【正文】 值等于摩擦盤的厚度，即 l=10 mm。代入計(jì)算得：σ= Mpa＜[σ]=54 Mpa，因此符合強(qiáng)度條件。同理當(dāng)取外摩擦盤的厚度與內(nèi)摩擦盤的厚度相同時(shí)，由于外摩擦盤的作山東科技大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文32用力的半徑比內(nèi)摩擦盤的作用力的半徑大，并且在傳遞相同的轉(zhuǎn)矩時(shí)，作用在花鍵齒上的力要小一些，現(xiàn)在既然內(nèi)摩擦盤的擠壓強(qiáng)度可以滿足要求。因此經(jīng)過多方面的綜合考慮后，取外摩擦盤的厚度為 l=20 mm，顯然也一定能夠滿足強(qiáng)度要求，所以外摩擦盤的強(qiáng)度在此不用校核就滿足要求。 軸承的壽命校核為了使該裝置的整體結(jié)構(gòu)更加緊湊，本次設(shè)計(jì)所使用的滾動(dòng)軸承為滾針軸承，但經(jīng)過多方面的考慮后又將滾針軸承的內(nèi)外圈也去掉而只使用了向心滾針和保持架組件。軸承的規(guī)格即軸承的代號(hào)為 K758120。又由于從動(dòng)軸為花鍵軸且只傳遞轉(zhuǎn)矩，該軸承在工作時(shí)幾乎不受動(dòng)載荷的作用，相對(duì)于其所受的靜載荷來說是微乎其微的，并且該軸承只在低速時(shí)工作。鑒于以上特點(diǎn)，可以很明確的得知該軸承只需要進(jìn)行靜強(qiáng)度的校核，所以為了防止軸承組件的接觸表面產(chǎn)生過大的塑性變形，要對(duì)軸承進(jìn)行靜強(qiáng)度校核，下面是進(jìn)行軸承的靜強(qiáng)度校核。軸承的靜強(qiáng)度應(yīng)滿足下式C ≥S P 式（）00式中：C ——軸承的基本額定靜載荷，查軸承手冊(cè)知 C =102 KN；0 0 P ——軸承的當(dāng)量靜載荷 S ——軸承的安全系數(shù)，可以有以下方法確定：對(duì)于轉(zhuǎn)速較低的場(chǎng)合，0經(jīng)過綜合考慮并查手冊(cè)可以確定 S =。0計(jì)算軸承的當(dāng)量靜載荷，軸承的靜載荷受力圖如下圖 所示。對(duì)滾針軸山東科技大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文33圖 滾針軸承的受力圖承進(jìn)行受力分析知，兩滾針主要受到離心塊和摩擦盤以及摩擦片的靜載荷作用，計(jì)算得知：其所受到的總載荷 G=m g=10 N= N。其作用點(diǎn)在總中間處，所以兩端的每個(gè)軸承所受的載荷等于 G/2=（）N= N。所以按照式（）的強(qiáng)度條件可得S P = N= N＜＜C =102 KN 式（）0 0很明顯滿足強(qiáng)度要求。 端蓋處的連接螺栓的設(shè)計(jì)計(jì)算通過分析可知，偶合器的左端蓋和右端蓋處采用螺栓連接的話，其螺栓所收到的載荷是不同的。因此下面分別討論左、右端蓋處的螺栓的設(shè)計(jì)。計(jì)算主動(dòng)級(jí)離心塊對(duì)端蓋的作用力由前面的計(jì)算以及圖 、 中的受力分析可明顯的計(jì)算出單個(gè)主動(dòng)級(jí)離心塊對(duì)于端蓋的作用力的合力（正壓力和摩擦力的合力）F = N，F(xiàn)那么二者作用的正壓力為F = F cosβ=176。N= N 式（）N因此，端蓋所受到的合正壓力為F = F z=3 N= N 式（）NH式中：z——主動(dòng)機(jī)離心塊的個(gè)數(shù)，z=3。左端蓋連接螺栓的設(shè)計(jì)計(jì)算由于端蓋的材料一般為鑄鐵在此選擇 HT200，與端蓋連接的帶有內(nèi)花鍵的的殼體的材料為 40Cr,選擇螺栓的材料為 40Cr。而螺栓連接的形式為普通螺栓連接。山東科技大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文34初選螺栓的個(gè)數(shù)為 z =8，對(duì)于左端蓋來說，其受載情況為，除了受到軸1向載荷之外還受到扭轉(zhuǎn)載荷，即靠螺栓的預(yù)緊力產(chǎn)生的連接面處的摩擦力來傳遞轉(zhuǎn)矩。經(jīng)過分析可知，螺栓連接的摩擦力所傳遞的轉(zhuǎn)矩為T = T T =（1161600151700）=1009900 式（）式中：T ——左端蓋螺栓所傳遞的轉(zhuǎn)矩；ZGT ——偶合器所傳遞的總轉(zhuǎn)矩；HT ——一側(cè)主動(dòng)級(jí)離心塊所傳遞的轉(zhuǎn)矩。其計(jì)算如下lxT = F cosβf r z 式（）lxC1f式中：F ——一個(gè)離心塊與錐面摩擦盤的總作用力，由前面的計(jì)算知cfF = N；cfβ——當(dāng)量摩擦角，β=176。