1、本次设计了离合器。在汽车传动系的这些部件中，离合器是十分的部件。在传动系统中，离合器位于发动机与变速器之间，其作用是使驾驶员可以把发动机与变速器接合或分离。离合器是一种摩擦式分离装置，与驾驶室中离合器踏板相连接。驾驶员通过操纵离合器既可以使发动机与离合器暂时分离，也可以在汽车起步时使发动机与离合器平稳接合。本次使用分析对照的方法对膜片弹簧离合器进行整体设计。关键词：离合器；摩擦式；膜片弹簧；分析对照。40第一章绪论3应用前景4第二章离合器的结构方案分析62.1 从动盘数目选选择62.1.1 单片离合器62.1.2 双片离合器62.1.3 多片离合器62.2 压紧弹簧和布置形式的选择72.2.1
2、 周置弹簧离合器7222中央弹簧离合器72.2.3 斜置弹簧离合器7224膜片弹簧离合器82.3 压盘的驱动方式82.4 离合器主要参数的选择83.1 离合器的重要参数的选择83.1.1 后备系数B93.1.2 单位压力Po93.1.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b103.1.4 摩擦因数/、摩擦面数Z和离合器间隙At11第四章离合器的设计与计算124.1 离合器基本参数的优化12下面进行约束条件校核计算124.2 离合器主要零件的结构设计154.3 从动盘零件的结构选型和设计174.3.1 从动片174.3.2 从动盘毂174.4 从动盘摩擦材料的选择194.4.1 压盘设计204.4.2
3、几何尺寸的确定224.4.3 压盘及传力销的材料224.4.4 传力片的设计及强度校核224.5 离合器盖设计234.6 膜片弹簧设计244.6.1 膜片弹簧基本参数的选择24第五章扭转减震器的设计315.1.1 极限转矩Tj325.1.2 扭转角刚度325.1.3 阻尼摩擦转矩TU325.1.4 预紧转矩Tn335.1.5 减振弹簧的分布半径R0335.1.6 .减震弹簧个数Zj335.1.7 .减震弹簧总压力FS335.2减振弹簧的尺寸34521减振弹簧刚度k可由公式3-24求得，即345.2.2 减振弹簧有效圈数计算公式为345.2.3 最小高度34六、离合器的操纵机构351.1.1 合
4、器操纵机构的要求35621总传动比i361.1.2 各部分行程381.1.3 踏板力38总结39参考文献40参考文献错误!未定义书签。第1章绪论离合器由主动部分、从动部分、压紧装置、分离机构和操纵机构五部分组成，通常装在发动机和变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。其主要的功用是能够在必要时中断动力的传递，保证汽车平稳地起步;保证传动系换档时工作平稳；限制传动系所能承受的最大扭矩，防止传动系过载lo为了保证离合器具有良好的工作性能，设计的离合器应满足以下基本要求:（1）在任何行驶条件下，既能可靠的传递发动机的最大转矩，并有适当的矩储备，能防止传动系过载。（2）接合时要完
5、全、平顺、柔和，保证汽车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，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡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散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命.（6）应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。（7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。（8）作用在从动盘上的总压力和摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以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，以保证其工作可靠、使用寿命长。(10)结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等
6、1.1 应用前景现代的汽车工业是开发型的综合工业，国内外竞争非常的激烈，随着我国经济的快速发展和人们生活水平的提高，在汽车不断的改进中，人们对离合器的要求也越来越高，从提高离合器的工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的行驶发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化槽中，已成为离合器的发展趋势。离合器具有保证汽车起步平稳、换挡平顺和过载保护的作用。其工作的可靠性直接关系到汽车的正常行驶。离合器的接合和分离是通过驾驶者对离合器踏板的操作来实现的。有资料表明，汽车在闹市区行驶1
