FORLAND輕型汽車離合器設(shè)計（拉式）【單片膜片彈簧離合器】【帶扭矩減震器的從動盤】【福田汽車時代輕卡】

FORLAND輕型汽車離合器設(shè)計（拉式）【單片膜片彈簧離合器】【帶扭矩減震器的從動盤】【福田汽車時代輕卡】,單片膜片彈簧離合器,帶扭矩減震器的從動盤,福田汽車時代輕卡,FORLAND輕型汽車離合器設(shè)計（拉式）【單片膜片彈簧離合器】【帶扭矩減震器的從動盤】【福田汽車時代輕卡】,forland,輕型,汽車,離合器 中英文題目 摘要 本次設(shè)計題目是FORLAND輕型汽車離合器設(shè)計（拉式） 離合器是汽車傳動系的重要組成部分，它設(shè)計的成功與否，將直接影響到整車性能的好壞。 由本車的發(fā)動機扭矩較小，故設(shè)計中采用單片膜片彈簧離合器，并采用帶扭矩減震器的從動盤。為了使離合器接合平順，以保證汽車的平穩(wěn)起步，采用了有軸向彈性的從動片。 本文內(nèi)容包括:輕型汽車的離合器結(jié)構(gòu)方案論證；離合器工作特性（扭矩傳遞特性）；離合器的基本結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計與選型；強度校核；工藝過程制定和尺寸鏈計算。 Abstract The topic of this sign is design a clutch for FORLAND commercial vehicle(pull_type). It is the most important part of the light vehicle’s transform-system. The performance of light vehicle is largely relative to the quality of the design. According to the torque, a single dry-disc diaphragm-spring clutch is used, and a clutch disc with a torsional absorber is fixed. To start the vehicle stability, the clutch must be engaged smoothly, so a plate segment with a axisal elasticity is mounted. In the paper, I introduced the selection of the possible type of the clutch(torque operation characteristic). The selection of the found a mental parameter and the determination of the main dismensious the structure design of the components and corresponding calculation. 目錄 緒論 1 第一章 結(jié)構(gòu)方案設(shè)計 1 1.1 總論 1 1.2 總成零件結(jié)構(gòu)方案分析 4 1.2.1 從動盤數(shù)目分析 4 1.2.2 壓緊彈簧的選擇 4 1.2.3 從動盤結(jié)構(gòu)方案分析 7 1.2.4 從動盤摩擦片結(jié)構(gòu)方案分析 8 1.2.5 其他零部件結(jié)構(gòu)方案分析 9 第二章 整體性能參數(shù)選擇與計算 12 2.1 摩擦片尺寸計算 12 2.2 后備系數(shù)的確定 13 2.2.1后備系數(shù)選擇 13 2.2.2 性能參數(shù)計算 14 2.3 第一軸和從動盤轂花鍵尺寸選取和校驗 15 2.3.3 花鍵尺寸d計算 15 第三章 膜片彈簧設(shè)計 17 3.1 拉式膜片彈簧的工作原理 17 3.2 拉式膜片彈簧的載荷——變形特性 18 3.2.1 接合位置的載荷變形公式 19 3.2.2 分離時的載荷變形公式 20 3.2.3小端載荷——變形特性 22 3.3 拉式膜片彈簧應(yīng)力變形特性 22 3.3.1碟形彈簧部分的應(yīng)力——變形公式 22 3.3.2 碟形部分子午剖面上切向應(yīng)力分布： 23 3.3.3 拉式膜片彈簧的應(yīng)力計算 24 3.4 拉式膜片彈簧的設(shè)計 25 第四章 離合器扭轉(zhuǎn)減震器基本參數(shù)選擇 28 4.1 概述 28 4.2 主要性能參數(shù)計算和分析 28 4.2.1減震器的極限轉(zhuǎn)矩 28 4.2.2 計算減震器阻尼力矩 30 4.2.3 計算減震器的預(yù)緊扭轉(zhuǎn)力矩 31 4.2.4 減震彈簧位置半徑的確定 31 4.2.5 由參考文獻提供的列表 31 4.2.6 減震彈簧總壓力 31 第五章 其余結(jié)構(gòu)參數(shù)校核 34 5.1 傳力片強度校核 34 5.2 壓盤熱容量校核 34 第六章 主要零件加工工藝 35 6.1 主要零件加工工藝 35 6.1.1膜片彈簧的制造工藝 36 6.2 工藝尺寸鏈的計算 39 [6] 濮良貴.機械設(shè)計[M].北京：高等教育出版社，2001. 42 [13] TANAKA, K. The Science and Technology of CNC 1999 42 II 44 -- 緒論 我國正處于社會主意初級階段，主要的工作重點是發(fā)展社會生產(chǎn)力，為適應(yīng)上層建筑的需要，為了使生產(chǎn)關(guān)系適應(yīng)生產(chǎn)力，還要不斷的推動科學技術(shù)的發(fā)展。 現(xiàn)代汽車已成為各國國民經(jīng)濟中不可或缺的一部分，而離合器作為組成汽車的一部分，對其的需求也是愈來愈高。 離合器作為機械傳動系的重要組成部分，位于傳動系的首端，用于切斷和傳遞傳動動力。故汽車離合器設(shè)計的好壞，直接關(guān)系到汽車是否能夠平穩(wěn)起步；能否可靠的在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，從而減少變速器中齒輪的沖擊，便于換擋；是否能在工作中受到較大載荷時，以打滑的方式保護發(fā)動機和傳動系不至于過載而損壞。 