汽車課程設計-離合器設計-文庫吧資料
2025-06-13 04:08本頁面
【正文】 其布置尺寸 R1 確定，即 k= )/(1000Rk 21 mmNn? 則 K=288N/m 4）減振彈簧有效圈數 i 根據根據《汽車離合器》知， i=kDdc348G= 5）減振彈簧總圈數 n 其一般在 6圈左右，與有效圈數 i 之間的關系為 n=i +(～ 2)=6 減振彈簧最小高度 dndnl )(m in ??? ? = 彈簧總變形量 △ l =P/K=減振彈簧總變形量 0l 0l = ll ??min = 減振彈簧預變形量 XX理工大學課程設計論文 14 139。m 則初選 Tn＝ 18 N 根據《汽車設計》式（ 2－ 37）知， Tn滿足以下關系： Tn＝（ ～ ） maxeT ， 且 Tn? Tμ＝ m/rad） XX理工大學課程設計論文 12 阻尼摩擦轉矩 Tμ 根據《汽車設計》（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（ 2－ 36）可知 , 可按公式初選 Tμ Tμ＝（ ～ ） maxeT 取系數為 maxeT =204=(N 極限轉矩 Tj 根據《汽車設計》式（ 2－ 31）知 極限轉矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取 Tj=(～ ) maxeT 系數取 則 Tj= maxeT ＝ 204＝ 306（ N為最大限度的減少踏板力， C 點應盡量靠近 N 點 切槽寬度δ δ 2及半徑 er 取 δ1＝ , δ2=10mm, er 滿足 r er ? δ2,則 er ? rδ2=12010=110mm 故取 er ＝ 110mm. 強度校核 膜片彈簧大端的最大變形量 1 mm? ? ， XX理工大學課程設計論文 10 取1R=140， 1r =120 則由下列公式， 代入數據，有 1? = 代入數據，有 2? = 代入數據，有 2P = 根據《汽車離合器》 （徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版） 公式 4 . 可知 : ? ???????????????????????????????????????????????????11111111122222211ln13rRrhrRrRrRHrRrrREhPrrr NNNfB??????? σ B= 15001700MPa,故符合要求。 根據《汽車離合器》表 初選 0r =42mm 膜片彈簧工作點位置的選擇 圖 膜片彈簧工作點如圖所示，該曲線的拐點 H 對應著膜片彈簧的壓平位置，而且 λ 1H=（λ 1M+λ 1N）／ 2 新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點 B 一般取在凸點Ｍ和拐點Ｈ之間，且靠近或在Ｈ點處，一般λ 1B=（ ~）λ 1H,以保證摩擦片在最大磨損限度△λ范圍內的壓緊力從Ｆ 1B到 F1A 變化不大。 分離指數目 n的選取 根據實際情況通常為 18。～ 15176。 α的選擇 α＝ arctanH/(Rr)=(144120)≈11176。此外，當 H， h及 R/r等不變時，增加 R有利于膜片彈簧應力的下降。因此設計用來緩和沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。 單位摩擦面積傳遞的轉矩 0cT 為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即 式中， 0cT 為單位摩擦面積傳遞的轉矩 ； 0cT 為其允許值 ，按表31 選取。 后備系數β 初選后備系數β＝ ,滿足 ≤ β ≤ 扭轉減振器的優(yōu)化 對于摩擦片內徑 d=175mm, 而減振器彈簧位置半徑： R0＝ ＝ 155247。 maxen 為發(fā)動機最高轉速（ r/min） 所以， Dv =／ 60 2021 =≤ 65 故符合條件。單位壓力 P也取決于離合器工作壓力 F和離合器的主要尺寸參數 D和 d。 選擇 :拉 式膜片彈簧離合器 壓盤傳動方式的選擇 由于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙的缺點，故選擇已被廣泛采用的傳動片傳動方式。 5) 通風散熱良好，使用壽命長。 3) 高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定。 膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比，有如下優(yōu)點 1) 具有較理想的非線性彈性特性。 摩擦因數 f、離合器間 隙Δ t 摩擦因數 f= 離合器間隙Δ t=3mm 摩擦面數 Z=2 單位壓力 0P 根據《汽車離合器》表 可知，對于小轎車 當 時 ,則 0P ＝ （ 2
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