膜片弹簧说明书.doc

沈阳理工大学课程设计说明书 目 录1 结构方案设计 11.1从动盘数选择 11.2压紧弹簧选择 11.3膜片弹簧支撑形式选择12 离合器设计及计算2 2.1摩擦片主要参数的选择 22.2摩擦片基本参数的优化 43 膜片弹簧设计与计算 5 3.1膜片弹簧主要参数的选择 53.2膜片弹簧的优化设计 64 扭转减振器设计 74.1减振弹簧的设计75 从动盘总成的设计105.1从动盘毂105.2 从动片 105.3 波形片和减振弹簧 116 压盘设计 116.1离合器盖116.2 压盘 116.3 传动片 116.4分离轴承117 小结128 参考文献 131结构方案设计1.1从动盘数选择选择单片离合器。本车型为宝马，汽车总质量为1335kg，发动机最大转矩为200Nm。对于乘用车，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸允许条件下，通常离合器只设有一片从动盘。盘片离合器结构简单，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。1.2压紧弹簧选择选择拉式膜片弹簧离合器选择膜片弹簧的原因：1） 膜片弹簧的轴向尺寸小而径向尺寸很大，有利于提高离合器传递转矩能力的情况下减小离合器轴向尺寸。2） 不需要专门的分离杠杆，使离合器结构简化，零件数目少，质量轻。3） 可适当增加压盘厚度提高热容量；还可以在压盘上增设散热筋及离合器盖上开设较大的通风孔来改善散热条件。4） 主要部件形状简单，大批量生产可降低生产成本。选择拉式膜片弹簧的原因：1）由于拉式膜片弹簧是以其中部压紧压盘，在压盘大小相同的条件下课使用直径相对较大的膜片弹簧，从而实现在不增加分离时的操纵力的前提下，提高压盘的压紧力和传递转矩的能力；或在传递转矩相同的条件，减小压盘的尺寸。2）零件数目少，其结构简单、紧凑、质量轻。3）拉式膜片弹簧的杠杆比大于推式膜片弹簧的杠杆比，且中间支承少，减小了摩擦损失，传动效率高，使分离的踏板力更小。4）无论在接合或分离状态下，拉式结构的膜片弹簧的大端始终与离合器盖支承保持接触，在支承环磨损后，不会产生冲击和噪声。5）在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，使分离效率更高。6）使用寿命长。1.3膜片弹簧支撑形式选择选择单支承环式中的DT/DTP型，如图1.1，将膜片弹簧的大端支承在冲压离合器盖的支承环上，主要用于轿车和货车上。 图1.12离合器设计及计算2.1 摩擦片主要参数的选择采用单片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机扭矩的，为保证可靠度，离合器静摩擦力矩应大于发动机最大扭矩摩擦片的静压力： （2.1） 式中：离合器后备系数（） （1）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扭矩的可靠程度，选择时，应从以下几个方面考虑：a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车=1.21.75。结合设计实际情况，故选择=1.4。则有可有表2.1查得 1.4。表2.1离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大总质量小于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 得 （2.2） 摩擦片的外径可有式: （2.3） 为直径系数，取值见表2.2 取=14.6 得D=244.3mm。表2.2直径系数的取值范围车型直径系数乘用车14.6最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.5(单片离合器)13.515.0(双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表(部分):表2.3离合器摩擦片尺寸系列和参数外径Dmm160180200225250280300325内径dmm110125140150155165175190厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.50.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800单面面积cm2106132160221302402466546取外径D=250mm，内径d=155mm，厚度3.5mm，=0.762，=0.62，摩擦片的摩擦因数取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。可由表2.4查得： 摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。本题目设计单片离合器，因此Z=2。离合器间隙t是指离合器处于正常接合状态、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接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙t一般为34mm。取t=4mm。表2.4摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料摩擦因数石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.300.50金属陶瓷材料0.4离合器的静摩擦力矩为： （2.4）与式（2.1）联立得： （2.5） 代入数据得：单位压力MPa。表2.5摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力/MPa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料模压0.350.50编织金属陶瓷材料0.701.502.2 摩擦片基本参数的优化（1）摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过6570m/s，即 m/sm/s （2.6）式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速(r/min)。（2）摩擦片的内、外径比应在0.530.70范围内，即（3）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。（4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器振器弹簧位置直径约50mm，即mm （5）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转矩应小于其许用值，即 （2.7）式中，为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm2)，可按表2.6选取经检查,合格。表2.6单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格028030035040 （6）为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，单位压力的最大范围为0.111.50MPa,即MPaMPaMPa（7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值,即 （2.8）式中,为单位摩擦面积滑磨(J/mm2)；为其许用值(J/mm2)，对于乘用车：J/mm2，对于最大总质量小于6.0t的商用车：J/mm2，对于最大总质量大于6.0t商用车：J/mm2：W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可根据下式计算 （2.9）式中，为汽车总质量(Kg)；为轮胎滚动半径（m）；为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速r/min，计算时乘用车取r/min，商用车取r/min。