離合器設(shè)計解析PPT課件

1、2-1 概述概述 一、離合器的功用v 1.確保起步平穩(wěn)切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞，以保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地結(jié)合，確保汽車平穩(wěn)起步。在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊。在工作中受到大的動載荷時，能限制傳動系所受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動系各零件因過載而損壞。 有效地降低傳動系中的振動與噪聲。v4. 減振降噪v3. 限制過載v2. 減少沖擊第1頁/共49頁v二、摩擦離合器構(gòu)成：二、摩擦離合器構(gòu)成： 主動部分：從動盤、減振彈簧、花鍵、從動盤轂 操縱機構(gòu)：分離叉、分離彈簧、離合器踏板及傳動部件、回位彈簧 從動部分： 壓緊部分：發(fā)動機飛輪、離合器蓋、壓盤壓緊彈簧第2頁

2、/共49頁 分離杠桿要有足夠的剛度，在分離軸承推力作用下不變形Tc=Temax后備系數(shù)v 1 . 可 靠 地 傳 遞 發(fā) 動 機 最 大 轉(zhuǎn) 矩Temax F措施：v 3.主動與從動部分分離要徹底 分離時壓盤從動盤之間要有足夠大的間隙 單盤0.851.3mm 從動盤片上開槽I作用：排屑、避免吸附作用v 2.接合平順柔和確保起步平穩(wěn)F措施： 將從動盤做成具有彈性的盤 在從動盤上裝波形鋼片三、對離合器的要求第3頁/共49頁 在離合器殼上開散熱孔F措施：v 4. 從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小 減輕換擋時的沖擊、減小同步器齒輪磨損 將飛輪壓盤上的質(zhì)量設(shè)計得重些 中間壓盤鑄通風槽v 6.避免傳動系扭轉(zhuǎn)共振，具有

3、吸振、緩沖擊和減噪能力v 5.吸熱能力高，散熱能力好 分離杠桿設(shè)計凸起，用以鼓風 從動盤片上開槽散熱第4頁/共49頁v 8. 使用中，作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)變化要小F推式膜片彈簧離合器拉式結(jié)構(gòu)F發(fā)展方向：v 7. 操縱輕便、準確減輕駕駛員疲勞v 9. 具有足夠的強度和良好的動平衡工作可靠、壽命長v 10. 結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝好，拆裝、維修、調(diào)整方便F傳統(tǒng)操縱形式自動操縱形式第5頁/共49頁分類分類依據(jù) 分類 備注 單片 轎、輕型車 雙片 重、輕型車 從動盤數(shù)目 多片 圓周布置 輕、中型車 中央布置 重型車 壓緊彈簧布置形式 斜向布置 圓柱彈簧 圓錐彈簧 重型車

4、壓緊彈簧種類 膜片彈簧 各式汽車 拉式 作用力方向 推式 2-2 2-2 離合器的結(jié)構(gòu)方案分離合器的結(jié)構(gòu)方案分析析 第6頁/共49頁一、從動盤數(shù)的選擇第7頁/共49頁周布彈簧離合器 優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，應(yīng)用較為廣泛 缺點：受離心力產(chǎn)生嚴重變形，彈簧易受熱退火 特點：彈簧壓緊力是通過杠桿放大后作用于壓盤上, 可選擇剛度較小的彈簧中央彈簧離合器 特點：膜片彈簧具有非線性的特點膜片彈簧離合器 特點：摩擦片磨損后，彈簧壓緊力基本不變斜置彈簧離合器： 二、壓緊彈簧和布置型式的選擇壓緊力：F1= FQ cos第8頁/共49頁膜片彈簧結(jié)構(gòu)特點：優(yōu)點： 缺點：制造工藝及尺寸精度要求嚴格使生產(chǎn)工藝復(fù)雜。

