【導讀】黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計。離合器的踏板位置、行程、和踏板力的

　　

【正文】 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。 本章小結 本章介紹了扭轉減振器的特性以及扭轉減振器的參數(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角、限位銷與從動盤缺口側邊的間隙、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。 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 27 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黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 28 廣泛采用。 液壓 式傳動操縱的工作原理簡單：踩下踏板，由主缸產生的油壓經管路傳輸至分缸，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，離合器踏板在車內的位置就要更偏左，它給車內左側留下的橫向剩余空間要小一些。考慮到這些因素，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，若有較大的踏黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 29 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，分離叉驅動臂長 b1=70，分離叉臂長 b2=80。 踏 板 傳 動 比 12pCi C? （ ） = 分離撥叉 傳動比 10 2bi b? （ ） = 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?? （ ） 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 30 = 空行程 00k H pS s i i i? （ ） = 踏板總行程 n c kS S S??= 踏板行程推薦在 150～ 170mm 之間，原則上是在滿足徹底分離及踏板力允許情況下，其踏板總行程越小越好，故認為本設計符合要求。 主缸和工作缸的設計計算 主缸的工作原理及計算 （ 1）主缸的工作原理 離合器的主缸的油缸和儲油室在結構上做成一體（如圖 所示），主缸有 圖 離合器工作缸結構圖 1— 通氣孔； 2— 螺塞； 3— 擋板； 4— 蓋； 5— 螺釘； 6— 儲油室； 7— 總泵推桿； 8— 防護罩； 9— 端蓋； 10— 密封圈； 11— 活塞 ； 12— 彈性墊片 13— 皮碗； 14— 復位彈簧； 15— 管接頭 補償孔和進油孔與儲油室相通，主缸的油缸內裝有鋁合金活塞?；钊胁枯^細，使活塞右方形成環(huán)行油室。皮碗位于補償孔和進油孔之間。兩孔同時開放，離合器處于接合狀態(tài)。分離離合器時，踩下踏板，通過推桿使油缸活塞向左移，當皮碗將補償孔關閉后，油管中的油壓開始上升，油液進入管路流進分缸。當迅速放松離合器踏板時，復位彈簧使油缸活塞較快地向右移動，而油液在管路中流動有一定阻力，所以流動緩慢，這樣就有可能在活塞左邊形成一定的真空度，在活塞兩腔壓力差的作用下，少量的油液推開 單向閥，經皮碗的間隙流到左腔以彌補真空，同時油液由儲液室經進油孔補充到右腔中去。當原先由主缸壓到分缸中去的油液重新回到主缸時，由于已有少量黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 31 的油液經單象閥流到主缸左腔，故總流量多了，這多余的油即從補償孔 A流回儲液室。 （ 2）主缸結構尺寸的計算 初選內徑 D=16，管路壓強 P=。活塞桿直徑 ? ?0. 5dD? ～ =8，取標準值d=8mm，活塞寬度 ? ? ? ～ =。 計算強度時，先確定 FP A? （ ） 代入數(shù)值，得 2163 .52F PA ? ???? ????=703。 活塞強度計算 62104pFd??????? （ ） 式中 ， p? =400MP 為材料的許用拉力，代入數(shù)值，得 ? =14MP。 p??? ，強度合適。 分缸的工作原理及計算 （ 1）分缸的工作原理和結構 離合器分缸的功能是接受主缸輸送過來的液流及油壓，直接或間接地推動分離軸承，使離合器分離。分缸一般裝在飛輪殼外（見圖 ）。此種布置形式的分缸將通過分離推桿間接推動分離軸承移動。分缸中活塞的左右極限位置分別由限位塊和擋環(huán)限制。為了放出滲入管路中的空氣，在分缸中裝有放氣螺釘。分離差推桿的長度可以調整，以保證離合器分離桿之間有合適的間隙。特別是當摩擦片磨損后，要隨時注意調整，以免因壓盤壓緊力不夠造 成的從動盤打滑燒損。 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 32 圖 離合器分缸 1— 放氣螺栓； 2— 分缸殼； 3— 擋環(huán)； 4— 活塞限位塊； 5— 進油管接頭 （ 2）分缸結構尺寸的計算 初選定內徑 D=25，外徑 D1=29，活塞直徑 ? ?0. 5 0. 55dD? ～ =，取標準值 d=15，活塞厚度 ? ? ? ～ =15。 強度校核時，參考公式（ ），得 P =。 活塞桿理論推力 261 104F D p? ??? （ ） 代入數(shù)值，得 1F =1717。 拉力 ? ?2 2 62 104F D d p? ?? ? ? （ ） 代入數(shù)值，得 2F =1099。 活塞桿強度計算 62104pFd??????? （ ） 代入數(shù)值，得 ? = ≤ p? 。故認為本設計強度合適。 本章小結 離合器的操縱機構在本章中進行了選取，選取了液壓式傳動。 系統(tǒng)的介紹了操縱機構的工作原理。 并且介紹了主缸和工作缸的結構組成，進行了基本尺寸、強度的計算，危險截面的校核等一系列工作。 第 6章 離合器其它零件的設計及計算 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 33 從動盤轂花鍵的設計計 算 發(fā)動機轉矩是經從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器第 1 軸花鍵就插在該花鍵孔內。從動盤轂和變速器第 1 軸的結合方式，現(xiàn)今都采用齒側定心的矩形花鍵，結構形狀如圖 所示。花鍵之間為動配合，這樣在離合器分離和接合過程中，從動盤轂就能在花鍵軸上自由滑動。 圖 從動盤轂花鍵 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，尺寸根據(jù)摩擦片外徑選取。 本設計選取內徑 d 1=32，外徑 D1=40，齒數(shù) n =10，齒厚 t=5，有效齒長 l =45。 （ 1） 計算擠壓應力 計算擠壓應力可參考 pnhl? ?擠 壓 （ ） 式中 ， p 為花鍵的齒側應力， z 為單盤， z =1 max114()eTp D d z? ? （ ） = 103 N 花鍵的高度 1 ()2h D d?? （ ） =4 代入數(shù)值，得 ?擠 壓 =10 4， ?擠 壓 ≤ 210 5N/m2， （ 2） 花鍵的剪切應力的計算 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 34 花鍵剪切應力可參考 Flbn? ?剪 切 （ ） 式中 ， F 為作用在從動盤上的圓周力 max4()eTF n D d? ? （ ） =2072N 代如有關數(shù)值，得 ?剪 切 =，剪切應力低，故認為花鍵抗剪切能力足夠強。 壓盤的設計計算 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪有一定聯(lián)系，但這種聯(lián)系又允許壓盤在離合器分離過程中能自地做軸向移動，使壓盤和從動盤脫離接觸。壓盤和飛輪見常見的連接方式 有凸臺式、鍵式、銷式。本設計選用的是凸臺式連接。 離合器在接合的過程中，由于滑磨功的存在，每接合一次的過程中都要產生大量的熱，而每次接合的時間