拉式膜片弹簧离合器设计说明书解读.docx
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拉式膜片弹簧离合器设计说明书解读
拉式膜片弹簧离合器设计
1-轴承2-飞轮3-从动盘4-压盘5-离合器盖螺栓
6-离合器盖7-膜片弹簧8-分离轴承9-轴
图1.1 离合器总成
一,拉式膜片弹簧离合器的优点
与推式相比,拉式膜片弹簧离合器具有许多优点:
取消了中间支承各零件,并不用支承环或只用一个支承环,使其结构更简单、紧凑,零件数目更少,质量更少;拉式膜片弹簧是中部与压盘相压在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧,提高了压紧力与传递转矩的能力,且并不增大踏板力,在传递相同的转矩时,可采用尺寸较小的结构;在接合或分离状态下,离合器盖的变形量小,刚度大,分离效率更高;拉式的杠杆比大于推式的杠杆比,且中间支承减少了摩擦损失,传动效率较高,踏板操纵更轻便,拉式的踏板力比推式的一般可减少约
;无论在接合状态或分离状态,拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触,在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程,不会产生冲击和哭声;使用寿命更长。
二,设计的预期成果
本次设计,我将取得如下成果:
1、设计说明书:
(1)离合器各零件的结构;
(2)离合器主要参数的选择与优化;(3)膜片弹簧的计算与优化;(4)扭转减振器的设计;(5)离合器操纵机构的设计计算。
2、图纸有:
扭转减振器、摩擦片、膜片弹簧、从动盘、轴、压盘、离合器总成。
三,离合器的结构设计
为了达到计划书所给的数据要求,设计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,合理选择离合器结构。
3.1离合器结构选择与论证
3.1.1 摩擦片的选择
单片离合器因为结构简单,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接合平顺,所以被广泛使用于轿车和中、小型货车,因此该设计选择单片离合器。
摩擦片数为2。
3.1.2 压紧弹簧布置形式的选择
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。
其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。
膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点:
(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。
但膜片弹簧的制造工艺较复杂,对材料质量和尺寸精度要求高,其非线性特性在生产中不易控制,开口处容易产生裂纹,端部容易磨损。
近年来,由于材料性能的提高,制造工艺和设计方法的逐步完善,膜片弹簧的制造已日趋成熟。
因此,我选用膜片弹簧式离合器。
3.1.3 压盘的驱动方式
在膜片弹簧离合器中,扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种:
(1)凸台—窗孔式:
它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内,通过二者的配合,将扭矩从离合器盖传到压盘上,此方式结构简单,应用较多;缺点:
压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦,因而接触部分容易产生分离不彻底。
(2)径向传动驱动式:
这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起,此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些,但它没有相对滑动部分,因而不存在磨损,同时踏板力也需要的小一些,操纵方便;另外,工作时压盘和离合器盖径向相对位置不发生变化,因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动和噪声。
(3)径向传动片驱动方式:
它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起,除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外,其他的结构特征都与径向传动驱动方式相同。
经比较,我选择径向传动驱动方式。
3.1.4分离杠杆、分离轴承
分离杠杆的作用由膜片弹簧承担,其作用是通过分离轴承克服离合器弹簧的推力并推动压盘移动,从而使压盘与从动盘和从动盘与飞轮相互分离,截断动力的传递,分离杠杆要具有足够的强度和刚度,以承受反复作用在其上面的弯曲应力,分离轴承的作用是通过分离叉的作用使分离轴承沿变速器前端盖导向套作轴向移动,推动旋转中的膜片弹簧中部分离前端,使离合器起到分离作用。
分离本次设计选用的是油封轴承,它可以将润滑脂密封在轴承壳内,使用中不需要增加润滑,相比供油式轴承则需增加。
