0128-重型載貨汽車離合器設(shè)計,重型,載貨,汽車,離合器,設(shè)計
題 目 名 稱 重型載貨汽車離合器設(shè)計
一、 概 述
離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成，其主要功用是切斷和實現(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接合，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，能限制傳動系所承受的最大轉(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和噪聲。
為了保證離合器具有良好的工作性能，對汽車離合器設(shè)計提出如下基本要求：
1)在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備。
2)接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。
3)分離時要迅速、徹底。
4)離合器從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。
5)應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。
6)應(yīng)使傳動系避免扭轉(zhuǎn)共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力。
7)操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。
8)作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中變化要盡可能小，以保
9)應(yīng)有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。
10)結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。
摩擦離合器主要由主動部分(發(fā)動機飛輪、離合器蓋和壓盤等)、從動部分(從動盤)、壓緊機構(gòu)(壓緊彈簧)和操縱機構(gòu)(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件等)四部分組成。主、從動部分和壓緊機構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機構(gòu)是使離合器主、從動部分分離的裝置。
隨著汽車發(fā)動機轉(zhuǎn)速和功率的不斷提高、汽車電子技術(shù)的高速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)正逐步地向拉式結(jié)構(gòu)發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和使用壽命，適應(yīng)高轉(zhuǎn)速，增加傳遞轉(zhuǎn)矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。
本次設(shè)計的原始數(shù)據(jù)為：
1）發(fā)動機的最大功率 P=1500 r/min
2）發(fā)動機的最大扭矩 T=1086 N.m
3）摩擦片外徑 D?420 mm
設(shè)計方向：
雙盤式摩擦離合器
二、離合器的結(jié)構(gòu)方案分析
汽車離合器有摩擦式、電磁式和液力式三種類型，其中摩擦式的應(yīng)用最廣。盤形摩擦離合器，按其從動盤的數(shù)目可分為單片、雙片和多片三類；根據(jù)壓緊彈簧布置形式不同，可分為圓周布置、中央布置和斜向布置等形式；根據(jù)使用的壓緊彈簧不同，可分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧離合器；根據(jù)分離時所受作用力的方向不同，又可分為拉式和推式兩種形式。
2.1 從動盤數(shù)的選擇
對轎車和輕型、微型貨車而言，發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩一般不大。在布置尺寸允許的條件下，離合器通常只設(shè)有一片從動盤。單片離合器(圖2—1)結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，散熱良好，用時能保證分離徹底、接合平順。因此，廣泛用與各級轎車及微、輕、中型客車與貨車上，在發(fā)動機轉(zhuǎn)矩不大于1000 N.m的大型客車和貨車上也有所推廣。
雙片離合器(圖2—2)與單片離合器相比， 圖2-1 單片離合器
由于摩擦面數(shù)增加一倍，因而傳遞轉(zhuǎn)矩的能
力較大；在傳遞相同轉(zhuǎn)矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小，另外接合較為平順但中間壓盤通風散熱不良，兩片起步負載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。設(shè)計時在結(jié)構(gòu)上必須采取相應(yīng)的措施。這種結(jié)構(gòu)一般用在傳遞轉(zhuǎn)矩較大且徑向尺寸受到限制的場合。
多片離合器多為濕式，它有分離不徹底、軸向尺寸和質(zhì)量大等缺點，以往主要用于行星齒輪變速器換擋機構(gòu)中。但它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小、使用壽命長等優(yōu)點，主要應(yīng)用于重型牽引車和自卸車上。
本次設(shè)計為重型載貨汽車離合器的設(shè)計，設(shè)計原始數(shù)據(jù)為：發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩 T=1086 N.m，其大于1000 N.m，故選用雙片磨擦離合器作為本次設(shè)計對象。它由從動盤、壓盤驅(qū)動裝置、壓緊彈簧、離合器蓋、分離杠桿、分離軸承等構(gòu)成。
圖2-2 雙片離合器
2.2壓緊彈簧和布置形式的選擇
周置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧(圖2—1)，其特點是結(jié)構(gòu)簡單、制造容易，因此應(yīng)用較為廣泛。此結(jié)構(gòu)中彈簧壓力直接作用于壓盤上。為了保證摩擦片上壓力均勻，壓緊彈簧的數(shù)目不應(yīng)太少，要隨摩擦片直徑的增大而增多，而且應(yīng)當是分離杠桿的倍數(shù)。在某些重型汽車上，由于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩較大，所需壓緊彈簧數(shù)目較多，可將壓緊彈簧布置在兩個同心圓周上。壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速很高時，周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力隨之降低。此外，彈簧靠到它的定位面上，造成接觸部位嚴重磨損，甚至會出現(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。
