【正文】 的變形不會 影響其正常工作。⑸應(yīng)具有足夠的剛度。⑶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。m/)[2]離合器規(guī)格D/mm210~250250~325325[Tc0]求得Tc0= Tc0 = 符合要求 單位壓力P0 為降低離合器滑磨時(shí)的熱負(fù)荷,防止摩擦片損傷,對于不同車型,單位壓力P0根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取, ~,即 MPa MPa P0= MPa 符合要求第7章 離合器操縱機(jī)構(gòu)的選擇 對離合器操縱機(jī)構(gòu)的要求⑴踏板力要盡可能小，乘用車一般在80~150N范圍內(nèi)，商用車不大于150~200N。m/)，按下表選取。 摩擦片的內(nèi)、外徑比C的選取摩擦片的內(nèi)、~，即 C= 符合要求為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，不同車型的值應(yīng)在一定范圍內(nèi)，~,即 = 符合要求 摩擦片內(nèi)徑為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2R0約50mm,即 （62）d2x75+50 符合要求 摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值為反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過載的能力,單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值,即 Tc0 （63）式中, Tc0 為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩(N雙質(zhì)量飛輪減振器主要適用于發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動的轉(zhuǎn)矩變化大的柴車中。而且由于從動盤沒有減振器，可以減小從動盤的轉(zhuǎn)動慣量，這也有利于換擋。 2)增大減振彈簧的位置半徑，降低減振彈簧剛度K，并允許增大轉(zhuǎn)角。在從動盤4中沒有減振器。它主要由第一飛輪第二飛輪2與扭轉(zhuǎn)減振器11組成。因?yàn)樵趶膭颖P結(jié)構(gòu)中，減振彈簧位置半徑較小，其轉(zhuǎn)角又受到限制，如降低減振彈簧剛度，就會增大轉(zhuǎn)角并難于確保允許傳遞轉(zhuǎn)矩的能力。研究表明，發(fā)動機(jī)、變速器振動系統(tǒng)固有頻率一般為40～70Hz，相當(dāng)于四缸發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速1200～2100r／min，或六缸發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速800～1400r／min，一般均高于怠速轉(zhuǎn)速。通常取3O～12O，對平順性要求高或?qū)ぷ鞑痪鶆虻陌l(fā)動機(jī)，取上限。表5—1 減振彈簧個(gè)數(shù)的選取[3]摩擦片外徑D／mm225250250325325350350彈簧個(gè)數(shù)46688～1010根據(jù)上表=14減振彈簧總壓力當(dāng)限位銷與從動盤轂之間的間隙△1或△2被消除，減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值時(shí)，減振彈簧受到的壓力為 =20560N （57）單個(gè)彈簧所受壓力 F= /Z= （58）減振彈簧尺寸 d= （59）式中Dc為彈簧中徑 一般取1115mm 取600MPa Dc取13mm 算得d=3mm 減振彈簧剛度k K==195N/mm （510）減振彈簧有效圈數(shù) I== （511）減振彈簧總?cè)?shù) N=i+（） （512）本次設(shè)計(jì)中n=+=4減振彈簧最小高度 =n(d+)= （513）減振彈簧變形量△L △L=F/k=（514）減振彈簧自由高度 Lo= +△L=+= （515）減振彈簧頂預(yù)變形量 = （516）減振彈簧安裝工作高度 L= Lo== （517）極限轉(zhuǎn)角針 減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時(shí)，從動片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角為 （518）式中，為減振彈簧的工作變形量(=△L=)。但是不應(yīng)大于，否則在反向工作時(shí)，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故取 （56）本次設(shè)計(jì)中 = =m 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊。設(shè)計(jì)時(shí)可按經(jīng)驗(yàn)來初選是 ≤13 （54）本離合器設(shè)計(jì)中=10=15420 N根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義，則 （53）式中，為減振器扭轉(zhuǎn)剛度(N此時(shí)所需加在從動片上的轉(zhuǎn)矩為 （52）式中，T為使從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過弧度所需加的轉(zhuǎn)矩(N 決定于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸。