【正文】 －車輪滾動半徑－變速器傳動比，Ⅰ將數(shù)據(jù)代入可得△V′= m/次（2） 統(tǒng)計出各類汽車在每行駛1公里期間起步得次數(shù)，即所謂汽車離合器得起步頻度?！?次/km。（3） 計算平均每公里磨耗得體積△V：△V = △V′=（m/ km）（4）摩擦片容許得總磨損量V： V = A ∑△λ = 145280（m）式中，A為摩擦片面積，m；∑△λ為所有摩擦片總得最大容許磨損厚度， 。（5） 磨損使用壽命里程S： S = V/△V = 322844（km）由于實際使用時各離合器的壽命里程總有差異，規(guī)定只有當90％的離合器能通過這一里程數(shù)時，就定為該離合器的磨損壽命里程。第三章 離合器零件的結(jié)構(gòu)選型及設計計算167。 從動盤總成從動盤有兩種結(jié)構(gòu)形式：帶扭轉(zhuǎn)減振器的和不帶扭轉(zhuǎn)減振器的。不帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤結(jié)構(gòu)簡單，重量較輕?，F(xiàn)今汽車上幾乎無一例外都采用帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤，用以避免汽車傳動系統(tǒng)的共振，緩和沖擊，減少噪聲，提高傳動系零件的壽命，改善汽車行駛的舒適性，并使汽車起步平穩(wěn)。 帶減震的從動盤總成不論從動盤是否帶有減振器，他們都有從動片、摩擦片和從動盤轂等三個基本組成部分。兩者不同之處在于，不帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤中從動片直接鉚在從動盤轂上；而在扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤中，其從動片和從動盤轂之間卻是通過減振彈簧彈性的連接在一起。本次設計注意了以下幾個方面的要求：（1） 為了減少變速器換檔時輪齒間的沖擊，從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應盡可能小。（2） 為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布更均勻等，從動盤應具有軸向彈性。（3） 為了避免傳動系的扭轉(zhuǎn)共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉(zhuǎn)減震器。（4） 要有足夠的抗爆裂強度。167。 從動片設計從動片時，要盡量減輕其重量，并應使其質(zhì)量的分布盡可能靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。本次設計為雙片離合器，雙片離合器的從動片一般都不做成具有軸向彈性的形式。因為，雙片離合器的接合過程本身就比較平順。其次，若雙片離合器從動片都做成彈性的，其結(jié)果是要大大增加踏板的工作行程，才能保證離合器的徹底分離。這樣不利于離合器的操縱。167。 從動盤轂發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器第一軸就插在該花鍵孔內(nèi)。從動盤轂和變速器第一軸的花鍵結(jié)合方式，目前都采用齒側(cè)定心的矩形花鍵。花鍵之間為動配合，這樣，在離合器分離和接合過程中，從動盤轂就能在花鍵軸上自由滑動。從動盤轂的結(jié)構(gòu)由兩部分組成：盤轂和法蘭。過去兩者直接做成一體，現(xiàn)在國外都做成裝配式，以節(jié)約材料。下表是按國際GB11441974選定的花鍵標準，設計時花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸可根據(jù)盤外徑和發(fā)動機轉(zhuǎn)矩選取。