中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，此結(jié)構(gòu)軸向尺寸較大。由于可選較大的杠桿比，因此可得到足夠的壓緊力，且有利于減小踏板力，使操縱輕便。此外，壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，不會使彈簧受熱退火，通過調(diào)整墊片或螺紋容易實現(xiàn)對壓緊力的調(diào)整。這種結(jié)構(gòu)多用于重型汽車上。
斜置彈簧離合器的彈簧壓力斜向作用在傳力盤上，并通過壓桿作用在壓盤上。這種結(jié)構(gòu)的顯著優(yōu)點是在摩擦片磨損或分離離合器時，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。與上述兩種離合器相比，具有工作性能穩(wěn)定、踏板力較小的突出優(yōu)點。此結(jié)構(gòu)在重型汽車上已有采用。
膜片彈簧離合器(圖4－4)中的膜片彈簧是一種具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指組成，它與其它形式的離合器相比具有如下一系列優(yōu)點：
1)膜片彈簧具有較理想的非線性特性如圖2—12所示，彈簧壓力在摩擦片允許磨損范圍內(nèi)基本不變(從安裝時工作點B變化到A點)，因而離合器工作中能保持傳遞的轉(zhuǎn)矩大致不變；對于圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降(從月點變化到A，點)。離合器分離時，彈簧壓力有所下降 (從B點變化到C點)，從而降低了踏板力；對于圓柱螺旋彈簧，壓力則大大增加(從月點變化到C，點)。
2)膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構(gòu)簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目
少，質(zhì)量小。
3)高速旋轉(zhuǎn)時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力則明顯下降。
4)由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提
高使用壽命。
5)易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長。
6)平衡性好。
7)有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。
．
圖2-3 膜片彈簧離合器 圖2-4 拉式膜片彈簧離合器
但膜片彈簧的制造工藝較復(fù)雜，對材質(zhì)和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設(shè)計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，膜片彈簧離合器不僅在轎車上被大量采用，而且在輕、中、重型貨車以及客車上也被廣泛采用。
拉式膜片彈簧離合器(圖2—4)中，其膜片彈簧的安裝方向與推式相反。在接合時，膜片彈簧的大端支承在離合器蓋上，而以中部壓緊在壓盤上。將分離軸承向外拉離飛輪，即可實現(xiàn)分離。與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有如下優(yōu)點：
1)由于取消了中間支承各零件，并只用一個或不用支承環(huán)，使其結(jié)構(gòu)更簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更小。
2)由于拉式膜片彈簧是以中部與壓盤相壓，因此在同樣壓盤尺寸條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，從而提高了壓緊力與傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，而并不增大踏板力；或在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，可采用尺寸較小的結(jié)構(gòu)。
3)在接合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，故分離效率更高。
4)拉式的杠桿比大于推式杠桿比，且中間支承少，減少了摩擦損失，傳動效率較高，使踏板操縱更輕便。拉式踏板力比推式一般約可減少25％～30％。
5)拉式無論在接合狀態(tài)或分離狀態(tài)，膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環(huán)磨損后不會產(chǎn)生沖擊和噪聲。
6)使用壽命更長。
但是，拉式膜片彈簧的分離指是與分離軸承套筒總成嵌裝在一起的，需專門的分離軸承(參見圖2—19)，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，安裝和拆卸較困難，且分離行程略比推式大些。由于拉式膜片彈簧離合器綜合性能優(yōu)越，它已在一些汽車中得以應(yīng)用。
2.3 膜片彈簧支承形式
推式膜片彈簧支承結(jié)構(gòu)按支承環(huán)數(shù)目不同分為三種。圖2—5為雙支承環(huán)形式，其中圖2—5a用臺肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個支承 圖2-4 拉式膜片彈簧離合器環(huán)與離合器蓋定位鉚合在一起，結(jié)構(gòu)簡單，是早已采用的傳統(tǒng)形式；圖2—5b在鉚釘上裝硬化襯套和剛性擋環(huán)，可提高耐磨性和使用壽命，但結(jié)構(gòu)較復(fù)雜；圖2—5c取消了鉚釘，在離合器蓋內(nèi)邊緣上伸出許多舌片，將膜片彈簧、兩個支承環(huán)與離合器蓋彎合在一起，使結(jié)構(gòu)緊湊、簡化、耐久性良好，因此其應(yīng)用日益廣泛。
圖2-5 推式膜片彈簧雙支承環(huán)形式 圖2-6 推式膜片彈簧單支承環(huán)形式
圖2—6為單支承環(huán)形式。在沖壓離合器蓋上沖出一個環(huán)形凸臺來代替后支承環(huán)(圖2—6a)使結(jié)構(gòu)簡化，或在鉚釘前側(cè)以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)(圖2—6b)，以消除膜片彈簧與支承環(huán)之間的軸向間隙。
圖2—7為無支承環(huán)形式，利用斜頭鉚釘?shù)念^部與沖壓離合器蓋上沖出的環(huán)形凸臺將膜片彈簧鉚合在一起而取消前、后支承環(huán)(圖2—7a)；或在鉚釘前側(cè)以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)，離合器蓋上環(huán)形凸臺代替后支承環(huán)(圖2—7b)，使結(jié)構(gòu)更簡化；或取消鉚釘，離合器蓋內(nèi)邊緣處伸出的許多舌片將膜片彈簧與彈性擋環(huán)和離合器蓋上的環(huán)形凸臺彎合在一起(圖2—7c)，結(jié)構(gòu)最為簡單。
