汽车设计课程设计-马自达5汽车离合器设计.docx

上海理工大学 汽车设计 课程设计 马自达5离合器设计说明书汽车设计课程设计说明书 马自达5汽车离合器设计设计者： 学 号： 学 院： 机械工程学院专 业： 车辆工程指导老师：日 期： 2012-6-25目录第一章 绪论51.1 前言51.2 课程设计目的51.3 设计要求51.4 设计步骤6第二章 离合器方案的确定72.1 车型分析72.2 方案选择7第三章 离合器输出轴的设计83.1 轴的直径设计83.2 花键强度校核9第四章 离合器基本参数的确定94.1 后备系数104.2 单位压力Po104.3 摩擦片的外径、内径和厚度114.4 摩擦因数、摩擦面数、离合器间隙12第五章 离合器基本参数的优化135.1 摩擦片外径D135.2 摩擦片的内、外径比c135.3 后备系数135.4 摩擦片内径d135.5 单位摩擦面积传递的转矩Tco135.6 单位压力P0145.7 离合器单位摩擦面积滑磨功14第六章 膜片弹簧基本参数的选择156.1 截锥高度H与板厚h比值 和板厚h的选择156.2自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和 比值156.3膜片弹簧起始圆锥底角 的选择156.4 膜片弹簧工作点位置的选择156.5 分离指数目n的选取166.6 膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径 的确定166.7 切槽宽度 、 及半径 的确定166.8 压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定176.9 膜片弹簧基本参数约束条件的检验176.10 膜片弹簧材料及制造工艺17第七章 扭转减振器主要参数的选择187.1 极限转矩Tj187.2 扭转角刚度187.3阻尼摩擦转矩197.4 预紧转矩197.5 减振弹簧的位置半径Ro197.6 减振弹簧个数197.7 减振弹簧总压力207.8 极限转角207.9 限位销与从动盘缺口侧边的间隙207.10 限位销直径207.11从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸207.12减振弹簧设计21第八章 离合器零件的结构选型及设计计算228.1 从动盘总成设计228.1.1 从动盘总成的结构型式的选择228.1.2 从动片结构型式的选择228.1.3 从动盘毂的设计228.2 离合器盖总成设计238.2.1 离合器盖设计238.2.2 压盘设计238.3离合器分离装置设计248.3.1 分离轴承248.3.2 分离套筒24 谢辞25 参考资料26第一章 绪论1.1 前言对于内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操作机构等四部分。离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系统平顺地结合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系统分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系统所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。1.2 课程设计目的汽车设计课程是培养学生具有汽车设计能力的专业基础课，课程设计则是学生在学习了汽车构造、汽车制造技术、汽车设计等课程后一项重要的实践性教学环节，基本的目的是：通过课程设计，综合运用汽车设计课程和其它选修课程的理论和实践知识，解决汽车设计问题，掌握汽车设计的一般规律，树立正确的设计思想，培养分析和解决实际问题的能力。学会分析和评价汽车及各总成的结构与性能，合理选择结构方案及有关参数，掌握一些汽车主要零部件的设计与计算方法。学会考虑所设计部件的制造工艺性、使用、维护、经济和安全等问题，培养汽车设计能力 。通过计算，绘图，熟练运用标准，规范，手册，图册和查阅有关技术资料，进一步培养学生的专业设计技能。鼓励学生充分利用计算机进行参数的优化设计，CAD绘图，锻炼学生利用计算机进行设计和绘图的能力。1.3 设计要求通过课程设计，对轿车离合器的结构、从动盘总成、压盘和离合器盖总成及膜片弹簧的设计有比较深入的熟悉并掌握。首先通过查阅文献、上网查阅资料，了解汽车离合器的基本工作原理，结构组成及功能；通过对车型分析，路况分析和型式分析，制定出总体设计方案。并对轿车膜片弹簧离合器进一步的认知和建模，并在指导老师的帮助下完成膜片弹簧离合器设计。为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求： （1）在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。 （2）接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。 （3）分离时要迅速、彻底。 （4）离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡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散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。 （6）应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。 （7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。 （8）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。 （9）应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。 （10）结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。本次设计要求如下：（1）离合器装配图一张 视图投影准确，结构合理，画法规范，图面整洁，字体按规定用工程字书写，标题栏及零件明细表完整。（2）零件图（四号图纸，非标准零件由老师指定）要求结构合理，尺寸公差标注规范，基准选择恰当。（3）课程设计说明书一份（用统一规格）。1.4 设计步骤熟悉离合器结构及相关理论知识。根据所给题目进行车型分析，道路情况分析，所设计部件型式分析，进行主要参考型选择以及设计计算。绘制离合器总成装配图。绘制主要零件图。编写设计说明书。答辩。第二章 离合器方案的确定2.1 车型分析2011款马自达5 是一款5门7座前置前驱汽车，该车采用LFX发动机，其具体参数见表2-1。