【正文】 max=99KW；發(fā)動機最高轉速 3000r/min；變速器主減速比 i0=；傳動比 ig=。 (1) 摩擦片外徑 D，可根據(jù)發(fā)動機最大功率選取 mmAD T e m a x ?? （ ） 式中 ，一般載貨汽車 A=36（單片） ，本次設計取 D =325。代入數(shù)值 d=190。 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 15 表 干式離合器摩擦片尺寸系列 （ mm） 外徑 D2 內(nèi)徑 D1 厚度 b 外徑 D2 內(nèi)徑 D1 厚度 b 160 110 300 175 180 125 325 190 200 140 350 195（ 190） 225（ 220） 150 380 205 250（ 254） 155（ 150） 405 220 280 165（ 180） 430 230 摩擦因素、摩擦片數(shù)、離合器間隙的選取 摩擦片的摩擦因素 f 取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。石棉基材料的摩擦因素 f 受工作溫度、單位壓力和滑磨速度影響較大， 并且它的粉塵對環(huán)境有污染， 而粉末冶金材料和金屬陶瓷材料的 摩擦因素 f 較大且穩(wěn)定。摩擦因素 f=～ ，取 f=。 離合器間隙 Δt是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中仍能完全接合，在分離軸承和分離桿內(nèi)斷之間留有的間隙。 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 膜片彈簧尺寸計算可參考圖 中所示去設計計算。由上述分析得 hH 比黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 16 值為 故 H=。從材料利用率的角度，比值在 ～ 時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧重量的利用率好。對于汽車離合器膜片彈簧，設計上并不要求儲存大量的彈性能，而是根據(jù)結構布置與分離力的需要來決定，一般 rR 取值為 ～ 。此外，當 H， h 及 rR 等不變時，增加 R 將有利于膜片彈簧應力的下降。 自由狀態(tài)下圓錐底角的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角 ? 與內(nèi)截錐高度 H 關系密切。 代入數(shù)值得 ? =，本次設計取 ? =13。本次設計選取 n=18 膜片彈簧的小端內(nèi)徑及分離軸承作用半徑的確定 r0 由離合器的結構決定，其最小值大于變速器第一軸花鍵外徑。 代入數(shù)值得 d = ，本次設計選取 r0 =30 ， rf應大于 r0 ，選取 r0 = 44。窗孔槽寬 2? =9～ 10，本設計選取 2? =10。本次設計選取 er =12。 r1應略大于 r且接近 r ， R1應略小于 R 且接近 R 。 膜片彈簧的校核 外徑的校核 摩擦片外徑 D 的選取應使最大圓周速度 DV 不超過 65～ 70m/s。 代入數(shù)值得 DV =，故認為摩擦片外徑 D 選取合適。 ? ? ? ?224Wwwz D d???? （ ） 式中 ， w — 單位摩擦面積滑磨功； ??w — 許用值，本次設計車型 ??w =； 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 18 W — 汽車起步時離合器結合一次所產(chǎn)生的總滑磨功； 總滑磨功可根據(jù)下式計算： 2 2 22201800e a rgn m rW ii? ??? ????= （ ） 式中 ， r — 為輪胎的滾動半徑； am — 汽車總質(zhì)量 ， am =9545kg； gi — 汽車起步時所用變速器擋位傳動比 ， gi =； 0i — 主減速器傳動比 ， 0i =； en — 發(fā)動機轉速 ， en =3000 r/min； 車論的滾動半徑為 2r Fdr ??= （ ） 式中 ， F — 計算常數(shù)，子午線胎 F = ； d— 車 輪 半徑，本設計中 d =750 mm； 綜上所述并代入數(shù)值，得 W =， w =。 故認為該離合器單位面積滑磨功符合要求。根據(jù)圖 膜片彈簧特性曲線圖，設 ? ?h rRPP E 42211 1116?? ??? ）（ （ ） 11 h??? （ ） 式中 ， 1P — 工作壓力； E — 彈性模數(shù)，鋼材取 E =105 aMP ； ?— 泊松比，鋼材取 ? =； H— 碟簧部分內(nèi)截錐高； 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 19 1?— 大端變形； 整理上面兩式得： 111 1 1 1 1l n 12Rr H R r H R rph R r h R r?????? ? ? ???? ? ? ???? ? ? ?? ? ? ??? （ ） 把有關數(shù)值代入上式，得 1P =3015 1P （ ） ?1 =?1 （ ） 1P = 1? 21? + 31? （ ） ⑴ 確定彈簧工作點的位置 取離合器接合時大端變形量 1? =， H= 由 式 （ ） 、（ ）算得 膜片彈簧壓緊力： 1P =5304 校核后備系數(shù)： ? = T ZRpeCCmax1? （ ） 式中 ， 332213c DdR Dd??? ?=， cZ =2。離合器剛開始分離時，大端的變形量為 11dbf??? ?? （ ） 式中 ， f? = 1f? ， 1f? 為壓盤升程 1f? = csz?? （ ） 式中 ， 2cz? ，每對摩擦片間隙 s? = ，代入數(shù)值，得 1f? =， 1d? =。故 11ab? ? ?? ?? == 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 20 ⑵ 求離合器徹底分離時分離軸承的載荷 2P 膜片彈簧小斷分離軸承處有分離軸承力與膜片彈簧壓盤接觸處的變形 1? 