【正文】 的齒側(cè)面壓力，它由下式確定： 從動(dòng)盤轂軸向長(zhǎng)度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動(dòng)時(shí)產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底， ， 分別為花鍵的內(nèi)外徑； Z為從動(dòng)盤轂的數(shù)目；取 Z=1 h為花鍵齒工作高度； 得 N， MPa MPa，合格。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝；對(duì)減振彈簧窗口及與從動(dòng)片配合處，應(yīng)進(jìn)行高頻處理。它一般采用齒側(cè)對(duì)中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑 D與發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩 由表 ： 一般取 ～ 。 2．確定軸的直徑 式中， A為由材料與受載情況決定的系數(shù)，見表 : 表 軸常用幾種材料的 及 A值 軸的材料 Q235A， 20 Q275， 35 （ 1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn 38SiMnMo,3Cr13 15～ 25 20～ 35 25～ 45 35～ 56 A 149～126 135～ 112 126～103 112～ 97 取 ， n 為軸的轉(zhuǎn)速， r/min，則 mm，取 mm。 分離離合器所作的 功為 式中， 為離合器拉接合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力 ， N，則 J 合格。 圖 液壓操縱機(jī)構(gòu)示意圖 踏板力為 （ ） 式中， 為離合器分離時(shí)，壓緊彈簧對(duì)壓盤的總壓力； 為操縱機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比，； 為機(jī)械效率，液壓式： %，機(jī)械式： %； 為克服回位彈簧 2的拉力所需的踏板力，在初步設(shè)計(jì)時(shí)，可忽略之。 mm， mm， mm， mm mm， mm， mm， mm 離合器踏 板行程計(jì)算 踏板行程 由自由行程 和工作行程 組成： （ ） 式中， 為分離軸承的自由行程，一般為 mm，取 mm；反映到踏板上的自由行程 一般為 mm； 、 分別為主缸和工作缸的直徑； Z為摩擦片面數(shù)； 為離合器分離時(shí)對(duì)偶摩擦面間的間隙，單片： mm，取 mm；、 、 、 、 、 為杠桿尺寸。 本次設(shè)計(jì)的普通輪型離合器操縱機(jī)構(gòu)，采用液壓式操縱機(jī)構(gòu)。 離合器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)滿足的要求是 [3]： （ 1）踏板力要小，轎車一般在 80～ 150N范圍內(nèi)，貨車不大于 150～ 200N； （ 2）踏板行程對(duì)轎車一般在 mm 范圍內(nèi)，對(duì)貨車最大不超過 180mm； （ 3）踏板行程應(yīng)能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復(fù)原； （ 4）應(yīng)有對(duì)踏板行程進(jìn)行限位的裝置，以防止操縱機(jī)構(gòu)因受力過大而損壞； （ 5）應(yīng)具有足夠的剛度； （ 6）傳動(dòng)效率要高； （ 7）發(fā) 動(dòng)機(jī)振動(dòng)及車架和駕駛室的變形不會(huì)影響其正常工作。輕便性包括兩個(gè)方面，一是加在離合器踏板上的力不應(yīng)過大，另一方面是應(yīng)有踏板形成的校正機(jī)構(gòu)。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內(nèi)的分離軸承。 ， mm， mm， ，合格。 取 176。 （ 2）選擇旋繞比，計(jì)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 C 確定旋繞比 ，曲度系數(shù) （ 3）強(qiáng)度計(jì)算 mm，與原來(lái)的 d接近，合格。 減振彈簧的設(shè)計(jì) 1．減振彈簧的安裝位置 ， 結(jié)合 mm，得 取 49mm，則。 扭轉(zhuǎn)角剛度 N178。m 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 N178。 扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì) 減震器極轉(zhuǎn)矩 N178。