1、南京理工大学车辆工程课程设计0目 录第一章 绪论 .31.1 前言 31.2 课程设计目的 31.3 设计要求 41.4 技术参数及设计要求 51.5 设计步骤 5第二章 离合器摩擦片参数的确定 .62.1 后备系数 62.2 单位压力 62.3 离合器传递的最大静摩擦力矩 6CT2.4 摩擦因数 f、摩擦面数 Z 和离合器间隙t 62.5 摩擦片参数的选择 72.5.1 初选摩擦片外径 D、内径 d、厚度 b72.6 离合器基本参数的校核 82.6.1 最大圆周速度 82.6.2 直径误差 82.6.3 单位摩擦面积传递的转矩 .8c0T2.6.4 单位摩擦面积滑磨功 .8第三章 膜片弹簧的
2、设计 103.1 膜片弹簧的基本参数的选择 .103.1.1 截锥高度 H 与板厚 h 和板厚 h 的选择 .103.1.2 自由状态下碟簧部分大端 R、小端 r 的选择 103.1.3 膜片弹簧起始圆锥底角 的选择 .10南京理工大学车辆工程课程设计13.1.4 分离指数目 n 的选取 .103.1.5 切槽宽度 、 及半径 .1012er3.1.6 压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定 .10R1r3.1.7 膜片弹簧工作点位置的选择 .113.1.8 膜片弹簧材料 .123.2 膜片弹簧的弹性特性曲线 .133.3 膜片弹簧的相关参数如表 3-113第四章 扭转减振器的设计 144
3、.1 扭转减振器主要参数 .144.1.2 扭转刚度 k 144.1.3 阻尼摩擦转矩 .15T4.1.4 拉紧力矩 .15n4.1.5 减振弹簧的位置半径 .150R4.1.6 减振弹簧个数 Z 15j4.2 减振弹簧的计算 .164.2.1 减振弹簧的分布半径 R .1614.2.2 单个减振器的工作压力 P164.2.3 减振弹簧尺寸 .16第五章 离合器其它主要部件的结构设计 195.1 从动盘毂的设计 .195.2 从动片的设计 .205.3 离合器盖结构设计的要求： .205.4 压盘的设计 .215.5 压盘的结构设计与选择 .21第六章 参考文献 23南京理工大学车辆工程课程设
4、计2第一章 绪论1.1 前言对于内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。目前，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操作机构等四部分。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其主要功用是：切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系统平顺地结合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系统分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系统所承受
5、的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器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膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。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操纵，已成为离合器的发展趋势。1.2 课程设计目的汽车设计课程是培养学生具有汽车设计能力的专业基础课，课程设计则是学生在学习了汽车构造 、 汽车设计等课程后一项重要的实践性教学环节，基本的目的是：通过课程设
6、计，综合运用汽车设计课程和其它选修课程的理论和实践知识，解决汽车设计问题，掌握汽车设计的一般规律，树立正确的设计思想，培养分析和解决实际问题的能力。学会分析和评价汽车及各总成的结构与性能，合理选择结构方案及有关参数，掌握一些汽车主要零部件的设计与计算方法。学会考虑所设计部件的制造工艺性、使用、维护、经济和安全等问题，培养汽车设计能力 。通过计算，绘图，熟练运用标准，规范，手册，图册和查阅有关技术资料，进南京理工大学车辆工程课程设计3一步培养学生的专业设计技能。鼓励学生充分利用计算机进行参数的优化设计，CAD 绘图，锻炼学生利用计算机进行设计和绘图的能力。1.3 设计要求通过课程设计，对轿车离合
7、器的结构、从动盘总成、压盘和离合器盖总成及膜片弹簧的设计有比较深入的熟悉并掌握。首先通过查阅文献、上网查阅资料，了解汽车离合器的基本工作原理，结构组成及功能；通过对车型分析，路况分析和型式分析，制定出总体设计方案。并对轿车膜片弹簧离合器进一步的认知和建模，并在指导老师的帮助下完成膜片弹簧离合器设计。为了保证离合器具有良好的工作性能，设计的汽车离合器应满足如下基本要求： （1）在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。为此，离合器的摩擦力矩应大于发动机最大扭矩；（2）接合平顺、柔和。即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。 （3）分离时要迅
