【正文】 離合器在接合的過(guò)程中，由于滑磨功的存在，每接合一次的過(guò)程中都要產(chǎn)生大量的熱，而每次接合的時(shí)間。壓盤和飛輪見常見的連接方式 有凸臺(tái)式、鍵式、銷式。 （ 1） 計(jì)算擠壓應(yīng)力 計(jì)算擠壓應(yīng)力可參考 pnhl? ?擠 壓 （ ） 式中 ， p 為花鍵的齒側(cè)應(yīng)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(yīng)力的計(jì)算 黑龍江工程學(xué)院本科畢業(yè)生畢業(yè)設(shè)計(jì) 34 花鍵剪切應(yīng)力可參考 Flbn? ?剪 切 （ ） 式中 ， F 為作用在從動(dòng)盤上的圓周力 max4()eTF n D d? ? （ ） =2072N 代如有關(guān)數(shù)值，得 ?剪 切 =，剪切應(yīng)力低，故認(rèn)為花鍵抗剪切能力足夠強(qiáng)。它一般采用齒側(cè)對(duì)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?；ㄦI之間為動(dòng)配合，這樣在離合器分離和接合過(guò)程中，從動(dòng)盤轂就能在花鍵軸上自由滑動(dòng)。 第 6章 離合器其它零件的設(shè)計(jì)及計(jì)算 黑龍江工程學(xué)院本科畢業(yè)生畢業(yè)設(shè)計(jì) 33 從動(dòng)盤轂花鍵的設(shè)計(jì)計(jì) 算 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動(dòng)盤轂的花鍵孔輸出，變速器第 1 軸花鍵就插在該花鍵孔內(nèi)。 系統(tǒng)的介紹了操縱機(jī)構(gòu)的工作原理。故認(rèn)為本設(shè)計(jì)強(qiáng)度合適。 拉力 ? ?2 2 62 104F D d p? ?? ? ? （ ） 代入數(shù)值，得 2F =1099。 強(qiáng)度校核時(shí)，參考公式（ ），得 P =。特別是當(dāng)摩擦片磨損后，要隨時(shí)注意調(diào)整，以免因壓盤壓緊力不夠造 成的從動(dòng)盤打滑燒損。為了放出滲入管路中的空氣，在分缸中裝有放氣螺釘。此種布置形式的分缸將通過(guò)分離推桿間接推動(dòng)分離軸承移動(dòng)。 分缸的工作原理及計(jì)算 （ 1）分缸的工作原理和結(jié)構(gòu) 離合器分缸的功能是接受主缸輸送過(guò)來(lái)的液流及油壓，直接或間接地推動(dòng)分離軸承，使離合器分離。 活塞強(qiáng)度計(jì)算 62104pFd??????? （ ） 式中 ， p? =400MP 為材料的許用拉力，代入數(shù)值，得 ? =14MP。活塞桿直徑 ? ?0. 5dD? ～ =8，取標(biāo)準(zhǔn)值d=8mm，活塞寬度 ? ? ? ～ =。當(dāng)原先由主缸壓到分缸中去的油液重新回到主缸時(shí)，由于已有少量黑龍江工程學(xué)院本科畢業(yè)生畢業(yè)設(shè)計(jì) 31 的油液經(jīng)單象閥流到主缸左腔，故總流量多了，這多余的油即從補(bǔ)償孔 A流回儲(chǔ)液室。分離離合器時(shí)，踩下踏板，通過(guò)推桿使油缸活塞向左移，當(dāng)皮碗將補(bǔ)償孔關(guān)閉后，油管中的油壓開始上升，油液進(jìn)入管路流進(jìn)分缸。皮碗位于補(bǔ)償孔和進(jìn)油孔之間。 主缸和工作缸的設(shè)計(jì)計(jì)算 主缸的工作原理及計(jì)算 （ 1）主缸的工作原理 離合器的主缸的油缸和儲(chǔ)油室在結(jié)構(gòu)上做成一體（如圖 所示），主缸有 圖 離合器工作缸結(jié)構(gòu)圖 1— 通氣孔； 2— 螺塞； 3— 擋板； 4— 蓋； 5— 螺釘； 6— 儲(chǔ)油室； 7— 總泵推桿； 8— 防護(hù)罩； 9— 端蓋； 10— 密封圈； 11— 活塞 ； 12— 彈性墊片 13— 皮碗； 14— 復(fù)位彈簧； 15— 管接頭 補(bǔ)償孔和進(jìn)油孔與儲(chǔ)油室相通，主缸的油缸內(nèi)裝有鋁合金活塞。 初選：踏板驅(qū)動(dòng)臂 C1=75，踏板臂長(zhǎng) 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(qū)動(dòng)臂長(zhǎng) b1=70，分離叉臂長(zhǎng) b2=80。 