底盘设计

1前言
车架作为汽车底盘的基础件，其结构形式直接影响着底盘各零部件的布置安装。

同时，作为底盘及整车的主要承载件，车架对整车的各项性能起着至关重要的作用，因此在车架设计过程中，除考虑自身的强度要求外，还需考虑其它总成安装的方便性，并兼顾生产工艺条件。

摘要:针对目前全液压电动反扒装载机缺乏设计理论支持、存在性能低和质量差的问题，提出了全液压电动反扒装载机总体设计和主要参数的选择方法，给出了其特有的结构形式及整机最佳挖掘性能的发挥区域。

对新研制的全液压电动反扒装载机机从设计、配套件选择和制造3个方面降低成本、提高性能和质量，并对其技术性能进行了试验分析。

试验结果表明:该机设计参数选择合理、性能优越,完全满足全液压电动反扒装载机的作业要求,与现有生产厂家生产的全液压电动反扒装载机相比成本降低60%~70%;提出的设计方法科学合理，对全液压电动反扒装载机的设计和生产具有指导意义。

关键词:机械工程；全液压电动反扒装载机；总体参数；主要挖掘区；性能试验
0引言
该机为近几年新开发的在狭小空间里可进行工作全液压电动反扒装载机。

具有液压行走，挖掘采集，输送，装车，清底五种功能。

可用于生产作业空间为(2.8米×2.8米）以上的各种矿料的开采，磷矿、铁矿等各种矿山块状料的装车作业。

它是由机械手与输送机最完美的结合，采集和输送功能合二为一。

采用电动全液压控制系统的生产装置，具有安全、环保、低能耗、高效率的特点。

适用于隧洞挖掘、矿山工程、水利工程等工程的施工机械及小断面引水洞，矿山出渣（矿）机械, 该机主要用于一些空间狭窄、生产规模小磷矿、金属非金属矿等非爆炸危险性矿山的碎石土料采集及输送装车施工。

该机包含液压行走，挖掘采集，输送，装车，清底五种功能。

其中液压行走功能是通过液压马达，减速机，传动轴，再到减速机输送驱动车轮，液压马达具有前行，后退，自动刹车三种功；挖掘采集功能由机械手完成，机械手具有挖掘、伸臂、装料、卸料功能，大臂可上升、下降、左右回转，挖掘采集的操纵由全液压控制，由六个手柄操作，每个手柄控制两个动作，共十二个动作，此技术综合采用大型挖掘机操作流程改进而成使用方便，易操作.输送，装车功能由输送机系统完成，其输送架由液压缸控制升降，输送架下降时可将前轮支起，同时输送架前接料口与矿石接触面更加紧密，工作时稳定性更强，同时可以接合散料，平整常地，传送带宽度为650-700mm，传送速度为800 -900mm/秒，传送带通过一个油冷式电动滚筒作为主动滚筒带动，此方式传动性能具有结构紧凑、传动效率高、噪声低、使用寿命长，运转平稳、工作可靠、密封性好、占据空间小、安装方便等诸多优点，并且适合在各种恶劣环境条件下工作。

包括潮湿、泥泞、粉尘多的工作环境。

1 总体设计
总体设计尺寸为（长×宽×高）5500×1700×1700，最大矿料通过尺寸为810×450，料架最大举升高度为2100，料架最大装车高度1500，大臂最大回转角度730，扒渣装车效力60m3/h,
输送带最大坡度240。

