机械式离合器设计-说明书

引言

现代汽车工业具有世界性，是开发型的综合工业，竞争也越来越激烈。我国自1953年创建第一汽车制造厂至今，已有130多家汽车制造厂，700多家汽车改装厂。随着我国国民经济的快速发展和人们生活水平的不断提高，对汽车的使用功能不断提出新的要求。目前大部分汽车采用离合器作为汽车的动力传递机构。

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。而且只要在结构上采取一定措施，也能使其接合平顺。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，防止了传动系统的共振，减少了噪音；以及采用了摩擦较小的分离杆机构等。另外，采用了膜片弹簧作为压簧，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93℃）。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寿命可达干式离合器的五、六倍。

为了实现离合器的自动操纵，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”操纵。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。

随着汽车运输的发展，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。从国外的发展动向来看，近年来汽车的性能在向高速发展，发动机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，提高其使用寿命，简化操作，已经成为目前离合器的发展趋势

1 汽车离合器简介

1.1 离合器的工作原理

摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。 离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮1和压盘借摩擦作用传给从动盘2，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒和分离轴承，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘2两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘2压紧在飞轮上1，这样发动机的扭矩又传入变速器

.

图1.1 离合器工作原理图

1—飞轮；2—从动盘；3—离合器踏板；4—压紧弹簧；5—变速器第一轴；6—从动盘毂

1.2 离合器的功用

离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。其主要作用：

1）汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；

2）在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；

3）限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；

4）有效地降低传动系中的振动和噪声。

1.3 汽车离合器设计的基本要求

在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件以及“三化”（系列化，通用化，标准化）要求等，合理选择离合器的结构。

在离合器的结构设计时必须综合考虑以下几点：

1）在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，

又能防止过载。

2）接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。

3）分离时要迅速、彻底。

4）从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小

同步器的磨损。

5）应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。

6）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。

7）操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。

8）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，

保证有稳定的工作性能。

9）具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。

10）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。

2 离合器主要参数的选择

2.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b

摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命。它和离合器所需传递的转矩大小有一定的关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩

式2-9，有公式

式中D——摩擦片外径，mm

——发动机最大转矩，N· m

——为直径系数，乘用车取14.6

则D= =186.3mm，根据《汽车离合器》表3.2.1可知，取D=200mm,d=140mm, b=4.0mm （N· m）来选定D时，根据《汽车设计》

2.2 后备系数β

由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加），再加上车用车的后备功率比较大，使用条件较好，乘用车推荐选择β=1.20～1.75，故取β＝1.5。

2.3 单位压力P0

根据公式 Tc=π

12

Tc=βTemax （2） fZP0D3(1-c3) （1）

由公式（1）和（2）联立可得P0=0.33Mpa

故根据根据《汽车设计》表2－2可知

当0.25Mpa

2.4 摩擦因数f、离合器间隙Δt

摩擦因数f=0.25

离合器间隙Δt=3mm

摩擦面数 Z=2

2.5 压紧弹簧和布置形式的选择

膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。

2.5.1 膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，有如下优点

1) 具有较理想的非线性弹性特性。

2) 兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用。

3) 高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定。

4) 以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。

5) 通风散热良好，使用寿命长。

6) 膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。

2.5.2膜片弹簧的支撑形式

选择:推式膜片弹簧离合器

2.5.3 压盘传动方式的选择

由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。

3 离合器基本参数的优化

3.1 设计变量

后备系数β取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力P也取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为：

X=[x1x2x3]T=[FDd]T

3.2 目标函数

离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为

πf(x)=min[(D2-d2)] 4

3.3 约束条件

3.3.1 最大圆周速度

根据《汽车设计》式（2－10）知，

πvD=nemaxD⨯10-3≤65~70m/s 60

式中，vD为摩擦片最大圆周速度（m/s）; nemax为发动机最高转速（r/min） 所以，vD=3.14／60×5200×0.20=54.5m/s≤65m/s故符合条件。

3.3.2 摩擦片内、外径之比c

c=d/D=0.7，满足0.53≤c≤0.70的条件范围。

3.3.3 后备系数β

初选后备系数β＝1.5,满足1.2≤β≤4.0

3.3.4 扭转减振器的优化

对于摩擦片内径d=140mm, 而减振器弹簧位置半径：

R0＝0.6d/2＝0.6×140÷2=42(mm)，取R0为42mm

所以d-2R0＝140－2×42＝56mm>50mm

故符合d>2R0+50mm的优化条件

3.3.5 单位摩擦面积传递的转矩Tc0

为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即

式中，Tc0为单位摩擦面积传递的转矩

3-1选取。

；Tc0为其允许值，按表

c=emax代入数据Tc0=0.072＜0.28（N·m/mm²）符合要求

3.3.6 单位压力P0

为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力P0的最大范围为0.1Mpa—1.5Mpa

得P0=0.33 Mpa 在规定范围内，故满足要求

3.3.7总摩擦功w

根据《汽车设计》式（2－13）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即：

π2nemarr24W(22) w=≤[w]，其中W=221800i0igπZ(D-d)

m0为整车质量1680kg，rr为轮胎轨动半径334mm，ig为一档传动比2.92,i0为主减速比3.05,汽车总质量ma=m0+65n+αn≈1900kg W=2π2ne2marr2