；f ——離心塊與錐面摩擦盤之間的接觸面的摩擦系數(shù)，f =；1 1 z——離心塊的個(gè)數(shù)，z=3； r ——摩擦片的摩擦半徑，r =110 mm。f f將數(shù)據(jù)代入式（）中得：T =151700 。lx計(jì)算每個(gè)螺栓所受的軸向載荷，由前面的計(jì)算結(jié)果知螺栓所收到的總軸向載荷為 F = N，那么每個(gè)螺栓所受的軸向載荷為 F= NHF /z =。N1每個(gè)螺栓所受到的摩擦轉(zhuǎn)矩的計(jì)算，根據(jù)在圓周上均勻分布的螺栓所傳山東科技大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文35遞的轉(zhuǎn)矩的據(jù)算公式f F r + f F r +………f F r ≥K T01020zs式（）由于端蓋是圓盤，所以各摩擦力的作用半徑相同，根據(jù)各尺寸之間的，同時(shí)保證合理性，取 r= mm，則原式簡(jiǎn)化為z F f r≥K T 式（）1s其中：K ——防滑系數(shù)，取 K =；s s r——摩擦力作用半徑，r= mm； F ——受軸向載荷作用之后的螺栓的參與預(yù)緊力，待求；1 f——摩擦系數(shù)，由于接合面的材料為鑄鐵和鋼摩擦，查表取f=。解式（）得：F ≥ N。1接下來求螺栓的預(yù)緊力 F ，在接合面處采用金屬墊片，所以取螺栓的相0對(duì)剛度 λ=，則F = F +（1λ）F 式（）01其中：F ≥ N，F(xiàn)= N，代入得：F ≥ N。那么螺栓的總1 0拉力F = F +λF 式（）20代入數(shù)據(jù)得：F ≥ N。2估算螺栓的直徑，考慮到螺栓在總拉力 F 作用下需要補(bǔ)充擰緊，故將總2拉力增加 30%以考慮扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的影響，于是螺栓危險(xiǎn)截面的拉伸強(qiáng)度條件山東科技大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文36為d ≥ 式（）1?????其中：[σ]——螺栓的許用應(yīng)力，螺栓的材料為 40Cr。代入得：d ≥ mm。σ =900 Mpa，查表知，安全系數(shù)為 S =5。則[σ]= 1s caσ / S =900/5 Mpa=180 Mpa。代入得 d ≥ mm。選擇螺栓的規(guī)格為sca 1M10，則螺栓的參數(shù)為：小徑 d = P= mm＞ mm，符合強(qiáng)度要求。螺栓的中經(jīng) d = P=。2右端蓋連接螺栓的設(shè)計(jì)計(jì)算通過分析，右端蓋的螺栓同樣受到拉扭組合載荷，其拉伸軸向載荷同前，由總載荷為 F =。初選螺栓的個(gè)數(shù)為 z =6，每個(gè)螺栓所受的軸向載NH 2荷 F= F / z = N。2計(jì)算螺栓所受的扭矩，由前面的計(jì)算知：T =151700 ，則由式 z lxF f r≥K T 可求得螺栓的殘余預(yù)緊力：F ≥ N。同樣取連接的相對(duì)剛1s 1度 λ=，則由式（）可求得 F ≥ N。同樣由式（）可求0得 F ≥ N。2估算螺栓的直徑，由式（）求得 d ≥ mm。則選擇螺栓的規(guī)格1為 M6。螺栓的參數(shù)為：小徑 d = P=＞ mm，符合要求。螺栓的中經(jīng) d = P= mm。2除此之外，還有兩端的軸承蓋的螺栓，又由于軸承幾乎不受到軸向載荷，山東科技大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文37所以軸承蓋用螺栓可以選用一般的螺釘即可滿足要求。在此選擇螺釘?shù)囊?guī)格為 M4。還有與電機(jī)相連的聯(lián)軸器的選擇，可以根據(jù)傳遞的轉(zhuǎn)矩及功率的大小選擇聯(lián)軸器的型號(hào)為 GY7，器外徑為 D=160mm。 裝配尺寸鏈的求解由于偶合器在工作過程中難免有磨損，使得零件的尺寸發(fā)生變化，這樣就影響了摩擦偶合器的傳動(dòng)能力，使得偶合器不能正常工作，為此需要根據(jù)其磨損量定期調(diào)整偶合器右端蓋處的調(diào)整墊圈，以使偶合器重新獲得原有的傳動(dòng)能力，這就要求計(jì)算其許用磨損量，因此需要解裝配尺寸鏈以求得此調(diào)整值。經(jīng)過綜合考慮并計(jì)算后得知，主動(dòng)級(jí)離心塊在開始工作時(shí)從克服彈簧的恢復(fù)力外移時(shí)開始，離心塊移動(dòng)的徑向距離為 時(shí)可以獲得更佳的軟啟動(dòng)效果和承載能力，因此主動(dòng)級(jí)離心塊在其錐面（工作面）處可以消除的軸向間隙為 tan12176。