【文章內(nèi)容簡介】 初步確定后，應(yīng)校核離合器一次接合的溫升不應(yīng)超過。溫升的校核按式(3—22)進行。若溫升過高，可適當增加壓盤的厚度。壓盤單件的平衡精度應(yīng)不低于15—20gcm。壓盤與飛輪通過彈性傳動片連接時，則傳動片應(yīng)進行拉伸應(yīng)力的強度校核；通過凸塊窗孔連接時，則應(yīng)進行擠壓應(yīng)力的強度校核； （327）式中——考慮發(fā)動機轉(zhuǎn)矩分配到壓盤上的比例系數(shù)，單片?。弧Φ淖饔冒霃?，；——工作元件的數(shù)目；——接觸面積?，F(xiàn)有結(jié)構(gòu)按上式計算的擠壓應(yīng)力多在10～15MPa范圍內(nèi).另外，傳力銷還承受著由壓盤和中間壓盤作用引起的彎曲應(yīng)力和離合器壓緊彈簧引起的拉伸應(yīng)力。因此，還需進行拉彎復(fù)合應(yīng)力的強度校核。 作用力： （328）式中，——作用力，；——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，；——傳力銷數(shù)目；——力，的作用半徑。傳力銷根部的彎曲應(yīng)力（MPa） （329） 傳力銷的拉伸應(yīng)力為 （330） 傳力銷的拉彎復(fù)合應(yīng)力為 （331）　從動片與從動盤轂的設(shè)計計算～?！?，以減小其轉(zhuǎn)動慣量。分開式從動片采用08鋼板，氰化表面硬度HRC45，～。從動盤轂的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側(cè)定心矩形花鍵的動配合相聯(lián)接，以便從動盤轂?zāi)茏鬏S向移動?；ㄦI的結(jié)構(gòu)尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉(zhuǎn)矩按選取(見表32)。從動盤轂花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的(～)倍(上限用于工作條件惡劣的離合器)，以保證從動盤轂沿軸向移動時不產(chǎn)生偏抖。表32 離合器從動盤轂花鍵尺寸系列Table 32 clutch platen hub spline size series從動盤外徑發(fā)動機轉(zhuǎn)矩花鍵齒數(shù)花鍵外徑花鍵內(nèi)徑鍵齒寬有效齒長擠壓應(yīng)力380600104032555410720104536560430800104536565450950105241665花鍵尺寸選定后應(yīng)進行擠壓應(yīng)力（MPa）及剪切應(yīng)力（MPa）的強度校核： （332） （333） 式中——危分別為花鍵外徑及內(nèi)徑，； ——花鍵齒數(shù)； ——分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬，； ——從動盤轂的數(shù)目； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。從動盤轂通常由40Cr鍛造，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，HRC28～32?！》蛛x杠桿的設(shè)計計算分離杠桿的結(jié)構(gòu)型式如圖24所示。由35號鋼等中碳鋼鍛造(鍛件硬度HB131～156)。為了提高耐磨性，均進行表面氰化處理，～，硬度HRC58～63。分離杠桿需進行彎曲強度校核。如圖24所示，N為分離離合器時作用于分離杠桿內(nèi)端的力；，分別為危險斷面和中間支承中心至N力約垂直距離；為兩鉸接中心間的距離，則分離杠桿危險斷面的彎曲應(yīng)力為 （334）式中——危險斷面的彎曲截面系數(shù)，； ——分離杠桿的數(shù)目； ——分離離合器時壓緊彈簧的最大總壓緊力，N； ——見圖32分離杠桿的彎曲許用應(yīng)力可取MPa。圖32 壓盤及分離杠桿計算用圖1凸塊；2分離杠桿中間支承；3支承叉；4調(diào)整螺母Figure 32 pressure plate and separation leverage by using the picture calculation1convex piece。 2separation among leverage support。 3supporting fork。 4adjust nut　離合器蓋的設(shè)計計算～5mm的低碳鋼08鋼板沖壓制造，以增強其剛性。離合器蓋的形狀和尺寸由離臺器的結(jié)構(gòu)設(shè)計確定。在設(shè)計時要特別注意的是剛度、對中、通風散熱等問題。離合器蓋的剛度不夠，會產(chǎn)生較大變形，這不僅會影響操縱系統(tǒng)的傳動效率，還可能導致分離不徹底、引起摩擦片早期磨損，甚至使變速器換檔困難。離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離杠桿、壓緊彈簧等，因此，其對于飛輪軸線的對中十分重要。對中方式可采用定位銷或定位螺栓以及止口對中。為了加強通風散熱和清除摩擦片的磨損粉末，在保證剛度的前提下，可在離合器蓋上設(shè)置循環(huán)氣流的入口和出口等通風窗，甚至將蓋設(shè)計成帶有鼓風葉片的結(jié)構(gòu)?！』