Φ430重型载货汽车膜片弹簧离合器的设计【含6张CAD图纸】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共44页)
编号：129371028
类型：共享资源
大小：1.43MB
格式：ZIP
上传时间：2021-05-23
上传人：好资料QQ****51605
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
45
积分
- 关 键 词：
-
430
重型
载货
汽车
膜片
弹簧
离合器
设计
CAD
图纸
- 资源描述：
-
喜欢就充值下载吧。资源目录里展示的全都有，下载后全都有，图纸均为CAD原图，有疑问咨询QQ:414951605 或1304139763
- 内容简介：
-
430重型车膜片弹簧离合器的设计摘要离合器是汽车传动系中的重要部件，主要功用是切断和实现对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中限制传动系所承受的最大扭矩防止传动系过载；有效地降低传动系中的振动和噪声。膜片弹簧离合器是汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经办的越来越重要。此设计说明书详细的说明了重车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。本文基于重型载货汽车的设计要求和设计参数，确定了以拉式膜片弹簧离合器作为设计目标。选择了结构方案及有关参数，进行了总成设计，并对其一些零件进行了校核：包括摩擦片外径的确定，离合器后备系数的确定，单位压力的确定，从动盘设计，压盘设计，膜片弹簧设计等。关键词：重型车；离合器；膜片弹簧；摩擦片；从动盘。430 heavy vehicles diaphragm spring clutch designAbstractClutch is the assembly which is directly connected with engine in the automobile power train. And its main function is to cut off and implement the transmission of power in the power train. It ensures the engine and the power train perfectly smooth join together when the automobile insures the automobile started up smooth. It reduces the impact between the shift gears of the transmission. Limit drivetrain exposure at work to prevent driveline maximum torque overload. It has great capacity of torque and more stable. Meanwhile it manipulate conveniently and has good balance. And It also has high output. So the research of the clutch is become more and more important. This design specification describes in detail the diaphragm spring clutch heavy vehicle structure, parameter selection and calculation.This article is based on the design requirements and the design parameters of the heavy truck, it is identified with the pull-type diaphragm spring clutch as the design goal. this design choose the structure scheme and relevant parameters. Meanwhile this design complete assembly design and checking for some of its parts. They include the determination of friction plate diameter, the determination of backup coefficient, the determination of the unit pressure, the design of driven plat, the design of pressure plate and diaphragm, etc.Key words: Heavy vehicles ;clutch ;diaphragm springs ;friction plate ;driven plate.目 录1 绪述11.1离合器的发展11.2离合器的概述11.2.1离合器的作用11.2.2离合器的基本要求21.2.3离合器的工作原理22 离合器的结构和方案42.1离合器的主要参数42.2离合器的结构设计42.2.1 压紧弹簧的设计52.2.2压盘的连接方式62.2.3分离轴承选择62.2.4从动盘选择62.2.5离合器的盖63 离合器的主要参数选择83.1摩擦片外径D83.2离合器后备系数的确定93.3单位压力P094 离合器基本参数优化114.1设计变量114.2目标函数114.3约束条件115 离合器零件的结构选型及设计计算145.1从动盘的总成145.2从动片155.3从动盘毂165.4摩擦片175.5压盘设计185.6离合器盖设计195.7传动片205.8支承环206 扭转减振器216.1扭转减振器主要参数的确定216.2减震弹簧计算227 膜片弹簧设计267.1膜片弹簧结构形状的特点267.2膜片弹簧的变形特性267.3膜片弹簧基本参数的选择277.4膜片弹簧的优化设计287.5膜片弹簧材料及制造工艺297.6膜片弹簧的计算307.6.1膜片弹簧的载荷变形特征307.6.2确定膜片弹簧的工作点位置317.6.3求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷F2317.6.4求分离轴承的行程2317.6.5膜片弹簧强度校核328 结论33致谢34参考文献3538 1 绪述1.1离合器的发展 在早期研发的离合器中，锥形离合器最为成功。