总机的构成有5各部分组成，分别为工作机构、运输机构、行驶机构、液压系统、电气控制系统。

图1工作机构主要构成为1-铲斗； 2-铲斗油缸； 3-斗杆； 4-大臂；5-斗杆油缸；6-大臂油缸； 7-转座；运输机构主要构成为11-带支撑滚轮； 12-电动滚筒； 13-输送架油缸；行驶机构主要构成为柴油机30，电动机22，油泵22，油马达25，变速箱24，传动轴，
1
图1 全液压电动反扒装载机总图
1-铲斗；2-铲斗油缸；3-斗杆；4-大臂；5-斗杆油缸；6-大臂油缸；7-转座；8-转向器；9-司机座椅；10-驾驶棚；11-带支撑滚轮；12-电动滚筒；13-输送架油缸；14柴油机；15-驱动轮；16-电器柜；17-液压油散热器；18-转向轮；19-多路控制阀；20-从动支架；21-连轴节；22-电动机；23-油箱；24-齿轮减速器；25-液压泵；26-方向油缸；27-转向油缸；28-从动滚筒；29-集料口；30-柴油机；31-后桥；32-后传动轴；33-油泵；34-前传动轴
总体参数的选择
全液压电动反扒装载机总体参数有：尺寸参数、质量参数、功率参数和经济指标参数。

其中最主要的参数有：斗容量、整机质量、功率、工作压力和流量[2]。

总体设计时,根据使用要求和工作特性先确定主要参数,然后依次确定其他参数。

１设计要求
根据设计任务书及底盘总布置对各总成的布置情况，车架设计必须满足下列要求：(1)发动机后置；(2)前、后均采用钢板弹簧悬架；(3)机长5480mm；机宽1700mm;(4)前桥中心处车架上平面离地高350mm，后桥中心处车架上平面离地高310mm。

2 整机主要参数要求
项目单位参数
机长
mm 5480
机宽1700
机高1700
轴距1600
轮距1330
最大矿料通过尺寸
(长×宽×高)
810*600*450 行走离地最小距离145 整机质量kg 2080
料架最大伸举高度
mm 2100
料架最大装车高度1500
适合装料车厢长度1700-2000 料斗最大伸长度离铲口1300
料斗最大举伸高度1900 耗电量Km/h 10.5
大臂最大回转角度( .) 73 最大行车速度约Km/h3/6 最大挖掘力KN11.00
扒渣装车效力mm3/h60
驾驶员头顶距地面高度mm1800
输送带最大坡度24
汽车底盘
§11 汽车底盘概述
§12 离合器
§13 变速器与分动器
§14 万向传动装置
§15 驱动桥
§16 汽车行驶系
§17 汽车转向系
§18 汽车制动系
1行走底盘概述
2离合器3变速器4万向传动装置5 驱动桥6 行驶系7转向系8 制动系
悬架系统
车辆液压传动装置由泵、马达及必要的机械减速（变速）装置组成，为了讨论方便将其动力输出装置---马达或马达与变速器称为液压驱动装置，将液压驱动装置输出轴旋转一周需要的流量称为驱动装置的等效排量，这样马达的等效排量即为本身排量，马达与变速器组成的驱动装置的等效排量即为马达排量与减速器减速比的乘积（变速器则为与各档位减速比的乘积）。

液压驱动装置的结构形式多种多样，性能差异很大，由此形成了液压驱动车辆装置种类繁多的特点。

从大结构原理讲，液压驱动装置可分为四类，即：单马达减速驱动装置，单马达变速驱动装置，
多马达减速驱动装置，多马达变速驱动装置。

离合器
概述
离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。

主要作用：
(1)汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；
(2)在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；
(3)限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；
(4)有效地降低传动系中的振动和噪声。

摩擦离合器主要组成
摩擦离合器主要由主动部分（发动机飞轮、离合器盖和压盘等）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等）四部分组成。

主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构。

操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。

1.2 离合器的功用
离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。

如前所述，现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。

发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为300～500r/min ，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。

