本科毕业论文---奥迪a3标准离合器说明书.doc

长春大学2015届毕业设计说明书
第1章 绪论

1.1 汽车离合器结构的发展
在耦合结构的早期发展中，最在圆锥离合器。该样机被安装在1889年德国戴姆勒公司生产的钢制车轮的汽车。它承担了发动机飞轮取得锥形的离合器的积极成员。用一个锥形离合器节目在这个时间延长到中期1920很容易圆锥离合器生产领域容易解决摩擦。它的摩擦材料已经般地用皮带。当时有蹄 - 鼓式离合器取代了锥形离合器。该结构是内蹄-鼓式。
现在用片式离合器（图1-1）是在多片离合器的先驱，它不是直到1925年之后表现出。所述多片离合器的主要优点，车开始离合器接合相对平稳，没有效果。早在设计，多片按成对，钢板在青铜盘前的布局设计。山与纯金属擦副，浸在油中以达到满意的性能。

图1-1 盘式离合器结构图
1-飞轮 2-离合器从动盘 3-减振阻尼片 4-减振器 5-离合器压盘 7-离合器盖

石棉基摩擦材料修复和改进，离合器可以是适合于传输高转矩，较高的温度下承受。此外，使用的石棉基摩擦材料更小的摩擦的区域后，摩擦板数量，从而可以减少整体位移的多片式离合器对离合器的关键。在20世纪20年代后期到20世纪30年代只有施工车辆，只有在赛车和强大的汽车的使用发生多片式离合器。实际上，早在1920年，有单一干式离合器，这和与石棉补丁的发明在上述的摩​​擦。但在这段时间内一个相当长的时间，由于不足的技术开发，它可以是一个单片离合器接合足够光滑，等等。早在第二次世界大战之后，离合器从动盘金属整块无摩擦表面，摩擦表面薄膜附着在飞轮和压盘的活跃部分，中间的弹簧通过杠杆效应，板后定位。然后被切换到多个较小直径的弹簧（通常至少6）沿布置成现在的螺旋弹簧组件的最常用的方法在压辊上直接压力的周边的。
近年来，湿式离合器中的技术的不断提高，在一些其他重型车辆开始与湿式多片离合器。与干式离合器作为强制冷却用油泵的结果相比，低（低于93℃）是摩擦面的温度，因此不通过燃烧防滑板引起的开始时间。读国内外学的信息，离合器寿命可达的干式离合器的5-6倍，但在湿式离合器发挥的优点是一定要在一定的温度范围内的负面效应实现的，在温度范围。目前，这项技术还不是很完善。
1.2离合器的功用
1.2.1离合器的主要功用
1)离合器的主要功能是切断传输实现了动力总成到汽车启动，以确保如果发动机和传动系从事顺利平稳启动，以确保汽车平稳起步。
2)如果开关，断开发动机和传动系统，降低交流传动齿轮之间的影响。
3）在工作时受到大的动载荷，可限制传动系的最大转矩从因过载而被损坏进行各部分的传输系统;动力传动系统的振动和噪声，可以有效地降低。

1.3离合器的新技术
近年来，飞轮的新结构，高性价比的旋转阻尼特性和理想的双质量飞轮的出现，飞轮包括主飞轮二次飞轮扭转和组成，排列成放射状减震弹簧在有限的空间相当不错的阻尼教果。
摩擦片用材料片的金属陶瓷和陶瓷摩擦[2]。与石棉摩擦板在使用比较这样的摩擦板具有施加的摩擦系数较高，在的情况下发生的相同的扭矩，允许在离合器压盘的夹紧力的降低。从而作用在离合器踏板上，以减少或收缩联接件的结构力，而且还石棉摩擦材料粉尘对人体的不良影响消除。
电子提高了液压自动变速装置的自动变速机可以实现变矩器锁止控制液压锁止离合器的效率。锁紧锁止离合器才能完成的工作，这取决于发动机负载，输出轴的速度，换档方式和互动。当锁止离合器被锁定，液压传动机械传动锁止离合器通过机械或液压变速器液压传动分离。膜片弹簧具有非线性的典型特性[3]，利用这一特点可以增加离合器抗磨损的髓力，同时使用中无须调整摩擦片的位置。离合器盖和飞轮采用焊接工艺连接时，利用膜片弹簧可使抗磨损的能力提高3 ～5 。

