汽车摩擦片设计

1.离合器概述
离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。

为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器，实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。

离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系个零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。

1.1离合器设计的基本要求：
1)在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又
能防止过载。

2)接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。

3)分离时要迅速、彻底。

4)从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步
器的磨损。

5)应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。

6)操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。

7)具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。

1.2技术参数:
车型：轿车
发动机功率： Pemax=70KW/5200r/min
发动机转矩： Temax=170N.m/3000r/min
飞轮工作面： D/d=240mm/130mm
1.3膜片弹簧离合器结构
膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。

1)离合器盖
离合器盖一般为120°或90°旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮联结在一起。

离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。

2)膜片弹簧
膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周表面上开有许多均布的长径向
槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形窗孔，可以穿过支承铆钉，这部分称之为分离指；从窗孔底部至弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。

3)压盘
压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连。

压盘靠近外圆周处有断续的环状支承凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。

4)传动片
离合器接合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动；在离合器分离时，压盘相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。

这些动作均由传动片完成。

传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。

在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转；在离合器分离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。

5)分离轴承总成
分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。

分离轴承在工作时主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。

目前国产的汽车中多使用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温铿基润滑脂，其端面形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。

1.4膜片弹簧离合器的优点
膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点：
1)膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性；
2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数
目少，质量小；
3)高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；
4)膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀；
5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长；
6)膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好
1.5膜片弹簧离合器的工作原理
由图1.1可知，离合器盖1与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧3被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘5的压紧力，使得压盘与从动盘6摩擦片之间产生摩擦力。

当离合器盖总成随飞轮转动时(构成离合器主动部分)，就
通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力
（1）接合位置 （2）分离位置
1-离合器盖 2-铆钉 3-膜片弹簧 4-支撑环 5-压盘 6-摩擦片 7-分离轴承总成 8-离合器踏板 9-输出轴
图1.1膜片弹簧离合器的工作原理图
要分离离合器时，将离合器踏板8踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成7前移推动膜片弹簧分离指，使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处于分离位置，切断了发动机动力的传递。

2. 离合器摩擦片参数的确定
2.1 摩擦片参数的选择
2.1.1 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。

根据文献[1]式(3.2.1)，
D =mm mm A T e 3.14747
102
100100
max == 式中，
max
e T 为发动机最大转矩，取
m
N T ⋅=102m ax ；
A 为不同结构和使用条件对D 的影响系数，对于小轿车 取A=47。

根据文献[1]表3.2.1中摩擦片标准系列尺寸，取mm 140,d mm 200D ==m m 5.3 b =
700.0c =。

2.1.2 后备系数β
后备系数保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩，同时它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高了离合器的使用寿命。

但为了离合器的尺寸不致过大，减少传递系的过载，使操纵轻便等，后备系数又不宜过大。

由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加），再加上小轿车的后备功率比较大，使用条件较好，宜取较小值，故初取β=1.6。

2.1.3 离合器传递的最大静摩擦力矩T C
根据文献[2]式（2－7）
c T ==⨯=β1026.1T m ax e 163.2m N ⋅ 2.1.4 单位压力P 0
摩擦面上的单位压力P 的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及质量等有关。

离合器使用频繁,工作条件比较恶劣单位压力P 较小为好。

当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力P 。

因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力P 应随摩擦片外径的增加而降低。

选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。

根据文献[1]式3.2.1
)
1(12
33
30D d
ZD fp T c -=
π
⇒
=
-
⨯⨯⨯⨯=
-
⨯=
)
2001401(20023.02
.16312)
1(123
333
330ππD d ZD f T p c
a
MP .1980
式中，f 为摩擦因数取0.3；
p 为单位压力（
a
MP ）
Z 为摩擦面数取2；
D 为摩擦片外径取200mm ；
d 为摩擦片内径取140mm ；
根据文献[2]表2-2和表2-4摩擦片材料选择石棉基材料，0
p 为单位压力
0.25a MP ，f 为摩擦因数取0.3。

