【正文】 ，它就是裝在離合器從動盤上的扭轉減振器。 3supporting fork。 作用力： （328）式中，——作用力，；——發(fā)動機最大轉矩，；——傳力銷數(shù)目；——力，的作用半徑。螺旋彈簧的兩端應拼緊并磨平以便使兩端支承面較大、各圈受力均勻，且彈簧的垂直度偏差較小。離合器應按轉矩容量及熱容量設計，摩擦片或從動片外徑D是其基本尺寸，它關系到結構尺寸及質量的大小和使用壽命的長短。摩擦片與從動片可鉚接也可粘接。材料選取石棉基。 6floating pin。且隨著接觸部分磨損的增加，間隙將增大，引起更大的沖擊和噪聲，甚至可能導致凸塊根部出現(xiàn)裂紋而造成零件的早起損壞。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產(chǎn)生壓緊力使離合器處于接合狀態(tài)。壓盤的壓緊力可通過調(diào)整墊片或螺紋進行調(diào)整。 本次設計為重型載貨汽車離合器的設計，設計原始數(shù)據(jù)為：發(fā)動機的最大轉矩 T=，故選用單片干式磨擦離合器作為本次設計對象。 汽車離合器的基本功用1）在汽車起步時，通過離合器主動部分（與發(fā)動機曲軸相聯(lián)）和從動部分（與變速器第一軸相接）之間的滑磨、轉速的逐漸接近，使旋轉著的發(fā)動機和原為靜止的傳動系平穩(wěn)地接合，以保證平穩(wěn)起步； 2）當變速器換擋時，通過離合器主、從動部分的迅速分離來切斷動力傳遞，以減輕換擋時輪齒間的沖擊，便于換擋； 3）當傳給離合器的轉矩超過其所能傳遞的最大力矩（即離合器的最大摩擦力矩）時，其主、從動部分將產(chǎn)生相對滑磨。采用純粹的金屬對金屬的摩擦副，把它們浸在油中工作，能達到更為滿意的性能?？梢詳嘌?，沒有哪種機械產(chǎn)品像汽車那樣對社會產(chǎn)生如此廣泛而深遠的影響。蹄—鼓式離合器用的摩擦元件為木塊、皮革帶等，蹄—鼓式離合器的重量較錐形離合器輕。但在那時相當一段時間內(nèi)，由于技術設計上的缺陷，造成了單片離合器在接合時不夠平順等問題。多片濕式離合器摩擦面更多，接合更加平順柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨損小。為了保證摩擦片上的壓力均勻，壓簧的數(shù)目不應太少，且要隨摩擦片直徑的增大而增多。因此，斜置彈簧離合器與前兩種離合器相比，突出優(yōu)點是工作性能穩(wěn)定，也取得一定的應用。傳力銷式是雙片離合器采用的傳統(tǒng)結構，它是沿圓周均勻分布的幾個傳力銷將飛輪與中間壓盤、壓盤連接在一起（見圖23(b)）。圖24 離合器分離杠桿的結構型式1滾銷；2支撐銷（切有平面）；3滾針軸承；4調(diào)整螺栓；5擺動塊；6浮動銷；7調(diào)整螺栓 Figure 24 The structure of the clutch lever type1rolling pin。扭轉減震器按發(fā)動機及傳動系專門設計并經(jīng)試驗修正，則可得到最佳減振、降噪效果。這種結構在靠近壓盤一側的從動片上鉚著波形彈簧片，摩擦片則鉚在波形彈簧片上，而靠近飛輪一側的摩擦片則直接鉚在從動片上。為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩，離合器的靜摩擦力矩應大于發(fā)動機最大轉矩，而離合器傳遞的摩擦力矩又決定于其摩擦面數(shù)、摩擦系數(shù)、作用在摩擦面上的總壓緊力與摩擦片平均摩擦半徑，即 （31）式中 ——離合器的后備系數(shù)，中、。式中 ——發(fā)動機最大轉矩； A——系數(shù)，貨車，雙片離合器取4555，此處取55.初取D=415后，與計算結果接近，還需注意摩擦片尺寸系列化和標準化，并且選取時選取尺寸應略大于計算尺寸。壓盤單件的平衡精度應不低于15—20g為了提高耐磨性，均進行表面氰化處理，～，硬度HRC58～63?？捎墒?31)確定，也取決于F和D及d。目前，在柴油機汽車中廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉減振器。雖然其結構簡單、橡膠變形時具有較大的內(nèi)摩擦，因而不需另加阻尼裝置，但由于它會使從動盤的轉動慣量顯著增大，且在離合器熱狀態(tài)下工作需用專門的橡膠制造，因此尚未得到廣泛應用。本次設計為貨車的離合器設計,則　扭轉減振器的角剛度扭轉減振器的角剛度（）是指離合器從動片相對于其從動盤轂轉1（或）所需的轉矩值（當減振器無阻尼時）。計算時可取。研究表明，發(fā)動機、變速器振動系統(tǒng)固有頻率一般為40～70Hz，相當于四缸發(fā)動機轉速1200～2100r／min，或六缸發(fā)動機轉速800～1400r／min，一般均高于怠速轉速。4)應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構因受力過大而損壞。