【正文】 認為，如果仔細地將注塑件的尼龍成份燒掉，留下的骨架部分（纖維）幾乎仍保留制品的形狀。完全符有的長期爆炸測試要求，室溫下的抗拉強度幾乎達到50000lb/ft2，疲勞強度高，抗蠕變能力強，在149℃下，抗拉強度仍有20000lb/ft2，50%長玻纖增強的PA，所以也減輕了重量。多年的實踐經驗和技術上的改進以及材料的日新月異，使人們逐漸趨向于首選單片干式摩擦離合器因為它具有從動部分轉動慣量小、散熱性好、機構簡單、調整方便、尺寸緊湊、分離徹底等優(yōu)點，而且由于在結構上采取一定措施，已能做到結合平順，因此現(xiàn)在廣泛用于大、中、小各類車型中。主要設計步驟如下：（1）確定要設計的膜片彈簧離合器的基本結構，包括主動部分、從動部分、壓緊機構、操縱機構；（2）根據設計的形式確定主要機構的基本數據；（3）根據具體結構和設計情況提出改進意見和措施，找出設計的不足和所受的條件限制，提出解決方案；（4）根據計算結果繪制圖紙并撰寫說明書。摩擦離合器的類型很多，主要有周置式離合器、中央彈簧離合器、斜置彈簧離合器、膜片彈簧離合器。中央離合器的壓簧不和壓盤直接接觸，因此壓盤由于摩擦生成的熱量不會直接傳遞給彈簧使其回火失效。膜片彈簧離合器是用膜片彈簧代替了壓緊彈簧及分離桿機構而作成的離合器，因為它布置在中央，所以也可算中央彈簧離合器：雙片離合器，單片離合器由于受到壓緊彈簧結構布置和設計的限制，其轉矩容量也受到限制。膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比，具有一系列優(yōu)點：⑴膜片彈簧具有較理想的非線性彈性特性，彈簧壓力在摩擦片的允許磨損范圍內基本保持不變，因而離合器工作中能保持傳遞的轉矩大致不變；相對圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降，離合器分離時，彈簧壓力有所下降，從而降低了踏板力。⑵膜片彈簧起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量小。⑷膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻。⑹膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。拉式膜片彈簧離合器較推式在性能上有更多的優(yōu)點，但由于受到分離軸承機構設計、拆裝復雜等因素的困擾，因此在本設計選用推式的結構形式。壓緊彈簧將從動盤壓緊在飛輪端面。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉矩也越大。為了使單盤離合器結合柔和，起步平穩(wěn)，從動盤一般具有軸向彈性。扭轉減振器：發(fā)動機傳到汽車傳動系統(tǒng)中的轉矩是周期地不斷變化著的，這就使的傳動系統(tǒng)中產生扭轉振動。此外在不分離離合器的情況下進行緊急制動或猛烈接合時，瞬間將造成對傳動系統(tǒng)極大的沖擊載荷，從而縮短零件的使用壽命。操縱機構：離合器的操縱機構是駕駛員借以使離合器，或使之柔和結合的一套機構。按照分離離合器的操縱能源不同，離合器操縱機構可分為人力式和氣壓式兩類。離合器蓋總成：壓盤、分離桿、壓緊彈簧一起組裝在離合器蓋內，組成離合器蓋總成。飛輪和壓盤為主動件，發(fā)動機的轉矩通過這兩個主動件輸入。壓緊彈簧通過壓盤那從動盤總成緊緊壓在飛輪上，形成工作壓力。離合器的工作原理：離合器蓋與發(fā)動機飛輪用螺栓緊固在一起,當膜片彈簧被預加壓緊,離合器處于接合位置時,由于膜片彈簧大端對壓盤的壓緊力,使得與從動盤摩擦片之間產生摩擦力。 膜片彈簧離合器的特性本設計采用膜片彈簧離合器，在離合器設計中采用膜片彈簧離合器有很多優(yōu)點：（1）膜片彈簧本身起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使零件數目減少，重量減輕；（2）其次，離合器的機構大大簡化并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸；（3）膜片彈簧具有良好的線性特性，設計合適，可使摩擦片磨損到極限，壓緊力仍能維持很少改變，切可減輕離合器踏板力，使操縱輕便。膜片彈簧起彈性作用的部分是其碟簧部分。其特性和碟簧的原始內截錐高度H及彈簧片厚度h之比H/ h有關，不同的H/h值可以得到不同的彈性變形特性。 如圖 中的曲線，載荷P增加時。這種彈簧的剛度很大，可以承受很大的載荷，適合作為緩沖裝置中的形成限制彈簧。此種彈簧叫做零剛度彈簧。具有這種特性的膜片彈簧很有適用于作為離合器的壓緊彈簧。當然，負荷剛度過大也不適宜，以免彈簧工作位置略微變動造成彈簧壓緊力變化過大。H/h如圖 中H/h的曲線，這種彈簧的特性曲線中具有更大的負剛度不穩(wěn)定工況區(qū)，而且具有載荷為負值的區(qū)域（特性曲線穿過了橫坐標，圖中未示出）。 離合器的設計原則離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，以防止傳動系各零部件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。（2）接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。（4）從動部件轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。（6）應能避免和衰減傳動系的扭轉振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。