我的设计说明书

1、前言进入二十一世纪以来，随着社会节奏的加快以及国民整体生活水平的，人们对汽车的依赖程度越来越高，市场对汽车的需求量越来越高。汽车作为一种交通工具，在日常里几乎支配着人们的生活。随着人们生活质量的提高，汽车已不是单纯“代步”工具，不仅是人民生活的物质需求，也是精神需求。在人们日常交际、工作当中，汽车发挥着不可否定的作用。在很大程度上，加快了社会节奏的步伐，促进了市场经济的发展以及人民精神文明的提高，开创了一个崭新的“汽车世纪”。近年来，人们对汽车的要求越来越高，不仅仅在整体性能、内饰及配置上提出了更高要求，更是引出了“人性化设计”这一名词。当代汽车正趋向高性能、低油耗、高度人性花设计等方向发展。

2、为满足汽车行驶时高性能、高稳定性、高舒适性等要求，就需要一套完整复杂的传动系统，包括发、离合器、变速器、传动轴、主器、差速器和驱动轮传动装置（半轴）等。离合器作为一个动力传输的中介，攸关着汽车的整体性能，在工况复杂、过载等情况下，更突出在整车中重要地位。随着汽车性能的高度提高，以及技术的同步高速发展，人们对汽车离合器的要求也越来越高。汽车离合器已普及为膜片弹簧离合器，近年来，也初步由推式向拉式发展。为了更具人性化，近年来，对膜片弹簧离合器摩擦片厚度自动离合器研究的主要课题之一。装置的研究，也成为了针对在整个传动系统中，离合器的功用是依靠摩擦产生摩擦力来传递动力的。摩擦过程中，摩擦片会不断磨损而

3、变薄。当摩擦片磨损到一定程度后，须对其进行处理或更换摩擦片。然而，在传统离合器中，很难对已磨损了的摩擦片进行及时处理或更换。因此，这就需要一个装置来及时提醒驾驶员更换已损摩擦片。鉴于以上情况，根据目前汽车的发展状况、人们的需求以及目前国内技术水平，结合实际，编者设计了带摩擦片厚度器的离合器。根据离合器的工作原理，针对长安奔奔 1.3L 豪华型轿车车型，本设计在传统离合器的基础上进行了创新改进。经过四年的专业知识学习以及设计期间对设计相关理论的学习与钻研，我已较好地掌握了力学、机械以及与汽车相关的理论知识。在设计中，我本着严谨的科学态度和实事求是的思维理念，做到了每一个数据都有据可查，在绘图上每

4、一条线段都有据可依。编者对本书的编写、校订中，难免百密一疏，恳请读者批评指正。第一章绪论以内燃机为动力的汽车机械传动系中，离合器是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发相连接的总成。为各类汽车所广泛采用的摩擦离合器，实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力切能分离的机构。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、机构等四部分。第一节离合器的发展概况在采用离合器的传动系统中，早期离合器的结果形式是锥形摩擦离合器。锥形摩擦离合器传递扭矩的能力，比相同直径的其他结构形式的摩擦离合器要大。但是，其最大的缺点是从动部分的转动惯量太大，引起变速器换挡不够柔和，容易卡住。而且这种离合器在

5、接合时也此后，在油中工作的所谓湿式的多片离合器逐渐取代了锥形摩擦离合器。但是多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘住（尤其是在冷天油液变浓时更容易发生），导致分离不彻底，造成换挡。所以它又式所取代。多片干式摩擦离合器的主要优点是由于接触面数多，故接合平顺柔和，保证了汽车的平稳起步。但因片数较多，从动部分的转动惯量较大，还是感到换挡不够容易。另外，中间压盘的通风散热不良，易引起过热，加快了摩擦片的磨损甚至烧伤和破裂。如果调整不当还可能引起离合器分离不彻底。多年的实践经验使人们逐渐趋向于采用单片干式摩擦离合器。它具有从动部分转动惯量小，散热性好，结构简单，调整方便，尺寸紧凑，分离彻底等优点。而且