圖2—8為拉式膜片彈簧支承結(jié)構(gòu)形式，其中圖2—8a為無支承環(huán)形式，將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋沖出的環(huán)形凸臺上；圖2—8b為單支承環(huán)形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環(huán)上。這兩種支承形式常用于轎車和貨車上。
圖2-7 推式膜片彈簧無支承環(huán)形式 圖2-8 拉式膜片彈簧支承形式
由于膜片彈簧結(jié)構(gòu)簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量小，廣泛用于中、重型貨車上，固本次設(shè)計采用膜片彈簧的布置形式。
2.4 壓盤的驅(qū)動方式
壓盤的驅(qū)動方式主要有凸塊一窗孔式、銷釘式、鍵塊式和傳動片式多種。前三種的共同缺點是在聯(lián)接件之間都有間隙，在驅(qū)動中將產(chǎn)生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器傳動效率。傳動片式是近年來廣泛采用的結(jié)構(gòu)，沿周向布置的三組或四組鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接(圖2—2)，傳動片的彈性允許其作軸向移動。當發(fā)動機驅(qū)動時，鋼帶受拉；當拖動發(fā)動機時，鋼帶受壓。此結(jié)構(gòu)中壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，使用可靠，壽命長。但反向承載能力差，汽車反拖時易折斷傳動片，故對材料要求較高，一般采用高碳鋼。
使用彈性傳動片的方式不僅消除了前三種的缺點，而且簡化了結(jié)構(gòu)，降低了對裝配精度的要求且有利于壓盤的定中，固選用彈性傳動片式驅(qū)動壓盤。
三、離合器主要參數(shù)的選擇
摩擦離合器是靠摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的。離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為
（3-1）
式中，為靜摩擦力矩；為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計算時一般取0．25—0．30；F為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；為摩擦片的平均摩擦半徑；Z為摩擦面數(shù)，是從動盤數(shù)的兩倍；為離合器的后備系數(shù)；為發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩。
假設(shè)摩擦片上工作壓力均勻，則有
（3-2）
式中，為摩擦面單位壓力，A為一個摩擦面的面積；D為摩擦片外徑，D=2R；d為摩擦片內(nèi)徑，d=2r。
摩擦片的平均摩擦半徑R，根據(jù)壓力均勻的假設(shè)，可表示為
（3-3）
當d／D≥0．6時，可相當準確地由下式計算
將式(3—2)與式(3—3)代人式(3—1)得
(3-4)
式中，C為摩擦片內(nèi)外徑之比，C=d／D，一般在0．55～0．65之間。
為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計時應(yīng)大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，即
(3-5)
式中，為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；β為離合器的后備系數(shù)，定義為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，β必須大于1。
離合器的基本參數(shù)主要有性能參數(shù)β和，尺寸參數(shù)D和d及摩擦片厚度b。
3.1 后備系數(shù)β
后備系數(shù)β是離合器設(shè)計時用到的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇夕時，應(yīng)考慮以下幾點：
1)摩擦片在使用中磨損后，離合器還應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。
2)要防止離合器滑磨過大。
3)要能防止傳動系過載。
顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太?。粸槭闺x合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，β又不宜選取太大；當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β可選取小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為提高起步能力、減少離合器滑磨，β應(yīng)選取大些；貨車總質(zhì)量越大，β也應(yīng)選得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取的β值應(yīng)比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動越小，β可選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的β值應(yīng)大于單片離合器。
各類汽車口值的取值范圍通常為：
轎車和微型、輕型貨車 β=1．30～1．75
中型和重型貨車 β=1．60～2．25
越野車、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車 β=2.0～3.5
本次設(shè)計為中型貨車離合器，工作條件較惡劣，貨車質(zhì)量較大，采用汽油發(fā)動機，采用周置的螺旋彈簧離合器。綜合以上因數(shù)，選取后備系數(shù)β的值為2.0。
3.2 單位壓力
單位壓力對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應(yīng)考慮離合器的工作條件，發(fā)動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。離合器使用頻
繁，發(fā)動機后備系數(shù)較小時，加應(yīng)取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處
的熱負荷，應(yīng)取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大。
當摩擦片采用不同材料時，按下列范圍選?。?