由于城市道路普遍較窄的現(xiàn)狀，車流量的不斷增加，導致道路交通情況的日趨復(fù)雜，司機在行駛中需要不斷的換擋，停車，起步，造成離合器使用頻率增高，使用條件日趨嚴酷，因此設(shè)計上應(yīng)保證離合器有優(yōu)良的工作性能，即保證其上限工作極限。離合器工作時，溫度上升，導致摩擦系數(shù)變換，壓緊力變化。當散熱等系能指標滿足時，同時要考慮到國內(nèi)目前的生產(chǎn)工藝水平，以降低成本和維修費用等。 第一章 結(jié)構(gòu)方案設(shè)計 1.1 總論 首先應(yīng)該深入研究對汽車離合器的設(shè)計要求，根據(jù)離合器在汽車中所處的位置，保證離合器的良好工作性能。一部合格的離合器至少需要滿足以下要求： 1. 在任何行駛條件下，既能可靠的傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備，又能防止傳動系過載。 2. 接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 3. 分離時要迅速、徹底。 4. 從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊便于換擋和減小同步器的磨損。 5. 應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長時其使用壽命。 6. 應(yīng)能避免和傳動器的扭轉(zhuǎn)振動，緩和沖擊和降低噪聲的能力。 7. 操縱輕便，準確，以減輕駕駛員的疲勞。 8. 作用在從動盤上的總壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 9. 具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。 10. 結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝，維修，調(diào)整方便等。 離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機和傳動系平順的接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，以傳動系各零部件因過載而損壞；有效的降低傳動系中的振動和噪聲等。 基于以上考慮，下面將選擇本設(shè)計離合器的傳遞動力方式。 用于離合器傳遞動力的方式有摩擦、液力、磁力等幾種方式。液力、磁力離合器具有自動適應(yīng)負載變化，自動變扭等幾種優(yōu)良性能，但其缺點是結(jié)構(gòu)過于復(fù)雜，價格較高，體積較大，重量大，維修困難等。鑒于以上幾種優(yōu)點，目前絕大多數(shù)汽車上仍使用摩擦式離合器，只有為數(shù)不多的高檔轎車，及一些工作負荷較大，且工作條件惡劣的重型車，礦山車上使用液力離合器。本設(shè)計是輕型汽車，工作條件較好，負荷也較小，采用液力或磁力離合器大可不必。因此，本設(shè)計采用摩擦式離合器。 離合器主要由主動部分，從動部分，壓緊機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。 1、主動部分 ?主動部分包括飛輪、離合器蓋、壓盤等機件組成。這部分與發(fā)動機曲軸連在一起。離合器蓋與飛輪靠螺栓連接，壓盤與離合器蓋之間是靠3－4個傳動片傳遞轉(zhuǎn)矩的。 2、從動部分 ?從動部分是由單片、雙片或多片從動盤所組成，它將主動部分通過摩擦傳來的動力傳給變速器的輸入軸。從動盤由從動盤本體，摩擦片和從動盤轂三個基本部分組成。為了避免轉(zhuǎn)動方向的共振，緩和傳動系受到的沖擊載荷，大多數(shù)汽車都在離合器的從動盤上附裝有扭轉(zhuǎn)減震器。 ?為了使汽車能平穩(wěn)起步，離合器應(yīng)能柔和接合，這就需要從動盤在軸向具有一定彈性。為此，往往在動盤本體園周部分，沿徑向和周向切槽。再將分割形成的扇形部分沿周向翹曲成波浪形，兩側(cè)的兩片摩擦片分別與其對應(yīng)的凸起部分相鉚接，這樣從動盤被壓縮時，壓緊力隨翹曲的扇形部分被壓平而逐漸增大，從而達到接合柔和的效果。 3、扭轉(zhuǎn)減振器 ?離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)飛輪和壓盤傳給了動盤兩側(cè)的摩擦片，帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減振器盤轉(zhuǎn)動 ?動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉(zhuǎn)矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉(zhuǎn)動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉(zhuǎn)振動會使從動盤轂相對于動盤本體和減振器盤來回轉(zhuǎn)動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉(zhuǎn)振動的能量，將扭轉(zhuǎn)振動衰減下來。 4、壓緊機構(gòu) ?壓緊機構(gòu)主要由螺旋彈簧或膜片彈簧組成，與主動部分一起旋轉(zhuǎn)，它以離合器蓋為依托，將壓盤壓向飛輪，從而將處于飛輪和盤壓間的從動盤壓緊。 ?螺旋彈簧分沿周向布置和在中央布置兩種。將一個圓柱形或圓錐形彈簧布置在中央的離合器稱為中央彈簧離合器。 下面就各部分的基本部分和零件進行結(jié)構(gòu)方案設(shè)計分析。 1.2 總成零件結(jié)構(gòu)方案分析 1.2.1 從動盤數(shù)目分析 單盤離合器結(jié)構(gòu)簡單，分離徹底，迅速，散熱良好，尺寸緊湊，調(diào)整方便，從動盤轉(zhuǎn)動慣量小，接合平順，廣泛應(yīng)用與轎車和中小型貨車上，本設(shè)計為輕型汽車離合器，故用單盤式結(jié)構(gòu)形式比較合適。 