mm=,此間隙時(shí)有多個(gè)摩擦面之間的間隙之和，為了解尺寸鏈的方便，將此值折合到尺寸鏈中的其中一個(gè)組成環(huán)中。同理反饋級(jí)離心塊也是在從剛剛開始工作到與摩擦面接觸離心塊所移動(dòng)的徑向距離為 mm 是的工作能力最好，同樣在其工作面處可以消除的軸向間隙為tan12176。mm= mm。又因?yàn)榉答伡?jí)離心塊為對(duì)稱式結(jié)構(gòu)，所以它可以消除的軸向間隙為 2 mm = mm。經(jīng)過分析之后可以在反饋級(jí)離心塊的下底面線上，一次為水平線貫穿各零件建立尺寸鏈。具體計(jì)算過程如下。畫裝配尺寸鏈，判斷增、減環(huán)，校驗(yàn)各環(huán)基本尺寸根據(jù)題意，軸向間隙為 ，則封閉環(huán)尺寸 A =0 mm,公差 T = 06.?0山東科技大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文38mm。裝配尺寸鏈如圖 所示，尺寸鏈總環(huán)數(shù)為 13 個(gè)，其中 A 為增環(huán)，A 1A 、A 、A 、A 、A 、A 、A 、A 、A 、A 為減環(huán)，封閉環(huán)的基本34567891012尺寸為：A =A （A +A +A +A +A +A +A +A +A +A +A ）=[（++5+5+8++8+5+5++）]=0。式（）由計(jì)算可知，各組成環(huán)基本尺寸的已定數(shù)值是正確的。確定協(xié)調(diào)環(huán)A 是錐面摩擦盤，易于加工，而且其尺寸也易于確定，因此選它作為3協(xié)調(diào)環(huán)。確定協(xié)調(diào)環(huán)公差 23456789102圖 裝配尺寸鏈按照等公差法分配各組成環(huán)公差= = mm= mm 式（）?T10n26.參照《公差與配合》國家標(biāo)準(zhǔn)，并考慮各零件加工的難易程度，在各組成環(huán)平均極值公差的基礎(chǔ)上，對(duì)各組成環(huán)的公差進(jìn)行合理的調(diào)整。由于外摩擦片山東科技大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文39是標(biāo)準(zhǔn)件，其尺寸為 A =5 ；其余各組成環(huán)的公差按加工難易程度調(diào)整如4025.??下：A = ，A = A = ，A = A =A =5 ，A = 105.??591025.??6A =8 ，A = ，802.?705.??計(jì)算協(xié)調(diào)環(huán)公差和極限偏差計(jì)算協(xié)調(diào)環(huán)公差：T = [T (T + T + T + T + T + T + T + T + T + T )]/23012456789102=[(+++++++++)]/2=；式（）計(jì)算協(xié)調(diào)環(huán)的下偏差：EI =[ES (EI + EI +EI +EI + EI + EI + EI + EI +EI )]/2312456789102=[(+0)]/2=；式（）協(xié)調(diào)環(huán)的上偏差：ES = T + EI =（+）mm=式（）因此協(xié)調(diào)環(huán)的尺寸為：A = A = mm；?差為：A = ，A = A = ，A = A = A =A =5 ，A = 105.?.??6A =8 ，A = 。802.??山東科技大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文404 摩擦偶合器帶載起動(dòng)過程的動(dòng)力學(xué)分析由機(jī)械傳動(dòng)的原理可知，每設(shè)計(jì)一種傳動(dòng)原理方案，都要研究該方案的可行性，即對(duì)其傳動(dòng)能力進(jìn)行分析，如果不滿足動(dòng)力學(xué)的基本要求的傳動(dòng)原理方案是不可行的。并且傳動(dòng)裝置是大多數(shù)機(jī)器或機(jī)組的主要組成部分。實(shí)踐證明，傳動(dòng)裝置在整臺(tái)機(jī)器的質(zhì)量和成本中都占有很大的比例。機(jī)器的工作性能和運(yùn)轉(zhuǎn)費(fèi)用也在很大程度上取決于傳動(dòng)裝置的優(yōu)劣。因此，不斷提高傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)和制造水平就具有機(jī)器重大的意義。