【正文】 我還要感謝同組的各位同學(xué)，在畢業(yè)設(shè)計(jì)的這段時(shí)間里，你們給了我很多的啟發(fā)，提出了很多寶貴的意見，對(duì)于你們幫助和支持，在此我表示深深地感謝。不積跬步何以至千里，各位任課老師認(rèn)真負(fù)責(zé)，在他們的悉心幫助和支持下，我能夠很好的掌握和運(yùn)用專業(yè)知識(shí)，并在設(shè)計(jì)中得以體現(xiàn)，順利完成畢業(yè)論文。在此向梅老師表示深深的感謝和崇高的敬意。由于設(shè)計(jì)時(shí)間有限，有些研究設(shè)計(jì)進(jìn)行的不太深入，設(shè)計(jì)者認(rèn)為可以對(duì)粉末冶金材料加入其他一些金屬元素使摩擦片耐磨、抗高溫性能提高，如在此方向上能繼續(xù)深入研究將有廣闊的應(yīng)用前景。設(shè)計(jì)最后對(duì)離合器其它重要零件也進(jìn)行了敘述，選擇和計(jì)算，其中包括花鍵、壓盤、分離軸承、從動(dòng)片和分離桿。接著為了防止離合器工作時(shí)發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振，對(duì)扭轉(zhuǎn)減振器的特性以及功用進(jìn)行了敘述，之后通過計(jì)算扭轉(zhuǎn)減振器的主要參數(shù)，以及減振彈簧完善了扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)。在具體設(shè)計(jì)過程中，首先對(duì)膜片彈簧進(jìn)行了計(jì)算，通過大量的公式以及合適的選取參數(shù)，參考大量的文獻(xiàn)資料，計(jì)算出了它的結(jié)構(gòu)尺寸，并且進(jìn)行了膜片彈簧的校核。通過詳細(xì)的推導(dǎo)過程積累了大量的數(shù)據(jù)，并成功的繪制出了膜片彈簧離合器的成品圖。 本章小結(jié)本章對(duì)從動(dòng)盤轂花鍵、分離軸承等一些零件進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，校核了壓盤的厚度，設(shè)計(jì)了壓盤的傳動(dòng)形式，敘述了傳力片的力學(xué)分析過程，對(duì)分離桿的材料進(jìn)行了選擇，并對(duì)從動(dòng)片的設(shè)計(jì)過程提出了設(shè)計(jì)要求，并且對(duì)其進(jìn)行合理的選取參數(shù)，以及各零件的剪切應(yīng)力、壽命、強(qiáng)度等的校核，以達(dá)到設(shè)計(jì)的合理性。為了提高耐磨性能，表面進(jìn)行氰化處理，～，硬度HRC58～63。慣性力的大小與從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量成正比，因此為了減小轉(zhuǎn)動(dòng)慣量以減輕變速器的沖擊，從動(dòng)片一般做很薄，～ 厚的鋼板沖制而成。這是因?yàn)樵谄囆旭傊羞M(jìn)行換擋時(shí)，首先要切斷動(dòng)力分離離合器，而在變速器掛擋的過程中，與變速器第一軸相連的離合器從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)速一定要發(fā)生變化，或是增速，或是減速。（4）要有足夠的抗爆裂力。（2）為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面上的壓力分布更均勻，從動(dòng)盤應(yīng)具有軸向彈性。C0小于額定靜載荷，故所選分離軸承符合設(shè)計(jì)要求。(2)分離軸承在離合器徹底分離時(shí)的載荷在第3章中，我們計(jì)算出了載荷P2=，P2小于額定動(dòng)載荷，故認(rèn)為合適。(1) 軸承壽命的計(jì)算壽命計(jì)算參考下列公式： （）其中P0 為當(dāng)量動(dòng)載荷 ()式中，fp載荷系數(shù)，fp=～，本設(shè)計(jì)選取fp =。在離合器接合狀態(tài)時(shí)，分離軸承的端面與分離桿內(nèi)端之間應(yīng)留有一定的間隙，以備在離合器磨損的情況下，分離桿內(nèi)端后退而不致妨礙壓盤繼續(xù)壓緊摩擦片，以保證可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩。徑向推力軸承適合用于高速、低軸向負(fù)荷的情況；推力類則適用低速、高軸向負(fù)荷的情況。在分離離合器時(shí)，由于分離軸承旋轉(zhuǎn)，在離心力的作用下，它同時(shí)還承受徑向力。（3）傳力片的最小分離力（彈性恢復(fù)力） F彈發(fā)生在新裝離合器的時(shí)候，從動(dòng)盤尚未磨損，離合器在接合狀態(tài)下的彈性彎曲變形量此時(shí)最小，根據(jù)設(shè)計(jì)圖紙確定f=。