雙盤離合器雖然傳遞力矩能力較強，且具有接合平順，踏板力較小的優(yōu)點，但其結(jié)構(gòu)本身就決定了他不能徹底分離，這對在城市中復(fù)雜的路面中行駛，頻繁使用離合器的場合極為不利，很容易造成變速器，同步器的過度磨損。而且雙盤式離合器的結(jié)構(gòu)中，中間壓盤散熱不良，熱負荷高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，尺寸和重量大，不利于輕型車的總體布置，故而不使用與本輕型車。 1.2.2 壓緊彈簧的選擇 離合器的壓緊彈簧有圓柱彈簧，矩形斷面的圓錐彈簧和膜片彈簧等形式。壓緊彈簧就其在離合器中所起的作用來看，他擔負著能否提供足夠的且在工作過程中變化最小的壓緊力的任務(wù)，是動力能否可靠的傳遞的核心零件，鑒于拉式膜片彈簧離合器具有如下一些優(yōu)點，本設(shè)計將采用拉式膜片彈簧離合器。 1. 膜片彈簧離合器本身兼作分離杠桿，使離合器的零件數(shù)量顯著減少，重量減少，采用拉式結(jié)構(gòu)又可以省掉支承環(huán)，支承環(huán)鉚釘?shù)攘慵?，通?？梢员绕胀菪龔椈呻x合器零件數(shù)目減少左右； 2. 膜片彈簧與壓盤在整個圓周接觸，使壓緊力分布均勻，這可延長摩擦片的使用壽命； 3. 沒有像螺旋彈簧那樣，因離心作用使壓緊彈簧偏移和變形引起接觸表面嚴重變形磨損，甚至彈簧斷裂等弊病，故膜片彈簧對高速發(fā)動機的適應(yīng)性更強； 4. 膜片彈簧具有理想的非線性工作特性，而普通的螺旋彈簧，其工作特性是線性的?？梢钥闯?，當離合器分離時，螺旋彈簧離合器壓緊力也增大，與之相反，膜片彈簧的工作特性曲線上，壓緊力是下降趨勢。并且如果摩擦片的使用一段時間后磨損，螺旋彈簧會隨著摩擦片的磨損而壓緊力降低，而如果合理選擇膜片彈簧工作點，可以使壓緊力不僅不下降，反而有所上升。 說明： 圖1-1 由于在壓盤離合器蓋總成中，螺旋彈簧處于預(yù)壓緊狀態(tài)，膜片彈簧卻處于近似自由狀態(tài)，兩者的彈性特性曲線如圖。在新的摩擦片接合位置時（b點），兩種彈簧的變形量均為，但在摩擦片磨損后的接合位置分別為a,a’點，兩者變形量均為，但由圖可見，膜片彈簧所提供的壓緊力變小較小，而螺旋彈簧的特性是線性的，其與相差較大，容易引起滑磨，另外徹底分離時，膜片彈簧所需的分離力為，有圖中可以看出，他遠小于螺旋彈簧所需分離力。 5. 同樣因為膜片彈簧所具有的非線性特性，可以保證在從動盤磨損后，壓盤工作壓力保持在一個很小的范圍內(nèi)，使離合器能保持其傳遞扭矩的能力，而不致于產(chǎn)生嚴重的滑磨。 6. 因為在同樣軸向尺寸的情況下，膜片彈簧可使用重量較大而形狀螺旋對稱，又較一致的壓盤，可以有足夠大的熱容量，采用適當?shù)拇胧?，拉式膜片彈簧離合器可以獲得較好的散熱條件。例如，可以在離合器壓盤殼上開較大尺寸的通風孔。 7. 便于采用新近廣泛采用的鋼帶式驅(qū)動形式（周向或徑向布置），離合器蓋通過驅(qū)動銷與周置鋼帶驅(qū)動壓盤。分離時靠鋼帶的彈性恢復(fù)力，使壓盤能夠自由的軸向后移，以保證徹底分離。鋼帶式驅(qū)動形式中沒有摩擦和磨損，也沒有傳動間隙，因此比傳統(tǒng)的嵌合式驅(qū)動方式（如凸塊式，銷釘式和鍵塊式）要好。 8. 膜片彈簧離合器中的零件大多可用沖壓件和標準件，有利于保證零件的系統(tǒng)化，通用化，從而保證產(chǎn)品質(zhì)量，便于大量生產(chǎn)，可以大幅度降低制造成本（約可降低30%）。 9. 由于拉式膜片彈簧離合器是以彈簧中部而不是大端與壓盤相壓，在相同的壓盤尺寸條件下，可以采用較大直徑的彈簧，因此提高離合器的轉(zhuǎn)矩容量，從而可以傳遞較大的功率。 10. 可以獲得比推式更大的杠桿比，而且由于摩擦副數(shù)模減少，提高了傳動效率，能使踏板力進一步減少（約比推式減少25%--30%），操縱更為輕便。 11. 由于在拉式結(jié)構(gòu)中取消了支承環(huán)，固定鉚釘，硬化套筒等零件，零件數(shù)目比普通推式離合器更少，結(jié)構(gòu)更簡化，軸向尺寸更小，重量更輕，結(jié)構(gòu)更緊湊。 12. 由于取消了彈簧與蓋之間可能因磨損而出現(xiàn)的間隙，因此可以減少沖擊和噪聲。 13. 可以進一步的提高壽命，原因有下述三條： a) 小端分離力小，使當量應(yīng)力下降； b) 在同樣的軸向尺寸下，可采用較厚的壓盤，增加了壓盤的重量和熱容量，改善了散熱條件； c) 壓盤殼上可以開足夠大的窗孔，亦能很打程度上改善壓盤的散熱條件。 鑒于上述拉式膜片彈簧離合器 的若干優(yōu)點，它必然會逐步代替螺旋彈簧離合器和推式膜片彈簧離合器，并且隨著近年來材料性能，生產(chǎn)工藝儲備等方面的不斷更新和進步，生產(chǎn)成本的不斷下降，拉式膜片彈簧離合器將會更充分的發(fā)揮它的自身優(yōu)點。 但是到目前為止，還有以下幾個問題待以解決。以便更進一步的推廣拉式膜片彈簧離合器。 a) 在材料和制造工藝上（尤其是加工精度和熱處理條件等）需進一步提高； b) 膜片彈簧的開口處（分離指舌根處）的應(yīng)力集中問題； c) 分離指舌尖部分的磨損問題。 d) 分離軸承（拉式）的結(jié)構(gòu)改進和制造工藝改進問題。 綜上所述，拉式膜片彈簧離合器被認為是一種很有前途的離合器，本設(shè)計即為拉式膜片彈簧離合器。 1.2.3 從動盤結(jié)構(gòu)方案分析 離合器從動盤是聯(lián)系發(fā)動機動力和變速器第一軸的關(guān)鍵部件，它設(shè)計的好壞將直接關(guān)系到能否平穩(wěn)、柔和、可靠的傳遞動力。 a) 有關(guān)扭轉(zhuǎn)減震器 發(fā)動機傳遞到汽車傳動系的扭矩是不斷變化著的，因此導致傳動系發(fā)生扭振。如果這一振動頻率與傳動系自身的固有頻率相同，將發(fā)生共振，對傳動系的零件將產(chǎn)生極大的沖擊載荷，嚴重的可能導致?lián)p壞。另外在不分離離合器緊急制動或猛接離合器的情況下也會對傳動系各零件產(chǎn)生極大的沖擊載荷，結(jié)果將導致零件的過早損壞。為了避免共振，緩和傳動系所受的沖擊載荷，應(yīng)該在從動盤上安裝扭轉(zhuǎn)減震器。