【導讀】畢業(yè)設計說明書論文QQ1961660126. 課件之家的資料精心整理好資料-

　　

【正文】 章 扭轉(zhuǎn)減振器的設計計算 汽車傳動系扭轉(zhuǎn)振動減振器，按其所在位置可分為兩類：一類裝在從動盤總成中，另一類裝在飛輪處。 兩者都和離合器的結構有關。本設計采用第一類。 汽車行駛中，傳動系傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，由于內(nèi)燃機工作不均衡，轉(zhuǎn)矩周期性地變化會引起傳動系扭轉(zhuǎn)振動。如果傳動系發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振，將會使傳動系零件的應力成倍增加，而這種應力具有交變的性質(zhì)，會使傳動系零件的疲勞壽命大大下降。扭轉(zhuǎn)振動還是引起齒輪噪聲的重要原因，尤引人注目。 扭轉(zhuǎn)減振器的特性及主要參數(shù)的選取 圖 為離合器扭轉(zhuǎn)減振器特性曲線圖例。圖中反映了扭轉(zhuǎn)減振器特性的一些參數(shù)，其中斜線表示扭轉(zhuǎn)力矩 Td，朝上方共有 4 段斜線，表示有 4 級剛度；垂直線表示從一 級進入另一級需要克服的預緊力矩 TN；兩斜線間的間隔反映了減振器工作時的摩擦；離合器減振器特性曲線在水平坐標上的距離表示離合器從動盤轂花鍵中的間隙 圖 扭轉(zhuǎn)減振器特性曲線示例 扭轉(zhuǎn)減振器的角剛度 減振器 扭轉(zhuǎn) 角剛度 Ca 決定于減振彈簧的線剛度及結構布置尺寸，按下列公式初選角剛度 Ca≤ 13Tj （ ） 式中 ， Tj 為極限轉(zhuǎn)矩 ； 按下式計算 Tj =（ ～ ） Temax （ ） 畢業(yè)設計說明書論文 1961660126 課件之家的資料精心整理好資料 式中 ， 適用 乘 用車， 適用 商 用車，本設計為商用車，選取 ， maxeT 為發(fā)動機最大扭矩，代入數(shù)值得 Tj =， Ca ≤ 本設計初選 Ca=7000N m/rad。 減振器摩擦力矩 由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度 Ca 受結構及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)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(zhuǎn)矩T? 。一般可按下式初選為 T? =（ ～ ） Temax （ ） 取 T? = ，本設計按其選取 T? =。 預緊力矩 減振彈簧安裝時應有一定的預緊。這樣，在傳遞同樣大小的極限轉(zhuǎn)矩它將降低減振器的剛度，這是有利的，但預緊力值一般不應該大于摩擦力矩否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將停止工作。 一般選取 T預 =（ ～ ） Temax = 減振彈簧的分布半徑 減振彈簧的分布尺寸 R1 的尺寸應盡可能大一些，一般取 R1 =（ ～ ） d/2 （ ） 其中 d 為 摩擦片內(nèi)徑，代入數(shù)值，得 R1 =66。 減振彈簧數(shù)目 可參考表 選取，本設計 D=325，故選取 Z=6。 表 減振彈簧的選取 離合器摩擦片外徑 D 減振彈簧數(shù)目 Z 225～ 250 4～ 6 250～ 325 6～ 8 325～ 355 8～ 10 350 10 以上 減振彈簧的總壓力 當限位彈簧與從動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭矩達到最大 Tj。 P總 =RTj1 （ ） 畢業(yè)設計說明書論文 1961660126 課件之家的資料精心整理好資料 式中 ， P總 的計算應按 Tj的大者來進行 P總 =5650N 每個彈簧工作壓力 PP Z? 