现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。20世纪20年代末，直到进入30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才采用多片离合器。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式离合器,因为它具有从动部分转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点，而且由于在结构上采取一定措施，已能做到接合盘式平顺，因此现在广泛采用于大、中、小各类车型中1。 随着膜片弹簧离合器逐步在重型车上得到广泛应用，其压紧力均匀、结构简单、使用寿命长的优点也得到充分的体现2。开发重型车膜片弹簧离合器并使其产业化的呼声越来越高，拉式膜片离合器是一种新结构。其膜片弹簧反装，具有结构简单，轴向尺寸小、质量小、散热条件好、操纵轻等优点3。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。 近年来,汽车的车速一直向高速发展。发动机的功率和转速不断提高。在汽车中,排量2升以下汽油机的最高转速普遍为5006000转/分,最高已达7000转 每分钟以上。汽车的产量和保有量日益增加,例如在美国和欧洲,平均每2一5人就保有一辆汽车,造成城市交通阻塞,汽车行驶困难。市区行驶时汽车需频繁变速,离合器踏板每公里内的使用次数已高达20次之多,“半离合器”的使用频度也相应增加。对载重汽车来说,吨马力逐渐提高。如西德规定重型载重汽车,从1970年起,每吨总重的发动机功率不得小于8马力。这样,总重38吨的汽车列车,就得装用功率320马力、扭矩120公斤米的大型发动机。为此,需要设计容量更大的离合器。所有这些,都使离合器的使用条件日酷一日。因此,增加扭矩容量、提高寿命、简化操作,以至于向自动化发展已成为离合器目前发展的明显趋势4。 我国汽车离合器企业与国外企业相比处于明显劣势,到目前为止重型车还基本上采用螺旋弹簧压紧的单片离合器,有的甚至仍在采用双片离合器,究其原因,首先是膜片弹簧离合器总成中的关键件膜片材料生产难度大5。离合器的使用条件也日酷一日。因此,提高离合器的传动扭矩能力、提高其使用寿命、简化操作 已成为离合器目前发展的趋势6。1.2离合器的概述按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。顾名思义，离合器是“离”与“合”矛盾的统一体。离合器的工作，就是受驾驶员操纵，或者分离，或者接合，以完成其本身的任务。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其功用是能够在必要时中断动力的传递，保证汽车平稳地起步；保证传动系换档时工作平稳；限制传动系所能承受的最大扭矩，防止传动系过载。为使离合器起到以上几个作用，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器所能传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面状况等。即主要取决于离合器基本参数和主要尺寸。膜片弹簧离合器在技术上比较先进，经济性合理，同时其性能良好，使用可靠性高寿命长，结构简单、紧凑，操作轻便，在保证可靠地传递发动机最大扭矩的前提下，有以下优点： 1)结合时平顺、柔和，使汽车起步时没有抖动、冲击；2)离合器分离迅速、彻底；3)从动部分惯量小，以减轻换档时变速器齿轮轮齿间的冲击并方便换挡；4)散热性能好；5)高速旋转时具有可靠的强度；6)避免汽车传动系共振，具有吸收震动、冲击和减小噪声能力；7)操纵轻便，工作性能稳定，使用寿命长。1.2.1离合器的作用车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击利于换档。离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为300500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。1.2.2离合器的基本要求 离合器的结构型式可以不相同，但在使用上对它的基本要求是一致的，它们应该是： 1) 能可靠地传递发动机的最大转矩； 2) 接合过程要平顺、柔和，使汽车起步时没有抖动和冲击； 3) 分离时要迅速、彻底； 4) 离合器从动部分的转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮轮齿间的冲击并方便换挡； 5) 高速旋转时具有可靠的强度，应注意平衡并免受离心力的影响； 6) 应使汽车传动系避免共振，具有吸收振动、冲击和减小噪声的能力； 7) 操纵轻便，工作性能稳定，使用寿命长。 以上这些要求中最为重要的是使用可靠、寿命长以及生产和使用中的良好技术经济指标和环保指标。所谓使用可靠，指的是离合器机构或零部件在预定期内一直能正常工作。这意味着在使用中要注意保养，其耗费的劳动量也要尽量小。这就取决于制造和装配质量、结构设计和使用状况。很多情况下，离合器不能可靠工作就是和不完善的技术保养零部件缺少必要的润滑和调整有关。1.2.3离合器的工作原理由图1.1可知，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。离合器盖1与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧3被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘5的压紧力，使得压盘与从动盘之间产生摩擦力。当离合器盖总成随飞轮转动时(构成离合器主动部分)，就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力。a 离合器结合状态 b 离合器分离状态1-离合器盖 2-铆钉 3-膜片弹簧 4-支撑环 5-压盘 6-摩擦片 7-分离轴承总成 8-离合器踏板 9-输出轴图1.1 离合器的工作原理图 2 离合器的结构和方案为了满足现代汽车的设计理念，在设计汽车离合器时应根据车型的类别、使用要求、制造条件，以及“系列化、通用化、标准化”的要求等，合理地选择离合器总成结构及有关组件结构。