6、只要在结构上采取一定措施，也能使其接合平顺。因此，它得到了极为广泛的应用。如今，单片干式摩擦离合器在结构设计方面也相当完善：采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性；离合器中装有扭转减振器，防止了传动系统的，减少了噪音；以及采用了摩擦较小的分离杆机构等。另外，采用了膜片弹簧做为压簧，可同时兼起到分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。膜片弹簧和压盘的环行接触，可保证压盘上的压力均匀。由于膜片弹簧本身的特性，当摩擦片磨损时，弹簧的压力几乎没有改变，且可减轻分离离合器时所需要的踏板力。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上多采用多片干式离合器。此外，近年来由

7、于多片湿式离合器在技术上的不段改善，在国外的某些重型牵引汽车和自卸车上又开始采用多片湿式离合器，并有不断增加的倾向。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制制冷的结果，摩擦表面的温度较低（不超过 93C）。因此，允许起步时长时间地打滑或用高档起步而不致烧损摩擦片，具有良好的起步能力。据说这种离合器的使用达干式离合器的五、六倍。可为了实现离合器的自动，有自动离合器。采用自动离合器时可以省去离合器踏板，实现汽车的“双踏板”。与其他自动传动系统（如液力传动）相比，它具有结构简单，成本低廉及传动效率高的优点。因此，在欧洲小排量汽车上曾得到广泛的应用。但是在现有自动离合器的各种结构中，离合器的摩擦力矩的力矩

8、调节特性还不够理想，使用性能不尽完善。例如，汽车以高档低速上坡时，离合器往往容易打滑。因此必须提前换如低档以防止摩擦片的早期磨损以至烧坏。这些都需要进一步改善。随着汽车的发展，离合器还要在原有的基础上不断改进和提高，以适应新的使用条件。从国外的发展来看，近年来汽车的性能在向高速发展，发的功率和转速不断提高，载重汽车趋向大型化，国内也有类似的情况。此外，对离合器的使用要求也越来越高。所以，增加离合器的传扭能力，提高其使用前离合器的发展趋势。，简化操作，已经成为目第二节离合器的功用及分类离合器位于发和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴。在

9、汽车行驶过程中，驾驶员可以根据需要踩下或松开离合器踏板，使发机向变速器输入的动力。和变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或传递发动（一）离合器的基本功用1）保证汽车平稳起步起步前汽车处于状态，如果发与变速器是刚性连接的，一旦挂上档，汽车将由于突然接上动力而突然前冲。不但会造成机件的损伤，而且驱动力也以克服汽车前冲产生的巨大惯性力，使发转速急剧下降而熄火。如果在起步时利用离合器暂时将发和变速器分离，然后离合器逐渐接合。由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着打滑现象，可以使离合器传出的扭矩由零逐渐增大，而汽车的驱动力也逐渐增大，从而使汽车平稳地起步。2）便于换挡汽车行驶过程中，经常要换用不同的档位，

10、以适应不断变化的行驶条件。如果没有离合器将发与变速器暂时分离。那么，变速箱中啮合的传动齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿面间的压力很大而难以分开。另一对待啮合的齿轮会因二者圆周速度不等而难以啮合。即使强行进入啮合也会产生很大的齿端冲击，很容易损坏机件。利用离合器使发和变速箱暂时分离后再进行换档，则原来啮合的一对齿轮因载荷卸除，啮合面间的压力大大减小，就容易分开。而待啮合的另一对齿轮，由于主动齿轮与发分开后转动惯量很小，采用适合的换档动作就能使待啮合的齿轮圆周速度相等或接近相等，从而避免或减轻齿轮间的冲击。3）防止传动系过载汽车紧急制动时，车轮突然急剧降速，而与发相连的传动系由于旋转的惯性，仍然保持

11、原有的转速，这往往会在传动系中产生远大于发转矩的惯性矩，使传动系的零件容易损坏。由于离合器是靠摩擦力来传递扭矩的，所以当传动系内载荷超过摩擦力所能传递的转矩时，离合器的主、从动部分就会自动打滑，因而起到了防止传动系过载的作用。由上述可知，欲使离合器起到以上几个作用，它就应该是这样的一个传构：其主动部分可以暂时分离，又可以逐渐接合，并且在传动过程中还要有相对运动。所以离合器的主动部分和从动部分之间不可采用刚性连接。应借用两者接触面之间的摩擦作用来传递扭矩（摩擦离合器），或者利用液体作为传动介质（液力偶合器），或是利用磁力传动（电磁离合器）。在离合器中，为产生摩擦所需要的压紧力，可以是弹簧力、作用

