【文章內容簡介】 不同分為三種。圖14為雙支承環(huán)形式，其中圖14a用臺肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個支承，圖14b在鉚釘上裝硬化襯套和剛性擋環(huán)，可提高耐磨性和使用壽命，但結構較復雜；圖14c取消了鉚釘，在離合器蓋內邊緣上伸出許多舌片，將膜片彈簧、兩個支承環(huán)與離合器蓋彎合在一起，使結構緊湊、簡化、耐久性良好，因此其應用日益廣泛。圖15為單支承環(huán)形式。在沖壓離合器蓋上沖出一個環(huán)形凸臺來代替后支承環(huán)(圖15a)使結構簡化，或在鉚釘前側以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)(圖15b)，以消除膜片彈簧與支承環(huán)之間的軸向間隙。經過比較我選用了推式膜片彈簧。圖１４推式膜片彈簧　　　　　　　 圖１５推式膜片彈簧雙支撐形式 單支撐形式167。壓盤的驅動方式主要有凸塊一窗孔式、銷釘式、鍵塊式和傳動片式多種。前三種的共同缺點是在聯(lián)接件之間都有間隙，在驅動中將產生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器傳動效率。傳動片式是近年來廣泛采用的結構，沿周向布置的三組或四組鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接(圖1—2)，傳動片的彈性允許其作軸向移動。當發(fā)動機驅動時，鋼帶受拉；當拖動發(fā)動機時，鋼帶受壓。此結構中壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，使用可靠，壽命長。但反向承載能力差，汽車反拖時易折斷傳動片，故對材料要求較高，一般采用高碳鋼。因此我采用了傳動片式驅動方式。第二章 離合器基本參數(shù)和主要尺寸選擇摩擦離合器是靠摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉矩的。為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時Tc應大于發(fā)動機最大轉矩Temax，即： (21)式中，Temax為發(fā)動機最大轉矩；β為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉矩之比，β必須大于1。離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為： (22)式中，T，為靜摩擦力矩；／為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，—；F為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；R，為摩擦片的平均摩擦半徑；Z為摩擦面數(shù)，是從動盤數(shù)的兩倍。當摩擦片上的壓力均勻分布時，則： (23) (24)式中，p0為摩擦面單位壓力，A為一個摩擦面的面積；D為摩擦片外徑；d為摩擦片內徑。當d／D≥，R可相當準確地由下式計算： (25)把公式(23)與(24)帶入式　可得： (26)式中，C為摩擦片內外徑之比，C=d／D，～。167?！‰x合器基本參數(shù)計算離合器的基本參數(shù)主要有性能參數(shù)β和p0。，尺寸參數(shù)D和d及摩擦片厚度b。后備系數(shù)β是離合器設計時用到的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇后備系數(shù)時，應考慮以下幾點：1)摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩。2)要防止離合器滑磨過大。3)要能防止傳動系過載。顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太??；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，β又不宜選取太大。膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的β值應大于單片離合器。各類汽車后備系數(shù)推薦如下：轎車和微型、輕型貨車 β=～中型和重型貨車 　　　　　　　　　　β=～越野車、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車 β=～結合我們設計的車型我選取β=；所以Tc=(Nm)z=2f=c=。單位壓力Po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)動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數(shù)較小時，加應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，Po應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大Po。當摩擦片采用不同材料時，Po按下列范圍選?。菏藁牧? Po=～粉末冶金材料 Po=～金屬陶瓷材料 Po=～當 ≥，由式（25）知 Tc=296(Nm)由式（22）知 5414 P0=4F/(D2d2)=所以通過計算，我采用石棉基材料，并且取P0＝摩擦片外徑D，內徑d和厚度b摩擦片外徑D可以根據(jù)發(fā)動機最大轉矩Temax(Nm)依照經驗公式： （27）由式知 KD為直徑系數(shù)轎車： 　　　　　　　　　　KD=；輕、中型貨車：　　　　　　　單片KD=～， 　　雙片KD=～；重型貨車：　　　　　　　　　　　KD=～。圓整后得：外徑D=250(mm) 內徑d=155(mm) 厚度b=(mm) 內外徑比值d/D=摩擦片的外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度VD不超過65—70m／s，即： （28）可知 故不會分離，又有d/D= ，選擇合理，防止了磨損不均，滑磨以及由于內、外徑速差過大引起溫升而產生翹曲。167?！∧て瑥椈芍饕獏?shù)的選擇／h和h的選擇比值H／h對膜片彈簧的彈性特性影響極大。為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H／—，板厚丸為2～4mm。／r和R、r的選擇研究表明，R／r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧剛度越大，彈性特性曲線受直徑誤差影響越大，且應力越高。根據(jù)結構布置和壓緊力的要求，R／—。為使摩擦片上壓力分布較均勻，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RC。而且，對于同樣的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式大。通過比較選取R／r＝。 圖21膜片彈簧的彈性特性曲線膜片彈簧小端半徑ri應該大于變速器第一軸花鍵外徑且分離軸承作用半徑應大于膜片彈簧小端半徑，即：rf＞ri膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角。與內截錐高度H關系密切， α=arctanH／(R—r) ≈H／(R—r)，一般在90～150范圍內。圓錐底角可選取100。膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖2—1所示。該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且λ1H=(λ1M+λ1N)／2。新離合器 在接合狀態(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λ1B=(～)且λlH，以保證摩擦片在最大磨損限度△入范圍內壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點心盡量靠近N點。分離指數(shù)目n常取為18，大尺寸膜片彈簧有些取24，小尺寸膜片彈簧有些取12，本設計采用18根分離指，切槽寬， ，分離指半徑re應滿足rre＞δ2的要求。167?！∨まD減震器的設計扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。所以，扭轉減振器具有如下功能：1)降低發(fā)動機曲軸與傳，動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。2)增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭振。3)控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振與噪聲。4)