有些汽車上將扭轉(zhuǎn)減震器制成單獨的部件，但大多數(shù)是將其附裝在從動盤中，本設(shè)計選擇后者。 b) 從動片結(jié)構(gòu)方案分析 為了使離合器接合柔和，在接合過程中，從動盤軸向應(yīng)該有彈性，增加從動盤的軸向壓縮量，可以使壓緊力漸漸增加，導致扭矩也漸漸增加，保證接合柔順。因此在從動盤中增設(shè)軸向彈性元件，采用波形彈簧技術(shù)。 波形彈簧有以下幾種結(jié)構(gòu)形式：可將的從動盤主體上被徑向切槽分割形成的扇形部分彎曲成波形；或者在從動盤本體的每個扇形平面上在鉚一個波形片，而摩擦片則分別與本體或波片連接，或者干脆將本體直徑做的很小，而在其外緣上都有若干個扇形的波片彈簧鋼片，兩摩擦片分別與波簧相連這種結(jié)構(gòu)形式可以使本體與波片的自造精度高，同軸度好，容易調(diào)平衡。因此本設(shè)計采用此結(jié)構(gòu)形式，這也是目前從動盤應(yīng)用最廣泛的一種結(jié)構(gòu)形式。 c) 從動盤結(jié)構(gòu)設(shè)計 從動盤本體和從動盤轂之間是通過扭轉(zhuǎn)減震器來傳遞扭矩的。從動盤本體，從動盤轂，扭轉(zhuǎn)減震器上都開有裝扭轉(zhuǎn)減震彈簧的槽孔，根據(jù)本設(shè)計飛輪及離合器的大概尺寸，以及參考國內(nèi)外同類型離合器，本設(shè)計選取6各扭轉(zhuǎn)減震彈簧，即上述3個零件上應(yīng)開有6個槽孔（矩形），從而實現(xiàn)本體與從動盤轂之間的彈性連接。從動盤個體與減震器盤鉚成一個整體，并將從動盤轂及兩側(cè)的阻尼片夾在中間，從動盤個體及減震器盤上的窗口有翻邊，使彈簧不致脫出。 在從動盤轂上開有與鉚釘隔套相對的缺口，在缺口與隔套間留有間隙，依靠兩阻尼片與本體和盤轂間的摩擦來消耗扭振的能量，使扭振迅速衰減。 通常阻尼片依靠本體和減震器盤間的連接鉚釘建立正壓力，結(jié)構(gòu)簡單，但阻尼片磨損后，阻尼片摩擦阻力降低或消失，因此用碟形彈簧建立正壓力較好，可以使阻尼力保持穩(wěn)定。 另外，從發(fā)盤的角度來看兩級或多級的剛度不同的扭轉(zhuǎn)減震器將會被逐漸運用，其中一種實現(xiàn)變剛度的做法是將彈簧的窗口做成尺寸不一，利用彈簧先后起作用獲得變剛度特性，此結(jié)構(gòu)可避免不利的共振，降低傳動系噪聲。由于在接合過程中各級是先后起作用的，剛度由小變大，使接合更柔順，同時采用此結(jié)構(gòu)可提高從動盤壽命。此外，還可以選用橡膠等彈性元件并可制成星形或圓柱形。 1.2.4 從動盤摩擦片結(jié)構(gòu)方案分析 摩擦片是離合器動力傳遞的承載元件，它性能的好壞也直接影響到能否可靠的，安全的傳遞發(fā)動機扭矩。 A. 摩擦片摩擦材料的選擇 首先對摩擦片摩擦材料有如下要求。 a) 摩擦系數(shù)比較穩(wěn)定； b) 工作溫度，滑磨速度，單位壓力變化要??； c) 要有足夠的機械強度和耐磨性； d) 熱穩(wěn)定性能好，磨合性能好，密度小； e) 有利于平順接合； f) 長期停放，離合器摩擦面之間不產(chǎn)生“粘著”現(xiàn)象。 離合器摩擦材料一般有石棉基摩擦材料，燒結(jié)金屬和金屬陶瓷等。石棉基材料基本上符合上述要求并且有如下優(yōu)點。同時考慮到本車的扭矩較小，屬于普通車型，要求價格較低，因此本設(shè)計采用石棉基材料。 石棉基材料是由石棉織物或石棉，粘結(jié)劑（樹脂或橡膠，或兩者同時使用）和特種添加劑熱壓而成，其摩擦系數(shù)一般在0.3—0.45之間。石棉基材料價格較低，密度小，在大多數(shù)汽車上使用良好。但石棉基材料不宜使用在工作條件惡劣，工作溫度較高的離合器中因為它的摩擦西湖f熱穩(wěn)定性較差，當T＞250度時，f值可能降到0.25以下，磨損加劇，材料變質(zhì)燒裂。 從發(fā)展趨勢來看，燒結(jié)金屬和金屬陶瓷有廣泛的應(yīng)用前景，他們的熱穩(wěn)定性良好，高溫耐磨性好，傳熱性好，摩擦系數(shù)高，密度較大，但制造工藝尚未成熟，不能保證接合柔順等一系列問題，所以他們未能得到廣泛的應(yīng)用。 B. 摩擦片上溝槽的選擇： 為了排屑和散熱的方便，應(yīng)在摩擦片表面適當開槽，本設(shè)計采用如摩擦片零件圖所示的蹄塊式徑向溝槽，槽的數(shù)目選24。 1.2.5 其他零部件結(jié)構(gòu)方案分析 a) 壓盤的驅(qū)動方式選擇 傳統(tǒng)的凸塊式，銷釘式和鍵塊式等嚙合驅(qū)動方式，存在著同軸性差，有磨損，噪聲較大，有沖擊，平衡性不好等缺點。鋼帶式壓盤驅(qū)動方式能夠克服上述缺點，并且壓盤分離時可借助鋼帶的彈性恢復(fù)力與從動盤分離，而不需要設(shè)置專門的拉鉤，可以使結(jié)構(gòu)簡化，增加壽命，本設(shè)計選用后者。 b) 膜片彈簧受力支撐點的選擇 為了使膜片彈簧受載均勻，摩擦均勻，不偏心，本設(shè)計中在壓盤殼上沖壓處一條起支撐作用的彈簧支撐環(huán)帶，同時在壓盤受力支撐凸臺上也加工出一條尖的支撐帶（形狀如刀口），如圖。 支撐方式示意圖 注：本選擇參照五十鈴輕型貨車的結(jié)構(gòu)方案 c) 分離軸承的選擇 為了防止膜片彈簧分離指指端發(fā)生偏磨損，以使各分離指受力均勻，本設(shè)計選用了自動調(diào)心的拉式分離軸承。 d) 鉚釘 摩擦片與從動盤波形彈簧鉚接選用GB869-86沉頭圓鉚釘。 e) 操縱結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu)方案選擇 A 要求： a 踏板力盡量小，應(yīng)小于50—200N。 b 踏板行程不宜過大，一般應(yīng)在100-180mm。 c 具有踏板自由行程調(diào)整機構(gòu)，以便于在摩擦片磨損后調(diào)整到原有行程； d 具有踏板行程限位機構(gòu)且可調(diào)，防止操縱結(jié)構(gòu)中的零件受到過大載荷而損壞。 e 操縱機構(gòu)應(yīng)有足夠的剛度 f 應(yīng)不致使發(fā)動機的振動或車架和駕駛室的變形而引起操縱機構(gòu)運行干涉。 B 選型 常用的機械結(jié)構(gòu)有機械式，液壓式和氣壓式三種，在高檔轎車和大型車上還有助力式。