5、1） 彈簧壓緊力在摩擦片允許磨損的范圍內(nèi)基本不變2） 結(jié)構(gòu)簡單，軸向尺寸小，零件數(shù)目少3） 操縱輕便，省力 4） 高速旋轉(zhuǎn)時性能較穩(wěn)定5） 壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻6） 散熱通風好，使用壽命長7） 平衡性好8） 有利于批量生產(chǎn)，降低制造成本接合處第9頁/共49頁 膜片彈簧離合器拉式和推式主要區(qū)別膜片彈簧安裝方向相反，支承方式不同形式 特點 拉式 推式 膜片彈簧大端 支承在離合器蓋上 壓在壓盤上 膜片彈簧中部 壓到壓盤上 支撐在支點上 分離軸承移動方向 向右 向左 第10頁/共49頁當離合器尺寸、Temax相同時 。拉式和推式膜片彈簧離合器 特點比較拉式離合器 缺點： 1） 需專門的分離軸承

6、，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，安裝與拆卸較困難。2） 分離行程較大。第11頁/共49頁三、膜片彈簧支承型式v3. 無支承環(huán)v 2. 單支承環(huán)v1. 雙支承環(huán)型式：型式：按支承環(huán)數(shù)目分為三種v 4. 拉式膜片彈簧支承型式第12頁/共49頁四、壓盤的驅(qū)動方式v凸塊窗孔式型式：型式：凸塊窗孔式、銷釘式、鍵塊式、鋼帶式v銷釘式v鍵塊式v鋼帶式 為單片離合器長期采用的傳統(tǒng)結(jié)構(gòu) 用于雙盤離合器 用于驅(qū)動中間壓盤 軸向或徑向布置特點：特點：無摩擦和磨損，無傳動間隙，效率高，無噪聲，定中精度高，使用中平衡性好第13頁/共49頁2-3 離合器主要參數(shù)的選離合器主要參數(shù)的選擇擇 一、靜摩擦力矩Tc的計算 結(jié)構(gòu)上：Tc= fFZR

7、c （2-2） 離合器后備系數(shù)，反映離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度 要求：TcTemax. ?。篢c Temax（2-1）（ 1）f靜摩擦因數(shù) 0.250.30F工作壓力Rc摩擦片的平均摩擦半徑Z摩擦面數(shù)(從動盤數(shù)的2倍) 式中： 離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力取決于摩擦面間的靜摩擦力矩Tc：第14頁/共49頁1. 設(shè)工作壓力均勻：當d/D0.6時，Rc=（D+d）/ 4p0摩擦面單位壓力；將(2)、(3)代入(1)： 223331dDdDRc4)(2200dDpApF（2-3）D、d摩擦片外、內(nèi)徑2. Rc(為摩擦片平均半徑)： （2-4）)1 (12330cDpZfTc（2-5）3. Tc：c=

8、 d/D，一般取 c= 0.530.70式中：第15頁/共49頁二、離合器基本參數(shù)的選擇摩擦片磨損后，離合器還能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 選取原則 ： 和 p0 、D 和 d 及 b 基本參數(shù)： 1. 后備系數(shù)：離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩之比，要防止離合器滑磨過大要能防止傳動系過載 =Tc/ Temax考慮以下因素，不宜選取過大防止傳動系過載緊急接合離合器，TC（23）Temax不松開離合器、緊急制動，TC=（1520）Temax保證離合器尺寸小，結(jié)構(gòu)簡單。減少踏板力，操縱輕便。（單位壓力?。┌l(fā)動機缸數(shù)多，轉(zhuǎn)矩平穩(wěn)， 可取小些。膜片彈簧離合器可以取小。（壓緊力穩(wěn)定）第16頁

9、/共49頁1）離合器使用：頻繁， p0 取小些 ，反之p0取大些；2. 單位壓力p0影響因素：2）發(fā)動機后備功率大小：較小， p0 取小些 ，反之p0取大些；3）離合器外徑：D大， p0 取小些 ，反之p0取大些； p0的推薦值： 石棉基 ： p0=0.100.35MPa粉末冶金 ： p0=0.350.60MPa金屬陶瓷 ： p0=0.701.50MPa 下列因素要求不宜選取過小 襯片磨損后，仍能可靠傳遞TemaxTemax，宜取大些。 防止離合器接合時滑磨過大，導致壽命下降； 使用條件惡劣，有拖掛，為提高起步能力； 柴油機因工作粗暴，轉(zhuǎn)矩不平穩(wěn)，宜取大些。 車型轎、微、輕型貨車 1.201.

