離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算與說明

第3章 離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算及說明3.1離合器設(shè)計(jì)所需數(shù)據(jù)表3.1汽車的驅(qū)動(dòng)形式汽車最大加載質(zhì)量 2000表3.1汽車的驅(qū)動(dòng)形式汽車最大加載質(zhì)量 2000kg發(fā)動(dòng)機(jī)位置發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 75KW發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩離合器形式操縱形式摩擦片最大外徑踏板行程離合器原始數(shù)據(jù)機(jī)械、干式、4X2汽車的質(zhì)量前置發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速 4500r/minN170N.m單片、膜片彈簧(壓式)液壓人力操縱f=225mm80?150mm4325kgig2=2.659、=1.775 ".000N110km/hig2=2.659、=1.775 ".000N110km/h汽車最大時(shí)速3.2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，離合器靜摩擦力矩八應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩二max摩擦片的靜壓力：T=^-T (3.1)(式中：P離合器后備系數(shù)(P>1)發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩可由式：T =9549以pmax (3.2)求得emax nP式中：P-75Kw,n=4500r/min°a在1.1?1.3之間，取a=1.16,則T=196N.m后備系數(shù)B是離合器的重要參數(shù)，反映離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩的可靠程度，選擇B時(shí)，應(yīng)從以下幾個(gè)方面考慮：a.摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩；b.防止離合器本身滑磨程度過大；c.要求能夠防止傳動(dòng)系過載。通常轎車和輕型貨車B=1.2?1.75。結(jié)合設(shè)計(jì)實(shí)際情況，故選擇B=1.5。則有B可有表3.2查得B=1.5。表3.2離合器后備系數(shù)的取值圍車型 后備系數(shù)B乘用車及最大總質(zhì)量小于6t的商用車 1.20?1.75最大總質(zhì)量為6?14t的商用車 1.50?2.25掛車 1.80?4.00摩擦片的外徑可有式：D=K^T—（3.3）求得Kd為直徑系數(shù)，取值見表3.3取KD=16得D=221.11mm。表3.3直徑系數(shù)的取值圍車型直徑系數(shù)Kd乘用車14.6最大總質(zhì)量為1.8?14.0t的商用車16.0?18.5（單片離合器）13.5?15.0（雙片離合器）最大總質(zhì)量大于14.0t的商用車22.5?24.0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3.4離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)外徑D\mm160180 200225250280300325徑d\mm110125 140150155165175190厚度/mm3.23.5 3.53.53.53.53.53.51-C30.6870.694 0.7000.6670.6200.5890.5830.585C'=dD0.6760.667 0.6570.7030.7620.7960.8020.800單面面積cm2106132 160221302402466546摩擦片的摩擦因數(shù)f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。可由表3.5查得：摩擦面數(shù)Z為離合器從動(dòng)盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩的大小及其結(jié)構(gòu)尺寸。本題目設(shè)計(jì)單片離合器，因此Z=2。離合器間隙At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(shí)，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿端之間留有的間隙。該間隙At一般為3?4山山。取At=4mm。表3.5摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值圍摩擦材料 摩擦因數(shù)f石棉基材料模壓0.20?0.25粉末冶金材料編織0.25?0.35銅基0.25?0.35 鐵基 0.30?0.50金屬瓷材料0.4離合器的靜摩擦力矩為：T=fFZR(3.4)與式(3.1)聯(lián)立得:12町 、 (emax 1nfzD3!-3(3.5) 代入數(shù)據(jù)得：單位壓力p0=0.23MPa。表3.6摩擦片材料摩擦片單位壓力的取值圍單位壓力p0/MPa石棉基材料模壓0.15~0.25編織0.25~0.35粉末冶金材料模壓0.35~0.50編織金屬瓷材料0.70~1.503.3 摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化摩擦片外徑D(mm)的選取應(yīng)使最大圓周速度v不超過65?70m/s,即v=—n Dx10-3=—x225x10-3=53.01m/s<65?70m/sD60e啞 60(3.6)式中，v0為摩擦片最大圓周速度(m/s)；n為發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速(r/min)。摩擦片的、外徑比C'應(yīng)在0.53?0.70圍，即0.53<C'=0.67<0.7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B值應(yīng)在一定圍，最大圍為1.2?4.0。為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片徑d必須大于減振器振器彈簧位置直徑2R0約50mm，即d>2R+50mm