由于液壓式操縱機構(gòu)有如下優(yōu)點，因此本車選用液壓式操縱機構(gòu)。 a 摩擦阻力小，傳動效率高。 b 重量輕，布置方便。 c 由于客車的布置形式，液壓操縱機構(gòu)用于遠距離操縱，與機械式相比，它不受桿系限制，避免車架和車橋變形引起的干涉。 d 接合柔順。 e 可使用吊掛式踏板，不用在駕駛室地板上開孔，便于駕駛室密封。 第二章 整體性能參數(shù)選擇與計算 2.1 摩擦片尺寸計算 a) 摩擦片外徑D根據(jù)經(jīng)驗公式計算 D= 式中：——發(fā)動機的最大扭矩（N·cm） A——經(jīng)驗參數(shù)，對本設(shè)計的單片離合器，取A=30～45 若取A=35，則D==21.04（cm） 摩擦片外徑符合ZJB 192.8～90標準 下表是標準部分內(nèi)容： 外徑（mm） (170) 180 (190) 200 (215) 225 內(nèi)徑（mm） (120) 125 (130) 140 (140/145) 150 厚度（mm） (3.0/3.2) 3.5 (3.5) 3.5 (3.5) 3.5 注：括號內(nèi)尺寸不符合GB5764-86的尺寸規(guī)定，不推薦首先。 為使結(jié)構(gòu)空間足以布置的下扭轉(zhuǎn)減震器的彈簧等零件，取摩擦片外徑D=225mm,相應(yīng)選其內(nèi)徑為150mm. 因此可得摩擦片平均半徑為 ==93.75mm b) 摩擦片圓周速度的檢驗 為了避免摩擦片高速旋轉(zhuǎn)時分離，限摩擦片的最大圓周速度為65～70m/s。 根據(jù)經(jīng)驗，發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速比最大功率時轉(zhuǎn)速高10%，所以摩擦片外緣處的最大線速度為： =（1+10%）×·D·/6 式中：是發(fā)動機最大功率時的轉(zhuǎn)速 本車所給發(fā)動機數(shù)據(jù)=4500rpm 即：=（1+10%）×3.14×225×4500/60× =58.3m/s ＜65m/s 因此圓周速度在允許范圍內(nèi)，安全。 c) 計算摩擦片面積 單片摩擦片的摩擦片面積為 A=··（-） =×3.14×（-）× =220.9（） 總的摩擦片面積 =A·i=220.9×2=441.8 式中：i是摩擦面的數(shù)目，對單片離合器i=2. 2.2 后備系數(shù)的確定 2.2.1后備系數(shù)選擇 后備系數(shù)是離合器的主要參數(shù)，它反映離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。適當，可減少滑磨。 選擇后備系數(shù)需綜合考慮以下因素： a) 在摩擦片在使用磨損后，離合器還能保證傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度； b) 為防止傳動系過載，又不能取過大； c) 為了防止離合器滑磨過大，又不可過大； d) 當發(fā)動機功率較大，使用條件較好時，后備系數(shù)可以小一點； e) 為使離合器尺寸不致過大，防止傳動系過載，保證操縱輕便，又不可過大；、 f) 當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為提高起步能力，減少滑磨，應(yīng)選大些為宜。 由經(jīng)驗值，并參考國內(nèi)外同類型車離合器后備系數(shù)，轎車，輕型車的后備系數(shù)通常取作1.2～1.75。 對于本車還要具體考慮到： a) 本車為輕型汽車，起步換擋平率較高，離合器工作條件嚴酷，宜取大些，以減少滑磨。 b) 本車所給定的變速比=5.568，=6.17，傳動比較大，傳動系轉(zhuǎn)動慣量較大，也宜取大。 同時參考SH130車基本性能參數(shù)與本車相近，初選=1.68. 2.2.2 性能參數(shù)計算 1） 計算離合器靜摩擦力矩 =· ∴=1.68×155=260.4(N·m) ∵=f··Z· 式中：——壓盤加于摩擦片上的工作壓力 Z——摩擦面數(shù)目 F——摩擦系數(shù)，取作0.3，參考前述 ——摩擦面平均摩擦半徑 ∴= = =4701.6 N 1） 單位壓力驗算 又= 單位壓力的選擇應(yīng)考慮到離合器的工作條件，后備功率大小，摩擦片外徑D，摩擦片材料及質(zhì)量等因素，若離合器使用頻繁，發(fā)動機后備功率較小，則應(yīng)取小些，反之取大些，本離合器工作條件差，后備功率較小，宜取小些。其外徑D=225，適中，可取較小，本離合器采用石棉基摩擦材料，因此可在0.14～0.3MPa范圍內(nèi)選取，參考轎車選擇范圍=0.18～0.3MPa,綜上所述，=0.213是最合適的。 2.3 第一軸和從動盤轂花鍵尺寸選取和校驗 2.3.3 花鍵尺寸d計算 花鍵尺寸d（mm）可按下式初選 式中：k——經(jīng)驗參數(shù)，k=4～4.6 ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，單位N·m 取k=4.6 D==24.8mm 查矩形花鍵國標GB1144-87 并且考慮到汽車行駛中所遇到的復(fù)雜情況，取花鍵工作長度L=30mm，鍵數(shù)Z=10 同時查得花鍵小徑為26mm（d） 花鍵大徑為32mm（D） 齒厚 B=4mm 計算平均直徑 =(mm) 1. 校驗花鍵強度條件： 式中：——齒面擠壓應(yīng)力 T——花鍵所傳遞的轉(zhuǎn)矩 ——載荷分布不均勻系數(shù)，取0.7 h——矩形花鍵齒高 l——矩形花鍵工作長度 ——花鍵平均直徑 即 ＜[]=100～140MPa 2.3.2 花鍵齒面耐磨強度計算 離合器花鍵基本屬于空載下的移動，一般情況下熱處理制造精度屬于中等，故取齒面耐磨強度許用比壓[P]p=30～60MPa P= 取=0.7 故 =17.19（MPa） P＜[P]p 結(jié)論：因此初選花鍵可以滿足使用要求。 第三章 膜片彈簧設(shè)計 3.1 拉式膜片彈簧的工作原理 a) 自由狀態(tài) 彈簧未安裝前處于自由狀態(tài)，安裝時小端處于靠近壓盤一面。 