2T载货汽车离合器设计.doc

随着现代技术的发展，人们生活水平的提高，现代化交通工具的使用越来越广泛，而汽车就占很大一部分。相应的，对于汽车的大量使用以及人们越来越高的要求，汽车的设计生产加工的技术要求也就必须有提高，否则就会被社会所淘汰。
我这次毕业设计的课题是汽车的离合器的设计。离合器的设计主要分为十个方面，包括绪论、离合器的结构方案设计、离合器基本参数及尺寸选择、离合器基本参数的优化、离合器从动盘设计、离合器压盘和离合器盖设计、离合器的分离装置设计、圆柱螺旋弹簧设计、扭转减振器的设计、离合器操纵机构的设计。
本次设计是在彭庆林教授的指导下完成的。设计从2010年3月20日开始，历时近3个月，经历了资料收集、设计方案论证及确定、图纸设计、说明书编写等过程。在这期间，我共完成手工图A0一张，电脑绘图A0一张，A2四张，二万字说明书一份。这次设计在机械设计与制造工艺等方面得到了锻炼，进一步巩固了专业知识，是大学四年所学知识的一次检验和总结。
由于时间仓促及本人水平限制以及空间立体感不足，本设计必定存在诸多不足，望各位老师同学批评指正，提出宝贵意见。

胡 勇
2010年6月

1 绪论
1.1 汽车离合器的发展
根据德国出版的2003年汽车年鉴，2002年世界各国114家汽车公司所生产的1864款乘用车中，手动机械变速器车款数为1337款；在我国，乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的26.53%；若考虑到商用车中更是多数采用手动变速器，手动挡汽车目前仍然是世界车款的主流（当然不排除一些国家或地区自动挡式车款是其主流产品）。至于未来，考虑到传动系由MT向自动传动系过渡，采用AMT技术其产品改造较为容易，因此AMT技术是自动传动系统有力的竞争者。可以说，从目前到将来离合器这一部件将会伴随着内燃机一起存在，不可能在汽车上消失。
在早期研发的离合器机构中，锥形离合器最成功。他的原型设计曾在1889年德国戴姆勒公司生产的钢质车轮的小汽车上，它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。采用锥体离合器的方案一直沿用到20世纪20年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比较容易，摩擦面易修复。它的摩擦材料曾用过驴毛带、皮革带等。那是也曾出现过蹄-鼓式离合器代替锥形离合器，其结构形式有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。蹄-鼓式离合器用的摩擦元件为木块、皮革带等，蹄-鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。无论锥形离合器或蹄-鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动见根本无法分离的自锁现象。
现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。多片离合器最主要的优点是，在汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。早起设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一青铜盘片。采用纯粹的金属对金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更满意的性能。
浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外有野容易把金属盘片粘住，不易分离。
石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘片式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更高的温度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可以用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是有多片离合器向单片离合器转变的关键。
早期单片干式离合器有与锥形离合器先类似的问题，即离合器接合时不够平顺。但是由于单片干式离合器结构紧凑散热量好，转动惯量小所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。
第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上没有摩擦面片，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上。后来改用多个直径较小的弹簧（一般至少6个），沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。这种布置在设计上带来了实实在在的好处，是压盘上弹簧的工作压力分布更均匀，并减小里轴向尺寸。
随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘用车上愈来愈多地采用双质量飞轮的扭转减震器，能更有效地降低传动系噪声。
近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型牵引汽车和自卸汽车上有开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低（不超过93°），因此起步时长时间打滑不至于的烧损摩擦片。据报道这种离合器有着良好的起步能力，其使用寿命可达干式离合器的5-6倍。

1.2 离合器的功用
离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。如前所述，现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为300～500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。
虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。
汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。
离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。

1.3 离合器的工作原理
离合器由主动部分、从动部分、压紧机构、分离机构和操纵机构五部分组成。
离合器主动部分包括飞轮4(如图1.1 所示)、离合器盖6 和压盘5。飞轮用螺栓与曲轴1 固定在一起，离合器盖通过螺钉固定在飞轮后端面上，压盘与离合器盖通过传动片连接。这样，只要曲轴旋转，发动机发出的动力便经飞轮、离合器盖传至压盘，使它们一起旋转。
离合器从动部分由装在压盘和飞轮之间的两面带摩擦衬片17的从动盘3和从动轴2组成。从动盘通过内花键孔与从动轴滑动配合。从动轴前端用轴承18 支承在曲轴后端中心孔中，后端支承在变速器壳体上并伸入变速器。离合器的从动轴通常又是变速器的输入轴。
离合器压紧机构由若干沿圆周均匀布置的螺旋弹簧16 组成，它们装于压盘和离合器盖之间，用来对压盘产生轴向压紧力，将压盘压向飞轮，并将从动盘夹紧在压盘和飞轮之间。
离合器分离机构由分离拨叉11、分离套筒和分离轴承9、分离杠杆7、回位弹簧10等组成。它们同离合器主从动部分及压紧装置一起装于离合器壳(飞轮壳)内。分离杠杆中部支承在装于离合器盖的支架上，外端与压盘铰接，内端处于自由状态。分离轴承压装在分离套筒上，分离套筒松套在从动轴的轴套上。分离拨叉是中部带支点的杠杆，内端与分离套筒接触，外端与拉杆铰接。

