【正文】 板力 fF （忽略回位彈簧拉力 sF ） （ NFF c 39。 212121 ccbbaa 、 —— 杠桿尺寸。 車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 21 21 dd、 —— 分別為主缸和工作缸的直徑（ mm） 。本次設(shè)計(jì)采用液壓式 傳動(dòng)。一般來說， 轎車在 80~130N，載貨汽車 四、離合器操縱傳動(dòng) 不應(yīng)超過 150~200N。 三、踏板力 對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。 二、踏板行程 離合器踏板最大行程是指從踏板最高點(diǎn)所劃過的距離。 四、減震彈簧總壓力 ?P 當(dāng)限位銷與從動(dòng)盤轂之間的間隙被消除，減震彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá)最大值 jT時(shí)，減震彈簧受到的壓力 ?P 為： NRTP j 6 1 8 20 5 ???? 單個(gè)減震彈簧壓力： NPP 10306/61824 ??? ? 車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 20 167。 扭轉(zhuǎn)減震器計(jì)算 一、極限轉(zhuǎn)矩 jT 極限轉(zhuǎn)矩為減震器在消除限位銷與從動(dòng)盤轂缺口間的間隙時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩 。 工作位置 B 點(diǎn)的當(dāng)量應(yīng)力為： ??? 22 tBrBjB ??? 以上計(jì)算表明，所設(shè)計(jì)的膜片彈簧符合強(qiáng)度要 求。 把已知數(shù)據(jù)代入（ 321）和（ 322），得 p? = 然后把所有有關(guān)的數(shù)據(jù)代入（ 320）式中，得 車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 19 tb? = 2. 膜片彈簧工作位置 B 點(diǎn)還受彎曲應(yīng)力 rB? ，其值為 rB? =2 2)(6 ?rpnb Frr? （ 323） 式中 rb是分離指根部寬度；其它參數(shù)已知。 1. 膜片彈簧工作位置 B 點(diǎn)的最大壓應(yīng)力 tb? 為： tb? = ?????? ?????? ????? pp rbrbrE ????? 2)(21( 2)2 （ 320） 2 rRRb ??? cos? （ 321） )(2 rbp ??? ??? （ 322） 式中 b 是膜片彈簧圓心點(diǎn)到子午斷面上的中性點(diǎn)的距離（ mm） p? 是 tb? 達(dá)到極大值是的轉(zhuǎn)角（176。 5) 彈簧各部分有關(guān)尺寸比值應(yīng)符合一定的范圍，即 ≤ R／ r≤ ≤ R／ r0≤ （ 317） R/r=符 合要求 。 ? ?Harctg Rr? = )( ??a rctg 176。 4) 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的 H／ h 與初始底錐角 α = ? ?Harctg Rr? 應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即 ： ≤ H／ h≤ 9176。 通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的載荷 F1 集中在支承點(diǎn)處，加載點(diǎn)間的相對軸向變形為λ l，如圖 36，則有關(guān)系式 （ 314） ? ? ? ? ? ?? ? 2111 1 1221 1 1 111l n / 261 RrEh R rRrF f H H hR r R rRr? ? ??????? ? ? ???? ? ? ? ???? ? ? ???? ? ? ? ? ???車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 17 從膜片彈簧載荷變形特性公式可以看出，應(yīng)選取 H、 h、 R、 r、 Rr1這六個(gè)尺寸參數(shù)以及在接合工作點(diǎn)相應(yīng)于彈簧工作壓緊力 F1B的大端變形量λ 1B 為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量，即 X = [ x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 ]T= [ H h R r R1 r1 λ 1B ]T 三、 約束條件 1) 應(yīng)保證所設(shè)計(jì)的彈簧工作壓緊力 1BF 與要求壓緊力 YF 相等，即 1BF = YF （ 315） 要求壓緊力 YF ＝ c cTfZR ＝ N7727 612 ??? 2) 為了保證各工作點(diǎn) A、 B、 C 有較合適的位置 (A 點(diǎn)在凸點(diǎn) M 左邊， B點(diǎn)在拐點(diǎn) H 附近， C 點(diǎn)在凹點(diǎn) N 附近，如圖 211 所示 )，應(yīng)正確選擇λ 1B 相對于拐點(diǎn)λ 1H 的位置，一般λ 1B／λ 1H=～ ，則有 111 RrH R r? ??? ?????? 符合要求 。 為了即保證離合器使用過程中傳遞轉(zhuǎn)矩的穩(wěn)定性，又不致嚴(yán)重過載，且能保證操縱省力，選取 5）作為目標(biāo)函數(shù)，通過兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)分配不同的權(quán)重來協(xié)調(diào)它們之間的矛盾，并用轉(zhuǎn)換函數(shù)將兩個(gè)目標(biāo)合成一個(gè)目標(biāo)，構(gòu)成統(tǒng)一的總目標(biāo)函數(shù)，則 f(x)= 1w 1f (x)+ 2w 2f (x) 式中， 1w 和 2w 分別為兩個(gè)目標(biāo)函數(shù) 1f (x)和 2f (x)的加權(quán)因子，視設(shè)計(jì)要求選定。 在摩擦片磨損極限范圍內(nèi)，彈簧壓緊力變化的絕對值的平均值為最小。 在從動(dòng)盤摩擦片磨損前后，彈簧壓緊 力之差的絕對值為最小。 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì) 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)就是要確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其彈性特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強(qiáng)度也滿足設(shè)計(jì)要求，以達(dá)到最佳的綜合效果。