表2-1 2011款马自达5参数参考车型马自达5最大功率/转速106kw/6500rpm最大转矩/转速180Nm/4500rpm整车整备质量1516kg驱动轮规格参数205/55 R16最高车速179km/h车身长4585mm车身宽1750mm车高1620mm轴距2750mm2.2 方案选择本车设计采用双片膜片弹簧离合器。本车采用的摩擦式离合器，其结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。采用多盘式离合器是因为需要传递较大转矩，本车型传递转矩为180Nm相对较大。采用膜片弹簧离合器时因为膜片弹簧离合器有很多优点：膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；相对圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降，离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力。对于圆柱螺旋弹簧，其压力则大大增加。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。高速旋转时，弹簧压紧力降低少，性能较稳定；而圆柱螺栓弹簧压紧力则明显下降。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。易于实现良好的通风散热，使用寿命长。膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，膜片弹簧离合器不仅在乘用车上被大量采用，而且在各种形式的商用车上也被广泛采用。与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有很多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小；拉式膜片弹簧是以中部与压盘相压，在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在结合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约25%-30%；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和噪声；使用寿命长。但是拉式膜片弹簧的分离指与分离轴承套筒总成嵌装在一起，要采用专门的分离轴承，结构复杂，安装和拆卸困难，造价也相对较高。本车型经济型乘用车，配置综合考虑成本和维修性能。综上所述，本次课程设计采用双片推式膜片弹簧离合器。 离合器的基本结构第三章 离合器输出轴的设计3.1轴的直径设计对于既传递转矩又承受弯矩的转轴，可用下式初步估算轴的直径 （11）对于本次设计车型马自达5，=106kw, 对应的转速n=6500rpm，轴的材料选用45钢，那么对应的许用扭切应力为30-40 Mpa. 取为40Mpa。那么计算出d26.90.表3-1 GB1144-2001从动盘外径D/mm发动机转矩/Nm花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm键齿宽b/mm有效齿长l/mm挤压应力/MPa20011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.4因此根据上表选用花键内径为28mm,外径为35mm，花键齿数n为10，齿厚为4mm，有效齿长为35mm,挤压应力应该小于10.4MPa。3.2，花键强度的校核花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算。挤压应力计算公式： 挤压= 式中，P为花键的齿侧面压力()。它由下式确定：花键的齿侧面压力： 式中，分别为花键的内外径；Z为从动盘毂的数目；为发动机最大转矩；为花键齿数；为花键齿工作高度 ； 为花键有效长度由3-1表格中所选取的数据知：=35mm，=28mm,n=10, =35mm, b=4mm,又=180 N.mm，Z=2。计算得：P=5771.43N，=4.71MPa210-250250-325325Tc0/10-20.280.300.350.40在本次设计中，我们选取的D=200mm，则根据表4-1可知Tc0=0.2810-2 Nm/mm2。根据前面的数据和式（4-6）可算得Tc=180*1.2=216Nm，代入式（5-2），可以算得Tc0=0.26910-2 Nm/mm2，因此满足要求。5.6单位压力P0为降低离合器滑磨是的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力P0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，P0的最大范围为0.10-1.50MPa。前面选取的P0=0.12MPa满足要求。5.7离合器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，离合器每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值，即 式中，为单位面积滑磨功；为其许用值；对于乘用车：，对于最大总质量小于的商用车：，对于最大总质量大于的商用车：；为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功，可根据下式计算式中，为汽车总质量；为轮胎滚动半径；为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速；计算时乘用车取，商用车取。由前面汽车参数选取ig1=3.666，主减速比io=4.366，由汽车参数表中数据可计算得汽车总质量为=1516+7*65+7*10=2041kg驱动轮半径为 =205*55%+16*25.4/2=315.95mm。算得，W=1.74104（J）,=0.22(J/mm2) ，满足要求。第六章 膜片弹簧基本参数的选择6.1 截锥高度H与板厚h比值和板厚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一般为1.52.0，板厚h为24故初选h=2.5, =1.6则H=1.6h=4.0.6.2自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和比值当时，摩擦片平均摩擦半径为 =80.0mm研究表明，R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差影响大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r一般为1.20-1.35. 为使摩擦片上的压力分布比较均匀，推式膜片弹簧的R值应取为大于或者等于摩擦片的平均半径Rc. 因此取R为102mm. 