2.1离合器的主要参数设计指标：离合器设计压紧力为327501850N，从动盘外径为430，内径为240；2.2离合器的结构设计 膜片弹簧离合器如图2.1所示7。1飞轮；2从动盘；3压盘；4膜片弹簧；5支撑环；6离合器盖；7分离轴承；8传动片；9驱动销图2.1 拉式膜片弹簧离合器 膜片弹簧离合器有推式和拉式两种。在推式膜片弹簧离合器中，当支撑环磨损后，使膜片弹簧于支撑环之间间隙增大，从而导致离合器踏板的自由行程增大。而拉式膜片弹簧离合器的膜片周围有支点环，而本身与压盘时刻保持压紧状态。这布置有三个优点：第一，支撑点在离合器盖的边缘；第二，减少金属在覆盖要求，因此更轻、更便宜；第三，膜片弹簧的工作时它是更容易获得较高的机械优势对膜片弹簧的工作8，在相同的磨损情况下,膜片弹簧与支撑环接触而不会产生间隙。拉式膜片弹簧离合器工作原理如图1所示为一种拉式膜片弹簧离合器。其特点是膜片反装(即接合状态下锥顶向前1，离合器的支承环5移动到膜片弹簧4的外端，分离离合器时，须通过分离套筒将膜片中央部分向后拉 9。本次设计选择的离合器为拉式膜片弹簧离合器。2.2.1 压紧弹簧的设计 离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等10。由于膜片弹簧离合器较传统的螺旋弹簧离合器有较多的优点,所以它在汽车上的应用正日益广泛11,膜片弹簧特点12： (1)由于膜片弹簧有理想的非线性特征,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力； (2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小； (3)高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降； (4)由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命； (5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长； (6)平衡性好； (7)有利于大批量生产，降低制造成本； 本次设计选择的弹簧为膜片弹簧。2.2.2压盘的连接方式 压盘的另个面上有多个凸起的凸耳，其中有数个凸耳是用来装固螺柱弹簧之用，使曲轴飞轮离合器压盘起转13压盘与飞轮的连接方式或其驱动方式有：凸块窗孔式、传力销式、键式以及弹性传动片式等。但凸块与窗孔的配合处磨损后易使定心精度降低而失去平衡，且会产生冲击和噪声。因此，在现代离合器中已很少采用，为弹性传动片所取代1。本次设计选择的压盘为弹性传动片式驱动压盘。2.2.3分离轴承选择 分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。前者适合于高速低轴向负荷，后者适合于相反情况 14。使膜片弹簧处于常接触，并随之在各种转速下运转由于轴承受力缓慢，不受冲击，故无噪声，适应于整车性能的要求15。2.2.4从动盘选择 摩擦片式离合器的类型较多，按从动盘的数目不同可分为单片、双片和多片式16。离合器摩擦片受到剧烈摩擦而产生的热量时间比较短17。因为单片干式摩擦这种结构的离合器结构简单，调整方便，分离彻底，轴向尺寸紧凑，从动件转动惯量小，散热性好1。本次设计选取单片干式摩擦。2.2.5离合器的盖 离合器分离杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，则当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时可能导致分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换挡困难。离合器盖内装有压盘、分离杆、压紧弹簧等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作1。由发动机的旋转组件产生的热量可能导致零件被损坏。例如，离合器摩擦片通常在长时间使用后会产生翘曲，这是由于发动机旋转组件产生的热量为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开许多通风口将在离合器盖外部的空气带进来，以帮助摩擦片冷却。本次设计为了使离合器实现良好的通风散热，设计时在离合器盖上开有许多通风窗口，以加强离合器的冷却。 3 离合器的主要参数选择在初步确定离合器结构型式之后，离合器的基本参数主要有： (1) 摩擦片的外径D； (2) 摩擦片的内径d； (3) 摩擦片厚度h； (4) 后备系数； (5) 单位压力p0。3.1摩擦片外径D 擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要有大的尺寸。因为是430重型车膜片弹簧离合器，所以已知参数：摩擦片外径D=430mm；摩擦片内径d=240mm。 对摩擦片的厚度h，我国已规定了3种规格:3. 2mm, 3. 5mm和4mm，无更多选择余地，所以摩擦片厚度h=4mm。摩擦片内径d不作为一个独立的参数，它和外径D有一定关系，用比值C来反映，定义为 C=d/D (3.1) 比值C关系到从动片总成的结构设计和使用性能。具体来说，由于现在广泛采用扭转减振器，所以布置扭转减振器时要求加大内径d，从而C要变大:但过分加大C值会使摩擦面积变小，这也是不利的。按照目前的设计经验，推荐 C=0.530.7所以摩擦片内外径比d/D=0.558。本设计的摩擦片：摩擦片外径D=430mm；摩擦片内径d=240mm； 摩擦片厚度h=4mm；摩擦片内外径比d/D=0.5353.2离合器后备系数的确定后备系数是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑以下几点: 1)摩擦片在使用中磨损后,离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩；2)要防止离合器滑磨过大；3)要能防止传动系过载。 显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减少离合器滑磨，应选取大些；货车总质量越大，也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的值应大于单片离合器。各类汽车值的取值范围在表3.1选取:表3.1 各类汽车值的取值范围车辆类型轿车和微型、轻型货车1.201.75中型和重型货车1.502.25越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车1.84.0本设计是重型车膜片弹簧离合器设计，参考有关资料，故选择后备系数=1.80。