由此可知，碟簧部分內(nèi)緣點(diǎn) B處切向壓應(yīng)力最大， A處切向拉應(yīng)力最大，分析表明， B點(diǎn)的切向應(yīng)力最大，計(jì)算膜片彈簧的應(yīng)力只需校核 B處應(yīng)力就可以了，將 B點(diǎn)的坐標(biāo) X=（ er）和 Y=h/2 代入（ ）式有： （ 3.17） 令 可以求出切向壓應(yīng)力達(dá)極大值的轉(zhuǎn)角 由于： mm 所以： ， N/mm2 B點(diǎn)作為分離指根部的一點(diǎn)，在分離軸承推力 F2作用下還受有彎曲應(yīng)力： （ ） 式中 n—— 分離指數(shù)目 n=18 br—— 單個(gè)分離指的根部寬 mm 因此： N/mm2 由于 σrB 是與切向壓應(yīng)力 σtB 垂直的拉應(yīng)力，所以根據(jù)最大剪應(yīng)力強(qiáng)度理論， B點(diǎn)的當(dāng)量應(yīng)力為： N/mm2 N/mm2 膜片彈簧的設(shè)計(jì)應(yīng)力一般都稍高于材料的局限，為提高膜片彈簧的承載能力，一般要經(jīng)過以下工藝：先對(duì)其進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏體，對(duì)膜片彈簧進(jìn)行強(qiáng)壓處理（將彈簧壓平并保持 12～ 14h），使其高應(yīng)力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應(yīng)力，對(duì)膜片彈簧的凹表面進(jìn)行噴丸處理，提高彈簧疲勞壽命，對(duì)分離指進(jìn)行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。從式（ ）可以看出當(dāng) 時(shí)無(wú)論取任何值，都 有 。 當(dāng) 時(shí) ，因?yàn)?的值很小，我們可以將 看成，由上式可寫成 。令 X軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點(diǎn)的切向應(yīng)力為： （ ） 圖 膜片彈簧工作點(diǎn)位置 式中 φ —— 碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)角（從自由狀態(tài)算起） α —— 碟簧部分子有狀態(tài)時(shí)的圓錐底角 e —— 碟簧部分子午斷面內(nèi)中性點(diǎn)的半徑 e=（ Rr）/In(R/r) （ ）為了分析斷面中斷向應(yīng)力的分布規(guī)律，將（ ）式寫成 Y與 X軸的關(guān)系式： amp。斷面在 O點(diǎn)沿圓周方向的切向應(yīng)變?yōu)榱?，故該點(diǎn)的切向應(yīng)力為零， O點(diǎn)以外的點(diǎn)均存在切向應(yīng)變和切向應(yīng)力。為了保證摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞傳矩，并考慮摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力 應(yīng)大于或等于新摩擦片時(shí)的壓緊力 ，見圖 。新離合器在接合狀態(tài)時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn) B一般取在凸點(diǎn) M和拐點(diǎn) H之間，且靠近或在 H點(diǎn)處，一般 ,以保證摩擦片在最大磨損限度 Δλ 范圍內(nèi)壓緊力從 F1B到 F1A變化不大。由 （） （ ） 列出表 : 表 膜片彈簧工作點(diǎn)的數(shù)據(jù) 2.96 7.04 5 9.18 2.182 1 11 6 9273 37 2 2 膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇。 凸點(diǎn)： mm時(shí)， N 凹點(diǎn)： mm時(shí)， N 拐點(diǎn)： mm時(shí)， N 當(dāng)離合器分離時(shí)，膜片彈簧加載 點(diǎn)發(fā)生變化。因此，碟形彈簧有關(guān)設(shè)計(jì)公式對(duì)膜片彈簧也適用。膜片彈簧是具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔開的掛狀部分 —— 分離指。 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì) （ 1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的 與初始錐角 應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即 （ 2）彈簧各部分有關(guān)尺寸的比值應(yīng)符合一定的范圍，即 （ 3）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加載點(diǎn)半徑 （或拉式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑 ）應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即 推式： 拉式： （ 4）根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置要求， 與 ， 與 之差應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即 （ 5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即 推式： 拉式： 由（ 4）和（ 5）得 mm， mm。國(guó)內(nèi)常用的碟簧材料的為 60SizMnA，當(dāng)量應(yīng)力可取為 1600～ 1700N/mm2。本設(shè)計(jì)取 mm，mm。 mm， mm，取 mm， mm， 應(yīng)滿足 的要求。 之間，合格。 范圍內(nèi)，本設(shè)計(jì)中 得 176。