【正文】 ～40～7090～130高級～～60～110100～180貨車微型～～16～2830～44輕型～～15～2538～44中型～～10～2033～47重型～～6～2029～50(1) 最高車速(2) 最大車速由設計要求給出，=202km/h(3) 加速時間t汽車通常用起步到60km/h的時間或在直接擋下從20km/h加速到某一車速的時間來評價。它可以反映汽車的動力性，比功率大的汽車加速性能。它能反映汽車的牽引能力。該值越小燃油經(jīng)濟性越好。由給定參數(shù)=。l 離去角≤20176。前、后輪側偏角之差作為評價參數(shù)。保證汽車有良好的行駛平順性，汽車有較低的振動頻率，乘員在軸承受的振動加速度應不超過國際標準263178規(guī)定的人體承受振動界限值。其功能如下：1. 保證汽車平穩(wěn)起步 發(fā)動機起動后，汽車起步之前，駕駛員先踩下離合器踏板，將離合器分離，使發(fā)動機與傳動系脫開，再將變速器掛上擋，然后逐漸松開離合器踏板，使離合器逐漸結合。2. 保證傳動系統(tǒng)換擋時工作平順 在汽車形式過程中，為了適應不斷變化的形式條件，傳動系統(tǒng)經(jīng)常要換用不同擋位工作。有了離合器，便可依靠離合器主動部分和從動部分之間可能產(chǎn)生的相對運動以消除這一危險。在摩擦離合器中，為產(chǎn)生摩擦所需的壓緊力，可以是彈簧力、液壓作用力或電磁吸力。要分離離合器時，踩下踏板，套在從動盤轂滑槽中的撥叉，便推動從動盤克服膜片彈簧彈簧的壓力右移而與飛輪分離，壓緊力消失，從而中斷了動力傳動。4)從動部分轉動慣量要小，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。 離合器結構方案的分析（一） 從動盤數(shù)的選擇 單片離合器結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底，采用軸向有彈性的從動盤可保證結合平順。 多片離合器多為濕式，具有接合更加平順、柔和、摩擦表面溫度較低，磨損較小，使用壽命長等優(yōu)點。膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有特殊結構的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指部分組成。3)高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力則明顯下降。圖32 膜片彈簧與螺旋彈簧彈性特性(三) 膜片彈簧支撐形式 本輕型貨車膜片彈簧的支撐形式選擇無支撐環(huán)形式。 3)CP型(圖33c) 將D/DR型中的鉚釘取消，在離合器蓋內邊緣上伸出許多舌片，將膜片彈簧與和離合器蓋上沖出的環(huán)形凸臺彎合在一起，結構最簡單。前三種的共同缺點是在連接件之間都有間隙，在傳動中將產(chǎn)生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率。因此，此貨車選擇傳動片進行傳力。由表中數(shù)據(jù)取= 表31 離合器后備系數(shù)的取值范圍車型后備系數(shù)乘用車及最大總質量小于6t的商用車最大總質量為t的商用車掛車(二)單位壓力 單位壓力決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。對于載貨車，D=230時。由式， D≤200mm 按初選D以后，還需要注意摩擦片尺寸的系列化和標準化。3）離合器間隙離合器間隙是指離合器處于正常結合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常模式過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有間隙。從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求：1) 從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。這是因為在汽車行駛中進行換擋時，首先要切斷動力分離離合器，而在變速器掛擋過程中，與變速器第一軸相連的離合器從動盤的轉速一定要發(fā)生變化，或是增速，或是減速。為了進一步減小從動片的轉動慣量，有時將從動片外援的盤形部分磨薄至mm，使其質量分布更加靠近旋轉中心。“T”形槽還可以減小由于摩擦發(fā)熱而引起的從動片翹曲變形。這種結構的彈性行程大，彈性特性較理想，可使汽車起步極為平順。其優(yōu)點：波形彈簧片是由同一模具沖制而成的，故其剛度比較一致；由于從動盤外緣厚度比較薄，可以得到更小的轉動慣量。從動盤轂一般采用鍛鋼(如35，45，40等) ，并經(jīng)調質處理，可采用鍍鉻工藝，對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應進行高頻處理。 摩擦片設計離合器摩擦片在性能上應滿足如下要求：1) 摩擦因數(shù)較高且較穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要小。5）磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面。此貨車選用摩擦片選用編織石棉基材料，它具有密度較小、制造容易、價格低廉等優(yōu)點。