【正文】 022 年 [4] 陳家瑞 汽車構造 (下冊 ) 第 2版 機械工業(yè)出版社 [5] 劉惟信 汽車設計 清華大學出版社 第 1版 清華大學出版社 [6] 徐安石 江發(fā)潮編著 汽車離合器 清華大學出版社 [7]紀名剛，陳國定，吳立言 機械設計 第 8 版 高等教育出版社 2022 年 33 致 謝 本次課程設計是大學里的最后一次課程設計，也是學生時代的最后一次設計。計算得分離離合器所做的功 WL 為 WL=（ +）2103/85%= J 在規(guī)定的踏板力和行程的允許范圍內(nèi)，駕駛員分離離合器所作的功不應大于 30 J。所設計踏板力 Ff= N 符合要求。 校核踏板力 踏板力 Ff 可按下式計算： 式中， F＇為離合器分離時，壓盤上的總工作壓力根據(jù)膜片彈簧各參數(shù)可得 F＇ =F1C=； i∑為操縱機構總傳動比 15165033 222111122222 ???? ?????? dcba dcbai N； η為機械效率， η=80%～ 90%，我們?nèi)?η=85%； Fs 克服膜片彈簧的拉力所需的踏板力，在初步設計時可忽略之。從有關方面獲得的人體工程學資料可知，踏板總行程應在80～ 150mm 范圍內(nèi)。綜上所述并根據(jù)校核 S1= 符合 25mm＜ S1＜ 50mm 的要求。 校核踏板行程（自由行程，工作行程，總行程） （ 1） 自由行程校核 由 61 公式可知，自由行程 S1 為 S1 =Sofa2b2（ d2） 2/[ a1b1（ d1） 2] =324075（ 3350152） = 為了使離合器在所有情況下都能徹底分離以免造成變速器換擋時的齒輪撞擊、換擋力增加等，至少應留 25mm 的踏板行程，即自由行程。其中 r1=c2+rf=103mm,R1=c1+c2+rf=119 mm。d =10 4. 操縱機構設計 操縱機構結構形式選擇 本次設計采用機械操縱機構。 39。則 ?2R (12) 限位銷直徑 限位銷直徑 39。m in0 ?????? lll mm （ 9）減振彈簧預緊變形量 301??? ??? k Z RTl ? mm （ 10）減振彈簧的安裝高度 ?????? lll mm (11)限位銷與從動盤缺口側邊的間隙 λ ?? sin2R? 一般為 ～ 4mm。其中 k’=378 N/mm……GB2089—80，表 取 4?n ，總圈數(shù)為 61?n （ 6）彈簧的最小高度 in ???? dnl mm （ 7）減振彈簧的總變形量 39。8 34????kkkDGdnc 彈簧的中徑 CD ：一般由結構布置來決定，通常 CD =11～ 15mm左右。取 4?j? 176。 （ 2）選擇旋繞比，計算曲度系數(shù) 根據(jù)下表選擇旋繞比 表 旋繞比的薦用范圍 d/mm ~ 1~ ~ 6~ 16~7 42~18 C 14~7 12~5 10~5 9~4 8~4 6~4 確定旋繞比 5?C ，曲度系數(shù) )44()14( ????? CCCK （ 3）強度計算 26 ? ? ?? ????? 33??CKPdj mm，與原來的 d 接近，合格。 表 32 減振彈簧的選取 摩擦片外徑 /Dmm 225~250 250~325 325~350 350? jZ 4~6 6~8 8~10 10? （ 6）扭轉減振器減振彈簧的總壓力 25 當限位彈簧與從動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭矩達到最大 Tj P總 = NRT j 91141060 30 ??? ?【 2】 式中： P總 的計算應按 Tj 的大者來進行 P總 =8749 N。一般可按下式初選為 T? =（ ～ ） Temax 【 2】 取 T? = = * = Nm （ 3）扭轉減振器的預緊力矩 一般選取 T預 =（ ～ ） Temax 取 T預 = = * = （ 4）扭轉減振器的彈簧分布半徑 減振彈簧的分布尺寸 R0 的尺寸應盡可能大一些，一般取 R0 =（ ～ ） d/2 =（ ～ ） 175/2 =（ ～） mm 同時滿足 R0 ≤（ d50） /2 = (17550)/2 = 其中 d 為摩擦片內(nèi)徑，代入數(shù)值，得 R0 =60 mm。