【正文】 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(gòu)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。圖61 液壓式操縱機構(gòu)示意圖踏板行程S由自由行程和工作行程兩部分組成，即 （61）式中 —分離軸承的自由行程，一般，反映到踏板上的自由行程 一般為 、—主缸和工作缸的直徑 Z—摩擦片面數(shù) —離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片： —杠桿尺寸。 該輕型貨車選擇液壓操縱機構(gòu)。繩索操縱機構(gòu)可克服上述缺點，且可采用適宜駕駛員的吊掛式踏板機構(gòu)：但其壽命較短，機械效率仍不高。桿系操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠，廣泛應用在各種汽車中。(二)操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇 常用離合器操縱機構(gòu)，主要機械式、液壓式、機械式和液壓式操縱機構(gòu)的助力器、氣壓式和自動操縱機構(gòu)等。7）發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。5）應具有足夠的剛度。2）踏板行程一般在范圍內(nèi)，最大不應超過180mm3）應有踏板行程調(diào)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。輕便性包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應過大，另一方面是應有踏板行程的校正機構(gòu)。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內(nèi)的分離軸承。軸承自動調(diào)心作用是當膜片彈簧分離指接觸圓的旋轉(zhuǎn)軸線與分離軸承工作圈的旋轉(zhuǎn)軸線有偏移是，分離軸承在旋轉(zhuǎn)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(diào)心過程。目前國外已采用角接觸推力球軸承，采用全密封結(jié)構(gòu)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，舌尖部為弧形面是采用平端面或凹弧形端面。分離軸承在工作中主要承受軸向分離力，同時還承受在高速旋轉(zhuǎn)時離心力作用下的徑向力。 該輕型汽車采用6個直徑為螺栓定位。2)通風散熱問題 為了加強離合器的冷卻，離合器蓋上必須開許多通風窗口。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。在設計中應特別注意一下幾個問題：1)剛度問題 如果蓋的剛度不夠，則當離合器分離時，可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱部分的傳動效率，嚴重時可能導致分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器換擋困難。4)傳動片最小分離力發(fā)生在新裝離合器的時候，從動盤尚未磨損，離合器在結(jié)合狀態(tài)下的彈性彎曲變形量此時最小，根據(jù)設計圖紙確定其彈性恢復力為 N 離合器蓋設計 離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉(zhuǎn)矩給壓盤。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(qū)動（發(fā)動機車輪）與反向驅(qū)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=。此時，雖然傳動片的軸向變形已較上述的小，但傳動片受力傳扭，其應力最為復雜并可能有兩種情況：正向驅(qū)動或方向驅(qū)動。此時根據(jù)結(jié)構(gòu)布置的尺寸鏈可初步得到。按照設計要求，在離合器徹底分離時，傳動片軸向變形量,作用于傳動片軸向的力P=0,此時也不傳遞轉(zhuǎn)矩，故傳遞轉(zhuǎn)矩引起的拉力F=0,所以傳動片中應力2)壓盤、膜片彈簧和離合器蓋組裝成總成。下面分別討論3種極端情況。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。由公式() 不超過允許的范圍，所以厚度設計符合要求。負荷下靜半徑=350mm —為主減速器傳動比及汽車起步時所用變速器擋位傳動比，該貨車各 各級傳動比；、 —發(fā)動機轉(zhuǎn)速(r/min),計算時，商用車取1500 r/min由公式()，總滑磨功： 單位摩擦面積的滑磨功: 所以滑磨功符合設計要求。取=20mm。2)壓盤應具有較大的剛度壓盤應具有足夠大的剛度和合理結(jié)構(gòu)形狀，以保證在受熱的情況下不致因產(chǎn)生翹曲變形而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。它不僅會引起摩擦片摩擦系數(shù)下降、加劇磨損，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的燒損。壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點：1)壓盤應具有足夠的質(zhì)量 在離合器的接合過程中，由于滑磨的存在，每接合一次的過程中都要產(chǎn)生大量的熱，而每次結(jié)合的時間又短(大約3s左右)，因此熱量根本來不及全部傳到周圍空氣中去，必然導致摩擦副的溫升。