下面進(jìn)行摩擦偶合器的呆在啟動(dòng)過程的動(dòng)力學(xué)分析。 摩擦偶合器帶載起動(dòng)力學(xué)模型的建立傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖的構(gòu)建山東科技大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文41機(jī)械傳動(dòng)的傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖如圖 所示。電機(jī)（或內(nèi)燃機(jī)、馬達(dá)等其他動(dòng)圖 傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖 電機(jī) 摩擦偶合器 變速機(jī)構(gòu) 執(zhí)行工作機(jī)構(gòu)等效構(gòu)件力源裝置）帶動(dòng)摩擦偶合器主動(dòng)端轉(zhuǎn)動(dòng)，從而使慣性質(zhì)量塊因慣性力而產(chǎn)生摩擦驅(qū)動(dòng)力矩，帶動(dòng)從動(dòng)端轉(zhuǎn)動(dòng)，經(jīng)變速機(jī)構(gòu) 3 帶動(dòng)工作機(jī)構(gòu)運(yùn)轉(zhuǎn)。一般機(jī)械系統(tǒng)可轉(zhuǎn)化為這一形式的簡(jiǎn)化系統(tǒng)。原動(dòng)機(jī)機(jī)械特性函數(shù)的建立以交流異步電動(dòng)機(jī)為例進(jìn)行機(jī)械特性函數(shù)的建立，機(jī)械特性曲線通常是如下圖 的形狀。 ABNCMMAMnnn0nn圖 交流異步電動(dòng)機(jī)機(jī)械特性曲線山東科技大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文42M ——堵轉(zhuǎn)力矩； M ——額定力矩； M 最大力矩； n ——同步轉(zhuǎn)速； n ——額AnB0定轉(zhuǎn)速電機(jī)起動(dòng)階段可用直線 AN 近似代替；正常運(yùn)行階段可用直線 NC 近似代替，兩直線的方程可近似表示為：AN 直線：M= M + 式（）nnA?)(?NC 直線：M= 式（）n?0)(執(zhí)行工作機(jī)構(gòu)等效力學(xué)模型的建立不同的工作機(jī)構(gòu)，根據(jù)機(jī)械原理的有關(guān)知識(shí)，可簡(jiǎn)化為等效構(gòu)件 E，其等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量時(shí) J ；等效的阻力矩時(shí) M 。設(shè)系統(tǒng)中的變速機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比是er eri；為使機(jī)械系統(tǒng)能正常起動(dòng)并正常運(yùn)行。則必須滿足：M i M ，否則電機(jī)ner不能正常起動(dòng)且系統(tǒng)無法正常運(yùn)行。J 的大小影響到起動(dòng)時(shí)間的長短，Jer越大則起動(dòng)時(shí)間越長。er在圖 的系統(tǒng)模型中，真正傳遞到工作執(zhí)行機(jī)構(gòu)的力矩是摩擦偶合器的摩擦驅(qū)動(dòng)力矩 M ,實(shí)際傳動(dòng)中，只有當(dāng) M ≥M 時(shí)，工作執(zhí)行機(jī)構(gòu)才開始fq fqer起動(dòng)。（1）摩擦偶合器驅(qū)動(dòng)力矩 M 與電機(jī)（原動(dòng)機(jī)）轉(zhuǎn)速的關(guān)系fq設(shè)慣性塊質(zhì)量是 m ,開始摩擦偶合器起動(dòng)時(shí) m 的質(zhì)心所在半徑是 r ，g gg摩擦半徑是 r ，電機(jī)轉(zhuǎn)速是 n，產(chǎn)生的摩擦驅(qū)動(dòng)力矩是 M ，慣性塊的彈性fq山東科技大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文43回復(fù)力為 F ，摩擦的摩擦系數(shù)是 181。，根據(jù)這些條件可建立 M 的計(jì)算表達(dá)式h fqM =［ －F ］181。 r 式（）fq902grmn?hm（2）摩擦偶合器物理參數(shù)和幾何尺寸選擇的約束條件設(shè)電動(dòng)機(jī)或原動(dòng)機(jī)的過載系數(shù)為 K ，額定轉(zhuǎn)速為 n ，額定扭矩為 M ，d n堵轉(zhuǎn)力矩為