【文章內(nèi)容簡介】 設計中選用徑向槽，目的在于油流通速度快，冷卻效果好。表32 銅基摩擦襯面油槽尺寸油槽尺寸范圍（mm）a槽深~b槽間距~c槽寬~d襯面厚度~依據(jù)表32可以確定摩擦襯面油槽的基本尺寸為：，槽寬為2mm，襯面厚為1mm。 表33 摩擦系數(shù)油槽形式動摩擦系數(shù)靜摩擦系數(shù)無槽方形槽垂直平行槽寬方形槽菱形槽由于選取的摩擦襯面油槽為徑向槽。 （4）轉矩的計算 離合器C1能傳遞的最大轉矩應大于汽車最大轉矩，即，其中為后備系數(shù)，~，取=，則轉矩容量計算公式： （31）式中，——計算轉矩，Nm； ——后備系數(shù)，； ——額定轉矩，Nm； ——摩擦合力的作用半徑，其中 為摩擦片內(nèi)半徑，為摩擦片外半徑； ——摩擦片外徑，根據(jù)離合器徑向尺寸初選=125mm； ——摩擦片內(nèi)徑，初選=110mm； ——摩擦表面對數(shù)，； ——壓力損失系數(shù)，??； ——摩擦襯面動摩擦系數(shù)，??； ——為摩擦襯面所承受的單位面積上的壓力，取MPa； ——摩擦片內(nèi)外徑之比，計算得；經(jīng)計算壓緊力。 （5）回位彈簧的設計計算 回位彈簧的形式采用周布彈簧，參考實驗室變速器的離合器，初定為23個。由GB∕T2089―1994查得：，彈簧中徑為8mm，彈簧有效圈數(shù)為8圈，自由高度為60mm，材料為78MnA。 （6）摩擦片和鋼片尺寸及花鍵設計花鍵選用30176。平齒根漸開線花鍵，依據(jù)變速器徑向尺寸初定摩擦片外徑，內(nèi)徑mm，則內(nèi)花鍵大徑亦為mm。依據(jù)GB∕―1995取模數(shù)，則由，得齒數(shù)，取。分度圓直徑mm，內(nèi)花鍵小徑103mm，齒厚4mm，摩擦片厚mm?；ㄦI連接的強度校核計算：由于是動連接，故用公式（32）進行校核。 （32）式中，傳遞轉矩，Nm； 齒間載荷不均勻系數(shù)，取=； 花鍵齒數(shù)，； 齒的工作長度，取mm； 齒的工作高度，取mm； 平均直徑，取。經(jīng)計算得，依據(jù)表34可知，摩擦片內(nèi)花鍵在使用和制造情況處于良好時可以滿足強度要求。鋼片厚取3..5mm，其內(nèi)徑也為mm，外徑，鋼片外花鍵同樣選30176。平齒根漸開線花鍵。外花鍵小徑mm，依據(jù)GB∕―1995取模數(shù)，由得，分度圓直徑mm，齒厚=?；ㄦI連接的強度校核計算：由于是動連接，故用公式（33）進行校核。 （33）式中，傳遞轉矩，Nm； 齒間載荷不均勻系數(shù)，取=； 花鍵齒數(shù)，； 齒的工作長度，取mm； 齒的工作高度，取mm； 平均直徑，取。經(jīng)計算得MPa，依據(jù)表34可知，摩擦片內(nèi)花鍵在使用和制造情況處于良好時依然能夠滿足強度要求。 表34 花鍵連接的許用擠壓應力，許用壓強 （MPa） 連載工作方式 許用值 使用和制造情況 齒面未經(jīng)熱處理 齒面經(jīng)熱處理 靜連接的狀態(tài) 許用擠壓應力 [] 不良 中等 良好 35~50 60~100 80~120 40~70 100~140 120~200 動 連 接 的 狀 態(tài)無載荷作用下 移動 許用壓強[p] 不良 中等 良好 15~20 20~30 25~40 20~35 30~60 40~70載荷作用下移動 許用壓強[p] 不良 中等 良好 — — — 3~10 5~15 10~20 離合器C2用來連接輸入軸和小太陽輪，C2通過花鍵固定在輸入軸上，用摩擦片的內(nèi)花鍵與聯(lián)接鼓相連，聯(lián)接鼓通過花鍵套與另一端的小太陽輪相連接。