（8）作用在從動盤上的總壓力和摩擦材料的摩擦因數在離合器工作工程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。（10）結構應簡單、緊湊，質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。這意味著在使用中要注意保養(yǎng)，其耗費的勞動量也要盡量小。很多情況下，離合器不能可靠工作就是和不完善的技術保養(yǎng)—零部件缺少必要的潤滑和調整。通過本章節(jié)可以清楚的了解離合器的工作原理和結構，為后面的設計提供一定的理論基礎。是離合器設計中一個重要的參數反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。時，應該考慮摩擦片在使用中磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載及操縱輕便等因素。=～；載貨車：223。=。本設計摩擦片材料選取粉末冶金材料。本設計是以EQ1091 中型載貨汽車為參考而進行設計的，EQ1091 有關參數如下所示：最大總質量9545kg；發(fā)動機最大扭矩Temax=；最高車速90km/h；EQ6102發(fā)動機的最大功率Pemax=99KW；發(fā)動機最高轉速3000r/min；變速器主減速比i0=；傳動比ig=。(1) 摩擦片外徑D，可根據發(fā)動機最大功率選取 D=100/A= （）式中，一般載貨汽車A=36（單片），本次設計取D=325。代入數值d=190。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。本設考慮到經濟性和實用性選取了粉末冶金材料的摩擦片。摩擦面數z為離合器從動盤數目的兩倍，本設計為單盤故摩擦面數z=2。一般為3～4mm,取t=4mm。圖 膜片彈簧的尺寸簡圖內截錐高度H和厚度h 所示，為保證離合器壓緊力變化不大，操縱輕便，一般H/～，厚度h為2～4之間，選取h=。圖 膜片彈簧內截錐示意圖比值R/ r對彈簧的載荷及應力特性都有影響。因此在設計用來緩和沖擊、吸收振動等需儲存大量彈性能的碟簧時選用。對于R，膜片彈簧大端外徑R應滿足結構上的要求而和摩擦片的外徑尺寸相適應，大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑。結合同類車型，取R=135，取R/r =，故r=108。 （） 式中， H—內截錐高度；h—膜片彈簧厚度。分立指數目n通常取為18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12。第一軸花鍵外徑為： d=K3 （）式中， K—～，本次設計選取K=；Temax最大轉矩?！敬卧O計選取d1 =。窗孔的內半徑re 的取值應滿足rre ≤δ2。壓盤的加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1影響膜片彈簧的剛度。本次設計選取r1 =110， R1=130。VD=D （）式中，—發(fā)動機的最高轉速；V D—摩擦片最大圓周速度。為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次結合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值。所以]。由上述分析可知 H =，h =，R =135，r =108，R1=130，r1 =110，rf =40，n =18，r 0 =55。離合器剛開始分離時，大端的變形量為 ()式中，Df =λf 1，λf 1 為壓盤升程s ()式中， Zc=2,每對摩擦片間隙s = ，代入數值，得。故λ=λDλ==2 求離合器徹底分離時分離軸承的載荷 P2膜片彈簧小斷分離軸承處有分離軸承力與膜片彈簧壓盤接觸處的變形 l1 和P2 的關系式： ()取λ1d =λ1=，代入數值得 P2=。寬度系數β1，β2為 () () 代入數值b1 =,b2=。 本章小結本章對離合器主要參數（后備系數、單位壓力和摩擦片的主要尺寸）進行了選擇，主要計算了膜片彈簧離合器的主要參數，和對膜片彈簧尺寸的合理選擇，并且對膜片彈簧進行了詳細認真的校核，使其能更好的與實際相結合。兩者都和離合器的結構有關。汽車行駛中，傳動系傳遞發(fā)動機轉矩時，由于內燃機工作不均衡，轉矩周期性地變化會引起傳動系扭轉振動。扭轉振動還是引起齒輪噪聲的重要原因，尤引人注目。圖中反映了扭轉減振器特性的一些參數，其中斜線表示扭轉力矩Td，朝上方共有4 段斜線，表示有4 級剛度；垂直線表示從一級進入另一級需要克服的預緊力矩TN；兩斜線間的間隔反映了減振器工作時的摩擦；離合器減振器特性曲線在水平坐標上的距離表示離合器從動盤轂花鍵中的間隙。m/rad。一般可按下式初選為 （）取Tm = ，本設計按其選取Tm =。這樣，在傳遞同樣大小的極限轉矩它將降低減振器的剛度，這是有利的，但預緊力值一般不應該大于摩擦力矩否則在反向工作時，扭轉減振器將停止工作?？蓞⒖急? 選取，本設計D=325，故選取Z=6。 ()式中， P總的計算應按Tj的大者來進行P總=5650N每個彈簧工作壓力 () 減振彈簧的尺寸確定在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據布置上的可能來確定和減振彈簧設計的相關尺寸。本設計選取D2 =12。代入數值，得d1=，符合上述要求。減振彈簧的總圈數n=i+(～2)=。減振彈簧的總變形量D ()減振彈簧的自由高度 () 減振彈簧的預變形量 () 減振彈簧安裝后的工作高度 () 從動片相對從動盤轂的最大轉角最大轉角a和減振彈簧的工作變形量 () 限位銷與從動盤