緟?shù)的優(yōu)化和約束條件設(shè)計離合器要確定離合器的性能參數(shù)和尺寸參數(shù)，這些參數(shù)的變化影響離合器的結(jié)構(gòu)尺寸和工作性能。設(shè)計變量：后備系數(shù)可由式(31)和式(35)確定，可以看出β取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。單位壓力β?？捎墒?31)確定，也取決于F和D及d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計變量選為 （335）目標函數(shù)：離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計追求的目標是在保證離合器性能要求條件下，使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標函數(shù)為 （336）約束條件如下：1)摩擦片的外徑D(mm)的選取應(yīng)使最大圓周速度不超過65—70m／s，即 （337） 式中，——摩擦片最大圓周速度(m／s)； ——為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速(r／min)。2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0．55～0．7范圍內(nèi)，即 0．55≤c=≤ （338）3)為保證離合器可靠傳遞轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，不同車型的β值應(yīng)在一定范圍內(nèi)，最大范圍β為1．2～4．0，即 1．2≤β=2≤4．0 （339）4)為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm，即 d2Ro+50 （340） 5)為反映離合器傳遞轉(zhuǎn)矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，即 （341）式中，——為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩()； ——為其允許值()，按表33選取。 表33 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 ()Table 33 unit area transmission torque friction of the allowable value () 離合器規(guī)格D／mm 210 210250 250—325 325 X10—9 0．28 0．30 0．35 0．406)為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力p。對于不同車型，根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，最大范圍為0．10—1．50MPa，即0．10MPa≤≤1．50MPa 7)為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值，即 (342)式中，ω——為單位摩擦面積滑磨功(J／mm2)； [ω]——為其許用值(J／mm2)， 對于輕型貨車：[ω]=0． 33J／mm2， 對于重型貨車：[ω]=0．25J／mm2； W——為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J)，可根據(jù)下式計算 (343)式中，——為汽車總質(zhì)量(kg)； ——為輪胎滾動半徑(m)； ——為起步時所用變速器擋位的傳動比； ——為主減速器傳動比； ——為發(fā)動機轉(zhuǎn)速(r／min)，計算時轎車取2000r／min，貨車取1500r／min。以上數(shù)據(jù)符合優(yōu)化設(shè)計的約束條件,固通過優(yōu)化設(shè)計的F,D,d的值滿足設(shè)計的要求,可作為本次設(shè)計的數(shù)據(jù).4　扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)選擇與設(shè)計計算為了降低汽車傳動系的振動，通常在傳動系中串聯(lián)一個彈性阻尼裝置，它就是裝在離合器從動盤上的扭轉(zhuǎn)減振器。扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉(zhuǎn)剛度，降低傳動系扭振系統(tǒng)三節(jié)點振型的固有頻率，以便將較為嚴重的扭振車速移出常用車速范圍（當然，在實際中要做到這一點是非常困難的）；其阻尼元件用來消耗扭振能量，從而可有效地降低傳動系的共振載荷、非共振載荷及噪聲?！∨まD(zhuǎn)減振器的功能扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能：1)降低發(fā)動機曲軸與傳，動系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率。