石棉基材料 =0．10～0．35MPa
粉末冶金材料 =0．35～0．60MPa
金屬陶瓷材料 =0．70～1．50MPa
本次設(shè)計選用石棉基材料作為摩擦片，發(fā)動機的最大功率P=157 KW。綜合以上因數(shù)，選取單位壓力的值為0.20MPa。
3.3 摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b
當離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩已知，結(jié)合式(3-1)和式(3-5)，適當選取后備系數(shù)β和單位壓力，即可估算出摩擦片尺寸。
摩擦片外徑D(mm)也可根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 (N·m)按如下經(jīng)驗公式選用
(3-6)
式中，為直徑系數(shù)，轎車： =14．5；輕、中型貨車：單片=16．0～18．5，雙片=13．5～15．0；重型貨車： =22．5～24．0。
在同樣外徑D時，選用較小的內(nèi)徑d雖可增大摩擦面積，提高傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，但會使摩擦面上的壓力分布不均勻，使內(nèi)外緣圓周的相對滑磨速度差別太大而造成摩擦面磨損不均勻，且不利于散熱和扭轉(zhuǎn)減振器的安裝。摩擦片尺寸應(yīng)符合尺寸系列標準JB5764—86《汽車用離合器面片》，所選的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。
由（3-6）式和的范圍=16．0～18．5得，
16.0×1086≤D≤18.5×1086
D?420，選用D=410mm。取C=0.589，則d的值為
d=D*c=410*0.589=240mm
確定了D、d后，可以計算摩擦片的單面面積A，得
A==
由D、可以確定摩擦片的最大圓周速度為，
的值小于50，固以上選用的值符合要求。
由A、可以確定壓盤施加在摩擦面上的工作壓力F,得
N
摩擦片的厚度主要有3．2mm、3．5mm和4．0mm三種。由摩擦片的內(nèi)外徑查表得，摩擦片的厚度為h=3.5mm。
四、 離合器的設(shè)計與計算
一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化
設(shè)計離合器要確定離合器的性能參數(shù)和尺寸參數(shù)，這些參數(shù)的變化影響離合器的結(jié)構(gòu)尺寸和工作性能。
1．設(shè)計變量
后備系數(shù)夕可由式(3-1)和式(3-5)確定，可以看出β取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。
單位壓力β?？捎墒?2—2)確定，也取決于F和D及d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計變量選為
2．目標函數(shù)
離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計追求的目標是在保證離合器性能要求條件下，使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標函數(shù)為
3．約束條件
1)摩擦片的外徑D(mm)的選取應(yīng)使最大圓周速度不超過65—70m／s，即
(3-7)
式中，為摩擦片最大圓周速度(m／s)；為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速(r／min)。
2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0．55～0．65范圍內(nèi)，即
0．55≤c≤0．65
3)為保證離合器可靠傳遞轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，不同車型的β值應(yīng)在一定范圍
內(nèi)，最大范圍β為1．2～4．0，即
1．2≤β≤4．0
4)為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約
50mm(圖2—15)，即
d>2Ro+50
5)為反映離合器傳遞轉(zhuǎn)矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，即
（3-8）
式中，為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩(N·m／)；為其允許值(N·m／)，按表4—1選取。
表2—1 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 (N·m／)
離合器規(guī)格D／mm
<210
>210--250
>250—325
>325
X10—9
0．28
0．30
0．35
0．40
6)為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力p。對于不同車型，根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，最大范圍為0．10—1．50MPa，即
0．10MPa≤≤1．50MPa
7)為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值，即
(3-9)
式中，ω為單位摩擦面積滑磨功(J／mm2)； [ω]為其許用值(J／mm2)，對于轎車：[ω] =0．40J／mm2，對于輕型貨車： [ω] =0．33J／mm2，對于重型貨車： [ω] =0．25J／mm2; W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J)，可根據(jù)下式計算
(3-10)
式中，ma為汽車總質(zhì)量(kg)；為輪胎滾動半徑(m)；為起步時所用變速器擋位的傳動比；i0為主減速器傳動比；為發(fā)動機轉(zhuǎn)速(r／min)，計算時轎車取2000r／min，貨車取
1500r／min。
4.優(yōu)化計算與檢練
通過前面主要參數(shù)的確定和優(yōu)化計算得,F=8040N,D=280mm,d=165mm.檢練以上約束條件得,
1. <65m/S 2. 0.55