图1.1 离合器结构和工作原理示意图
1—曲轴 2—从动轴 3—从动盘 4—飞轮 5—压盘 6—离合器盖 7—分离杠杆 8—弹簧 9—分离轴承 10、15—复位弹簧 11—分离拨叉 12—踏板 13—拉杆 14—调节叉 16—压紧弹簧 17—从动盘摩擦片 18—轴承

离合器操纵机构由离合器踏板12、拉杆13、拉杆调节叉14及复位弹簧15等组成。离合器踏板中部铰接在车架(或车身)上，一端与拉杆铰接。它们装在离合器壳外部。
(1)接合状态 离合器处于接合状态时，踏板12(见图13.1)未被踩下，处于最高位置，分离套筒被回位弹簧10拉到后极限位置，分离杠杆7内端与分离轴承9之间存在间隙Ä(离合器自由间隙)，压盘5 在压紧弹簧16 作用下将从动盘压紧在飞轮上，发动机的转矩即经飞轮及压盘通过两个摩擦面传给从动盘，再经从动轴2传给变速器。
(2) 分离过程 需要分离离合器时，只要踏下离合器踏板，拉杆拉动分离叉，分离叉内端推动分离套筒、分离轴承首先消除离合器自由间隙Ä；然后推动分离杠杆内端向前移动，分离杠杆外端便拉动压盘向后移动，解除对从动盘的压紧力，摩擦作用消失，中断动力传递。
(3) 接合过程 当需要恢复动力传递时，缓慢抬起离合器踏板，分离轴承减小对分离杠杆内端的压力；压盘在压紧弹簧的作用下向前移动，并逐渐压紧从动盘，接触面间的压力逐渐增大，相应的摩擦力矩也逐渐增大。 当飞轮、压盘和从动盘接合还不紧密时，主、从动部分可以不同步旋转，即离合器处于打滑状态。随着飞轮、压盘和从动盘压紧程度的逐步加大，离合器主、从动部分转速也渐趋相等，直至离合器完全接合而停止打滑，结合过程结束。

2 离合器的结构方案设计
车离合器大多是盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分为单片、双片和多片三类；根据压紧弹簧布置形式不同，可以分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式；根据使用的压紧弹簧不同，可以分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同，又可以分为推式和拉式两种形式。

2.1 摩擦片的选择
单片离合器因为结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此该设计选择单片离合器。

2.2 从动盘数的选择
对轿车和轻型、微型货车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸允许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器机构简单、尺寸紧凑，散热良好、维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能够保证分离彻底、接合平顺。
双片离合器与单片离合器相比较，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸小，踏板力较小，另外接合比较平顺。但是中间压盘通风散热不良，两片起步负载不均匀，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。
多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点，以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。但是它也有接合平顺柔和、摩擦表面湿度较低、磨损较小、使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。
经过分析比较，该设计是2吨货车，属于轻型汽车，所以在设计中考虑用单片离合器，即该离合器只设有一片从动盘。

2.3 压紧弹簧和布置形式的选择
周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。此结构中弹簧压力直接作用于压盘上。为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数目不应该太少，要随摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最高转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递转矩的能力随之降低。一般轻型货车和轿车都采用这种离合器
由于本次设计的是2吨轻型货车，我们决定采用周至圆柱螺旋弹簧

2.4 压盘的驱动方式
压盘的驱动方式主要有凸块—窗孔式、销钉式、键块式和传动片式多种。前两种的共同缺点是在联接件之间都有间隙，在驱动中将产生冲击和噪音，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。传动片式是近年来广泛采用的结构，沿周向布置的三组或四组钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，传动片的弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时，钢带受拉；当拖动发动机时，钢带受压。此结构中压盘与飞轮对中性好，使用平衡性好，使用可靠，寿命长。但反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。综合比较，因为传动片式其综合性能相对好些，所以在设计中首先选择该种驱动方式。