2.1.5 摩擦片的材料选取
摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：
⑴应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。

⑵要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。

⑶要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好
⑷热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦 ⑸磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面 ⑹油水对摩擦性能的影响应最小
⑺结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象
由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3左右,在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。

2.2 离合器基本参数的校核
2.2.1 最大圆周速度
根据文献[2]式（2－10）知，
s m s m D n v e D /70/6810200650060
1060
33m ax <≈⨯⨯⨯=
⨯=
--π
π
式中，D v 为摩擦片最大圆周速度（m/s ）；
max
e n 为发动机最高转速取6500r/min ；
D 为摩擦片外径径取200mm ；
故符合条件。

2.2.2 单位摩擦面积传递的转矩c0T 根据文献[2]式（2－11）知
0c T =
=-)(422d D Z Tc
π)
140200(22.16342
2-⨯⨯⨯π0051.0≈(N·m /2mm ) 式中，c T 为离合器传递的最大静摩擦力矩163.2m N ⋅； 根据文献[2]表（2－5）知，
当摩擦片外径D ≤210mm 时，][0c T =0.28 N ·m /2mm >0.0051 N ·m /2mm ， 故符合要求 2.2.3 单位压力0P
为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力0P 的最大范围为0.15～.35Mpa ，
由于已确定单位压力0P ＝0.25Mpa ，在规定范围内，故满足要求 2.2.4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]。

根据文献[2]式（2－13）汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：
W = 1800n 2
e 2π(2g 202r a i i r m )ziyou = 1800
200014.322⨯(2
223.09051.40.286
1145⨯) = 10566 (J) 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 a 为汽车总质量取1145kg ； r r 为轮胎滚动半径0.286m ；
i g 为汽车起步时所用变速器档位的传动比4.51； i 0为主减速器传动比3.090；
n e 为发动机转速(r/min),乘用车n e 取2000 r/min; 根据文献[2]式（2－12）
w =
)(422d D Z W -π = )
140200(214.310566
422-⨯⨯ = 0.32
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10566J
满足w < [w] = 0.4 0J/mm 2要求。

摩擦片的相关参数如表1
表1
摩擦片外径D 摩擦片内径d 后备系数β
厚度b 单位压力Po 200mm
140mm
1.6 3.5
0.25MPa
3. 膜片弹簧的设计
3.1 膜片弹簧的基本参数的选择 3.1.1 截锥高度H 与板厚h 比值
h
H
和板厚h 的选择 为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的h
H
一般为1.5～2.0，板厚h 为2～4mm 故初选h=2.3mm ,
h
H
=1.6则H=1.6h=3.68mm . 3.1.2自由状态下碟簧部分大端R 、小端r 的选择和
r
R
比值 当6.0≥D d 时，摩擦片平均半径Rc=)(854
1402004mm d D =+=+， 对于拉式膜片弹簧的R 值，应满足关系r ≥Rc=85mm 故取R=90,再结合实际情况取R/r=1.26,则r=70mm 。

3.1.3膜片弹簧起始圆锥底角
α的选择
α＝arctanH/(R-r)=arctan4/(113-90)≈10.43°，满足9°～15°的范围。

3.1.4 分离指数目n 的选取 取为n=18。

3.1.5 切槽宽度δ1、δ2及半径e r
取δ1＝3.2mm, δ2=10mm, e r 满足r-e r >=δ2,则e r <=r-δ2=70-10=60mm 故取e r ＝65mm.
3.1.6 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定
根据文献[1]知，R1和r1需满足下列条件：
711≤-≤R R
610≤-≤r r
故选择R1＝96mm ， r1＝75mm. 3.1.7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 。