10、75 中、重貨車 1.502.25 越、牽引車 1.804.00 第17頁/共49頁3 3、摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b 當離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦材料選定，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩已知，適當選取后備系數(shù)和單位壓力，可估算： 摩擦片外徑也可根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩按經(jīng)驗公式選用 式中KD為直徑系數(shù)，取值見表2-3。30max)1(123cfZpTDemaxeDTKD 參數(shù) 車型 直徑系數(shù) KD 轎車 14.6 單片 16.018.5 貨車 雙片 13.515.0 重型貨車 22.524.0 第18頁/共49頁 當D確定后，d 可按d/D在0.530.70來確定； D不變時，若d取小時：摩擦面積增加，Tc增加；但壓

11、力分布不均勻；內(nèi)外圓圓周速度差別大；減振器安裝困難。 D、d、b應(yīng)符合國標GB/T5764-1998汽車用離合器面片。 所選D應(yīng)使摩擦片最大圓周速度不超過65-70m/s，以免摩擦片發(fā)生飛離。 厚度b ：主要有：3.2mm，3.5mm，4.0mm三種內(nèi)徑d d ：第19頁/共49頁4、摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和間隙t 摩擦因數(shù) f 取決于摩擦片所用材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素 摩擦片材料主要有石棉基材料、粉末冶金和金屬陶瓷等。石棉基材料摩擦因數(shù)受工作溫度、單位壓力和滑磨速度影響較大，而粉末冶金和金屬陶瓷的摩擦因數(shù)較大且穩(wěn)定。 各種材料的 f 見表2-4。Z摩擦面數(shù)(從動盤數(shù)的2倍)

12、間隙t t一般為3 34 4 mmmm第20頁/共49頁2-4 離合器的設(shè)計與計算離合器的設(shè)計與計算 一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 特點： f (F，D，d) ；p0 f (F，D，d) 目標：保證離合器性能要求下，使結(jié)構(gòu)尺寸最小v2. 目標函數(shù)v1. 設(shè)計變量 基本參數(shù)：性能參數(shù)、尺寸參數(shù)TTDFxxxX 321d )(4min)(22dDxf第21頁/共49頁（1） D(mm)的選取應(yīng)使VD 6570m/s（2）內(nèi)外徑比c的限定范圍（3）的限定范圍v 3. 約束條件7)(2 /706510603maxsmDnVeD70.053.0 c0.42.1（4）d 的限定范圍5020 Rd減振器彈簧位置

13、直徑mm第22頁/共49頁 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值TC0單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩(Nm/mm2)；TC0TC0的允許值(Nm/mm2)。v 式中：（5） 離合器的能力限定范圍F 要求：在保證離合器傳遞轉(zhuǎn)矩并保護過載的要求下，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許可值)82( )(40220CCTdDZTcT(Nm/mm2)離合器規(guī)格D/mm210210250250325325TC010-20.280.300.350.40第23頁/共49頁（6） 離合器熱負荷對p0的限定范圍MPa50.1MPa10.00 p（7） 離合器滑磨功的限定范圍F 要求：減少滑磨、防止溫度過高，單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其

14、許可值9)(2 )(422wdDZWwv式中：w單位摩擦面積滑磨功(J/mm2)；ww的允許值(J/mm2)； 單位摩擦面積滑磨功許用值(J/mm2)w車型轎車0.40輕貨0.33重貨0.25W汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（J）。第24頁/共49頁W的計算：10)(2 1800220222graeiirmnWv 式中：ma汽車總質(zhì)量(kg)；ne發(fā)動機轉(zhuǎn)速，計算時轎車取2000r/min，貨車取1500r/min。 i0 主減速器傳動比； ig起步時變速器擋位傳動比； rr 輪胎滾動半徑（m）；第25頁/共49頁二、膜片彈簧的載荷變形特性v 1. 膜片彈簧載荷與變形的關(guān)系R1Hr1