2.5 离合器的散热通风
试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过°C时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度一般在°C以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。

3 离合器基本参数及尺寸选择
摩擦离合器是靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可以表示为
（ a ）
式中，为静摩擦力矩；f为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.25~0.30；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数，是从动盘数目的两倍。在该设计中，f取0.3，Z取2。
假设摩擦片上工作压力均匀，则有
F= （ b ）
式中，为摩擦面单位压力，A为一个摩擦面的面积；D为摩擦片外径；d为摩擦片内径。
摩擦片的平均摩擦半径根据压力均匀的假设，可以表示为
= （ c ）
当d/D≥0.6时，可相当准确地由下式计算
=（D+d）/4 （ d ）
将式（ b ）、式（ c ）代入式 （ a ）得
（ e ）
式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在0.53~0.70之间
为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时应该大于发动机最大转矩，即
=βT （ f ）
式中，T为发动机的最大转矩；β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，β必须大于1。
由此可得出，离合器的基本参数主要有性能参数β和，尺寸参数D和d以及摩擦片厚度b。

3.1 离合器后备系数β的确定
后备系数β是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β时，应该考虑到以下几点：
(1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。
(2)要防止离合器滑磨过大。
(3)要能防止传动系过载。
显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，β不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些；货车总质量越大，β也应该选取得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应该大于单片离合器。
各类汽车β值的取值范围通常为：
轿车和微型、轻型货车 β=1.20~1.75
中型和重型货车 β=1.50~2.25
越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车 β=1.80~4.00

3.2 单位压力的确定
单位压力对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应该考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，应该取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，应该取小些；后备系数较大时，可以适当增加。
当摩擦片采用不同材料时，按下列范围选取：
石棉基材料 =0.10~0.35MPa
粉末冶金材料 =0.35~0.60MPa
金属陶瓷材料 =0.70~1.50MPa
在该设计中，摩擦片材料选择是石棉基材料，故取0.20MPa。

3.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b
磨擦片外径是离合器的基本尺寸,它关系到离散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，就需要有大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机的最大转矩（N·m）来选定D时，有下列公式，可作参考：

式中，系数A反映了不同结构和使用条件对D的影响，可参考下列范围：
小轿车A=47
一般载货汽车A=36（单片）或A=50（双片）
自卸车或使用条件恶劣的载货汽车A=19
在本设计中，A=36，=156.8N·m，发动机的额定功率=55Kw,
代入数据计算得D=208.7mm,根据表3.3离合器磨擦片尺寸系列和参数选取
D=225,d=150,h=3.5,c=d/D=0.667, =0。703，单面面积为221，由公式
计算得

表3.1 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB1457—74）
-
160
180
200
225
250
280
300
325
350
内径d/mm
110
125
140
150
155
165
175
190
195
厚度h/
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
4
=d/D
0.687
0.694
0.700
0.667
0.589
0.583
0.585
0.557
0.540
1－
0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827
单位面积F/
106
132
160
221
302
402
466
546
678

4 离合器基本参数的优化
在设计离合器的时候，首先就是要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能；其次，在确定了基本参数以后，必然要对参数进行优化处理。---
1、设计变量
后备系数β可由式（ a ）和（ f ）确定，可以看出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。
单位压力可以由式（ b ）确定，也取决于F和D以及d。因此离合器基本参数的优化设计变量选为
[ ]=[F D d]
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条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为

3、约束条件
1）摩擦片的外径D（mm）的选取应该使最大圆周速度不超过65~70m/s，即
≤65~70m/s （ i ）
式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速（r/min）。
2）摩擦片的内外径比c应该在0.53~0.70范围内，即
0.53≤c≤0.70
3）为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围β为1.2~4.0，即
1.2≤β≤4.0
4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2约50mm，即
d＞2+50
5）为反映离合器传递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
（ j ）
式中，为单位摩擦面积传递的转矩（N·m/mm）；为其允许值（N·m/mm），按下表选取。
6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围为0.10~1.50MPa，即
0.10 MPa≤≤1.50MPa
7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即
（ k ）
式中，ω为单位摩擦面积滑磨功（J/mm）；[ω]为其许用值（J/mm），对于轿车：[ω]=0.40J/mm，对于轻型货车：[ω]=0.33 J/mm，对于重型货车：[ω]=0.25 J/mm；W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可以根据下式计算
（ l ）
式中，为汽车总质量（kg）；为轮胎滚动半径（m）；为起步时所用变速器挡位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速（r/min），计算时货车取1500r/min。

