【正文】 初步確定該離合器的壓盤的厚度為20㎜。在初步確定該離合器壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升，其接合一次的溫升不得超過8176?！?0176。若溫升過高可以適當增加壓盤的厚度。根據下面公式（）來進行校核： = 式 ()式中：——溫升，℃ L——滑磨功——分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比：單片離合器壓盤=C——壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤，C=(㎏K)m——壓盤質量，㎏根據公式（）代入相關數據可得；=5℃ 此數值=5℃＜8176。—10176。故該厚度符合要求壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為HB170～227。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素。在本設計中用材料為3號灰鑄鐵JS—1，.傳動片常用3～4組，每組2～3片，～，一般由65Mn制成。根據相關條件綜合考慮后，選取傳動片為4組，每組2片，長為52mm，寬為12mm，；傳動片由65Mn制成。兩鉚釘孔的中心距離l為40mm，并根據壓盤的結構尺寸，選取傳動片的安裝距離壓盤中心為155mm。選取傳動片安裝鉚釘型號為GB/T1091986 523，材料為15號鋼。 圖20傳動片的受力分析傳動片校核如下：1） 則平均每顆鉚釘切向力為： （74）α=arcsin（）=（75）。2）根據鉚釘所受的，校核鉚釘的抗剪強度τ和傳動片的抗壓強度σ：根據相關已知參數，可得：δ=，m=2；d0=，[τ]=115MPa，[σ]=430MPa。則將各項數值代入公式得：； （76）。 （77） 因此，所選傳動片及鉚釘能滿足使用要求。離合器蓋一般都與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩。此外，它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支承殼體。因此，在設計中應注意以下幾個問題：⑴離合器的剛度離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構的傳動效率，嚴重時還可能造成離合器分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器的換檔困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為4㎜的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。⑵離合器的通風散熱為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風窗口。⑶離合器的對中問題離合器蓋內裝有分離杠桿、壓盤、壓緊彈簧等重要零件，因此它相對與飛輪必須有良好的對中，否則會破壞離合器的平衡，嚴重影響離合器的工作。離合器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另有種是用定位銷或定位螺栓對中，由于本設計選用的是傳動片傳動方式，因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內圓止口對中。離合器的分離裝置包括分離桿，分離軸承和分離套筒。1分離桿的設計 本設計才用的是膜片彈簧的壓緊機構，分離桿的作用由膜片彈簧中的分離指來完成。其結構尺寸參數在后續(xù)設計中確定。 在設計分離桿時應注意以下幾個問題：①分離桿要有足夠的剛度②分離桿的鉸接處應避免運動上的干涉③分離桿內端的高度可以調整2離合器分離套筒和分離軸承的設計 分離軸承在工作中主要承受軸向力，在離合器分離時，由于分離軸承的旋轉，在受離心力的作用下，還承受徑向力。在傳統(tǒng)離合器中采用的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承。而在現(xiàn)代汽車離合器中主要采用了角接觸式的徑向推力球軸承，并由軸承內圈轉動。本設計的是膜片彈簧離合器，為了保證在分離離合器時分離軸承能均勻地壓緊膜片彈簧內端，采用可以自位（自動調準中心）的分離裝置，可以彌補因幾何上偏移造成的強烈振動。 1—分離軸承罩；2—分離軸承；3—分離套筒；4—波形彈簧片 自位分離軸承和分離套筒通過碟形彈簧裝配在一起成為一體，碟形彈簧小端卡緊在軸承套筒座的外凸臺部位，其大端壓緊軸承外圈的內端面，依靠摩擦把分離軸承與軸承套筒連在一起?！L。這種軸承的內外圈可由80Cr2軸承鋼沖制加工而成，,表面有硫化氟橡膠,。 分離套筒裝在變速器第一軸承蓋的軸頸上，兩者之間為間隙配合，可以在自由移動，㎜,分離軸承的端面與分離杠桿之間應留有3—4㎜間隙，以備在摩擦片磨損的情況下，不致防礙壓盤繼續(xù)壓緊從動盤總成，以保證可靠地傳遞發(fā)動機轉矩。這個間隙反映為踏板上的一段自由行程。 在本設計中，由前面選擇的花鍵轂花鍵的尺寸（外徑35，內徑32）因而根據有關結構尺寸數據可初選一系列有關分離軸承和分離套筒及軸頸之間的配合尺寸：分離軸承內徑分離套筒外徑分離套筒內徑第一軸軸承蓋軸頸外徑第一軸軸承蓋軸頸內徑5553444438分離軸承必須進行潤滑，本設計采用的潤滑方式為定期進行潤滑，在分離套筒上開有用來注潤滑油的缺口，而在離合器殼上裝有注油杯并用軟管通到分離套筒的缺口處。