因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。

所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。

虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。

但变速器在空档发动离合变速万向联轴
位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。

尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。

所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。

汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。

如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。

同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。

离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。

1.3 离合器的工作原理
离合器由主动部分、从动部分、压紧机构、分离机构和操纵机构五部分组成。

离合器主动部分包括飞轮4(如图1.1 所示)、离合器盖6 和压盘5。

飞轮用螺栓与曲轴1 固定在一起，离合器盖通过螺钉固定在飞轮后端面上，压盘与离合器盖通过传动片连接。

这样，只要曲轴旋转，发动机发出的动力便经飞轮、离合器盖传至压盘，使它们一起旋转。

离合器从动部分由装在压盘和飞轮之间的两面带摩擦衬片17的从动盘3和从动轴2组成。

从动盘通过内花键孔与从动轴滑动配合。

从动轴前端用轴承18 支承在曲轴后端中心孔中，后端支承在变速器壳体上并伸入变速器。

离合器的从动轴通常又是变速器的输入轴。

离合器压紧机构由若干沿圆周均匀布置的螺旋弹簧16 组成，它们装于压盘和离合器盖之间，用来对压盘产生轴向压紧力，将压盘压向飞轮，并将从动盘夹紧在
压盘和飞轮之间。

离合器分离机构由分离拨叉11、分离套筒和分离轴承9、分离杠杆7、回位弹簧10等组成。

它们同离合器主从动部分及压紧装置一起装于离合器壳(飞轮壳)内。

分离杠杆中部支承在装于离合器盖的支架上，外端与压盘铰接，内端处于自由状态。

分离轴承压装在分离套筒上，分离套筒松套在从动轴的轴套上。

分离拨叉是中部带支点的杠杆，内端与分离套筒接触，外端与拉杆铰接。

图1.1 离合器结构和工作原理示意图
1—曲轴 2—从动轴 3—从动盘 4—飞轮 5—压盘 6—离合器盖 7—分离杠杆 8—弹簧9—分离轴承 10、15—复位弹簧 11—分离拨叉 12—踏板 13—拉杆 14—调节叉 16—压紧弹簧 17—从动盘摩擦片 18—轴承
离合器操纵机构由离合器踏板12、拉杆13、拉杆调节叉14及复位弹簧15等组成。

离合器踏板中部铰接在车架(或车身)上，一端与拉杆铰接。

它们装在离合器壳外部。

(1)接合状态离合器处于接合状态时，踏板12(见图13.1)未被踩下，处于最高位置，分离套筒被回位弹簧10拉到后极限位置，分离杠杆7内端与分离轴承9之间存在间隙(离合器自由间隙)，压盘5 在压紧弹簧16 作用下将从动盘压紧在飞轮上，发动机的转矩即经飞轮及压盘通过两个摩擦面传给从动盘，再经从动轴2传给
(2) 分离过程需要分离离合器时，只要踏下离合器踏板，拉杆拉动分离叉，分离叉内端推动分离套筒、分离轴承首先消除离合器自由间隙；然后推动分离杠杆内端向前移动，分离杠杆外端便拉动压盘向后移动，解除对从动盘的压紧力，摩擦作用消失，中断动力传递。

(3) 接合过程当需要恢复动力传递时，缓慢抬起离合器踏板，分离轴承减小对分离杠杆内端的压力；压盘在压紧弹簧的作用下向前移动，并逐渐压紧从动盘，接触面间的压力逐渐增大，相应的摩擦力矩也逐渐增大。

当飞轮、压盘和从动盘接合还不紧密时，主、从动部分可以不同步旋转，即离合器处于打滑状态。

随着飞轮、压盘和从动盘压紧程度的逐步加大，离合器主、从动部分转速也渐趋相等，直至离合器完全接合而停止打滑，结合过程结束。

2 离合器的结构方案设计
车离合器大多是盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分为单片、双片和多片三类；根据压紧弹簧布置形式不同，可以分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式；根据使用的压紧弹簧不同，可以分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同，又可以分为推式和拉式两种形式。

2.1 摩擦片的选择
单片离合器因为结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此该设计选择单片离合器。

2.2 从动盘数的选择
对轿车和轻型、微型货车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸允许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。