5 从动盘的结构选型和设计
5.1 从动盘结构介绍
在现代汽车上一般都采用带有扭转减振的从动盘,用以避免汽车传动系统的共振,缓和冲击,减少噪声,提高传动系统零件的寿命,改善汽车行使的舒适性,并使汽车平稳起步。从动盘主要由从动片，从动盘毂，，摩擦片等组成，由下图4.1可以看出，摩擦片1，13分别用铆钉14，15铆在波形弹簧片上，而后者又和从动片铆在一起。从动片5用限位销7和减振12铆在一起。这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片5和减振盘12上圆周切线方向开有6个均布的长方形窗孔，在在从动片 和减振盘之间的从动盘毂8法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧11，以便三者弹性的连接起来。在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。在从动片和从动盘毂之间还装有减振摩擦片6，9。当系统发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。

图5.1 带扭转减振器的从动盘

1，13—摩擦片；2，14，15—铆钉；3—波形弹簧片；4—平衡块；5—从动片；6，9—减振摩擦；7—限位销；8—从动盘毂；10—调整垫片；11—减振弹簧；12—减振盘
5.2 从动盘设计
从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和花键毂等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，应满足如下设计要求：
1）转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。
2）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，减少磨损。
3）应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。
为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有：
1）在从动盘上开“T”形槽，外缘形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种结构主要应用在货车上。
2）将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接。由于波形片比从动片薄，故这种结构轴向弹性较好，转动惯量小，适宜于高速旋转，主要应用于轿车和轻型货车。
3）利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。这种结构弹性行程大，弹性特性较理想，可使汽车起步极为平顺。它主要应用于中、高级轿车。
4）将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。这种结构转动惯量大，但强度较高，传递转矩能力大，主要应用于货车上，尤其是重型货车。
离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：
1）摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。
2）有足够的机械强度和耐磨性。
3）密度要小，以减少从动盘转动惯量。
4）热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。
5）磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。
6）接合时应平顺而不生产“咬合”或“抖动”现象。
7）长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。

5.2.1 从动片的选择和设计
设计从动片时，为了减轻其重量，并使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。离合器从动盘转速的变化将引起惯性力，惯性使变速器换挡齿轮的轮齿间产生冲击或使变速器中的同步器装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减小转动惯量以减轻变速器换挡时的冲击，从动片一般都做得很薄，通常用1.3~2.0厚的钢板冲制而成。为了进一步减小从动片的转动惯量，有时将从动片外缘的盘形部分磨薄至0.65~1.0，使其质量分布更加靠近旋转中心。
为了离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。这样，在离合器的接合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。图5.2中示出了从动盘轴向弹性结构和盖总成压簧在离合器接合过程 5.2 加紧载荷变化曲线
中摩擦面上加紧载荷的变化曲线。
具有轴向弹性的从动片有以下3种结构形式：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片和组合式弹性从动片。

图 5.3 整体式弹性从动片
1-从动片；2-摩擦片；3-铆钉
整体式弹性从动片如图5.3所示，能达到轴向弹性的要求，其优点是生产效率高，但其缺点是很难保证每一片扇形部分的刚度完全一致。

图 5.4 分开式弹性从动片
1-波形弹簧；2、6-摩擦片；3-摩擦片铆钉；4-从动片；5-波形弹簧铆钉
分开式弹性从动片如图5.4所示，可以消除整体式弹性从动片的缺点，但是对制造、装配等要求较高，制造成本较高，一般用于小轿车上。

图 5.5 组合式弹性从动片
1-从动片；2-摩擦片铆钉3-波形弹簧铆钉；4-摩擦片；5-波形弹簧片

载货汽车上则经常采用组合式弹性从动片如图5-4所示，在这种构造中，靠压盘一侧的从动片1上铆有波形弹簧片5，摩擦片4用铆钉2铆在波形弹簧5上；靠近飞轮一侧无波形弹簧片，摩擦片直接铆在从动盘1上。为保证从动片的弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可取0.8~1.1之间，至少不应小于0.6。
这里选用组合式弹性从动片，从动片外径225，厚1.5，外缘磨薄至0.8，选用0.7厚波形弹簧片，波形弹簧片压缩行程1.0，摩擦片厚3.5。

5.2.2 从动盘毂的设计
从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax按国标GB1144－74选取。
从动盘的轴向长度不宜过小，以免在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。从动盘毂一般采用锻钢（如35、45、40Cr等），并经调质处理。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合，应进行高频处理。
花键选取后应进行挤压应力σj（MPa）及剪切应力τj（MPa）的强度校核：
（4.1）
（4.2）
式中，z为从动盘毂的数目；其余参数见表（5-1）。