h／2時，A點的切向拉應(yīng)力最大；當(—／2) 時，F(xiàn)l= f(λ1)有一極大值和一極小值；當H／h=2時，F(xiàn)l= f(λ1)的極小值落在橫坐標上。為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H／h一般為1．6—2．2，板厚丸為2～4mm。
2．比值R／r和R、r的選擇
研究表明，R／r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧剛度越大，彈性特性曲線受直徑誤差影響越大，且應(yīng)力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R／r一般為1．20—1．35。為使摩擦片上壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應(yīng)取為大于或等于摩擦片的平均半徑RC，拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于Rc。而且，對于同樣的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式大。
3．α的選擇
膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角。與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切，α=arctanH／(R—r) ≈H／(R—r)，一般在9O～15O范圍內(nèi)。
4．膜片彈簧工作點位置的選擇
膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖2—12所示。該曲線的拐點H對應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且
λ1H=(λ1M+λ1N)／2。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般λ1B=(0．8～1．0)且λlH，以保證摩擦片在最大磨損限度△入范圍內(nèi)壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點心盡量靠
近N點。 4－4 膜片彈簧的彈性特性曲線
5．n的選取
分離指數(shù)目n常取為18，大尺寸膜片彈簧有些取24，小尺寸膜片彈簧有些取12。
五、膜片彈簧材料及制造工藝
國內(nèi)膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質(zhì)量等要求，需進行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理，即沿其分離狀態(tài)的工作方向，超過徹底分離點后繼續(xù)施加過量的位移，使其過分離3～8次，并使其高應(yīng)力區(qū)發(fā)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應(yīng)力。一般來說，經(jīng)強壓處理后，在同樣的工作條件下，可提高膜片彈簧的疲勞壽命5％～30％。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理，即以高速彈丸流噴射到膜片彈簧表面，使表層產(chǎn)生塑性變形，形成一定厚度的表面強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也
可提高疲勞壽命。
為提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻感應(yīng)加熱淬火或鍍鉻。為了防止膜片彈簧與壓盤接觸圓形處由于拉應(yīng)力的作用產(chǎn)生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應(yīng)力源。
膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為45～50HRC，分離指端硬度為55～62HRC，在同一片上同一范圍內(nèi)的硬度差不大于3個單位。碟簧部分應(yīng)為均勻的回火托氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一般不得超過厚度的3％。膜片彈簧的內(nèi)外半徑公差一般為H1l和h11，厚度公差為±0．025mm，初始底錐角公差為±10度。上、下表面的表面粗糙度為1．6μm，底面的平面度一般要求小于0．1mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相互高度差一般要求小于0．8—1．0mm。
六、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計
膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計就是通過確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其載荷變形特性滿足離合器
的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設(shè)計要求，以達到最佳的綜合效果。
1．目標函數(shù)
目前，國內(nèi)關(guān)于膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計的目標函數(shù)主要有以下幾種：
1)彈簧工作時的最大應(yīng)力為最小。
2)從動盤摩擦片磨損前后彈簧壓緊力之差的絕對值為最小。
3)在分離行程中，駕駛員作用在分離軸承裝置上的分離操縱力平均值為最小。
4)在摩擦片磨損極限范圍內(nèi)，彈簧壓緊力變化的絕對值的平均值為最小。
5)選3)和4)兩個目標函數(shù)為雙目標。
為了既保證離合器使用過程中傳遞轉(zhuǎn)矩的穩(wěn)定性，又不致嚴重過載，且能保證操縱省力，選取5)作為目標函數(shù)，通過兩個目標函數(shù)分配不同權(quán)重來協(xié)調(diào)它們之間的矛盾，并用轉(zhuǎn)換函數(shù)將兩個目標合成一個目標，構(gòu)成統(tǒng)一的總目標函數(shù)
（2-21）
式中，l和2分別為兩個目標函數(shù)和的加權(quán)因子，視設(shè)計要求選定。
2．設(shè)計變量
從膜片彈簧載荷變形特性公式(2—11)可以看出，應(yīng)選取H、h、R、r、Rl、r1這六個尺寸參數(shù)以及在接合工作點相應(yīng)于彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量λ1B(圖2—12)為優(yōu)化設(shè)計變量，即
