2022年北京切诺基越野汽车离合器设计方案.docx

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1、第 1 章 绪 论1.1 离合器的设计要求在任何条件下行驶，既能牢靠的传递的发动机最大转矩，并有适当的转矩储备,有能防止传动系过载，接合时要完全，平顺，柔和，保证汽车起动时没有抖动和冲 击，分别时要快速，完全，从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时的变速器齿轮间的冲击，便于换挡和削减同步器的磨损；应有足够的吸热才能和良好的通风才能，以保证工作时的温度不致过高，延长其使用寿命；应能防止和衰减传动系的扭转与振动， 并且具有吸取振动，缓和冲击和降低噪声的才能；操纵轻巧，精确，以减轻驾驶员的疲惫；作用在从动盘的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以保证有稳固的工作性能；具有足够的强

2、度与动态平稳，以保证其工作牢靠，使用寿命长；结构简洁，紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装，修理，调整便利等；11.2 离合器的工作原理当离合器工作时，发动机飞轮是离合器的主动部件，带有摩擦片的从动盘和从动盘毂借滑动花键与变速器第一轴式中： Tc 离合器静摩擦力矩； 后备系数； f 摩擦因数； Z：摩擦面数； po 单位压力； D 摩擦片外径； c 内外径之比；有了上面的关系式，对于肯定的离合器结构而言，只要合理挑选其中的参数，并能满意上面的关系式，就可估算出所设计的离合器是否合适4；2.2 离合器后备系数的挑选后备系数 是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的牢靠程度；明显，

3、为牢靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨时间过长，不宜选的太小；为是离合器尺寸不致过大，削减传动系过载，保证操纵轻巧，不宜选的太大； 当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选的小一些；当使用条件恶劣、需要拖带挂车时，为提高起步才能，削减离合器滑磨，可选的大一些；汽车总质量大，也应选得越大；在挑选时，应保证离合器应能牢靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载；其数值按表2.1 选取，而设计本车的离合器其要求比较的大，初步挑选为 1.60；表 2.1离合器后备系数 的取值范畴车型后备系数乘用车及最大总质量小于6t 的商用车1.20 1.75最大总质量为 6 14t 的商用

4、车1.50 2.25挂车1.80 4.002.3摩擦材料中单位压力和摩擦因数的挑选石棉基摩擦材料的密度小，制造简洁、价格低廉等优点，但受工作温度、单位压力、滑磨速度影响大，主要用于中、轻载荷的工作条件下，而粉末冶金材料的传热性好、热稳固性与耐磨性好、摩擦因数高，故在挑选摩擦片材料是粉末冶金材料中的铁基 ；初选 po 依据表 2.2 中可得：为 0.5MPa，f 为 0.5；5表 2.2摩擦材料中单位压力和摩擦因数的取值摩擦片材料石棉基材料单位压力 po/MPa 0.15 0.250.25 0.35粉末冶金材料模压编织铜基铁基0.35 0.50金属陶瓷材料0.70 1.50摩擦因数 f0.20

5、0.250.25 0.300.25 0.300.35 0.500.42.4 本章小结在离合器的基本性能关系式中我们得知要用到后备系数；摩擦因数；单位压力等一些参数；通过查阅资料，工具用书，图表等我能、我们可以对一些参数取值；为我们接下来的设计运算供应肯定帮忙；第3章 离合器从动盘总成设计3.1 摩擦片的设计摩擦片设计要求：摩擦因数较高且较稳固，工作温度，单位压力，滑磨速度的变化对其影响要小；具有足够的机械强度与耐磨性；密度要小，以削减从动盘的转动惯量；热稳固性好，在高温下分别出粘合剂力，无味，不易烧焦；磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面；接合时应平顺，而不产生 “咬合”或“抖动 ”现象；长期停