3.2 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。

设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：
⎥⎦
⎤⎢⎣⎡+-------⎥⎦⎤⎢⎣⎡-==22
2)1121)(111()
11()
/ln()1(61)1(1h r R r R x H r R r R x H r R r R b Ehx x f P π 式中，E ――弹性模量，钢材料取E=2.06×510Mpa ； b ――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 ； R1――压盘加载点半径，mm ； r1――支承环加载点半径，mm ；
H ――自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm ；
h ――膜片弹簧钢板厚度，mm 。

利用Matlab 软件进行P1－x1特性曲线的绘制，程序和图形如下： 程序如下：
x1=0:0.2:7;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形 E=2.06*10^5;%弹性模量（Mpa ） b=0.3;%泊松比
R=90;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm) r=70;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm) H=3.6;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm ）
h=2.3;%膜片弹簧钢板厚度（mm）
R1=96;%压盘加载点半径（mm）
r1=75;%支承环加载点半径（mm）
P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b^2)))*log(R/r)/((R1-r1)^2).*((H-x1*((R-r)/(R1-r1)) ).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1))+h^2);
%以下用于绘图
clf
plot(x1,P1,'-b');
axis([0,7,0,4000]);%设置坐标
hold on
hold off,grid on
xlabel('变形x1/mm')
ylabel('工作压力P1/N')
title('P1-x1特性曲线')
图形如下：
确定膜片弹簧的工作点位置:
可以利用Matlab 软件寻找P1－x1特性曲线中M,N的位置坐标，具体程序如下x1=0:0.2:7;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形
E=2.06*10^5;%弹性模量（Mpa）
b=0.3;%泊松比
R=90;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm)
r=70;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)
H=3.6;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm）
h=2.3;%膜片弹簧钢板厚度（mm）
R1=96;%压盘加载点半径（mm）
r1=75;%支承环加载点半径（mm）
P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b^2)))*log(R/r)/((R1-r1)^2).*((H-x1*((R-r)/(R1-r1)) ).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1))+h^2);
%以下用于绘图
clf
plot(x1,P1,'-b');
axis([0,7,0,4000]);%设置坐标
hold on
hold off,grid on
xlabel('变形x1/mm')
ylabel('工作压力P1/N')
title('P1-x1特性曲线')
zoom out
[x,y]=ginput(1)
x =
2.7339
y =
3.1228e+003
[x,y]=ginput(1)
x =
4.6855
y =
2.8889e+003
则可知=M 1λ 2.7339mm,=M P 1 3.1228e+003N
4.68551=N λmm ，0032.8889e 1+=N P N
上述曲线的拐点H 对应着膜片弹簧的压平位置，而且2/)(111N M H λλλ+=
则H 1λ＝ 3.70972
4.68552.7339=+mm 新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B 一般取在凸点M 和拐点M 之间，且靠近或在H 点处，一般H B 11)0.1~8.0(λλ=
则取 3.3387 3.70979.00.811=⨯==H B λλmm
则此时校核后备系数β β 1.5614102000
2853.08.3122max P R P ≈⨯⨯⨯==
∑Te c c u 满足要求 离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为
f M N 111λλλ+=f M N 111λλλ+=（f 1λ即为压盘的行程)f ∆
故 1.95162.73394.685511=-=-=∆M N f λλmm
压盘刚开始分离时，压盘的行程0.9758 2.73393.709711=-=-=∆M H 'f λλmm
膜片弹簧的相关参数如表2
表2
截锥高度H
板厚h 分离指数n 圆底锥角α 3.68mm 2.3mm 18 10C 0
4. 扭转减振器的设计
4.1 扭转减振器主要参数
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；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。

4.1.1 极限转矩Tj
根据文献[2]式（2－31）知，
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，
Tj=(1.5～2.0)
T
max
e
对于乘用车，系数取2.0。