b) 接合狀態(tài)（工作狀態(tài)） 離合器蓋——壓盤總成裝上飛輪后，離合器對膜片彈簧大端施壓緊力P，膜片彈簧中部與壓盤接處作用有支撐反力，將膜片彈簧壓緊套趨于壓平狀態(tài)，從而將從動盤摩擦片壓緊在飛輪與壓盤中間。此時，離合器處于接合狀態(tài)，壓緊力為,大小端變形量分別為，。 c) 分離狀態(tài) 當分離力將分離軸承向后拉離飛輪時，通過膜片彈簧小端分離指，使彈簧以大端為端點，繼續(xù)壓縮，壓至翻轉(zhuǎn)狀態(tài)，（作用力減少時，膜片彈簧由于彈性恢復(fù)力仍能恢復(fù)原狀），此時膜片彈簧中部對對壓盤作用的壓緊力逐漸減少到消失，（從結(jié)構(gòu)上應(yīng)保證使壓盤始終保持與彈簧接觸，使壓盤隨膜片彈簧移動），使從動盤分離，離合器處于分離位置C時，大小端分別產(chǎn)生附加變形量。 3.2 拉式膜片彈簧的載荷——變形特性 拉式膜片彈簧可以看做是由兩個部分組成的。 如圖所示： Ⅰ 碟形彈簧部分（即靠近大端圓環(huán)部分） Ⅱ 分離指部分 3.2.1 接合位置的載荷變形公式 此時膜片彈簧僅碟簧部分受載變形，當?shù)螐椈稍谕獍霃絉與內(nèi)半徑r處受到載荷P時，其載荷——變形公式為 （1） 式中：E——材料的彈性模量 ——泊松比 A——載荷系數(shù) P——載荷值 R、r、H、h——膜片彈簧的結(jié)構(gòu)參數(shù)尺寸 注：1/A= 即 （2） 由上式可以得出膜片彈簧在大端載荷的作用下，大端處的變形公式 （3） 此式與推式膜片彈簧相同，因兩者在接合位置時都由碟形部分的預(yù)壓變形起作用，受力情況與之像類似。 拉式膜片彈簧在大端載荷作用下小端處的變形公式 可以得出 （4） 3.2.2 分離時的載荷變形公式 a) 拉式膜片彈簧在小端載荷作用下大端L處的變形公式 （5） b) 拉式膜片彈簧在小端載荷作用下小端處的變形公式 （6） 以上各式相對應(yīng)的膜片彈簧變形——載荷示意圖如下所示： 凸點 拐點 （7） 凹點 3.2.3小端載荷——變形特性 小端載荷——變形特性，，如上面（b）圖 各特殊點位置 令 式中：是拉式膜片彈簧的內(nèi)杠桿比 (8) 則 即 （9） 3.3 拉式膜片彈簧應(yīng)力變形特性 3.3.1碟形彈簧部分的應(yīng)力——變形公式 當?shù)螐椈稍谕獍霃絉與內(nèi)半徑r處受載荷P時，在子午剖面上各點（如下圖所示），其切向應(yīng)力——變形公式： （10） 3.3.2 碟形部分子午剖面上切向應(yīng)力分布： 如下圖所示為拉式膜片彈簧各點理論應(yīng)力計算。在膜片彈簧的尺寸參數(shù)與變化范圍內(nèi)，在分離軸承處分離位置時，子午剖面上凸面的與為切向壓應(yīng)力（＞），凹面的與為切向啦應(yīng)力。 由上圖可見，Ⅰ點為最大應(yīng)力點。 實際上，在對打應(yīng)力點Ⅰ，當材料P增大到使達到并超過材料的屈服極限后，材料發(fā)生塑性變形，因此，當載荷P繼續(xù)的增大，該點的實際應(yīng)力就不可能繼續(xù)增加，而剖面上其他各點的應(yīng)力繼續(xù)增加，使應(yīng)力分布趨于均勻。此外，由于強壓處理使應(yīng)力分布更趨于均勻，這就是在實際運用中，Ⅰ點的計算應(yīng)力往往超過屈服極限而碟簧仍不失效的原因。 在實際設(shè)計中，只要保證Ⅰ點的最大壓應(yīng)力和Ⅲ點的最大拉應(yīng)力各自不超過許用應(yīng)力值，就可以避免碟簧的損壞。 3.3.3 拉式膜片彈簧的應(yīng)力計算 Ⅰ點的最大應(yīng)力計算 拉式膜片彈簧分離狀態(tài)時，Ⅰ點切向應(yīng)力最大，同時受小端分離力的作用，使分離指舌根部分產(chǎn)生徑向彎曲應(yīng)力，凸面為拉應(yīng)力，凹面為壓應(yīng)力，由于切槽部分應(yīng)力集中的影響，危險應(yīng)力點位于分離指舌根部，凹面靠近切槽的部分，并處于雙向應(yīng)力狀態(tài)。 a. 最大切向壓應(yīng)力 用碟形彈簧中[10]式表示。 式中值應(yīng)按以下方法取值： ① 徹底分離時的大端變形量 ② 應(yīng)力特性曲線上凸點變形量 取兩者中較小者為值。 b. 最大徑向拉應(yīng)力 在小端分離力的作用下，每個分離指在處受力，在Ⅰ點應(yīng)生徑向拉應(yīng)力： （11） 式中：M——每個分離指上所上彎矩 W——抗彎截面系數(shù) ——分離指舌根寬度 c. 最大當量應(yīng)力 根據(jù)第三強度理論（最大剪應(yīng)力理論）得 （12） 若求得為負值，表示最大當量壓應(yīng)力。 3.4 拉式膜片彈簧的設(shè)計 3.4.1 拉式膜片彈簧的材料和許用應(yīng)力 膜片彈簧的材料具有高的彈性極限和屈服極限，高的靜疲勞強度和沖擊強度，能儲存較大的彈性能（因為屈服強度比較高）。為便于彈簧的沖壓成型，材料還必須有足夠大的塑性變形的能力，國內(nèi)常用的材料為號硅錳鋼（，熱處理后硬度為HR（42～52））。 膜片彈簧在變應(yīng)力條件下工作。最有可能發(fā)生的損壞形式是疲勞損壞。若按每公里形式離合器分離5次計算，相當于10萬公里需分離50萬次，此時一般取膜片彈簧壓應(yīng)力為1400～1500MPa。 近年來，由于技術(shù)和工藝水平的提高，使膜片彈簧的壽命也進一步加強了。 3.4.2 拉式膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 a) H/h比值的選擇 分析表明，不同的H/h比值對膜片彈簧的載荷——變形特性有顯著的影響。通常，為保證離合器壓緊力在摩擦片摩擦前后變化不大，以便使操縱機構(gòu)輕便起見。H/h比值一般在1.4～2.8范圍內(nèi)選取，常用值為1.5～2.2。H/h較大時會增加壓應(yīng)力與最大拉應(yīng)力，但卻能減少分離力。操縱輕便。本設(shè)計初選H/h=1.84，h初選2.，H=4.42。 b) R/r比值選擇 膜片彈簧的R值與r值應(yīng)滿足結(jié)構(gòu)上的需要并與從動盤摩擦片相適應(yīng)。通常拉式膜片彈簧r可取為接近于摩擦片平均半徑。因此對于相同尺寸的摩擦片，拉式膜片彈簧的R可取較大。 