3.3单位压力P0影响摩擦片磨损的物理因素是Pv。单独考虑P的大小对摩擦片耐磨耗的影响是没有意义的.但是对离合器来说，降低P意味着要增加摩擦片面积，提高了允许磨耗量，直接意义是提高了摩擦片的磨耗使用里程。因此，在一定意义上来说，P的大小反映了离合器的使用寿命，P值小，寿命长;P0值大，寿命短。这样，确定摩擦片上的单位压力Pv值大小，应和离合器本身工作条件、摩擦片的直径大小、摩擦片材料及其品质等因素有关。当摩擦片采用不同材料时，P0按下列范围在表3.2选取:表 3.2 当摩擦片采用不同材料时P0取值范围材料类型p0石棉基材料0.100.35MPa粉末冶金材料0.350.60MPa金属陶瓷材料0.701.50MPa前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸：外径D=430mm，内径d=240mm，厚度h=4mm，内径与外径比值d/D=0.558，又初选=1.85，运用式可校核单位压力P0。如公式3.1： (3.2)1.80175012=0.272p00.433(1-0.5583)所以P0=0.33MP所以选择石绵基材料。 4 离合器基本参数优化设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的结构尺寸和工作性能。4.1设计变量后备系数取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力p0也取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为： (4.1)4.2目标函数 离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为： (4.2)4.3约束条件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 (4.3)式中，为摩擦片最大圆周速度(m/s)；为发动机最高转速(r/min)。所以v =nD10 =150043010 =33.77m/s 6570m/s故符合条件。2)摩擦片的内外径比c应在0.530.70范围内，即0.53c0.70本次设计c=d/D=240/430=0.558，显然满足0.53c0.70的条件范围。 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的范围内，最大范围为1.24.0，1.24.0本次设计取=1.85，在规定范围内，故满足要求。4)为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R0约50mm，即d2R0+50mm式中，减振器弹簧位置半径R0(0.60.75)d/2，故R0=0.65d/2=78mm，取R0为78mm。所以d-2R0240-278=84mm50mm，故符合d2R0+50mm的优化条件。5)为反映离合器传递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 (4.4)式中，Tc0为单位摩擦面积传递的转矩(Nm/mm2)；Tc0为其允许值(Nm/mm2)，按表4.1选取。表4.1 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (Nm/mm2)离合器规格D/mm210210250250335325Tc010-30.280.300.350.40根据式知Tc=1.851750= 3237.5 (Nm)，所以Tc0=0.0162(Nm/mm2)如表4.1可知，当摩擦片外径D325时，Tc0=0.30Nm/mm20.0162Nm/mm2，故符合要求。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p0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p0的最大范围为0.101.50Mpa，即0.10MPap01.50MPa本次设计p0=0.94Mpa，所以满足要求。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，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即 (4.5)式中，为单位摩擦面积滑磨功(J/mm2)；为其许用值(J/mm2)，对于乘用车车：=0.40J/mm2，对于轻型货车：=0.33J/mm2，对于最大总质量大于6.0t的商用车：=0.25J/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 (4.6)式中，ma为汽车总质量(kg)；rr为轮胎滚动半径(m)；ig为起步时所用变速器挡位的传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速(r/min)，计算时乘用车取2000r/min，商用车取1500r/min。根据式(4.5)及(4.6)代入相关数据得：=0.2116J/mm20.25J/mm2=，故满足设计要求。 5 离合器零件的结构选型及设计计算5.1从动盘的总成从动盘总成主要由摩擦片、从动片、扭转减振器、从动盘毂等组成。设计从动盘总成时应注意满足以下几个方面的要求：1)为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。2)为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性。3)为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器。4)要有足够的抗爆裂强度。1,13摩擦片；2,14,15铆钉；3波形弹簧片；4平衡块；5从动片；6,9减振摩擦片；7定位销；8从动盘毂；10调整垫片；11减振弹簧；12减振盘图5.1 从动盘总成 5.2从动片1)设计从动片时，要尽量减轻其重量，并应使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。这是因为汽车在行驶中进行换档时，首先要切断动力分离离合器，而在变速器挂档的过程中，与变速器第一轴相连的离合器从动盘的转速一定发生变化，或是增速(由高档换低档时)或是降速(由低档换高档时)。