12、力或电磁力。但是目前汽车上采用比较广泛的是用弹簧压紧的摩擦离合器（通常称为摩擦离合器）。（二）离合器的分类在机械传动系中，离合器按其传递转矩的方式分类，除了摩擦式外还有电磁（磁粉）式，后者是靠本身的电磁力来传递转矩的；按方式分类，又可以分为强制式和自动式两种。摩擦式又有单、双、多片式及干湿式之分。第二节对离合器的基本要求1）既能可靠地传递发最大转矩有能防止传动系过载；接合完全且平顺、柔和，使汽车起步时无抖动、无冲击，分离彻底、迅速；工作性能（最大摩擦力矩或后备系数）稳定，即作用在摩擦片上的总压力不应因摩擦表面的磨损而有明显的变化，摩擦系数在离合器工作过程中应力求稳定；从动部分的转动惯量要小，以

13、减小挂档时的齿轮冲击并方便挂档；能避免或衰减传动系的扭振，具有吸收振动、冲击和降低噪音的功能；通风散热性良好；7）轻便；8）具有足够的强度，工作可靠、使用长；九力求结构简单、紧凑，制造工艺性好，维修方便；设计时要注意对旋转件的动平衡要求和离心力的影响。第二章方案论证第一节离合器车型的选定本设计主要针对轿车是轻型车车型，故最好选定的车型为长安奔奔 1.3L 豪华型，该车主要参数如下表：表 2-1 长安奔奔 1.3L 豪华型的主要参数第三节确定离合器的结构型式（一）摩擦离合器机构型式的选择汽车离合器有摩擦式、电磁式和液力式三种类型。其中，摩擦式的应用最广泛。现代汽车摩擦离合器的典型结构型式是单片或

14、双片干式，它由从动盘、压盘、压盘驱动装置、压紧弹簧（有沿圆周均布的圆柱螺旋弹簧、布置的锥形或圆柱螺旋弹簧和膜片弹簧等）、离合器盖、分离杠杆、分离轴承等本次设计选定的机构型式为单片摩擦式。（二）从动盘数及干、湿式的选择（1）单片干式摩擦离合器如图 2-1，2-2，2-3 所示，起结果简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘时也能接合柔顺。因此，广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车上，在发和重型货车上也有所推广。当转矩更大时可以采（2）双片干式摩擦离合器转矩不大于 1000Nm 的大型客车片离合器。如图 2-4 所示。与单片离合器相比，由于摩擦

15、面增多使传递转矩的能力增大，接合也更平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，其径向尺寸较小，踏板力较小。但轴向尺寸加大且结构复杂；中间压盘的通风散热性差易引起过热而加快摩擦片的磨损甚至烧伤碎裂；分离行程大，调整不当分离也不易彻底；从动件转动惯量大易使换档用于传递的转矩大且径向尺寸受到限制时。（3）多片湿式离合器等。仅摩擦面，接合更加平顺柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨损小。但分离行程整备质量（kg）1000总质量（kg）1365发型号JL474Q2最大扭矩（Nm）110/3500最大功率（kw/rpm）63/6500最高车速（km/h）145变速器一档传动比3.416主器传动比5.125轮胎型号1

16、65/70 R14大、分离也不易彻底，特别是在冬季油液粘度增大时；轴向尺寸大；从动部分的转动惯量大，故过去未得到推广。近年来，由于多片湿式离合器在技术方面的不断完善，重型车上又有采用，并有不断增加的趋势。因为它采用油泵对摩擦表面强制冷却，使起步时即使长时间打滑也不会过热，起步性能好，据称其使用可较干式高出 56 倍。通过各结构优缺点的比较，本次设计选用的是单片干式摩擦离合器。图 2-1图 2-2图 2-3图 2-4（三）压紧弹簧的结构型式及布置离合器压紧弹簧的结构型式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。可采用沿圆周布置、布置和斜置等布置型式。根据压紧弹簧的型式及布置，离合器分