3.1.5离合器的散热通风
试验表明,摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的,当压盘工作表面超过
°C时摩擦片磨损剧烈增加,正常使用条件的离合器盘,工作表面的瞬时温度一般在
°C以下。
在特别频繁的使用下,压盘表面的瞬时温度有可能达到
。
过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。
为使摩擦表面温度不致过高,除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外,还要求散热通风好。
改善离合器散热通风结构的措施有:
在压盘上设散热筋,或鼓风筋;在离合器中间压盘内铸通风槽;将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状,用以鼓风;在离合器外壳内装导流罩。
膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果,故不需作另外设置。
3.1.6从动盘总成
从动盘总成由摩擦片,从动片,减震器和从动盘穀等组成。
它虽然对离合器工作性能影响很大的构件,但是其工作寿命薄弱,因此在结构和材料上的选择是设计的重点。
从动盘总成应满足如下设计要求:
(1)转动惯量要小,以减小变速器换档时轮齿简单冲击;
(2)应具有轴向弹性,使离合器接合平顺,便于起步,而且使摩擦面压力均匀,减小磨损。
(3)应装扭转减振器,以避免传动系共振,并缓和冲击。
1、摩擦片要求
摩擦系数稳定、工作温度、单位压力的变化对其影响要小,有足够的机械强度和耐磨性;热稳定性好,磨合性好,密度小;有利于结合平顺,长期停放离合器摩擦片不会粘着现象的。
综上所述,选择石棉基材料。
石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物、粘结剂(树脂或硅胶)和特种添加剂热压制成,其摩擦系数为0.25~0.3,密度小,价格便宜,多年来在汽车离合器上使用效果良好。
同时,摩擦片从动钢片用铆钉连接,连接可靠,更换摩擦片方便,而且适宜在从动钢片上装波形弹簧片以获得轴向弹性。
2、从动盘的轴向弹性
从动盘的轴向弹性可改善离合器性能,使离合器接合柔和,摩擦面接触均匀,磨损较小。
为使从动盘有轴向弹性,单独制造扇形波状弹簧与从动钢片铆接。
波状弹簧可用比钢片轻薄的材料制造,轴向弹性较好,转动惯量小,适宜高速旋转,且弹簧对置分布,弹性好。
因此设计中选用此类弹簧。
3、扭转减震器
扭转减震器几乎是现代汽车离合器从动盘上必备的部件,主要由弹性元件和阻尼元件组成。
弹性元件可降低传动系的首端扭转刚度,从而降低传动系扭转系统的某阶固有频率,改变系统的固有振型,使之尽可能避免由发动机转矩主谐量激励引起的共振。
但是,这种共振往往难以避免。
汽车行驶在不平的道路上行驶阻力也会时刻变化。
当由于路面不平引起的激力频率与传动系的某阶自振频率重合时,也会发生共振现象。
阻尼元件则可有效的耗散此时的振动能量,因而扭转减震器可有效地降低传动系共振载荷与噪声。
扭转减震器的弹性特性,又线性和非线性两种。
弹性元件采用圆柱螺旋弹簧的减震器,其弹性特点为线性。
阻尼元件采用摩擦片通过碟形弹簧建立阻尼默片的正应力,其阻尼力矩比较稳定。
因此发动机的扭矩实际上是通过一些弹性元件传递到传动系的。
摩擦式扭转减震器工作原理:
离合器工作时,扭矩从摩擦片传给从动钢片再传给从动盘毂,此时弹簧被压缩,从动钢片相对从动盘毂前移(从动毂边缘上的缺口控制着钢片与毂的最大位移)。
二,离合器结构设计的要点
在进行离合器的具体设计时,首先应保证传递发动机最大扭矩为前提,然后满足下列条件:
(1)如前所述,扇形波状弹簧对置分布铆接在从动钢片上,并在从动盘上设置扭转减震器保证离合器接合柔和,摩擦片制成一定锥度(从动盘锥形量约为0.5mm)使其大端面向飞轮,这样从动盘毂在从动轴(即变速器第一轴)花键上易于滑动,有利于离合器彻底分离。
(2)离合器主动部分与从动部分的连接和支撑形式,离合器的主动部分包括飞轮,离合器盖与他们一起转动并能轴向移动的压盘,压盘通过钢片与离合器盖相连,离合器从动部分有从动盘,从动轴,从动轴装在飞轮与压盘之间,可在从动轴花键上滑动,设计时把离合器从动轴的前轴承安装在发动机曲轴的中心孔内。
(3)离合器从动轴的轴向定位及轴承润滑,离合器从动轴在安装后应保持轴向定位,在拆卸时便于离合器中抽出来。
因此,设计时使从动轴前轴承外圆与飞轮为过渡配合,而前轴承内圈与从动轴为间隙配合,离合器的从动轴轴向定位是靠从动轴后轴承来保证的。
离合器分离轴承靠注入黄油润滑的,而从动轴前轴承靠油杯定期注入润滑。
为防止润滑油流到摩擦衬面,造成离合器打滑,除在轴承处安有自紧油封外,还在飞轮上开泄油孔。
(4)离合器运动零件的限位,离合器处于接合时为使压盘与摩擦片很好接合,应使分离弹簧与分离轴承之间保持一定间隙,这是分离轴承回位弹簧加以保证。
分离时,应对踏板的最大行程加以限制。
三, 离合器主要零件的设计
3.1从动盘