6、放后，摩擦面间不发生“粘着”现象；离合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、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、密度较小、制造简洁、价格低廉等优点；但它性能不够稳固、摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，故目前主要应用于中、轻载荷下工作；由于石棉在生产和使用过程中对环境有影响，对人体有害，故以玻璃纤维、金属纤维来代替石棉纤维；粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳固性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳固、能承担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，主要应用于载荷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

7、两种；铆接方式连接牢靠，更换摩擦片便利，相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才能； 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，牢靠性低；摩擦片材料：粉末冶金材料 其具有传热性好，热稳固性与耐磨性好、摩擦因数较高而且稳固、能承担的单位压力较高及寿命较长等优点）；摩擦片与 从动片的连接方式：铆接 式中： Temax 发动机最大转矩； 后备系数； f 摩擦因数； Z：摩擦面数； po 单位压力； D 摩擦片外径； c 内外径之比得到 D=240mm；运算离合器的外径 D 同时参考体会公式

8、 3.2：3.2式中： A 参考系数； D 摩擦片外径； Temax发动机最大转矩；A 取 47，运算得到 D=234mm；初选 D 以后，仍需依据摩擦片尺寸的系列化和标准化进一步确定查找标准 GB145774的规定：6 ；最终确定：外径D=250mm；内径F=30200mm2 ；对摩擦片的厚度 h，我国以规定了厚度为 3.5 mm；d=155mm，内外径之比c=0.620，单片面积3 种规格： 3.2 mm，3.5 mm，4mm，这里挑选2摩擦片的校核；在初步确定完摩擦片的基本尺寸后，要对摩擦片校核：1摩擦片外 Dmm的挑选应使最大圆周速度 vD 不超过 6570m/s：3.3式中： nem

9、ax 发动机的最高转速 摩擦片的内外径比 c 应在 0.530.70 范畴内： c=0.620 0.530.70；3保证离合器牢靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载， 应在 1.2 1.75之间，代入式 2 1：= Tc/ Temax=1.60 1.201.75；4为了削减汽车起步过程中的离合器的滑磨，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面积滑磨功应小于其许用值，即：3.4式中： 单位摩擦面积滑磨功 J/mm2； 其许用值 0.4 J/mm2；W 汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功 J，可以依据下式运算：3.5式中： ne 发动机转速，取 2000r/min；ma 汽

10、车总质量 kg，取 1200kg；rr 汽车轮胎滚动半径 m；i g 汽车起步时所用变速器档位的传动比 ； 数值取 3.8； i0 主减速器传动比，取 4.2；各个数值代入 3 5 式得到： W=14983J；把 W=14983J和摩擦片的各个数值代入式 3.4，得：=0.338J/mm2= 0.4J/mm2；经过校核可知，摩擦片的设计符合相应的设计要求7；3.2 从动盘毂的设计从动盘数及干、湿式的挑选单片干式摩擦离合器，这是由于结构简洁，调整便利，轴向尺寸紧凑，分别完全，从动件转动惯量小，散热性能好，采纳轴向有弹性的从动盘时也能接顺平和等优点符合离合器的设计要求发动机转矩是经从动盘毂的花键孔

11、输出，花键之间为动协作，在离合器分别和结合的过程中，从动盘毂就能在花键轴上自由滑动；我国生产的离合器，其从动盘毂花键多用 SAE 标准，其有关尺寸见表摩擦片发 动 机表 3.2从动盘毂花键的尺寸花键尺寸挤 压的外径D/mm的 最 大转矩齿数n外径内径齿厚有 效 齿长应力160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.43504711040325501

12、3.0查表 3.2 ，可选花键尺寸如下齿数n=10、外径mm、内径=28mm、齿厚=4mm、有效齿长 l=35mm花键尺寸选定后应进行强度校核；由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力运算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度；花键的挤压应力 j：3.6式中： Temax 发动机最大转矩； D 花键毂的外径； d花键毂的内径； n花键毂的齿数； l 花键毂的有效长度；从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应大于30MPa；从动盘毂采纳锻钢 40Cr），采纳调质处理，表面和心部硬度在2632HRC；提高花键内孔表面硬度和耐磨度，可采纳镀铬工艺