C2的主要零部件有離合器鼓、摩擦元件、回位彈簧（膜片彈簧）、活塞等。離合器C2所選用的摩擦元件與離合器C1的基本相同，這里就不對設計部分進行介紹了。以下主要是對回位彈簧（膜片彈簧）的設計過程。 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇： （1）膜片彈簧的線性特性 取，此時可以用其副剛性區(qū)，達到分離離合器時載荷下降，操縱省力的目的；初選彈簧片厚度mm，則mm。 （2）R及的確定~。對于，膜片彈簧大端外徑尺寸應滿足結構上的要求而和摩擦片的外徑尺寸相適應，大于摩擦片內(nèi)徑，近于摩擦片外徑，由C1摩擦片外徑125mm，故取mm。 （3）膜片彈簧起始圓錐底角α 汽車膜片彈簧起始圓錐底角一般在10176。~14176。之間，176。，取14176。 （4）膜片彈簧小端半徑膜片彈簧小端半徑由結構確定，便于軸通過，初選尺寸=45mm，受力半徑大于，取=45mm。 （5）分離指數(shù)目的確定 為了便于在制造時模具分度，取分離指數(shù)目，切槽寬mm，窗孔槽寬，取mm，窗孔內(nèi)半徑由，得mm。 （6）支作環(huán)作用半徑，應盡量接近而大于，取mm；壓盤與彈簧的接觸半徑應接近而大于，取mm。 （7）膜片彈簧工作點位置的選擇及校核計算工作壓力和膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形的關系式 （34）式中，—彈性模量系數(shù)，鋼材料??；—泊松比，鋼材料取—彈簧片厚，mm；—碟簧部分內(nèi)截錐高度，mm；—大端變形；—碟簧部分外半徑，mm；—碟簧部分內(nèi)半徑，mm；—壓盤與彈簧的接觸半徑，mm；—支撐環(huán)作用半徑，mm。取離合器結合時膜片彈簧的大端變形量為mm，由式（34）可得壓緊力=1460N。校核后備系數(shù)： ，故后備系數(shù)合格。離合器分離時，膜片彈簧大端的變形量為： （35） 壓盤行程 ： （36） 式中，—摩擦片的工作面數(shù)，； —徹底分離時摩擦片和鋼片間的間隙，??；由式（35）計算得mm。離合器C3用來連接輸入軸與行星架，C3通過花鍵與輸入軸相連接，通過摩擦片的內(nèi)花鍵與聯(lián)接連鼓相連接，而聯(lián)接鼓通過花鍵與行星架相連接，這樣就實現(xiàn)了輸入軸、C行星架之間的連接。C3的主要零部件與C1的大致相同，均采用螺旋彈簧作為回位彈簧。有關摩擦元件的選取與離合器C1中的內(nèi)容相同，這里只對相關花鍵尺寸進行設計。 （1）摩擦片尺寸及花鍵設計花鍵選用30176。平齒根漸開線花鍵，依據(jù)變速器徑向尺寸初定摩擦片外徑，內(nèi)徑mm，則內(nèi)花鍵大徑亦為mm。依據(jù)GB∕―1995取模數(shù)，則由，得齒數(shù)，取。43=，內(nèi)花鍵小徑103mm，齒厚4mm，摩擦片厚mm?；ㄦI連接的強度校核計算：由于是動連接，故用公式（37）進行校核。 （37）式中，傳遞轉矩，Nm； 齒間載荷不均勻系數(shù)，取=； 花鍵齒數(shù)，； 齒的工作長度，取mm； 齒的工作高度，取mm； 平均直徑，取。經(jīng)計算得，依據(jù)表36可知，摩擦片內(nèi)花鍵在使用和制造情況處于良好時可以滿足強度要求。 （2）C3花鍵接盤與C3摩擦片結合處外花鍵設計由C3摩擦片的模數(shù)和齒數(shù)，可得花鍵接盤的大徑mm，小徑mm?；ㄦI連接的強度校核計算；由于是動連接，故用公式（38）進行