离合器从动盘转速的变化将引起惯性力，惯性使变速器换档齿轮的轮齿间产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减小转动惯量以减轻变速器换挡时的冲击，从动片一般都做的比较薄，通常是用1.32.0mm厚的钢板冲制而成。为了进一步减小从动片的转动惯量，有时将从动片外缘的盘形部分磨至0.651.0mm，使其质量分布更加靠近旋转中心。2)为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都作成具有轴向弹性的结构。这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。由于从动片有轴向弹性，从而保证离合器所传递的转矩能平稳增长，这样就允许离合器在发动机较低的转速下结合，从而延长了摩擦片的使用寿命。此外，弹性从动片还能使作用在摩擦面片上的压力分布得更均匀，改善了摩擦副表面的接触，减少摩擦表面热点的形成，有利于摩擦片磨损均匀并减小。3)具有轴向弹性的的从动片有以下3种结构型式： 整体式弹性从动片沿半径方向开槽，将外缘部分分割成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形，使其具有轴向弹性。两边的摩擦片则分别铆在扇形片上。在离合器接合时，从动片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分逐渐被压平，从动盘摩擦面片所传递的转矩逐渐增大，使接合过程(即转矩增长过程)较平顺、柔和。整体式弹性从动片根据从动片尺寸的大小可制成6-12个切槽。这种切槽还有利于减少从动片的翘曲。为了进一步减小从动片的刚度，增加其弹性，常常将扇形部分与中央部分的连接处切成T形槽。 分开式从动片结构中，上述整体式弹性从动片能达到轴向弹性的要求，其优点是生产效率高，但其缺点是很难保证每片扇形部分的刚度完全一致。为了消除这个缺点，从动片有时采用分开式从动片结构，波形弹簧片与从动片分开做成两件。然后用铆钉铆在一起。由于波形弹簧片是由同一模具冲制而成，故其刚度比较一致.另外，这种结构的从动片也较容易得到较小的转动惯量。 载货汽车上则常采用另一种所谓的组合式从动片。在这种结构中，靠压盘一侧的从动片上铆有波形弹簧片,摩擦片用铆钉铆在波形弹簧片上；而靠近飞轮一侧无波形弹簧片，摩擦片直接铆在从动片上。显然，这种组合式从动片的转动惯量是比较大的，但对于要求刚度较高的、外形稳定性较好的大型从动片来说，这个缺点是可以容忍的。至于直径在380mm以下的载货汽车离合器，其从动片仍可采用前述的两种结构。 在本次设计重考虑车型及从动盘结构，选择从动片的结构型式为组合式。组合式弹性从动片一般用中碳钢(如50)或低碳钢(如10号钢)，一般厚度为1.32.5mm，热处理硬度3848HRC。波行弹簧片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。5.3从动盘毂发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式，目前都采用齿侧定心的矩形花键。花键之间为动配合，这样，在离合器分离和结合过程中，从动盘毂就能在花键轴上自由滑动。可根据从动盘外径选择合适的花键尺寸。选用花键类型如表5.1：表5.1所选取的花键类型从动盘外径D/mm花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm挤压应力4308544696513.5本从动盘毂材料选用40Cr，并经调质处理，要求满足挤压应力不应超过=20MPa。 花键的尺寸选定后应进行强度校核，由于花键的损坏形式主要是表面受力过大而破坏，所以花键要进行挤压应力校核，如果应力偏大可以适当增加花键毂的轴向长度。挤压应力的计算公式如下： (5.1)d，D分别为花键的内外径，m；Z从动盘毂的数目；Temax发动机最大转矩，Nm；n花键齿数；h花键齿工作高度，m；h=(D-d)/2l花键有效长度，m。代入相关数据可得：j=17.34MPa。从动盘毅一般都由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa。所以符合要求。5.4摩擦片离合器摩擦面片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求摩擦面片应有下列一些综合性能：1)在工作时有相对较高的摩擦系数；2) 在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，不希望出现摩擦系数衰退现象；3)在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的耐磨性能；4) 能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好的性能(不易出现颤动)；5)能抵抗高转速下(变速器换挡时容易发生)大的离心力载荷而不破坏；6)在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度；7)具有小的转动惯量，材料加工性能良好；8)在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮(都是铸铁件)等有良好的兼容摩擦性能；9)摩擦副对偶面有高度的容污性能，不易影响它们的摩擦作用；10)具有良好的性能/价格比，不会污染环境。离合器摩擦片所用的材料有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因数较高(大约为0.30.45)、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，目前主要应用于中、轻型货车中。由于石棉在生产和使用过程中对环境有污染，对人体有害，所以现在正以玻璃纤维、金属纤维等来替代石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，接合平顺性较差，尤其是金属陶瓷散热性可以增加散热和润滑18，主要应用于载质量较大的商用车上。摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜在从动片上安装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力，但更换摩擦片困难，且使从动盘难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。所以选取从动盘摩擦材料为石绵基摩擦材料，摩擦片与从动片的连接方式为铆接，其优点是可靠及磨损后换装摩擦片方便。