7、0km,离合器的使用次数高达80100次。如此频繁的操作，给驾驶员带来很大的体力消耗和思想负担，而且还会带来诸多不安全因素；因此，急需找到一种成本较低而又能够实现简化操作的有效机构，这就是本文中所述的自动离合器(AC)。其作用是使离合器的操作自动化，省去离合器踏板的操作，减轻驾驶强度，提高汽车经济性和动力性，改进乘坐舒适性和安全性，且成本较低，制造方便。同时，自动离合器是AMT系统中的一个重要功能模块，具有广阔的应用前景。我国大力支持AMT的自主开发和研制工作，在“八五”期间，“电控机械式变速箱”被列入国家火炬预备计划，“九五”期间，AMT的开发研制和产品化被列入国家科技攻关项目。在国，各大汽
8、车公司，包括绅宝、雷诺、菲亚特、现代、奔驰等也在开发自己的自动离合器产品。自动离合器目前推广应用的车型主要是在3t以下的轿车及商用汽车如客车、载货汽车、皮卡车及越野汽车等301 .1.1国内研究当前，我国汽车离合器技术也正处于发生深刻变化的时期，我国离合器技术也逐渐由单一的、传统的摩擦式离合器向多种传动技术并存的方向发展。2000年以前，我国基本上还是摩擦式离合器一枝独秀，2000年以后，随着汽车逐渐向舒适性和环保节能的要求转变,加上国外先进传动技术的相继研发和引进,我国摩擦式离合器作为传动部件的垄断地位逐渐被打破。最近几年，我国自动档车型产量上升很快,2007年,我国乘用车自动档的比重已经突
9、破30虬自动变速器目前已经在用的技术有AT、AMT、CVT和DCT等，它们对应的传动部件都不完全相同。AT、CVT主要对应的是液力变矩器(TC),同时也附带有一个锁止离合器。AMT主要还是传统的摩擦式离合器，但需要改进成自适应(自动补偿)离合器。DCT主要对应是干式或者湿式双离合器、双质量飞轮。目前，国内主要的离合器技术还是适应手动变速器(MT),也就是传统的摩擦弹簧离合器。摩擦弹簧离合器主要有螺旋弹簧离合器、膜片弹簧离合器、单片离合器、多片离合器、拉式离合器、湿式离合器和干式离合器等不同分类4。我国对AMT的研究工作起步较晚，经过三十多年的努力，在自动离合器的关键技术上已经取得了一定的突破，
10、但在技术研究和实际应用方面和国外还有很大差距。国内外对AMT自动离合器的研究更加深入，其中：姜凤翔4对离合器起步控制和磨损补偿进行了研究；戴丰5基于驾驶员意图对AMT离合器的控制方法进行了相关研究；刘海鸥等分别对自动离合器执行机构进行了控制研究分析；王印束6基于动力传动系统一体化技术对离合器控制进行了研究。在当今对车辆燃油经济性和排放要求越来越高的情况下，电控机械式自动变速器已成为世界各国汽车企业开发的热点，并相继推出各自的研究成果和产品。机械式自动变速器能实现稳定高效的能量传输，且结构紧凑、燃油经济性和动力性协调良好，但在AMT换挡过程中因离合器分离而产生的传动系动力传输中断严重恶化了换挡动
11、力性，降低了换挡舒适。双离合器自动变速器的设计克服了换挡动力中断这一问题，同时也具有能量传输稳定高效、结构简洁严密等优势。7国内主要的离合器技术还是适应手动变速器(MT),也就是传统的摩擦弹簧离合器。摩擦弹簧离合器主要有螺旋弹簧离合器、膜片弹簧离合器、单片离合器、多片离合器、拉式离合器、湿式离合器和干式离合器等不同分类。目前，我国离合器技术发展也由传统摩擦弹簧离合器向多种传动技术方式的发展。螺旋弹簧离合器基本上即将退出市场，目前只是在维修市场因价格便宜还有一些车主使用。膜片弹簧已经成为我国目前离合器的主流技术。2 .1.2国外研究截止2022年，DCT的相关研究已经走过近80年历程。20世纪4
12、0年代，来自德国达姆施塔特技术大学的教授RudolphFranke获得了世界上第-一个双离合器变速器专利。从2007年开始，双离合变速器的发展速度不断加快。首先是Luk公司与德国大众汽车公司联合开发了7速干式双离合器，该双离合器具有动力性能好且具有较好的燃油经济性等优点，而且结构简单紧凑，很大程度地降低了双离合器的研发难度和生产成本，这使得干式双离合器逐渐进入各大厂商的视野。双离合器自动变速器的原型最早是由达姆施塔特工业大学教授RudolphFranke在1940年以专利方式提出，由于受当时技术条件的限制，只在货车上进行过简单试验，一直未能批量生产。随后，保时捷汽车公司设计出专用于赛车的双离合
13、变速器，以消除换挡过程的动力中断来提高比赛成绩，但也未能量产。直到1999年，美国博格华纳公司与德国大众公司携手合作，经过五年不懈攻关，开发出直接换挡变速器（DirectShiftGearbox,简称DSG）,大众公司陆续将DSG应用于AudiTT、第五代高尔夫等多种主流车型上，从此拉开了双离合器变速器批量生产的序幕。此后，国内外各大汽车厂商对DCT的研发相继投入了较大力量，并开发出多种形式的DCT产品，以博格华纳公司的湿式DCT和鲁克公司的干式DCT最具代表性。日前，大众公司推出干式七速DCT,与此前产品相比，由于增加了挡位数，其燃油经济性进一步提高；博格华纳公司总裁BerndMatlhes