在軸承的設計過程中，應對其使用壽命和承載能力進行校核計算。在本設計中由于充分考慮到分離軸承的工作條件比較理想，以及每次分離的時間也不太長，因而對該項校核工作不予考慮，也即認為所選取的軸承型號能適應各個方面的要求。 第七章 扭轉減振器設計 扭轉減振器的結構簡單介紹扭轉減震器幾乎是現(xiàn)代汽車離合器從動盤上必備的部件，主要由彈性元件和阻尼元件組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系的固有頻率，使之盡可能的避開由發(fā)動機轉矩激勵引起的共振。阻尼原件的主要作用是有效的耗散震動能量。:；2—減振彈簧；3—碟形彈簧墊圈；4—緊固螺釘；5—從動盤轂；6—減振摩擦片7—減振盤；8—限位銷由于現(xiàn)今離合器的扭轉減振器的設計大多采用以往經驗和實驗方法通過不斷篩選獲得,且越來越趨向采用單級的減振器。 扭轉減振器的設計參數的選擇極限轉矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取，Tj=(～)Temax 其中，對于乘用車。 T =252 ＝252＝504N/m2 .扭轉角剛度 為了避免傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉角剛度， 由經驗公式初選 即k ＝ T ＝13384＝4992（NM/rad）3. 阻尼摩擦轉矩 為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效消振，必需合理選擇阻尼摩擦轉矩，可按公式初選 T ＝（～）Temax即T=*252= 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。按經驗滿足以下關系：tn＝（～）Temax 則初選 Tn==在初步選定減振器的主要參數過后，即根據布置上的可能性來確定減振器彈簧設計相關尺寸⑴減振彈簧的分布半徑R：R的尺寸應盡可能取大些，一般取 R=（～）d／2(式中d為離合器摩擦片內徑)所以R=150／2=㎜⑵減振彈簧數量Z： 離合器摩擦片外徑/㎜ 減振彈簧數量Z 225～250 4～6 250～325 6～8 325～350 8～10 ＞350 10以上：Z=6⑶全部減振彈簧總的工作負荷P：P=T／R （式中T為極限轉矩，其一般不會超過發(fā)動機轉矩的2倍，一般可取T= T）所以P= T／R = T／R=72000N⑷單個減振彈簧的工作負荷PP= P／Z=7200N／6=12000N5）減震彈簧的位置半徑的尺寸應盡可能的大些，一般取，式中d為摩擦片的直徑，結合得 6）減震彈簧個數可以參照表9選取,此處取值為6摩擦片外徑（mm）225～250250～325325～350＞3504～66～88～10＞107）減震彈簧總壓力當限位銷與從動盤轂之間的間隙或被消除，減震彈簧傳遞轉矩達到最大值時，減震彈簧受到的壓力此處計算得=。1單個減震彈簧的工作負荷F大小為：。初步確定了減震器的主要參數后，根據離合器的總體布置，確定計算減震彈簧的相關尺寸。1．減震彈簧尺寸（1）選擇材料，計算許用應力根據《機械原理與設計》(機械工業(yè)出版社)采用65Mn彈簧鋼絲， 設彈簧絲直徑, 。（2）選擇旋繞比，計算曲度系數根據下表選擇旋繞比表10旋繞比的薦用范圍d/mmC確定旋繞比，曲度系數（1） 強度計算（53），與原來的d接近，合格。中徑 mm；外徑 。（4）減震彈簧剛度。應根據已選定的減震器扭轉剛度及其分布半徑尺寸，由下式算出，即（54）（5）減震彈簧有效圈數（55）,取=3減震彈簧總圈數n, ，總圈數n=4。（6）減震彈簧最小長（高）度，考慮到此時彈簧的被壓縮各圈之間的仍需留有一定的間隙，可確定為。（7）減震彈簧總變形量。（8）減震彈簧自由高度。減震彈簧預變形量， 。（9）減震彈簧安裝工作高度, 。（10）極限轉角減震器從轉矩到轉矩，從動片相對從動盤轂的極限轉角稱為，（56）。取，則176。（11）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙， (57)（12）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙，為限位銷安裝尺寸。則176。，時。（13）限位銷直徑按結構位置選定，一般，此處取11mm。第八章從動軸的計算與離合器殼的設計1．從動軸的選材40Cr調質鋼可用于載荷較大而無很大沖擊的重要軸，初選40Cr調質 。 2．確定軸的直徑 (91)式中，A為由材料與受載情況決定的系數，見表13表13軸常用幾種材料的及A值軸的材料Q235A，20Q275，35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn38SiMnMo,3Cr1315～2520～3525～4535～56A149～126135～112126～103112～97取，n 為軸的轉速，r/min，則mm，取mm。在本設計中,由于不知道發(fā)動機曲軸,飛輪等零件的尺寸,因而只有本設計計算出的壓盤以及該離合器的結構特點和以往經驗來確定。該離合器殼采用灰鑄鐵鑄造而成，離合器外殼底蓋的尺寸的確定也是根據壓盤的尺寸來確定的，㎜的08鋼板材料沖壓而成,再在表面圖防銹漆。結語 腳踏實地，總能成功！ 44 / 44