操縱系統(tǒng)的傳動(dòng)比計(jì)算 在設(shè)計(jì)操縱系統(tǒng)時(shí)，為滿足前述對(duì)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(dòng)比，最終合理地確定出操縱系統(tǒng)的傳動(dòng)比。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(huì)使踏板輕易地移動(dòng)使離合器動(dòng)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(xué)院本科畢業(yè)生畢業(yè)設(shè)計(jì) 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。踏板力大小直接影響到離合器操縱的輕便性。從 有關(guān)方面獲得的人體工程學(xué)資料為：踏板最大行程應(yīng)小于 175mm。 踏板行程 踏板行程是指從踏板最高點(diǎn)至其最低點(diǎn)所劃過(guò)的距離。考慮到這些因素，大部分離合器踏板實(shí)際布置位置還需適當(dāng)靠右，即靠向人體中間部位。綜合起來(lái)，設(shè)計(jì)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(duì)輸入的放大比率； （ 2） 周邊工作環(huán)境對(duì)系統(tǒng)的影響； （ 3） 時(shí)間因素對(duì)系統(tǒng)性能的綜合影響。 離合器操縱系統(tǒng)功能是，把駕駛員對(duì)離合器的踏板的輸入變成分離軸承上的輸出，來(lái)控制離合器的接合和分離，從而完成對(duì)汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力切斷或傳遞。在眾多的操縱機(jī)構(gòu)中，氣壓助力液壓式操縱機(jī)構(gòu)具有操縱輕便，布置簡(jiǎn)單而被中重型汽車黑龍江工程學(xué)院本科畢業(yè)生畢業(yè)設(shè)計(jì) 28 廣泛采用。離合器操縱機(jī)構(gòu)按分離時(shí)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。 黑龍江工程學(xué)院本科畢業(yè)生畢業(yè)設(shè)計(jì) 27 第 5章 離合器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 汽車離合器操縱機(jī)構(gòu)是駕駛員用來(lái)離合器分離使之柔和接合的一套機(jī)構(gòu)。本設(shè)計(jì)取 a =， A =， A1 =28mm。 圖 從動(dòng)盤窗口尺寸簡(jiǎn)圖 一般推薦 A1A = a =～ 。d =12。d 按結(jié)構(gòu)布置選定，一般 39。 限位銷直徑 39。 Tl??預(yù)1czR （ ） = 減振彈簧安裝后的工作高度 0l l l? ?? = 黑龍江工程學(xué)院本科畢業(yè)生畢業(yè)設(shè)計(jì) 26 從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤轂的最大轉(zhuǎn)角 最大轉(zhuǎn)角 ? 和減振彈簧的工作變形 量 l?’‘ （ l?’‘ = ll ??? ‘ ） ）（ ’‘ Rl 12/a rc s in2 ??? （ ） = 限位銷與從動(dòng)盤缺口側(cè)邊的間隙 2sinaR?? （ ） 式中 ， R2為限位銷的安裝半徑， λ 一般為 ～ 4mm。 減振彈簧在最大工作壓力 P時(shí)最小長(zhǎng)度 ? ?min 1L n d ??? （ ） ? = 式中 ， ?? = 為彈簧圈之間的間隙。 減振彈簧剛度 211000acc Rz? （ ） = 減 振 彈 簧 的 有 效 圈 數(shù) i = CGDd32418 （ ） 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： 231 8PDd ??? （ ） 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。 黑龍江工程學(xué)院本科畢業(yè)生畢業(yè)設(shè)計(jì) 25 彈簧的平均直徑 2D ：一般由結(jié)構(gòu)布置決定，通常選取 2D =11～ 15左右。 