2)增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振。3)控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振與噪聲。4)緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。扭轉(zhuǎn)減振器具有線性和非線性特性兩種。單級線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如圖41所示，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應(yīng)用于汽油機汽車中。當發(fā)動機為柴油機時，由于怠速時發(fā)動機旋轉(zhuǎn)不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪齒間的敲擊，從而產(chǎn)生令人厭煩的變速器怠速噪聲。 圖 41 單級線性減速器的扭轉(zhuǎn)特性 圖42 減速器尺寸簡圖 Figure 41 single stage of the linear speed Figure 42 reducer size diagram reducer torsional characteristic 在扭轉(zhuǎn)減振器中另設(shè)置一組剛度較小的彈簧，使其在發(fā)動機怠速工況下起作用，以消除變速器怠速噪聲，此時可得到兩級非線性特性，第一級的剛度很小，稱為怠速級，第二級的剛度較大。目前，在柴油機汽車中廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器。在扭轉(zhuǎn)減振器中，也有采用橡膠代替螺旋彈簧作為彈性元件，以液體阻尼器代替干摩擦阻尼的新結(jié)構(gòu)。 減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩是兩個主要參數(shù)。其設(shè)計參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩和極限轉(zhuǎn)角等。　　 　扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型圖43給出了幾種扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)圖，它們之間的差異在于采用了不同的彈性元件和阻尼裝置。采用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉(zhuǎn)減振器（見圖43(a)(d)）得到了最廣泛的應(yīng)用。在這種結(jié)構(gòu)中，從動片和從動盤轂上都開有6個窗口，在每個窗口中裝有一個減震彈簧，因而發(fā)動機轉(zhuǎn)矩由從動片傳給從動盤轂時必須通過沿從動片圓周切向布置的彈簧，這樣即將從動片和從動盤轂彈性地連接在一起，從而改變了傳動系統(tǒng)的剛度。當6個彈簧屬同一規(guī)格并同時起作用時，扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特性為線性的。這種具有線性特性的扭轉(zhuǎn)減振器，結(jié)構(gòu)較簡單，廣泛用于汽油機汽車中。當6個彈簧屬于兩種或三種規(guī)格且剛度由小變大并按先后次序進入工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器（例圖43(e)為三級的）。這種非線性扭轉(zhuǎn)減振器，廣泛為現(xiàn)代汽車尤其是柴油發(fā)動機汽車所采用。柴油機的怠速旋轉(zhuǎn)不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪輪齒間的敲擊。為此，可使扭轉(zhuǎn)減振器具有兩級或三級非線性彈性特性。第一級剛度很小，稱怠速級，對降低變速器怠速噪聲效果顯著。線性扭轉(zhuǎn)減振器只能在一種載荷工況（通常為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩）下有效地工作，而三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特性則擴大了適于其有效工作的載荷工況范圍，這有利于避免傳動系共振，降低汽車在行駛和怠速時傳動系的扭振和噪聲。采用空心圓柱形（見圖43(f)）或星形等其他形狀的橡膠彈性元件的扭轉(zhuǎn)減振器，也具有非線性的彈性特性。雖然其結(jié)構(gòu)簡單、橡膠變形時具有較大的內(nèi)摩擦，因而不需另加阻尼裝置，但由于它會使從動盤的轉(zhuǎn)動慣量顯著增大，且在離合器熱狀態(tài)下工作需用專門的橡膠制造，因此尚未得到廣泛應(yīng)用。減振器的阻尼元件多采用摩擦片，在圖43(a)的結(jié)構(gòu)中阻尼摩擦片的正壓力靠從動片與減振盤間的連接鉚釘建立。其結(jié)構(gòu)雖然簡單，但當摩擦片磨損后，阻尼力矩便減小甚至消失。為了保證正壓力從而阻尼力矩的穩(wěn)定，可加進碟形彈簧（圖43(b)，(d)）或壓緊彈簧（圖43