本設(shè)計(jì)中取 ，摩擦片的平均半徑 mm， 取 mm則mm取整 mm 則 。 2. R/r選擇 通過分析表明， R/r越小，應(yīng)力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。 1 2 3 4 5 圖 膜片彈簧的彈性特性曲線 為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的 H/h通常在 ～2范圍內(nèi)選取。C ，合格。176。 （ 8） 離合器接合的溫升 式中 ,t為壓盤溫升 ,不超過 176。 表 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 離合器規(guī)格 0． 28 0． 30 0． 35 0． 40 （ 6）為降低離合器滑磨時(shí)的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，對(duì)于不同車型，單位壓力 的最大范圍為 ～ ,即 MPa MPa MPa （ 7）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 ,離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值 ,即 （ ） 式中 , 為單位摩擦面積滑磨 (J/mm2)； 為其許用值 (J/mm2)，對(duì)于乘用車：J/mm2，對(duì)于最大總質(zhì)量小于 商用車： J/mm2，對(duì)于最大總質(zhì)量大于 ： J/mm2： W為汽車起步時(shí)離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（ J），可根據(jù)下式計(jì)算 （ ） 式中， 為汽車總質(zhì)量 (Kg)； 為輪胎滾動(dòng)半徑（ m）； 為汽車起步時(shí)所用變速器擋位的傳動(dòng)比； 為主減速器傳動(dòng)比； 為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 r/min，計(jì)算時(shí)乘用車取 r/min，商用車取 r/min。 （ 2）摩擦片的 內(nèi)、外徑比 應(yīng)在 ～ ，即 （ 3） 為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動(dòng)系過載，不同車型的 β值應(yīng)在一定范圍內(nèi)，最大范圍為 ～ 。 表 摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍 摩擦材料 摩擦因數(shù) 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 離合器的靜摩擦力矩為： （ ） 與式（ ）聯(lián)立得： （ ） 代入數(shù)據(jù)得：?jiǎn)挝粔毫?MPa。該間隙 Δt 一般為 3～4mm。本題目設(shè)計(jì)單片離合器，因此 Z=2。 表 直徑系數(shù)的取值范圍 車型 直徑系數(shù) 乘用車 最大總質(zhì)量為 ～ 的商用車 ～ (單片離合器 ) ～ (雙片離合器 ) 最大總質(zhì)量大于 車 ～ 摩擦片的尺寸已系列化和標(biāo)準(zhǔn)化 ,標(biāo)準(zhǔn)如下表 (部分 ): 表 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑D\mm 160 180 200 225 250 280 300 325 內(nèi)徑d\mm 110 125 140 150 155 165 175 190 厚度 /mm 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 單面面積cm2 106 132 160 221 302 402 466 546 摩擦片的摩擦因數(shù) 取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。 則有 β 可有表 β ＝ 。通常轎車和輕型貨車 β= ～ 。2 汽車最大加載質(zhì)量 2021 kg 汽車的質(zhì)量 4325 kg 發(fā)動(dòng)機(jī)位置 前置 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 75KW 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速 4500r/min 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 ≥ 離合器形式 機(jī)械、干式、單片、膜片彈簧（壓式） 操縱形式 液壓人力操縱 摩擦片最大外徑 f=225mm 踏板行程 mm i0= ig1= ig2= ig3= ig4= 汽車最大時(shí)速 ≥110 km/h 摩擦片主要參數(shù)的選擇 采用單片摩擦離合器是利用摩擦來(lái)傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的，為保證可靠度，離合器靜摩擦力矩 應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 摩擦片的靜壓力： （ ） （式中： 離合器后備系數(shù)（ ） 發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩可由式 : （ ）求得 式中： Kw, r/min。 本章小結(jié) 本章系統(tǒng)介紹