13、；对减振弹簧窗口及从动片协作处，应进行高频处理；3.3 从动片和波形弹簧片的设计设计从动片，要尽量减轻其重量，并使其质量的分布可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量；为了减小转动惯量，从动片做的比较薄，一般在1.3mm2.2mm；依据设计的需要采纳从动片的厚度为2mm，材料为中碳钢板 50 号），表面硬度为 3540HRC，结构采纳分开式弹性从动片结构；波形片材料采纳 65Mn，厚度为 0.7mm，硬度为 4046HRC，并经过表面发蓝处理；3.4 扭转减振器的设计1 ，扭转减震器的组成与功能扭转减震器主要由弹性元件、阻尼元件等组成；弹性元件的作用是降低传动系的手段扭转刚度，从而降低传动系扭

14、转系统的某阶段固有频率，转变系统的故有振型， 使其尽可能躲开由发动机转矩主谐量鼓励引起的共振；阻尼元件的作用是有效地耗散振动能量；因此，扭转减震器具有如下功能；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频率；3）掌握动力传动系统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转及噪声；35010ab图 3.1扭转减振器工作示意图a 静止状态； b 工作状态1、2 减振弹簧； 3 从动盘本体； 4 阻尼片；离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片

15、，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动；动盘本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂；由于有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和；传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来9；扭转减振器的设计运算着重于减振弹簧；1减振弹簧的材料；选用 60Si2MnA 弹簧钢丝；2减振弹簧个数 Zj 的选取；依据表 3.3，由于 D=250mm，所以 Zj 取 6；3减振弹簧的位置半径 R0；减振弹簧的位置半径 R0 一般取 0.600.75d/2,同时为了保证离合器牢靠的传动

16、发动机的转矩，减振弹簧位置直径2R0 约小于摩擦片内径约 50mm，所以取 R0=55mm；4极限转矩 Tj；极限转矩是指减振器在排除了限位销与从动盘毂之间的间隙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：Tj=1.52.0Temax3.7式中： Temax发动机最大转矩； Tj 极限转矩；本车取相应系数为 2.0，所以 Tj =400N m；0(5) 扭转角刚度 k ；为了防止引起传动系统的共振，要合理挑选减振器的扭转角刚度 k ，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范畴内；k 取决于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸：jk

17、 =KZ R21033.8式中： K 每个减振弹簧的线性刚度 N/mm ； Zj 减振弹簧的个数； R0 减振弹簧位置半径 m；减振器的角刚度既要满意传递足够大的转矩的要求，又要满意为了躲开共振而尽量降低其值的要求，这在实际上是做不到的；因此，减振器的角刚度k 的最终确定，常常是结构所答应的设计结果，设计时选k 为： k 1T3j ；由于设计的是越野车的发动机，常工作时的转速是较高的，且保证发动机的工作较稳固，所以挑选 k 较小，取 k =10Tj =4 000N m；0这样每个弹簧的线性刚度为 K= k /KZj R 2=2.1 106 N/mm；6阻尼摩擦转矩 T ；由于减振器扭转刚度 k

18、 受结构及发动机最大转矩的限制， 不愿能够很低，故为了在发动机工作转速范畴内最有效地消振，必需合理挑选减振器 的阻尼摩擦转矩 T ，一般可选：T =0.06 0.17Temax3.9式中： T 阻尼摩擦转矩； Temax 发动机最大转矩；按体会选 T =0.12Temax=24N；7预紧转矩 Tn；减振弹簧在安装时都有肯定的预紧力；讨论说明，Tn 的增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的；但Tn 不应大于 T ，否就在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取：Tn=0.050.17 Temax3.10式中： Tn 预紧转矩； Temax发动机最大转矩；取 Tn=0.10Temax=