第2章 设计方案论证
2.1选定离合器车型
本次设计选定车型为奥迪（Audi）A3标准型离合器[1]作为设计目标，该车主要参数如下表[1]：
表 2-1 奥迪A3标准型主要性能参数

2.2离合器设计的基本要求
目前，各种汽车摩擦离合器是一种普遍靠提供电源的主，从动部件之间的摩擦，可以分离设备。离合器的主要功能是切断和驱动电机和接合平稳，以达到以确保顺利启动汽车;在发动机和传动系的分离，减少了换档变速器的影响搬迁;受在当负载极限，传动系统的最大转矩经受部件的工作的更大的活力防止由于驱动损坏;动力传动系统的振动和噪声，可以有效地降低。为了保证离合器具有良好的工用性能，设计离合器应满足如下基本要求：
1）在所有驾驶条件下，都可靠地传递发动机的最大扭矩，并且有足够的储备，而且还防止驱动系统力矩过载。
2）为了撼动参与，光滑，柔软完成，以确保没有汽车起步和效果。快速完成分离。3）从动部分转动惯量要小，以减轻换挡变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。
4）它应保证有足够的热容量和良好的通风效果，即温度不能太高，这其寿命。
5）它应该便于能够扭转振动阻尼传动系统，并吸收振动，降低噪音，避免冲击的能力。
6）轻，合理，操作以减少操作者的疲劳。
7）作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的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。
8） 以保证足够的强度和良好的动平衡其运行可靠，寿命长。
9） 结构应紧凑，简单，质量小，制造工艺性好，维修、拆装、调整方便等。

2.3离合器的结构方案分析
2.3.1摩擦离合器结构选择
离合器摩擦，电磁式和液压式三种类型。其中，摩擦的最广泛使用的。现代汽车摩擦离合器单点登录或双干（图2-1），它由从动盘，压盘驱动装置，压缩弹簧，离合器盖等典型的结构型，这个设计是首选摩擦离合器。
图2-1 从动盘部分分解图
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

2.3.2从动盘数及干湿式的选择
1）单片离合器
轿车和小于6吨商用车最大总重量，发动机的最大扭矩通常是尺寸小的安排下，以允许设定的条件，通常只有一个离合器从动盘。单片耦合结构简单，紧凑轴向尺寸，散热性好，维修方便的调整，惯性小，在使用担保完全分离的驱动部，具有轴向弹性的从动盘保证接合平稳。
2）双片离合器
与单芯片双离合多片离合器，增加由于摩擦表面，从而更扭矩容量，具有更光滑，柔软参与比较;通过在相同的扭矩，径向尺寸较小的踏板力较小，中间压力板透气性差，容易产生摩擦板速度，磨损，甚至燃烧的过热的情况下更大的分离行程，完全略分开，有必要采取建设，较大的轴向尺寸复杂结构的适当措施;驱动扭矩较大的径向尺寸，机会有限的一部分。
3）多片湿式离合器
摩擦吸引力光滑;摩擦板在油工作，小面的磨损，但大的分离浸渍行程中，分离不容易填充，尤其是在冬天，油的粘度增加时;大轴向尺寸;从动部分还没有过去促进了惯性。近年来，以进一步提高多片湿式离合器的技术，也有使用的重型车辆，并且有增加的倾向。因为它是油泵强制冷却摩擦表面，从而使发射不会过热即使经过长时间打滑，起动性能好，在其使用寿命较干式高5至6倍。
通过比较，本次设计所选车型适合选用单片干式摩擦离合器。
2.3.3压紧弹簧和布置形式
离合器压紧弹簧的结构型式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。可采用沿圆周布置、中央布置和斜置等布置型式根据其布置离合器可分为：
1）周置弹簧离合器
周设置弹簧离合器弹簧采用螺旋弹簧，且均匀，容易准备一个或两个同心圆周上，其特点是结构简单，它被广泛应用于各种车辆，被布置为通过。弹簧的压力直接这种结构在扫描仪玻璃上压缩弹簧的摩擦片数量不均匀的压力，以保证随摩擦片直径增加，而且应该是独立的杠杆倍数是。因为在与压板直接接触的压缩弹簧的，易受热回火故障。如果最大发动机转速高时，设置弹簧周通过弯曲弹簧张力下降显著向外的离心力，离合器转矩传递容量也降低了。此外，对坐姿的春天，造成严重磨损的接触面，它甚至可能是一个打破春天。
2）中央弹簧离合器
中央弹簧离合器1:59螺旋弹簧或具有锥形弹簧作为压缩弹簧形成，并且被布置在联接器的中央。可选高杠杆比，从而获得足够的夹紧力，并有助于减少踏板力，从而使指示灯，一个压缩弹簧不与所述台板，无弹簧热回火小姐直接接触;通过垫片或线程，便于调节压盘夹紧力。该结构是更复杂的，大的轴向尺寸，且多为最大发动机扭矩大于400〜500牛商用车[4]，以减少其操作力。
3）斜置弹簧离合器
重型车辆的新结构。与一些若干螺旋弹簧以压缩弹簧上的传动套筒，这反过来又推动杆并按下杠杆比率越高增加逐个作用在板倾斜角力各冲击力。在这种情况下，轧辊在杆等于轴向推力弹簧压力的轴向分量的末端。当具有所述内侧后端套与衬垫磨损动力传递杆前进时，压力的弹簧路径减小，斜率减小和增大的余弦值。这将允许在轴向推力垫磨损压力弹簧几乎保持不变，从而使压盘的压力的力几乎不变。同样地，当离合器移动动力传动套筒板夹紧力约比前两次相同，所以，斜置弹簧离合器连接释放后，他的出色性能优势非常稳定这一套。周相关的弹簧离合器相比，踏板力可以降低到35％左右。
4）膜片弹簧离合器
隔膜（图2-2）是一种碟形弹簧用弹簧钢制成，特别是由板弹簧部和一分离指份特殊的结构。若干优点[4]：①膜片弹簧具有理想的非线性弹性性能是摩擦板的允许磨损内的弹簧压力保持不变。 ②膜片弹簧和压缩弹簧和杠杆作用，结构简单，紧凑，轴向尺寸小，零件数量少，质量小分隔。 ③高速旋转时，弹簧力减小，性能更稳定。在按压接触压力分布的全周，摩擦接触良好④膜片弹簧，磨损均匀。 ⑤容易实现良好的通风，并且使用寿命长。与中心⑥膜片弹簧离合器中心线，很好的平衡。
图2-2 膜片弹簧离合器
1-飞轮 2-摩擦片 3-压盘 4-膜片弹簧