踏板力可按下式計算 (52)式中，F(xiàn)——為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力； ——為操縱機構總傳動比，； ——為機械效率，液壓式：=80％～90％，機械式：=70％～80％； ——為克服回位彈簧2的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。它主要應用于中、高級轎車。鉚接方式連接可靠，更換摩擦片方便，適宜從動片上裝波形片，但其摩擦面積利用率小，使用壽命短。4)為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風口，將離合器制成特殊的葉輪形狀，或在蓋上加設通風扇片等，用以鼓風。4)分離杠桿的支承處應采用滾針軸承、滾銷或刀口支承，以減小摩擦和磨損。這種拉式分離軸承是將膜片彈簧分離指舌尖直接壓緊在碟形彈簧6與擋環(huán)7之間，再用彈性鎖環(huán)8卡緊，結構較為簡單。還應測試扭轉減振器的極限轉矩、預緊力矩、摩擦力矩、角剛度、極限轉角等性能參數(shù)。但是，我的設計中仍存在大量的錯誤和缺點，如加工精度問題等等。設計所得尺寸既符合工作機理的需求又滿足安裝的要求。設計完成的離合器應進行試驗，除用整車道路試驗考核離合器的性能及壽命外，其總成及主要零部件還要進行臺架試驗。在外圈2與套筒5的端面之間裝有一波形彈簧4，用以將外圈緊緊頂在分離套筒凸緣的端面上，使軸承在不工作時不會發(fā)生晃動。傳動片常用3～4組，每組2～4片，每片厚度為0．5～1．0mm，一般由彈簧鋼帶65Mn制成。為此可采取如下措施：適當增大蓋的板厚，一般為2．5～4．0mm；在蓋上沖制加強肋或在蓋內(nèi)圓周處翻邊；尺寸大的離合器蓋可改用鑄鐵鑄造。但它性能不夠穩(wěn)定，摩擦因數(shù)受工作溫度、單位壓力、滑磨速度的影響大，目前主要應用于中、輕型貨車中。2)將扇形波形片的左、右凸起段分別與左、右側摩擦片鉚接。此形式廣泛應用于各種形式的汽車中。由于其減震彈簧的安裝半徑較大，高速時收到較大的離心力，使減震彈簧中段橫向撓曲，鼓出的部分與相接觸的彈簧座產(chǎn)生摩擦，導致彈簧過早磨損甚至早期損壞。 表41 減振彈簧個數(shù)的選取Table 41 the selection of reducing vibration spring number 摩擦片外徑 D／mm 225250 250325 325350 350 減震彈簧 個數(shù) 46 68 8～10 10摩擦片的外徑為430mm，所以選取減震彈簧的個數(shù)為12個。為此，必須合理地選擇阻尼裝置的摩擦力矩，以使系統(tǒng)扭轉振動的振幅為最小。試驗表明，當減振器傳遞的極限轉矩與汽車后驅動輪的最大附著力矩相等時，傳動系的動載荷為最小。為此，可使扭轉減振器具有兩級或三級非線性彈性特性。扭轉減振器具有線性和非線性特性兩種。為了加強通風散熱和清除摩擦片的磨損粉末，在保證剛度的前提下，可在離合器蓋上設置循環(huán)氣流的入口和出口等通風窗，甚至將蓋設計成帶有鼓風葉片的結構。表32 離合器從動盤轂花鍵尺寸系列Table 32 clutch platen hub spline size series從動盤外徑發(fā)動機轉矩花鍵齒數(shù)花鍵外徑花鍵內(nèi)徑鍵齒寬有效齒長擠壓應力380600104032555410720104536560430800104536565450950105241665花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力（MPa）及剪切應力（MPa）的強度校核： （332） （333） 式中——危分別為花鍵外徑及內(nèi)徑，； ——花鍵齒數(shù)； ——分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬，； ——從動盤轂的數(shù)目； ——發(fā)動機最大轉矩。此外，壓盤的結構設計還應注意其通風冷卻要好，例如在壓盤體內(nèi)鑄出導風槽。選擇時應考慮到：為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩及防止過長時間的滑磨，應取較大值。在特別嚴酷的使用條件下，該溫度有可能達到1000，在高溫下壓盤會翹曲變形甚至會產(chǎn)生裂紋和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也會燒裂和破壞。其缺點是很難保證每片扇形部分的剛度完全一致?！膭颖P的結構型式簡單的從動盤由從動片、摩擦片及從動盤轂鉚接而成，其結構簡單、質量小，有時用于重型汽車尤其是雙片離合器中。此次設計周置圓柱螺旋彈簧離合器，經(jīng)常采用的分離杠桿的結構型式有如圖24所示的幾種。該結構是在壓盤外緣鑄出34個凸塊，裝配時伸入離合器蓋對應的長方形窗孔中，而離合器蓋則與飛輪相連。