19、20N；8极限转角 j；减振器从预紧转矩 Tn 增加到极限转矩 Tj 时，从动片相对从动盘毂的极限转角 j 为3.11式中： j 极限转角； R减振弹簧位置半径；l减振弹簧的工作变量；ooj 通常取 3 12 ，由于设计的乘用车的离合器，所以对发动机的平顺性要求较o高，所以 j 取 9 ；3.5 本章小结从动盘对离合器来说是一个非常重要的部件它由摩擦片；从动盘毂；从动片；波形弹簧片；扭转减震器等部件组成；所以其设计的好坏对离合器的总体性能起着打算性的作用，因此在设计过程中我们要对其各项结论精细的运算和校核，使其达到预期标准；第 4 章 离合器压盘总成设计4.1 压盘的设计压盘是离合器的主动部分

20、，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必需和飞轮有肯定的联系，但这种联系有应答应压盘在离合器分别过程中自由的做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触；压盘和飞轮间常用的连接方式有凸台式、键式和销式；但这些连接方式在离合器分别和结合的过程中，由于传力零件之间有摩擦，将降低离合器操纵部分的传动效率；为了排除上述缺点，在设计中采纳传力片式；在离合器的基本参数选定后，压盘的基本尺寸应和摩擦片的外径和内径相同，确定压盘的厚度应符合下面四点要求；1压盘应具有较大质量，以增大热容量，削减温升；应用下式校核压盘的一次接合的温升：式中： t 压盘温升 oC； c 压盘的比热容，铸铁： c=481.4

21、J/kg4.1oC；m 压盘质量kg，经运算约为 4.2kg；W 汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功J，经上面运算得 W=14983J； 传到压盘的热量所占的比例，对于单片离合器压盘：=0.5；依据式 4 1 得： t=3.7 oC8 oC；2盖的膜片弹簧支撑处应具有高的尺寸精度，否就回造成分别不完全；3压盘应具较大的刚度；能使压紧力在摩擦面上的压力分布匀称并削减受热后翘曲变形，以免影响摩擦片的匀称压紧及与离合器的完全分别8 ；4为了便于通风散热，防止摩擦片表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗口，或在盖上加通风扇片，本设计采纳前者；与飞轮保持良好的对中，并要进行静平稳，压盘单件的平稳

22、精度不低于15 20gcm基于以上四点，选取压盘的厚度为12mm；由于压盘的外形较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，所以采纳灰铸铁，采纳 HT300，硬度为 170 227HBS，另外添加少量的金属元素 离合器盖结构设计要求；应具有足够的刚度，否就将影响离合器的工作特 性，增大操纵时的分别行程，减小压盘升程，严峻时使摩擦面不能完全分别；为此可采纳如下的措施：适当的增大盖的板厚，使钢板厚度达到4mm；在盖内的圆周处翻边；离合器盖应和飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平稳和正常的工作，其膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度；2离合器盖的材料；由于设计的离合器是乘用车用的，所以离合器盖的加工工艺为

23、冲压制造，所以采纳的是 4mm 的 10 号钢板冲压而成 11；4.3 传力片的设计传力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，分别时，又可以利用它的弹性来牵动压盘轴向分别并使操纵力减小；传力片为 3 组，每组 2 片，每片厚度为 0.8mm，由 65Mn 的弹簧钢带制成；在布置传力片时要留意，通常情形下传力片应当受拉力11；传力片的校核：用公式 4.2 运算传力片的有效长度：4 .2式中： l 传力片的有效长度； l 传力片上两孔之间的距离； 孔的直径；用公式 4.3 运算传力片的弯曲总刚度：4 .3式中： E 传力片材料的弹性模量；截面惯性矩； n 为传力片数量； i

