1、引言現(xiàn)代汽車工業(yè)具有世界性， 是開發(fā)型的綜合工業(yè)， 競爭也越來越激烈。 我國自 1953 年創(chuàng)建第一汽車制造廠至今，已有 130 多家汽車制造廠， 700 多家汽車改裝廠。隨著我國國民經(jīng)濟的快速發(fā)展和人們生活水平的不斷提高， 對汽車的使用功能不斷提出新的要求。目前大部分汽車采用離合器作為汽車的動力傳遞機構(gòu)。多年的實踐經(jīng)驗使人們逐漸趨向于采用單片干式摩擦離合器。 它具有從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，散熱性好，結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便，尺寸緊湊，分離徹底等優(yōu)點。而且只要在結(jié)構(gòu)上采取一定措施，也能使其接合平順。如今，單片干式摩擦離合器在結(jié)構(gòu)設(shè)計方面也相當(dāng)完善：采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的接合平順性；離合

2、器中裝有扭轉(zhuǎn)減振器，防止了傳動系統(tǒng)的共振， 減少了噪音；以及采用了摩擦較小的分離桿機構(gòu)等。另外，采用了膜片彈簧作為壓簧，可同時兼起到分離杠桿的作用，使離合器結(jié)構(gòu)大為簡化，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。膜片彈簧和壓盤的環(huán)行接觸，可保證壓盤上的壓力均勻。由于膜片彈簧本身的特性，當(dāng)摩擦片磨損時，彈簧的壓力幾乎沒有改變，且可減輕分離離合器時所需要的踏板力。為了提高離合器的傳扭能力，在重型汽車上多采用多片干式離合器。此外，近年來由于多片濕式離合器在技術(shù)上的不段改善，在國外的某些重型牽引汽車和自卸車上又開始采用多片濕式離合器，并有不斷增加的傾向。與干式離合器相比，由于用油泵進行強制制冷的結(jié)果，摩擦表面的

3、溫度較低（不超過 93）。因此，允許起步時長時間地打滑或用高檔起步而不致燒損摩擦片，具有良好的起步能力。據(jù)說這種離合器的使用壽命可達干式離合器的五、六倍。為了實現(xiàn)離合器的自動操縱，有自動離合器。采用自動離合器時可以省去離合器踏板，實現(xiàn)汽車的“雙踏板”操縱。與其他自動傳動系統(tǒng)（如液力傳動）相比，它具有結(jié)構(gòu)簡單，成本低廉及傳動效率高的優(yōu)點。因此，在歐洲小排量汽車上曾得到廣泛的應(yīng)用。但是在現(xiàn)有自動離合器的各種結(jié)構(gòu)中，離合器的摩擦力矩的力矩調(diào)節(jié)特性還不夠理想，使用性能不盡完善。例如，汽車以高檔低速上坡時，離合器往往容易打滑。因此必須提前換如低檔以防止摩擦片的早期磨損以至燒壞。這些都需要進一步改善。隨著

4、汽車運輸?shù)陌l(fā)展，離合器還要在原有的基礎(chǔ)上不斷改進和提高，以適應(yīng)新的使用條件。從國外的發(fā)展動向來看，近年來汽車的性能在向高速發(fā)展，發(fā)動機的功率和轉(zhuǎn)速不斷提高，載重汽車趨向大型化，國內(nèi)也有類似的情況。此外，對離合器的使用要求也越來越高。所以，增加離合器的傳扭能力，提高其使用壽命，簡化操作，已經(jīng)成為目前離合器的發(fā)展趨勢1 汽車離合器簡介1.1離合器的工作原理摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構(gòu)和操縱機構(gòu)四部分組成。離合器在接合狀態(tài)時，發(fā)動機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪1 和壓盤借摩擦作用傳給從動盤 2，在通過從動軸傳給變速器。當(dāng)駕駛員踩下踏板時，通過拉桿，分離叉、分離套筒和分離軸承，將分離

5、杠桿的內(nèi)端推向右方，由于分離杠桿的中間是以離合器蓋上的支柱為支點，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧的力量拉動壓盤向左，這樣，從動盤 2 兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發(fā)動機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態(tài)。當(dāng)放開踏板，回位彈簧克服各拉桿接頭和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右，仍將從動盤2 壓緊在飛輪上 1，這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器 .圖 1.1離合器工作原理圖1飛輪； 2從動盤； 3離合器踏板；4壓緊彈簧；5變速器第一軸；6從動盤轂1.2離合器的功用離合器的主要功能是切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞。其主要作用：1）汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合

