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铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。
4.3从动盘毂的设计
从动盘毂的结构由两部分组成：盘毂和法兰，如图4.2[1]所描述。详细尺寸见设计图纸。
图4.2 从动盘毂
从动盘毂在变速器第一轴前端的花键上，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，花键之间为动配合，以便在离合器分离和结合时从动盘毂能够在轴上自由移动。 本离合器设计中的从动盘毂花键也用齿侧定心的矩形花键。在设计从动盘毂花键时，可以根据从动盘外径和发动机的扭矩来选取。
根据从动盘外径和发动机扭矩来选取从动盘花键毂花键的有关尺寸，表4.1[1]阐述了摩擦片外径、发动机转矩与从动盘毂尺寸之间的关系，可以根据表4.1确定花键毂的尺寸：
表4.1 所选从动盘毂花键参数
从动盘外径 D/mm 花键齿数 n 花键外径 D′/mm 花键内径 d′/mm 齿厚 b/mm 有效齿长 l/mm 挤压应力 ? 11.3 200 10 29 23 4 25 20
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图4.3 花键结构示意图
从动盘毂一般用中碳钢锻造而成，并经调质处理，挤压应力不应超过[?]=20MP，本从动盘毂材料选用40Cr。
为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动时不产生偏斜，而影响离合器的彻底分离，从动盘毂的轴向尺寸不应过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在严重情况下工作的离合器，其长度更大，可达到花键外径的1.4倍。
花键的尺寸选定后应进行强度校核。由于花键的损坏形式主要是表面受力过大而破坏，所以花键要进行挤压应力校核，如果应力偏大可以适当增加花键毂的轴向长度。
花键挤压应力校核公式如下：
P（MPa） （4.1） nhl式中，P为花键的齿侧面压力，N。它由下式确定：
挤压应力计算公式： ?挤压=
花键的齿侧面压力P?4Temax
(D'?d')Z式中，d′，D′分别为花键的内外径，m；
Z为从动盘毂的数目；
Temax为发动机最大转矩，N·m； n为花键齿数；
1h为花键齿工作高度，m；h?(D??d?)
2l为花键有效长度，m。
则P?4Temax4?155??11923N
(D'?d')Z(0.029?0.023)?121
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故?挤压=
P11923??18.34MPa<[?nhl10?[(0.029?0.023)/2]?0.025挤压
]=20MPa
该花键毂花键的?=18.34MP﹤[?]=20MP，所以该花键毂花键的尺寸合适,花键的结构简图见图4.3[1],从动盘毂见零件图纸。
表4.2从动盘毂花键尺寸系列
从动盘外径D/㎜ 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 410 430 450 发动机转花键齿数花键外径花键内径齿厚/㎜ 有效齿 长l/㎜ 3 3 4 4 4 4 5 5 5 5 5 5 6 20 20 25 30 35 40 40 45 50 55 60 65 65 挤压应力矩Te/N.m n 50 70 110 150 200 280 310 380 480 600 720 800 950 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 D?/㎜ 23 26 29 32 35 35 40 40 40 40 45 45 52 d?/㎜ 18 21 23 26 28 32 32 32 32 32 36 36 41 ?/MPa 10 10．8 11．3 11．5 10．4 12．7 10．7 11．6 13．2 15．2 13．1 13．5 12．5 4.4从动片的设计
设计从动片时要尽量减轻质量，并使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得小的转动惯量。这是因为汽车在行驶中进行换档时，首先要分离离合器，从动盘的转速必然要在离合器换档的过程中发生变化，或是增速（由高档换为低档）或是降速（由低档换为高档）。离合器的从动盘转速的变化将引起惯性力，而使变速器换档齿轮之间产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小与冲动盘的转动惯量成正
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比，因此为了减小转动惯量，从动片都做的比较薄，通常是用1.3~2.0㎜厚的薄钢板冲压而成,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至0.65～1.0㎜,使其质量更加靠近旋转中心[3]。
为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都作成具有轴向弹性的结构，这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的，从而保证离合器所传递的力矩是缓和增长的。此外，弹性从动片还使压力的分布比较均匀，改善表面的接触，有利于摩擦片的磨损。
具有轴向弹性的的传动片有以下三种形式[3]：整体式的弹性从动片，分开式的弹性从动片、及组合式弹性从动片。
在本设计中，因为设计的是桑塔纳轿车的离合器，故可以采用分开式弹性从动片，图4.2说明了分开式从动片的结构[3]，离合器从动片采用2㎜厚的的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取D=200㎜，内径由从动盘毂的尺寸决定，由以后的设计取得d=40。
采用分开式弹性从动片，其结构简图见下图4.2,从动片采用08钢板冲压而成，氰化表面硬度HRC45。
1—波形弹簧片；2，6—摩擦片；3—摩擦片铆钉；4—从动片；5—波形弹簧片铆钉
图4.4 分开式弹性从动片
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4.5 扭转减振器的设计
4.5.1扭转减振器的功能
为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性一阻尼装置，它就是装在离合器从动盘上的扭转减振器。其弹性元件用来降低传动系前端的扭转刚度，降低传动系扭振系统三节点振型的固有频率，以便将较为严重的扭振车速移出常用车速范围；其阻尼元件用来消耗扭振能量，从而可有效地降低传动系的共振载荷。 4.5.2扭转减振器的结构类型的选择
图4.5给出了几种扭转减振器的结构图，它们之间的差异在于采用了不同的弹性元件和阻尼装置。采用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器得到了最广泛的应用。在这种结构中，从动片和从动盘毅上都开有6个窗口，在每个窗口中装有一个减振弹簧，因而发动机转矩由从动片传给从动盘毅时必须通过沿从动片圆周切向布置的弹簧，这样即将从动片和从动盘毅弹性地连接在一起，从而改变了传动系统的刚度。当6个弹簧属同一规格并同时起作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。这种具有线性特性的扭转减振器，结构较简单，广泛用于汽油机汽车中。当6个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进人工作时，则称为两级或三级非线性扭转减振器。这种非线性扭转减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。柴油机的怠速旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮轮齿问的敲击。为此，可使扭转减振器具有两级或三级非线性弹性特性。第一级刚度很小，称怠速级，对降低变速器怠速噪声效果显著。线性扭转减振器只能在一种载荷工况(通常为发动机最大转矩)下有效地工作，而三级非线性扭转减振器的弹性特性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围，这有利于避免传动系共振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声。 采用空心圆柱形见或星形等其他形状的橡胶弹性元件的扭转减振器，也具有非线性的弹性特性。虽然其结构简单、橡胶变形时具有较大的内摩擦，因而不需另加阻尼装置，但由于它会使从动盘的转动惯量显著增大，且在离合器热状态下工作需用专门的橡胶制造，因此尚未得到广泛采用。
减振器的阻尼元件多采用摩擦片，结构中阻尼摩擦片的正压力靠从动片与减振盘间的连接铆钉建立。其结构虽简单，但当摩擦片磨损后，阻尼力矩便减小甚至消失。为了保证正压力从而阻尼力矩的稳定，可加进碟形弹簧，同时采用不同刚度的碟形弹簧和圆柱螺旋压簧分别对两组摩擦片建立不同的正压力，就可实现阻尼力矩的非线性变化[5]。
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