【正文】 參考文獻(xiàn)[1] 徐石安,[M].. [2] [M]. . [3] [M]. .[4] 中國機(jī)械工程學(xué)會,[M].. [5] 余仁義,[J].. [6] 董麗霞,[M].. [7] 張金柱,韓玉敏,[M]..[8] [J].重慶工學(xué)院學(xué)報 .2002. [9] 王志明,胡樹根,[J].（12）. [10]羅頌榮,胡浩,[J].（3）[11] 王洋,高翔,陳祥,[J].江蘇理工大學(xué)學(xué)報. 2001（1）.[12] 王三民,[M]. .[13] 張鐵山,高翔,夏長高,[J].（11）. [14] 嚴(yán)正峰,[J]. （5）. [15] [M].. [16] A. C. Rao. Trans. On the Performance of Kinematic Chains. CSME [J] 12 No. 2 ,1998.[17] 夏華,胡亞民,[J]. ,2.28。但是，我們的設(shè)計(jì)中仍存在大量的錯誤和缺點(diǎn)，如加工精度問題等等。扭轉(zhuǎn)減振器中的扭轉(zhuǎn)彈簧選用65Si2MnA，其中所含硅成分提高了機(jī)件的彈性，所含錳，加強(qiáng)了耐高溫性；設(shè)計(jì)后的離合器順利通過溫升校核，目的是防止摩擦元件過快地磨損和溫度過高。設(shè)計(jì)所得尺寸既符合工作機(jī)理的需求又滿足安裝的要求。計(jì)算方面：離合器的主要參數(shù)β，P0,D,d，結(jié)果按照基本公式運(yùn)算得出并通過約束條件，檢驗(yàn)合格。本章所用原始數(shù)據(jù)為CA1040貨車的數(shù)據(jù)。驗(yàn)證：擠壓應(yīng)力的計(jì)算公式為： 式中，P為花鍵的齒側(cè)面壓力，它由下式確定：從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底， ，分別為花鍵的內(nèi)外徑；Z為從動盤轂的數(shù)目；取Z=1h為花鍵齒工作高度；得N，MPaMPa，合格。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，：～。 2．確定軸的直徑式中，A為由材料與受載情況決定的系數(shù)，:　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(zhuǎn)速，r/min，則mm，取mm。N，%；則N合格。得：mm，mm，合格。液壓操縱機(jī)構(gòu)有如下優(yōu)點(diǎn)：（1）液壓式操縱，機(jī)構(gòu)傳動效率高，質(zhì)量小，布置方便；便于采用吊掛踏板，從而容易密封，不會因駕駛室和車架的變形及發(fā)動機(jī)的振動而產(chǎn)生運(yùn)動干涉；（2）可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動系產(chǎn)生的動載荷，正由于液壓式操縱有以上的優(yōu)點(diǎn)，故應(yīng)用日益廣泛，離合器液壓操縱機(jī)構(gòu)由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，但是機(jī)械效率低，質(zhì)量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠(yuǎn)距離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動可消除上述缺點(diǎn)，但壽命短，機(jī)構(gòu)效率不高。離合器操縱機(jī)構(gòu)按分離時所需的能源不同可分為機(jī)械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機(jī)械式、氣壓助力液壓式等等。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機(jī)構(gòu)首先要求操作輕便。汽車離合器操縱機(jī)構(gòu)是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和接合的一套機(jī)構(gòu)。則mm（5）剛度計(jì)算彈簧剛度 mm其中，為最小工作力，彈簧的切變模量MPa，則彈簧的工作圈數(shù)取，總?cè)?shù)為（6）彈簧的最小高度mm（7）減振彈簧的總變形量mm（8）減振彈簧的自由高度mm（9）減振彈簧預(yù)緊變形量mm（10）減振彈簧的安裝高度mm由前邊零件裝配關(guān)系及參照同類車型，可以確定減振盤內(nèi)經(jīng)為d=50mm，外徑D=145mm，厚度h=4mm。中徑 mm；外徑 mm（4）極限轉(zhuǎn)角176。 2．全部減振彈簧總的工作負(fù)荷N3．單個減振彈簧的工作負(fù)荷N式中Z為減振彈簧的個數(shù)，：取Z=6　減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片的外徑D/mm225～250250～325325～350〉350Z4～66～88～10〉10 扭轉(zhuǎn)減振器4．減振彈簧尺寸（1）選擇材料，計(jì)算許用應(yīng)力根據(jù)《機(jī)械原理與設(shè)計(jì)》(機(jī)械工業(yè)出版社)采用65Mn彈簧鋼絲， 設(shè)彈簧絲直徑mm,MPa,MPa。