单片离合器机构简单、尺寸紧凑，散热良好、维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能够保证分离彻底、接合平
双片离合器与单片离合器相比较，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸小，踏板力较小，另外接合比较平顺。

但是中间压盘通风散热不良，两片起步负载不均匀，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。

这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。

多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点，以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。

但是它也有接合平顺柔和、摩擦表面湿度较低、磨损较小、使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。

经过分析比较，该设计是2吨货车，属于轻型汽车，所以在设计中考虑用单片离合器，即该离合器只设有一片从动盘。

2.3 压紧弹簧和布置形式的选择
周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。

此结构中弹簧压力直接作用于压盘上。

为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数目不应该太少，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。

压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最高转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递转矩的能力随之降低。

一般轻型货车和轿车都采用这种离合器
由于本次设计的是2吨轻型货车，我们决定采用周至圆柱螺旋弹簧
3 离合器基本参数及尺寸选择
摩擦离合器是靠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根据摩擦定律可以表示为
c c fFZR T （ a ）
式中，c T 为静摩擦力矩；f 为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.25~0.30；F 为压盘施加在摩擦面上的工作压力；c R 为摩擦片的平均摩擦半径；Z 为摩擦面数，
是从动盘数目的两倍。

在该设计中，f 取0.3，Z 取2。

假设摩擦片上工作压力均匀，则有
F=4/)(2200d D p A p -=π （ b ）
式中，0p 为摩擦面单位压力，A 为一个摩擦面的面积；D 为摩擦片外径；d 为
摩擦片内径。

摩擦片的平均摩擦半径c R 根据压力均匀的假设，可以表示为
c R = )(3/)(2233
d D d D -- （ c ）
当d/D ≥0.6时，c R 可相当准确地由下式计算
c R =（D+
d ）/4 （ d ）
将式（ b ）、式（ c ）代入式 （ a ）得
12/)1(330c D fZp T c -=π （ e ）
式中，c 为摩擦片内外径之比，c=d/D ，一般在0.53~0.70之间
为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时c T 应
该大于发动机最大转矩，即
c T =βT m ax e （ f ）
式中，T m ax e 为发动机的最大转矩；β为离合器的后备系数，定义为离合器所
能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，β必须大于1。

由此可得出，离合器的基本参数主要有性能参数β和0p ，尺寸参数D 和d 以
及摩擦片厚度b 。

表3.1 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB1457—74）
4 离合器基本参数的优化
在设计离合器的时候，首先就是要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参
数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能；其次，在确定了基本参数以后，必然要对参数进行优化处理。

---
1、设计变量
后备系数β可由式（ a ）和（ f ）确定，可以看出β取决于离合器工作压力
F 和离合器的主要尺寸参数D 和d 。

单位压力0p 可以由式（ b ）确定，0p 也取决于F 和D 以及d 。

因此离合器基
本参数的优化设计变量选为
=X [1x 2x 3x ]T =[F D d]T
2、目标函数
离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结
构尺寸尽可能小，即目标函数为
]4/)(m in[)(22d D x f -=π
3、约束条件
1）摩擦片的外径D （mm ）的选取应该使最大圆周速度D v 不超过65~70m/s ，
即
60/103max -⨯=D n v e D π≤65~70m/s （ i ）
式中，D v 为摩擦片最大圆周速度（m/s ）；max e n 为发动机最高转速（r/min ）。

2）摩擦片的内外径比c 应该在0.53~0.70范围内，即
0.53≤c ≤0.70
3）为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一
定范围内，最大范围β为1.2~4.0，即
1.2≤β≤4.0
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
20R 约50mm ，即
d ＞20R +50
5）为反映离合器传递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，即
][)(/40220c c c T d D Z T T ≤-=π （ j ）
式中，0c T 为单位摩擦面积传递的转矩（N ·m/mm 2）；][0c T 为其允许值
（N ·m/mm 2），按下表选取。