1800(ii22

0g)=21932J/mm

w=4W=0.16≤[w] 符合要求。 22πZ(D-d)

4 膜片弹簧的设计

4.1 膜片弹簧的基本参数的选择

4.1.1 比值H和h的选择 h

H一般 h为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的

为1.5～2.0，板厚h为2～4mm

H故初选h=2.5mm, =1.8则H=4.5mm. h

图4.1

4.1.2 R比值和R、r的选择 r

比值R/r对弹簧的载荷及应力特性都有影响。对于汽车离合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要来决定，一般R/r取值为

1.20～1.35.为使摩擦片上压力分布均匀，推式膜片弹簧的R值应取为大于或等于摩擦片的平均摩擦半径Rc

由于摩擦片平均半径

Rc=(D+d)/4=(200+140)/4=85mm，

对于推式膜片弹簧的R值，应满足关系R Rc

故取R=88mm,再结合实际情况取R/r=1.3,则

r=68mm。

4.1.3 α的选择

α＝arctanH/(R-r)=arctan4.5/(88-68)≈12.6°， 图

4.2

满足9°～15°的范围。

4.1.4 分离指数目n的选取

根据实际情况通常为18。

4.1.5 膜片弹簧小端内半径r0 ,分离轴承作用半径rf

r0由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径,选r=30mm。 0

分离轴承作用半径Rf应略大于膜片弹簧小端半径，取值为32mm。

4.1.6 膜片弹簧工作点位置的选择

图4.3

膜片弹簧工作点如图所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且

λ1H=（λ1M+λ1N）／2

新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点Ｍ和拐点Ｈ之间，且靠近或在Ｈ点处，一般λ1B=（0.8~1.0）λ1H,以保证摩擦片在最大磨损限度△λ范围内的压紧力从Ｆ1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。为最大限度的减少踏板力，C点应尽量靠近N点

4.1.7 切槽宽度δ1、δ2及半径re

取δ1＝3.5mm, δ2=10mm, re应满足r-re≥δ2,

则re≤r-δ2=68-10=58mm，故取re＝58mm.

图 4.4

4.2 强度校核

设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷F1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为λ1 (mm)，则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：

⎡πEhλ1⎤ln(R/r)

F1=f(λ1)=⎢2⎥2

⎣6(1-u)⎦(R1-r1)⎡λ1R-rR-r2⎤(H-λ)(H-)+h1⎢⎥ （4-1）

R1-r12R1-r1⎣⎦

5

式中，E――弹性模量，钢材料取E=2.1×10Mpa； μ――泊松比，钢材料取μ=0.3；

R――自由状态下碟簧部分大端半径，88mm； r――自由状态下碟簧部分小端半径，68mm； R1――压盘加载点半径，85mm； r1――支点半径，70mm；

H――自由状态下碟簧部分内截锥高度，4.5mm；

h――膜片弹簧钢板厚度，2.5mm。 对F1求导可得

dF1R-r2222H(R1-r1)

=λ1-+H2+h211）=0 （4-2）

dλ1R-r3R-r

对一元二次方程求解可得，λ1N=4.6mm，λ1M=2.3mm,λ1H=(λ1M+λ1N2=3.4mm，

λ1B=∆S0λ1H其中∆S0为每个摩擦面的最大允许磨损量0.5~1mm取∆S0为0.8mm则λ1B=2.8mm。λ1A=λ1B-∆λ=1.6mm,λ1C≥λ1N=5mm

为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F1A应大于或等于新摩擦片时的压紧力F1B。 将λ1的值代入式（4-1）可得F1N=6520N

，F1M=8419N，,

F1A=8082N

,

F1B=7955N

,

F1H=7590NF1C=6859N

图4.5

通过Vb软件绘图得到上图（4.5）的曲线。

由此可知摩擦片在最大磨损限度△λ范围内的压紧力从Ｆ1B到F1A变化不大且膜片弹簧工作点B一般取在凸点Ｍ和拐点Ｈ之间，且靠近或在Ｈ点处。即符合要求。

当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为F2，对应此载荷作用点的变形为λ2。由

F2=(R1-r1)⋅F1/(r1-rf)=0.395F1

λ2=(r1-rf)/(R1-r1)=2.53λ1

假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O转动。断面在O点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于中性点O。令X轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意点的切向应力为：