8、速、彻底。 （4）离合器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）应具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）应避免汽车传动系共振，具有吸收震动、缓和冲击和减小噪声能力。（7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳，尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车，非常重要； （8）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中的变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。 （9）摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，摩擦衬面磨损在一定范围内时，要能通过调整，使离合器正常工作（10）应有足够的强度和良好的动平衡，以保
9、证其工作可靠、寿命长。 南京理工大学车辆工程课程设计4（11）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。1.4 技术参数及设计要求表 1.1 车型参数爬坡度 最大功率/转速最大转矩/转速车身 总质量一档 传动比主减 速比45 74kw/52000rpm155Nm/38000rpm1140kg 3.455 4.111本次设计要求如下：（1）离合器装配图一张 视图投影准确，结构合理，画法规范，图面整洁，字体按规定用工程字书写，标题栏及零件明细表完整。（2）零件图（四号图纸，非标准零件由老师指定）要求结构合理，尺寸公差标注规范，基准选择恰当。（3）课程设计说明书一份（用统一规格
10、）。1.5 设计步骤（1）熟悉离合器结构及相关理论知识。（2）根据所给题目进行车型分析，道路情况分析，所设计部件型式分析，进行主要参考型选择以及设计计算。（3）绘制离合器总成装配图。（4）绘制主要零件图。（5）编写设计说明书。南京理工大学车辆工程课程设计5第二章 离合器摩擦片参数的确定2.1 后备系数 后备系数 是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择 时，应考虑到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、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系统过载以及操纵轻便等因素。各类汽车离合器 的取值范围见表 2-1。表 2-1 离合器后备系数 的取值范
11、围车型 后备系数 乘用车及最大质量小于 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根据设计要求本次课程设计的后备系数 范围为 1.20-4.0，取 =1.2。2.2 单位压力当摩擦片采用不用的材料时， 取值范围见表 2-2。表 2-2 摩擦片单位压力 P0 的取值范围摩擦片材料 单位压力 /MPa0p模压 0.15-0.25石棉基材料编织 0.25-0.35铜基粉末冶金材料铁基0.35-0.50金属陶瓷材料 0.70-1.50选择： ,本次设计选取 MPa2.00PMPa5.1.02.3 离合器传递的最大静摩擦力矩 CTmN
12、XeC1865.max2.4 摩擦因数 f、摩擦面数 Z 和离合器间隙t摩擦片的摩擦因数 f 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。各种摩擦材料的摩擦因数 f 的取值范围见表 2-3南京理工大学车辆工程课程设计6表 2-3 摩擦材料的摩擦因数 f 的取值范围摩擦材料 摩擦因数 f模压 0.20-0.25石棉基材料编织 0.25-0.35铜基 0.25-0.35粉末冶金材料铁基 0.35-0.50金属陶瓷材料 0.4本次设计取 f=0.20。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。在前面的设计分析中已经陈述了本次设计选用的是双片推
13、式膜片弹簧离合器，因此 Z=4。离合器间隙t 是指离合器处于正常结合状态、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结合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙t 一般为 34mm。本次设计取 t=3mm。2.5 摩擦片参数的选择2.5.1 初选摩擦片外径 D、内径 d、厚度 b摩擦片外径是离合器基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和寿命，它和离合器所需传递转矩大小有一定关系。D= = 178mm (2-1)330max)1(2CPfTe30.6-1*.240.15）（取 D =180mm离合器摩擦片尺寸系列和参数表 2-4外径D/mm160 180 2
14、00 225 250 280 300 325 350 380 405 430内径 d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230厚度 b/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4c=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.5351- c3 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847单位面积 1