(2-22)
3．約束條件
1)應(yīng)保證所設(shè)計的彈簧工作壓緊力F1B與要求壓緊力Fy相等，即
F1B=Fy
2)為了保證各工作點A、月、C有較合適的位置(A點在凸點M左邊，B點在拐點H
附近，C點在凹點N附近，如圖2—12所示)，應(yīng)正確選擇λ1B相對于拐點λ1H的位置，一般λ1B／λ1H：0．8～1．0，即
(2-23)
3)為了保證摩擦片磨損后離合器仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，并考慮到摩擦因數(shù)的下降，摩
擦片磨損后彈簧工作壓緊力F1A應(yīng)大于或等于新摩擦片時的壓緊力FIB，即
F1A≥FIB
4)為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H／h與初始底錐角α≈H／(R—r)應(yīng)在
一定范圍內(nèi)，即
1．6≤H／h≤2．2
9o≤α≈H／(R—r)≤15o
5)彈簧各部分有關(guān)尺寸比值應(yīng)符合一定的范圍，即
(2-24)
式中，為膜片彈簧小端內(nèi)半徑，如圖2—13所示。
6)為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜
片彈簧的壓盤加載點半徑R1(或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑r1)應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即
推式：(D十d)／4≤R1≤D／2
拉式：(D十d)／4≤r1≤D／2
7)根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求，R1與R、r1與r、與r0之差應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即
1≤R—R1≤7
。 0≤r1—r≤6
0≤—≤4
8)膜片彈簧的分離指起分離杠桿作用，因此其杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即
推式：2．3≤≤4．5
拉式：3．5≤≤9．0 圖4－5 膜片彈簧的尺寸簡圖
9)為了保證避免彈力衰減要求，彈簧在工作過程中 a)推式 b)拉式 c)俯視圖
B點的最大壓應(yīng)力。應(yīng)不超過其許用值，即
10)為了保證疲勞強度要求，彈簧在工作過程中A`點(或A點)的最大拉應(yīng)力 (或)應(yīng)不超過其相應(yīng)許用值，即
≤[] 或≤[]
11)由于彈簧在制造過程中，其主要尺寸參數(shù)H、h、R和r都存在加工誤差，對彈簧的壓緊力有一定的影響。因此，為了保證在加工精度范圍內(nèi)彈簧的工作性能，必須使由制造誤差引起的彈簧壓緊力的相對偏差不超過某一范圍，即
(2-25)
式中，△FH、△Fh、△FR、△Fr分別為由于H、h、R、r的制造誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。
12)在離合器裝配誤差范圍內(nèi)引起的彈簧壓緊力的相對偏差也不得超過某一范圍，即
(2-26)
式中，為離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。
五、 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計計算
扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。所以，扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能：
1)降低發(fā)動機曲軸與傳，動系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率。
2)增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振。
3)控制動力傳動系總成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振與噪聲。
4)緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。扭轉(zhuǎn)減振器具有線性和非線性特性兩種。單級線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如圖6-1所示，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應(yīng)用于汽油機汽車中。當發(fā)動機為柴油機時，由于怠速時發(fā)動機旋轉(zhuǎn)不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪齒間的敲擊，從而產(chǎn)生令人厭煩的變速器怠速噪聲。
在扭轉(zhuǎn)減振器中另設(shè)置一組剛度較小的彈簧，使 圖 5-1 單級線性減速器的
其在發(fā)動機怠速工況下起作用，以消除變速器怠速噪 扭轉(zhuǎn)特性
聲，此時可得到兩級非線性特性，第一級的剛度很小，稱為怠速級，第二級的剛
度較大。目前，在柴油機汽車中廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器。
在扭轉(zhuǎn)減振器中，也有采用橡膠代替螺旋彈簧作為彈性元件，以液體阻尼器代替干摩擦阻尼的新結(jié)構(gòu)。
減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩是兩個主要參數(shù)。其設(shè)計參數(shù)還包括極限
轉(zhuǎn)矩、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩和極限轉(zhuǎn)角等?！ D5-2 減速器尺寸簡圖
1． 極限轉(zhuǎn)矩
極限轉(zhuǎn)矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙△1(圖5—2)時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩。它與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取