扇形波状弹簧两两对置铆接与从动钢片上,两侧在铆接摩擦片,铆钉都采用铝制埋头铆钉,摩擦衬面在铆接后腰磨削加工,使其工作表面的不平度误差小于0.2mm,从动盘本体采用45号钢冲压加工得到,为防止其弯曲变形而引起分离不彻底,一般在从动盘本体上设径向切口。
3.2摩擦片
摩擦片在性能上要满足如下要求:
(1)摩擦系数稳定,工作温度,滑磨速度,单位压力的变化对其影响;
(2)具有足够的机械强度和耐磨性,热稳定性好;
(3)有利于接合平顺;4.长期停放离合器摩擦面会发生粘着现象。
(4)摩擦片选用材料为石棉基摩擦材料,它是由石棉或石棉织物、粘结剂和特种添加剂热压而成,其摩擦系数为
。
石棉基摩擦材料密度小,工作温度小于180℃,价格便宜,使用效果良好,在汽车离合器中广泛使用。
3.3 膜片弹簧
膜片弹簧使用优质高精质钢。
其碟簧部分的尺寸精度要求高,碟簧材料为60SiMnA。
为了提高膜片弹簧的承载能力,要对膜片弹簧进行调质处理,得具有高抗疲劳能力的回火索氏体。
要防止膜片内缘离开,同时对膜片弹簧进行强压处理(将弹簧压平并保持
小时),使其高压力区产生塑性变形以产生残余反向应力,对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理,喷丸是φ0.8的白口铁小丸,可提高弹簧的疲劳寿命。
同时,为提高分离指的耐磨性,对其进行局部高频淬火式镀铬。
采用乳白镀铬,若膜片弹簧许用应力可取为1500~1700N/mm2。
3.4 压盘
压盘的材料选用HT20-40铸造制成。
它要有一定的质量和刚度,以保证足够的热容量和防止温度升高而产生的弯曲变形。
压盘应与飞轮保持良好的对中,并进行静平衡。
压盘的摩擦工作面需平整光滑,其端面粗糙不低于0.8。
压盘壳用M8×12mm螺栓将其一端固定在飞轮端面上,另一端固定在压盘端面上。
3.5 离合器盖
离合器盖的膜片弹簧支撑处须具有较大的刚度和较高的尺寸精度,压盘高度(丛承压点到摩擦面的距离)公差要小,支撑环和支撑铆钉的安装尺寸精度要高,耐磨性好,膜片弹簧的支撑形式采用铆钉作支承时,如果分离轴承与曲轴中心线不同心,可引起铆钉的过度磨损。
提高铆钉硬度的套筒和支承与曲轴中心线不同心,亦可引起铆钉的过度。
提高铆钉硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的结构措施,采用10钢材材料、HRc40-50。
四, 摩擦片主要参数的选择:
4.1:
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:
●
(3.1)
后备系数β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β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β=1.2~1.75。
结合设计实际情况,表3.2 离合器后备系数的取值范围
车型
后备系数β
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的商用车
1.50~2.25
挂车
1.80~4.00
取B=1.3,Temax=169N.M ,Nemax=4300rpm,则Tc=219.7N.M
摩擦片的外径可有式:
(3.3)求得
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1.8~14.0t的商用车
16.0~18.5(单片离合器)
13.5~15.0(双片离合器)
最大总质量大于14.0t的商用车
22.5~24.0
为直径系数,取值见表3.3 取KD=14.6 得D=189.8mm.
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Δt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Δt一般为3~4mm。
取Δt=4mm。
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
0.20~0.25
编织
0.25~0.35
粉末冶金材料
铜基
0.25~0.35
铁基
0.30~0.50
金属陶瓷材料
0.4
离合器的静摩擦力矩为:
(3.4)
与式(3.1)联立得:
Tc=ZT=2fPoZ((R.R.R-r.r.r)/3) 代入数据得:
单位压力
MPa。
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
0.15~0.25
编织
0.25~0.35
粉末冶金材料
模压
0.35~0.50
编织
金属陶瓷材料
0.70~1.50
4.2:
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65~70m/s,即
Vd=(3.14/60).Nemax.D.0.001=42.73m/s<=65-70m/s,符合要求。
式中,Vd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0.53~0.70范围内,即
0.53<=C<=0.70,故取C=0.68,则d=CD=129.06mm.