(一) 性能參數(shù)計算 減振器的扭轉剛度和阻尼元件間阻尼摩擦轉矩是兩個主要參數(shù)，決定了減振器的減振效果。設計時，可按經(jīng)驗初選=滿足由于減振器扭轉剛度受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉數(shù)范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩。但是不應大于，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取的尺寸應盡可能大些，一般取同時滿足mm所以取=50mm參照表41選取 表41 減振彈簧個數(shù)的選取摩擦片外徑D/mm取=6 當限位銷與從動盤轂之間的間隙或被消除，減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力=N單個減振彈簧的作用負荷F=N(二) 減振彈簧計算彈簧中徑一般有結構布置來確定，通常在mm范圍內。應根據(jù)已選定的減振器扭轉剛度值及其布置尺寸，由式 (42)求得k=160N/mm3. 減振彈簧有效圈數(shù)i (43)式中 G—材料的剪切彈性模量，對碳鋼可取Mpa由公式（）求得i=減振彈簧總圈數(shù)n=i+= 取n=6減振彈簧最小高度：指減振彈簧在最大工作負荷下的工作高度，考慮到此時彈簧的壓縮各圈之間仍需留一定的間隙，可用下式確定： (44) =mm減振彈簧總變形量：指減振彈簧在最大負荷下所產(chǎn)生的最大壓縮變形， (45) =819/160=減振彈簧自由高度：指減振彈簧無負荷時的高度， (46) =+=減振彈簧預變形量：指減振彈簧安裝時的預壓縮變形，它和選取的預緊力矩有關， (47) =mm減振彈簧安裝工作高度l:它關系到從動盤轂等零件窗口尺寸的設計， (48) ==最大轉角和減振彈簧的工作變形量有關，其值為 (49) = (410) 式中 —限位銷安裝尺寸 此外，從動盤轂缺口與限位銷之間的間隙做得不一樣，使,這樣當?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，由于允許彈簧有較大的變形，從而可以緩和更大的沖擊。分離指與碟簧部分小端交接處的徑向槽較寬且呈長方孔，,以減小分離指根部的應力集中，長方孔又可用來安置銷釘固定膜片彈簧。這種特性很適于作為離合器的壓緊彈簧。當,側特性曲線具有更大的負剛度區(qū)且具有載荷為負值的區(qū)域，這種彈簧適于汽車液力傳動的鎖止機構。從材料利用率的角度，~，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。3）膜片彈簧起始圓錐底角：汽車膜片彈簧一般其實底角在之間。7）壓盤加載點半徑和支撐環(huán)加載點半徑的確定：和的取值將影響膜片彈簧的剛度。E=210000。R=96。F=pi*E*h*x/6*(1m^2)*(log(R/r))/(R1r1)^2.*((Hx.*(Rr)/(R1r1)).*(Hx/2.*(Rr)/(R1r1))+h^2)。YTick39。工作壓力F/N39。圖53 膜片彈簧彈性特性圖由圖53可知，曲線凸點，凹點，曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且,新離合器在結合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般。第6章 壓盤和離合器蓋設計 壓盤設計（一）壓盤幾何尺寸的確定 在第3章有關離合器基本參數(shù)選擇設計中，已經(jīng)確定了摩擦片的內、外徑尺寸。在使用頻繁和艱難條件下工作的離合器，這種溫升就更為嚴重。 鑒于以上兩個原因，壓盤一般都做得比較厚，厚度一般，而且在內緣做成有一定錐度以彌補壓盤因受熱變形后內緣的凸起。現(xiàn)在進行接合一次溫升校核。該貨車選用3組傳動片，每組含有3個傳動片，傳動片幾何尺寸：傳動片上兩孔長度L=78mm傳動片孔的直徑 d=8mm 傳動片寬度b=20mm傳動片厚度h=1mm傳動片圓周布置半徑R=120mm傳動片材料彈性模量(二) 傳動片強度校核對傳動片應力狀況的分析，與離合器的工作狀態(tài)有關。傳動片的軸向變形量最大值就發(fā)生在壓盤和離合器蓋組裝成總成的時候。正向驅動應力公式為 (64)反向驅動應力公式為 （65）根據(jù)上述分析，分別計算3種工況的最大驅動應力及傳動片的最小分離力。此外它還是離合器壓緊彈簧的支撐殼體。 該貨車離合器蓋采用3mm低碳鋼板沖壓而成。 分離軸承總成分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成。 在膜片彈簧離合器中，為了保證在分離離合器時分離軸承能均勻地壓緊膜片彈簧內端，有時采用自動調準中心的分離裝置。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機構首先要求操作輕便。4）應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因受力過大而損壞。8）工作可靠、壽命長、維修保養(yǎng)方便。但其質量大，傳動效率低，發(fā)動機的振動和車架或駕駛室的變形會影響其正常工作，在遠距離操縱時，布置較困難。 (三)離合器操縱機構的設計計算離合器液壓式操縱機構示意圖，如圖61所示。由公式(62) 符合商用車踏板力不大于不考慮回位彈簧的作用，分離離合器所作的功為