(2—27)
式中，貨車：系數(shù)取1．5，轎車：系數(shù)取2．0。
本次設(shè)計為貨車的離合器設(shè)計,固上述系數(shù)選取1.5,則
N.m
2． 扭轉(zhuǎn)剛度是
為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。
決定于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸(圖5—2)。
設(shè)減振彈簧分布在半徑為Ro的圓周上，當從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過弧度時，彈簧相應(yīng)變形量為Ro。此時所需加在從動片上的轉(zhuǎn)矩為
（2-28）
式中，T為使從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過弧度所需加的轉(zhuǎn)矩(N·m)；K為每個減振彈簧的線剛度(N／mm)；Zj為減振彈簧個數(shù)；Ro為減振彈簧位置半徑(m)。
根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義，則
(2-29)
式中，為減振器扭轉(zhuǎn)剛度(N·m／r)。
設(shè)計時可按經(jīng)驗來初選是
≤13 （2-30）
由13=13*367.5=4777.5 N·m／r,選用=4500 N·m／r
3．阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩
由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度是，受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩一般可按下式初選
（2-31）
本次設(shè)計為貨車的離合器設(shè)計,固上述系數(shù)選取0.1,則
=1.0*=0.1*245=24.5 N.m
4．預(yù)緊轉(zhuǎn)矩
減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是不應(yīng)大于，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故取
（2-32）
本次設(shè)計為貨車的離合器設(shè)計,固上述系數(shù)選取0.1,則
=0.1*=0.1*245=24.5 N.m
5．減振彈簧的位置半徑Ro
Ro的尺寸應(yīng)盡可能大些，如圖2—15所示，一般取
（2-33）
由于前面求得d=165mm，選上式中的系數(shù)為0.65，則的值為
=0.65*=53.625mm
6．減振彈簧個數(shù)
參照表2—2選取。
表5-1 減振彈簧個數(shù)的選取
摩擦片外徑D／mm
225-250
250--325
325--350
>350
車
4-6
6--8
8～10
>10
摩擦片的外徑為280mm，所以選取減震彈簧的個數(shù)為7個。
7．減振彈簧總壓力
當限位銷與從動盤轂之間的間隙△1或△2被消除，減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力為
=367.5/53.625 = 6.85 （2-34）
8．極限轉(zhuǎn)角針
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)角為
（2-35）
式中，△L為減振彈簧的工作變形量。
通常取3O～12O，對平順性要求高或?qū)ぷ鞑痪鶆虻陌l(fā)動機，取上限。
目前通用的從動盤減振器在特性上存在如下局限性：
1）它不能使發(fā)動機、變速器振動系統(tǒng)的固有頻率降低到怠速轉(zhuǎn)速以下，因此不能避免怠速轉(zhuǎn)速時的共振。研究表明，發(fā)動機、變速器振動系統(tǒng)固有頻率一般為40～70Hz，相當于四缸發(fā)動機轉(zhuǎn)速1200～2100r／min，或六缸發(fā)動機轉(zhuǎn)速800～1400r／min，一般均高于怠速轉(zhuǎn)速。
2)它在發(fā)動機實用轉(zhuǎn)速1000—2000r／rain范圍內(nèi)，難以通過降低減振彈簧剛度得到更大的減振效果。因為在從動盤結(jié)構(gòu)中，減振彈簧位置半徑較小，其轉(zhuǎn)角又受到限制，如降低減振彈簧剛度，就會增大轉(zhuǎn)角并難于確保允許傳遞轉(zhuǎn)矩的能力。
近年來出現(xiàn)了一種稱為雙質(zhì)量飛輪的減振器(圖5-3)。它主要由第一飛輪1、第二飛輪2與扭轉(zhuǎn)減振器11組成。第一飛輪1與聯(lián)結(jié)盤9以螺釘10緊固在曲軸凸緣8上，并以滾針軸承7和球軸承5支承在與離合器蓋總成3緊固的同軸 圖5-3 雙質(zhì)量－飛輪減振器
線的第二飛輪2的短軸6上。在從 1、第一飛輪 2、第二飛輪 3、離合器蓋總成
動盤4中沒有減振器。雙質(zhì)量飛 4、從動盤 5、球軸承 6、短軸
輪減振器具有以下優(yōu)點： 7、滾針軸承 8、曲軸凸緣 9、聯(lián)結(jié)盤
1)可以降低發(fā)動機、變速器振動系 10、螺釘 11、扭轉(zhuǎn)減振器
統(tǒng)的固有頻率，以避免在怠速轉(zhuǎn)速時的
共振。
2)增大減振彈簧的位置半徑，降低減振彈簧剛度K，并允許增大轉(zhuǎn)角。
3)由于雙質(zhì)量飛輪減振器的減振效果較好，在變速器中可采用粘度較低的齒輪油而不致產(chǎn)生齒輪沖擊噪聲，并可改善冬季的換擋過程。而且由于從動盤沒有減振器，可以減小從動盤的轉(zhuǎn)動慣量，這也有利于換擋。
但是它也存在一定的缺點，如由于減振彈簧位置半徑較大，高速時受到較大離心力的作用，使減振彈簧中段橫向翹曲而鼓出，與彈簧座接觸產(chǎn)生摩擦，使彈簧磨損嚴重，甚至引起早期損壞。
雙質(zhì)量飛輪減振器主要適用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的轉(zhuǎn)矩變化大的柴車中。
六、離合器的操縱機構(gòu)
1．對操縱機構(gòu)的要求
1)踏板力要小，轎車一般在80～150N范圍內(nèi)，貨車不大于150～200N。
2)踏板行程對轎車一般在80—150mm范圍內(nèi)，對貨車最大不超過180mm。
3)踏板行程應(yīng)能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復(fù)原。