但是，生产成本较高，该材料和它的非线性特性的尺寸精度高，膜片弹簧的生产过程比较复杂，难以在生产控制，开口是易撕，便于携带过来。在最近几年，由于改进的制造工艺和设计方法的材料性能的逐步提高隔膜的制造已经成熟。因此，膜片弹簧离合器已广泛不仅汽车，而且在各种形式广泛采用商用车辆中，假定在这个设计是一个膜片弹簧离合器。
2.3.4膜片弹簧式离合器的拉式、推式的选择分析
膜片弹簧式离合器的结构形式有拉式和推式两种：
1）推式膜片弹簧离合器按支撑结构又可分为双支撑环式、单支撑环式、无支撑环式：
①双支撑环式（图2-2）

图2-3 双支撑环式
②单支撑环式（图2-3）

图2-4 单支撑环式

③无支撑环式（图2-4）

图2-5 无支撑环式

2）拉式膜片弹簧离合器：
拉式膜片弹簧的支撑分两种
如图2-6（a）是无支撑环，（b）是单支撑环

图2-5 拉式膜片弹簧离合器支撑形式

2.3.5推式和拉式的比较
相比于推式膜片弹簧离合器已经引起膜片离合器许多优点[5]：拉出膜片弹簧离合器，中间支承取消所有部分，而不是只与一个支撑环或支撑环，其结构更简单，更紧凑，部件的数目少，少质量，拉式膜片弹簧的中心及鸦片相压，在相同条件下模板大小可提高大直径膜片弹簧，压缩力和传递扭矩，并且不增加的踏板力，同时传递扭矩，小结构的尺寸的能力，组合或单独状态，少量的离合器盖的变形，刚度分离，更有效;拉杠杆比大于推杠杆比和子载波少，减少了摩擦损耗，高的转印效率，更容易操作的踏板，扳刹车踏板力通常可以通过约25％大于该压力至30％的减少相对于组合状态或分离状态，膜片弹簧断裂和拉式结构的离合器盖始终在支撑环后保持接触不穿间隙增大踏板自由行程​​不会有任何效果和噪音，更长的时间。
然而，德列车膜片弹簧指分离轴承和套筒组件组装的分离，需要使用专用轴承，结构复杂，安装和拆卸困难。由于出色的列车膜片弹簧离合器，这是目前广泛应用于各种车辆的使用越来越多的总功率。本设计采用了双支撑环碟形弹簧推。
2.4压盘传力方式的选择
2.4.1凸块—窗孔式
凹凸 - 窗孔离合器盖用螺栓固定在飞轮，矩形开口盖窗口扔了相应的老板，老板是谁在原稿盖板窗口，通过离合器盖压盘驱动。考虑到摩擦片耐磨板向前移动，从而使新的离合器的设计，压盘的老板相应的封面，其中应在窗前，确保刹车片磨损极其有限的传输仍然可靠。
2.4.2传力片式
动力传递弹簧钢片动力传递片（图2-6）制成在所述离合器罩的铆钉的一端和另一端连接到压力板用螺钉。它位于通常改善相切由力动力传动片的情况的圆周方向。此动力传输连接器还简化了压盘的结构，降低了装配精度要求，也有利于压板。

