3 离合器零件的结构选型及设计计算
3．1 从动盘总成
从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和从动盘毂等组成。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，减小磨损。
3)应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。
摩擦面片采用有机材料。
采用带扭转减振器的从动盘（整体式弹性从动片），从动片通常用1.3～2.0mm厚的钢板冲压而成。将其外缘的盘形部分磨薄至0.65～1.0mm，以减小其转动惯量。整体式弹性从动片一般用高碳钢（如50）或65Mn钢板，热处理硬度38～48HRC。
从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它装在变速器输入轴前端的花键上，一般采用齿侧定心的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。
从动盘毂轴向长度不宜过小，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45，40Cr等)，表面和心部硬度一般在26～32HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理。
减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。
花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GB1144—1974选取。 表4-1 所选从动盘毂花键参数
从动盘外花键齿数 径 n D/mm 180 10 26 21 3 20 11.8 D′/mm d′/mm b/mm l/mm 花键外径 花键内径 齿厚 有效齿长 挤压应力 ? 花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂
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的轴向长度。
挤压应力计算公式： ?挤压
=
Pnhl（MPa） （4.1）
式中，P为花键的齿侧面压力，N。它由下式确定： 花键的齿侧面压力P?4Temax(D'?d')Z
式中，d′，D′分别为花键的内外径，m；
Z为从动盘毂的数目；
Temax为发动机最大转矩，N·m； n为花键齿数；
h为花键齿工作高度，m；h?l为花键有效长度，m。 则P?4Temax(D'?d')Z?4?150(0.026?0.021)?11276610?[(0.026?0.021)/2]?0.020?12766N
12(D??d?)
故?挤压
=
Pnhl??25.532MPa<[?挤压
]=30MPa
3．2 压盖和离合器盖
3．2．1 压盘设计
1.压盘传力方式选择
采用传力片的传力方式，由弹簧钢带制成的传力片的一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上。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切向均匀分布，简化了压盘结构，降低了对装配精度的要求，还有利于压盘的对中性和离合器的平衡。
2.压盘几何尺寸的确定
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初步确定压盘外径为200mm,内径为120mm，厚度为15mm，材料为灰铸铁HT200铸成，硬度为HB170～227。
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8～10℃。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。
校核计算公式： τ=（4.2）
式中，?——温升，℃；
W——滑磨功，N·m；
γ——分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘γ=0.50。 c——压盘的比热容，铸铁压盘 c=544.28J/(kg·K)； m压盘——压盘质量，kg。 压盘质量 m压盘=π[(取 m压盘=2.5kg
整备质量 ma=1220 Kg，滚动半径 R=0.28 m，汽车起步时发动机转速ne=2000 r/min，主减速器传动比 i0=4.444，变速器最大传动比 ig=3.455。 滑磨功W??nemaR1800i0ig?2222γWcm压盘
2002)2
－(1202)2
]×15×10-9×7.83×103=2.36kg
2?3.14?2000?1220?0.281800?4.444?3.45522222?8885J
温升 τ=γWcm压盘0.5?8885544.28?2.5?3.26℃?[?]=8℃
所以压盘设计合理。 3.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：
设3组传力片（i=4），每组4片（n=4），传力片的几何尺寸为：宽度b=15mm；厚度h=0.5mm；传力片上两孔之间距离l=40mm；孔的直径d=5mm；传动片切向布置，圆周半径R=80mm；传力片材料的弹性模量E?2?105MPa。
(1)计算传力片的有效长度l1:
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l1?l?1.5d?40?1.5?5?32.5mm
(2)计算传力片的弯曲总刚度:
12EJxnil1312?2?10??51K??12332.5?1000?15?0.5?4?4?0.17MN/m3
(3) 根据上述分析，计算以下3种工况的最大驱动应力及传力片的最小分离力：
①
彻
底
分
离
时
，
?max?3fmaxEhl13?6TemaxfmaxinRbh2?TemaxinRbh
（4.3）
按照设计要求，f?0,Te?0,由上述公式可知??0。
②压盘和离合器盖组装成总成时,Te?0,通过分析计算可知fmax?3.8mm 计算最大应力?max?3fmaxEhl12?3?3.8?2?10?0.532.525?1079MPa
③离合器传扭时，分正向驱动（发动机向车轮）和反向驱动（车轮向发动
机），fmax出现在离合器摩擦片磨损到极限状况时，通过尺寸链计算可知
fmax=2.4mm
（Ⅰ）正向驱动：
?max??3fmaxEhl13?56TemaxfmaxinRbh?2?TemaxinRbh23?2.4?2?10?0.532.526?150?2.4?10004?4?80?15?0.5?150?10004?4?80?15?0.5
?247.2MPa（Ⅱ）反向驱动：
?max??3fmaxEhl13?56TemaxfmaxinRbh?2?TemaxinRbh23?2.4?2?10?0.532.526?150?2.4?10004?4?80?15?0.5?150?10004?4?80?15?0.5
?1116MPa 可见反向驱动最危险，由于在取计算载荷时比较保守，明显偏大，因此传
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力片的许用应力可取其屈服极限。故传力片材料选择80号钢。
④传力片的最小分离力（弹性恢复力）发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损，离合器在接合状态下的弹性弯曲变形量此时最小，根据设计图纸确定f=0.87mm。传力片的弯曲总刚度K??0.17MN/m，当f=0.87mm时，其弹性恢复力为
F弹=K??f?0.17?10?087?1000?147.9N
6认为合理。
3．2．2 离合器盖设计
离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。在设计时应特别注意以下几个问题：
① 刚度问题
离合器分离杆支承在离合器盖上，如果盖的风度不够，则当离合器分享时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时可能导致分享不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换档困难。
② 通风散热
为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开许多通风窗口。 ③ 对中问题
离合器盖内装有压盘、分离杆、压紧弹簧等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。
对中方式常用的有以下两种：一是用止口对中，铸造的离合器盖以外圆与飞轮上的内圆止口对中。二是用定位销或定位螺栓对中。
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