【正文】 從動盤壓緊。3. 操縱機構：操縱機構是為駕駛員控制離合器分離與接合程度的一套專設機構，它是由位于離合器殼內的分離杠桿（在膜片彈簧離合器中，膜片彈簧兼起分離杠桿的作用）、分離軸承、分離套筒、分離叉、回位彈簧等部件組成的分離機構和位于離合器殼外的離合器踏板及傳動機構、助力機構等組成。4. 其他部件：為了避免轉動方向的共振，緩和傳動系受到的沖擊載荷，大多數汽車都在離合器的從動盤上附裝有扭轉減振器（如圖21）。為此，往往在動盤本體圓周部分，沿徑向和周向切槽。（如圖22） 圖21　從動盤附裝扭轉減振器圖22　帶減振器的從動盤 從動盤數的選擇1. 單片離合器對乘用車和最大總質量小于6t的商用車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸容許的條件下，離合器通常只設有一片從動盤，如圖23所示。2. 雙片離合器雙片離合器(圖24)與單片離合器相比，由于摩擦面數增加一倍，因而傳遞轉矩的能力較大；結合更為平順、柔和；在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較??；中間壓盤通風散熱性差，容易引起摩擦片過熱，加快其磨損甚至燒壞；分離行程較大，不易分離徹底，所以，設計時在結構上必須采取相應的措施；軸向尺寸較大，結構復雜；從動部分的轉動慣量較大。3. 多片離合器多片離合器多為濕式，具有接合更加平順柔和，摩擦表面溫度較低，磨損較小，使用壽命長等優(yōu)點。本次設計為轎車膜片彈簧離合器的設計，設計原始數據為：發(fā)動機的最大轉矩，轉矩較大，故選用單片摩擦離合器作為本次設計對象。此結構中彈簧壓力直接作用于壓盤上。在某些重型汽車上，由于發(fā)動機最大轉矩較大，所需壓緊彈簧數目較多，可將壓緊彈簧布置在兩個同心圓周上。此外，彈簧靠到它的定位面上，造成接觸部位嚴重磨損，甚至會出現彈簧斷裂現象。2. 中央彈簧離合器中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，此結構軸向尺寸較大。此外，壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，不會使彈簧受熱退火，通過調整墊片或螺紋容易實現對壓緊力的調整。這種結構的顯著優(yōu)點是在摩擦片磨損或分離離合器時，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。此結構在重型汽車上已有采用。4. 膜片彈簧離合器膜片彈簧離合器的制造工藝較復雜，對材質和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。因此，膜片彈簧離合器不僅在轎車上被大量采用，而且在輕、中、重型貨車以及客車上也被廣泛采用。當離合器分離時，彈簧壓力較圓柱螺旋彈簧，有所下降，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，零件數目少，質量??；3) 高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明則顯下降；4) 膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好摩擦片磨損均勻；5) 易于實現良好的通風散熱，使用壽命長；6) 膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好； 圖25　推式膜片彈簧離合器7) 有利于大批量生產，降低制造成本。前三種的共同缺點是在聯接件之間都有間隙，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。當發(fā)動機驅動時，鋼帶受拉；當拖動發(fā)動機時，鋼帶受壓。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。使用彈性傳動片的方式不僅消除了前三種的缺點，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，固選用彈性傳動片式驅動壓盤。當駕車者踩下離合器踏板，操縱部分的分離叉將分離軸承推向前，推動分離杠桿克服壓緊簧反力，拉動主離合器壓盤向后移動，解除了主離合器壓盤與摩擦片之間的壓緊力，此時主離合器分離，發(fā)動機只能帶動主動部分及副離合器旋轉，無法將扭矩傳遞給主傳動軸。當駕車者松開離合器踏板，操縱部分通過回位彈簧將分離軸承拉回來，膜片彈簧先恢復原位，副離合器嚙合；隨后分布在主離合器壓盤上的組合彈簧恢復原位，主離合器也嚙合。