本次設計采用整體式從動片，厚度為2mm。有時將其外緣的盤形部分磨薄至 ～，以減小其轉動慣量。 經(jīng)過校核，所選的傳力銷符合設計使用要求。 傳力銷的拉伸應力為 ? ? M P P422 ??? ?????? ?? 拉 式中， P 為作用在傳力銷上的力， N； 23 d 為傳力銷根部直徑， cm； n 為傳力銷數(shù)目。其強度校核如下。 由表 31 選取得： 花鍵齒數(shù) n=10； 花鍵外徑 D=40mm； 花鍵內(nèi)徑 d=32mm；鍵齒寬 b=5mm； 有效齒長 l=40mm；擠壓應力 ? =； 校核計算如下： ? ? Mpaz nldD ej ]401013240/[ 22322 m a x ??????????? ）（）（? ? ? Mpaz nl bdD ej ]405101)3240/ [(4 3m a x ???????????? ）（? j? = ? ? MPaj 30?? ? ； j? = ? ? MPaj 15?? ? 符合強度得要求。 表 31 GB11442022 21 從動盤外徑D/mm 發(fā)動機轉矩maxe? /N? m 花鍵 齒數(shù) n 花鍵 外徑D/mm 花鍵內(nèi)徑 d/mm 鍵齒寬b/mm 有效齒長l/mm 擠壓應力? /MPa 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 200 110 10 29 23 4 25 225 150 10 32 26 4 30 250 200 10 35 28 4 35 280 280 10 35 32 4 40 300 310 10 40 32 5 40 325 380 10 40 32 5 45 350 480 10 40 32 5 50 380 600 10 40 32 5 55 410 720 10 45 36 5 60 430 800 10 45 36 5 65 450 950 10 52 41 6 65 花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力 j? ( MPa)及剪切應力 τj ( MPa)的強度校核 ： ? ? ? ? MP az nldD jej 308 22 m a x ????? ??【 1】 （ 31） ? ? ? ? MP az nl bdD jej 154 m a x ????? ??【 1】 （ 32） 式中： D ， d —分別為花鍵外徑及內(nèi)徑， mm； n—花鍵齒數(shù)； l ， maxe? b—分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬， mm； z—從動盤毅的數(shù)目； maxe? —發(fā)動機最大轉矩， ?；ㄦI的結構尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉矩按 GB11442022 矩形花鍵尺寸 、 公差和檢驗 選取 (見表 31)。 飛輪和離合器蓋的連接螺栓分布半徑為 175mm。本次設計取 φ =。 支撐環(huán)和支撐釘?shù)陌惭b尺寸精度要高，耐磨性要好。 3） 對中問題 離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離桿等零件，因此它相對發(fā)動機飛輪曲軸中心線必須要有良好的定心對中， 否則會破壞系統(tǒng)整體的平衡，嚴重影響離合器的正常工作。外徑為154mm，外緣半徑為 180mm，孔徑為 75 mm。在設計中應特別注意以下幾個問題： 1）剛度問題 20 一般轎車的離合器蓋通常用厚度約為 ～ 的低碳鋼板（如08 鋼板）沖壓成比較復雜的形狀。 離合器蓋設計 離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩給壓盤。 由此可計算得 J4 8 6 4 6 01 8 0 01 5 0 0W 22 222 ????????????? ? 