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。
1、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=。
2、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／r≤1.35
70≤2R／h≤100
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及半径
切槽宽＝4mm（取值约为4mm），≈(2.5～
4.5)=3×4=12mm，满足r－≥，则≤r－
=160－12=148mm，
故取＝148mm。
2.7压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定图2
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）知，和需满足下列条件：1≤R－≤7，0≤－r≤6
故选择=195mm，=165mm。
2.8膜片弹簧工作点位置的选择
自由状态压紧状态分离状态
图3 膜片弹簧不同工作状态下的变形
图4
B点：通常为=（0.8～1.0），即处在工作位置时，其大端变形量为：=（0.7～0.85）H
A点：主要确保摩擦片磨损后达到极限位置时，仍然能提供足够的压紧力，可按下式估算：=Z×
式中：Z为摩擦面数，单片离合器Z=2，双片离合器Z=4；
为摩擦片允许的极限磨损量，一般取0.65～1.1mm。
为彻底分离时摩擦副间的间隙，一般取0.75～1.0mm。
3、膜片弹簧的弹性特性
工作压力和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形关系式
=·｛(H－)[H－()]+｝
式中，E：弹性模数，钢材取E=2.1×M；
：泊松比，钢材取=0.3；
：弹簧片厚，=4mm；
H：碟簧部分内截锥高，H=8mm；
：大端变形，=0.8×8mm=6.4mm；
R：碟簧部分外半径（大端半径），R=200mm；
r：碟簧部分内半径，r=160mm；
L：膜片弹簧与压盘接触半径，L=195mm；
l：支承环平均半径，l=165mm。
=10227.100N
4、强度校核
离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为=0.8H=0.8×8.0mm=6.4mm
离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为=+（即为）压盘行程
为=2×0.8mm=1.6mm，故=6.4mm+1.6mm=8.0mm。
4.1计算
=1－=0.777
4.2求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷
={(H－)[H－]+}=2116.068N
4.3强度校核
=··+[(－1)×(－·)×
+·]=1310.059M﹤1700～1900 M，符合要求。
5、膜片弹簧的制造工艺及热处理
本次设计中膜片弹簧采用60Si2MnA高精度钢板材料。
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。
另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理以起到冷作硬化的作用，同样也可以提高承载能力的疲劳强度。
为了提高分离指的耐磨性，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，以消除应力源。
膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。
碟簧部分的硬度一般为45～50HRC，分离指端硬度为55～62HRC，在同一片分离指上同一范围内的硬度差不大于3个单位。
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分。
膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6μm，底面的平面一般要求小于0.1mm。
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0.8～1.0mm。
6、课程设计心得
（1）在做任何事情时，都应该有个认真的态度；
（2）做设计时要多查资料，再小的地方也要有事实依据；
（3）画图时仔细查阅相关资料，尽量将部件清楚的表达出来；
（4）了解了膜片弹簧设计的基本步骤和计算方法。
参考资料
（1）计算机绘图实验指导书
（2）程军李虹.画法几何级机械制图.北京：国防工业出版社，2005.8 （3）徐石安江发潮.汽车离合器.北京：清华大学出版社，2005.8 （4）王宵峰.汽车底盘设计.北京：清华大学出版社，2010.4
（5）王予望.汽车设计.吉林：吉林工业大学出版社。