6、，確保汽車平穩(wěn)起步；2）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；3）限制傳動系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；4）有效地降低傳動系中的振動和噪聲。1.3汽車離合器設(shè)計的基本要求在設(shè)計離合器時，應(yīng)根據(jù)車型的類別，使用要求制造條件以及“三化”（系列化，通用化，標(biāo)準化）要求等，合理選擇離合器的結(jié)構(gòu)。在離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計時必須綜合考慮以下幾點：1）在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備，又能防止過載。2）接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。3）分離時要迅速、徹底。4）從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖

7、擊，便于換檔和減小同步器的磨損。5）應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。6）避免傳動系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，具有吸收振動、緩和沖擊的能力。7）操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。8）作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中變化要盡可能小，保證有穩(wěn)定的工作性能。9）具有足夠的強度和良好的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。10）結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調(diào)整方便等。2 離合器主要參數(shù)的選擇2.1初選摩擦片外徑D、內(nèi)徑 d、厚度 b摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命。它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小有一定的關(guān)系。顯然，傳

8、遞大的轉(zhuǎn)矩，就需要大的尺寸。發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是重要的參數(shù)， 當(dāng)按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 （N·m）來選定 時，根據(jù)汽車設(shè)計式 2-9 ，有公式式中摩擦片外徑， mm發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， N·m為直徑系數(shù)，乘用車取14.6則=186.3mm， 根 據(jù) 汽 車 離 合 器 表可 知 ， 取D=200mm,d=140mm, b=4.0mm2.2后備系數(shù)由于所設(shè)計的離合器為膜片彈簧離合器， 在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變小（開始時還有些增加） ，再加上車用車的后備功率比較大，使用條件較好，乘用車推薦選擇 =1.20 1.75 ，故取 1.5 。2.3單位壓力根據(jù)公式Tc=（1）Tc=（

9、2）由公式（ 1）和（ 2）聯(lián)立可得=0.33Mpa故根據(jù)根據(jù)汽車設(shè)計表22 可知當(dāng) 0.25Mpa< <0.35Mpa時，摩擦片材料石棉基。2.4摩擦因數(shù) f 、離合器間隙t摩擦因數(shù) f=0.25離合器間隙t=3mm摩擦面數(shù) Z=22.5壓緊彈簧和布置形式的選擇膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧， 主要由碟簧部分和分離指部分組成。膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比，有如下優(yōu)點1) 具有較理想的非線性彈性特性。2) 兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用。3) 高速旋轉(zhuǎn)時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定。4) 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。

10、5) 通風(fēng)散熱良好，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。膜片彈簧的支撐形式選擇 : 推式膜片彈簧離合器壓盤傳動方式的選擇由于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙的缺點，故選擇已被廣泛采用的傳動片傳動方式。3 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化3.1設(shè)計變量后備系數(shù) 取決于離合器工作壓力 F 和離合器的主要尺寸參數(shù) D 和 d。單位壓力 P 也取決于離合器工作壓力 F 和離合器的主要尺寸參數(shù) D 和 d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計變量選為：3.2目標(biāo)函數(shù)離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計追求的目標(biāo)， 是在保證離合器性能要求的條件下使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標(biāo)函數(shù)

11、為3.3約束條件最大圓周速度根據(jù)汽車設(shè)計式（ 210）知，式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）;為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速（ r/min ）所以，=3.14 60×5200×0.20=54.5m/s 65m/s 故符合條件。摩擦片內(nèi)、外徑之比cc=d/D=0.7，滿足 0.53c0.70 的條件范圍。后備系數(shù)初選后備系數(shù) 1.5, 滿足 1.2 4.0扭轉(zhuǎn)減振器的優(yōu)化對于摩擦片內(nèi)徑d=140mm, 而減振器彈簧位置半徑：R00.6d/2 0.6 × 140÷2=42(mm)，取 R0 為 42mm所以 d-2R01402×4256mm>50mm故符

12、合 d>2R0+50mm的優(yōu)化條件單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩為反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護過載的能力， 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，即式中，為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩；為其允許值，按表3-1 選取。表 3-1 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的允許值離合器規(guī) D/mm0.280.300.350.40其中 Tc=1.5x165=231代入數(shù)據(jù)=0.072 0.28 （N·m/mm2）符合要求單位壓力為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.1Mpa1.5Mpa得 =0.33 Mpa 在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求總摩擦功 w根據(jù)汽車設(shè)計式（ 213）為了減少汽車起步