取R/r为1.25， 那么r=81.6mm,因此，R=102mm，r=81mm, R/r=1.266.3膜片弹簧起始圆锥底角的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H关系密切，=arctanH/(R-r) H/(R-r)，一般在915范围内。=arctan4.0 /(102-81)= 10.78，因此满足915的范围.6.4 膜片弹簧工作点位置的选择设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷F1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：（4-1）式中：膜片弹簧在离合器压盘支承处的载荷（N） 膜片弹簧在压盘支承处的变形量，也即压盘的行程（mm） 弹性模量 对钢取MPa 材料的泊松比 对钢取膜片弹簧的弹性特性曲线，如图所示。 该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且1H=(1M+1N)2。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H之间，且靠近或在H点处，一般 1B=(0.81.0)lH，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C，为最大限度地减小踏板力，C点心尽量靠近N点。6.5 分离指数目n的选取分离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12.这里分离指数目n=186.6 膜片弹簧小端内半径及分离轴承作用半径的确定由离合器的结构决定,其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。应大于。取=29mm, =30mm6.7 切槽宽度、及半径的确定3.23.5mm,910mm, 的取值应满足的要求。取mm, 9mm, 72mm（切槽半径）6.8 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定应略大于且尽量接近，应略小于且尽量接近取=100mm, =82 mm6.9 膜片弹簧基本参数约束条件的检验1、弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围 R/r=1.26，2R/h=8,R/ro=3.52这些尺寸的比值都符合规定的范围。2、为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀,推式膜片弹簧的压盘加载点半径应位于摩擦片的平均半径与外半径之间。即 符合要求。3、 根据弹簧结构布置要求, 与,与,与之差应在一定范围内,即 都符合要求。4、 膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用,因此其杠杆比应在一定范围内先取,即 符合要求。6.10 膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度，几何形状，金相组织，载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其分离38次，以产生一定的塑性变形，从而使膜片弹簧的表面产生与使用状态反方向的残余应力而达到强化的目的。一般来说，经强压处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命530。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理 。为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。 膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般为4550HRC，分离指端硬度为5562HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度的3。膜片弹簧的内外半径公差一般为Hil和h11，厚度公差为0025mm，初始底锥角公差为10。上、下表面的表面粗糙度为16m，底面的平面度一般要求小于01mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0810mm。 第七章 扭转减振器主要参数的选择7.1 极限转矩Tj极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙1时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可取 。式中，对于本车型：系数取2.0。 （51）7.2 扭转角刚度为减振器扭转刚度(Nmrad)。设计时可按经验来初选,13取=13=4680 Nmrad7.3阻尼摩擦转矩由于减振器扭转刚度是，受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩一般可按下式初选取=0.12Temax=21.6N.m7.4 预紧转矩减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是不应大于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取=0.08 =14.4N.m7.5 减振弹簧的位置半径RoR0的尺寸应尽可能大些，一般取取=36.0mm7.6 减振弹簧个数参照下表选取。取=6附表3 减振弹簧个数的选取 摩擦片外径Dmm225-250250-325325-350350 车4-66-8810107.7 减振弹簧总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力为=10000N （52）7.8 极限转角 减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为 （53）式中，L为减振弹簧的工作变形量。通常取3O12O，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，取上限。取=10O7.9 限位销与从动盘缺口侧边的间隙式中：R2为限位销的安装半径，一般为2.54mm。本设计取=3mm。7.10 限位销直径限位销直径按结构布置选定，一般=9.512mm，本设计取=11mm。7.11从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些，如图5.5.1所示。图4.2 从动盘窗口尺寸简图一般推荐A1-A=a=1.41.6mm。这样，当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参加工作，刚度较小，有利于缓和冲击。本设计取a=1.5mm，A=26mm，A1=27.5。