4)應(yīng)有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構(gòu)因受力過大而損壞。
5)應(yīng)具有足夠的剛度。
6)傳動效率要高。
7)發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。
2．操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇
常用的離合器操縱機構(gòu)主要有機械式、液壓式等。
機械式操縱機構(gòu)有桿系和繩索兩種形式。桿系傳動機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠，廣泛應(yīng)用于各種汽車中。但其質(zhì)量大，機械效率低，車架和駕駛室的變形會影響其正常工作，在遠距離操縱時布置較困難。繩索傳動機構(gòu)可克服上述缺點，且可采用適宜駕駛員操縱的吊掛式踏板結(jié)構(gòu)。但其壽命較短，機械效率仍不高。此形式多用于輕型轎車中。
液壓式操縱機構(gòu)主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質(zhì)量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、駕駛室和車架變形不會影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點。此形式廣泛應(yīng)用于各種形式的汽車中。
3．離合器操縱機構(gòu)的主要計算液壓式操縱機構(gòu)示意，如圖6—1所示。
踏板行程S由自由行程Sl和工作行程S2兩部分組成：
圖6-1 液壓式操縱機構(gòu)示意圖
（2-36）
式中，為分離軸承自由行程，一般為1．5～3．0mm，反映到踏板上的自由行程一般為20—30mm；dl、d2分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦面面數(shù)；為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：=0．85～1．30mm，雙片：=0．75—0．90mm。a1、a2、、b2、c1、c2為杠桿尺寸(圖2—17)。
踏板力可按下式計算
(2-37)
式中，F(xiàn)為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；為操縱機構(gòu)總傳動比，= ;為機械效率，液壓式：=80％～90％，機械式： =70％～80％；為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設(shè)計時，可忽略之。
工作缸直徑d2的確定與液壓系統(tǒng)所允許的最大油壓有關(guān)。考慮到橡膠軟管及其管接頭的密封要求，最大允許油壓一般為5—8MPa。
對于機械式操縱機構(gòu)的上述計算，只需將d1和d2取消即可。
七、離合器的結(jié)構(gòu)元件
1．從動盤總成
從動盤總成主要由摩擦片、從動片、減振器和花鍵轂等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，應(yīng)滿足如下設(shè)計要求：
1)轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡量小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。
2)應(yīng)具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，減小磨損。
3)應(yīng)裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。
為了使從動盤具有軸向彈性，常用的方法有：
1)在從動盤上開“T”形槽，外緣形成許多扇形，并將扇形部分沖壓成依次向不同方向彎曲的波浪形。兩側(cè)的摩擦片則分別鉚在每相隔一個的扇形上?！癟”形槽還可以減小由于摩擦發(fā)熱而引起的從動片翹曲變形。這種結(jié)構(gòu)主要應(yīng)用在貨車上。
2)將扇形波形片的左、右凸起段分別與左、右側(cè)摩擦片鉚接。由于波形片比從動片薄，故這種結(jié)構(gòu)軸向彈性較好，轉(zhuǎn)動慣量較小，適宜于高速旋轉(zhuǎn)，主要應(yīng)用于轎車和輕型貨車。
3)利用階梯形鉚釘桿的細段將成對波形片的左片鉚在左側(cè)摩擦片上，并交替地把右片鉚在右側(cè)摩擦片上。這種結(jié)構(gòu)彈性行程大，彈性特性較理想，可使汽車起步極為平順。它主要應(yīng)用于中、高級轎車。
4)將靠近飛輪的左側(cè)摩擦片直接鉚合在從動片上，只在靠近壓盤側(cè)的從動片鉚有波形片，右側(cè)摩擦片用鉚釘與波形片鉚合。這種結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)動慣量大，但強度較高，傳遞轉(zhuǎn)矩能力大，主要應(yīng)用于貨車上，尤其是重型貨車。
離合器摩擦片在性能上應(yīng)滿足如下要求：
1）摩擦因數(shù)較高且較穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要小。
2）有足夠的機械強度與耐磨性。
3）密度要小，以減小從動盤轉(zhuǎn)動慣量。
4）熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出的粘合劑少，無味，不易燒焦。
5)磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面。
6)接合時應(yīng)平順而不產(chǎn)生“咬合”或“抖動”現(xiàn)象。
7)長期停放后，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現(xiàn)象。
離合器摩擦片所用的材料有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。
石棉基摩擦材料具有摩擦因數(shù)較高(大約為0．3～0．45)、密度較小、制造容易、價格低廉等優(yōu)點。但它性能不夠穩(wěn)定，摩擦因數(shù)受工作溫度、單位壓力、滑磨速度的影響大，目前主要應(yīng)用于中、輕型貨車中。由于石棉在生產(chǎn)和使用過程中對環(huán)境有污