【正文】 根據上述要求，初選壓盤厚度為15mm，材料為灰鑄鐵（比熱容c=(kg3）與飛輪保持良好的對中，并進行靜平衡，由參考文獻可知壓盤單件的平衡精度應不低于15～20g2）壓板應剛性較大。在使用更頻繁和更困難的工作條件離合器，這種增加是更為嚴重。1）壓盤應該有足夠的質量。乘用車和載質量較上的商用車的離合器蓋一般用010鋼等低碳鋼板，載質量較大的商用車則常用鑄鐵件或鋁合金鑄件。3）蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。2）應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。 圖51 離合器蓋總成 1膜片彈簧 2壓盤 3離合器蓋 4傳動片：1）應具有足夠的剛度，否則將影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤行程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。阻尼摩擦轉矩==23 Nm，阻尼摩擦片的材料為F1005G。一般將從動片的部分窗口尺寸做得比從動盤轂上的窗口尺寸稍大些，這里A根據彈簧尺寸決定，由，選取標準值，即彈簧工作高度為26mm，由[8]，根據上述分析，選取A=26mm，===，B=。3）限位銷直徑 按從動盤轂的結構布置選定，由參考文獻一般=～12mm，本次設計可選取=。從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經調質處理，其擠壓應力不應超過20MPa.代入數值可得，P=10000N，=。擠壓應力的計算分式如下 ： (4—19)式中，P——花鍵的齒側面壓力，N。強度的檢查應按照楔尺寸來選擇。困難的條件下離合器工作，在輪轂的更大的長度。 圖42 從動盤轂表42 GB11441974從動盤外徑D/mm發(fā)動機轉矩/Nm花鍵齒數n花鍵外徑D/mm花鍵內徑d/mm鍵齒寬b/mm有效長l/mm擠壓應力/MPa160501023183201018070102621320200110102923425225150103226430250200103528435280280103532440300310104032540325380104032545350480104032550380600104032555410720104536560430800104536565450950105241665根據225毫米外徑設計驅動板，所以我選擇了花鍵齒為= 10，花鍵外徑=32毫米，花鍵內徑=26毫米，齒厚為4毫米，有效刀刃長度=30mm的壓應力=。輪轂驅動和淬火后使用常用鍛鋼。代入相關數值可得=1)從動盤轂花鍵結構及尺寸的確定輸出轂（圖42）是一個離合器齒輪最大升降部承受移動的鑰匙從動轂電動機的幾乎整個扭矩，這通常是在的齒側定心的末端的第一齒輪軸花鍵軸矩形花連軸向移動。m= N代入數值 則。 3)減振彈簧剛度K，即 （49） 代入相關數據得：K=4)減振彈簧有效圈數，即 （410）式中，G為材料的扭轉彈性模數[8]，對碳鋼G=8300kg/mm2。本次設計取DC=14mm。7)減振彈簧個數參照表41選取。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。設計時，可按經驗初選為[11] （4—5）式中，為減振器扭轉角剛度（Nm/rad）代入數值得=3769 Nm/rad3)阻尼摩擦轉矩 由于阻尼器的扭轉剛性的結構，并限制了最大發(fā)動機扭矩，不能非常低，因此為了在該轉速范圍最有效地工作，消除振動阻尼摩擦力矩可被選擇減震器阻尼裝置。1)極限轉矩 限制轉矩是阻尼器的最大轉矩的止動銷和消除間隙，被發(fā)送時的轉矩極限分布工作從動輪轂之間的間隙時。2）增加驅動扭轉振動阻尼抑制響應的扭轉振幅，并由于沖擊所產生的過渡的扭轉振動的衰減。彈性元件的，以減少驅動器的噴嘴表面的扭轉剛性的傳動系統旋轉系統，步驟（通常三階）的變化，系統模式形狀的自然頻率的最重要的作用，以減少它盡可能遠離主諧波共振激發(fā)的條件體積發(fā)動機扭矩阻尼元件有效消散主演振動能量。由此可知，所選鉚釘滿足使用要求。并由參考文獻[11]可得，[]=115MPa，[]=430Mpa。鉚釘校核如下：平均每顆鉚釘所受的最大剪切力為[10]：= （41）根據鉚釘所受的，分別校核鉚釘的抗剪強度和從動片的抗壓強度[10]： （42） （43）式中，為鉚釘孔直徑；m為每個鉚釘的抗剪面數量；δ為被鉚件中較薄板的厚度；m為每個鉚釘的抗剪面數量，對于雙蓋板，兩蓋板之和為一個被鉚件。其鉚接位置為摩擦片的平均半徑，即。其優(yōu)點是，傳熱性好，熱穩(wěn)定性與而磨性好，摩擦系數較高而且穩(wěn)定，能承受的單位壓力較高，壽命較長等。本設計離合器摩擦片選用粉末冶金材料（F1001G）。9)摩擦副對偶面有高度的溶污性能，不易影響它們的摩擦作用；鑒于以上各點，近年來，摩擦材料的種類增長極快。5)可以離心力高速無負載承受。