【正文】 (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。此外它還是離合器壓緊彈簧的支撐殼體?，F(xiàn)在進行接合一次溫升校核。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。R=96。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。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。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。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。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。對于載貨車，D=230時。 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。 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。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。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。該值越小燃油經(jīng)濟性越好。使用條件等，合理地選取軸荷分配。根據(jù)表21提供數(shù)據(jù)，輪距宜取1300mm15000mm之間。 汽車主要參數(shù)的選擇（一） 汽車主要尺寸的確定 汽車的主要尺寸參數(shù)有外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸、貨車車頭長度和車廂尺寸等。因此，國內離合器發(fā)展還有好一段長路要走，有待我們做出更大的貢獻。結構上采用拉式膜片彈簧的離合器，其允許的傳扭能力要比推式大。此外，油也容易把金屬盤片粘住，不易分離。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。早期的設計中，多片按成對布置設計，一個鋼盤片對著一青銅盤片。對于重型離合器，由于商用車趨于大型化，發(fā)動機功率不斷加大，但離合器允許加大尺寸的空間有限(現(xiàn)離合器從動盤的直徑已達430mm)，離合器的使用條件日酷一日，增加離合器傳扭能力，提高其使用壽命，簡化操作，已成為重型離合器當前的發(fā)展趨勢。l 產(chǎn)品質量 由于我國基礎工業(yè)相對比較落后，原材料不能滿足技術要求，同時由于各廠家生產(chǎn)綱領小，高效、高精度設備采用較少，如多工位壓力機，高速精密沖床及熱處理，機械加工自動化生產(chǎn)線等，量刃具精度也嚴重影響產(chǎn)品質量，使我國產(chǎn)品質量不能滿足主機廠技術要求，而國外廠家仍在不斷制定更嚴格標準來促進各廠家產(chǎn)品質量的提高。(三) 布置形式 汽車可以按照駕駛室與發(fā)動機相對位置不同，分為平頭式、短頭時、長頭式和偏置式四種。 所以汽車軸距L:L=2795mm3. 前、后輪距和 輪距大些，對增大車廂寬度與提高車身橫向穩(wěn)定性有利；但輪距過大，使汽車總寬和總質量增大，并導致汽車的比功率、比轉矩指標下降，機動性變壞。根據(jù)選定質量系數(shù)，求整車整備質量 由于 (21) 所以 ==4 軸荷分配 荷分配是指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支撐平面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載總質量的百分比來表示。不同車型的比功率和比轉矩范圍見表24。此參數(shù)在為宜。因此，離合器的這一功用是限制傳動系統(tǒng)所承受的最大轉矩，防止傳動系統(tǒng)過載。對乘用車和最大總質量小于6t的商用車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設一片從動盤。無支撐環(huán)形式又分為DBR型，D/DR型，CP型。當摩擦片的外徑比較大時，要適當降低摩擦面的單位壓力。2) 從動盤應具有軸向彈性，使離合器結合平順，便于起步，而且使摩擦片壓力均勻，以減少磨損。4). 將靠近飛輪的左側摩擦片直接鉚合在從動片上，只在靠近壓盤側的從動片鉚有波形片，右側摩擦片用鉚釘與波形片鉚合。6）結合時應平順而不產(chǎn)生“咬合”或“抖動”現(xiàn)象。取=12mm。 圖52 膜片彈簧的彈性特性 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇1) H/h比值的選擇：設計膜片彈簧時，要利用其非線性的彈性變形規(guī)律，因此要正確選擇其特性曲線的形狀，以獲得最佳的使用性能。m=。),title(39。取=20mm。傳動片有效長度：傳力片的彎曲總剛度： 1)徹底分離時，按設計要求，由公式()或()可知2)壓盤和離合器蓋組裝成蓋總成是，,可用公式()計算最大應力： 3)離合器傳扭是，分正向驅動（發(fā)動機車輪）與反向驅動（車輪發(fā)動機），出現(xiàn)在離合器摩擦片磨損到極限狀況，通過尺寸鏈的計算可知=。軸承自動調心作用是當膜片彈簧分離指接觸圓的旋轉軸線與分離軸承工作圈的旋轉軸線有偏移是，分離軸承在旋轉力的作用下會自動地徑向浮動到與離合器膜片彈簧分離指接觸圓的同軸位置上，從而完成調心過程。繩索操縱機構可克服上述缺點，且可采用適宜駕駛員的吊掛式踏板機構：但其壽命較短，機械效率仍不高。踏板力為 （62）式中 —離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力 —操縱機構總傳動比， —機械效率，液壓式： —克服回位彈簧2的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。2）踏板行程一般在范圍內，最大不應超過180mm3）應有踏板行程調整裝置，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復原。重型汽車由于批量少，為了降低成本，增加剛度則常采用鑄鐵的離合器蓋。根據(jù)對傳動片的功能要求，決定了它一端用鉚釘固定在壓盤上，另一端用螺釘與離合器蓋相連，它們沿圓周切向布置，一般布置組，而每組由個彈性薄片組成，片厚一般為，保證其既有足夠的軸向彈性使壓盤容易分離，又有足夠的強度不至于因彎曲拉壓而斷裂。根據(jù)第三強度理論，當量應力公式為 （59）把有關數(shù)值代入，得=1325MPa當膜片彈簧材料采用60Si2MnA時，通常應力不大于Mpa，設計要求滿足這個條件。r1=81。為了使摩擦片上的壓力分布均勻，推式膜片彈簧的R值應取大于或等于摩擦片的平均半徑。與碟形彈簧不同的是在膜片彈簧上還有徑向開槽部分，形成許多稱為分離指、起分離杠桿作用的彈性杠桿。 扭轉減振器計算著重于兩個部分：性能參數(shù)和減振彈簧。 選取，齒數(shù)n=10,外徑D=32mm，內徑d=28mm，齒厚b=4mm，有效長度l=35mm 表41 從動盤轂花鍵的尺寸從動盤外徑D/mm發(fā)動機轉矩/Nm花鍵齒數(shù)n花鍵外徑D/mm花鍵內徑d/mm鍵齒寬b/mm有效齒長l/mm擠壓應力/MPa160501023183201018070102621320200110102923425225150103226430250200103528435280280103532440300310104032540325380104032545350480104032550從動盤轂的軸向尺寸不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底。選用mm50號中炭鋼板沖制而成。發(fā)動機轉矩是重要參數(shù)，當按發(fā)動機最大轉矩來選定D時，有下列公式，可作參考： (31)式中 系數(shù)A反映了不同結構和使用條件對D的影響，可參考下列范圍： 小轎車A=47；一般載貨汽車A=36(單片)或A=50(雙片)；自卸車或使用條件惡劣的載貨汽車A=19。圖33 推式膜片彈簧無支撐環(huán)形式(四) 壓盤驅動方式壓盤的驅動方式主要有凸塊—窗孔式、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動片時等多種。（二） 膜片彈簧離合器優(yōu)點 該輕型貨車采用推式膜片彈簧離合器。