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MPa，合 格。d 分別為花鍵的內(nèi)外徑； Z 為從動(dòng)盤轂的數(shù)目；取 Z=1 h 為花鍵齒工作高度； 2/)( 39。 max?? 從動(dòng)盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動(dòng)時(shí)產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底， 39。 驗(yàn)證 ： 擠壓應(yīng)力的計(jì)算公式為：c pnlt? ? 式中， P為花鍵的齒側(cè)面壓力，它由下式確定： ZdD TP e )( 4 39。 ?D mm ， 2839。為提高花鍵內(nèi)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(dòng)片配合處，應(yīng)進(jìn)行高頻處理。它一般采用齒側(cè)對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑 D 與發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩 maxeT 由表 選?。? 一般取 ～ 倍的花鍵軸直徑。 25 2． 確定軸的直徑 3 nPAd? 式中， A為由材料與受載情況決定的系數(shù)，見表 : 表 軸常用幾種材料的 ??? 及 A值 軸的材料 Q235A， 20 Q275， 35 （ 1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn 38SiMnMo,3Cr13 ?? aMP/? 15～ 25 20～ 35 25～ 45 35～ 56 A 149～ 126 135～ 112 126～ 103 112～ 97 取 100?A ， n 為軸的轉(zhuǎn)速， 4500?n r/min，則 ?d mm，取 26d? mm。 3000F ? N， ??i ，80?? %；則 ? N 合格。F 為離合器分離時(shí)，壓緊彈簧對壓盤的總壓力； ?i 為操縱機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比，2111122222dcba dcbai ??； ? 為機(jī)械效率，液壓式： 90~80?? %， 機(jī)械式： 80~70?? %； sF 為克服回位彈簧 2 的拉力所需的踏板力，在初步設(shè)計(jì)時(shí)，可忽略之。 c1c2S 0fb1b2d2d1a1a2S 圖 液壓操縱機(jī)構(gòu)示意圖 踏板力為 sf FiFF ?? ??39。 1202 ?a mm， 501?a mm， 1352 ?d mm， 671?d mm 502?c mm， ?c mm， 501?b mm， 952?b mm 離合器踏板行程計(jì)算 踏板行程 S 由自由行程 1S 和工作行程 2S 組成： 2111222212021 dba dbaccSZSSSS f ???????? ????? （ ） 式中， fS0 為分離軸承的自由行程，一般為 ~ mm，取 ?fS mm；反映到踏板上的自由行程 1S 一般為 30~20 mm； 1d 、 2d 分別為主缸和工作缸的直徑； Z 為摩擦片面數(shù)； S? 24 為離合器分離時(shí)對偶摩擦面間的間隙，單片： ~??S mm，取 ??S mm； 1a 、2a 、 1b 、 2b 、 1c 、 2c 為杠桿尺寸。 本次設(shè)計(jì)的 普通輪型 離合器操縱機(jī)構(gòu)，采用液壓式操縱機(jī)構(gòu)。 離合器操縱機(jī)構(gòu) 應(yīng)滿足的要求 是 [3]： （ 1）踏板力要小，轎車一般在 80～ 150N 范圍內(nèi)，貨車不大于 150～ 200N； （ 2）踏板行程對轎車一般在 150~80 mm 范圍內(nèi)，對貨車最大不超過 180mm； （ 3）踏板行程應(yīng)能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復(fù)原 ； （ 4）應(yīng)有對踏板行程進(jìn)行限位的裝置，以防止操縱機(jī)構(gòu)因受力過大而損壞 ； （ 5）應(yīng)具有足夠的剛度 ； （ 6）傳動(dòng)效率要高 ； （ 7） 發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)及車架和駕駛室的變形不會(huì)影響其正常工作。輕便性包括兩個(gè)方面，一是加在離合器踏板上的力不應(yīng)過大，另一方面是應(yīng)有踏板形成的校正機(jī)構(gòu)。它始于離合 23 器踏板，終止于離合器殼內(nèi)的分離軸承。 減振 阻尼 片設(shè)計(jì) 由前邊零 件裝配關(guān)系及參照同類車型，可以確定減振 阻尼 片內(nèi)經(jīng)為 d=50mm，外徑D=80mm，厚度 h=2mm。 ??? kPl mm （ 8） 減振彈簧的自由高度 39。