正向驅(qū)動(dòng)： 反向驅(qū)動(dòng)： ()反向驅(qū)動(dòng)最危險(xiǎn)，由于在取計(jì)算載荷時(shí)比較保守，明顯偏大，因此，傳力片的許用應(yīng)力可取其屈服極限。② 盤和離合器蓋組裝成蓋總成時(shí)，Te = 0，通過分析計(jì)算可知 f max = ，可用式 （）計(jì)算最大應(yīng)力。其強(qiáng)度校核如下。所以壓盤的厚度選擇合適。壓盤的外徑略大于摩擦片外徑D，取壓盤外徑為330mm，內(nèi)徑略小于摩擦片內(nèi)徑，取壓盤內(nèi)徑為180mm.(1)校核壓盤的厚度根據(jù)離合器一次接合的溫升來(lái)校核 ()式中， g—分配到壓盤上的滑磨功所占的比例，；c—壓盤的比熱容，對(duì)鑄鐵壓盤c=()；W —為滑磨功，W=77387；質(zhì)量 ()代入數(shù)值，得t =℃。由于摩擦片導(dǎo)熱性很差，在滑磨過程中產(chǎn)生的熱主要由飛輪和壓盤吸收，為了每次接合時(shí)的溫升不致過高，故要求壓盤具有足夠的質(zhì)量來(lái)吸收熱量。本設(shè)計(jì)選用的是凸臺(tái)式連接。 壓盤的設(shè)計(jì)計(jì)算壓盤是離合器的主動(dòng)部分，在傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩時(shí)，它和飛輪一起帶動(dòng)從動(dòng)盤轉(zhuǎn)動(dòng)，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(dòng)，使壓盤和從動(dòng)盤脫離接觸。本設(shè)計(jì)選取內(nèi)徑d1=32，外徑D1=40，齒數(shù)n=10，齒厚t=5，有效齒長(zhǎng)l=45。圖 從動(dòng)盤轂花鍵從動(dòng)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(dòng)機(jī)傳來(lái)的全部轉(zhuǎn)矩。從動(dòng)盤轂和變速器第1 軸的結(jié)合方式，現(xiàn)今都采用齒側(cè)定心的矩形花鍵， 所示。并且介紹了主缸和工作缸的結(jié)構(gòu)組成，進(jìn)行了基本尺寸、強(qiáng)度的計(jì)算，危險(xiǎn)截面的校核等一系列工作。 本章小結(jié)離合器的操縱機(jī)構(gòu)在本章中進(jìn)行了選取，選取了液壓式傳動(dòng)?；钊麠U強(qiáng)度計(jì)算 ()代入數(shù)值，得s=?；钊麠U理論推力: ()代入數(shù)值，得=1717。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(jìn)油管接頭（2）分缸結(jié)構(gòu)尺寸的計(jì)算初選定內(nèi)徑D=25，外徑D1=29，活塞直徑d =～，D=，取標(biāo)準(zhǔn)值d=15，活塞厚度B= (～)D=15。分離差推桿的長(zhǎng)度可以調(diào)整，以保證離合器分離桿之間有合適的間隙。分缸中活塞的左右極限位置分別由限位塊和擋環(huán)限制。分缸一般裝在飛輪殼外（）。p ，強(qiáng)度合適。計(jì)算強(qiáng)度時(shí)，先確定c ()代入數(shù)值，得活塞強(qiáng)度計(jì)算 ()式中，Ps =400MP 為材料的許用拉力，代入數(shù)值，得s=14MP。（2）主缸結(jié)構(gòu)尺寸的計(jì)算初選內(nèi)徑 D=16，管路壓強(qiáng) P=。當(dāng)迅速放松離合器踏板時(shí)，復(fù)位彈簧使油缸活塞較快地向右移動(dòng)，而油液在管路中流動(dòng)有一定阻力，所以流動(dòng)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(jīng)皮碗的間隙流到左腔以彌補(bǔ)真空，同時(shí)油液由儲(chǔ)液室經(jīng)進(jìn)油孔補(bǔ)充到右腔中去。兩孔同時(shí)開放，離合器處于接合狀態(tài)?；钊胁枯^細(xì)，使活塞右方形成環(huán)行油室。踏板傳動(dòng)比： 分離撥叉?zhèn)鲃?dòng)比: 液力傳動(dòng)比: 總傳動(dòng)比: 有效行程: 空行程: 踏板總行程: 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(rèn)為本設(shè)計(jì)符合要求。離合器踏板行程Sn與壓盤升程s有下列關(guān)系： （）式中， s0—分離軸承與分離杠桿之間的間隙，S0=2～4mm，取S0=4； —摩擦片與壓盤、飛輪間的間隙 ，s=～，取s=；z—摩擦面數(shù)，本設(shè)計(jì)為單盤離合器，所以Zc=2；h—考慮傳動(dòng)比中由于變形等原因造成的行程損失，h小于1。