（5）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T°=*TV、]經(jīng)檢查,合格。離合器規(guī)格T1/X10-2c0（3.7）式中，T為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩經(jīng)檢查,合格。離合器規(guī)格T1/X10-2c0表3.7單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值>3250.40<210 >210?250>>3250.400.28 0.30 0.35（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〃。的最大圍為0.11?1.50MPa,即0.10MPa<p0=0.23MPa<1.50MPa（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(3.8)式中，&為單位摩擦面積滑磨（J/mm2）；to]為其許用值（J/mm2），對(duì)于乘用車:[o]-0.40J/mm2，對(duì)于最大總質(zhì)量小于6.0t的商用車：[o]-0.33J/mm2，對(duì)于最大總質(zhì)量大于6.0t商用車：[o]=0.25J/mm2：W為汽車起步時(shí)離合器接合一次所兀2n2-兀2n2-1800(3.9)/mr2、(3.9)~a^"i2[2J式中，m.為汽車總質(zhì)量（Kg）；r,為輪胎滾動(dòng)半徑（m）；ig為汽車起步時(shí)所用變速器擋位的傳動(dòng)比；i0為主減速器傳動(dòng)比；n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速r/min，計(jì)算時(shí)乘用車取2000r/min，商用車取1500r/min。其中：i-6.17i-5.913r=0.6m-4325Kg代入式(3.9)得W-14431.527J，代入式(3.8)得

w=0.327<0.33=［必］,合格。離合器接合的溫升YWt=——mc式中，七為壓盤溫升，不超過8~10°C；c為壓盤的比熱容，c=481.4J/(Kg?°C)；Y為傳到壓盤的熱量所占的比例，對(duì)單片離合器壓盤；人=0.5,m為壓盤的質(zhì)量m=3.15Kg代入，t=4.76°C,合格。3.4膜片彈簧主要參數(shù)的選擇比較H/h的選擇此值對(duì)膜片彈簧的彈性特性影響極大，分析式(3.10)中載荷與變形1之間的函數(shù)關(guān)系可知，當(dāng)H］h<42時(shí)，匚為增函數(shù)；H,h=42時(shí)，F(xiàn)］有一極值，而該極值點(diǎn)又恰為拐點(diǎn)；H：h>42時(shí)，％有一極大值和極小值；當(dāng)H：h=42時(shí)，%極小值在橫坐標(biāo)上，見圖3.1。1-H/h<422-H/h=-J23-板2<H/h<2^24-H/h=頊5-H/h>2克圖3.1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1.5?2圍選取。常用的膜片彈簧板厚為2?4mm，本設(shè)計(jì)Hh=2，h=3mm，則H=6mm。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。汽車離合器膜片彈簧根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R/r常在1.2?1.3的圍取值。本設(shè)計(jì)中取Rr=1.25，摩擦片的平均半徑R=生回=93.75mm，r>Rr=94取mm則R=117.5r=94取mm則R=117.5mm取整mm則Rr=1.255。

圓錐底角合格。也有取汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時(shí)，圓錐底角4一般在9~15。圍，本設(shè)計(jì)中a=arctanH；（R-rLH（R-r）得 。在9~15合格。也有取分離指數(shù)常取為18，大尺寸膜片彈簧有取24的，對(duì)于小尺寸膜片彈簧，12的，本設(shè)計(jì)所取分離指數(shù)為18。切槽寬度r應(yīng)滿e5=3.2~3.5mm,5=9~10mm,取1mm,r應(yīng)滿e1 2足r—r>52的要求。壓盤加載點(diǎn)半徑r1和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑^的確定r應(yīng)略大于且盡量接近r，R1應(yīng)略小于R且盡量接近R。本設(shè)計(jì)取1 mm，1 mm。膜片彈簧應(yīng)用優(yōu)質(zhì)高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國常用的碟簧材料的為60SizMnA，當(dāng)量應(yīng)力可取為1600?1700N/mm2。公差與精度離合器蓋的膜片彈簧支承處，要具有大的剛度和高的尺寸精度，壓力盤高度（從承壓點(diǎn)到摩擦面的距離）公差要小，支承環(huán)和支承鉚釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。3.5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Hh與初始錐角a=H（R-r）應(yīng)在一定圍，即1.6<Hh=2<2.29<a牝Hi(R-r)=14.32<15彈簧各部分有關(guān)尺寸的比值應(yīng)符合一定的圍，即1.20<Rr=1.255<1.3570<2Rh=78.67<100（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R1（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑二）應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即推式： （D+d）/4<R1<Di2拉式： （D+d）/4=93.75<r=94<D/2=112.51（4）根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置要求，R與R，r與r八之差應(yīng)在一定圍選取，即1f01<R-%=2<60<r—r<4（5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，，因此杠桿比應(yīng)在一定圍選取，即推式：2.3推式：2.3<r一L<4.5