σt=[Exφ(α-φ/2)-yφ]/[(1-μ2)(x+e)] (4-3)

式中 φ——碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）

α——碟簧部分子有状态时的圆锥底角 e ——碟簧部分子午断面内中性点的半径

e=（R-r）/In(R/r)=77.5

为了分析断面中断向应力的分布规律，将（4-3）式写成Y与X轴的关系式：

Y=[(αt-φ÷2)-(1-μ2)αt÷Eφ]X-(1-μ2)eαt÷Eφ

(4-4)

11 ()上式可知，当膜片弹簧变形位置φ一定时，一定的切向应力αt在X-Y坐标系里呈线性分布。

ϕϕϕ

当 αt=0时Y=(α-)X，因为(α-)的值很小，我们可以将(α-)看成

222ϕϕ

tg(α-)，由上式可写成Y=tg(α-)X。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点

22ϕ

O而与X轴承(α-)角的直线上。从式（4-4）可以看出当X=-e时无论取任何值，都

2ϕ

有Y=-(α-)e。显然，零应力直线为K点与O点的连线，在零应力直线内侧为压应力

2

区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。由此可知，碟簧部分内缘点B处切向压应力最大，A处切向拉应力最大，分析表明，B点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核B处应力就可以了，将B点的坐标X=（e-r）和Y=h/2 代入（4-3）式有：

σtB=E/(1-μ2)/r{(e-r)ϕ2/2-[(e-r)α+h/2]ϕ} dσB

令t=0可以求出切向压应力达极大值的转角ϕP=α+h/2(e-r)

dϕ

所以： ϕP=0.396，σtB=-1761N/mm2

B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力F2作用下还受有弯曲应力：

σrB=6(r-rf)F2/nbh2

式中 n——分离指数目 n=18

br——单个分离指的根部宽 br=2πr0/18=10.47mm 因此： σrB=558.5N/mm2

由于σ

rB

是与切向压应力σ

tB

垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论，B点

的当量应力为：

σjB=σrB-σtB=558.5-1761=-1202.5N/mm2

σjB

故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以数据合适。

5 扭转减振器的设计

5.1 扭转减振器主要参数

带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图5.1所示弹簧摩擦式

:

图5.1 带扭转减振器的从动盘总成结构示意图

1—从动盘；2—减振弹簧；3—碟形弹簧垫圈；4—紧固螺钉；5—从动盘毂；

6—减振摩擦片7—减振盘；8—限位销

由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获得,且越来越趋向采用单级的减振器。 5.1.1 极限转矩Tj

根据《汽车设计》式（2－31）知极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取

Tj=(1.5～2.0) Temax 系数取2.0

则Tj=2.0×Temax＝2.0×165＝330（N·m）

5.1.2 扭转刚度kϕ

根据《汽车设计》式（2－35）可知， 由经验公式初选kϕ≤13 Tj

即kϕ＝≤13Tj＝13×306＝4290（N·m/rad） 5.1.3 阻尼摩擦转矩Tμ

根据《汽车设计》式（2－36）可知, 可按公式初选Tμ

Tμ＝（0.06～0.17）Temax 取系数为0.1 Tμ=0.1×165=16.5(N·m) 5.1.4 预紧转矩Tn

减振弹簧在安装时都有一定的预紧。 根据《汽车设计》式（2－37）知， Tn满足以下关系：

Tn＝（0.05～0.15）Temax，且Tn≤Tμ＝16.5N·m 而（0.05～0.15）Temax＝8.25~24.75 N·m 则初选Tn＝15 N·m

5.1.5 减振弹簧的位置半径R0

R0=(0.60～0.75)d/2 则取R0=0.6d/2=0.6×140/2=42(mm)。 5.1.6 减振弹簧个数Zj

根据《汽车设计》表（2－6）知， 当摩擦片外径D≤250mm时，Zj=6～8

故取Zj=6

5.1.7 减振弹簧总压力F∑

当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F∑为

F∑＝Tj/R0 ＝330/(42×10-3) ＝7.857（kN)

5.2 减振弹簧的计算

在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。

5.2.1 减振弹簧的分布半径R1

根据根据《汽车离合器》知， R1的尺寸应尽可能大些，一般取

R1=(0.60～0.75)d/2，式中，d为离合器摩擦片内径

故R1=0.6d/2=0.6×140/2=42(mm)，即为减振器基本参数中的R0 5.2.2 单个减振器的工作压力P

P= F∑/Z=7857/6=1309 (N) 5.2.3 减振弹簧尺寸

1）弹簧中径Dc

根据根据《汽车离合器》知，其一般由布置结构来决定，通常Dc=11～15mm 故取Dc=12mm 2）弹簧钢丝直径d d=3

8PDc

π[τ]