5.5压盘设计在关离合器基本参数选择的讨论中，己经分析了如何确定摩擦片的内、外径尺寸。在摩擦片的尺寸确定后与它摩擦相接触的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何去确定它的厚度。压盘厚度的确定主要依据以下两点： 1) 压盘应具有足够的质量在离合器的接合过程中，由于滑磨的存在，每接合一次的过程中都要产生大量的热，而每次接合的时间又短(大约3s左右)，因此热量根本来不及全部传到周围空气中去，必然导致摩擦副的温升。在使用频繁和艰难条件下工作的离合器，这种温升就更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数下降，加剧磨损，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的烧损。由于用石棉(或其他有机物)材料制成的摩擦片导热很差，在滑磨过程中所产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘具有足够大的质量来吸收热量。 2) 压盘应具有较大的刚度 压盘应具有足够大的刚度和合理的结构形状，以保证在受热的情况下不致因产生翘曲变形而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。 鉴于以上两个原因，压盘一般都做的比较厚(一般不小于10mm重型载货车不小于15mm)，而且在内缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的凸起。此外，压盘的结构设计还应注意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔。近年来这种结构也开始在单片离合器的压盘中采用。 在该设计中，初步确定该离合器压盘的厚度为20mm。在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超过810。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。校核计算的公式如下： (5.2)式中，t压盘温升()；C压盘的比热容，铸铁：c=544 J/(kg)；M压盘质量(kg)；传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘：=0.5，对双片离合器压盘：=0.25，中间压盘：=0.5。由所选车型的相关参数知，满载质量ma=42000kg，滚动半径R=0.525m，汽车起步时发动机转速ne=1500r/min，主减速器传动比i0=10.99，变速器最大的传动比ig=5.286。故滑磨功为 (5.3)将各参数代入式(5.1)，得t=1.39，所以合格。所以压盘设计合理。压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和具有较理想的摩擦性能，通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170227，为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素。所以选用HT250。5.6离合器盖设计对离合器盖结构设计的要求：1) 应具有足够的刚度，否则将影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为2.54.0mm；在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。2) 应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。3) 盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。4) 为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗口，或在盖上加设通风扇片等。中、轻型货车及轿车的离合器盖一般用08F、08Al、08钢等低碳钢板，重型汽车则常用铸铁件或铝合金压铸件。本设计是重型车离合器，为了减轻重量和增加刚度，设计时离合器盖采用厚度约为4mm的铸铁件冲压成比较复杂的形状。5.7传动片传动片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。由于各传动片沿圆周均匀分布，他们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡。传力片材料选用80号钢，根据前面所设计的压盘，摩擦片及从动片的厚度，以及以往的设计经验初步选定传动片的设计参数如下：共设3组传动片(i=3)，每4片(n=4)，传动片的几何尺寸为：宽度b=25mm，厚度h=1mm，传力片上孔间的距离l=86mm，孔的直径d=10mm，传力片切向布置，传动片的材料弹性模量E=2102MPa。5.8支承环支承环的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用3.04.0mm的碳素弹簧钢丝。本次支承环设计选用4.0mm的碳素弹簧钢丝。 6 扭转减振器扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首段扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。因此，扭转减振器具有如下功能：1)降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。2)增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。3)控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振及噪声。4)缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。扭转减振器具有线性和非线性特性两种。单级线性减振器的弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击，从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声。此时可得到两级非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。