表 離合器摩擦片外徑 D 減振彈簧數(shù)目 Z 225～ 250 4～ 6 250～ 325 6～ 8 325～ 355 8～ 10 350 10以上 減振彈簧的總壓力 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 = 減振彈簧的分布半徑 減振彈簧的分布尺寸 R1的尺寸應(yīng)盡可能大一些，一般取 R1 =（ ～ ） d/2 （ ） 其中 d 為 摩擦片內(nèi)徑，代入數(shù)值，得 R1 =66。 黑龍江工程學(xué)院本科畢業(yè)生畢業(yè)設(shè)計(jì) 24 預(yù)緊力矩 減振彈簧安裝時(shí)應(yīng)有一定的預(yù)緊。 減振器摩擦力矩 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T? 。圖中反映了扭轉(zhuǎn)減振器特性的一些參黑龍江工程學(xué)院本科畢業(yè)生畢業(yè)設(shè)計(jì) 23 轉(zhuǎn)矩角度滑行驅(qū)動(dòng)級(jí)扭轉(zhuǎn)剛度彈簧預(yù)緊花鍵有間隙4級(jí) 阻尼數(shù)，其中斜線表示扭轉(zhuǎn)力 矩 Td，朝上方共有 4段斜線，表示有 4級(jí)剛度；垂直線表示從一級(jí)進(jìn)入另一級(jí)需要克服的預(yù)緊力矩 TN；兩斜線間的間隔反映了減振器工作時(shí)的摩擦；離合器減振器特性曲線在水平坐標(biāo)上的距離表示離合器從動(dòng)盤轂花鍵中的間隙 圖 扭轉(zhuǎn)減振器的角剛度 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 Ca≤ 13Tj （ ） 式中 ， Tj 為極限轉(zhuǎn)矩 ； 按下式計(jì)算 Tj =（ ～ ） Temax （ ） 式中 ， 適用 乘 用車， 商 用車，本設(shè)計(jì)為商用車，選取 ， maxeT 為發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩，代入數(shù)值得 Tj =， Ca ≤ 本設(shè)計(jì)初選 Ca=7000N扭轉(zhuǎn)振動(dòng)還是引起齒輪噪聲的重要原因，尤引人注目。 汽車行駛中，傳動(dòng)系傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩時(shí)，由于內(nèi)燃機(jī)工作不均衡，轉(zhuǎn)矩周期性地變化會(huì)引起傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。兩者都和離合器的結(jié)構(gòu)有關(guān)。 本章小結(jié) 本章 對(duì)離合器主要參數(shù)（后備系數(shù)、單位壓力和摩擦片的主要尺寸）進(jìn)行了選擇，主要計(jì)算了 膜片彈簧離合器的主要參數(shù)，和對(duì)膜片彈簧尺寸的合理選擇，并且對(duì)膜片彈簧進(jìn)行了詳細(xì)認(rèn)真的校核，使其能更好的與實(shí)際相結(jié)合。39。2? =，故 39。2 3 2 2 216 1 1 1 1{ [ ( 1 ) 2 ( 1 ) l n ] [ ( ) 2 ( ) l n ] }22 effr rrrf e e e ef f f f f fPr r r r rrrE h r r r r r r? ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （ ） 代入有關(guān)數(shù)值，得 39。2? 由分離指受力 2P 引起 2 22 2239。彎曲附加變形 39。 1211r rff Rr? ??? ? 代入數(shù)值，得 2? =。 ⑶ 求分離軸承行程 軸向變形 1? 和小端分離軸承的軸向變形的關(guān)系式 39。摩擦片磨損后，最大磨損量 0czs?? ? ? （ ） 其中 0s? 在 ～ 之間，本設(shè)計(jì)取 0s? =，代入數(shù)值得 ?? =。 把數(shù)值帶入上式，得 ? =，符合 ～ 之間。 膜片彈簧的強(qiáng)度校核 由上述分析可知 H =， h =， R =135， r =108， R1 =130， r1 =110， rf=40， n =18，r0 =55。所以 w ? ??w 。 滑磨功的校核 為了減少汽車起步過(guò)程中離合器的滑磨，防止摩擦表面溫度過(guò)高而發(fā)生燒傷，離合器每一次結(jié)合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值。 黑龍江工程學(xué)院本科畢業(yè)生畢業(yè)設(shè)計(jì)