【正文】 合器在高速時，因受離心力作用會產(chǎn) 生橫向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低了對壓盤的壓緊力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降。在分離離合器時，分離軸承前移，膜片彈簧將以前鋼絲支承圈為支點，其外緣向后移動，在分離鉤的作用下，壓盤離開從動盤后移，離合器就變?yōu)榉蛛x狀態(tài)了。當離合器分離時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力； （ 2） 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和 分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量?。? （ 3） 高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降； （ 4） 由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命； （ 5） 易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長； （ 6） 平衡性好； （ 7） 有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。有的轎車采用無此間隙的內(nèi)圈恒轉式結構，用輕微的油壓或彈簧力使分離軸承與杠桿端（多為膜片彈簧）經(jīng)常貼合，以減輕磨損和減少踏板行程。m， =。最后通過摩擦片的尺寸和后背系數(shù)計算出摩擦片的單位壓力，確定單位壓力是否在許用范圍內(nèi) 。 從動片的 選擇 汽車在行駛中進行換檔時，首先要分離離合器，從動盤的轉速必然要在離合器換檔的過程中發(fā)生變化，或是增速（由高檔換為低檔）或是降速（由低檔換為高檔）。 （ 7）結合時應平順而無 “咬 住 ”和 “抖動 ”現(xiàn)象 。 h——花鍵齒工作高度， m； 39。 減振彈簧預變形量 39。所不同的是，在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分。 碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈 簧的質(zhì)量利用率和好。 膜片彈簧的計算 （ 1）壓緊力 與變形力 之間的關系 1P = )1(6 21????Eh ? 2)(lnlL rR? ? ?H－ 1? lL rR?? ? [H－ 21? ( lL rR?? )]+ 2h ? （ ） 式中： E—彈性模數(shù)，鋼材料取 E= 105 Mp； ? —泊松比，鋼材料取 ； h—彈簧片厚， 3mm； H—碟簧部分內(nèi)截錐高， 5mm； 19 R—碟簧部分外半徑（大端半徑）， 118mm； r—碟簧部分內(nèi)半徑， 94mm； L—膜片彈簧與壓盤接觸半徑， 116mm； l—支承環(huán)平均半徑， 96mm。它不僅會引起摩擦片摩擦系數(shù)的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片 和壓盤的損壞。 壓盤和傳力 片的材料選擇 壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數(shù)，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為 HB170～ 227，其摩擦表面的光潔度不低與 。 自位分離軸承和分離套筒通過波形彈簧裝配在一起成為一體，波形彈簧小端卡緊在軸承套筒座的外凸臺部位，其大端壓緊軸承外圈的內(nèi)端面，依靠摩擦把分離軸承與軸承套筒連在一起。 在計算中，首先確定摩擦片外徑尺寸，然后根據(jù)該尺寸對其他部件總成進行了計算和設計。操縱機構設計的東西比較少，主要是踏板力和踏板行程的計算。保證動力傳遞要求的強度，同時為了滿足設計要求對各個零件進行了材料選擇。 故該厚度符合要求。 第 6 章 離合器蓋 總成 的設計 壓盤尺寸的確定 由于摩擦片的的尺寸在前面已經(jīng)確定，故壓盤的內(nèi)外徑也可因此而確定。 表 一些車型膜片彈簧的分離爪數(shù) n、切槽寬 1? 、 2? 及半徑 er 車型 n 1? （ mm） 2? （ mm） r－ er （ mm） 豐田 18 9 11 北京 BJ751 18 11 13 上海 SH771 18 11 雪佛蘭 18 10 10 參考上表取 n=18， =3mm， =10mm， =84mm 壓盤加載點半徑和支撐環(huán)加載點半徑 的確定 1r 應略大于且盡量接近 r， 1R 應略小于 R且盡量接近 R。 ⑷ hH ＞ 2 如下圖 ， 特性曲線中 有更大的負剛度不穩(wěn)定工作區(qū) ，這種區(qū)域的產(chǎn)生會有負值的區(qū)域。 膜片彈簧的作用機理就是通過其彈性特性改變輸入力的大小。 彈簧剛度 K： 211000dKK RZ? （ ） 代入數(shù)據(jù)得： K= 211000dkRz=9206N/m。 