m/rad 。m極限轉(zhuǎn)角 176。m 摩擦轉(zhuǎn)矩 N故膜片彈簧和當(dāng)量應(yīng)力不超出允許應(yīng)力范圍，所以用設(shè)數(shù)據(jù)合適。顯然，零應(yīng)力直線為K點(diǎn)與O點(diǎn)的連線，在零應(yīng)力直線內(nèi)側(cè)為壓應(yīng)力區(qū)，外側(cè)位拉應(yīng)力區(qū)，等應(yīng)力直線離應(yīng)力直線越遠(yuǎn)，其應(yīng)力越高。此式表明，對于一定的零應(yīng)力分布在中性點(diǎn)O而與X軸承角的直線上。令X軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點(diǎn)的切向應(yīng)力為： （） 膜片彈簧工作點(diǎn)位置式中 φ——碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)角（從自由狀態(tài)算起）α——碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角e ——碟簧部分子午斷面內(nèi)中性點(diǎn)的半徑e=（Rr）/In(R/r) （）為了分析斷面中斷向應(yīng)力的分布規(guī)律，將（）式寫成Y與X軸的關(guān)系式： （） 切向應(yīng)力在子午斷面的分布由上式可知，當(dāng)膜片彈簧變形位置φ一定時，一定的切向應(yīng)力αt在XY坐標(biāo)系里呈線性分布。斷面在O點(diǎn)沿圓周方向的切向應(yīng)變?yōu)榱?，故該點(diǎn)的切向應(yīng)力為零，O點(diǎn)以外的點(diǎn)均存在切向應(yīng)變和切向應(yīng)力。為了保證摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞傳矩，并考慮摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力應(yīng)大于或等于新摩擦片時的壓緊力。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點(diǎn)B一般取在凸點(diǎn)M和拐點(diǎn)H之間，且靠近或在H點(diǎn)處，一般,以保證摩擦片在最大磨損限度Δλ范圍內(nèi)壓緊力從F1B到F1A變化不大。由 （） （）:　膜片彈簧工作點(diǎn)的數(shù)據(jù)膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇。凸點(diǎn)：mm時，N凹點(diǎn)：mm時，N拐點(diǎn)：mm時，N 當(dāng)離合器分離時，膜片彈簧加載點(diǎn)發(fā)生變化。因此，碟形彈簧有關(guān)設(shè)計(jì)公式對膜片彈簧也適用。膜片彈簧是具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔開的掛狀部分——分離指。 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)（1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始錐角應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即（2）彈簧各部分有關(guān)尺寸的比值應(yīng)符合一定的范圍，即（3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑）應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即推式： 拉式： （4）根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置要求，與，與之差應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即（5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即推式： 拉式： 由（4）和（5）得mm，mm。國內(nèi)常用的碟簧材料的為60SizMnA，當(dāng)量應(yīng)力可取為1600～1700N/mm2。本設(shè)計(jì)取mm，mm。mm，mm，取mm，mm，應(yīng)滿足的要求。之間，合格。范圍內(nèi)，本設(shè)計(jì)中 得176。本設(shè)計(jì)中取，摩擦片的平均半徑mm， 取mm則mm取整mm 則。2. R/r選擇通過分析表明，R/r越小，應(yīng)力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。1 2 34 5 膜片彈簧的彈性特性曲線為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的H/～2范圍內(nèi)選取。C，合格。176。（8）離合器接合的溫升式中,t為壓盤溫升,不超過176?！挝荒Σ撩娣e傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值離合器規(guī)格