【正文】 用應力 ??? =14000 公斤 /厘米2。 鉚釘的強度校核 鉚釘的剪切力為： /Q P T R?? 則 24PTA R d n? ??? 式中 R －鉚釘所在位置的內半徑 A－有效擠壓面積； 30 T－發(fā)動機的最大轉矩； d－鉚釘直徑； n－同一直徑鉚釘的個數。 從動盤本體鉚釘的強度校核 R =63， d =6， n =16 則 21 6 8 4 486 3 3 . 1 4 6 1 6 M P a? ???? ? ? 查資料得 2A 的疲勞強度 ? ? 50? ? ~80MPa ? ???? 所以從動盤本體鉚釘的強度也滿足要求。 膜片式離合器使用維護有別于傳統(tǒng)離合器： 傳統(tǒng)的離合器有三個分 離杠桿，工作一段時間后，三個杠桿的分離間隙常發(fā)生差異變化，造成離合器接合不好而損壞離合器。從外部就可調整離合器間隙，調整非常方便容易?！? 當時我對這句話并不是很明白，老師說以后你就明白了。 11 [5] 濮良貴 ,紀名剛主編 機械設計 北京 高等教育出版社 20xx [6] 吳宗澤 ,羅圣國主編 機械設計課程設計手冊 北京 高等教育出版社 1999 [7] 翁其金主編 沖壓工藝與沖模設計 北京 機械工業(yè)出版社 [8] 吉林工業(yè)大學汽車教研室編 汽車設計 北京 機械工業(yè)出版社 1989 [9] 張洪欣主編 汽車設計 北京 機械工業(yè)出版社 1989 [10] 徐石安等編 離合器 北京 人民交通出版社 1981 [11] 林明芳 關文達主編 汽車構造 北京 機械工業(yè)出版社 20xx [12] 葛安林主編 汽車離合器膜片彈簧的設計 [J] 汽車工程 1988 [13] 劉惟信主編 汽車設計 [M] 北京 清華大學出版社 20xx [14] 林明芳、葛安林 汽車離合器膜片彈簧的設計 [J] 汽車工程 19848 [15] 中國熱處理工程學會熱處理學會編 熱處理 手冊第二卷 北京 機械工業(yè)出版社 20xx． 5 [16]機械工程設計手冊 北京 機械工業(yè)出版社 。 感謝劉老師對我的指導，由于水平有限，設計中難免有不足之處，懇請老師指出批評。在計算出各種零件的尺寸后，因為這些尺寸是根據 經驗公式得到的，所以進行了嚴格的驗證和校核，通過多次的設計和校核從而得到了比較滿意的各種零件的尺寸。對操作者技術要求高、工作強度大。 本文先簡單的介紹了離合器的功用、設計要求和分類。 離合器蓋鉚釘的強度校核 R =80， d =8， n =9 則 21 6 8 4 4 6 . 48 0 3 . 1 4 8 9 M P a? ???? ? ? 查資料得 2A 的疲勞強度 ? ? 50? ? ~80MPa ????? 所以離合器蓋鉚釘的強度也滿足要求。 選擇花鍵規(guī)格： 6 23 28 6? ? ? 其中 6N? 23d mm? 28D mm? 6B mm? ? 。因為 max? ? ，所以取 ?? = max ? ? 毫米，代入上式得 6m a x 224 2 . 1 1 0 0 . 4 4 4 0 . 4 4 41 . 0 2 3 3 . 4 1 . 0 5 9 2 . 2( 1 0 . 3 ) 2 2 0 . 3 6 2t? ? ? ? ? ? ???? ? ? ?????? ? ? ???? =13455 公斤 /厘米 2。 ５ .３碟形彈簧的計算 離合器中的碟形彈簧的設計計算 ,主要根據其剛度條件―載荷－變形公式10，強度條件－應力－變形公式 33 ? ? 2224(1 ) 2EhP H H hDA???? ????? ? ? ?????? ???? 10 ? ?m a x 1 1224( 1 ) 2t E C H C hDA????? ????? ? ? ?????? ???? 33 １已知：通常為下列參數： （１） 載荷 p ； （２） 碟形彈簧的外徑Ｄ和內徑 d； 26 （３） 所需要的載荷－變形特性曲線型式（即表示 Hh比值的范圍）． ２求： （１） 內截錐高度Ｈ； （２） 彈簧板厚度 h； （３） 載荷－變形特性（載荷 P 與變形量 ? 的關系）和各特性點的位置． ３設計應滿足的要求： （１） 所設計碟形彈簧的載荷－變形特性要符合使用的需要（剛度條件）； （２） 所設計碟形彈簧的最大工作應力 maxt? 仍不超過許用應力 ??? （強度條件）． ４設計計算步驟： 先選擇碟形彈簧的材料，并確定其許用應力 ??? ． 由于在式 10 和式 33 的兩個公式中，尚有三項未知數 ,Hh? ，不能聯立求 解，而且即使已知一項 H ，兩式仍不便聯立求解，因在式 10 中 ? 項為三次方．因此只有通過先假設兩項參數的試算方法． （１） 可先假設 H(根據錐角 ? 或地位的限制等等 )，再假設 h(根據 Hh 比值 )或 ? (根據地位等 ),然后由式 10 用試算法求得 ? 或 h ． （２） 根據已得的 ,Hh? 代入式 33，試算是否滿足強度條件（但應注意，有時計算 maxt? 