13、過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面過高而發(fā)生燒傷， 離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值，即：，其中 W=為整車質(zhì)量 1680kg，為輪胎軌動半徑334mm，為一檔傳動比 2.92,為主減速比 3.05, 汽車總質(zhì)量= +65n+ n1900kgW=21932J/mm符合要求。4 膜片彈簧的設(shè)計4.1膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇比值和 h 的選擇為了保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的一般為 1.52.0，板厚 h 為 24mm故初選 h=2.5mm,=1.8 則 H=4.5mm.圖 4.1比值和 R、r 的選擇比值 R/r 對彈簧的載荷及應(yīng)力特性都有影響。對于

14、汽車離合器的膜片彈簧，設(shè)計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據(jù)結(jié)構(gòu)布置與分離的需要來決定，一般R/r 取值為1.20 1.35. 為使摩擦片上壓力分布均勻，推式膜片彈簧的R 值應(yīng)取為大于或等于摩擦片的平均摩擦半徑Rc由于摩擦片平均半徑Rc=(D+d)/4=(200+140)/4=85mm，對于推式膜片彈簧的R值，應(yīng)滿足關(guān)系RRc故 取 R=88mm, 再 結(jié) 合 實 際 情 況 取 R/r=1.3, 則r=68mm。的選擇 arctanH/(R-r)=arctan4.5/(88-68) 12.6°，圖 4.2滿足 9°15°的范圍。分離指數(shù)目 n 的選取根據(jù)實際情

15、況通常為18。膜片彈簧小端內(nèi)半徑, 分離軸承作用半徑r f由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵的外徑, 選=30mm。分離軸承作用半徑 Rf 應(yīng)略大于膜片彈簧小端半徑，取值為32mm。膜片彈簧工作點位置的選擇圖 4.3膜片彈簧工作點如圖所示，該曲線的拐點H 對應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且 1H=（1M + 1N） 2新離合器在接合狀態(tài)時， 膜片彈簧工作點 B 一般取在凸點和拐點之間， 且靠近或在點處，一般 1B =（0.81.0） 1H,以保證摩擦片在最大磨損限度 范圍內(nèi)的壓緊力從 1B 到 F1A 變化不大。當(dāng)分離時，膜片彈簧工作點從B 變到 C。為最大限度的減少踏板力， C

16、點應(yīng)盡量靠近 N 點切槽寬度 1、 2 及半徑取 13.5mm, 2=10mm,應(yīng)滿足 r-2,則r-2=68-10=58mm ， 故 取 58mm.圖 4.44.2強度校核設(shè)通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷F1(N) 集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為(mm)，則膜片彈簧的彈性特性如下式表示：（4-1 ）式中， E彈性模量，鋼材料取E=2.1×Mpa；泊松比，鋼材料取 =0.3 ；R自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑，88mm；r 自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑， 68mm；壓盤加載點半徑， 85mm；支點半徑， 70mm；H自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度， 4.5mm；h膜片彈簧鋼板

17、厚度， 2.5mm。對 F1 求導(dǎo)可得（4-2 ）對一元二次方程求解可得，,，其中為每個摩擦面的最大允許磨損量0.51mm 取為 0.8mm 則。,為了保證摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞傳矩，并考慮摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力應(yīng)大于或等于新摩擦片時的壓緊力。將的值代入式（4-1）可得，,圖 4.5通過 Vb軟件繪圖得到上圖（ 4.5 ）的曲線。由此可知摩擦片在最大磨損限度范圍內(nèi)的壓緊力從1B 到 F1A 變化不大且膜片彈簧工作點 B 一般取在凸點和拐點之間，且靠近或在點處。即符合要求。當(dāng)離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設(shè)分離軸承對膜片彈簧指所加的載荷為 F2，對應(yīng)此載荷作用點的

18、變形為2。由假定膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點 O轉(zhuǎn)動。斷面在點沿圓周方向的切向應(yīng)變?yōu)榱悖试擖c的切向應(yīng)力為零， O 點以外的點均存在切向應(yīng)變和切向應(yīng)力。現(xiàn)選定坐標(biāo)于子午斷面，使坐標(biāo)原點位于中性點 O。令 X 軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點的切向應(yīng)力為：O(4-3)式中 碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)角（從自由狀態(tài)算起） 碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角e 碟簧部分子午斷面內(nèi)中性點的半徑e=（R-r ）/In(R/r)=77.5為了分析斷面中斷向應(yīng)力的分布規(guī)律，將（4-3 ）式寫成 Y 與 X 軸的關(guān)系式：(4-4)11上式可知，當(dāng)膜片彈簧變形位置 一定