從動盤外徑D/mm發(fā)動機轉(zhuǎn)矩/Nm花鍵齒數(shù)n花鍵外徑/mm花鍵內(nèi)徑/mm齒厚b/mm有效齒長l/mm擠壓應力σ/Mpa4051180104536565為了保證從動盤轂在變速器第一軸上滑動時不產(chǎn)生歪斜，影響離合器的徹底分離，從動盤轂的軸向長度不宜過小，一般取尺寸與花鍵外徑大小相同，對在艱難情況下工作的離合器，其盤轂的長度更大?；ㄦI尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算，當應力偏大時可適當增加花鍵轂的軸向長度。擠壓應力及剪切應力的計算公式如下：＝（Mpa）式中，P花鍵的齒側(cè)面壓力，N。由下式確定：P==d,D分別為花鍵的內(nèi)徑；Z－從動盤轂的數(shù)目；－發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；N－花鍵齒數(shù)；h－花鍵齒工作高度；h=(Dd)/2l、b花鍵有效長度及鍵寬。將數(shù)據(jù)代入求得＝可見滿足要求。167。 摩擦片離合器摩擦面片在離合器接合過程中將遭到嚴重的滑磨，在相對很短的時間內(nèi)產(chǎn)生大量的熱，因此，要求摩擦面片應有下列綜合性能：（1） 在工作時有相對較高的摩擦系數(shù)；（2） 在整個工作壽命期內(nèi)應維持其摩擦特性，不希望出現(xiàn)摩擦系數(shù)衰退現(xiàn)象；（3） 在短時間內(nèi)能吸收相對高的能量，具有好的耐磨性能；（4） 能承受較高的壓盤作用載荷，在離合器接合過程中表現(xiàn)出良好的性能；（5） 能抵抗高轉(zhuǎn)速下大的離心力載荷而不破壞；（6） 在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，有足夠的剪切強度；（7） 具有小的轉(zhuǎn)矩慣量，材料加工性能良好；（8） 在整個正常工作溫度范圍內(nèi)，和對偶材料壓盤、飛輪等良好的兼容摩擦性能；（9） 摩擦副對偶面有高度的容污性能，不易影響它們的摩擦作用；（10） 具有優(yōu)良的性能/價格比，不會污染環(huán)境。鑒于以上各點，近年來，摩擦材料的種類的增長極快。挑選摩擦材料的基本原則是：（1）滿足較高性能的標準； （2）成本最??； （3）考慮替代石棉。本次設計的摩擦片采用石棉基材料。這種編織的面片是由石棉維和銅絲或鋅絲的加強，可以說是一種性能比較良好的摩擦材料。167。 壓盤和離合器蓋設計壓盤的設計包括傳力方式的選擇及其幾何尺寸的確定兩個方面。167。在摩擦片的尺寸確定個后與它摩擦相接觸的壓盤內(nèi)、外徑尺寸也就基本定下來了。只確定厚度就可以了。壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點：（1）壓盤具有足夠的質(zhì)量由于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中所產(chǎn)生的熱主要有飛輪和壓盤等零件吸收，為了使每次接合時的溫升不致過高，故要求壓盤具有足夠大的質(zhì)量來吸收熱量。（2）壓盤應具有較大的剛度壓盤應具有足夠大的剛度和合理的結(jié)構(gòu)形狀，以保證在受熱的情況下不致因產(chǎn)生翹曲變形而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。鑒于以上兩個原因，壓盤一般都做得比較厚（一般不小于10mm），而且在內(nèi)緣做成一定錐度以彌補壓盤因受熱變形后內(nèi)緣的凸起。壓盤設計時，在初步確定壓盤厚度以后，應該校核離合器的溫升，它不應超過8～10℃。若溫升過高，可適當增加壓盤的厚度。校核計算的公式如下：τ＝式中，τ－溫升，℃； L－滑磨功，Nm； γ－分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比；單片離合器壓盤，γ＝；雙片離合器壓盤，γ＝；雙片離合器中間壓盤，γ＝；c－壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤，c＝(kgk)；m－壓盤質(zhì)量，m≈12㎏ 。 