7.12减振弹簧设计在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。1、弹簧的平均直径：一般由结构布置决定，通常选取=1115mm左右。本设计选取=12mm。2、弹簧钢丝直径： 式中：扭转许用应力=550600MPa，d1算出后应该圆整为标准值，一般34mm左右。P=FZj=1666.7N代入数值，得=4.00mm，符合上述要求。 3、减振弹簧刚度： j 代入数值得k=601.19N/mm 4、减振弹簧的有效圈数： = 式中：G为材料的扭转弹性模数，对钢=83000N/mm2，代入数值，得=2.26。减振弹簧的总圈数，n取整为5。5、减振弹簧在最大工作压力P时最小长度： =22.0mm式中：=0.400为弹簧圈之间的间隙。第八章 离合器零件的结构选型及设计计算8.1 从动盘总成设计8.1.1 从动盘总成的结构型式的选择从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和从动盘毂等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，应满足如下设计要求： 1) 转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 2) 应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减小磨损。 3) 应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。摩擦面片采用有机材料。选用带扭转减振器的从动盘，从动片通常用1.32.0mm厚的钢板冲压而成。将其外缘的盘形部分磨薄至0.651.0mm，以减小其转动惯量。整体式弹性从动片一般用高碳钢（如50）或65Mn钢板，热处理硬度3848HRC。图5-1-1 汽车膜片弹簧离合器压盘总成1.摩擦片 2.从动盘本体 3.从动盘铆钉 4.减振弹簧 5.减振器6.阻尼弹簧铆钉 7.从动盘毂 8.摩擦片铆钉8.1.2 从动片结构型式的选择从动片设计时，要尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。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做成具有轴向结构，这样的从动片有3种结构型式：1、整体式弹性从动片；2、分开式弹性从动片；3、组合式弹性从动片。选择整体式弹性从动片，它能满足达到轴向弹性的要求，生产率高。8.1.3 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，它装在变速器输入轴前端的花键上，一般采用齿侧定心的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。 从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢(如45，40Cr等)，表面和心部硬度一般在2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理。减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。从动盘上花键与第一章中所讲的轴上花键规格一样。8.2 离合器盖总成设计 离合器盖总成除了压紧弹簧外还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。8.2.1 离合器盖设计为了减轻重量和增加刚度，轿车的离合器盖常用厚度约为35mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。在设计中要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换挡困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，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。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。离合器盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。为了加强离合器的通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，防止摩擦表面温度过高，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口，甚至可将盖设计成带有鼓风叶片的结构。本次设计离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径，能将其他离合器上的部件包括在其中即可。8.2.2 压盘设计对压盘设计的要求：（1）压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，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，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。（2）压盘应具有较大的刚度，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离合器的彻底分离，厚度约为1525mm。（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补低于1520gcm。（4）压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。材料为灰铸铁HT200铸成，密度78000kg/m3。应根据下式来计算离合器一次接合的温升为10度时的质量t=Wmc式中，t为压盘温升（），不超过810；c为压盘的比热容，铸铁的比热容为)；为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器，=0.5；对双片离合器，=0.25；可算得压盘质量m=0.9036kg。由m=V*h式来计算压盘的厚度h，得h=5.67mm取h=15mm,则可以计算出m=2.995kg,从而计算出一次接合的温升为t=3.02，满足要求。8.3离合器分离装置设计8.3.1 分离轴承分离轴承在工作中主要承受轴向分离力，同时还承受在告诉旋转时离心力作用下的径向力。以前主要采用推力球轴承或向心球轴承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低。目前国外已采用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