當(dāng)分離時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)從 B 變到 C，為最大限度地減小踏板力， C 點(diǎn)應(yīng)盡量靠近 N 點(diǎn)。該曲線的拐點(diǎn) H 對應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且λ 1H= (λ 1M +λ 1N)／ 2。 α＝ arctan ／ () ≈ 176。～ 15176。 拉式膜片彈簧設(shè)計(jì) 圖 31 膜片彈簧 一、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 1. 比值 H/h 和 h 的選擇 圖 32 不同 H/h 值的無因次特性曲線 圖 33 膜片彈簧的彈性變性特性 為保證離合器壓緊力 變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧 H/h一般為 ～ ，板厚 h 為 2～ 4mm，據(jù)分析選為 ?hH h=? H＝ 2 . R/r 比值和 R、 r 的選擇 研究表明， R/r 越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直徑誤差的影響越大，且應(yīng)力越高。 離合器蓋常采用厚 度約為 mm53? 的碳鋼板沖壓而成。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。 ? 分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合器壓盤?? ； c— 壓盤的熱容量，對鑄 鐵壓盤： )./( KKgJc ? ； m— 壓盤質(zhì)量， Kg ． Kgvm 43 ??????? ?? ????? ℃ 壓盤由鑄鐵鑄成 )200(HT ．由此部分可選擇摩擦飛輪的厚度為 18ｍｍ．此厚度必然也滿足所需要求。 在初步確定壓盤厚度以后，應(yīng)校核離合器接合一次時(shí)的溫升，它不應(yīng)超過 c00 108 ? 。 壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點(diǎn)： 1）壓盤應(yīng)具有足夠的質(zhì)量，使每次接合時(shí)的溫升 不致過高： 2)壓盤應(yīng) 具有較大的剛度，以保證在受熱的情況下不致因產(chǎn)生翹曲變形而影響離合器的徹底分離和磨擦片的均勻壓緊。 二、壓盤幾何尺寸的確定 在摩擦片的尺寸確定后，與它摩擦相接觸的壓盤內(nèi)外徑尺寸也就基本確定下來了。 現(xiàn)在廣泛采用傳力片的傳動(dòng)方式，有彈簧鋼帶制成的傳力片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上。 壓盤和離合器蓋計(jì)算 一、壓盤傳力方式的選擇 壓盤和飛輪間常用的連接方式有凸臺(tái)式連接、鍵式連接和銷式連接。故所選花鍵尺寸滿足要求。 n— 花鍵齒數(shù)； h— 花鍵工作高度 ,=(D+d)/2。由公式： nhlP?? （ 311） 式中 :P— 花鍵的齒側(cè)面壓力，由下式確定： ZdDTP e )( 4 max?? （ 312） 式中： d,D— 花鍵的內(nèi)外徑， mm?？紤]所設(shè)計(jì) 3 噸貨車， 車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 12 工作條件較一般 ，所以取從動(dòng)盤轂長為 L=? 40=40mm。 齒厚： b=5mm。 設(shè)計(jì)花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸時(shí)參照國標(biāo) GB11441974 的花鍵標(biāo)準(zhǔn)，從動(dòng)盤轂花鍵尺寸如下：花鍵齒數(shù)： n=10。 二、從動(dòng)盤轂 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動(dòng)盤轂的花鍵孔輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔內(nèi)。比較三種形式的優(yōu)缺點(diǎn)，本次所設(shè)計(jì)從動(dòng)片采用整體式彈性從動(dòng)片。這樣，在離合器的接合過程中，助動(dòng)盤和從動(dòng)盤之 間的壓力是逐漸增加的。本次設(shè)計(jì)的 3 噸貨車行使速度不高，最高車速不超過 95Km/ min/3200 rne ? 。 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)量的分布盡可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。本次設(shè)計(jì)從動(dòng)盤為帶扭轉(zhuǎn)減震器的型式。 車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 11 167。 由公式（ 39）可得： )( 00 0016 22 222 JW ??? ???? 由公式（ 38）可得： )/()190325( 222 mmJw ???? ?? 即 2/][ mmJww ?? 滿足要求。 ?i ； en 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。 W— 汽車起步時(shí)離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功（ J） 汽車起步時(shí)離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功（ J）為： 220222180 0 grae ii rmnW ?? （ 39） 式中： am 汽車總質(zhì)量，單位： . Kgma 6000? ； r 輪胎滾動(dòng)半徑，單位（ m） mrr ? ； gi 起步時(shí)所用變速器擋位的傳動(dòng)比。 D— 摩擦片外徑， D=325mm。 由式（ 2— 5）： mR c )(3 22 33 ??? ?? 由公式（ 2— 3）： NF 772 612 ???? 五、單位面積滑磨功 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，每一次接合的單位摩擦面計(jì)劃磨功應(yīng)小于其需用值，即： ][)( 4 22 wdDZ Ww ??? ? （ 38） 式中 : w— 單位摩擦面積滑磨功（ )/ 2mmJ [w]— 許 用 單 位 摩 擦 面 積 劃 磨 功 )/( 2mmJ ， 輕 型 貨 車 ：[w]= 2/mmJ 。 d— 摩擦片內(nèi)徑，單位： mm. 摩擦片的平均摩擦半徑 Rc 根據(jù)壓力均勻的假設(shè)，可表示 車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 9