19、時，一定的切向應(yīng)力 t 在()Y 坐標(biāo)系里呈線性 X-分布。當(dāng)O而與有時，因為的值很小，我們可以將看成，由上式可寫成。此式表明，對于一定的零應(yīng)力分布在中性點X 軸承角的直線上。從式（ 4-4 ）可以看出當(dāng)時無論取任何值，都。顯然，零應(yīng)力直線為K 點與 O點的連線，在零應(yīng)力直線內(nèi)側(cè)為壓應(yīng)力區(qū)，外側(cè)位拉應(yīng)力區(qū)，等應(yīng)力直線離應(yīng)力直線越遠，其應(yīng)力越高。由此可知，碟簧部分內(nèi)緣點B 處切向壓應(yīng)力最大，A 處切向拉應(yīng)力最大，分析表明，B 點的切向應(yīng)力最大，計算膜片彈簧的應(yīng)力只需校核B 處應(yīng)力就可以了，將B 點的坐標(biāo)X=（e-r）和Y=h/2代入（ 4-3 ）式有：令可以求出切向壓應(yīng)力達極大值的轉(zhuǎn)角2所以：，

20、N/mmB 點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力F2 作用下還受有彎曲應(yīng)力：式中nb分離指數(shù)目n=18r 單個分離指的根部寬mm2因此：N/mm由于 rB 是與切向壓應(yīng)力 tB 垂直的拉應(yīng)力，所以根據(jù)最大剪應(yīng)力強度理論， B 點的當(dāng)量應(yīng)力為：2N/mm2N/mm故膜片彈簧和當(dāng)量應(yīng)力不超出允許應(yīng)力范圍，所以數(shù)據(jù)合適。5 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計5.1扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)帶扭轉(zhuǎn)減振器的的從動盤結(jié)構(gòu)簡圖如下圖5.1 所示彈簧摩擦式 :圖 5.1帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤總成結(jié)構(gòu)示意圖1從動盤； 2減振彈簧；3碟形彈簧墊圈；4緊固螺釘； 5從動盤轂；6減振摩擦片7減振盤； 8限位銷由于現(xiàn)今離合器的扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計大

21、多采用以往經(jīng)驗和實驗方法通過不斷篩選獲得 , 且越來越趨向采用單級的減振器。極限轉(zhuǎn)矩 Tj根據(jù)汽車設(shè)計式（ 2 31）知極限轉(zhuǎn)矩受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取Tj =(1.5 2.0)系數(shù)取 2.0則 Tj=2.0 × 2.0 ×165330（ N·m）扭轉(zhuǎn)剛度 k根據(jù)汽車設(shè)計式（ 235）可知，由經(jīng)驗公式初選kTj即 k Tj 13×3064290（N·m/rad）阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 T根據(jù)汽車設(shè)計式（ 236）可知 ,可按公式初選 TT（ 0.06 0.17）取系數(shù)為 0.1T=0.1 ×165=16.5

22、(N·m)預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 Tn減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊。根據(jù)汽車設(shè)計式（ 237）知，Tn 滿足以下關(guān)系：Tn（ 0.050.15），且 Tn T16.5N·m而（ 0.050.15） 8.2524.75 N m·則初選 Tn 15 N·m5.1.5減振彈簧的位置半徑 R0R0=(0.600.75)d/2則取 R0=0.6d/2=0.6 140/2=42(mm)×。5.1.6減振彈簧個數(shù)jZ根據(jù)汽車設(shè)計表（ 26）知，當(dāng)摩擦片外徑 D250mm 時， Zj=68故取 Zj=6減振彈簧總壓力當(dāng)減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達到最大值Tj 時，減振彈簧受到的壓

23、力F為Tj/R 0 330/(42 × ) 7.857（kN)5.2減振彈簧的計算在初步選定減振器的主要參數(shù)以后， 即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振器設(shè)計相關(guān)的尺寸。減振彈簧的分布半徑R1根據(jù)根據(jù)汽車離合器知，R1 的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取R1=(0.600.75)d/2，式中， d 為離合器摩擦片內(nèi)徑故 R1=0.6d/2=0.6 140/2=42(mm)×，即為減振器基本參數(shù)中的R0單個減振器的工作壓力PP=/ Z=7857/6=1309 (N)減振彈簧尺寸1）彈簧中徑 Dc根據(jù)根據(jù)汽車離合器知，其一般由布置結(jié)構(gòu)來決定，通常 Dc=11 15mm 故取 Dc=12mm

