm； 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1max=10.260。1.3矿用自卸车最大爬坡度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=Temaxigi0=79.707Nm； rr：车轮半径，0.536m； Temax：发动机最大转矩，取1400Nm； ig：变速器一档速比，取12.42； i0:主传动比，取5.73； ：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 =mag(cosgrf+singr)式中，F：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F相等，可以计算出矿用自卸车的最大爬坡度2max=12.900。2、 膜片弹簧基本参数的选择选取60Si2MnA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，则H=2.0h=8.0mm。 图12.2 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、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锥角的选择 =tan-1（H（R-r）=tan-1（8.0（200160）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n12，一般取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r0。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 1.20Rr1.35 702Rh100 3.5Rr05.O r0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外=k3Temax=431400mm=44.75mm，则取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1R-R17，0r1r6，0rfr04取分离轴承rf=54mm。2.6切槽宽度1、2及半径re切槽宽14mm（取值约为4mm），2(2.54.5) 1=34=12mm，re满足rre2，则rer2=16012=148mm，故取re148mm。2.7压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定 图2根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）知，R1和r1需满足下列条件：1RR17，0r1r6故选择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 膜片弹簧不同工作状态下的变形 图4B点：通常为1B=（0.81.0）1T，即处在工作位置时，其大端变形量为：1B=（0.70.85）HA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，可按下式估算：=ZS0 式中：Z为摩擦面数，单片离合器Z=2，双片离合器Z=4； S0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，1f可按下式估算：1f=ZS式中：Z为摩擦面数，单片离合器Z=2，双片离合器Z=4； S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和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形1关系式 F1=Eh16（12）lnRr(L l)2(H1RrL l)H12(RrL l)+h2式中，E：弹性模数，钢材取E=2.1105MPa； ：泊松比，钢材取=0.3； h：弹簧片厚，h=4mm； H：碟簧部分内截锥高，H=8mm； 1：大端变形，1=0.88mm=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=10227.100N4、强度校核离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为1B=0.8H=0.88.0mm=6.4mm离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为1D=1B+F（F即为1F）压盘行程F为F=20.8mm=1.6mm，故1D=6.4mm+1.6mm=8.0mm。4.1计算宽度系数22=12n(re+r) =0.7774.2求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷P2F2=Eh1DlnRr612R1r1(r1r0)(H1DRrR1r1)H1D(Rr)2(R1r1)+h2=2116.068N4.3强度校核B=3rrfrP22h2+E12(RrrlnRr1)(HRr121DR1r1)1DR1r1+h2r1DR1r1=1310.059MPa17001900 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0.025mm，初始底锥角公差为10分。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6m，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，再小的地方也要有事实依据；（3）画图时仔细查阅相关资料，尽