式中，扭转许用应力[τ]可取550～600Mpa,故取为550Mpa 所以d=3.10mm符合d=3～4mm 3）减振弹簧刚度k

根据根据《汽车离合器》式4.7.13知，应根据已选定的减振器扭转刚度值kϕ及其布置尺寸R1确定，即 k=

kϕ1000R1n

2

(N/mm)

则K=405N/m

4）减振弹簧有效圈数i

根据根据《汽车离合器》知，

Gd4

i=3=4.5 8Dck

5）减振弹簧总圈数n

其一般在6圈左右，与有效圈数i之间的关系为 n=i+(1.5～2)=6 减振弹簧最小高度

lmin=n(d+δ)≈1.1dn=24mm 弹簧总变形量

△l=P/K=944.5/287.76=4.54mm 减振弹簧总变形量l0

l0=lmin+∆l=28.54mm 减振弹簧预变形量

∆l'=

Tn

=15/(405x6x0.042)=0.147mm kZR1

减振弹簧安装工作高度l

l=l0-∆l'=28.54-0.147=28.39mm

6 从动盘总成的设计

设计从动盘时一般应满足以下几个方面的要求:

（1）为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小； （2）为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性； （3）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器； （4）要有足够的抗爆裂强度。

6.1 从动盘毂

根据《汽车设计》，从动盘毂轴向长度不宜过小，以免再花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0～1.4倍的花键轴直径。从动盘毂的材料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般26～32HRC。根据摩擦片的外径D的尺寸以及根据《汽车设计》表2－7查出从动盘毂花键的尺寸。 由于D=200mm,则查表可得，

花键尺寸：齿数n=10， 外径D'=29mm, 内径d'＝23mm 齿厚b=4mm, 有效齿长l=25mm, 积压应力σc=11.1Mpa 花键齿的侧面压力：

P=

4Temax(D'+d')Z

代入数据得P=3173N 挤压应力： σ挤

D'-d'P

==3 ，其中h=nhl2

代入数据σ挤=1.27

6.2 从动片

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：

1)从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 2) 从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，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，以避免传动系共振，并缓和冲击。 从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。

材料选用中碳钢板（10号），厚度为取为2mm,表面硬度为35～40HRC。

7 压盘设计

7.1 离合器盖

离合器盖结构设计的要求：

1)应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。

2)应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。 3)盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。

4)为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。

应具有足够的刚度，板厚取2～4mm,乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。

7.2 压盘

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，减小温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。

2)压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为15～25 mm 。

3)与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于15～20 g·cm 。

4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。

压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170～227HBS。 7.2.1 压盘传动方式的选择

由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。

另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹

性压杆之间。

7.2.2 压盘几何尺寸的确定

由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。

压盘外径D=206㎜ 压盘内径d=145㎜

压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数，故通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170～227，其摩擦表面的光洁度不低与1.6。为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素。在本设计中用材料为3号灰铸铁HT200，工作表面光洁度取为1.6。

7.3 传动片

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性。

传动片可选为3组，每组3片，每片厚度为1mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。

7小结

在老师的指导下，我圆满完成了本次设课程计。在设计过程中，得到了老师认真细致的指导和帮助，对此，我表示最真挚的感谢！

本次设计主要是计算比较复杂，老师给一个数据，需要我们设计出一个合格的离合器，我们要根据理论知识来计算离合器的各个数据，还要进行安全校核，需要反复验算，然后用计算机CAD软件画出二维图。此次设计充分利用了已学过的汽车设计和机械设计知识，使我对所学知识有了一个系统的认识、复习、巩固和深入。通过这次设计，我对机械设计和汽车设计有了更深刻的认识，也初步掌握了机械设计的方法和使用有关机械设计手册的方法；对机械零件、汽车部件、装配技术、计算机软件使用技术等作了一个全新的认识和再学习，加深了理解，并扩展了知识面；充分利用计算机CAD技术进行了绘图；提高了计算机的使用能力。

这次设计内容要求较多，涉及范围较广，由于自己的知识量有限，设计出的离合器存在一定的缺陷，对其中的一些错误地方在老师的指导帮助下已经改正。这也让我认识到了自己的不足，设计人员必须根据国家相关标准为基础进行设计，不是想当然的事。

总之，此次设计另我收获颇多，我发现自己的专业知识还很欠缺，尤其是实际运用能力不足。自己的知识结构还需不断拓宽，分析问题和解决问题的能力还需进一步提高，以后还需要不断学习和加强锻炼。