24、2）彈簧鋼絲直徑dd=式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力 可取 550600Mpa,故取為 550Mpa所以 d=3.10mm 符合 d=34mm3）減振彈簧剛度k根據(jù)根據(jù)汽車離合器式知，應(yīng)根據(jù)已選定的減振器扭轉(zhuǎn)剛度值k及其布置尺寸 R1 確定，即k=則 K=405N/m4）減振彈簧有效圈數(shù)根據(jù)根據(jù)汽車離合器知，i=4.55）減振彈簧總?cè)?shù)n其一般在 6 圈左右，與有效圈數(shù)之間的關(guān)系為n= +( 1.52)=6減振彈簧最小高度=24mm彈簧總變形量 =P/K=944.5/287.76=4.54mm減振彈簧總變形量=28.54mm減振彈簧預(yù)變形量=15/(405x6x0.042)=0.147mm減振彈簧安裝工作

25、高度=28.54-0.147=28.39mm6 從動盤總成的設(shè)計設(shè)計從動盤時一般應(yīng)滿足以下幾個方面的要求:（1）為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡可能小；（2）為了保證汽車平穩(wěn)起步、 摩擦面片上的壓力分布均勻等從動盤應(yīng)具有軸向彈性；（3）為了避免傳動系的扭轉(zhuǎn)共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應(yīng)裝有扭轉(zhuǎn)減振器；（4）要有足夠的抗爆裂強度。6.1從動盤轂根據(jù)汽車設(shè)計，從動盤轂軸向長度不宜過小，以免再花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，一般取 1.0 1.4 倍的花鍵軸直徑。從動盤轂的材料選取 45 鍛鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度一般 2632HRC。根據(jù)摩擦片的外徑 D的尺寸

26、以及根據(jù)汽車設(shè)計表 2 7 查出從動盤轂花鍵的尺寸。由于 D=200mm,則查表可得，花鍵尺寸：齒數(shù)n=10，外徑=29mm,內(nèi)徑23mm齒厚 b=4mm,有效齒長 l=25mm,積壓應(yīng)力=11.1Mpa花鍵齒的側(cè)面壓力：代入數(shù)據(jù)得 P=3173N擠壓應(yīng)力：，其中代入數(shù)據(jù)=1.27<11.1Mpa, 符合要求。6.2從動片從動盤對離合器工作性能影響很大，設(shè)計時應(yīng)滿足如下要求：1) 從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。2) 從動盤應(yīng)具有軸向彈性，使離合器結(jié)合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。3) 應(yīng)安裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。從動片

27、要求質(zhì)量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料選用中碳鋼板（ 10 號），厚度為取為 2mm,表面硬度為 3540HRC。7 壓盤設(shè)計7.1離合器蓋離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求：1)應(yīng)具有足夠的剛度，否則影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。2)應(yīng)與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。3)蓋的膜片彈簧支承處應(yīng)具有高的尺寸精度。4)為了便于通風(fēng)散熱， 防止摩擦表面溫度過高， 可在離合器蓋上開較大的通風(fēng)窗孔，或在蓋上加設(shè)通風(fēng)扇片等。應(yīng)具有足夠的剛度，板厚取24mm,乘用車離合器蓋一般用08、10 鋼等低碳鋼板。7.2壓盤對壓盤結(jié)構(gòu)設(shè)計的

28、要求：1)壓盤應(yīng)具有較大的質(zhì)量,以增大熱容量，減小溫，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設(shè)置各種形狀的散熱筋或鼓風(fēng)筋，以幫助散熱通風(fēng)。中間壓盤可鑄出通風(fēng)槽，也可以采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。2)壓盤應(yīng)具有較大剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為1525 mm 。3)與飛輪應(yīng)保持良好的對中，并要進行靜平衡， 壓盤單件的平衡精度應(yīng)不低于1520 g·cm 。4)壓盤高度 (從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。壓盤形狀較復(fù)雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，通常采用灰鑄鐵，一般采用HT200、 HT250、 HT300，硬度為 170227HBS。壓盤傳動方式的選擇由于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、鍵式連