m－中間壓盤質(zhì)量，m≈16㎏ 。代入數(shù)值得τ＝，τ＝ 由此知均小于8℃，即滿足要求。 壓盤形狀一般都比教復雜，而且好要求耐磨、傳熱性好和具有較理想的摩擦性能，通常由灰鑄鐵鑄成，傳力銷可采用中碳鋼（35號鋼）。中間壓盤可采用18CrMnTi,而為了提高表面耐磨性能，進行了滲碳處理，～㎜，硬度HRC55～62。167。 壓盤傳力銷的強度校核傳力銷同時承受由力Q，Q所引起的彎曲應力和 P（接合時的彈簧壓緊力）引起的拉伸應力。此外，傳力銷表面在寬度s與s的范圍內(nèi)還承受Q與Q的擠壓作用。其強度校核如下：(1) 拉彎復合應力 作用力： Q==Q= =式中，n－傳力銷數(shù)目,一般為取3； R力Q和Q的作用半徑,m 。傳力銷根部的彎曲應力為σ=/W=式中, 彎矩,Ncm, ==d傳力銷根部直徑,cm；W－傳力銷抗彎截面模量，㎝；a,b－力和的作用力臂，㎝。代入求得σ=43 Mpa傳力銷的拉伸應力為σ＝式中 p=P/3=90800/3=9080/3=3026N代入上式得σ＝ Mpa傳力銷得復合應力為σ＝σ＋σ＝ Mpa（2）傳力銷得擠壓應力 σ＝（Mpa） σ＝式中 ，d傳力銷直徑，㎝； S,S作用寬度，S＝㎝ ， S＝1㎝。代入上式得σ＝4 Mpaσ＝ Mpa(3)傳力銷得剪切應力 τ＝＝80 Mpa 45＃式中 d銷直徑；20㎜；Z銷個數(shù),3個；F橫向力,F=1180/3R=1180/3=。代入得τ＝ Mpa80Mpa 故滿足要求。167。離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉(zhuǎn)矩給壓盤。此外，它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支撐殼體。在設計時主要考慮以下幾個問題。1. 剛度問題離合器分離桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，則當離合器分離時，可能會使蓋產(chǎn)生較大變形，這樣就會降低離合器的操縱部分的傳遞效率。為了減輕重量和增加剛度，小轎車和一般載貨車的離合器常用厚度約為3～5㎜的低碳鋼板沖壓成比較復雜的形狀。重型汽車由于批量少，為了降低成本增加剛度則常采用鑄鐵的離合器蓋。2. 為了加強離合器的冷卻，離合器蓋上必須開許多通風窗口。3. 對中問題離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離桿、壓緊彈簧等零件，因此，它相對發(fā)動機飛輪曲軸中心線必須要有良好的定心對中，否則會破壞系統(tǒng)整體的平衡，嚴重影響離合器的正常工作。167。 圓柱螺旋彈簧設計壓緊彈簧沿著離合器壓盤圓周布置時通常都用圓柱螺旋彈簧。螺旋彈簧的兩端拼緊并磨平（如圖），這樣可使彈簧的兩端支撐面較大，各圈受力均勻，且彈簧的垂直度偏差較小。 為了保證離合器摩擦片上有均勻的壓緊力，螺旋數(shù)目一般不得少于6個，而且應該隨摩擦片外徑的增大而增加彈簧的數(shù)目。此外，在布置圓柱螺旋彈簧時，要注意分離桿的數(shù)目，使彈簧均布于分離桿之間。因此，彈簧的數(shù)目Z應該是分離桿數(shù)n的倍數(shù)，即Z＝mn式中 m為任意整數(shù)。在設計圓柱螺旋彈簧時，應根據(jù)摩擦片的外徑D選定彈簧的數(shù)目Z并根據(jù)離合器工作的總壓力P確定每一個彈簧的工作壓力P:P=P/Z式中，P 工作總壓力,9080N； Z 離合器壓簧的數(shù)目，取16。代入得 P=離合器壓簧的數(shù)目參照下表：摩擦片外徑/㎜彈簧數(shù)目〉200200～280280～380380～45069～1212～1818～30實際設計上，每一個周置圓柱螺旋彈簧的工作壓力P應不超過1000N。周置彈簧的外徑通常限制在27～30㎜之間。