R]-r拉式： 3.5<^一^<9.0R—rr=341r=32由（4）和（5）得f mm，0 mm。3.6膜片彈簧的載荷與變形關(guān)系碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，見圖3.2，它具有獨(dú)特的彈性特征，廣泛應(yīng)用于機(jī)械制造業(yè)中。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一一分離指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的碟形彈簧完全相同（當(dāng)加載點(diǎn)相同時(shí)）。因此，碟形彈簧有關(guān)設(shè)計(jì)公式對(duì)膜片彈簧也適用。通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點(diǎn)處，用F1表示，加載點(diǎn)間的相對(duì)變形（軸向）為入1，則壓緊力七與變形入1之間的關(guān)系式為：在hA在hA、In（R/r）F1=6^.JR■一7].H-§+h2（3.10）式中：E——彈性模量，對(duì)于鋼，E=2.1x105MPau 泊松比，對(duì)于鋼，口二0.3H——膜片彈簧在自由狀態(tài)時(shí)，其碟簧部分的錐高度h——彈簧鋼板厚度R——彈簧自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的大端半徑r——彈簧自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的小端半徑R] 壓盤加載點(diǎn)半徑r 支承環(huán)加載點(diǎn)半徑圖3.2膜片彈簧的尺寸簡圖表3.8膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù)R rR1 r1Hh118 94116 9663代入（3.10）得七=f(X「=148.37X3—2225.56X21+9273.15X(3.11)對(duì)（3.11）式求一次導(dǎo)數(shù)，可解出入「F/勺凹凸點(diǎn)，求二次導(dǎo)數(shù)可得拐點(diǎn)。凸點(diǎn)：七=2.96mm時(shí)，F(xiàn)1=11796.93N凹點(diǎn)：X、=7.04mm時(shí)，=6748.98N拐點(diǎn)：X1=5mm時(shí)，F(xiàn)1=9273N2、當(dāng)離合器分離時(shí)，膜片彈簧加載點(diǎn)發(fā)生變化。設(shè)分離軸承對(duì)膜片彈簧指所加的載荷為匚，對(duì)應(yīng)此載荷作用點(diǎn)的變形為入2。由F=^1-^--F=0.32F2r—r1 1(3.12)人=^一^=3.1人2r—r 1(3.13)列出表3.8：表3.9膜片彈簧工作點(diǎn)的數(shù)據(jù)力12.96 7.04 5力29.18 2.182 15.5F111796.93 6748.98 9273F23775.02 2159.67 2967.36膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇。從膜片彈簧的彈性特性曲線圖分析出，該曲線的拐點(diǎn)H對(duì)應(yīng)著膜片彈簧壓平位置，而、=饑成)/2。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，一般入1B=(0.8?1.0*ih，以保證摩擦片在最大磨損限度△入圍壓緊力從Fib到Fia變化不大。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)。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F以應(yīng)大于或等于新摩擦片時(shí)的壓緊力『蛙，見圖3.3。3.7膜片彈簧的應(yīng)力計(jì)算假定膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點(diǎn)O轉(zhuǎn)動(dòng)(圖3.4)。斷面在O點(diǎn)沿圓周方向的切向應(yīng)變?yōu)榱悖试擖c(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。現(xiàn)選定坐標(biāo)于子午斷面，使坐標(biāo)原點(diǎn)位于中性點(diǎn)0。令乂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：Ex^(a—^/2)-外b t1一日2 e+x(3.14)圖3.3膜片彈簧工作點(diǎn)位置式中 巾一一碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)角（從自由狀態(tài)算起）a——碟簧部分子有狀態(tài)時(shí)的圓錐底角e——碟簧部分子午斷面中性點(diǎn)的半徑)將(3.14)/In（R/r）式寫成)將(3.14)/In（R/r）式寫成Y與X軸（3.15）為了分析斷面中斷向應(yīng)力的分布規(guī)律的關(guān)系式：H2人e-a 1E0(3.16)圖3.4切向應(yīng)力在子午斷面的分布由上式可知，當(dāng)膜片彈簧變形位置巾一定時(shí)，一定的切向應(yīng)力七在X-Y坐標(biāo)系里呈線性分布。當(dāng)at=0時(shí)Y=（a-2）X，因?yàn)椋╝一^）的值很小，我們可以將（a—?）看成tg（a-里），由上式可寫成Y=tg（a-里）X。此式表明，對(duì)于一定的零應(yīng)力分布在2 2中性點(diǎn)O而與X軸承（a-里）角的直線上。從式（3.16）可以看出當(dāng)X=-e時(shí)無2