>
>>≤210
×0.01离合器规格 单位摩擦面积传递转矩的许用值
6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力0p 对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围0p 为0.10~1.50MPa ，即
0.10 MPa ≤0p ≤1.50MPa
7）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，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即
][)(/422ωπω≤-=d D Z W （ k ）
式中，ω为单位摩擦面积滑磨功（J/mm 2）；[ω]为其许用值（J/mm 2），对于轿
车：[ω]=0.40J/mm 2，对于轻型货车：[ω]=0.33 J/mm 2，对于重型货车：[ω]=0.25 J/mm 2；W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J ），可以根据下式计算
2202221800/g r a e i i r m n W π= （ l ）
式中，a m 为汽车总质量（kg ）；r r 为轮胎滚动半径（m ）；g i 为起步时所用变速
器挡位的传动比；0i 为主减速器传动比；e n 为发动机转速（r/min ），计算时货车取1500r/min 。

5 从动盘的结构选型和设计
5.1 从动盘结构介绍
在现代汽车上一般都采用带有扭转减振的从动盘,用以避免汽车传动系统的共
振,缓和冲击,减少噪声,提高传动系统零件的寿命,改善汽车行使的舒适性,并使汽车平稳起步。

从动盘主要由从动片，从动盘毂，，摩擦片等组成，由下图4.1可以看出，摩擦片1，13分别用铆钉14，15铆在波形弹簧片上，而后者又和从动片铆在一起。

从动片5用限位销7和减振12铆在一起。

这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。

在从动片5和减振盘12上圆周切线方向开有6个均布的长方形窗孔，在在从动片 和减振盘之间的从动盘毂8法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧11，以便三者弹性的连接起来。

在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。

在从动片和从动盘毂之间还装有减振摩擦片6，9。

当系统发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。

图5.1 带扭转减振器的从动盘
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
5.2 从动盘设计
从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和花键毂等组成。

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，减少磨损。

3）应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。

为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有：
1）在从动盘上开“T”形槽，外缘形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。

两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。

“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。

这种结构主要应用在货车上。

2）将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接。

由于波形片比从动片薄，故这种结构轴向弹性较好，转动惯量小，适宜于高速旋转，主要应用于轿车和轻型货车。

3）利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。

这种结构弹性行程大，弹性特性较理想，可使汽车起步极为平顺。

它主要应用于中、高级轿车。

4）将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。

这种结构转动惯量大，但强度较高，传递转矩能力大，主要应用于货车上，尤其是重型货车。

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）有足够的机械强度和耐磨性。

3）密度要小，以减少从动盘转动惯量。

4）热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。

5）磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。

6）接合时应平顺而不生产“咬合”或“抖动”现象。

7）长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。

5.2.1 从动片的选择和设计
设计从动片时，为了减轻其重量，并使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。

离合器从动盘转速的变化
将引起惯性力，惯性使变速器换挡齿轮的轮齿间产
生冲击或使变速器中的同步器装置加速磨损。

惯性
力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减
小转动惯量以减轻变速器换挡时的冲击，从动片一
般都做得很薄，通常用1.3~2.0mm厚的钢板冲制
而成。

为了进一步减小从动片的转动惯量，有时将从动片外缘的盘形部分磨薄至0.65~1.0mm，使其质量分布更加靠近旋转中心。

为了离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。

这样，在离合器的接合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。

图5.2中示出了从动盘轴向弹性结构和盖总成压簧在离合器接合过程5.2 加紧载荷变化曲线
中摩擦面上加紧载荷的变化曲线。

具有轴向弹性的从动片有以下3种结构形式：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片和组合式弹性从动片。

图 5.3 整体式弹性从动片
1-从动片；2-摩擦片；3-铆钉
整体式弹性从动片如图5.3所示，能达到轴向弹性的要求，其优点是生产效率高，但其缺点是很难保证每一片扇形部分的刚度完全一致。