所用的 ? 并不等于計算 P 所用的 ? ）．如不能滿足式 33 的要求，就要另行假設 ,Hh? ，再進行計算，如此反復多次，直到 所假設 ,Hh? 同時滿足式 10 和式 33 兩個條件． （３） 繪出所計算碟形彈簧的載荷－變形特性曲線，必要時繪出應力－變形曲線． 膜片彈簧的具體計算 1 已知 : 膜片彈簧的主要尺寸為： 27 110R mm? ， 85r mm? ， 87e mm? ， 1 4mm? ? ， 2 10mm? ? ， mm? ， mm? ， 27nH mm? ， 27f mm? ， 1 75f mm? ，槽數 18n? , 膜片彈簧的材料： 260C 號硅鋼， 10E?? /公 斤 毫 米 ， ?? 。 主要參數的選取 （ 1）比值 H/h 的選取 此值對膜片彈簧的彈性影響極大。由此表明， B 點壓應力的極大值發(fā)生在這樣的轉角位置上；比碟形彈簧壓平位置（轉角等于 ? ）再多轉角度 ? ?/( 2 2 ) /( 2 2 )ar c tg h e r h e r? ? ?。由此可知，斷面在 o 點處沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，因?o點的切向應力為零； o點以外的斷面上的點一般均發(fā)生切向應變，故產生切向應力。應當指明，在分離與壓緊兩種加載情況下，只要膜片彈簧變形到相同的位置，及其碟 形彈 簧部分的子午斷面從自由狀態(tài)的初始位置轉過相同的轉角 ? ，便有如下的對于關系： 12111frrRr???? ? 57 11211 fRrFFrr?? ? 58 式中 fr 膜片彈簧分離指與分離軸承接觸點的半徑 . 當 1F 1? 曲線已知 ,利用式 57 和 58 很容易求出 2F 2? 曲線 .如果想知道分離指對膜片彈簧的推力 2F 與該彈簧在同壓盤接觸點的變形 2? (如圖 53c)之間的關系 ,只要將式 56即可求出 . 必須指出， 2? 為自然狀態(tài)算起的膜片彈簧分離指加載點的變形位置，與分離軸承推分離指的移動行程 2f? 不同（如圖 53c），而 2f? 是與壓 盤分離行程 1f? 相對應的，有 2f? = 1f? 11( ) /( )frr r R r??。 R、 r膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟 形彈 簧部分大端和小端半徑，如圖 52。通過支撐環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓 周分布的載荷，假想的集中在支撐點，用 1F 表示。因此，碟形彈簧的有關設計計算公式，對膜片 彈簧 同樣適用。 查資料選取 f =， Z=2， 0P = M ap ， C=， ? = 由公式 55 m ax3 3012 (1 )eTD fZ P C? ?? ? = 33 31 2 1 .7 5 1 6 8 1 03 .1 4 0 .3 2 0 .3 (1 0 .7 )? ? ?? ? ? ? ? = ㎜ 取 D= 220 ㎜ 則 d=150 ㎜ 從動盤的其它尺寸見圖紙。 Z 摩擦面數目 。 3)與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平穩(wěn)。 波形片一般采用 65Mn,厚度小于 1mm，硬度為 4046HRC，并經過表面發(fā)藍處理。 花鍵轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取 倍的花鍵軸直徑。粉末冶金和屬陶瓷摩擦材料具有傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數較高且穩(wěn)定、能承受的壓力較高以及壽命較長等優(yōu) 點，但價格較貴，密度較大，接合平順性較差，主要用于重型汽車上。 離合器摩擦片所用的材料有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。 4)定性好，在高溫下分離出的粘合劑少，無味，不易燒焦。這種結構轉動慣量大，但強度較高，傳遞轉矩能力大。由于波形片比從動片薄，故這種結構軸向彈性較好，轉動慣量較小，適宜高速旋轉。 為了使從動盤具有軸向彈性 ,常用的方法有 : 1)動盤上開“ T”形槽，外緣形成許多扇形，并將扇形部分壓成依次向不同方向彎曲的波浪形。再將分割形成的扇形部分沿周向翹曲成波浪形，兩側的兩片摩擦片分別與其對應的凸起部分相鉚接，這樣從動盤被壓縮時，壓緊力隨翹曲的扇形部分被壓平而逐漸增大，從而達到接合柔和的效果。從動盤由從動盤本體，摩擦片和從動盤轂三個基本部分組成。 6） 使用壽命 更長。 3） 在接合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，故分離效率更高。在接合時，膜片彈簧的大端支承在離合器蓋上，而以中部壓緊在壓盤上。圖 b，在