15、06 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037南京理工大学车辆工程课程设计7摩擦片标准系列尺寸，取 。mD180d25mb.3694.0c2.6 离合器基本参数的校核2.6.1 最大圆周速度smnveD /70/6.31084601603max 式中， 为摩擦片最大圆周速度（m/s） ；为发动机最高转速取 4000 ；maxenr/in为摩擦片外径径取 180 ；故符合条件。2.6.2 直径误差摩擦片的内、外径比 c 应在 0.530.70 范围内，本次设计取 c = =0.694 ,代入（2-Dd1）中得 D =176mm, D 与 D 的误差
16、在 13mm 之间，符合要求。112.6.3 单位摩擦面积传递的转矩 c0T= (N / )0cT)(42dZ）（ 215-8x460.8m2式中， 为离合器传递的最大静摩擦力矩 186 ；c N式中， 为单位摩擦面积传递的转矩（Nm/ ） ； 为其许用值（Nm/ ） ，0CT 2m2m按下表 2-5 选取。表 2-5 单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格 D/mm0.28 0.30 0.35 0.40当摩擦片外径 D 210mm 时， =0.28N / 0.0008N / ，0cTm2m2故符合要求南京理工大学车辆工程课程设计82.6.4 单位摩擦面积滑磨功为了减少汽车起步过程中离合器的滑
17、磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功 w 应小于其许用值 w。汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：W = ( ) = ( ) = 11143.0(J)180n2e graim18024.3224.13.50x式中，W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)m 为汽车总质量取 1140kg；arr 为轮胎滚动半径 0.3m；i 为汽车起步时所用变速器档位的传动比 3.455；gi 为主减速器传动比 4.111；0n 为发动机转速(r/min),乘用车 n 取 2000 r/min;e ew = = = 0.38J/mm )(42dDZ
18、W ）（ 215-803.4x.2式中，W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取 11143J满足 w =2,则 =r-2=100-10=90mm2ereer故取 80mm.er3.1.6 压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定1R1r和 需满足下列条件：1Rr 71R南京理工大学车辆工程课程设计10601r故选择 115mm ， 106mm.1R1r校核： (压紧)2)(41DRdD(分离)11r(压紧)209)12580(4(分离)18)(故满足条件。3.1.7 膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧工作点位置如图 3.1 所示，该曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧的压平位置，而且 。新
19、离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点 B 一般取在凸点 M2/)(11NMH和拐点 H 之间，且靠近或在 H 点处，一般 ，以保证摩擦片在最大磨HB11)0.8(损限度 范围内的压紧力从 到 变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从 B 变到BF1AC。为最大限度的减小踏板力，C 点应尽量靠近 N 点。图 3.1 膜片弹簧工作点位置南京理工大学车辆工程课程设计113.1.8 膜片弹簧材料制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢 60Si2MnA。3.1.9 膜片弹簧强度计算与应
20、力校核分析表明，B 点的应力值最高，通常只计算 B 点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度。由参考文献1P65 可知 B 点的应力 为t=E/（12）/r(e-r) 2/2（e-r） +h/2t令 对 的导数等于零 ,可求出 达到极大值时的转角B P=+h/(e-r)/2P自由状态时碟簧部分的圆锥底角 =0.245 rad;中性点半径 e=(R-r)/ (R/r)=（96-82）/ (96/82)=108.629 mm。此时lnln=0.245+3/(108.629-82)/2=0.386 radP离合器彻底分离时,膜片弹簧子午断面的实际转角为 ff=2*1f /(R1-r1)/2=2* 1.4/（
21、 90-82）/2=0.088rad此时 ，则计算 时 取 ，所以fPtBf=2.1100000/（1-0.32）/80 （108.629-98）0.0882/2-（108.629-98）tB0.245+6/2 0.088=-753.55（ ）MPa为一个分离指根部的宽度, =2r/n=23.1482/18=28.6 mm。所以brbr=6（82- 35）675.2/（1828.662）=102.7（ ）rB MPa考虑到弯曲应力 是与切向压应力 相互垂直的拉应力，根据最大切应力强tB度理论，B 点的当量应力为= =102.7（ 753.55）=856.25 （ ）tBr MPa在这次设计中，
