【正文】 。百忙之中他們耐心的解答我們的疑惑，詳細(xì)的講解了離合器的工作原理，幫助我理清設(shè)計(jì)的一些主要思路，并給我極大的鼓舞和支持，使我始終在正常軌道上保持著良好的工作狀態(tài)。我們即將踏上征程，這份寶貴的經(jīng)歷一定會(huì)讓我在人生的道路上奮勇前進(jìn)。并且老師堅(jiān)持定時(shí)、定期的和我們見(jiàn)面開(kāi)會(huì)，他的敬業(yè)精神和工作態(tài)度，為我們以后工作樹(shù)立了優(yōu)秀的榜樣。在這幾個(gè)月的時(shí)間里，在繪圖室里，留下了我們辛勤的汗水和忙碌的身影，這是我們走向工作 崗位的一此很好的鍛煉，也為將來(lái)的道路奠定基礎(chǔ)。 此次設(shè)計(jì)由于我能力有限，故設(shè)計(jì)中存在不少的不合理的地方，希望老師給予指正，是的我可以更進(jìn)一步。 設(shè)計(jì)的過(guò)程本是枯燥無(wú)味，但在本次老師與同學(xué)給創(chuàng)造的學(xué)習(xí)氛圍中，我并沒(méi)有感到其中乏味。深入的了解了設(shè)計(jì)一個(gè)產(chǎn)品的基本過(guò)程及怎么樣處理設(shè)計(jì)過(guò)程中遇到的問(wèn)題；學(xué)會(huì)發(fā)現(xiàn)問(wèn)題、思考問(wèn)題、解決問(wèn)題，并切實(shí) 與團(tuán)隊(duì)合作的精神。然而，學(xué)習(xí)中遇到的困難，一般不是最難的，酷夏手工繪圖更是考驗(yàn)人，稍有不慎，則須從新畫(huà)圖，是對(duì)我們毅力的考驗(yàn)。最簡(jiǎn)單的部分應(yīng)該是計(jì)算，尤其是膜片彈簧的 計(jì)算，這部分可以找到相當(dāng)多的資料，計(jì)算起來(lái)比較輕松。所以我要在以后的學(xué)習(xí)與工作中對(duì)這方面加強(qiáng)練習(xí)，更深入、務(wù)實(shí)。 將數(shù)據(jù)代入公式 61 得 S= 1S + 2S =22127060 15803201871122 ?? ???????? ??＋= 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 31 結(jié)論 隨時(shí)間的推移，畢業(yè)設(shè)計(jì)已經(jīng)接近尾聲。 同理可得 d2 的最小值 ，最大值 。本次設(shè)計(jì)取踏板力 180N，1a =320mm， 1a =60mm，踏板傳動(dòng)比 ip =。 1a =320mm、 a2 =60mm、1b =80mm、 2b =70mm、 1c =71mm、 2c =18mm 為杠桿尺寸 。 三、踏板行程 踏板行程 S 由自由行程 1S 和工作行程 2S 兩部分組成，即 S= 1S + 2S =2111222212o dba dbaccSZS f ???????? ?? （ 61） 式中 ofS 為分離軸承的自由行程，一般為 ～ ，反映到踏板上的自由行程 1S 一般為 20～ 30mm；本次取 2mm。 5）應(yīng)有足夠的剛度，傳動(dòng)效率要高，工作可靠，壽命長(zhǎng)，維修保養(yǎng)方便。 3）應(yīng)有踏板行程調(diào)整裝置，以保證摩擦片磨損后，分離軸承的自由行程可以復(fù)原。本次設(shè)計(jì)取 3mm。 三 、支承環(huán) 支承環(huán)和支承鉚釘?shù)陌惭b尺寸精度要高，耐磨性要好。 4）為了便于通風(fēng)散熱，防止摩擦表面溫度過(guò)高，可在離合器蓋上開(kāi)較大的通風(fēng)窗孔，或在蓋上加設(shè)通風(fēng)扇片等。 2）應(yīng)與飛輪保持良好的隊(duì)中性，以免影響總成的平衡和正常的車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 28 工作。 對(duì)離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求： 1）應(yīng)具有足夠的剛度，否則將會(huì)影響離合器的工作特性，增大操縱時(shí)的分離行程，減少壓盤(pán)升程，嚴(yán) 重時(shí)使摩擦面不能徹底分離。 m=? v= 310 （ － ）247。在初步確定壓盤(pán)厚度以后，應(yīng)校核離合器結(jié)合一次的溫升 ，它不應(yīng)超過(guò) 8～ 10℃。 4）壓盤(pán)高度公差要小。 壓盤(pán)厚度的確定主要依據(jù)以下兩點(diǎn) ： 1）壓盤(pán)應(yīng)具有足夠的質(zhì)量，以增大熱熔，減少升溫，防止其產(chǎn)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 27 生裂紋和破碎，有時(shí)可設(shè)各種形狀的散熱筋或鼓風(fēng)筋，以以幫助散熱通風(fēng)，使每次結(jié)合時(shí)的溫升不至于過(guò)高： 2）壓盤(pán)應(yīng)具有較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減少受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及離合器的分離，厚度約 15～ 25mm。 