若離合器踏板離地較近且行程短，操縱時(shí)腳跟可不離開地板，腳完全依靠在坐椅上，此時(shí)，踏板只需支撐腳的部分重量，采用輕的踏板力是適當(dāng)?shù)模倏v也很舒適。一般來(lái)說，對(duì)于轎車和輕型卡車，其踏板力Pt可取較輕的踏板力：Pt =100N較重的踏板力：Pt =130N離合器踏板位置高度及其形成對(duì)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(shí)，腳要完全離開地板，大腿要抬離坐椅。對(duì)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(dòng)比，加大傳動(dòng)比會(huì)使踏板力減小但行程增加。踏板最佳行程受許多因素影響，其中要考慮人群應(yīng)從5%分位的女性到95%分位的男性。具體布置應(yīng)該以人體左右對(duì)稱為準(zhǔn)向左偏移80～100mm，作為離合器踏板中心線的位置。 離合器的踏板位置、行程和踏板力離合器踏板的操縱通常設(shè)計(jì)為由左腳控制，因此，踏板的最佳位置應(yīng)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(nèi)的位置就要更偏左，它給車內(nèi)左側(cè)留下的橫向剩余空間要小一些。因此，離合器踏板的布置位置、相關(guān)尺寸、作用力以及行程大小都要符合人體工程學(xué)的要求。液壓式傳動(dòng)操縱的工作原理簡(jiǎn)單：踩下踏板，由主缸產(chǎn)生的油壓經(jīng)管路傳輸至分缸，由分缸中的推桿推動(dòng)分離叉使離合器分離。本設(shè)計(jì)選取操縱形式為液力操縱式。輕便包括兩個(gè)方面，一是加在離合器踏板上的力不應(yīng)該過大，另一方面是應(yīng)該有踏板形成的校核機(jī)構(gòu)。它始于離合器殼體內(nèi)的分離軸承。 本章小結(jié)本章介紹了扭轉(zhuǎn)減振器的特性以及扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)選取，對(duì)減振彈簧的尺寸進(jìn)行了確定，還對(duì)從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤轂的最大轉(zhuǎn)角、限位銷與從動(dòng)盤缺口側(cè)邊的間隙、限位銷直徑、從動(dòng)盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸進(jìn)行了詳細(xì)的計(jì)算，并且列出了必要的公式。這樣，當(dāng)?shù)孛鎮(zhèn)鱽?lái)沖擊時(shí)，開始只有部分彈簧參加工作，剛度較小，有利于緩和沖擊。按結(jié)構(gòu)布置選定，一般d=～12mm，本設(shè)計(jì)取d =12。本設(shè)計(jì)取3。減振彈簧在最大工作壓力P時(shí)最小長(zhǎng)度 （）式中， d1= =。減振彈簧剛度 ()減振彈簧的有效圈數(shù) ()式中，G為材料的扭轉(zhuǎn)彈性模數(shù)，對(duì)鋼G=83000N/mm2，代入數(shù)值，得i=。彈簧鋼絲直徑： ()式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力=550～600Mpa , d1算出后應(yīng)該圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，一般為3～4mm 左右。彈簧的平均直徑D2：一般由結(jié)構(gòu)布置決定，通常選取D2=11～15 左右。表 減振彈簧的選取離合器摩擦片外徑D減震彈簧數(shù)目Z225～2504～6250～3256～8325～3558～1035010 以上當(dāng)限位彈簧與從動(dòng)盤轂之間的間隙被消除時(shí)，彈簧傳遞扭矩達(dá)到最大TJ。一般選取T預(yù)=（～）Temax =減振彈簧的分布尺寸 R1的尺寸應(yīng)盡可能大一些，一般取 （）其中d為摩擦片內(nèi)徑，代入數(shù)值，得R1 =66。減振彈簧安裝時(shí)應(yīng)有一定的預(yù)緊。由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度Ca受結(jié)構(gòu)及發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tm 。圖 扭轉(zhuǎn)減振器特性曲線示例減振器扭轉(zhuǎn)角剛度Ca 決定于減振彈簧的線剛度及結(jié)構(gòu)布置尺寸，按下列公式初選角剛度 （）式中，T j 為極限轉(zhuǎn)矩；按下式計(jì)算