22、膜片弹簧材料采用 60Si2MnA，所以 =846.25 符合tBjB15001700MPa 的强度设计要求。南京理工大学车辆工程课程设计123.2 膜片弹簧的弹性特性曲线假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。向变形为 (mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：1x 2111121211 )2)()/ln(6) hrRxHrRxHrRbEhfP式中，E弹性模量，钢材料取 E=2.06 Mpa；50b泊松比，钢材料取 b=0.3；R自由状态下碟簧部分大端半径，mm；r自由状态下碟簧部分小端半径，mm； 压盘加载点半径，mm；1支承环加载点半径，mm；h膜片弹簧钢板厚度，mm
23、。图形如下：图 3.2 弹性特性曲线3.3 膜片弹簧的相关参数如表 3-1表 3-1截锥高度 H 板厚 h 分离指数 n 圆底锥角 4.8mm 2.4mm 18 14 C0膜 片 弹 簧 弹 性 特 性05001000150020002500300035000 1 2 3 4 5 6变 形 1/mm工作压力F1/N南京理工大学车辆工程课程设计13第四章 扭转减振器的设计4.1 扭转减振器主要参数4.1.1 带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图 4.1 所示弹簧摩擦式:图 4.1 带扭转减振器的从动盘总成结构示意图1从动盘；2减振弹簧；3碟形弹簧垫圈；4紧固螺钉；5从动盘毂；6减振摩擦片7减振盘
24、；8限位销由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获得,且越来越趋向采用单级的减振器。极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取，T =(1.52.0) j maxeT其中，对于乘用车，系数取 2.0。则 T =2.0 2.0155 310（ ）jmaxe N4.1.2 扭转刚度 k由经验公式初选k jT13即 k T 133104030（Nm/rad）13j南京理工大学车辆工程课程设计144.1.3 阻尼摩擦转矩 T可按公式初选（0.060.17）maxeT取 =0.1 =0.1155=15.5( )TmaxeN4.1.4 拉紧力矩
25、n减振弹簧在安装时都有一定的预紧。满足以下关系：nT（0.050.15） 且 15.5 nTmaxeTnmN而 （0.050.15） 7.7523.25 则初选 20Nmn4.1.5 减振弹簧的位置半径 0R的尺寸应尽可能大些，一般取0R=(0.600.75)d/20则取 =0.65d/2=0.65125/2=40.6(mm),可取为 42mm.04.1.6 减振弹簧个数 Z j表 4-1 减振弹簧的选取摩擦片外径 /Dm2502352350350jZ46811当摩擦片外径 D 250mm 时，Z =46j故取 =4jZ4.1.7 减振弹簧总压力 F当减振弹簧传递的转矩达到最大值 时，减振弹簧
26、受到的压力 F 为jTF T /R0310/(42 )7.38(kN)j 310南京理工大学车辆工程课程设计154.1.8 极限转角 本次设计 =2arctnR03425.arct5.224.2 减振弹簧的计算在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。4.2.1 减振弹簧的分布半径 R1R 的尺寸应尽可能大些，一般取1R =(0.600.75)d/21式中，d 为离合器摩擦片内径故 R =0.65d/2=0.65125/2=40.625(mm)，即为减振器基本参数中的 R1 04.2.2 单个减振器的工作压力 PP= F /Z=7380/4 1845(N
27、)4.2.3 减振弹簧尺寸1）弹簧中径 D C其一般由布置结构来决定，通常D =1115mmC故取 D =12mmC2）弹簧钢丝直径 dd= = =4.84mm38Pc3280*145式中，扭转许用应力 可取 550600Mpa, 故取为 580Mpad 取 5.0 mm3）减振弹簧刚度 k南京理工大学车辆工程课程设计16应根据已选定的减振器扭转刚度值 k 及其布置尺寸 R1 确定，即k= =407.4(N/)n210R6-210*4.034）减振弹簧有效圈数 i弹簧的切变模量 ，E=19600 ,GB/T 123676，表 30.2-4785GMPaMPa4.2607.)12().5. 33
28、434 kDdic所以 =4.5i5）减振弹簧总圈数 n其一般在 6 圈左右，与有效圈数 之间的关系为in= +(1.52)=6减振弹簧最小高度=33mmdnnl1.)(mi 弹簧总变形量mm52.4078kPl减振弹簧总变形量 0l= =33+4.52=37.52mmllmin减振弹簧预变形量= 0.201mm1kZRTln6.407.2减振弹簧安装工作高度 l=37.52-0.201=37.31mm0l6）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 1sin2R式中， 为限位销的安装尺寸。 值一般为 2.54mm。2R1南京理工大学车辆工程课程设计17所以可取 为 3.8mm, 为 72mm.12R7
29、）限位销直径 d按结构布置选定，一般9.512mm 。d可取 为 10mmd8）选择旋绕比，计算曲度系数根据下表选择旋绕比表 4-2 旋绕比的荐用范围d/mm 4.0215.2.65.17428C 1720946确定旋绕比 ，曲度系数 30)()( CCK扭转减振器相关参数表 4-3极限转矩 jT阻尼摩擦转矩 T预紧转矩 nT减振弹簧的位置半径 0n减振弹簧个数 jZ216 Nm 10.8 Nm 10 Nm 46mm 4南京理工大学车辆工程课程设计18第五章 离合器其它主要部件的结构设计5.1 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，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧
