【文章內容簡介】 大圓周速度 (m/s)； nemax為發(fā)動機最高轉速 (r/min)。 (2)摩擦片的內外徑比 d/D應在 ～ ，即 ?? Dd (28) (3)為保證離合器可靠傳遞轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的 ? 值應在一定范圍內，最大范圍 ? 為 ～ ，即 湖 北 汽 車 工 業(yè) 學 院 畢 業(yè) 論 文 10 ??? (29) (4)為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑 d必須大于減振器彈簧位置直徑 2Ro約 50mm(圖 )，即 502 0 ?? Rd (210) R0=42。 （ 5)為反映離合器傳遞轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即 ][)( 4 0220 CCC TdDZ TT ??? ? （ 211） 式中， 0cT 為單位摩擦面積傳遞的轉矩 (Nm/mm2)； [ 0cT ]為其允許值 (Nm/mm2)，按表 23選取。 表 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值 0cT (Nm／ mm2) 離合器規(guī)格 D／ mm 210 210250 250— 325 325 [Tco] 102e 6)為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力 0p 對于不同車型，根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取，最大范圍 0p 為 — ，即 M P apM P a 0 ?? (212) 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小于其許用值，即 ][)( 4 22 ??? ??? dDZ W (213) 式中， ?為單位摩擦面積滑磨功 (J/mm2)； [?]為其許用值 (J/mm2)，對于輕型貨車： [?] =， W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功 (J)，可根據下式計算 2202221800 grae ii rmnW ?? (214) 式中， ma為汽車總質量 (kg)； rr為輪胎滾動半徑 (m)； ig為起步時所用變速器擋位的傳動比； i0為主減速器傳動比； ne為發(fā)動機轉速 (r/min)。 QS1040輕型載重車的原始參數湖 北 汽 車 工 業(yè) 學 院 畢 業(yè) 論 文 11 如表 。 代入部分數據得到： W=8606J。 優(yōu)化設計程序詳見附錄，計算結果見表 ： 表 離合器參數優(yōu)化設計結果 參數 結果 摩擦片外徑 D 摩擦片內徑 d 134mm 離合器后備 系數 ? 離合器摩擦力矩 cT m 摩擦片單位壓力 0p 離合器工作壓力 F 1136N 單片周置彈簧離合器主要零部件設計 扭轉減震器主要參數設計計算 扭轉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。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，從 而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階 (通常為三階 )固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。 減振器的扭轉剛度 ?k 和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩 ?T 是兩個主要參數。其設計參數還包括極限轉矩 jT 、預緊轉矩 nT 和極限轉角 j? 等。 1）極限轉矩 jT 極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙 l? (圖 )時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取 m ax)~( ej TT ? (215) 貨車：系數取 。 湖 北 汽 車 工 業(yè) 學 院 畢 業(yè) 論 文 12 圖 減速器尺寸簡圖 2）扭轉剛度 ?k 為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度 ?k ，使共振現象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉速范圍內。設計時可按經驗來初選是 ?k jTk 13?? （ 216） 3）阻尼摩擦轉矩 ?T 由于減振器扭轉剛度是，受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩一般可按下式初選 m a x)~( eTT ?? （ 217） 4）預緊轉矩 nT 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，增加 nT ，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是 nT 不應大于，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取 m a x)~( en TT ? （ 218） 5）減振彈簧的位置半徑 0R 0R 的尺寸應盡可能大些，如圖 ，一般取 2)~(0 dR ? （ 219） 6）減振彈簧個數 jZ 湖 北 汽 車 工 業(yè) 學 院 畢 業(yè) 論 文 13 jZ 參照表 。 表 減振彈簧個數的選取 摩擦片外徑 D／ mm 225250 250325 325350 350 減振彈簧個數 46 68 810 10 7）減振彈簧總壓力 ?F 當限位銷與從動盤轂之間的間隙 1? 或 2? 被消除，減振彈簧傳遞轉矩達到最大值時 jT ，減振彈簧受到的壓力 ?F 為 0/RTF j?? （ 220） 8）極限轉角針 j? 