14、博士接受采访时也表示，公司将在不断提高湿式DCT性能的基础上，将大力研发小转矩的DCT产品，满足中国和印度等广大消费者对小排量汽车的需求9。2第2章离合器的结构方案分析2.1 从动盘数目选选择2.1.1单片离合器对于乘用车和最大总质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。同时，单片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从东部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。2.1.2双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；接合更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情
15、况下，径向尺寸较小，踏板力较小；中间亚盘通风散热性差，容易引起摩擦片过热，加快其磨损甚至烧坏;分离行程大，不易分离彻底，所以设计时在结构上必须采取相应的措施；轴向尺寸较大，结构复杂；从动部分的转动惯量较大。一般用在传递转矩较大且径向尺寸收到限制的场合。2.1.3多片离合器多片离合器多为湿式，具有结合更加平顺、柔和，摩擦表面温度较低，磨损较小，使用寿命长等优点。但分离行程大，分离不彻底，主要应用于总质量大于14t的商用车的行星齿轮变速器换挡机构中。综上可知，本次设计的货车总质量为9440kg,为中型货车，所以设计中考虑单片离合器，即该离合器只设有一片从动盘。汽车离合器大多为盘型摩擦离合器，按其从
16、动盘数分类为单片、双片和多片离合器；按其弹簧布置形式分类可分为圆周布置、中央布置和斜向布置；按照弹簧形式分类可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器，按其作用方向分类可分为拉式和推式两种。2.2压紧弹簧和布置形式的选择2.2.1周置弹簧离合器周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，并均匀地布置在一个或同心的两个圆周上其特点是结构简单、制造容易，过去广泛应用于各类汽车上。此结构的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。因压紧弹簧直接与压盘接触，易受热回火失效。当发动机最大转速很高时膜片弹紧力显著下降，离合
17、器传递转矩的能力也随之降周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力显著下降。止匕外，弹簧靠在其定位坐上，造成接触部位严重磨损，甚至会出现断裂现象2.2.2中央弹簧离合器中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且有数目少在离合器的中心。由于可选较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力，且有利于减小紧力则明力，使操纵轻便;压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受热回火失效;通过调整垫片磨损均夕螺纹容易实现压盘对压紧力的调整。这种结构较复杂，轴向尺寸较大，多用于发动机最合，平衡矩大于400500Nm的商用车上，以减轻其操纵力。2.2.3斜置弹簧离合器弹性特斜置弹簧离合器
18、的弹簧压力斜向作用在传力盘上，并通过压杆作用在压盘上。这种结的提高的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎保持不变。与上述合器不离合器相比，它具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在最大总质量大于14t的商用车上已有采用。2.2.4膜片弹簧离合器膜片弹黄商合器相对于其他形式的离合器相比，具有一系列优点：膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变，因而搞合器工作中能保持传递的转矩大致不变，相对圆柱螺旋弹簧其压力大大下降，离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力：膜片弹簧兼起压紧弹餐和分净机材的作用。结构简单、紧凌，轴向尺寸