(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β值应在一定范围内,最大范围为1.2~4.0。
(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
(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0.11~1.50MPa,即
MPa<=Po
M
Pa,故取Po=0.35MPa,综上所述,经计算可得摩擦片的相关參数为:
Tc=219.7N.M,B=1.3,D=189.8mm,d=129.06mm,b=3.5mm,f=0.256,Z=2,t=4mm,C=0.68,Po=0.35MPa,Ro<39.53mm,材料为铜基。
五,膜片弹簧主要参数的选择
5.1:
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-
膜片弹簧的弹性特性曲线
5.2:
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1.5~2范围内选取。
常用的膜片弹簧板厚为2~4mm,本设计
,h=3mm,则H=4.8mm。
5.3:
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1.2~1.3的范围内取值。
本设计中取R/r=1.30,摩擦片的平均半径Rc=(2/3).(R.R.R-r.r.r)/(R.R-r.r)=80.68mm,
取r=81mm,则R=105.3mm取整R=106mm则R/r=1.31。
5.4:
.圆锥底角
汽车膜片弹簧在自由状态时,圆锥底角α一般在
°范围内,本设计中
得a=11.2°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。
5.5:
.切槽宽度
mm,
mm,取b1=3.3mm,b2=9.5mm,
应满足
的要求。
5.6:
.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R1=103.3mm,r1=85mm。
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1600~1700N/mm2。
5.7:
.公差与精度
离合器盖的膜片弹簧支承处,要具有大的刚度和高的尺寸精度,压力盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小,支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高,耐磨性要好。
5.8:
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
1.6<=(H/h=1.6)<=2.2
9<=(a=H/(R-r))<=15
(2)弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围,即
1.20<=(R/r=1.3)<=1.35
70<=(2R/h=70.2)<=100
(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:
((D+d)/4=79.72mm)<=(r1=85mm)<=(D/2=94.9mm)
(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
1<=(R-R1=2)<=7
0<=(r1-r=4)<=6
(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:
(R1-rf)/(R1-r1)=3.94,符合要求。
5.9:
膜片弹簧的载荷与变形关系
(1)碟形弹簧的形状如以锥型垫片,见图3.2,它具有独特的弹性特征,广泛应用于机械制造业中。
膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧,在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分——分离指。
膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同(当加载点相同时)。
因此,碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。
通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷,假象集中在支承点处,用F1表示,加载点间的相对变形(轴向)为λ1,则压紧力F1与变形λ1之间的关系式为:
(3.10)
式中:
E——弹性模量,对于钢,
μ——泊松比,对于钢,μ=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
膜片弹簧的尺寸简图
(2)当离合器分离时,膜片弹簧加载点发生变化。
设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为F2,对应此载荷作用点的变形为λ2。
则:
λ2=(r1-rf)/(R1-r1),
F2=(R1-r1)/(r1-rf)F1
膜片弹簧工作点位置的选择。
从膜片弹簧的弹性特性曲线图分析出,该曲线的拐点H对应着膜片弹簧压平位置,而
。
新离合器在接合状态时,膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间,且靠近或在H点处,一般
以保证摩擦片在最大磨损限度Δλ范围内压紧力从F1B到F1A变化不大。
当分离时,膜片弹簧工作点从B变到C,为最大限度地减小踏板力,C点应尽量靠近N点。
为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩,并考虑摩擦因数的下降,摩擦片磨损后弹簧工作压紧力
应大于或等于新摩擦片时的压紧力
。
膜片弹簧工作点位置
式中 φ——碟簧部分子午断面的转角(从自由状态算起)
α——碟簧部分子有状态时的圆锥底角
e——碟簧部分子午断面内中性点的半径
e=(R-r)/In(R/r)
故该膜片弹簧的基本参数为:
H=4.8mm,h=3mm,R=105.3mm,r=81mm,a=11.2,n=18,ro=29.25mm,rf=31.25mm,b1=3.3mm
b2=9.5mm,re=71mm,R1=103.3mm,r1=85mm。
六,扭转减振器设计:
6.1:
减震器极转矩:
Tj=2.0Temax=338N·m
摩擦转矩 :
Tv=0.15Temax=25.35N.m
预紧转矩:
Tn=0.13Temax=21.97N.m
极限转角:
£j=3.18°
扭转角刚度:
K£=12Tj=4056N.m/rad
6.2:
减振弹簧的设计:
(1),减振弹簧的安装位置:
,
结合
mm,得
取40mm,则Ro=0.62.d/2。
(2),全部减振弹簧总的工作负荷
Pz=Tj/Ro=8450N
(3).单个减振弹簧的工作负荷
P=Pz/Z=1408.3N
式中Z为减振弹簧的个数,按下表选择:
取Z=4
减振弹簧个数的选取
摩擦片的外径D/mm
225~250
250~325
325~350
〉350
Z
4~6
6~8
8~10
〉10
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;
(2)选择旋绕比,计算曲度系数
根据下表选择旋绕比
旋绕比的荐用范围
d/mm
C
确定旋绕比
,曲度系数
(3)强度计算:
d>=1.6.(P.K.C)0.5/¢=5.0mm,故需重新选择d。
重新取d=5.0mm,C与K不变,代入上式计算得:
d>=5.07mm,故该选择基本符合要求。
中径 D2=Cd=20mm;外径 D=D2+d=25mm
(4)极限转角
其中,△l=P/K=1408.3/422.5=3.33mm,故=4.8
(8)减振弹簧的自由高度
lo=22mm
(9)减振弹
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