壓盤(pán)和離合器蓋得設(shè)計(jì) 一、壓盤(pán)幾何尺寸的確定 在摩擦片的尺寸確定以后，與它摩擦相接觸的壓盤(pán)內(nèi)外徑尺寸也就基本確定下來(lái)了。 軸徑的計(jì)算 軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為： T? ＝TWT ≤［ T? ］ （ 5—— 3） 式中： T? －軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，ＭＰａ； T－軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩， ； TW －軸的 抗扭截面系數(shù) ， 3mm ； 對(duì)于 實(shí)心軸，將 TW ＝π 3d ／ 16 代入（ 5— 1）可得： ｄ≥3 )9550]([5nPT?＝ｃ 3nP= 106 = 本地設(shè)計(jì)取值 d=26mm。故所選花鍵尺寸滿(mǎn)足要求。有公式： nhlP?? （ 51） 式中： P花鍵的齒側(cè)面壓力，由下式確定： P=ZdD )( T4 maxe? （ 52） 式中 ： d， D花鍵的內(nèi)外徑，ｍｍ； Z從動(dòng)盤(pán)轂的數(shù)目； maxeT 發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩， ； ｎ 花鍵齒數(shù)； ｈ 花鍵工作高度，ｍ，ｈ＝（ D－ｄ）／ 2； ｌ 花鍵有效長(zhǎng)度，ｍ。 設(shè)計(jì)花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸時(shí)參照國(guó)標(biāo) GB11441974 的花鍵標(biāo)準(zhǔn)， 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 25 表 51 從動(dòng)盤(pán)轂花鍵的尺寸 摩 擦 片外徑 mm 發(fā) 動(dòng) 機(jī)最 大 轉(zhuǎn)矩 齒數(shù) n 外徑 mm 內(nèi)徑 mm 齒厚 mm 有 效 齒長(zhǎng) mm 擠 壓 應(yīng)力 MPa 160 49 10 23 18 3 20 180 69 10 26 21 3 20 200 108 10 29 23 4 25 225 147 10 32 26 4 30 250 196 10 35 28 4 35 280 275 10 35 32 4 40 300 304 10 40 32 5 40 325 373 10 40 32 5 45 350 471 10 40 32 5 50 從動(dòng)盤(pán)轂花鍵尺寸如下：花鍵齒數(shù)： n=10；花鍵外徑： D=32mm；花鍵內(nèi)徑： d=26mm；齒厚： B=4mm；有效齒長(zhǎng)： l=30mm。 二、 從動(dòng)盤(pán)轂 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動(dòng)盤(pán)轂的花鍵孔輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔內(nèi)。比較三種型式的優(yōu)缺點(diǎn)，本次設(shè)計(jì)從動(dòng)片采用整體式彈性從動(dòng)片。這樣，在離合器的結(jié)合過(guò)程中，主動(dòng)盤(pán)和從動(dòng)盤(pán)之間的壓力是逐漸增加的。本次設(shè)計(jì)的微型貨車(chē)，故取從動(dòng)片厚度為 。 一、 從動(dòng)片 設(shè)計(jì)從動(dòng)片時(shí)，應(yīng)盡量減輕其重量，并應(yīng)使其質(zhì)量的分布盡可能的靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。 從動(dòng)盤(pán)總成設(shè)計(jì)計(jì)算 從動(dòng)盤(pán)有兩種結(jié)構(gòu)形式，帶扭轉(zhuǎn)減震器的和不帶扭轉(zhuǎn)減震器的，本次設(shè)計(jì)從動(dòng)盤(pán)為帶扭轉(zhuǎn)減震器的形式。但是 T n 不應(yīng)大于 T ? ，否車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 23 則在反 向工作 時(shí)， 扭轉(zhuǎn)減 震器將 提前 停止工 作， 故取 T n =（ ～） T maxe ， 本設(shè)計(jì)中初選 Tn = 5)減震彈簧的位置半徑 Ro Ro 的尺寸引進(jìn)可能大些，一般取 Ro =（ ～ ）2d （ 419） 式中的 d 為摩擦片的直徑。