為保證分離指有一定的內(nèi)杠桿比，r值不可太小，因此R/r值不能太大，一般取R/r=1.15～1.5，常用R/r=1.2～1.3. R/r值愈大，則彈簧的剛度愈小，最大應(yīng)力和也愈小。本設(shè)計初選R/r值1.26?！逺＞ ∴R取112 ∴r=89 c) 膜片彈簧工作點位置選擇 根據(jù)公式 本設(shè)計初選 式中：——摩擦片總的工作面數(shù)，單片=2 ——每單片工作面最大允許磨損量，可取mm，本設(shè)計 ∴,確定磨損后的A點， 當徹底分離時，確定工作點D，取壓盤分離行程 可以確定D點， d) 膜片彈簧起始圓錐底角 e) 膜片彈簧小端半徑及分離軸承作用半徑 主要由結(jié)構(gòu)上決定，分離軸承應(yīng)大于 選=21，=19. f) 分離爪的數(shù)目n和切槽，及半徑 分離爪數(shù)目n＞12，一般取18，本設(shè)計取n=18。本設(shè)計取。 g) 支承環(huán)平均半徑e和膜片彈簧與壓盤接觸半徑L e和L的大小將影響膜片彈簧的剛度。一般選e值盡量接近r而略大于r，L應(yīng)接近R而略小于R。 本設(shè)計取e=90mm,L=110mm。 膜片彈簧的強度公式 膜片彈簧在各種情況下，其碟簧部分的內(nèi)半徑處應(yīng)力為最大，因此在任一軸向剖面上B點（如圖）的應(yīng)力總是大于其他各點，而且該點的最大應(yīng)力值是發(fā)生在離合器分離過程中某一位置。由于此時B點處于兩向應(yīng)力狀態(tài)，故校核膜片彈簧的強度時，應(yīng)使B點的當量應(yīng)力小于許用應(yīng)力，即。 由于當隨大端的變形而變，當=時，即 當達到了極限值，因此，當離合器分離時的大端變形量時，上式中取為 ，當時，取值為。 具體見程序。 第四章 離合器扭轉(zhuǎn)減震器基本參數(shù)選擇 4.1 概述 離合器扭轉(zhuǎn)減震器的參數(shù)可分為兩類。一類是影響減震器組要性能的參數(shù)，包括： A 扭轉(zhuǎn)減震器扭角剛度； B 減震器阻尼元器件間的摩擦； C 另外設(shè)計參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩，極限扭轉(zhuǎn)角。 另一類是結(jié)構(gòu)參數(shù)。 以下將對各主要參數(shù)進行計算分析。 4.2 主要性能參數(shù)計算和分析 4.2.1減震器的極限轉(zhuǎn)矩 減震器正常工作時，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是由減震器上的減震彈簧來傳遞的，而減震器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力又影響到傳動系的載荷，傳動系出現(xiàn)大的動載荷時，若超過減震器所能傳遞的極限轉(zhuǎn)矩，則會消除限位銷與從動盤轂之間的間隙，此時限位銷開始 起作用。扭轉(zhuǎn)剛度的選擇與極限轉(zhuǎn)角的大小，會引起從動盤轂過早碰上限位銷，起到減震的作用。最好是使系統(tǒng)處于所研究的危險共振時，恰好能保證接近而不碰上限位銷。 根據(jù)經(jīng)驗，與有關(guān)，一般可取 式中對貨車取1.5，轎車取2，本輕型車取1.8，即 1. 選取扭轉(zhuǎn)減震器的角剛度 合理選取減震器扭轉(zhuǎn)剛度，可使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機的工作范圍內(nèi)，從而避免系統(tǒng)的共振。 受的制約不可過小，而為避免共振，又不能太大，由經(jīng)驗公式來選取。 減震器的扭轉(zhuǎn)剛度取決與減震彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸，如下圖所示： 設(shè)減震彈簧分布在位置半徑為的圓周上，如圖，當從動盤片相當于從動盤轂轉(zhuǎn)過弧度，彈簧相應(yīng)變形量， 此時需加在從動片上的扭矩為 式中： K——每個減震彈簧的線剛度 N/mm Z——減震彈簧個數(shù) ——減震彈簧的位置半徑（mm） 根據(jù)扭轉(zhuǎn)角剛度的定義，則 則() 4.2.2 計算減震器阻尼力矩 減震器通常裝有阻尼裝置，以減小振動幅度，盡快衰減振動。為了最有效的消除振動，必須合理選擇減震器的摩擦轉(zhuǎn)矩。 通常 本設(shè)計取 4.2.3 計算減震器的預(yù)緊扭轉(zhuǎn)力矩 減震彈簧安裝需要預(yù)緊，所以使得傳遞同樣大小的轉(zhuǎn)矩時，可以降低減震器的扭轉(zhuǎn)剛度，可提高系統(tǒng)的共振頻率，使系統(tǒng)在更加高的頻率下工作。本客車發(fā)動機在達到最大功率時，轉(zhuǎn)速高達4500rpm，扭轉(zhuǎn)角剛度更不能過大，同時為使扭轉(zhuǎn)減震器不出現(xiàn)提前停止工作的現(xiàn)象，應(yīng)使不大于摩擦轉(zhuǎn)矩值，一般取稍低于，即取 本設(shè)計取 4.2.4 減震彈簧位置半徑的確定 尺寸應(yīng)盡可能大，一般取，式中為離合器摩擦片內(nèi)半徑 對于該輕型車 4.2.5 由參考文獻提供的列表 摩擦片外徑D 225～250 250～325 325～350 ＞350 減震彈簧個數(shù) 4～6 6～8 8～10 ＞10 因此選Z=6。 4.2.6 減震彈簧總壓力 限位銷與從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角 式中通常取3～12°，若對平順性要求較高，應(yīng)取大些 取° 由 得 = =167.8 參考SH130 BF130離合器，取本設(shè)計扭轉(zhuǎn)減震彈簧鋼絲直徑d=3.5mm,外徑D=19mm，即平均直徑 則旋轉(zhuǎn)比 求彈簧的工作圈數(shù) =3.24圈 取其工作圈數(shù)3.25圈 則總的圈數(shù)為4圈 = =128.6N/mm 減震剛度 = =1208.6N/rad 求作用圈數(shù) 計算彈簧的自由高度和工作高度 預(yù)變形 自由高度 式中 = = =6.998(mm) 所以 （mm） 工作高度 （mm） 圓整 取減震器盤上窗口寬度為25mm。 