論取任何值，都有Y=—（a-亳）。。顯然，零應(yīng)力直線為K點(diǎn)與O點(diǎn)的連線，在零應(yīng)力直線側(cè)為壓應(yīng)力區(qū)，外側(cè)位拉應(yīng)力區(qū)，等應(yīng)力直線離應(yīng)力直線越遠(yuǎn)，其應(yīng)力越高。由此可知，碟簧部分緣點(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=（e-r）和Y=h/2代入（3.17）式有：btB(btB(e-r)dh +—2 2?甲｝（3.17）令零=0可以求出切向壓應(yīng)力達(dá)極大值的轉(zhuǎn)角甲p=a+2?由于:e=R一r=118一94=105.55mm

ln(Rr) ln(118/94)由于:所以：甲p=0.38，bB=-2047.39N/mm2（3.18）B點(diǎn)作為分離指根部的一點(diǎn)，在分離軸承推力與作用下還受有彎曲應(yīng)力:6（r—rX（3.18）b= frBn?b?h2式中n式中n分離指數(shù)目n=18單個(gè)分離指的根部寬b=邑=2XKX32=11.17mmr18 18因此： brB=689.80N/mm2由于OrB是與切向壓應(yīng)力。任垂直的拉應(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：bb=bB—bB=689.80—2047.39=—1357.59N/mm2b.<[b.]=1700N/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。故膜片彈簧和當(dāng)量應(yīng)力不超出允許應(yīng)力圍，所以用設(shè)數(shù)據(jù)合適。3.8扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì)減震器極轉(zhuǎn)矩T=1.5T =294N?m摩擦轉(zhuǎn)矩T=0.177 =49.98N?m預(yù)緊轉(zhuǎn)矩T=0.15T =44.1N?m極限轉(zhuǎn)角 中.=3~12°扭轉(zhuǎn)角剛度 七G3T.=3822N-m/rad詳細(xì)見圖3.5。3.9減振彈簧的設(shè)計(jì)減振彈簧的安裝位置R=(0.60~0.75)d/2,R結(jié)合d>2R+50mm,得R取49mm，則萬^=0.6533。全部減振彈簧總的工作負(fù)荷PZp=TjR[=6000N單個(gè)減振彈簧的工作負(fù)荷PP=P/Z=1000N式中Z為減振彈簧的個(gè)數(shù)，按表3.9選擇：取Z=6表3.10減振彈簧個(gè)數(shù)的選取摩擦片的外徑D/mm 225?250 250?325 325?350 〉3508?108?10圖3.5扭轉(zhuǎn)減振器減振彈簧尺寸選擇材料，計(jì)算許用應(yīng)力根據(jù)《機(jī)械原理與設(shè)計(jì)》(機(jī)械工業(yè))采用65Mn彈簧鋼絲，設(shè)彈簧絲直徑d=4mm,q，=1620MPa,li]=0.5b，=810MPa。選擇旋繞比，計(jì)算曲度系數(shù)根據(jù)下表選擇旋繞比表3.11旋繞比的薦用圍d/mm0.2?0.4 0.45?1 1.1?2.2 2.5?6 7~16 18?42C7?14 5?12 5?10 4?9 4?8 4?6確定旋繞比C=4,曲度系數(shù)K=(4C-1)-(4C-4)+0.615C=1.40強(qiáng)度計(jì)算d=：8"￡乍—4mm,與原來的d接近，合格。中徑D=Cd=16mm；外徑D=D+d=20mm極限轉(zhuǎn)角中.=2arcsin&=3?12°取中,=3.823°，則氣=3.269mm0剛度計(jì)算