图2-6 传力片

2.5从动片的结构型式
2.5.1整体式弹性从动片
在该外周部的半径方向槽从动件被分成多个段（图2-7），以及扇区部分冲压出相继在弯曲的波浪形不同的方向，以便具有一个轴向弹性。摩擦板的两侧都铆接到芯片扇区。递送当离合器啮合驱动，从动板被按压，弯曲的波浪形的扇形部分逐渐变平转矩增加圆盘摩擦板，所述接合方法（即，在生长过程中的扭矩）软软。集成弹性从动片材尺寸发生6-12时隙根据从动部分的尺寸。这也有助于减少从动槽翘曲。为了进一步减少所述从动刀片的刚度，它的灵活性往往要增加的过渡部分与扇形部T形槽的中间部分。
图2-7 整体式弹性从动片

2.5.2分开式弹性从动片
从动片采用分开式结构（图2-8 )从动片，（图2-9）波形片，分开做成两件，然后再用铆钉将其铆在一起由于波形弹簧片是由同一模具冲制而成，故其刚度比较一致。另外，这种结构的从动片也较容易得到较小的转动惯量。

图2-8 分开式弹性从动片结 图2-9 波形片

2.6方案选择
通过上述各个方案的优缺点比较结合参考车型。本次设计为选用干式离合器不考虑湿式离合。
选择驱动盘数量，型号为旅客，更小，因此可以使用单芯片，耦合结构相对简单，紧凑的轴向尺寸的总质量。压缩弹簧，并在所选择的形式被放置，由于使用了膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器的，有许多优点：第一，由于隔膜的非线性特性，它可以被设计成使得承载的摩擦衬片，笔压力可以基本保持不变，并减少离合器踏板的力，如果分开，使得指示灯，其次，膜片弹簧离合器轴中心线的安装位置是正确的，则通过的冲击的离心力的压力，稳定性，平衡几乎不受影响也好，还膜片本身和独立的压力弹簧，并利用联接结构大为简化，减少了部件的数量，这显著降低质量和轴向尺寸，而且，由于膜片弹簧和压力板时，接触压力分布的整个圆周是接触摩擦板孔，穿均匀，还容易进行有效的冷却，以实现通风。推式膜片弹簧离合器，安装与维护更轻松。滚筒驱动器，选择的方式能量转移纸，转移纸方式简单的设计允许灵活的动力传动片与压盘轴向移动的良好表现，长期平衡和良好的，可靠的帮助生活。选择驱动叶片结构，独立的弹性夹带好一点的选择，确保随轴向柔性的要求。
在这些分析之后选择单片推式膜片弹簧离合器。

第3章 设计计算及参数选择

3.1离合器主要参数的选择
3.1.1摩擦片的设计
1）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拥有非常大的的机械强度与抗磨损能力。
③热稳定性要好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。
④磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。
⑤接合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象。
2）摩擦离合器是靠存在于主、从动部分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为，即
（3—1）
式中，——摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.25～0.30；
F——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，单片离合器的Ｚ=2，双片离合器的Ｚ=4，
本次设计选择单片离合器。
离合器的基本参数主要有性能参数β和Po，尺寸参数D、d和摩擦片厚度b以及结构参数摩擦面数Ｚ和离合间隙。
3.1.2后备系数β
后备系数β（表3-1）是离合器设计中的一个很需要参数，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，应考虑以下几个问题：
1） 摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩。
2） 防止离合器滑磨时间过长。
3） 防止传动系过载以及操纵轻便等因素。