15、rf1F1F1rfrfF2F211f2f2a)自由狀態(tài)b)壓緊狀態(tài)c)分離狀態(tài)膜膜片片彈彈簧簧在在接接合合與與分分離離狀狀態(tài)態(tài)時時的的受受力力及及變變形形第26頁/共49頁（2-11）（1） 壓緊力F1與膜片大端變形1的關(guān)系 )2)()()/ln()1 (6)(21111112112111hrRrRHrRrRHrRrREhfFv 式中： E材料的彈性模量，鋼：E=21104(N/mm2)；泊松比，鋼： =0.3；1從自由狀態(tài)算起的膜片彈簧大端加載點的變形量； h彈簧鋼板厚度； H在自由狀態(tài)下，碟簧部分的內(nèi)截錐高度；R、r在自由狀態(tài)下，碟簧部分的大、小端半徑；R1、r1壓盤加載點和支承環(huán)加載點半

16、徑。第27頁/共49頁(2) 推力F2、其作用點位移2與F1、1的關(guān)系v 式中： rf 膜片彈簧分離指與分離軸承接觸點的半徑；2從自由狀態(tài)算起的膜片彈簧分離指加載點的變形量。13)(2 12)(2 1111211112FrrrRFrRrrffF (2-12)、（2-13）、（2-11）可得到 F2、2 的關(guān)系(3) 分離指的移動行程2f （不計分離指彎曲變形）14)(2 11112fffrRrr式中：1f 壓盤的分離行程。第28頁/共49頁三、膜片彈簧的應(yīng)力計算v 1. 假設(shè)：膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性地繞此斷面的某一中性點O轉(zhuǎn)動yxohAABreR子午斷面繞中性點的轉(zhuǎn)動F O點特點：

17、斷面在O點處沿圓周方向的切應(yīng)變?yōu)榱?，因而O點的切向應(yīng)力為零；O點以外的斷面上的點一般均產(chǎn)生切向應(yīng)變，故產(chǎn)生切向應(yīng)力。第29頁/共49頁v 2. 切向應(yīng)力：F斷面任意點處的切向應(yīng)力：15)(2 )2(12xeyxEtv 式中： 碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)角(從自由狀態(tài)初始位置算起)； 碟簧部自由狀態(tài)時的圓錐底角; e 中性點的半徑，采用下式計算：e=(Rr)/ln(R/r)。16)(2 2)(2)1 (222)(hrererEhyrextBF 最大切向壓應(yīng)力：F 令17)(2 )(2 0rehddptB第30頁/共49頁v 3. 彎曲正應(yīng)力：18)(2 )(66)(2222hnbFrrhbrrnFWM

18、rfrfrBv 式中：n分離指數(shù)目； br 分離指根部寬度。v 4. 強度條件：F B點當量應(yīng)力：19)(2 31tBrBBjF 強度條件：20)(3 Bj材料：60Si2MnA =15001700MPa第31頁/共49頁四、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇v 1. H/h比值的選擇：此值對膜片彈簧的彈性特性影響很大！F 推薦：1FO2/ hH2/ hH22/2hH22/ hH22/ hHH H/ /h h對對膜膜片片彈彈簧簧彈彈性性特特性性的的影影響響1 v 2.比值R/r和R、r的選擇：H/h=1.52.0，h=24 mm。R/r 影響碟簧材料的利用！R/r=1.201.35時，碟簧貯存彈性能的能力

19、最大；R/r，材料利用率，彈簧愈硬； R/r ，應(yīng)力，彈性曲線受直徑影響 。F 推薦：討論：R/r=1.201.35。第32頁/共49頁v 3. 膜片彈簧工作點位置的選擇：v 4. 的選擇：F 推薦： =915, 常取11 AMBCNCHF1F1BF1A(分離時)A1M1B 1H1NHO拐點H H（壓平位置):):2/)(111NMH工作點B:B:HB11) 18 . 0()/()/(arctanrRHrRHv 5. n的選擇：分離指數(shù)目：n =1224，常取 n=18。第33頁/共49頁五、膜片彈簧材料及制造工藝v 1. 材料：60Si2MnA、50CrVA 硬度：硬度：v 2. 制造工藝：