19、小，零件数日少，质量小。高速旋转时，弹资压紧力降低很少，性能较稳定。而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降:膜片弹簧与整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀。摩擦片接触良好，可以实现良好的通风散执，使用寿命长。膜片弹簧中心与离台器中心线主台，平衡性好。但膜片弹簧制工艺较复杂，制造成本较高，对材质和尺寸精度要求较高。其非线性弹性特性在生产中不易控别，开口处容易立生裂纹、端部容易破损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，本次设计选用拉式膜片弹费线合器;采用无支承环形式，将膜片弹簧的大端直接变承在离合器着冲出的环开品台上、驱动方式则采用弹性传动片式。2. 3
20、压盘的驱动方式压盘的驱动方式主要有凸块一窗孔式、销钉式、齿式、螺旋式和钢带式多种。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。钢带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钾钉或螺栓联接，钢带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，所以一般采用高碳钢。综合比较在设计中首选选择钢带式驱动方式。第3章离合器主要参数的选择3.1离合器的重要参数
21、的选择3. 1.1后备系数B后备系数B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B时，应该考虑到以下几点，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。要防止离合器滑磨过大。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，3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，B不宜选取太大;当发动机后备功变较大、使用条件较好时，B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，B应选取大些，货车总质量越大，B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
22、，选取的B值应比汽油机大些;发动机缸数越多，转矩波动越小，B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B值可比螺旋弹簧离合器小些;双片离合器的B值应该大于单片离合器表3.1各类汽车B值的取值范围轿车和微型、轻型货车8=1.201.75中型和重型货车3=1.502.25越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车B=1.804.00本次设计的为中型汽车离合器，所以B=2.离合器的转矩容量为BTe皿=2*353=706N-m3. 1.2单位压力Po单位压力Po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
23、因素。对于离合器使用频繁，发动机后备系数较小时载质量大或经常在坏路面上行驶的汽车，P。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，P。应该取小些，后备系数较大时，可以适当增加P。表3.2摩擦片单位压力Po的取值范围摩擦片材料单位压力Po/MPa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50铁基金属陶瓷材料0.701.50在该设计中，摩擦片材料选择是粉末冶金材料，故p取0.40MPa3. 1.3摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。发动机的转矩是重要的参数，当发动机的最大
24、转矩Temax（N-m）来选定D时，有下列公式式中，KD为直径系数，取值范围见表3.3直径系数KD的取，值范围车型直径系数KD乘用车14.6最大总质量为1.8-14.0t的商用车16.0-18.5（单片离合器）13.5-15.0（双片离合器）最大重质量大于14.0t的商用车22.5-24.0本车采用KD为17的直径系数则D=17X53=3319.4mm表3.4离合器摩擦片尺寸系列和参数申擦片外径D/ee发动机最大转矩丁./Mm平片附合器双片离合器F;曳仇何中等负荷极限值225130ISO170250170200230280240280320300一26031036。325一3203804503
25、5041048055038051060070041062072083043035。6808009304S0380820950110041098011501320由上表可以选择该离合器D=325mm表3.5离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm160180200225250280300325350380405430内径d/mm110125140150155165175190195205220230厚度b/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444C=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351-
