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合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。
鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚（载重汽车上一般不小于15㎜），但一般不小于10㎜。
在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为15㎜。
在初步确定该离合器压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，其接合一次的温升不得超过8°—10°。若温升过高可以适当增加压盘的厚度。
根据下面公式（5.1[3]）来进行校核：
?=式中：?——温升，℃； L——滑磨功，N.m；
?L (5.1) cm压?——分配到压盘上的滑磨功所占的百分比：单片离合器压盘?=0.50；
C——压盘的比热容，对铸铁压盘，C=544.28J/(㎏·K)； m压——压盘质量，㎏。
m压=?v??[(21521352)?()]?15?10?9?7.83?103?2.58kg 22取m压=2.6kg
整备质量ma=1220kg；滚动半径R=0.28m；汽车起步时发动机转速ne=2000r/min；主减速器传动比r0=4.193；变速器最大传动比ig=3.024 滑磨功W=温升?=
?2ne2maR21800?i?2?ig23.142?20002?1220?0.282??13035J
1800?4.1932?3.0242?L0.5?13035??4.61℃ cm压544.28?2.6?=4.61℃＜[?]=8℃
故该厚度符合要求，压盘设计合理。
5.3压盘的材料选择
压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数，故通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170～227，其摩擦表面的光洁度不低与1.6。为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素[3]。在本设计中用材料为3号灰铸铁JS—1，工作表面光洁度取为1.6。
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5.4传力片的几何尺寸的确定及材料选择
传力片材料选用60Si2CrVA钢,根据前面所设计的压盘,摩擦片及从动片的厚度,以及以往的设计经验,传动片的结构示意图可确定为图5.1[1]所示。
图5.1传力片示意图
初步定传动片的设计参数如下：共设3组传动片（i=3）,每组4片（n=4）,传动片的几何尺寸为：宽b=15㎜，厚h=0.5㎜,传力片上孔间的距离l=40㎜,孔的直径d=6㎜，传力片切向布置，圆周半径（也即是孔中心所在圆周半径）R=125㎜，传动片的材料弹性模量E=2×105MP，根据上面所选定的尺寸进行传动片的强度校核， 根据下面几个相关公式[1]：
l1=l－1.5d (有效长度l1) (5.2) 式中：d为空的直径，代入d的值求得l1=31mm。
K???Kn?12EJxni/l13 （总刚度K?） (5.3) 式中：E为传动片材料弹性模量；
Jx为每一片传动片截面惯性矩。
Pmax?12EJxnifmax/l1 （最大弹性恢复力） (5.4) 式中：
3fmax为传力片最大轴向变形。
?max?FfFmaxPl1?maxmax (总装时的最大应力) (5.5) 2niWinW?inA式中：A为一个传力片的截面积； F为传递转矩近期的拉力。
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根据以上公式计算离合器三种状态时的最大应力[1]： （1）彻底分离时，
f?0,Te?0，由式（5.4）（5.5）可知?max?0；
?0，通过计算分析可知femax?4.2，F=0，公
3fmaxEh，代入相关数据求得?max?1311Mpa； l12（2）压盘和离合器盖总成时，Temax式（5.5）可以化简为?max?（3）离合器传递转矩时，分为正向转动（发动机到车轮）和反向转动（车轮到发动机），
fmax出现在离合器摩擦片磨损到极限状况，分析计算可知fmax=3.6mm。
①正向驱动
公式（5.5） 变为：
FfFPl1?maxmax?max
2niWinWinA?max?
代入相关数值求得?max?800Mpa＜[?max]=1863Mpa
②反向驱动
公式（5.5）变为：
?max?
代入相关数据求得?max?1821Mpa＜[?max]=1863Mpa
可知反向传动式应力最大，?max?1821Mpa，60Si2CrVA钢可以满足要求。
FfFPl1?maxmax?max
2niWinWinA5.5离合器盖的设计
⑴离合器的刚度
膜片弹簧支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，严重时可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为5㎜的低碳钢板（如08钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。
⑵离合器的对中问题
离合器盖与飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作。
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离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中。
5.6支撑环的设计
支撑环的安装尺寸精度要高，耐磨性要好，支撑环一半采用3.0~4.0mm的碳素弹簧钢丝。
5.7分离装置的设计
5.7.1离合器分离套筒和分离轴承的设计
分离轴承在工作中主要承受轴向力，在离合器分离时，由于分离轴承的旋转，在受离心力的作用下，还承受径向力。在传统离合器中采用的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承。而在现代汽车离合器中主要采用了角接触式的径向推力球轴承，并由轴承内圈转动。
本设计的是膜片弹簧离合器，为了保证在分离离合器时分离轴承能均匀地压紧膜片弹簧内端，采用可以自位（自动调准中心）的分离装置，其结构示意图见图7.1[3]，可以弥补因几何上偏移造成的强烈振动。
自位分离轴承和分离套筒通过波形弹簧装配在一起成为一体，波形弹簧小端卡紧在轴承套筒座的外凸台部位，其大端压紧轴承外圈的内端面，依靠摩擦把分离轴承与轴承套筒连在一起。这种轴承的内外圈可由80Cr2轴承钢冲制加工而成。轴承中分布了15个钢球。
分离套筒装在变速器第一轴承盖的轴颈上，两者之间为间隙配合，可以在自由移动，而分离轴承内圈与分离套筒座相配合处径向有2.5㎜的间隙.在离合器处于结合状态时,分离轴承的端面与分离杠杆之间应留有3—4㎜间隙，以备在摩擦片磨损的情况下，不致防碍压盘继续压紧从动盘总成，以保证可靠地传递发动机转矩。这个间隙反映为踏板上的一段自由行程。
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1—轴承内圈；2—州城外圈；3—外罩壳；4—波形弹簧； 5—分离套筒；6—蝶形弹簧；7—挡环；8—弹性锁环
图5.1拉式自动调心式分离轴承装置
在本设计中，由前面选择的花键毂花键的尺寸（外径29，内径23），因而根据花键尺寸初选轴套、分离轴承和分离套筒及轴颈之间的尺寸，如表7.1。
表7.1 分离轴承分离套筒及轴颈间的配合尺寸
分离轴承内径 0.08?53??0.05 分离套筒外径 分离套筒内径 第一轴轴承盖轴颈外径 0.075?31??0.15 ?88 ?31 分离轴承必须进行润滑，本设计采用的润滑方式为定期进行润滑，在分离套筒上开有用来注润滑油的缺口，而在离合器壳上装有注油杯并用软管通到分离套筒的缺口处。分离套筒的有关结构见装配图。
分离轴承在选择时，充分考虑了要有足够的使用年限，因此在此不必再校核强度。
5.8 本章小结
本章对离合器的压盘、离合器盖分离装置等主动部分进行设计，设计出主要尺寸，保证动力的传递要求的强度，对散热方面也作出了适应的调整。还设计了两者之间的连接件，弹性传力片，并对其进行了强度校核，满足强度要求，同时对材料也作出了选择。
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