17、为：（1）弹簧离合器如图 2-1，2-4 所示，弹簧离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。有的重型汽车将压紧弹簧布置在同心的两个圆周上。构简单、制造方便，过去广泛用于各种类型的汽车上。现代由于轿车发弹簧离合器的结转速的提高(最高转速高达 50007000rmin 或更高)，在高转速离心力的作用下，弹簧易歪斜甚至严重弯曲鼓出而显著降低压紧力；另外，也使弹簧靠到定位座柱上而使接触部位严重磨损甚至出现断裂现象。因此，现代轿车及微、轻、中型客车多改用膜片弹簧离合器。但在中、重型货车上，弹簧离合器仍得到广泛采用。（2）弹簧离合器采用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧或用12 个圆柱螺旋弹簧做

18、压簧并布置在离合接触，因此压盘由于摩擦而产生的热量不会直接传给弹簧而使其回火失效。压簧的压紧力是经杠杆系统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可用力量较小的弹簧得到足够的压盘压紧力，使较轻便。采用圆柱螺旋弹簧时离合器的轴向尺寸较大，而矩形断面的锥形弹簧则可明显缩小轴向尺寸，但其制造却比较，故弹簧离合器多用在重型汽车上以减轻其力。根据国外的统计资料：当载货汽车的发转矩大于 400450Nm 时，常常采用（3）斜置弹簧离合器弹簧离合器。重型汽车采用的一种新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧，分别以倾角（弹簧中心线与离合器中心线间的夹角）斜向作用于传力套上，后者再推动压杆并按杠杆比放大后作用

19、到压盘上。这时，作用在压杆内端的轴向推力等于弹簧压力的轴向分力。当摩擦片磨损后压杆内端随传力套前移，使弹簧伸长，压力减小，倾角亦减小，而 cos 值则增大。这样即可使在摩擦片磨损范围内压紧弹簧的轴向推力几乎保持不变，从而使压盘的压紧力也几乎保持不变。同样，当离合器分离时后移传力套，压盘的压紧力也大致不变。因此，斜置弹簧离合器与前两种离合器相比，其突出优点是工作性能十分稳定。与弹簧离合器比较，其踏板力约可降低 35。（4）膜片弹簧离合器作为压紧弹簧的膜片弹簧，是由弹簧钢制成的，具有“无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片。且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切的槽大端截锥部分则起

20、弹簧作用。膜片弹簧的两侧则有支撑圈。它借助固定在离合器盖上的一些铆钉来安装定位。当离合器盖未固定到飞轮上是，膜片弹簧不受力而处于状态。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支撑圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角度变大，甚至膜片弹簧几乎变平。同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于接合状态。当离合器分离时，分离轴承前移使膜片弹簧压前支撑圈并以此为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动压盘使离合器分离。图 2-5图 2-6膜片弹簧离合器根据分离杠杆内端受推力还是受拉力，可分为拉式膜片弹簧离合器和推式膜片弹簧离合器。推式膜片弹簧离合器根据支撑环数目的

21、不同，可分为双支撑环（图 2-5）、单支持环（图 2-6）和无支撑环（图 2-7）三种形式。其中双支撑环形式是目前广泛采用的一种结构形式，它又可分为三种，此次设计采用 MF 型。该结构的离合器是一种比较成膜片弹簧离合器。膜片弹簧、两个支撑环与离合器盖之间用一个抬肩式铆钉定位并铆合在一起，结构较简单。拉式膜片弹簧又可分为无支撑环式和单支撑环式两种形式（图 2-8）。与推式膜片弹簧相比，拉式膜片弹簧在结构上更简化，提高转矩容量与分离效率以及减轻操作强度、冲击和噪音，提高等方面，都比推式结构的要好，所以拉式膜片弹簧的应用也很广泛。它的是：膜片弹簧的分离指与分离轴承总成嵌装在一起，安装与拆卸较，分离形

22、成也比推式要大些。图 2-7图 2-8膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性（图 2-9，图2-10），因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。图 2-9膜片弹簧离合器的图 2-10曾

23、经都是采用压式结构。当前，膜片弹簧离合器的压式已为拉式结构所取代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简化、零件减少、拆装方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的行程不受影响。而在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的行程。由于膜片弹簧具有上述优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平不断提高。因此膜片弹簧离合器在轿车微型、轻型客车上都得到了广泛的采用。本次设计做的是推式膜片弹簧离合器。（四）压盘的驱动方式压盘是离合器的主动部分，在传递发转矩时它和飞轮一起带动传动盘转动，所以它与飞轮连接在一起。但是这种连接应该允许压盘