30、对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的迟钝可根据摩擦片的外径 D 与发动机的最大转矩 T maxe表 5-1 从动盘毂花键的尺寸花键尺寸摩擦片外径 D/mm发动机最大转矩T /(Nm)maxe齿数 n 外径 D/mm内径 d/mm齿厚t/mm有效尺长 l/mm挤压应力/MPac160 49 10 23 18 3 20 9.8180 69 10 26 21 3 20 11.6200 108 10 29 23 4 25 11.1225 147 10 32 26 4 30 11.3250 196 10 35 28 4 35 10.2280 275 10 35 32 4 40 12.5300 3
31、04 10 40 32 5 40 10.5325 373 10 40 32 5 45 11.4350 471 10 40 32 5 50 13.0本次设计 D = 180 mm ，T = 155Nm 故选择花键类型为：maxe花键尺寸摩擦片外径 D/mm发动机最大转矩T /(Nm)maxe齿数 n 外径 D/mm内径 d/mm齿厚t/mm有效尺长 l/mm挤压应力/cMPa180 69 10 26 21 3 20 11.6花键尺寸选定后应进行挤压应力 ( )及剪切应力 ( )的强度校核：jMPajMPaznldDjej 3082maxPazlbjej 154ax式中： ， 分别为花键外径及内径
32、， mm；dn花键齿数；南京理工大学车辆工程课程设计19， b分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm；lmaxez从动盘毅的数目；发动机最大转矩，N.mm。axe从动盘毅通常由 40Cr ， 45 号钢、35 号钢锻造，并经调质处理，HRC2832。由表 3-1 选取得：花键齿数 n=10； 花键外径 D=26mm；键内径 d=21mm；键齿宽 b=3mm；有效齿长 l=20mm；挤压应力 =11.6MPa；校核计算如下： MpaznldDej 6.0210426/1058832max ）（）（lbej 4.93)/(443ax ）（=6.60MPa ； jMPaj0=4.99MPa ；jj15符
33、合强度得要求。5.2 从动片的设计从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：1) 从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。2) 从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。3) 应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。本次设计初选从动片厚度为 2mm5.3 离合器盖结构设计的要求：1) 应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。南京理工大学车辆工程课程设计202) 应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。3) 盖的膜片弹簧支承处应具有
34、高的尺寸精度。4) 为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。乘用车离合器盖一般用 08、10 钢等低碳钢板。本次设计初选 08 钢板厚度为 3mm5.4 压盘的设计对压盘结构设计的要求:1) 应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。2) 压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为 1525 mm 。3) 与飞轮应保持良好的
35、对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520 gcm 。4) 压盘高度( 从承压点到摩擦面的距离)公差要小。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用 HT200、HT250 、HT300 ，硬度为 170227HBS。5.5 压盘的结构设计与选择t = mcWm = = V)42(dDht = = =1.94c)42(dDh 4.8170)421580(3C式中，W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功，取 W=11143.0J 为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘. =0.5 ；南京理工大学车辆工程课程设计21m 为压盘质量(kg)
36、V 为压盘估算面积；c 为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg )；C为铸铁密度，取 7800 kg/m ；3为摩擦片外径取 180 ；Dm为摩擦片内径取 140 ；dh 为压盘厚度，取=15 mm； t 为压盘温升（ ）C满足压盘温升不超过 810 要求。南京理工大学车辆工程课程设计22第六章 参考文献1 徐石安.汽车离合器/汽车设计丛书 M.北京：清华大学出版社,20052 王望予.汽车设计M. 北京：机械工业出版社，20073 陈家瑞.汽车构造M.北京：人民交通出版社，20024 刘惟信.汽车设计 M.北京：清华大学出版社,20015 巩云鹏.机械设计课程设计M.沈阳：东北大学出版社,2006