彈簧剛度k=(F1-F)/*=152.95mm其中，F(xiàn)2為最小工作力，F(xiàn)2=0.5匕彈簧的切變模量G=80000MPa，則彈簧的工作圈數(shù)n=也=旦=4.0868FC3 8C3k(6)總?cè)?shù)為七(6)總?cè)?shù)為七=6彈簧的最小高度l=dn=16mm(7)減振彈簧的總變形量(7)減振彈簧的總變形量氣=pk=6.538mm(8)減振彈簧的自由高度(8)減振彈簧的自由高度(9)l0(9)l0減振彈簧預(yù)緊變形量=l.+氣=22.538mmT—=0.538mmkZR0(10)減振彈簧的安裝高度l=l-1=22mm(11)定位鉚釘?shù)陌惭b位置取R2=52mm，則中.=3.859364477°，%=3.30mm，k=151.52mm，n=4.12，合格。3.10操縱機(jī)構(gòu)汽車離合器操縱機(jī)構(gòu)是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和接合的一套機(jī)構(gòu)。它始于離合器踏板，終止于離合器殼的分離軸承。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機(jī)構(gòu)首先要求操作輕便。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)。離合器操縱機(jī)構(gòu)按分離時(shí)所需的能源不同可分為機(jī)械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機(jī)械式、氣壓助力液壓式等等。離合器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)滿足的要[3]

踏板力要小，轎車一般在80?150N圍，貨車不大于150?200N；踏板行程對(duì)轎車一般在80?150mm圍，對(duì)貨車最大不超過180mm；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；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；應(yīng)具有足夠的剛度；傳動(dòng)效率要高；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。機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)有杠系傳動(dòng)和繩索系兩種傳動(dòng)形式，杠傳動(dòng)結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，但是機(jī)械效率低，質(zhì)量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠(yuǎn)距離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動(dòng)可消除上述缺點(diǎn)，但壽命短，機(jī)構(gòu)效率不高。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)。液壓操縱機(jī)構(gòu)有如下優(yōu)點(diǎn)：(1)液壓式操縱，機(jī)構(gòu)傳動(dòng)效率高，質(zhì)量小，布置方便；便于采用吊掛踏板，從而容易密封，不會(huì)因駕駛室和車架的變形及發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)而產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉；(2)可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動(dòng)系產(chǎn)生的動(dòng)載荷，正由于液壓式操縱有以上的優(yōu)點(diǎn)，故應(yīng)用日益廣泛，離合器液壓操縱機(jī)構(gòu)由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。a=120mm，aa=120mm，a=50mm，d=135mmd=67mmc=50mm，c=21.4mmb=50mm，b=95mm23.10.1離合器踏板行程計(jì)算踏板行程S由自由行程S］和工作行程S2組成:+ZASC2c1J(3.19)式中，S0f為分離軸承的自由行程,一般為L5?3.0mm,取S。廣1.5mm；反映到踏板上的自由行程S一般為20~30mm；d、d分別為主缸和工作缸的直徑;1 1 2Z為摩擦片面數(shù)；AS為離合器分離時(shí)對(duì)偶摩擦面間的間隙，單片：AS=0.85?1.30mm，取AS=1.2mm；a、a、b、b、c、c為杠桿尺寸。1 2 12 12得：S=131mm，"=27.77山川，合格。圖3.6液壓操縱機(jī)構(gòu)示意圖3.10.2踏板力的計(jì)算踏板力為FF廣1

￡(3.20)式中，F(xiàn)，為離合器分離時(shí)，壓緊彈簧對(duì)壓盤的總壓力；七為操縱機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比，i=。2氣C2d2；n為機(jī)械效率，液壓式頃=80?90%，機(jī)械式頃=70?80%；￡abcd2F^為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設(shè)計(jì)時(shí)，可忽略之。F'=3467.30N，〈=43.26，n=80%；則Ff=100.19N合格。分離離合器所作的功為吧=竺(F+F)ZkS式中，F(xiàn)1為離合器拉接合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力，F(xiàn)1=10835.32N，則氣=21.45J合格。3.11從動(dòng)軸的計(jì)算選材40Cr調(diào)質(zhì)鋼可用于載荷較大而無很大沖擊的重要軸，初選40Cr調(diào)質(zhì)。確定軸的直徑d>A3