一般可按下式初選 T? =（ ～ ） max eT (418) 本設(shè)計(jì)中初 選 T? = 4)預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 Tn 減震彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊。此時(shí)所需加在從動(dòng)片上的轉(zhuǎn)矩為 T=1000K ?2ojRZ （ 416） 式中， T 為是從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤(pán)轂轉(zhuǎn)過(guò) ?弧度所需加的轉(zhuǎn)矩 :； K為每個(gè)減震彈 簧的線(xiàn)剛 度；jZ為減震彈簧的 個(gè)數(shù)； oR 為減震彈簧位置半徑。 ?K 決定于減震器 彈簧得線(xiàn) 剛度及其 結(jié)構(gòu)布置 尺寸。 扭轉(zhuǎn)減震器的設(shè)計(jì)計(jì)算 扭轉(zhuǎn)減 震器主要參數(shù)的選擇 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 22 1)極限轉(zhuǎn)矩 jT ：有減震彈簧的最大變形量來(lái)確定，它規(guī)定了其作用的轉(zhuǎn)矩上線(xiàn)，極限轉(zhuǎn)矩為減震器在消除限位銷(xiāo)與從動(dòng)盤(pán)轂缺口間的間隙時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩。 12)在離合器裝配誤差范圍內(nèi)引起的彈簧壓緊力的相對(duì)偏差，也不得超過(guò)某一范圍即 B1B1FF? ≤ （ 414） 式中， B1F? 為離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。 5)彈簧各部分有關(guān)尺寸的比值應(yīng)符合一定的范圍，即 ≤ R/r≤ ≤ 0/Rr ≤ 6)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(pán)加載點(diǎn)半徑 1R 應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即 推式： ? ? 2/4/dD 1 DR ??? 7)根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置要求， 1R 與 R， 1r 與 r， fr 與 0r 之差應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即 1≤ 1RR－ ≤ 7 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 21 0≤ r－1r ≤ 6 0≤ 0r－fr ≤ 4 8)膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此其杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選擇，即 推式： ≤111 rrr－－R f ≤ 9)彈簧在工作過(guò)程 中， B 點(diǎn)的最大 壓應(yīng)力 maxtB? 應(yīng)不超過(guò) 其允許值，即 maxtB? ≤ ? ?tB? 10)彈簧在工作過(guò)程中， A 點(diǎn)的最大拉應(yīng)力 maxtA? 應(yīng)不超過(guò)其相應(yīng)的需用值，即 maxtA? ≤ ? ?tA? 11)彈簧在制造的過(guò)程中，由于其主要尺寸參數(shù) H、 h、 R 和 r 都存在誤差，對(duì)彈簧得壓緊力有一定的影響。 b)設(shè)計(jì)變量 從膜片彈簧彈性特性計(jì)算式可以看出，應(yīng)選取 H、 h、 R、 r、 1R 、1r 這六個(gè) 尺寸 參數(shù)以 及在 結(jié)合 工作點(diǎn) 相應(yīng) 與彈 簧工作 壓緊 力 BF1 的大端變形量 B1? 為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量，即 X=? ?TBrRrRh 111H ? （ 411） c)約束條件 1)應(yīng)保證所設(shè)計(jì)的彈簧工作壓緊力 BF1 與要求的壓緊力 YF 相等，即 BF1 = YF 2)為了保證各工作點(diǎn) A、 B、 C 有較適合的位置，應(yīng)正確選擇 B1? 相對(duì)于拐點(diǎn) H1? 的位置，一般 B1? / H1? =～ ，即 ≤ ????????11B1 RH rR r－－? ≤ （ 412） 3)為了保證摩擦片磨損后離合器仍可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，并考慮到摩擦因數(shù)的下降 ，摩擦片磨 損后彈簧 工作壓緊 力 A1F