花鍵擠壓應力校核公式如下： 13 ? = nhlP （ MPa） （ ） 式中： P——花鍵的齒側面壓力，它有下式確定： P=ZdDTe )( 4 max??? （ ） D ′,d′——分別為花鍵的外徑，內(nèi)徑， m。 （ 3）要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好 。它雖然對離合器工作性能影響很大的構件，但是其工作壽命薄弱，因此在結構和材料上的選擇是設計的重點。在開始設計離合器時一般是參照統(tǒng)計質(zhì)料，并根據(jù)汽車的使用條件，離合器結構形式等特點，初步選定后備系數(shù) 。 本章小結 根 據(jù) 任務書中給定的車型，對離合器的結構進行了布置。另外由于分離指與直徑較小的軸承內(nèi)圈接觸，則增大了膜片彈簧的杠桿比。以免影響摩擦片的均勻壓緊與離合器的徹底分離。在離合器蓋未固定到飛輪上時，膜片彈簧處于自由狀態(tài)，離合器蓋與飛輪接合面間有一距離 ?L。 按作用力方向可分為推式和拉式。 25 操縱機構的設計計算 23 本章小結 22 壓盤的傳力方式的確定 22 第 6章 離合器蓋總成的設計 12 從動盤轂的設計 11 從動片的選擇 通過對各個部分設計方案的原理闡釋和優(yōu)缺點的比較，確定了相關部分的基本結構及其零部件的制造材料。 Driven plate。 II 第 1章 緒 論 8 本章小結 15 膜片彈簧的彈性變形特性 18 壓盤加載點半徑和支撐環(huán)加載點半徑的確定 所以膜片彈簧離合器在技術上比較先進，經(jīng)濟性合理，同時其性能良好，使用可靠性高、壽命長，結構簡單緊湊，操作輕便，在保證可靠地傳遞發(fā)動機最大扭矩的前提下有很大的優(yōu)點。 設計內(nèi)容 本 設計的目的是減小從動部分的轉動慣量，保證換擋容易，使用起來效果更好，而且具有穩(wěn)定性好、操縱方便等優(yōu)點。 但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質(zhì)量和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。本設計采用自動調(diào)心分離軸承，其結構如圖 所述。 則將各參數(shù)值代入式后計算得 D=。經(jīng)過計算單位壓力在許用范圍內(nèi)。設計從動片時要盡量減輕質(zhì)量，并使質(zhì)量的分布盡可能靠近旋轉中心，以獲得小的轉動慣量。 通過選取 ,車用離合器上 一般 采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數(shù)大約在 左右。39。l? = l?? =1kZRTn =。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片，它的作用是 ，當離合器分離時作為分離杠桿。 為使摩擦片上的壓緊力分布較均勻，推式膜片彈簧的 R值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑。 設 1P = 1P ? ?? ?22461 LlEh????， 1? = h1? ，將 1P 、 1? 代入公式 ()， 可化簡為： 1P = 1? ln rR [( hH － 1? lL rR?? )( hH 21? lL rR?? )+1] （ ） 把有關數(shù)值代入上述各式，得： P1= 1P? 1? = 1?? 1P? = 1?? 3 － 1?? 2 + 1?? 令 d 1P? /d 1?? =0 得： 0． 431 1?? 2 1?? +=0 凸點： = =3366N 凹點： = =3416N 圖 膜片彈簧彈性特性曲線 （ 1） 膜片彈簧的強度計算 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 O 轉動。 由于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中產(chǎn)生的熱主要由飛輪和壓盤等零件吸收，為了使每次接合時的溫升不致過高，故要求壓盤有足夠大的質(zhì)量以吸收熱量。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素。這種軸承的內(nèi)外圈可由 80Cr2 軸承鋼沖制加工而成。通過計算校核摩擦片外徑尺寸，計算選擇出其他部件的外形尺寸，再對其進行校核，確定是否能達到設計要求。 用 i操 校核離合器踏板力 nP 是否合適： ? ?nP P i i ?? 分 分 總操 () 式中： P分 為壓盤的分離載荷； ?總 為系統(tǒng)效率，一般取 ~，現(xiàn)取值為 ； 代入相關數(shù)值得： nP = 27 圖 操縱機構示意圖 本章小結 本章對分離裝置進行了設計，主要是分離軸承個分離套筒的設計，本離合器使用的是膜片彈簧，分離軸承使用 的是自動調(diào)心式。 本章對離合器的壓盤、離合器蓋等主動部分進行了設計。—10176。 22 本章小結 在設計的時候先了解膜片彈簧的結構特點，對其變形和加載方式有所了解，最后有目的的選擇膜片彈簧的結構參數(shù)尺寸，根據(jù)公式計算出其彈性特性曲線，如果該曲線不符合本離合器的使用要求，調(diào)整結構參數(shù)，再 次計算，最終得到合適的曲線，選擇合適的工作點，如 B點， A 點等。所以， hH = =。 當然負剛度過大也不適宜 ， 以免彈簧工作位置略微變動造成彈簧壓緊力過大 。在膜片彈簧的大