24、传力片的组数； l 传力片的有效长度；用公式 4.4 运算压盘和离合器盖组装时的最大应力：4 .4式中： max 最大应力值； W 传力片的截面系数 ； n 传力片数量； i 传力片的组数； l 传力片的有效长度； P 传力片作用力的大小；带入数值运算得到913MPa离合器传扭时分为正向驱动和反向驱动，用公式4.5 运算正向驱动时的最大应力 :=204.5MPa913MPa4 .5式中： max 最大应力值； W 传力片的截面系数 ； n 传力片数量； i 传力片的组数； P 传力片作用力的大小； b 传力片的宽度； l 传力片的有效长度； h 传力片厚度； R 传力片的圆周半径； f max

25、 传力片轴向变形力最大值； Temax 发动机最大转矩；用公式 4.6 运算反向驱动时的最大应力 :=823.5 MPa 913MPa4.6式中： max 最大应力值； W 传力片的截面系数 ； n 传力片数量； i 传力片的组数； P 传力片作用力的大小； b 传力片的宽度； l 传力片的有效长度； h 传力片厚度； R 传力片的圆周半径； f max 传力片轴向变形力最大值； Temax 发动机最大转矩；可见，传力片的设计符合要求；4.4 本章小结通过资料的学习我们可知压盘的驱动方式有很多种如，传力销式；键式等；但是，在离合器分别时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵部分的传动效率；为了排除

26、上述缺点，近年来广泛采纳了弹性传动片的传力方式；所以本设计也采纳此方式作为此压盘的驱动方式；(5) 膜片弹簧设计5.1 膜片弹簧的初选设计膜片弹簧，肯定要初步选定其全部尺寸，然后进行一系列的验算，最终优选出合适的尺寸 12；初始锥底角o半径差值 mm1=R-R12=r1-r 3= rf-r010 132 40.5 30 39 151 70 60 4表 5.1膜片弹簧的主要参数的选用参考值基本参数常用范畴一般范畴外内径比 R/r1.2 1.31.21.35膜片钢板厚度 hmm2 3.42 4高厚比 H/r1.7 2.01.6 2.2外径厚度比 H /h75 9570 100比值 R/r0杠杆比

27、/R1-r 14 52.3 4.53.5 5.0-分别指的数目n18-分别指舌尖切槽宽1mm3.2 3.5-分别指舌根切槽宽2mm9 10-分别指舌部最宽处半径r emmr-2-图 5.1膜片弹簧的基本尺寸膜片的外径 R 的大小约为摩擦片的平均半径，即 D+d/4，所以 R 的初选为106mm，依据表 5 1 和图 5 1 以及 R 的大小，挑选膜片弹簧的以下数值 1315： 大端半径： R=120mm；碟簧部分内径： r=100mm；碟簧在自由状态下的内锥高： H=14mm； 膜片钢板厚度： h=2.45mm；膜簧压盘加载点半径： R1=118mm； 膜簧支承环加载点半径： r 1=99mm

28、； 小端内径 r 0=25mm；分别加载半径： rf =35mm；分别指舌尖切槽宽： 1=3.4mm；分别指舌根切槽宽： 2=10mm；分别指舌部最宽处半径： r e=75mm；5.2 膜片弹簧的分析图 5.2膜片弹簧的特点曲线膜片弹簧由于它的变形和载荷关系并不成线性关系，在压紧状态时，通过支承环和压盘在膜片弹簧上的载荷F1N集中在支承处，加载点相对轴向变形1 mm的弹簧的弹性特点如下式：5.15式中 ： 材料的弹性模量 MPa，对于刚材料： E=2.1 10 MPa； 材料的泊松比，对于钢： =0.3；H、h、R、r、R1、r 1代表均是图 5 1 中的含义 16 18；当离合器分别时，膜片