2)應保持整個的摩擦特性，其他不良的摩擦系數衰退的使用壽命。4）要有足夠的抗爆裂強度。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，從動盤應具有軸向彈性。第4章 從動盤總成設計從動盤總成（圖41）主要由從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉減振器等組成。即[3] 由式（36）知P0=，符合要求。表34 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值離合器規(guī)格D/mm210210～250250～325325[]/代入數據得，= 。③為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的值應在一定范圍內，～，符合要求，即 ④為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm，即 （3—8）本次設計取45，符合要求。代入相關數據得=，符合要求。由參考文獻可知，一般為3～4mm,這里初選3mm。摩擦面數Z為離合器從動盤數的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸，由于是單片離合器，因此摩擦面數Z=2。各種摩擦系數的摩擦材料的下表。摩擦片的材料是石棉材料，粉末冶金及金屬陶瓷。根據《汽車設計》王望予 （3—6）式中，——摩擦因數，本次設計=。對于經常使用的離合器，發(fā)動機儲備系數小，在質量差或頻繁公路一個很大的負擔應采取更少，如果大型摩托車濕巾直徑應減少在摩擦板的外邊緣的熱負荷需要較少。圖31 摩擦片表32 汽車用離合器面片外徑D/mm160180200225250280300325350380405430內徑d/mm110125140150155165175190195205220230厚度/mm4444=d/D1單面面積/1061321602213024024665466787299081037由上表初選摩擦片的尺寸為 D=225mm，d=150mm ，b= ， = 摩擦片中徑, 即 （3—4）式中，R——為摩擦片外半徑；r——為摩擦片內半徑。根據《汽車離合器》徐石安[2] 可按經驗公式選用 （3—3）式中，系數A反映了不同結構和使用條件對D的影響，可參考下列范圍：小轎車 A=47；一般載貨汽車A=36（單片）或A=50（雙片）；自卸車或使用條件惡劣的載貨汽車A=19。m 、內徑d和厚度b 摩擦片（圖31）外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定關系。這里選β=,由式（32）可知= N 表31 離合器后備系數的取值范圍車 型后備系數β乘用車及最大總質量小于6t的商用車～最大總質量為6～14t的商用車～掛車～為保證離合器在任何工況下都可靠的傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時應大于發(fā)動機最大轉矩，即 （3—2） 式中，β——離合器的后備系數，β必須大于1； ——發(fā)動機最大扭矩。2） 防止離合器滑磨時間過長。后備系數β（表31）是離合器設計中的一個很需要參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。2）摩擦離合器是靠存在于主、從動部分摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉矩的離合器的靜摩擦力矩為，即 （3—1）式中，——摩擦面間的靜摩擦因數，～；F——壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；——為摩擦片的平均摩擦半徑；Ｚ——為摩擦面數，單片離合器的Ｚ=2，雙片離合器的Ｚ=4，本次設計選擇單片離合器。④磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面。②擁有非常大的的機械強度與抗磨損能力。 在這些分析之后選擇單片推式膜片彈簧離合器。滾筒驅動器，選擇的方式能量轉移紙，轉移紙方式簡單的設計允許靈活的動力傳動片與壓盤軸向移動的良好表現，長期平衡和良好的，可靠的幫助生活。壓縮彈簧，并在所選擇的形式被放置，由于使用了膜片彈簧離合器膜片彈簧離合器的，有許多優(yōu)點：第一，由于隔膜的非線性特性，它可以被設計成使得承載的摩擦襯片，筆壓力可以基本保持不變，并減少離合器踏板的力，如果分開，使得指示燈，其次，膜片彈簧離合器軸中心線的安裝位置是正確的，則通過的沖擊的離心力的壓力，穩(wěn)定性，平衡幾乎不受影響也好，還膜片本身和獨立的壓力彈簧，并利用聯接結構大為簡化，減少了部件的數量，這顯著降低質量和軸向尺寸，而且，由于膜片彈簧和壓力板時，接觸壓力分布的整個圓周是接觸摩擦板孔，穿均勻，還容易進行有效的冷卻，以實現通風。本次設計為選用干式離合器不考慮