20、碟簧部分：4550HRC；分離指端：5562HRC。強壓處理：在分離方向上，使之過位移38次，塑性變形產(chǎn)生反向殘余應(yīng)力，使疲勞壽命提高5%30%。 凹面或雙面噴丸處理：表層產(chǎn)生塑性變形，形成強化層，提高疲勞壽命。分離指端部高頻淬火與鍍鉻：可提高耐磨能力膜片彈簧與壓盤接觸圓處擠壓處理：防止產(chǎn)生裂紋第34頁/共49頁2-5 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計一、概述 彈性元件 v1. 組成及功能 阻尼元件 降低扭轉(zhuǎn)剛度，降低系統(tǒng)某階固有頻率，改變系統(tǒng)固有振型，避免共振有效地耗散振動能量1.1.從動片2.2.從動盤轂3.3.摩擦片4.4.減振彈簧5.5.碟性彈簧墊圈6.6.壓緊彈簧7.7.減振盤8.8

21、.橡膠彈性元件第35頁/共49頁1）降低扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭轉(zhuǎn)固有頻率3）控制怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭轉(zhuǎn)與噪聲2）增加扭振阻尼，抑制共振響應(yīng)振幅，衰減瞬態(tài)扭振4）緩和扭轉(zhuǎn)沖擊載荷，改善離合器的接合平順性 線 性. （采用同一規(guī)格彈簧）v 2. 彈性特性類型 非線性.（采用不同規(guī)格彈簧）產(chǎn)生正壓力的方式廣泛用于汽油機 用于現(xiàn)代汽車、柴油機v 3. 阻尼元件 摩擦片連接鉚釘?shù)?液體阻尼器第36頁/共49頁二、主要參數(shù)選擇v 1. 極限轉(zhuǎn)矩 Tj減振彈簧產(chǎn)生最大變形時所能傳遞的轉(zhuǎn)矩值（限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩）式中系數(shù)： 參數(shù)：扭轉(zhuǎn)剛度,摩擦轉(zhuǎn)矩,極限

22、轉(zhuǎn)矩,預(yù)緊轉(zhuǎn)矩,極限轉(zhuǎn)角Tj =Temax+Tj=(1.52.0)Temax (2-27) F 推薦：貨車取1.5；轎車取2.0 。 傳遞轉(zhuǎn)矩：v 2. 扭轉(zhuǎn)剛度k28)(2 m)(N 100020RKZTj 扭轉(zhuǎn)剛度：29)(2 m/rad)(N100020RKZTkj式中：K K每個減振彈簧的線剛度（N/mm)N/mm)；Z Zj j減振彈簧個數(shù)；R R0 0減振彈簧位置半徑（m m）. .第37頁/共49頁Tn,Tn,共振頻率將向減小頻率的方向移動，但TnTTnTv 3. 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 T) 13(2 m)(N )17. 006. 0(maxTeT)302( 13jTk 經(jīng)驗公式估算：v

23、 4. 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 Tn特點 ：) 23(2 m)(N )15. 005. 0(maxTeTn有效消振初選：F 推薦：v 5. 減振彈簧位置半徑 R0F 一般?。?)332( 2)75. 060. 0(0dR第38頁/共49頁v 6. 減振彈簧個數(shù) Zjv 7. 減振彈簧總壓力 FF 一般取： 表表3-3 減振彈簧各數(shù)的選擇減振彈簧各數(shù)的選擇)342( 0RTFjv 8. 極限轉(zhuǎn)角j減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角)352( 2arcsin20Rlj123j減振彈簧的工作變形量l225250462503256832535081035010摩擦片外徑D/mmZj第39