其中： m Kg代入式（2.9）得J，代入式（3.8）得，合格。3.膜片弹簧设计与计算3.1 膜片弹簧主要参数的选择1. 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（3.10）中载荷与变形1之间的函数关系可知，当时，F2为增函数；时，F1有一极值，而该极值点又恰为拐点；时，F1有一极大值和极小值；当时，F1极小值在横坐标上，见图3.1。1- 2- 3-4- 5-图3.1 膜片弹簧的弹性特性曲线为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h通常在1.52范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为24mm，本设计 ，h=3mm ，则H=6mm 。2. R/r选择通过分析表明，R/r越小，应力越高，弹簧越硬，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1.21.3 的范围内取值。本设计中取，摩擦片的平均半径mm， 取mm则mm取整mm 则。3.圆锥底角 汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角一般在范围内，本设计中 得在之间，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。4.切槽宽度mm，mm，取mm，mm，应满足的要求。5. 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定应略大于且尽量接近r，应略小于R且尽量接近R。本设计取mm，mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为60SizMnA，当量应力可取为16001700N/mm2。3.2 膜片弹簧的优化设计（1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的与初始锥角应在一定范围内，即（2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即（3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径（或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即拉式： （4）根据弹簧结构布置要求，与，与之差应在一定范围内选取，即（5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此杠杆比应在一定范围内选取，即拉式： 由（4）和（5）得mm，mm。4 扭转减振器设计减震器极转矩 Nm 摩擦转矩 Nm预紧转矩 Nm极限转角 扭转角刚度 Nm/rad 4.1减振弹簧的设计1减振弹簧的安装位置，结合mm，得取50mm，则。 2全部减振弹簧总的工作负荷N3单个减振弹簧的工作负荷N式中Z为减振弹簧的个数，按表4.1选择：取Z=6表4.1减振弹簧个数的选取 摩擦片的外径D/mm225250250325325350350Z466881010 图3.5 扭转减振器4减振弹簧尺寸（1）选择材料，计算许用应力根据机械原理与设计(机械工业出版社)采用65Mn弹簧钢丝， 设弹簧丝直径mm,MPa,MPa。（2）选择旋绕比，计算曲度系数根据下表选择旋绕比表2.8旋绕比的荐用范围d/mmC确定旋绕比，曲度系数（3）强度计算mm，与原来的d接近，合格。中径 mm；外径 mm（4）极限转角取 ，则mm（5）刚度计算弹簧刚度 mm其中，为最小工作力，弹簧的切变模量MPa，则弹簧的工作圈数取，总圈数为（6）弹簧的最小高度mm（7）减振弹簧的总变形量mm（8）减振弹簧的自由高度mm（9）减振弹簧预紧变形量mm（10）减振弹簧的安装高度mm（11）定位铆钉的安装位置取mm，则，mm，mm，合格。5.从动盘总成的设计5.1 从动盘毂根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版），从动盘毂轴向长度不宜过小，以免再花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为1.2d=1.226=31.2mm。从动盘毂的材料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般2632HRC。根据摩擦片的外径D的尺寸以及表5.1查出从动盘毂花键的尺寸。 由于D=250mm,则查表可得花键尺寸：齿数n=10,外径=35mm,内径28mm,齿厚t=4mm,有效齿长l=35mm,挤压应力=10.2Mpa。表5.1花健的的选取摩擦片的外径/mm/N.m花健尺寸齿数n外径/mm内径/mm齿厚/mm有效齿长/mm160491023183209818069102621320116200108102923425111225147103226430113250196103528435102280275103532440125300304104032540105325373104032545114350471104032550130 花键尺寸选定后应进行挤压应力j和剪切应力校核： 5.2 从动片从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料选用中碳钢板（50号），厚度为取为2mm,表面硬度为3540HRC5.3 波形片和减振弹簧波形片一般采用65Mn,厚度取为0.8mm,硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA钢丝。6 压盘设计6.1 离合器盖 应具有足够的刚度，板厚取9mm,乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。6.2 压盘6.2.1 压盘传动方式的选择由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。6.2.2 压盘几何尺寸的确定传动片采用3组，每组3片的形式，具体尺寸为，宽b=22mm，厚b=16mm，孔直径为d=10mm，传动片弹性模量E=2M Pa6.3 传动片由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。传动片可选为3组，每片厚度为1mm，一般由弹簧钢带65Mn制成6.4 分离轴承由于=3600r/min,离心力造成的径向力很大，因此采用角接触式径向推力球轴承。小结本设计以“机械设计、汽车设计、二维制图模型”为主线，主要采用AUTOCAD软件设计一个宝马汽车膜片弹簧离合器总成，由于时间和能力的限制，本设计对分离机构只作了简单的设计。本次设计我利用AUTOCAD软件绘制了离合器总成和部分零件的二维图形，由于能力有限，难免有些不合理的地方，此次设计充分利用了已学过的汽车设计和机械设计知识，使我对所学知识有了一个系统的认识、复习、巩固和深入。通过这次设计，我对机械设计和汽车设计有了更深刻的认识，也初步掌握了机械设计的方法和使用有关机械设计手册的方法；对机械零件、汽车部件、装配技术、计算机软件使用技术等作了一个全新的认识和再学习，加深了理解，并扩展了知识面；充分利用计算机CAD技术进行了绘图；提高了计算机