和 2P 的關系式 ： 2112 21 1 1 1 1 1 1ln {( ) [ ( ) ] }6( 1 ) ( ) ( ) 2RrddfEh R r R rP H d H hu R r r r R r R r? ? ?? ??? ? ? ?? ? ? ? ? （ ） 取 11d??? =，代入數(shù)值得 2P =。 12111r rfRr???? ? （ ） 取 1 f??? = 則 39。寬度系數(shù) 1? ， 2? 為 1101 ()enrr?? ??? ? （ ） 22 1 ()e nrr?? ??? ? （ ） 代入數(shù)值 1? =， 2? =。39。39。39。 39。2 2 2? ? ???= ⑷ 強度校核 膜片彈簧大端的最大變形量為離合器徹底分離時的變形量 ： 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 21 2 1 1 1222 1 1 1 1 1 131 [ ( 1 ) ( ) ]1 2 2lnfB Rrrr P d d dE R r H hr h u R r R r R r r R rr? ? ?? ??? ?? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? （ ） 把有關數(shù)值代入上式，得 B? =1207MP? ，通常強度不大于 1500～ 1700MP? ，故認為強度條件適合。 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 22 轉矩角度滑行驅(qū)動級扭轉剛度彈簧預緊花鍵有間隙4級 阻尼 第 4 章 扭轉減振器的設計計算 汽車傳動系扭轉振動減振器，按其所在位置可分為兩類：一類裝在從動盤總成中，另一類裝在飛輪處。本設計采用第一類。如果傳動系發(fā)生扭轉共振，將會使傳動系零件的應力成倍增加，而這種應力具有交變的性質(zhì)，會使傳動系零件的疲勞壽命大大下降。 扭轉減振器的特性及主要參數(shù)的選取 圖 為離合器扭轉減振器特性曲線圖例。 m/rad。一般可按下式初選為 T? =（ ～ ） Temax （ ） 取 T? = ，本設計按其選取 T? =。這樣，在傳遞同樣大小的極限轉矩它將降低減振器的剛度，這是有利的，但預緊力值一般不應該大于摩擦力矩否則在反向工作時，扭轉減振器將停止工作。 減振彈簧數(shù)目 可參考表 選取，本設計 D=325，故選取 Z=6。 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 24 P總 =RTj1 （ ） 式中 ， P總 的計算應按 Tj的大者來進行 P總 =5650N 每個彈簧工作壓力 PP Z? 總 （ ） =706N 減振彈簧的尺寸確定 在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振彈簧設計的相關尺寸。本設計選取 2D =12。代入數(shù)值，得 1d =，符合上述要求。 減振彈簧的總圈數(shù) ? ? 2ni?? ～ =。 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 25 減振彈簧的總變形量 Pl c?? （ ） = 減振彈簧的自由高度 0 minl l l? ?? （ ） = 減振彈簧的預變形量 39。本設計取 λ=3。d 39。d =～ 12mm，本設計取 39。 從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸 為充分利用減振器的緩沖作用，將從動片上的部分窗口尺寸做的比從動盤轂上的窗口尺寸稍大一些，如圖 所示。這樣，當?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，開始只有部分彈簧參加工作，剛度較小，有利于緩和沖擊。 本章小結 本章介紹了扭轉減振器的特性以及扭轉減振器的參數(shù)選取，對減振彈簧 的尺寸進行了確定 ， 還對從動片相對從動盤轂的最大轉角、限位銷與從動盤缺口側邊的間隙、限位銷直徑、從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸進行了詳細的計算， 并且列出了必要的公式。它始于離合器殼體內(nèi)的分離軸承。輕便包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應該過大，另一方面是應該有踏板形成的校核機構。本設計選取操縱形式為液力操縱式。 液壓式傳動操縱的工作原理簡單：踩下踏板，由主缸產(chǎn)生的油壓經(jīng)管路傳輸至分缸，由分缸中的推桿推動分離叉使離合器分離。因此，離合器踏板的布置位置、相關尺寸、作用力以及行程大小都要符合人體工程學的要求。 離合器的踏板位置、行程、和踏板力 踏板位置 離合器踏板的操縱通常設計為由左腳控制，因此，踏板的最佳位置應和左腳保持處在一條直線上最為舒適，為此，離合器踏板在車內(nèi)的位置就要更偏左，它給車內(nèi)左側留下的橫向 剩余空間要小一些。具體布置應該以人體左右對稱為準向左偏移80～ 100mm，作為離合器踏板中心線的位置。踏板最佳行程受許多因素影響，其中要考慮人群應從 5%分位的女性到 95%分位的男性。 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 28 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)的傳動比，加大傳動比會使踏 板力減小但行程增加。一般來說，對于轎車和輕型卡車，其踏板力 Pt 可?。? 較輕的踏板力： Pt ≤100N 較重的踏板力： Pt ≥130N 離合器踏板位置高度及其形成對踏板力的影響也要考慮，因踏板離地板高且行程大的車輛，操作離合器時，腳要完全離開地板，大腿要抬離坐椅。 若離合器踏板離地較 近 且行程短，操縱時腳跟可不離開地板，腳完全依靠在坐椅上，此時，踏板只需支撐腳的部分重量，