29、弹簧的加载点将发生变化，从支承环和压盘的加载点转移到支承环和分别轴承的加载点，设分别轴承的加载的力为F2N ，就有如下的关系：5.2把上式代入式 5.1 就F1与膜片弹簧末端变形1 关系为5.3依据图 5.2 中的膜片弹簧的弹性特点曲线， M 和 N 点为曲线的一阶导数点为0点，而中间的 H 点位曲线的拐点，即为曲线的二阶导数点为0 点，所以：5.45.5当=0 时，得：5.6式 5.6 代入 R、r、R1、r1 得 1=2.16mm，即 1H=3.24mm而 B 点为膜片弹簧压紧状态的而1B：0.8 1H 1B 1H 就选 1B=3mm当=0 时，得5.7式 5 7 代入 R、 r 、 R1

30、 、 r1 得 1=2.25mm 和 4.28mm ， 即 1M =2.25mm ，1N=4.28mm；而 A 点为摩擦片在最大磨损的情形下的膜片弹簧的弹性变形，其：= 1B 1A =ZcS0式中： Zc 离合器的摩擦片摩擦片表面数目，单片Zc=2； S0 每个摩擦工作表面的最大答应磨损量，一般为S0=0.51mm；依据摩擦片的特点，=1.6mm，也就是 1A=1.4mm；而 C 点为离合器完全分别的的点，其 1C 略大于 1N，所以 1N=4.4mm；将 1B， 1A， 1C 分别代入：得 F1B=442.5N，F1A=453N，F1B=98.1N，得到压紧时的力为 453N，分别轴承的分别

31、终端时的用力为98.1N；5.3 膜片弹簧的校核在图 5.1 中，在点所受的应力是最大的，应对其进行许用应力的校核：5.85.95.10式中： tI I 点的弯曲应力 MPa； rI I 点的切向压应力 MPa； jI I 点的当量应力MPa；e 中性点的半径 mm，e=Rr/ln R/r； 离合器撤离分别时膜片弹簧相对于自由状态时的转角；F2 分别时的分别轴承的力； jI 材料的当19 ，20量应力的许用值，采纳60Si2MnA 时，jI=15001700MPa；经过运算代入， jI= tI rI =1785MPa352.8MPa=1432.2MPajI 校核得知，膜片弹簧的设计在答应的范畴

32、内，设计是合理的；5.4 膜片弹簧的材料以及制造工艺材料使用优质弹簧钢 60Si2Mn） , 并进行热处理，特殊要留意表面不能有伤痕；为了防止应力集中，在内圆周部位的下面要进行倒角；倒角的半径值为R=1 2mm； 为了削减弹簧的离散性，同时为了掌握支承点处的间隙，要求板厚有较高的精度；为了防止膜片弹簧在循环载荷的作用下，产生弹簧的弹力下降疲惫变形），一般采纳下面的方法处理：强压处理喷丸处理国内膜片弹簧一般采纳60Si2Mn 或 50CrVA 等优质高精度钢板材料；为了保证其硬度、几何外形、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才能，要对膜片弹簧进行强压

33、处理，即沿其分别状态的工作方 向，超过完全分别点后连续施加过量位移，使其超过38 次，以产生肯定的塑性变形，从而使膜片弹簧的表面产生与使用状态的反方向的残余应力而达到强化的目的；一般来说，经强压处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲惫寿命5% 30%；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默片弹簧表面，使表层产生塑性变形，从而形成肯定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高承载才能和疲惫强度；为了提高分别指的耐磨性，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，

34、以排除应力源；膜片弹簧表面不应有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷；碟簧部分硬度一般为4550HRC，分别指端硬度 55 62HRC，在同一片上同一范畴内的硬度差不大与3 个单位；碟簧部分应为匀称的回火屈氏和少量的索氏体；单面脱碳层的深度一般不超过厚度的 3%；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；膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6 m，底面的平面度一般要求小于 0.1mm；膜片弹簧处于接合状态时，其分别指端的相互高度差一般要求小于0.81.0mm；5.5 本章小结通过初选，我们可以初步确定膜片弹簧的各个尺寸，用公式分析运算可得知初选的尺寸是否合理，最终通过校核，我们得到了符合本设计要求的膜片弹簧；