膜片弹簧课程了设计说明书.doc

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和最大爬坡度进行计算和比较。后面的部分是对该车膜片弹簧的设计及校核。 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（N·m） L= 式中，：发动机最大转矩时转速，取1400； ：汽车总质量换算后得到的相对转动惯量，= =3.687kg·； ：发动机旋转部件及离合器主动部分的转动惯量，取2.983kg·； ：汽车阻力矩，=·,N·m ； :发动机最大转矩，取1400N·m； ：离合器最大静摩擦力矩，取2100N·m； ：离合器后备系数，=； ：汽车总质量，取65t； ：传动系效率，取0.8； :车轮滚动半径，取0.536m； :主传动比，取5.73； ：变速器一档速比，取12.42； g：重力加速度，取9.8； f：滚动阻力系数，取0.01； ：汽车行驶阻力系数，取=·f+； 得：L= 1.2压盘温升T及矿用自卸车最大起步坡度 T= 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=N·m； m：单盘离合器压盘质量，取30kg； c：压盘的比热容，铸铁取481.4； 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=。 1.3矿用自卸车最大爬坡度 = 式中，：汽车的驱动力，N； ：作用于驱动轮上的转矩，==79.707N·m； ：车轮半径，0.536m； ：发动机最大转矩，取1400N·m； ：变速器一档速比，取12.42； :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： = 式中，：矿用自卸车的行驶阻力N； ：汽车总质量，取65t； g：重力加速度，取9.8； f：滚动阻力系数，取0.01； 令与相等，可以计算出矿用自卸车的最大爬坡度=。 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一般为1.5～2.0，板厚h为2～4mm。 故初选h=4mm，=2.0，则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，一般的取值为1.2～1.3。 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=1.3，则r=160mm。 2.3锥角的选择 ==≈，满足膜片弹簧处于自由状态时的圆锥底角一般在左右的要求。 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及分离轴承作用半径的确定 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。分离轴承作用半径大于。 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 1.20≤R／r1.35 70≤2R／h100 3.5≤≤5.O 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 =k·=4×mm=44.75mm，则取=50mm 根据弹簧结构布置的要求，与R、与r、与之差应在一定范围内，即 1≤R-≤7，0≤－r≤6，0≤－≤4 取分离轴承=54mm。 2.6切槽宽度δ1、δ2及