總 （ ） =706N 減振彈簧的尺寸確定 在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振彈 簧設計的相關尺寸。 彈簧的平均直徑 2D ：一般由結構布置決定，通常選取 2D =11～ 15 左右。本設計選取 2D =12。 彈簧鋼絲直徑： 231 8PDd ??? （ ） 式中，扭轉(zhuǎn)許用應力 ? =550～ 600Mpa , d1 算出后應該圓整為標準值，一般為 3～ 4mm左右。代入數(shù)值，得 1d =，符合上述要求。 減振彈簧剛度 211000acc Rz? （ ） = 減振彈簧的有效圈數(shù) i= CGDd32418 （ ） 式中 ， G 為材料的扭轉(zhuǎn)彈性模數(shù)，對鋼 G =83000N/mm2，代入數(shù)值，得 i =。 減振彈簧的總?cè)?shù) ? ? 2ni?? ～ =。 減振彈簧在最大工作壓力 P 時最小長度 ? ?min 1L n d ??? （ ） ? = 式中 ， ?? = 為彈簧圈之間的間隙。 減振彈簧的總變形量 Pl c?? （ ） = 畢業(yè)設計說明書論文 1961660126 課件之家的資料精心整理好資料 減振彈簧的自由高度 0 minl l l? ?? （ ） = 減振彈簧的預變形量 39。 Tl??預1czR （ ） = 減振彈簧安裝后的工作高度 0l l l? ?? = 從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 最大轉(zhuǎn)角 ? 和減振彈簧的工作變形量 l?’‘ （ l?’‘ = ll ??? ‘ ） ）（ ’‘ Rl 12/a rc sin2 ??? （ ） = 限位銷與從動盤缺口側(cè)邊的間隙 2sinaR?? （ ） 式中 ， R2 為限位銷的安裝半徑， λ一般為 ～ 4mm。本設計取 λ=3。 限位銷直徑 39。d 39。d 按結構布置選定，一般 39。d =～ 12mm，本設計取 39。d =12。 從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸 為充分利用減振器的緩沖作用，將從動片上的部分窗口尺寸做的比從動盤轂上的窗口尺寸稍大一些，如圖 所示。 圖 從動盤窗口尺寸簡圖 一般推薦 A1A = a =～ 。這樣，當?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，開始只有部分彈簧參加工作，剛度較小，有利于緩和沖擊。本設計取 a =， A =， A1 =28mm。 畢業(yè)設計說明書論文 1961660126 課件之家的資料精心整理好資料 本章小結 本章介紹了扭轉(zhuǎn)減振器的特性以及扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)選取，對減振彈簧 的尺寸進行了確定 ， 還對從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角、限位銷與從動盤缺口側(cè)邊的間隙、限位銷直徑、從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸進行了詳細的計算， 并且列出了必要的公式。 畢業(yè)設計說明書論文 1961660126 課件之家的資料精心整理好資料 第 5 章 離合器操縱機構的設計 汽 車離合器操縱機構是駕駛員用來離合器分離使之柔和接合的一套機構。它始于離合器殼體內(nèi)的分離軸承。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機構首先要求操作輕便。輕便包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應該過大，另一方面是應該有踏板形成的校核機構。離合器操縱機構按分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力液壓式等等。