這時，作用在壓桿內(nèi)端的軸向推力Fα等于彈簧壓力F的軸向分力，即 。周置彈簧離合器的結構簡單、制造方便，過去廣泛用于各類型汽車上。當轉矩更大時刻采用雙片離合器。20世紀20年代末，直到進入30年代時，只有工程車輛、賽車和大功率的轎車上才使用多片離合器。采用錐形離合器的方案一直延續(xù)到20世紀20年代中葉，對當時來說，錐形離合器的制造比較容易，摩擦面容易修復?？梢哉f，從目前到將來離合器這一部件將會伴隨著內(nèi)燃機一起存在，不可能在汽車上消失。因為在當時，許多其他離合器還在原創(chuàng)階段，性能很不穩(wěn)定。2　離合器結構方案分析本次設計的原始數(shù)據(jù)為：1）發(fā)動機的最大功率 P= Kw 336馬力2）發(fā)動機的最大扭矩 n=3）汽車總質量30t 載重17t 從動盤數(shù)及干、濕式的選擇單片干式離合器(圖2—1)結構簡單，調(diào)整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤時也能接合平順。根據(jù)壓緊彈簧的型式及布置，離合器分為：周置彈簧離合器、中央彈簧離合器、斜置彈簧離合器、膜片彈簧離合器。采用中央圓柱螺旋彈簧時離合器的軸向尺寸較大，而矩形斷面的錐形彈簧則可明顯縮小軸向尺寸，但其制造比較困難。但這種連接應允許壓盤在離合器分離過程中能自由地作軸向移動。這種用傳動片驅動壓盤的方式不僅消除了上述缺點，而且簡化了結構，降低了對裝配精度的要求且有利于壓盤的定中。故離合器的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承兩種。兩邊的摩擦片則分別鉚在每相隔一個的扇形片上。在正常使用條件下，離合器壓盤工作表面的溫度一般均在180以下。對于石棉基摩擦材料，通常取，且較小值用于發(fā)動機后備功率較小、離合器使用頻繁的汽車，裝載質量打或在壞路面上形式的汽車。另外可添加少量金屬元素（如鎳、鐵、錳合金等）以增強其機械強度。從動盤轂的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側定心矩形花鍵的動配合相聯(lián)接，以便從動盤轂能作軸向移動。離合器蓋的剛度不夠，會產(chǎn)生較大變形，這不僅會影響操縱系統(tǒng)的傳動效率，還可能導致分離不徹底、引起摩擦片早期磨損，甚至使變速器換檔困難。2)增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振。當6個彈簧屬于兩種或三種規(guī)格且剛度由小變大并按先后次序進入工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉減振器（例圖43(e)為三級的）。 8rubber elastic ponents　扭轉減振器主要參數(shù)的選擇　極限轉矩扭轉減振器的極限轉矩（）由減振彈簧的最大變形量來確定，它規(guī)定了減振器起作用的轉矩上限。m／r,選用=14000 N一般為。 3)由于雙質量飛輪減振器的減振效果較好，在變速器中可采用粘度較低的齒輪油而不致產(chǎn)生齒輪沖擊噪聲，并可改善冬季的換擋過程。但其壽命較短，機械效率仍不高。兩側的摩擦片則分別鉚在每相隔一個的扇形上。7)長期停放后，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現(xiàn)象。減振彈簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等彈簧鋼絲。壓盤通常采用灰鑄鐵，一般采用HT200、HT250、HT300，也有少數(shù)采用合金壓鑄件。目前，國外已采用角接觸球軸承(圖61b、c)，并采用全密封結構和高溫鋰基潤滑脂，其端部形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平面時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。這類調(diào)整的項目有： 1)分離杠桿內(nèi)端與離合器軸承之間的間隙值的調(diào)整。8 結論通過以上對膜片彈簧離合器及液壓操縱機構的工作原理的闡述及各構件的計算說明，可以看出離合器操縱機構的設計要從選材，尺寸約束，傳遞發(fā)動機扭矩，駕駛員操作等各方面的綜合考慮?；仡欉@場畢業(yè)設計，它令我獲益菲淺。為此，要測定踏板力與行程；分離軸承力與行程；壓盤行程等。周置彈簧離合器的結構簡單、制造方便，過去廣泛用于各類型汽車上。分離杠桿主要有鋼板沖壓和鍛造成形兩種生產(chǎn)方式。中間壓盤可鑄出通風槽，也可采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤?；ㄦI轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，一般取1．0～1．4倍的花鍵軸直徑。