為了使摩擦片上壓力分布均勻，一般壓盤外徑比摩擦片外徑稍大，壓盤內(nèi)徑比摩擦片內(nèi)徑稍小。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。取 1)膜片彈簧壓緊力 離合器結(jié)合時膜片彈簧的大端變形量，由特性曲線圖可以得到膜片彈簧的壓緊力：N 校核后備系數(shù)： (52)接近初選=，所以符合要求。)。),title(39。),ylabel(39。,[0:200:6000]),xlabel(39。,[0::7]),set(gca,39。plot(x,F),set(gca,39。r1=81。r=80。h=。m=。程序代碼：x=0::6。應略大于r且盡量接近r，應略小于R且盡量接近R。6）分離指數(shù)目n選取：汽車離合器膜片彈簧的分離指數(shù)目，一般在18左右，采用偶數(shù)，便于制造時模具分度。4) 膜片彈簧小端半徑及分離軸承作用半徑：最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑以便安裝，分離軸承作用半徑應大于。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。因此在設計用來緩沖沖擊、吸收振動等需要儲存大量彈性能的碟簧時選用。2）R及R/r的確定：比值R/r對彈簧的載荷及應力特性都有影響。 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。為兼顧操縱輕便及壓緊力變化不大，汽車離合器膜片彈簧通常取在之間。因為可利用其負剛度區(qū)域使分離離合器時載荷下降，達到操縱省力的目的。當時，有一極值，該極值點恰為拐點；當時，則特性曲線中有一段負剛度區(qū)域，即變形增加而載荷反而減小。 通過支撐環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的載荷集中在支撐點處，加載點間的相對軸向變形()，則膜片彈簧的彈性特性如下式表示： (51)式中 E—材料的彈性模量(Mpa),對于鋼：Mpa —材料的泊松比，對于鋼： H—膜片彈簧自由狀態(tài)下跌黃部分的內(nèi)截錐高度(mm) h—膜片彈簧鋼板厚度(mm) R、r—自由狀態(tài)下碟簧部分大、小端半徑(mm) 、—壓盤加載點和支撐環(huán)加載點半徑(mm) 自由狀態(tài) 結(jié)合狀態(tài) 分離狀態(tài) 圖（51） 膜片彈簧在離合器結(jié)合和分離狀態(tài)下的受力和變形 膜片彈簧的彈性特性由其碟簧部分所決定，是非線性的，與自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截錐高H及彈簧的鋼板厚h有關。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。 取=按結(jié)構(gòu)布置選定，一般=mm取=10mmB=++=+10+5=第五章 膜片彈簧的設計 膜片彈簧的概念及彈性特性 膜片彈簧的大端處為一完整的截錐，類似無底的碟子，和一般機械上用的碟形彈簧一樣，故稱作跌黃部分。取d=3mm。取=12mm。研究表明，增加，共振頻率將向減少頻率的方向移動，這是有利的。一般按下式初選為:。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關，一般可取，所以 為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)角剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。其設計參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩、預緊轉(zhuǎn)矩和極限轉(zhuǎn)角等。 扭轉(zhuǎn)減振器計算著重于兩個部分：性能參數(shù)和減振彈簧。 扭轉(zhuǎn)減振器的設計 扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和(阻尼原件)等組成。離合器摩擦片所用材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。6）結(jié)合時應平順而不產(chǎn)生“咬合”或“抖動”現(xiàn)象。4）熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出的粘合劑少，無味，不易燒焦。2) 具有足夠的機械強度與耐磨性。它由下式確定： —分別為花鍵的內(nèi)外徑 Z—從動盤轂的數(shù)目 —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 n—花鍵齒數(shù) h—花鍵齒工作高度， l—花鍵有效長度由公式 所以滿足設計要求?；ㄦI強度校核：由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破環(huán)，所以花鍵要進行擠壓應力計算，當應力偏大時可適當增加花鍵轂的軸向長度。 選取，齒數(shù)n=10,外徑D=32mm，內(nèi)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(zhuǎn)矩/Nm花鍵齒數(shù)n花鍵外徑D/mm花鍵內(nèi)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。 從動盤轂設計 從動片轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉(zhuǎn)矩。 貨車總質(zhì)