26、C，30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位面积/cm?1061321602213024024665466787299081037由上表查看可知根据表3.1,选取D=325mm,d=190mm,b=3.5mm0单位面积546cm3.1.4摩擦因数/、摩擦面数Z和离合器间隙At表3.6摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦片材料摩擦因数/石棉基材料模压0.20-0.25编织0.25-0.35粉末冶金材料铜基0.35-0.500.35-0.50铁基金属陶瓷材料0.4在该设计中，摩擦片材料选择是粉末冶金材料，故取/=0
27、.40摩擦片的摩擦因数/取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材程和金属陶瓷材料等。石棉基材料的照擦因数f受工作温度，单位压力和滑磨速度的影响较大，而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数f较大目稳定，本次论文从经济性和实用性选取了粉末冶金材料的摩擦片，摩擦因数f0.35-0.50,取f=0.4摩擦面数为离合器从动盘数的两倍，本设计为单片离合器,故Z=2.离合器间隙t是指离合器处于正常接合状态、分离套简被回位弹簧拉司后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离辅承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙At一般为34
28、mm,本次设计取4t=4mm.第4章离合器的设计与计算4.1 离合器基本参数的优化下面进行约束条件校核计算摩擦型卜径D（mm）的选取应使最大圆周速度VD不超过65-70m/s,即VD=60nemaxD*10-3W6570m/s式也VD为摩擦片最大圆周速度（m/s）;nemax发动机最高转速（r/min）VD=60*3000*325*10-3=51.lW6570m/s故摩擦片外径满足条件2）摩擦片的内、外径之比c应该在0.53-0.70范围内，即0.53WcW0.70所以c=0.585符合3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传东系过载，不同车型的B值应在一定的范围内，最大范围在L24
29、.0,即1.2WBW4.0B=2.0符合4）为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减震器弹簧位置直径2Ro约50nlm,即d2Ro+50mmd=190符合5）压紧力300082（0+1）F=+Dd+d）单位n其中B=2；/=0.3；计算可得F=8935N摩擦片的单位压力P（N/mm2）P=F/a计算可知P=0.164N/mm2式中，a是摩擦片单面面积（mm2）,其许用值如图表4T所示图4-1摩擦因数U与其许用压力p域擦材料隰p/(N/mm1)石棉以材料模压0.20.10-0.25塘软0.30.25-0.35粉末冶金材料0.30.30左右铁禁0.40.30左右金属陶堂0.40.35-0.
30、65无石棉有机球擦材料0.2-0.40.20-0.40本次选取材料为粉末冶金0.1640.3N/mm26为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力Po根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，Po的最大范围为0.10T.50MPa本次设计时采用Po=0.4满足条件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，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4Ww=nz（2）ww其中W=18z（）l8=9594.85J计算w=0.10J/mm22,z,)P/fn,/(kW/kg)P/A/(kU7mm2)缶注小轿车95680683.8833.00.0