表3-1 离合器后备系数的取值范围
车 型
后备系数β
乘用车及最大总质量小于6t的商用车
1.20～1.75
最大总质量为6～14t的商用车
1.50～2.25
挂车
1.80～4.00

为保证离合器在任何工况下都可靠的传递发动机的最大转矩，设计时应大于发动机最大转矩，即
（3—2）
式中，β——离合器的后备系数，β必须大于1；
——发动机最大扭矩。
由于奥迪A3车为乘用车，由文献[2]得， 后备系数β取1.2～1.75。这里选β=1.4,
由式（3-2）可知=1.4145 N·m=203 N·m
3.1.3摩擦片外径D、内径d和厚度b
摩擦片（图3-1）外径是离合器的基本尺寸，它关系到离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关系。显然，传递大的转矩，需要有大的尺寸。
根据《汽车离合器》徐石安[2] 可按经验公式选用
（3—3）
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。
由公式（3-3）代入相关数据理可得：D=175.64mm
按照我国摩擦片尺寸系列标准GB/T5764—1998《汽车用离合器面片》选取[7]。

图3-1 摩擦片
表3-2 汽车用离合器面片
外径D/mm
160
180
200
225
250
280
300
325
350
380
405
430
内径d/mm
110
125
140
150
155
165
175
190
195
205
220
230
厚度/mm
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
4
4
4
4
=d/D
0.687
0.694
0.700
0.667
0.620
0.589
0.583
0.585
0.557
0.540
0.543
0.535
1-
0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827
0.843
0.840
0.847
单面面积/
106
132
160
221
302
402
466
546
678
729
908
1037

由上表初选摩擦片的尺寸为 D=225mm，d=150mm ，b=3.5mm ， =0.667
摩擦片中径, 即
（3—4）
式中，R——为摩擦片外半径；r——为摩擦片内半径。
当d/D 0.6时，即0.6，可由下式相当准确的计算，即
（3—5）
由（3—5）得=93 .75mm
3.1.4单位压力P0
单位压力决定了摩擦表面的耐磨性对离合器耦合的性能和寿命有很大的影响应该选择的工作条件，发动机动力储备大小，摩擦板尺寸，材料和质量，并储备系数外表因子。对于经常使用的离合器，发动机储备系数小，在质量差或频繁公路一个很大的负担应采取更少，如果大型摩托车湿巾直径应减少在摩擦板的外边缘的热负荷需要较少;储备系数大，可适当增加。
根据《汽车设计》王望予
（3—6）
式中，——摩擦因数，本次设计=0.3。
根据初选D代入公式（3—6）得=0.17Mpa
3.1.5摩擦因数、摩擦面数Z和离合器间隙
摩擦片的摩擦片的摩擦系数取决于所使用的材料和它的操作单元的压力和滑移率等因素。摩擦片的材料是石棉材料，粉末冶金及金属陶瓷。石棉基材料通过温度，压力的摩擦系数和更大的影响单元滑移速度和粉末冶金和金属陶瓷的摩擦大而稳定系数。各种摩擦系数的摩擦材料的下表。
表3-3 摩擦材料的摩擦因数的取值范围
摩擦材料
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
0.25～0.35
铁基
0.35～0.50
金属陶瓷材料
0.4

综上本次设计可以选择粉末冶金材料铜基，摩擦因数。
摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸，由于是单片离合器，因此摩擦面数Z=2。
离合器间隙是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。由参考文献可知，一般为3～4mm,这里初选3mm。
3.1.6离合器基本参数的优化
1）约束条件
①摩擦片处径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过65～70m/s，即
（3—7）
式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速（r/min）。
代入相关数据得=65.94m/s，符合要求。
②摩擦片的内、外径比c应在0.53～0.70范围内，即
0.53c0.70
由表3-2可知c=0.667，在范围内，符合要求。
③为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0，本次设计取值为1.4，符合要求，即
1.24.0
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2Ro约50mm，即

（3—8）
本次设计取45，符合要求。
⑤为反映离合器传递的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，
（3—9）
式中，为单位摩擦面积传递的转矩（）；[]为其允许值（），按表3-5选取。

表3-4 单位摩擦面积传递转矩的许用值
离合器规格D/mm
210
>210～250
>250～325
>325
[]/
0.28
0.30
0.35
0.40

代入数据得，=0.45910-2 。
⑥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P0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，P0的最大范围为0.10～1.50Mpa ，即[3]