減振器從預緊轉矩增加到極 限轉矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉角 j? 為 02arc sin2 Rlj ??? （ 221） 式中， l? 為減振彈簧的工作變形量。 9）彈簧剛度 lFk???Z （ 222） 10）彈簧的工作圈數 i kDGdi tpmt 348? （ 223） 式中 tpD 為彈簧的平均直徑， td 為彈簧鋼絲的直徑， mG 為彈簧材料的扭轉彈性模量， mG = 1010N/m2。 j? 通常取 3176。 ~12176。，對平順性要求高或對工作不均勻的發(fā)動機， j? 取上限。 根據減震彈簧的布置選定結構參數：彈簧的平均直徑 tpD =15mm，彈簧鋼絲的直徑 td =4mm。減振彈簧的工作變形量 l? =8mm。 代入數據計算和選取結果見下表： 湖 北 汽 車 工 業(yè) 學 院 畢 業(yè) 論 文 14 表 扭轉減震器設計參數結果 項目 數值 極限轉矩 jT m 減振彈簧的位置半徑 0R 42mm 極限轉角 j? 11176。 扭轉剛度 ?k Nm/rad 阻尼摩擦轉矩 ?T Nm 預緊轉矩 Tn Nm 減振彈簧個數 jZ 6 減振彈簧總壓力 ?F 1066N 彈簧預緊壓縮量 ≥ 彈簧剛度 k 22208N/m 彈簧的工作圈數 i 彈簧總長 L1 離合器從動盤 轂的設計 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它裝在變速器輸入軸前端的花鍵上，一般采用齒側對中的矩形花鍵，花鍵軸與孔采用動配合。 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 ～ 。花鍵轂一般采用鍛鋼 (如 45鋼， 40Cr等 )，表面和心部硬度一般在 26～ 32HRC。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝，對減振彈簧窗口及與從動片配合處應進行高頻處理。從動盤花鍵轂的尺寸可以根據摩擦片的外徑 D與發(fā)動機的最大轉矩 Temax由表 。 表 從動 盤花鍵轂的尺寸 摩擦片的外徑D/mm 發(fā)動機的最大轉矩Temax/(Nm) 花鍵尺寸 擠壓應力σ c/MPa 齒數 n 外徑 D/ mm 內徑 d/ mm 齒厚t/mm 有效齒長l/mm 160 49 10 23 18 3 20 180 69 10 26 21 3 20 200 108 10 29 23 4 25 225 147 10 32 26 4 30 250 196 10 35 28 4 35 280 275 10 35 32 4 40 300 304 10 40 32 5 40 325 373 10 40 32 5 45 350 471 10 40 32 5 50 根據摩擦片外徑 D=254，發(fā)動機的最大轉矩 Temax=m， 選取結果為：花鍵外徑 D=38mm，花鍵內徑 d=， 齒厚 t=， 有效齒長 l =30。 從動片要求質量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料常用中碳鋼板 (如湖 北 汽 車 工 業(yè) 學 院 畢 業(yè) 論 文 15 50鋼 )或低碳鋼板 (如 10鋼 )，一般厚度為 ～ ，表面硬度 35～ 40HRC。 波形片一般采用 65Mn，厚度小于 1mm，硬度為 40～ 46HRC，并經過表面發(fā)藍處理。 由于石棉材料污染環(huán)境對人體有害，可采用新型的金屬陶瓷摩擦材料作為摩擦襯片 [6]。摩擦片的厚度主要有 、 。 離合器蓋總成設計 離合器蓋總成除了壓緊彈簧外還有離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支承環(huán)等。 1）離合器蓋結構設計： （ 1）應具有足夠的剛度，以免影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能 徹底分離。為此可采取如下措施：適當增大蓋的板厚，一般為 ～ ；在蓋上沖制加強肋或在蓋內圓周處翻邊；尺寸大的離合器蓋可改用鑄鐵鑄造。 （ 2）應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。對中方式采用定位銷或定位螺栓，也可采用止口對中。 （ 3）蓋的彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 （ 4）為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風口，將離合器制成特殊的葉輪形狀，或在蓋上加設通風扇片等，用以鼓風。 2）壓盤結構設計： （ 1）壓盤應具有較大的質量以增大熱容量、減小溫升，防止 其產生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱肋或鼓風肋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可采用傳熱系數較大的鋁合金壓盤。 （ 2）壓盤應具有較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊以及與離合器的徹底分離。 （ 3）與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡。 （ 4）壓盤高度尺寸 (從承壓點到摩擦面的距離 )公差要小。 壓盤的溫升可根據滑磨功 W由下式來確定： 湖 北 汽 車 工 業(yè) 學 院 畢 業(yè) 論 文 16 mcvWt? (224) 式中， t為壓盤溫升 (176。 C)； c為壓盤的比熱容，鑄鐵： c=／ (kg C’ )； m為壓盤質量 (kg)， m=㎏ ； v為傳到壓盤的熱量所占的比例 ， 單片離合器壓盤： v=。 引用式 214計算的結果 W=8606J，帶入式（ 224）得 t=176。 C，符合要求。 壓盤通常采用灰鑄鐵，一般采用 HT200、 HT250、