则Tj=2.0×
T＝2.0×102＝204（N·m）
e
max
4.1.2 扭转刚度kϕ
根据文献[2]（2－35）可知，由经验公式初选
kϕ13
≤ Tj
即kϕ＝13
≤Tj＝13×204＝2652（N·m/rad）
4.1.3 阻尼摩擦转矩Tμ
根据文献[2]式（2－36）可知,可按公式初选Tμ
T
Tμ＝（0.06～0.17）
max
e
取Tμ=0.1
T=0.1×102=10.2(N·m)
max
e
4.1.4 预紧转矩T n
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。

根据文献[2]式（2－37）知， Tn满足以下关系：
Tn＝（0.05～0.15）
T且Tn≤Tμ＝10.2 N·m
e
max
而Tn＝（0.05～0.15）
T＝5.1～15.3 N·m
max
e
则初选Tn＝12N·m
4.1.5 减振弹簧的位置半径R0
根据文献[1]式（2－38）知，R0的尺寸应尽可能大些，一般取
R0=(0.60～0.75)d/2
则取R0=0.65d/2=0.60×140/2=42(mm),可取为44mm.
4.1.6 减振弹簧个数Zj
根据文献[1]表（2－6）知，当摩擦片外径D≤250mm时，
Zj=4～6
故取Zj=6
4.1.7 减振弹簧总压力F∑
当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F∑为
F∑＝Tj/R0＝204/(44×3
10-)＝4.6363(kN)
4.2 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R1
根据文献[1]）知，R1的尺寸应尽可能大些，一般取
R1=(0.60～0.75)d/2
式中，d为离合器摩擦片内径
故R1=0.60/2=0.63×140/2=44.1(mm)，即为减振器基本参数中的R0
4.2.2单个减振器的工作压力P
P= F∑/Z=4636.3/67.
≈(N)
772
4.2.3 减振弹簧尺寸
1）弹簧中径Dc
根据文献[1]知，其一般由布置结构来决定，通常
Dc=11～15mm
故取Dc=11mm
2）弹簧钢丝直径d d=3]
[8τπPDc =3600117.7728⨯⨯⨯π=3.3mm 式中，扭转许用应力τ[]可取550～600Mpa,故取为550Mpa
d 取4 mm
3）减振弹簧刚度k
根据文献[1]4.7.13知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k ϕ及其布置尺寸R1确定，即 k==n 211000R k ϕ)/(3.2286
)1044(1000265223mm N ≈⨯⨯⨯- 4）减振弹簧有效圈数i
根据文献[1]知，
≈⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==--3334
3434103.228)1011(8)103.3(103.88k
D Gd i c 4.0 5）减振弹簧总圈数n
其一般在6圈左右，与有效圈数i 之间的关系为
n=i +(1.5～2)=6
6）减振弹簧最小高度
dn d n l 1.1)(m in ≈+=δ=25.74mm
7）弹簧总变形量
3846.3228
7.772===∆k P l mm 8）减振弹簧总变形量0l
0l =l l ∆+m in =21.78+3.3846=25.1646mm
9）减振弹簧预变形量
1'kZR T l n =∆=44
622812⨯⨯≈0.19936mm 10）减振弹簧安装工作高度l
'0l l l ∆-==25.1646-0.19936=24.96524mm
11）从动片相对从动盘毂的最大转角α
最大转角α和减振弹簧的工作变形量)('''''l l l l ∆-∆=∆∆有关，其值为
)2/arcsin(21"R l ∆=α=4.6096°
12）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙1λ
αλsin 21R =
式中，2R 为限位销的安装尺寸。

1λ值一般为2.5～4mm 。

所以可取1λ为3mm, 2R 为52mm.
8）限位销直径'd
'd 按结构布置选定，一般
'd ＝9.5～12mm 。

可取'd 为10mm
扭转减振器相关参数表3
表3
极限转矩Tj 阻尼摩擦转矩T μ 预紧转矩Tn 减振弹簧的位置半径R0 减振弹簧个数Zj 204 N ·m 10.2 N ·m 12 N ·m 44mm 6
5. 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 max e 由文献[2]表3-1选取如表4
表4
摩擦片外径D/mm 发动机最大转
矩
T
max
e
/(N·m)
花键尺寸挤压应力
c
/MPa 齿数n 外径
D’/mm
内径
d’/mm
齿厚
t/mm
有效尺
长l/mm
200 108 10 29 23 4 25 11.1
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3mm
5.3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。