由式（3-6）知P0=0.17，符合要求。
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
（3—10）
式中，为单位摩擦面积滑功（）；[]为其许用值（），对于乘用车[]=0.40J/mm2，W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可根据下
式计算： （3—11）
式中，为汽车总质量（kg）；为轮胎滚动半径（m）；为汽车起步是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），计算时乘用车取2000 r/min，商用车取1500 r/min，本次设计为乘用车，即=2000 r/min
计算得汽车起步的滑磨功为16294 J；单位摩擦面积滑功为0.368，符合要求。

第4章 从动盘总成设计
从动盘总成（图4-1）主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，设计从动盘总成时应注意满足以下几个方面的要求：
1）为了减少变速器换挡时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。
2）为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等，从动盘应具有轴向弹性。
3）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器。
4）要有足够的抗爆裂强度。

图4-1 从动盘总成分解图
1，3-摩擦片 2-从动片 4，6-摩擦阻尼片 5-从动盘毂 7-减振盘

4.1摩擦片设计
4.1.1离合器表面片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求面片应有下列一些综合性能：
1)在工作的摩擦系数较高;
2)应保持整个的摩擦特性，其他不良的摩擦系数衰退的使用寿命;
3)在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的耐磨性能；
4)可在离合器接合过程荷载高压板承受表现良好;
5)可以离心力高速无负载承受;
6)在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度；
7)具有小的转动惯量，材料加工性能良好；
8)在整个工作温度范围内，与对置材料印刷制版，飞轮兼容良好的摩擦特性;
9)摩擦副对偶面有高度的溶污性能，不易影响它们的摩擦作用；
鉴于以上各点，近年来，摩擦材料的种类增长极快。挑选摩擦材料的基本原则是：
1)满足较高性能标准；
2)成本最小；
3)考虑代替石棉。
本设计离合器摩擦片选用粉末冶金材料（F1001G）。尺寸根据第三章计算选取，它是以铁粉或铜粉为基体与另外的金属或非金属粉末混合物经压制烧结成形而成。其优点是，传热性好，热稳定性与而磨性好，摩擦系数较高而且稳定，能承受的单位压力较高，寿命较长等。
4.1.2摩擦片铆钉的设计与校核
摩擦片与从动片的边接方式为铆接，选取8颗铆钉铆接。其铆接位置为摩擦片的平均半径，即。选取铆钉型号为GB/T872-1986 32.7，材料为15号钢。铆钉校核如下：
平均每颗铆钉所受的最大剪切力为[10]：
= （4-1）
根据铆钉所受的，分别校核铆钉的抗剪强度和从动片的抗压强度[10]：
（4-2）
（4-3）
式中，为铆钉孔直径；m为每个铆钉的抗剪面数量；δ为被铆件中较薄板的厚度；m为每个铆钉的抗剪面数量，对于双盖板，两盖板之和为一个被铆件。
根据相关已知参数，可得：δ=1mm，m=2mm;并由参考文献[11]可得，[]=115MPa，[]=430Mpa。各项数值代入公式（4-2）及（4-3）得：
τ=13.68 MPa <[τ] =115Mpa；
=62.36 MPa <[σ]=430MPa。
由此可知，所选铆钉满足使用要求。