取 ?j? 176。 （ 2） 選擇旋 繞 比，計(jì)算曲度系數(shù) 根據(jù)下表選擇旋 繞 比 表 旋繞比的薦用范圍 d/mm ~ 1~ ~ 6~ 16~7 42~18 C 14~7 12~5 10~5 9~4 8~4 6~4 確定旋繞比 4?C ，曲度系數(shù) )44()14( ????? CCCK （ 3） 強(qiáng)度計(jì)算 ? ? 48 2 ?? ?? CKFd j mm，與原來的 d 接近，合格。 減振彈簧的設(shè)計(jì) 1． 減振彈簧的安裝位置 2)~(0 dR ? ， 結(jié) 合 502 0 ?? Rd mm，得 0R 取 50mm， 則 0 2Rd ?。 扭轉(zhuǎn)角剛度 13 36 66jkT? ??Nm 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 m a ??N 扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì) 減震器極轉(zhuǎn)矩 m 28 2jeTT??N由此可知，碟簧部分內(nèi)緣點(diǎn) B 處切向壓應(yīng)力最大， A 處切向拉應(yīng)力最大，分析表明， B 點(diǎn)的切向應(yīng)力最大，計(jì)算膜片彈簧的應(yīng)力只需校核 B 處應(yīng)力就可以了，將 B 點(diǎn)的坐標(biāo) X=（ er）和 Y=h/2 代入（ ）式有： ? ? 22 { ( ) }221tBE e r herr? ? ? ?? ? ??? ? ? ? ? ? ????? ?? （ ） 令 0d Bd t ???可以求出切向壓應(yīng)力達(dá)極大值的轉(zhuǎn)角 ? ?re2 hP ????? 由于 ： 1 1 8 9 4 1 1 4 .5 1l n ( ) l n (1 1 8 / 9 4 )Rre Rr??? ? ?mm 所以 ： ? ? ， ? ? N/mm2 B 點(diǎn)作為分離指根部的一點(diǎn)，在分離軸承推力 F2作用下還受有彎曲應(yīng)力： ? ? 2r2frB hbn Frr6 ????? （ ） 式中 n—— 分離指數(shù)目 n=18 br—— 單個(gè)分離指的根部寬 20 02 2 3 6 1 2 .5 71 8 1 8r rb ? ???? ? ?mm 由于 σrB是與切向壓應(yīng)力 σtB垂直的拉應(yīng)力，所以根據(jù)最大剪應(yīng)力強(qiáng)度理論， B 點(diǎn)的當(dāng)量應(yīng)力為： [ ] 1 7 0 0B j rB tB B j? ? ? ?? ? ? ?N/mm2 膜片彈簧的設(shè)計(jì)應(yīng)力一般都稍高于材料的局限，為提高膜片彈簧的承載能力，一般要經(jīng)過以下工藝：先對其進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，得到具有較高抗疲 勞能力的回火索氏體，對膜片彈簧進(jìn)行強(qiáng)壓處理（將彈簧壓平并保持 12～ 14h），使其高應(yīng)力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應(yīng)力，對膜片彈簧的凹表面進(jìn)行噴丸處理，提高彈簧疲勞壽命，對分離指進(jìn)行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。從式（ ）可以看出當(dāng) eX ?? 時(shí)無論取任何值，都有e)2(Y ????? 。 當(dāng) 0t ?? 時(shí) X)2(Y ???? ， 因?yàn)?)2( ??? 的 值很小 ，我 們可以 將 )2( ??? 看成)2(tg ??? ，由上式可寫成 X)2(tgY ???? ?，F(xiàn)選定坐標(biāo)于子午斷面，使坐標(biāo)原點(diǎn)位于中性點(diǎn) O。 膜片彈簧的應(yīng)力計(jì)算 假定膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點(diǎn) O 轉(zhuǎn)動(dòng)（圖 ）。當(dāng)分離時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)從 B 變到 C ，為最大限度地減小踏板力， C 點(diǎn)應(yīng)盡量靠近 N 點(diǎn)。從膜片彈簧的彈性特性曲線圖分析出，該曲線的拐點(diǎn) H 對應(yīng)著膜片彈簧壓平位置，而 ? ? 2111 NMH ??? ?? 。設(shè)分離軸承對膜片彈簧指所加的載荷為F2，對應(yīng)此載荷作用點(diǎn)的變形為λ 2。 通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點(diǎn)處，用 F1 表示，加載點(diǎn)間的相對變形（軸向）為λ 1，則壓緊力 F1 與變形λ 1之間的關(guān)系式為 : ? ? ? ?? ? ?????? ????????? ??????