24、頁/共49頁三、雙飛輪扭轉(zhuǎn)減振器v1. 目前通用的從動盤減振器局限性v 2. 雙質(zhì)量飛輪減振器討論：1）不能使扭振系統(tǒng)的固有頻率降低到怠速轉(zhuǎn)速以下2)在發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速范圍：10002000r/min，難以通過降低減振彈簧剛度以取得更大的減振效果扭振系統(tǒng)固有頻率：404070Hz 70Hz 相當于轉(zhuǎn)速: :四缸120012002100r/min2100r/min六缸8008001400r/min.1400r/min.優(yōu)點：1）可降低發(fā)動機變速器扭振系統(tǒng)的固有頻率，避免怠速時發(fā)生共振2）可加大減振彈簧的安裝半徑，降低減振彈簧剛度，并允許增大轉(zhuǎn)角3）減振效果較好，故在變速器中可采用粘度較低的齒輪油而

25、不致產(chǎn)生齒輪沖擊噪聲，并可改善冬季的換擋過程第40頁/共49頁2-6 離合器的操縱機構(gòu)離合器的操縱機構(gòu)一、對操縱機構(gòu)的要求v 操縱輕便 車型 轎車 貨車 踏板力(N) 80150 150200行程(mm) 80150 180v 有行程限位裝置v 有足夠的剛度v 踏板行程可調(diào)整v 振動和車架、駕駛室的變形不會影響其正常工作v 傳動效率高二、操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)型式選擇型式： 機械式 液壓式 桿系 繩索F 應(yīng)用廣泛 F 應(yīng)用于輕型車 F 應(yīng)用廣泛 第41頁/共49頁三、離合器操縱機構(gòu)的設(shè)計計算 液壓式 ba12d 1d 2dcfe液壓式操縱機構(gòu)示意圖液壓式操縱機構(gòu)示意圖QSSv 1. 總傳動比和總行程的計

26、算F 踏板總行程： )362( gSSS式中：S 踏板自由行程Sg 踏板工作行程F 總傳動比： )372( 2122ddfedcbaiyF 總行程： )382( 2122yyiSdddcbaS第42頁/共49頁 機械式 式中：m 離合器在接合狀態(tài)下從動盤的變形量，對具有軸向彈性的從動盤取m=1.01.5mm，對非彈性從動盤取m=0.150.25mm。F 總傳動比： )392( fedcbaijF 總行程： )402( jjiSdcbaS 分離軸承自由行程，一般=24mm, S=2030mm；S 壓盤行程：S=ZcS + m；Zc離合器的摩擦表面數(shù)（單片Zc=2,雙片Zc=4）；S分離狀態(tài)下對偶

27、摩擦面間的間隙,(單片S=0.751.0mm，雙片S=0.150.6mm)；2dcfe機械式操縱機構(gòu)示意圖機械式操縱機構(gòu)示意圖S1SQb ba第43頁/共49頁v 2. 離合器徹底分離時的踏板力Q)412( Q P hmaxiQ式中：Q Qh h克服各回位彈簧拉力所需的踏板力。F 分離離合器所作的功： )422( S/max)( 5 . 0snPPWF 踏板力： P Pmax 離合器徹底分離時壓緊彈簧的總壓力；i 操縱機構(gòu)的總傳動比；操縱機構(gòu)的總傳動效率，機械式取0.70.70.80.8，液壓式取0.80.80.90.9；式中：P 離合器接合狀態(tài)下每個彈簧的壓緊力；Pmax 離合器徹底分離時每個彈簧的壓緊力；ns 彈簧個數(shù)； S S壓盤行程；F 要求： W 30J第44頁/共49頁2-7 離合器的結(jié)構(gòu)元件離合器的結(jié)構(gòu)元件一、從動盤總成組成： 摩擦片、從動片、減振器、花鍵轂F 設(shè)計要求: F 摩擦片性能要求： 1 1）轉(zhuǎn)動慣量小 減小換擋時齒輪間沖擊7 7）長期停放不發(fā)生“粘著”現(xiàn)象1 1）摩擦因數(shù)高，工作溫度、單位壓力、滑磨速度變化對其影響小2 2）足夠的機械強度和耐磨性3 3）密度小 減小從動盤轉(zhuǎn)動慣量4 4）熱穩(wěn)定性好，高溫下分離出的粘合