在柴油机汽车中，目前广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。在扭转减振器中，也有采用橡胶代替螺旋弹簧作为弹性元件，以液体阻尼器代替干摩擦阻尼的新结构。6.1扭转减振器主要参数的确定减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩是两个主要参数，其设计参数还包括极限转矩和预紧转矩等。1)极限转矩Tj极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙1时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因 素，与发动机最大转矩有关，一般可取 (6.1) 式中，货车车：系数取1.5；乘用车：系数取2.0。 故Tj=1.5Temax=1.51750=2625Nm2)扭转角刚度k为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度k，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。扭转角刚度k决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸，设计时可按经验来初选，即 (6.2)由公式(6.2)计算k，取k=10Tj=102625=26250Nm/rad。3)阻尼摩擦转矩T由于减振器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般可按下式初选为 (6.3)则T=0.17Temax=0.171750=297.5Nm。4)预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是Tn不应大于T，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取 (6.4)设计时取Tn=0.15Temax=0.151750=262.5Nm。6.2减震弹簧计算在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计相关的尺寸。1)减振弹簧的位置半径R0 R0的尺寸应尽可能大些，一般取 (6.5)故R0=0.70d/2=0.70240/2=72mm。2)减振弹簧个数ZjZj参照表6.1选取。表6.1减振弹簧个数的选取摩擦片外径D/mm225250250325325350350Zj466881010本次设计离合器摩擦片外径D=430mm，查表6.1，选取Zj=10。3)减振弹簧总压力F当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除，减震弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减震弹簧受到的压力F为 (6.6)故F=Tj/R0=2625/0.072=36458N4)单个减振弹簧的工作负荷F： (6.7)故F=F/Zj=36458/10=3645.8N5)减振弹簧尺寸弹簧外径Dc：一般由布置结构来决定，通常Dc=1115mm左右，故取Dc=15mm。弹簧钢丝直径d：通常d取34mm，故取弹簧钢丝直径d=3mm。减振弹簧刚度k：应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R0确定，根据式(6.8)算出，即 (6.8)代入数值计算得k=620.03N/mm。减振弹簧有效圈数i： (6.9)式中，G为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取G=8.3104MPa。代入数值计算得i=0.40。减震弹簧总圈数n：一般在6圈左右，总圈数n和有效圈数i间的关系为 (6.10)所以n=i+2=0.40+2=2.40，取n=6。减振弹簧最小高度lmin：指减振弹簧在最大工作负荷下的工作长度，考虑到此时弹簧的压缩各圈之间仍需留一定的间隙，可确定为 (6.11)故lmin1.146=26.4mm。减振弹簧总变形量l：指减振弹簧在最大工作负荷下所产生的最大压缩变形，为 (6.12)代入数值计算得l=3645.8/620.03=5.877mm。减振弹簧自由高度l0：指减振弹簧无负荷时的高度，为 (6.13)所以l0=26.4+5.877=32.277mm。减振弹簧预变形量l：指减振弹簧安装时的预压缩变形，它和选取的预紧力矩Tn有关，为 (6.14)代入数值得l=0.504mm。减振弹簧安装工作高度l：它关系到从动盘毂等零件窗口尺寸的设计，为 (6.15) 所以l=32.277-0.504=31.773mm6)从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角和减振弹簧的工作变形量l(l=l-l)有关，其值为 (6.16) 代入数值得= 2.14 。7)限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙1 (6.17)式中，R2为限位销的安装尺寸。1值一般为2.54mm。所以选取1为3.3mm，则计算得R2=81mm。8)限位销直径dd按结构布置选定，一般d9.512mm。可取d为10mm。 7 膜片弹簧设计7.1膜片弹簧结构形状的特点图7.1膜片弹簧在结构形状上分为两部分。第一部分在膜片弹簧的大端处，为一完整的截锥体，它的形状像一个无底的碟子，是膜片弹簧实际起弹性作用的部分，它和一般机械上所用的碟形弹簧完全类似，故称作膜片弹簧的碟簧部分。碟形弹簧的工作原理为：沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形所。这就是碟形弹簧的弹性作用所反映出的弹性表观现象。膜片弹簧的另一部分就是它的径向开槽部分，像一圈伸出的手指，其作用是当离合器分离时作为分离杠杆。故它又称分离爪。分离爪与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方圆形孔。这样做，一方面可以减少分离爪根部应力集中，一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧，分离爪根部的过渡圆角R4.5。综合起来可以说，膜片弹簧是由碟簧和分离指组合成一体的一种特殊的碟形弹簧。 图7.1膜片弹簧7.2膜片弹簧的变形特性膜片弹簧的弹性特性是由其碟簧部分所决定，是非线性的。与自由状态下碟 簧部分的内锥高H及弹簧的钢板厚h有关。