本設計選取操縱形式為液力操縱式。在眾多的操縱機構中，氣壓助力液壓式操縱機構具有操縱輕便，布置簡單而被中重型汽車廣泛采用。 液壓式傳動操縱的工作原理簡單：踩下踏板，由主缸產(chǎn)生的油壓經(jīng)管路 傳輸至分缸，由分缸中的推桿推動分離叉使離合器分離。 離合器操縱系統(tǒng)功能是，把駕駛員對離合器的踏板的輸入變成分離軸承上的輸出，來控制離合器的接合和分離，從而完成對汽車傳動系統(tǒng)的動力切斷或傳遞。因此，離合器踏板的布置位置、相關尺寸、作用力以及行程大小都要符合人體工程學的要求。綜合起來，設計離合器操縱系統(tǒng)需要考慮如下一些因素： （ 1） 操縱系統(tǒng)的輸出對輸入的放大比率； （ 2） 周邊工作環(huán)境對系統(tǒng)的影響； （ 3） 時間因素對系統(tǒng)性能的綜合影響。 離合器的踏板位置、行程、和踏板力 踏板位置 離合器踏板的操縱通常設計為由左腳控 制，因此，踏板的最佳位置應和左腳保持處在一條直線上最為舒適，為此，離合器踏板在車內(nèi)的位置就要更偏左，它給車內(nèi)左側(cè)留下的橫向剩余空間要小一些?？紤]到這些因素，大部分離合器踏板實際布置位置還需適當靠右，即靠向人體中間部位。具體布置應該以人體左右對稱為準向左偏移80～ 100mm，作為離合器踏板中心線的位置。 踏板行程 踏板行程是指從踏板最高點至其最低點所劃過的距離。踏板最佳行程受許多因素影響，其中要考慮人群應從 5%分位的女性到 95%分位的男性。從有關方面獲得的人體工程學資料為：踏板最大行程應小于 175mm。 踏板力 對于一定的離合器總成，離合器踏板力取決于離合器分離軸承的輸出力及操縱系畢業(yè)設計說明書論文 1961660126 課件之家的資料精心整理好資料 統(tǒng)的傳動比，加大傳動比會使踏板力減小但行程增加。踏板力大小直接影響到離合器操縱的輕便性。一般來說，對于轎車和輕型卡車，其踏板力 Pt 可?。? 較輕的踏板力： Pt ≤100N 較重的踏板力： Pt ≥130N 離合器踏板位置高度及其形成對踏板力的影響也要考慮，因踏板離地板高且行程大的車輛，操作離合器時，腳要完全離開地板，大腿要抬離坐椅。這種情況下踏板就要就要能支持腳和腿的重量，輕的踏板力就會使踏板輕易地移動使離合器動作，而 且由于腳和腿沒有支撐，輕的踏板力反而使離合器的控制變得更為困難，若有較大的踏板力可以部分支撐腳和腿的重量，就能更安全、舒適地操作。 若離合器踏板離地較 近 且行程短，操縱時腳跟可不離開地板，腳完全依靠在坐椅上，此時，踏板只需支撐腳的部分重量，采用輕的踏板力是適當?shù)?，操縱也很舒適。 操縱系統(tǒng)的傳動比計算 在設計操縱系統(tǒng)時，為滿足前述對踏板力和踏板行程的要求，需要根據(jù)具體離合器的分離裝置的傳動比，最終合理地確定出操縱系統(tǒng)的傳動比。 離合器踏板行程 Sn 與壓盤升程 Δs有下列關系： ? ?0 s z si iS ???? 分 操 （ ） 式中 ， 0s — 分離軸承與分離杠桿之間的間隙， S0=2～ 4mm，取 S0=4； s? — 摩擦片與壓盤、飛輪間的間隙 ， Δs=～ ，取 Δs=； cz — 摩擦面數(shù)，本設計為單盤離合器，所以 Zc=2； ?— 考慮傳動比中由于變形等原因造成的行程損失， η小于 1。 初選：踏板驅(qū)動臂 C1=75，踏板臂長 C2=320，主缸推桿直徑 d0=8，主缸缸徑 d1=16，工作缸缸徑 d2=22，分離叉驅(qū)動臂長 b1=70，分離叉臂長 b2=80。 踏板傳動比 12pCi C? （ ） = 分離撥叉?zhèn)鲃颖? 10 2bi b? （ ） = 畢業(yè)設計說明書論文 1961660126 課件之家的資料精心整理好資料 液力傳動比 22202H ddi d?? （ ） = 總傳動比 0z H f Pi i i i i? ? ? ? （ ） = 有效行程 0czS si?? （ ） = 空行程 00k H pS s i i i? （ ） = 踏板