汽車膜片彈簧離合器課程設計主要計算和注意問題-文庫吧資料
2025-06-13 20:21本頁面
【正文】 版社出版）知，和需滿足下列條件： 且 由前面選擇可知，R=100mm，r =80mm代入上式得： 1 100－R17且 0－80 6 故選擇 R1=96mm，=82mm。膜片彈簧應用優(yōu)質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。取軸花鍵半徑，則取=24mm。所以選取δ1=，δ2=9mm，re=68mm。本設計中取分離指數為18。 圖 42 膜片彈簧的彈性特性曲線 分離指數目的選取分離指的數目N、切槽寬以及窗空寬和半徑r的選擇都要符合標準來選取。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般(～)，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內壓緊力從到變化不大。：膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖42所示。在176。 圓錐底角汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角一般在176。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑Rc。減振彈簧在最大工作壓力P時最小長度：= 減振彈簧的總變形量： mm 減振彈簧的自由高度： = 減振彈簧的預變形量： mm 減振彈簧安裝后的工作高度： = 4 膜片彈簧設計 膜片彈簧的概念 膜片彈簧的彈性特性 膜片彈簧主要參數的選擇 H/h選擇比值H/h和h 的選擇：在設計過程中, 比值H/h和h 的選擇要根據膜片彈簧非線形特性的彈性變化規(guī)律來選擇,為了能夠正確選擇其膜片彈簧的特性曲線,來得到最佳的使用性能,一般H/。減振彈簧剛度： k=【2】=380N/mm 減振彈簧的有效圈數： = 【2】 式中：G為材料的扭轉彈性模數，對鋼=83000N/mm2，代入數值，得=。彈簧鋼絲直徑dd=注意有些書該公式有錯！寫成開2次方！【2】式中：扭轉許用應力=550～600MPa，d算出后應該圓整為標準值，一般為3～4mm左右。每個彈簧工作壓力 =8800/6=1466N【2】 在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據布置上的可能來確定和減振彈簧設計的相關尺寸。（5）扭轉減振器彈簧數目可參考表32選取，本設計D=225mm，故選取Z=6。（課程設計可以經驗參考設計，但是要保證結構正確?。?）扭轉減振器的角剛度減振器扭轉角剛度Ka決定于減振彈簧的線剛度及結構布置尺寸，按下列公式初選角剛度 Ka≤13【2】 式中：為極限轉矩，按下式計算 =（～）【2】 式中：，為發(fā)動機最大扭矩（2）扭轉減振器最大摩擦力矩合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩。從動片的材料與其結構型式有關，整體式即不帶波形彈簧片的從動片，一般用高碳鋼(50或85號鋼)或65Mn鋼板，熱處理硬度HRC38～48；采用波形彈簧片的分開式(或組合式)從動片，從動片采用08鋼板，氰化表面硬度HRC45，～；波形彈簧片采用65Mn鋼板，熱處理硬度 HRC43～51?！?。（2）傳力銷的擠壓應力為 式中，S為作用寬度； 為傳力銷的直徑。 （1）拉彎復合應力 【1】式中，為發(fā)動機最大轉矩，； n為傳力銷數目； 為力的作用半徑，m。 傳力銷的強度校核 傳力銷同時受彎曲應力和拉伸應力的影響，此外，傳力銷表面還受擠壓應力的作用。從動盤毅通常由40Cr ， 45號鋼、35號鋼鍛造，并經調質處理，HRC28～32。從動盤毅花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的(～1. 4)倍(上限用于工作條件惡劣的離合器)，以保證從動盤轂沿軸向移動時不產生偏斜。從動盤毅的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側定心矩形花鍵的動配合相聯接，以便從動盤毅能作軸向移動。鉚釘的校核如下：平均每顆鉚釘所受的最大剪切力Fmax：【1】根據鉚釘所受的Fmax ，分別校核鉚釘的抗剪強度和從動片的抗壓強度： 【1】 【1】式中：dO為鉚釘孔直徑，mm； m為每個鉚釘的抗剪面數量； 為被鉚件中較薄板的厚度，mm；根據相關已知參數，可得，=1mm，m=2；選取的鉚釘直徑dO=4mm，=115Mpa，=430Mpa?？傊?，課程設計該部分沒有完全設計！故最容易畫錯！ 摩擦片選材本設計所采用的離合器摩擦片材料為石棉基摩擦材料，摩擦片與從動片的連接方式為鉚接，==85mm，則其鉚接的平均半徑Ra=（R1+R2）/2= 。課程設計該部分要求請參看設計任務書要求。 我們選取摩擦片的材料為石棉基材料，并且選取P0=，符合此約束條件。即： 要求即可。d=150mm，Ro=50mm符合要求。2. ～ c=d/D=150/225=，并防止傳動系過載，≤β≤，在前面參數選取中，我們選取β=，符合此約束條件。 離合器基本參數的約束條件1．摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度VD不超過65～70m/s，即
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