不同的H/h值有不同的弹性特性如(图7.2)。当(H/h)时，(H/h)=0.5，则这种弹簧的刚度大，适于承受大载荷并用作缓冲装置中的行程限制。当(H/h)=时，(H/h)=1.5，则弹簧的特性曲线中段平直，变形增加时，但载荷P几乎不变，故这种弹簧称零刚度弹簧。当(H/h)2时，(H/h)=3，则特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的区域。这种弹簧适于汽车液力传动中的锁止机构。图7.2膜片弹簧在不同工作状态时的变形7.3膜片弹簧基本参数的选择1)比值H/h和h的选择H/h比值是指碟簧的原始内截锥高度H及弹簧片厚度h之比。设计膜片弹簧时，要利用其非线性的弹性变形规律，因此要正确选择其弹性特性曲线的形状，以获得最佳的使用性能。膜片弹簧的弹性特性和H/h比值有关，不同的H/h比值可以得到不同的弹性特性曲线。一般汽车汽车膜片弹簧的H/h值的范围在1.52.5之间，板厚h为24mm。本次设计取h=4mm，H/h =2，则H=2h=8mm 2)R/r比值和 R、r的确定比值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1.82.0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1.21.3.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。故取R=200mm，R/r取值为1.2所以r=167mm3） 膜片弹簧起始圆锥底角的选择膜片弹簧自由状态下圆锥角与内截锥高度H关系密切，一般在915范围内。=arctanH/(R-r)H/(R-r)，代入数值计算可得：= 13.627。4)膜片弹簧小端半径r0及分离轴承作用半径rf的确定r0的值主要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。分离轴承作用半径rf应大于r0。所以取r0=40mm，rf=43mm。5)分离指数目n、切槽宽1、窗孔槽宽2、及半径re汽车离合器膜片弹簧的分离指数目n12，一般在18左右，采用偶数，所以本次设计取分离指数目n =18。切槽宽1约为4mm，窗孔槽宽2(2.54.5)1，半径re的取值应满足r- re(0.81.4) 2。得其值为1=4mm，2=12mm，re=1556)支承环加载点半径R1和压盘加载点半径r1的确定R1和r1的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于r且尽量接近r，R1应略小于R且尽量接近R。故选择R1=198mm，r1=170mm。7.4膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。1)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h 与初始底锥角H/(R-r)应在一定范围内，即 1.6H/h=22.29H/(R-r)=13.627152)弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.2R/r=1.21.35702R/h=1001003.5R/r0=55.03)为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即(D+d)/4r1=170mmD/24)根据弹簧结构布置要求，R1与R，rf与r0之差应在一定范围内，即1R-R1=2mm70r1-r=3mm60rf-r0=3mm45)膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即7.5膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。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，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离38次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，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，在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度3。膜片弹簧的内、外半径公差一般为H1l和h11，厚度公差为0.025mm，上、下表面的表面粗糙度为1.6m，底面的平面度一般要求小于0.1mm，初始底锥角公差为10。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，选择膜片弹簧材料采用硅锰钢60Si2MnA。7.6膜片弹簧的计算膜片弹簧尺寸初选后，需要计算出其载荷变形特性并作出分析，以便确认其膜片弹簧的工作弹性曲线的形状是否合理，能否定出合适的工作点位置，然后还需确定膜片弹簧的分离载荷及分离行程大小，对膜片弹簧的强度作出分析，判断其能否可靠工作，最终优选出膜片弹簧的尺寸。7.6.1膜片弹簧的载荷变形特征假设膜片弹簧的载荷F1集中在支撑点处，加载点间的相对轴向变形为1，则压紧力F1与变形1之间的关系式为:(7.1) 式中：E弹性模量，对于钢，E=2.1105MPa； 泊松比，对于钢，=0.3； H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；R1压盘加载点半径；r1支承环加载点半径。设，则公式(7.1)就成为 (7.2)把有关数值代入上述各式，得F1=39454F11=41F1=0.5891-0.623(1)2+0.105(1)37.6.2确定膜片弹簧的工作点位置 取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量1b=0.65H=5.2mm，由弹性特性曲线公式可得膜片弹簧的压紧力P1=P=38664N校核后备系数： （7.3）离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为 (7.4)压盘的行程f可取为f=2.4mm，故1d=5.2+2.4=7.6mm离合器刚开始分离时，压盘的行程f=2mm，此时膜片弹簧大端的变形量为 (7.5)摩擦片磨损后，其最大磨损量=1.5mm，
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号