這樣，便于把同樣的壓簧裝載不同尺寸的離合器上。本次設計周置壓緊彈簧取值如下表：工作壓力P/N彈簧外徑D/㎜鋼絲直徑d/㎜工作高度H/㎜自由高度H/㎜總?cè)?shù)n有效圈數(shù)i彈簧剛度K/(N/㎜)最大應力τ/MPa64030406275825離合器螺旋彈簧的鋼絲直徑一般在4㎜左右，由于其直徑不大，周圍環(huán)境的工作溫度也在正常范圍之內(nèi)，所以彈簧的材料大都選用65Mn鋼或碳素彈簧鋼。167。離合器的分離裝置包括分離桿、分離軸承和分離套筒。167。在離合器分離和接合的過程中，踏板與壓盤之間運動聯(lián)系得最后環(huán)節(jié)為分離桿。周置螺旋彈簧離合器的分離桿數(shù)目一般采用3～6個。分離桿的結(jié)構(gòu)形式與壓盤彈簧的類型有著密切的關系。為滿足設計要求本次設計注意了以下幾個問題：（1） 分離桿要有足夠的剛度在分離離合器時，分離桿要承受很大的力，如果剛度不夠，會引起較大的變形，這不僅要降低離合器操縱機構(gòu)的傳動效率，甚至還可能出現(xiàn)離合器分離不徹底。因此在結(jié)構(gòu)設計時，一定要設法增加分離桿的剛度，提高其抗彎能力。一減少在受力時的變形。分離桿都有加強筋。（2） 分離桿的鉸接處應避免運動上干涉分離離合器時，壓盤沿其軸線做平行移動，分離桿與壓盤的鉸接點也跟著壓盤一起平移。與此同時，這個鉸接點還必須繞分離桿的中間支點作圓弧運動。顯然，同一個點同時要做兩種運動是不可能的，這就是所說的運動干涉現(xiàn)象。為了避免這種干涉，保證離合器能順利地分離，在分離桿交接處的結(jié)構(gòu)上必須采用相應得措施。（3） 分離桿內(nèi)端的高度應可以調(diào)整為了保證離合器分離時分離軸承能同時壓緊所有的分離桿，使每個分離桿的受力均衡，并使壓盤不致產(chǎn)生歪斜，造成離合器分離不徹底和接合過程中離合器的抖動現(xiàn)象，要求各分離桿的內(nèi)端必須位于平行于壓盤的同一平面上（㎜）。為了達到這個要求，分離桿在結(jié)構(gòu)上都有相應得調(diào)整環(huán)節(jié)。（4） 分離桿的鉸接處應采用滾針軸承或刀口支承為了減少磨損和提高效率，分離桿的鉸接處應采用滾針軸承或刀口支承。分離桿一般由低碳鋼板沖壓或由中碳鋼鍛造而成。為了提高耐磨性能，表面進行氰化處理，～㎜，硬度HRC58～63。擺動塊由中碳鋼板沖壓而成，㎜的35號鋼帶制成，表面氰化，～㎜，硬度HRC56～62.167。 分離軸承及分離套筒分離軸承在工作中主要承受軸向力。在分離離合器時，由于分離軸承的旋轉(zhuǎn)，在離心力的作用下，它同時還承受徑向力。所以在離合器中采用的分離軸承主要有兩類：徑向推力軸承和推力軸承。徑向推力類適用于高速、低軸向負荷的情況；推力類則適用低速、高軸向負荷的情況。分離軸承的內(nèi)圈通常壓配在鑄造的分離套筒上，而分離套筒則裝在變速器第一軸軸承蓋套管軸頸上，可以自由移動，分離離合器時軸承內(nèi)座圈不動，外座圈旋轉(zhuǎn)。在離合器處于接合狀態(tài)時，分離軸承的端面與分離桿的桿的內(nèi)端之間應留有間隙δ＝3～4㎜，以備在摩擦片磨損得情況下，分離桿內(nèi)端后退而不致妨礙壓盤繼續(xù)壓緊摩擦片，以保證可靠得傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩。這個間隙反映在踏板上為一段自由行程?，F(xiàn)今離合器操縱中常裝有間隙自動調(diào)整裝置，則δ＝0，踏板自由行程可減小。軸承套筒座是尼龍和玻璃纖維材料模壓成形，為了減輕摩擦磨損，制作時在套筒座中加有1％得二硫化鉬，起著自潤滑得作用。套筒座得內(nèi)孔開有矩形鍵槽，目的是減少滑動阻力，減緩來自變速器軸承蓋套筒管得震動，同時也起到通風散熱和導屑得作用。167。 分離軸承壽命計算對于推力軸承 額定動載荷 C=fZ靜載荷 式中 f－是和軸承尺寸、制造精度、材料有關的系數(shù)； α－為名義接觸角； Z－為滾珠數(shù)； D－