第五章 其余結(jié)構(gòu)參數(shù)校核 5.1 傳力片強度校核 傳力鋼帶沿離合器殼圓周分布，周向布置則應(yīng)采用3組。本設(shè)計中每組2片，這樣有助于減少應(yīng)力，提高疲勞壽命。 1. 計算拉應(yīng)力 式中：T——發(fā)動機扭矩，計算是代入 D——傳力片分布直徑 S——傳力片橫向面積 Z——傳力片數(shù)目 ∴ 若傳力片材料選取Q235，其[]=235MPa 則，傳力片拉強度足夠。 5.2 壓盤熱容量校核 結(jié)構(gòu)參數(shù)確定后要對壓盤熱容量做計算，校核其溫升。 式中：——分配到壓盤上的滑磨功所占百分比，=0.50 ——溫升 L——滑磨功 C——壓盤比熱容C=0.115千卡/kgC°(鑄鐵壓盤) ——壓盤質(zhì)量（kg） 其中 式中：D、d——壓盤尺寸，間零件圖 h——壓盤厚，見零件圖 ——壓盤密度，鑄鐵為 ∴ =3.48kg 計算滑磨功，參考文獻 假定不變，得到： 取 則 代入上式，得 溫升在規(guī)定范圍內(nèi)。 第六章 主要零件加工工藝 6.1 主要零件加工工藝 6.1.1膜片彈簧的制造工藝 膜片彈簧是離合器總成中最主要的零件，它的質(zhì)量與加工工藝方法有密切關(guān)系。不同的離合器制造廠家，盡管工藝方法可能不同，但是工藝過程大致如下： 若采用高精度帶材（厚度公差），兩平面可以不進行磨削加工，表面防銹處理，采用磷化，上防銹油等措施。 為了使膜片彈簧分離指端與分離軸承接觸部分耐磨，不少廠家對對該部分進行強化處理，若采用高頻淬火處理，分離指端噴涂鉻合金或鍍鉻或鍍四氟乙烯。 膜片彈簧的工藝過程（英國AP公司）： 1) 檢查原材料： 包括厚度，硬度（最好在75～85HR）和表面狀態(tài)，應(yīng)特別注意表面脫碳層深度，不能大于厚度1.5%： 2) 沖制內(nèi)外圓及所有（18個）矩形窗孔。沖制時，應(yīng)特別注意矩形窗孔的位置公差；（如圖） 2） 沖切分離指； 3） 精壓外圓和所有矩形窗口，即倒圓角。 碟簧部分下表面Ⅱ與Ⅲ處倒角十分重要，它的好壞直接影響膜片彈簧的疲勞強度； 4） 清潔加熱成型——壓淬 這是一道關(guān)鍵工序，加熱時應(yīng)在保護氣中進行，以避免氧化或脫碳；成型——壓淬時，應(yīng)保證工件的尺寸公差和形狀（特別是內(nèi)錐底角，公差應(yīng)小于），還要保證金相組織及硬度。 5） 清潔，回火； 6） 噴丸處理 這也是關(guān)鍵工序，需要保證噴丸強度和覆蓋率，還要主意噴丸后變形大??； 7） 強壓處理 這是強化手段，強壓時必須使膜片彈簧的最大應(yīng)力超過工作的最大應(yīng)力； 8） 上防銹油，烘干； 9） 檢查和實驗。 6.1.2 離合器殼制造工藝 離合器殼體是通過剪料落料沖孔初拉伸整形切邊和料沖孔等一系列沖壓工序加工而成的。其落料沖孔在400KN沖床上進行，拉伸和整形均在6300KN壓力機上進行但在3各定位銷孔處留有加工余量。已完成其他沖壓工序的離合器蓋即移送表面防銹處理（磷化），最后由1000KN壓力機精沖定位銷孔。 6.1.3 從動盤轂工藝過程 整體式從動盤轂毛胚，大都采用模鍛后機械加工，因此加工余量大，工藝落后，材料利用率僅40%左右，與國外生產(chǎn)工藝相比，生產(chǎn)率低成本高，因此還需要進一步采用少無切削加工工藝，以提高工藝水平。在需要精加工的部分放加工余量，其花鍵加工采用拉削。立式拉床加工零件的垂直度好，可兩個零件同時加工，效率高。再沖缺口和減震彈簧安裝孔，零件裝夾在可漲心軸上，以氣動或者液壓方式進行漲夾，采用程控專用機床進行車加工，然后在沖床上根據(jù)缺口和窗孔數(shù)及工件花盤厚度決定沖孔的工藝。沖孔與機械加工的定位壓力要求一致，以確保高的形位公差精度。 6.2 工藝尺寸鏈的計算 為保證離合器和飛輪裝配后，壓盤對摩擦片施加指定的壓緊力，必須對整個總成進行尺寸鏈計算，制定出各零件的公差。 圖中尺寸 為 尺寸為 33 尺寸為 9 尺寸為 選為協(xié)調(diào)環(huán) 1. 驗證各環(huán)基本尺寸 2. 求各組成環(huán)平均公差 3. 調(diào)整各組成環(huán)公差 選為協(xié)調(diào)環(huán) 調(diào)整公差為 則 則的公差等級為IT8，這樣將容易用切削加工來保證。 附 錄 [1] 甘永力.精度設(shè)計基礎(chǔ)[M].長春：吉林人民出版社，2005. [2] 何少平.機械結(jié)構(gòu)工藝性[M].長沙：中南大學出版社，2003. [3] 機械結(jié)構(gòu)工藝性[M].北京：機械工業(yè)出版社，1997. [4] 工業(yè)機械手設(shè)計基礎(chǔ)[M].天津：天津科學技術(shù)出版社，1979. [5] 工業(yè)機械手圖冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，1978. [6] 濮良貴.機械設(shè)計[M].北京：高等教育出版社，2001. [7] 沈世德.機械原理[M].北京：機械工業(yè)出版社，2002 [8] MARGHITU, D. B. Mechanical Engineer's Handbook 2001. [9] MERCER, R. B. Industrial Control Wiring Guide 2001. [10] POPE, J. E. Rules of Thumb for Mechanical Engineers 1996. [11] REIMPELL, J. Combination Machine- Engineering Principles 2001. [12] Ii Z.X.，Qin Z．，Jiang S．et a1．Coordinated motion generation and real-time grasping force control for multi-fingered manipulation.　Proceedings of the IEEE Internationa1 Conference on　Robotics and Automation[M]，1998. [13] TANAKA, K. The Science and Technology of CNC 1999