2)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3mm
5.4压盘的设计
对压盘结构设计的要求:
1)压盘应具有较大的质量,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15～25 mm 。

3)与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于15～20
g ·cm 。

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170～227HBS 。

5.5压盘的结构设计与选择
根据文献[2](2-44)式 t = mc W
γ
(1) m = ρV =πρ)42
2(d D h -
(2) 由(1)式和(2)得 t = c )422(πργd D h W - =4
.8147800)42
1402200(1510566
5.0⨯⨯-⨯π=5.9C ︒
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=10566J
γ为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘. γ=0.5；
m 为压盘质量(kg)
V 为压盘估算面积；
c 为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg ·C ︒)；
ρ为铸铁密度，取7800 kg/m 3；
D 为摩擦片外径取200mm ；
d 为摩擦片内径取140mm ；
h 为压盘厚度，取=15 mm ；
t 为压盘温升（C ︒）
满足压盘温升不超过8~10C ︒要求。

设计小结
在老师的指导下，和同组搭档的共同努力下，我们圆满完成了本次课程设计。

在设计过程中，得到了李洁老师认真细致的指导和帮助，对此，我表示最真挚的感谢！
本设计以“机械设计、汽车设计、二维制图模型”为主线，主要采用AutoCAD和Matlab 软件设计一个夏利汽车膜片弹簧离合器总成，由于时间和能力的限制，本设计对分离机构和操纵机构只作了简单的设计。

本次设计我利用AutoCAD软件绘制了离合器总成和部分零件的二维图形，由于能力有限，难免有些不合理的地方，此次设计充分利用了已学过的汽车设计和机械设计知识，使我对所学知识有了一个系统的认识、复习、巩固和深入。

通过这次设计，我对机械设计和汽车设计有了更深刻的认识，也初步掌握了机械设计的方法和使用有关机械设计手册的方法；对机械零件、汽车部件、装配技术、计算机软件使用技术等作了一个全新的认识和再学习，加深了理解，并扩展了知识面；充分利用计算机CAD技术进行了绘图；提高了计算机的使用能力。

虽然这次设计内容要求较多，涉及范围较广，比如材料力学、汽车构造、CAD制图软件、汽车设计、一些生产工艺等，但它使我对实际项目的设计过程有了充分的了解。

作为设计人员，必须充分考虑车间加工及客户使用要求。

另外，也加深了我对一些相关知识的了解，因先前课本上学到的基础知识中，很多零部件的型号及标准都已更换，其材料选择、处理工艺等都已改进提高，可见我在这方面的认知度还不够。

设计不是想当然的事，我们只有首先了解到加工工艺，国家相关标准，你设计出的产品才是一件成功的产品。

自己平日的理论知识虽然仍没有真正应用于实际生产中，但利用课程设计这个平台，使我充分认识到自己理论学习中的不足，熟悉了一些新的设计方法。

尤其是在画图方面，进一步熟练、巩固，这次课程设计为我以后的学习及毕业设计打下了基础。

李洁老师认真细致的指导和帮助，我再次表示最真挚的感谢！
参考文献
[1].徐石安,江发潮.汽车离合器/汽车设计丛书 [M].北京：清华大学出版社,2005
[2].王望予.汽车设计[M]. 北京：机械工业出版社，2007
[3].陈家瑞.汽车构造[M].北京：人民交通出版社，2002
[4].刘惟信.汽车设计 [M].北京：清华大学出版社,2001
[5].巩云鹏，田万禄，张祖立，黄秋波.机械设计课程设计[M].沈阳：东北大学出版社,2006。