4.2扭转减振器的设计
主扭，弹性元件（减振器弹簧或橡胶）和阻尼元件（片）等减震器。弹性元件的，以减少驱动器的喷嘴表面的扭转刚性的传动系统旋转系统，步骤（通常三阶）的变化，系统模式形状的自然频率的最重要的作用，以减少它尽可能远离主谐波共振激发的条件体积发动机扭矩阻尼元件有效消散主演振动能量。因此，扭转阻尼器具有以下功能：
1）发动机曲轴的扭转刚度和驱动接合部，匹配驱动旋转振动频率。
2）增加驱动扭转振动阻尼抑制响应的扭转振幅，并由于冲击所产生的过渡的扭转振动的衰减。
3）动力系控制装置空扭转振动时传动空转噪音降低和最终驱动传递振动和扭转振动和噪声的传输的离合器轴。
4.2.1扭转减振器的主要性能参数计算
1)极限转矩
限制转矩是阻尼器的最大转矩的止动销和消除间隙，被发送时的转矩极限分布工作从动轮毂之间的间隙时。它被阻尼弹簧允许电压和其它因素限制了发动机的最大转矩通常希望
=（1.5～2.0） （4—4）
式中，乘用车：系数取2.0，代入相关数据可得
=2.0145 Nm =310 Nm
2)扭转角刚度
为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。设计时，可按经验初选为[11]
（4—5）
式中，为减振器扭转角刚度（Nm/rad）
代入数值得=3769 Nm/rad
3)阻尼摩擦转矩
由于阻尼器的扭转刚性的结构，并限制了最大发动机扭矩，不能非常低，因此为了在该转速范围最有效地工作，消除振动阻尼摩擦力矩可被选择减震器阻尼装置。通常情况下，你可以使用代码为新闻[11]
=（0.06～0.17） （4—6）
初选=0.158145=23 Nm
4)预紧转矩
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是不应大于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取[11]
=（0.05～0.15） （4—4）
计算可得：=0.138145=20 Nm
5)减振弹簧的位置半径
的尺寸应尽可能大些，但要保证，一般取[11]
=（0.60～0.75）d/2 (4—5)
计算得：=45mm，符合要求。
7)减振弹簧个数
参照表4-1选取。
表4-1 减振弹簧个数的选取
摩擦片外径D/mm
225～250
250～325
325～350
>350

4～6
6～8
8～10
>10

由上表可初选=6
7)减振弹簧总压力
当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力为
（4—6）
代入相关数值可得：=290 Nm /0.045=6444N
8）每个弹簧所受最大压力
（4-7）
4.2.2减振弹簧尺寸的确定
1)弹簧的平均直径DC
DC一般由结构来决定，则文献可知通常DC=11～15mm左右。本次设计取DC=14mm。
2)弹簧钢丝直径d1 ，即
（4-8）
式中， 本次设计弹簧材料选用65Mn，由参考文献得许用应力=600Mpa,代入相关数据可得d1≈3.71，d1须为标准值，一般d1=3～4mm，这里选取d1=4mm。
3)减振弹簧刚度K，即
（4-9）
代入相关数据得：K=272.7N/mm
4)减振弹簧有效圈数，即
（4-10）
式中，G为材料的扭转弹性模数[8]，对碳钢G=8300kg/mm2。
代入相关数值得：
5)减振弹簧总圈数，即
（4-11）
一般取6圈左右，这里取
6)减振弹簧最小长度，即减振弹簧在最大工作压力时的最小长度，即
（4-12）
式中，——弹簧之间的隙，必要是可取得小一些。
代入数值 则。
7)减振弹簧总变形量，即
（4-13）
8)减振弹簧自由高度，即
（4-14）
9)减振弹簧的预变形量，即
=M预/KnRo （4-15）
式中M预=0.11M极=0.11 290N·m=3.19 N·m
代入相关数值得：=0.4mm
10)减振弹簧安装后的工作高度，即
（4-16）
11)减振弹簧的工作变形量，即
（4-17）
12)极限转角，即
减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为
（4-18）
式中，为减振弹簧的工作变 形量。代入相关数值可得=5.030
4.2.3从动毂
1)从动盘毂花键结构及尺寸的确定
输出毂（图4-2）是一个离合器齿轮最大升降部承受移动的钥匙从动毂电动机的几乎整个扭矩，这通常是在的齿侧定心的末端的第一齿轮轴花键轴矩形花连轴向移动。随动板的轴向长度不应该太小以免弯曲，当花键轴滑块没有完全离开分离，并且通常为1.0〜1.4倍的花键轴直径的[12]。轮毂驱动和淬火后使用常用锻钢。为了提高硬度和耐磨性可以镀可以花键结构大小的楔孔的内表面的电阻（见表4-2）根据所选国家标准GB1144-1974从动板的外径后和发动机扭矩花键标准[2]，标准花键尺寸草案可根据从动板的外直径与所述发动机扭矩选中。

图4-2 从动盘毂

表4-2 GB1144-1974
从动盘外径D/mm
发动机转矩/Nm
花键
齿数
n
花键
外径
D/mm
花键
内径
d/mm
键齿宽
b/mm
有效
长
l/mm
挤压
应力
/MPa
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
380
600
10
40
32
5
55
15.2
410
720
10
45
36
5
60
13.1
430
800
10
45
36
5
65
13.5
450
950
10
52
41
6
65
12.5

根据225毫米外径设计驱动板，所以我选择了花键齿为= 10，花键外径=32毫米，花键内径=26毫米，齿厚为4毫米，有效刀刃长度=