31、0241/8两厢式乘用/兵车95680683.8849.40.00351/8轻型货车71760502.9124.70.00171/8越野/公路4x4轿今.71760502.9124.70.0017l/大型货乍/牵引下47840341.9416.50.00121/8中型货乍/奉引车43058301.7514.80.00101/8可用于中型以匕大轿车越野货车35880251.4812.30.00081/8可用城市公共汽车大型货4或率引乍原盘95680341.9433.00.0012l/M双片中间盘45448341.9415.70.00121/8HR/A=O.59+J)Z式中，d,D分别为花键的内、
32、外径(mni);Z是从动盘毂的数目；Memax是发动机最大转矩(N-m)带入数据P=2451.39N,h=4mm,ojy=l.92MPaW20MPa满足条件4. 3从动盘摩擦材料的选择离合器摩擦片如图2-12所示，选择摩擦材料的基本原则是；满足较高性能的标准；成本最小；考虑替代石棉。图472离合器摩擦片a摩擦盘总成b摩擦片结构4.3.1压盘设计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，又可保证压盘在离合器分离过程中能自由地做轴向移动，使压盘和从动盘脱离1）压盘传力方式的选择考虑到摩擦片磨损后压盘将向前移，因此在设计新离合器时，应使压盘凸台适当高出盖上窗口以压盘和飞
33、轮间常用的连接方式有以下儿种如图4-13所示O在单片离合器中的压盘过去常采用图4T3a所表示的连接方式。离合器盖用螺栓固定在飞轮上，在盖上开有长方形的窗口，压盘上则铸有相应的凸台，凸台伸进盖上的窗口，由离合器盖带动压盘外，以保证摩擦片磨损至极限时仍能可靠传动。在单片离合器中也可采用键连接方法，如图4T3b所示。在双片离合器中一般都采用综合式的连接方法，即中间压盘通过键，压盘则通过凸台。双片离合器也有用销子传力的，如图4T3c,解放CA10B就采用了6个传力销将飞中间压盘、压盘连接在一起。图4-13压盘的几种传动方式a凸台连接方式b键连接方式c销链接方式但是上述几种传力方式有一个共同的缺点，即传
34、力处之间有间隙。这样,在传力开始的一瞬间，将产生冲击和噪声。并且，随着接触部分磨损的增加而加大了冲击，这有可能是凸台根部出现裂纹而造成零件的早期损坏。另外，在离合器分离、接合时，由于传力零件之间有摩擦，将降低离合器操纵部分的传动效率。为了消除上述缺点，现在已广泛采用传力片的传动方式，如图4T5所示图4-15CA7220红旗轿车离合器盖及压盘总成分解图1-离合器盖2、4-支撑环3-膜片弹簧5-压盘6-传力片7-钏钉8-支撑钾钉本次设计即采用这种传动方式4.3.2几何尺寸的确定压盘应具有足够的质量来吸收热量。压盘应具有较大的刚度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
35、压紧。压盘设计时，在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超过8To若温度过高，可适当增加压盘的厚度。由T=丫以011压得m压2YL/ct式中，驾学为许用温升（）,I=8；L为滑磨功（N-m）,可根据L=0.5JawO2计算，Ja=裁；丫为分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器丫=0.50；C为压盘的比热容,对铸铁压盘,C=544.28J/（Kg-K）；代入数据计算m压21.10Kg；由于压盘的外径要略大于摩擦片外径D,故取坦盘外径为330吧，内径略小于摩擦片内径，取压盘内径为175mm,由m压=（2）2nhP-（彳）2nhp得h=22.7取h=23mm4.3.3压盘
36、及传力销的材料压盘形状一般都比较复杂，而且还要求耐磨、传热性好和具有较理想的摩擦性能，通常由灰铸铁铸造而成，其硬度为170-227HB。为了增加其机械强度，可另外添加少量合金元素（如锲、锌等）传力销可采用中碳钢（35钢）4.3.4传力片的设计及强度校核初定离合器压盘传力片的设计参数如下：共设3组传力片（i=3）,每组4片（n=4）,传力片的几何尺寸为：宽b=25mm,厚h=lmm,传力片上两孔间的距离l=86mm,孔的直径d=10mm,传力片切向布置，圆周半径R=197mm,传力片材料的弹性模量E=2.0X105Mpao其强度校核如下。传力片有效长度li=1-1.5d=86-1.5X10=71
37、mm（3-9）传力片合成的总刚度Ks=Kn=12EJxn/l?=12X2X105X1/12X25X1X4X3/713X1/1000=0.17MN/m（3-10）根据上述分析，计算以下三种工况的最大驱动应力及传动片的最小分离力：彻底分离时，按设计要求f=0,Te=0,所以。=0；压盘和离合器盖组装成盖总成时，Te=0,通过分析计算可知fmax=7.67mm,最大应力r3X7.6X2X1O5X1/、max=-7-=913MPa3-11）离合器传扭时，分正向驱动（发动机f车轮）与反向驱动（车轮一发动机），fmax出现在离合器摩擦片磨损到极限状况，通过尺寸链的计算可知fmax=4.74mm。正向驱动3X4.