單位摩擦面積的滑磨功： ? ? ? ? ? ? 2222221 mm/?????? ???? ?? ? 所以滑磨功符合設計要求。其中： ?i ， ?gi ， ?rr m ， 1460?am Kg。對單片離合器， γ=； m—壓盤的質量 7 21023 0 23233322????????? ?????? ???????? ??????????????? ????????????????? ???dD??kg； c—壓盤的比熱容，鑄鐵的比熱容為 kgJ /( ℃ )； W—滑磨功。）鑄成。 壓盤溫升的校核 通常由灰鑄鐵 HT200（密度 10179。在本次設計中，取壓盤凸臺的高度為 15 mm。 壓盤凸臺高度的確定 在前面繪制的膜片彈簧彈性特性曲線中，可知 H1 ?? ?? mm， 18 1Hc1 ???? ??? mm。 而且在內(nèi)緣做成一定錐度以彌補壓盤因受熱變形后內(nèi)緣的凸起。 通過摩擦片的內(nèi)、外徑尺寸來確定壓盤的內(nèi)外徑： 壓盤外徑 =D+（ 2～ 5） =300+(2～ 5)=302～ 305,取 304 mm，壓盤內(nèi) 17 徑 =d（ 1～ 4） =175（ 1～ 4） =174～ 171，取 172 mm。 傳力片的數(shù)目 4 個，每塊傳力片長 60 mm，寬 14 mm，厚 5 mm。分離指數(shù) 18n? ，切槽寬 δ1=，窗孔槽寬 δ2=10mm， re=80mm， r0=30mm, fr =35mm，R1=119mm， 1r =103mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相互高度差一般要求小于 ～ 。10分。膜片彈簧的內(nèi)、外半徑公差一般為 H11 和 h11，厚度公差為 177。 膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。 為了提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻淬火、噴鍍鉻合金和鍍鎘或四氟乙烯。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理。所以 σrB=6（ 98 35） （ 183432） =（ MPa） 考慮到彎曲應力 σrB 是與切向壓應力 σtB 相互垂直的拉應力，根據(jù)最大切應力強度理論， B 點的當量應力為 σjB=σrB－ σtB=－（－ ） =（ MPa） 在這次設計中，膜片彈簧材料采用 60Si2MnA，所以 σjB= MPa符合 σjB≤1500～ 1700MPa 的強度設計要求。P64 式（ 216）可知： F2=(R1r1) F1/（ r1 rf） 式中 rf=35mm 為分離軸承與分離指的接觸半徑； F1 等于壓盤工作壓力 F1B=（ N）。此時 φP=+3/()/2= rad 離合器徹底分離時 ,膜片彈簧子午斷面的實際轉角為 φf φf=2*λ1f /(R1r1)/2=2* [（ 119103） /2]= 15 此時 φf ＜ φP，則計算 σtB 時 φ 取 φf，所以 σtB =100000/（ ） /80{（ ）[（ ） +3/2] }=（ MPa） 設分離軸承對分離指端所加載荷為 F2（ N），由 171。由參考文獻 [1]P65 可知 B 點的應力 σtB 為 σtB=E/（ 1－ μ2） /r{(er) φ2/2－ [（ er） α+h/2+φ}【 1】 令 σtB 對 φ 的導數(shù)等于零 ,可求出 σtB 達到極大值時的轉角 φP φP=α+h/(er)/2 自由狀態(tài)時碟簧部分的圓錐底角 α= rad。 （ 8） 膜片彈簧的分離指起分離杠桿作用，因此其杠桿比應在一定范圍內(nèi)選取，即： ≤（ r1rf） /（ R1 r1） ≤ 根據(jù)所確定的參數(shù)可得（ r1rf） /（ R1 r1） =（ 10335） /（ 119103）= 符合設計要求。符合上述要求。本次設計中 D=300 mm， d=175 mm。 （ 5） 彈簧各 部分有關尺寸比值符合一定的范圍，即 ≤R/r≤ 70≤