24、在离合器分离过程中能地作轴向移动。压盘与飞轮的连接方式或其他的驱动方式有：凸块窗口式、传力销式、键式（键槽指销式，键齿式）以及弹性传动片式等。凸块窗口式是在单片离合器中长期采用的传统结构。该结构是在压盘外缘铸出个凸片，装配时离合器盖对应的长方形窗口中，而离合器与飞轮相连。考虑到摩擦片磨损后压盘向前移。因此凸块应凸出窗口以外。其结构简单，但是凸块与窗口的配合处磨损后易使定心精度降低而失去平衡，且会产生冲击和噪音。所以在现在的离合器中已经很少使用。传力销式是双片离合器采用的传统结构，它是用沿圆周均匀分布的几个传力销将飞轮与中间的压盘连接在一起。键式也是一种压盘的驱动方式，包括键槽指销式和键齿式两种

25、。它是用键槽指销或键齿将压盘与飞轮相连接而又不影响分离时压盘的轴向移动。在双片离合器的结构中也有采用综合式的压盘驱动方式的，即中间压盘通过键连接，压盘则通过凸块窗孔驱动。上述几种压盘的驱动方式有一个共同的缺点，即连接之间有间隙（如凸块与窗孔之间的间隙约是.mm 左右）。这样，在传动时将产生冲击和噪音。且随着接触部分磨损的增加，间隙将加大，引起更大的冲击和噪音，甚至可能导致凸块根部出现裂纹而造成零件的早期损坏。另外，在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器部分的传动效率。近年来，广泛采用了弹性传动片的传力方式。弹性传动片（钢带传动片）是由薄弹簧钢带冲压制成一端铆在离合器盖上，另一断用铆钉固定

26、在压盘上，并且多用 组（每组片）沿圆周作切向布置以改善传动片的受力状况。这时，当发动机驱动时传动片受拉；当拖动发时传动片受压。这种用传动片驱动压盘的方式不仅消除了上述几种离合器的缺点，而且简化了结构，降低了对装配精度的要求且有利于压盘的稳定。通过比较以上各种方案的优缺点，本次设计压盘的驱动方式选用钢带传动片。图 2-11单片膜片弹簧离合器（五）从动盘数的选择对轿车而言，发的最大转矩一般不大，在布置尺寸允许的条件下，离合器通常只有一片从动盘。单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热性好，维修调整方便，从动部分转动惯量下，在使用时能保证分离切底、接合柔顺。综上所述，本次设计是采用单片膜片弹簧离合器。如图

27、 2-11 所示。第四节带摩擦片厚度器的离合器的结构及工作原理第三章设计计算及参数的选择第一节离合器主要参数的选择离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：1）2）3）摩擦因数较高且稳定，工作温度、压力、滑磨速度的变化对其影响要小；有足够的机械强度与耐磨性；密度小，以减小从动盘的转动惯量；4）5）6）7）热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦；磨合性能好不致刮伤飞轮和压盘表面；接合时应平顺，不产生“咬合”或“抖动”现象；长期停放后，摩擦面不发生“粘着”现象。摩擦片的外径是离合器的重要参数。它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响，并根据离合器能全部传递发的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发的

28、最大的转矩Temax，离合器的静摩擦力矩 TC 应大于发的最大转矩Temax，而离合器传递的最大静摩擦力矩 TC 又取决于其摩擦面数 Z、摩擦系数 f、作用在摩擦面上的总压紧力 P 与摩擦片平均半径RC，即压力所以由所计算的D 值去参照表 3-1，最后选定摩擦片的尺寸为下表：表 3-2 选定的摩擦片的尺寸外径D（mm）内径d(mm)厚度h(mm)C=2252502803003253503804054301501551651751901952052202303.53.53.53.53.544440.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.535221003

29、0200402004660054600678007290090800103700离合器规格 D/mm2102102502503253253-1）：（1）图 3-4 子午断面绕中性点的转动a）b）c)图 3-5a）膜片弹簧在不同工作状态时的变形状态b）压紧状态 c)分离状态当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化（图 3-3c）。设分离轴承对分离指端所加载荷为F2（N），相应作用点变形为 2（mm）；另外，在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午端面从状态也转过相同的转角，则有如下关系：如果不计分离指在F2 作用下的弯曲变形，则分离轴承推分离指的移动行程 2f（图3-3c）为：