具體工作過程圖如下：3踏板5從動軸l設計上通常首先確定摩擦片的外徑D。所設計的離合器摩擦片為單片，初選擇。 離合器后備系數β的確定在選擇后備系數β時，應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、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。各類汽車離合器的β取值范圍見表33。表33　離合器后備系數β的取值范圍車 型后備系數β乘用車及最大總質量小于6t的商用車～最大總質量為6～14t的商用車～掛車～由于所設計的是轎車的離合器，所以選取。對于離合器使用頻繁、發(fā)動機后備功率較小、載質量大或經常在壞路面上行駛的汽車，應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣熱載荷，應取小些；后備系數較大時，可適當增大。表34　摩擦片單位壓力的取值范圍摩擦片材料單位壓力石棉基材料模壓～編織～粉末冶金材料銅基～鐵基金屬陶瓷材料～ 本次設計中選取的摩擦片材料為石棉基材料（模壓)。摩擦片的平均半徑根據壓力均勻的假設，可表示為：當時，可相當準確的有下式計算：因為，則將式(33)與式(35)代入式(32)得： 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，設計時Tc應大于發(fā)動機的最大轉矩，即 式中，為發(fā)動機最大轉矩；為離合器的后備系數。第4章 離合器基本參數的校核 摩擦片最大圓周速度摩擦片外徑的選取應使最大圓周速度不超過，即式中，為摩擦片最大圓周速度；為發(fā)動機的最高轉速。 摩擦片的內外徑比c摩擦片的內外徑比c應在內。 離合器后備系數β為保證離合器可靠傳遞轉矩，并防止傳動系過載，應使，在前面參數選取中，我們選取，符合此約束條件。其中，符合約束要求。由式(42)得： 摩擦片單位壓力為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力P0對于不同車型，根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取，為。 單位摩擦面積滑磨功為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷,離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值,即式中，為單位摩擦面積滑磨功；為單位摩擦面積滑磨功的許用值，對于乘用車：，：，：；W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功，可根據下式計算式中，為汽車總質量；為輪胎滾動半徑；ig1為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比；為主減速器傳動比；為發(fā)動機轉速，計算時乘用車取，商用車取。由式(45)得：車輪規(guī)格為175/65 R14，即輪胎寬度為，輪胎高寬比為,R表示該輪胎為子午線輪胎，輪輞直徑為14英寸，所以車輪的自由直徑為車輪滾動半徑估算公式如下：式中，F為計算常數，子午線輪胎??；d為車輪自由直徑。故則由最大爬坡度要求的變速器1擋傳動比為式中：為汽車總質量，；g為重力加速度，?。粸榈缆犯街禂?，??；為車輪滾動半徑，；為發(fā)動機最大轉矩，；為主減速比，；為傳動系機械效率，取。由式(47)得：根據驅動車輪與路面的附著條件可求得變速器一擋傳動比為式中：為前軸軸荷，；為路面附著系數，取。在乘用車傳動比范圍內之間。第5章 離合器輸出軸的設計 離合器輸出軸軸徑d離合器輸出軸軸徑d可由下列經驗公式求得：式中K為經驗系數。 離合器輸出軸的強度校核因為離合器輸出軸在運轉過程中，所受彎矩較小可忽略，即可認為其只受扭矩作用。第6章 離合器主要零部件的設計 從動盤的設計從動盤總成主要由從動片、摩擦片、從動盤轂、扭轉減震器等組成。、材料及基本尺寸在設計從動片時要盡量減輕其質量，并應使其質量的分布盡可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。具有軸向彈性的從動片有以下3種結構型式：1) 整體式彈性從動片，其特點是從動片是完整的鋼片，并開有T形槽，摩擦片直接鉚接在從動盤本體上。3) 組合式彈性從動片，其特點是靠近壓盤的一面鉚有波形彈簧片，靠近 圖61　整體式彈性從動片 飛輪的一面沒有。故選分開式彈性從動片。采用波形片（即分開式或組合式）時，從動片用低碳鋼，波形片用彈簧鋼65Mn。為減小從動盤轉動慣量，從動片一般比較