本離合器設(shè)計(jì)中T===1542N極限轉(zhuǎn)矩極限轉(zhuǎn)矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙△1時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時(shí)的轉(zhuǎn)矩。圖51 單級線性減速器的扭轉(zhuǎn)特性圖52 從動盤圖53 扭轉(zhuǎn)減振器示意圖(1)圖54扭轉(zhuǎn)減振器示意圖(2) 參數(shù)計(jì)算減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩是兩個(gè)主要參數(shù)。目前，在柴油機(jī)裝載機(jī)中廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器。當(dāng)發(fā)動機(jī)為柴油機(jī)時(shí)，由于怠速時(shí)發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪齒間的敲擊，從而產(chǎn)生令人厭煩的變速器怠速噪聲。扭轉(zhuǎn)減振器具有線性和非線性特性兩種。3)控制動力傳動系總成怠速時(shí)離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振與噪聲。所以，扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能：1)降低發(fā)動機(jī)曲軸與傳，動系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率。參考一定的樣品參數(shù)，并本次設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)的具體情況，初步選定膜片彈簧的尺寸：H/h=, R/r=, a=H/（Rr）= , H=, h=, D=430mm, d=230mm, L=195mm, l=161mm, R=200mm,r=160mm =27mm, =50mm, n=18 畫出【1】P110 （4—6—1）P1——λ1特性曲線設(shè)： = 因此公式 【1】P110 （4—6—1）就成為 把相關(guān)數(shù)據(jù)代入上述各式，得 = 25437 由不同的，計(jì)算出的及和，結(jié)果列表如下： /mm/N12082233379347775304547653695185494047294772畫出——特性曲線 取離合器接合時(shí)膜片彈簧的大端變形量為，有特性曲線圖可查得膜片彈簧的壓緊力： ==17422N校核后備系數(shù)： 離合器徹底分離時(shí)，膜片彈簧大端的變形量為： 壓盤的行程為=，故 離合器剛開始分離時(shí)，壓盤的行程=，此時(shí)膜片彈簧大端的變形量為 摩擦片磨損后，其最大磨損量，故 由公式【1】P114(464),取則得 由公式[1]P113（462）取，則 由公式[1]P114（468） 由公式[1]P114（467）得帶入有關(guān)數(shù)據(jù)，得 故 膜片彈簧大端的最大變形（離合器徹底分離時(shí)） 第5章 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì) 扭轉(zhuǎn)減振器簡介扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。該間隙△t一般為34mm。表32 摩擦片單位壓力ρ0的取值范圍[3]摩擦片材料單位壓力ρ0/MPa石棉基材料模壓編織粉末冶金材料銅基鐵基金屬陶瓷材料,摩擦片采用石棉基材料。 表31 離合器后備系數(shù)β的取值范圍[3]車 型后備系數(shù)β重型履帶工程機(jī)械輕型履帶工程機(jī)械輪胎式工程機(jī)械 單位壓力ρ0單位壓力ρ0對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時(shí)應(yīng)考慮離合器的工作條件，發(fā)動機(jī)后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。在選擇β時(shí)，應(yīng)保證離合器應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。m）來選定D時(shí)，有 D=100 [3] (37)式中，系數(shù)A反映了不同結(jié)構(gòu)和使用條件對D的影響，可參考下列范圍：小轎車A=47一般載貨車A=36（單片）或A=50（雙片）；自卸車或使用條件惡劣的載貨車A=19。顯然，傳遞大的轉(zhuǎn)矩，就需要有大的尺寸。以及結(jié)構(gòu)參數(shù)摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t，最后還有摩擦因數(shù)f。β為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩之比，β必須大于1。 摩擦片的平均摩擦半徑RC根據(jù)壓力均勻的假設(shè)，可表示為 (33)當(dāng)d/D≥，RC可相當(dāng)準(zhǔn)確地由下式計(jì)算