30、因 M、N 为拐点，对式（3-2-1）求一次导数并令其导数值为零，即：（6）膜片弹簧小端半径ri 及分离轴承作用半径rf。（如图 3-5）ri 由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴的花键外径。rf 应大于ri。rf 与ri 之差在一定的范围内，0由于膜片弹簧采用60Si2MnA高精度钢板材料制造,其应力可取为14001600MPa。当已知膜片弹簧大端的变形时，B点的当量应力可按下式计算，即：式中：的车则常用铸件或铝合金压铸件。本设计采用厚 3mm 的 08 钢板冲压而成。（二）压盘结构设计（1）对压盘结构设计的要求1）压盘应具有较大的质量以增大热容量、减小，防止其产生裂纹和破碎，有时

31、可设置各种形状的散热肋或鼓风肋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。压盘应具有较大的刚度。与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡。压盘高度尺寸（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。（2）压盘几何尺寸的确定1）压盘内、外径的确定（越低，可以相应减小压盘厚度，以减小其转动惯量。公式为：代入各已知参数得：图 2-8 单级线性减振器的扭转特性（三）扭转减振器主要参数的选择减振器的扭转刚度图 2-9 三级非线性减振器的扭转特性Ro 减振弹簧位置半径(m)。根据扭转刚度的定义， 本设计中选取减振弹簧数目4-66-881010计算得：从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片

32、、扭转减振器等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换档时轮齿的冲击。从动盘应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。3）应安装扭转减振器，以避免传动系，并缓和冲击。为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有：1）在从动片外缘开 6根据摩擦片的外径 D=200mm 与发的最大转矩 Temax=110 Nm，由表 3 3 查得n=10，D=19mm，d=13mm，b=4mm，l=25mm，j=11.3Mpa，则由公式（3-6-1）、（3-6-2）校核得：j=11.28MPaj=11.3 MPa。j=8.

33、5 MPa j=15 MPa。所以，所选花键尺寸能满足使用要求。（2）从动片从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面要求高。材料常用中碳钢板（50号或 85 号）或 65Mn 钢板。一般厚度为 1.37）长期停入后，摩擦面间不产生“粘着”现象。离合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因数较高（大约为 0.3（4）传动片传动片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使力减小。由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡。传动片常用 34 组，

34、每组 2 3 片，每片厚度为 0.51.0mm，一般由 65Mn 制成。根据相关条件综合考虑后，选取传动片为 3 组，每组 3 片，长为 52mm，宽为 12mm，每片厚度为 0.8mm；传动片由 65Mn 制成。两铆钉孔的中心距离 l 为 40mm，并根据压盘的结构尺寸，选取传动片的安装距离压盘中心为 114.5mm。选取传动片安装铆钉型号为 GB/T109-1986 623，材料为 15 号钢，由参考文献5查得铆钉孔直径为 6.2mm。传动片校核如下：1）传动片的受力分析如图 312 所示。则平均每颗铆钉切向力为Fmax：H=4.25;h=2.3 ;R=90;r=70;r1=72;R1=8

35、8;rf=30;r0=26; n=18;s1=3.3;s2=9.3;u=0.3;E=2.1*105;n=18;re=60;a=H/(R-r)*180/pi %角度 Fq=pi*E*h/(6*(1-u2)*(R1-r1)2); syms V1F1=Fq*V1*log(R/r)*(H-V1*(R-r)/(R1-r1)*(H-V1/2*(R-r)/(R1-r1)+h2);%F1与 1的关系式f=sym(F1);F1=expand(f);%将表达式展开f2=di1);%对1求导%求根，其值为M、N点各自对应的1值V=solve(f2);V1N=vpa(V(1),4),V1M=vpa(V(2),4)%化简成四位有效值digits(5)V1H=(V1M+V1N)/2%确定H、B、A、C点V1B=0.9*V1H V1A=V1B-1.8 V1C=V1N+0.1V1f=V1C-V1B%取1B=0.91H%1.8位磨损最大允许值%取1C大于1N%1f为压盘行程%膜片弹簧的强度校核Vmax=H*(R1-r1)/(R-r)+h*(R1-r1)/2*log(R/r)/(R-r*(1+log(R/r) V1f=1.703if V1fVmaxV1=V1f;elseV1=Vmax;end%求B点打最大当量应