表5.1 离合器从动盘毂花键尺寸系列
摩擦片
外径
D/mm
发动机的
最大转矩
Temax/N·m
花键尺寸
挤压应力
σj/Mpa
齿数
N
外径
D′/mm
内径
d′/mm
齿厚
b/mm
有效齿长
l/mm
160
50
10
23
18
3
20
10
180
70
10
26
21
3
20
11.8
200
110
10
29
23
4
25
11.3
225
150
10
32
26
4
30
11.5
250
200
10
35
28
4
35
10.4
280
280
10
35
32
4
40
12.7
300
310
10
40
32
5
40
10.7
325
380
10
40
32
5
45
11.6
350
480
10
40
32
5
50
13.2

从动盘毂和变速器第1轴的花键集接合方式，眼下都是采用齿测定心的举矩形花键，结构形状如图5-5所示。花键之间为动配合，在离合器分离和接合过程中，从动盘毂能够在花键轴上自由滑动。我国生产的离合器，其从动盘花键多用SAE标准，有关尺寸见表5-2

图5.6 从动盘毂花键

表 5.2 SAE矩形花键尺寸系列
SAE

根据摩擦片的外径D=225mm与发动机的最大转矩Temax=156.8 N·m，由表4-1查得n=10，D′=32mm，d′=26mm，b=4mm，l=30mm，σj=11.5Mpa。
花键选取SAE标记下面进行挤压应力（）及剪切应力（）的强度校核：
σj=6.01MPa<[σj]=11.8 MPa。
τj=9.02 MPa < [τj]=15 MPa。
所以，所选花键尺寸能满足使用要求

5.2.3摩檫片的材料选取及与从动片的固紧方式
摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：
（1）应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。
（2）要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。
（3）要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好
（4）热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦
（5）磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面
（6）油水对摩擦性能的影响应最小
（7）结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象
由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3
左右。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定，温度，滑磨速度及单位压力的增加都将摩擦系数的下降和磨损的加剧。 所以目前正在研制具有传热性好、强度高、耐高温、耐磨和较高摩擦系数（可达0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。
在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接，采用这种方法后，当在高温条件下工作时，黄铜铆接有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。

6 离合器压盘和离合器盖设计
6.1 压盘传力方式的选择
压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器的分离过程中能自由的沿轴向移动。如前面所述采用采用传动片式的传力方式。由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。

图 6.1 压盘与飞轮的连接方式
（a）凸块-窗孔式；（b）传力销式；（c）键槽-指销式；（d）键齿式；（e）弹性传力片

这几种压盘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为0.2）这样在传动时产生冲击和噪声。且随着接触部分磨损的增加，间隙将增大，引起更大的冲击和噪声，甚至可能引起凸块跟部出现裂纹而出现早期的损坏。另外在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵机构的效率。所以在选用时必须进行认真的校核。
弹性传动片图5-7（e）是由薄弹簧钢带冲压制成，其一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，且多用3~4组（每组2~3片）沿圆周作切向布置以改善传力片的受力状况，这时当发动机驱动时受力片受拉，当拖动发动机时，传力片受压。这种传动片驱动压盘的方式不仅消除了上述缺点，而且简化了结构，降低了对对装备精度的要求且有利于压盘的定中。

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=225㎜ 压盘内径d=150㎜
压盘的厚度确定主要依据以下两点：
（1）压盘应有足够的质量
在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而每次结合的时间又短（大约在3秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。
由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量以吸收热量。
（2）压盘应具有较大的刚度
压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。
鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚（载重汽车上一般不小于15㎜），但一般不小于10㎜
在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为15㎜

6.2 压盘及传动片的材料选择
压盘通常采用灰铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，也有少数采用合金压铸件。在该设计中采用的是HT200。
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操纵力减小。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3—4组，每组2—4片，每片厚度为0.5—1.0mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。
6.3 压盘性能校核
压盘设计时，在初步确定压盘厚度以后，应校核一次接合的温升，它不应超过8~10。若温度过高就要适当增加压盘的厚度。
这里初步选择厚度为15，HT200密度是7.0,此时压盘的质量初步估算是 =2.32,约取为3kg.
校核公式如下：

式中，为温升，/；为滑磨功，；为分配到压盘上的滑磨功所占的百分比：单片离合器压盘， =0.50；双片离合器压盘，=0.25；双片离合器中间压盘，=0.50；为压盘的比热容，对于铸铁压盘，=544.28；为压盘的质量，/。
根据汽