图2-6a 所示分离杆是锻造后经加工制成。与图中其它三种结构相比，它的加工量最大，结构也较复杂。
图2-6b所示分离杆是锻制的。由于铰接处全部采用了滚针轴承，因此具有摩擦损失小，传动效率高的优点。另外它的调整螺母在离合器盖上，调整也比较方便。
图2-6c 所示分离杆由钢板冲压而成，加工比较简单，而且调整螺母在分离杆外段，调整也比较方便。由于分离杆的中间支承在离合器盖的窗口上，支承处结构面积比较小，容易磨损，而在磨损以后，分离杆的位置发生变动，工作时会发出响声。另外，调整螺母布置在分离杆外端，加大了压盘尺寸，使离合器重量增加。
图2-6d 所示的分离杆（摆块式）也是由钢板冲压而成，结构比较简单。分离杆在压盘上的支承方法也比较简单。此外，它还具有磨损小，调整方便等优点，目前在中、小型车上采用很多。
在汽车离合器上采用的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。径向止推轴承适用于高转速，低轴向负荷的情况；止推轴承则适用于低转速，高轴向负荷的情况。
本设计的任务为双盘离合器，考虑到制造等方面的原因，以及前面选定的销钉式压盘驱动方式的影响，因此，该离合器的分离杠杆采用图2-6c 所示类型，其支承采用刀口支承。
    离合器的散热通风：
试验证明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的。当压盘工作表面
温度超过180-200度时，摩擦片磨损将急剧增加，而且过高的温度还会使压盘受热变形产生裂纹或破裂。为使摩擦表面温度不过高，除要求压盘有足够高的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风良好。
改善离合器散热通风的结构措施有：在压盘上设散热或通风筋；在离合器盖上开较大的通风口；在离合器外壳上设置通风窗；在双盘离合器的中间压盘内铸出通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装一导流罩，加强通风。
由于本设计为双盘离合器设计，其散热问题尤其应值得重视。在以后的离合器结构设计中，将视压盘温升的具体情况采取适当的结构措施以保证离合器压盘工作表面温度不致过高。
    从动盘
从动盘由摩擦片、从动钢片、减振器和花键毂等零部件组成。对离合器工
作性能影响很大，因此在结构和摩擦材料选择的方面尤为重要。
摩擦片在性能上要求摩擦系数比较稳定，工作温度、滑磨速度、单位压力的变化对其影响较小；要尤足够的机械强度和耐磨性；热稳定性要好；磨合性要好；密度要小（特别是在高速条件工作时）；有利于接合平顺；长期停放，离合器摩擦面间不发生“粘着”现象。
因而，离合器摩擦片，所用的材料为：石棉基摩擦材料、烧结金属和金属陶瓷等材料。
石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物（常用金属丝增强）粘结剂（通常用树脂或橡胶或者同时使用）和特种添加剂热压而成。其摩擦系数大约0.3-0.45。当温度超过250度时，摩擦系数可降低到0.25以下，磨损急剧增加，并且树脂和橡胶等有机成分容易变质和烧裂。该材料价格低，密度小，在大多数汽车离合器中使用效果良好。
烧结金属或金属陶瓷制成的摩擦片，其高温耐磨性好，传热性好，摩擦系数较高，允许有较大的单位压力。但这些材料价格较高，密度较大，不能保证离合器接合的柔和性。目前，由川汽厂生产的红岩重型车上就采用了由陶瓷材料制成的摩擦片。
从动钢片多用薄钢板冲压制成，为防止由于离合器工作温度的升高而引起从动片的翘曲，多在从动钢片上沿径向开有几条切口。摩擦片与从动片之间的固紧方法有两种：即铆接法和粘接法。铆接法连接可靠，更换摩擦方便，但当铆钉头与主动盘表面接触时，会 加剧主动盘工作表面的局部磨损，且外，磨损后的生成物附在工作表面上还会影响摩擦系数。
粘接法可以增加摩擦片的摩擦面积，且摩擦片的厚度利用也较好，还具有较高的抗离心力和切向力的能力，但修理时换装摩擦片较麻烦。
本设计中选用的摩擦材料为石棉基摩擦材料，这是由于石棉基摩擦材料的性能满足离合器的性能要求，而且在结构上还能改善散热通风的能力。离合器摩擦片与从动片间的连接采用铆接法。
由于本次设计的任务为双盘离合器，这种结构的接合本身就比较平顺，因而在从动盘中不必设计减振器。
离合器轴的轴向定位及轴承润滑：
离合器在安装后应保持轴向定位，在拆卸时还便于从离合器中抽出。因此，本设计采用前轴承外圆与飞轮中心线孔为紧配合，轴承内端与离合器轴前端用过度配合，离合器轴的轴向定位由后轴承（变速器第一轴承）保证。
离合器轴的支承轴承及分离轴承都需进行润滑。在各种形式的离合器中，采用润滑方式基本上都相同，后支承轴承和分离轴承皆采用注入黄油的润滑方式（但有些离合器的分离轴承采用定期注入润滑剂的方式进行润滑）；前支承轴承则依靠从曲轴中引出稀油（压力油）进行润滑，为了不使润滑油沾污从动盘的摩擦衬片，除在前轴承处装有油封外，还在飞轮上装有泄油孔。
    运动零件的限位
为了保证离合器正常工作和对离合器的准确操纵，需对运动零件进行限位。
对经常接合式离合器，当离合器处于接合位置时，应使分离杆内端与分离轴承之间稳定地保持调整好的间歇值（3-4mm），这一位置的稳定由离合器的压紧弹簧和分离轴承的分离的回位弹簧加以保证。当分离离合器时，应对踏板最大行程有限位。对双盘离合器，当处于分离状态时，为保证离合器分离彻底，对中间压盘的分离应加以保证和限制（通常应具有1.25mm左右的移动量），这由专门的分离结构（如设置中间压盘分离弹簧和限位螺钉）加以保证。
    离合器的调整
由于离合器的摩擦衬面在工作时有磨损，故离合器需要进行定期调整。这
类调整的项目有：
1)分离杠杆内端与离合器轴承之间的间隙值的调整。这一间隙的调整是为恢复踏板处的自由行程，通常保持该间隙值为3~4mm；
2)调整各个分离杠杆的内端使之处于离合器轴的同一垂直面内，这一调整的
目的是为了在分离离合器时能均匀的拉开压盘，保证离合器分离彻底。
这些项目的调整由分离杠杆端部的调整螺钉（或调整螺帽）进行调整，且有
调整后锁住的结构。
在双盘离合器中，为了保证离合器分离彻底，除进行上述两种调整外，还必
须对中间压盘的位置进行限位调整。该调整是通过中间压盘限位螺钉的调整来实现的。调整方式为：在离合器处于接合状态时，将限位螺钉拧紧，然后在退出1.25圈即可。在该处，也应设置调整后锁住的结构。
    离合器的轴向弹性
双离合器的从动片一般都不做成具有轴向弹性的。这是因为其摩擦表面数
目较多，接合时各个表面依次先后接触，故其接合过程本身就比较平顺，因而不必专门设计具有轴向弹性的结构。
    本设计中选择的离合器有关结构总汇：
本设计的任务是双盘离合器，根据双盘离合器的特点及以上对离合器各种结构的分析比较，其有关结构可采取一下形式：
            压盘数目：    双盘
                压紧弹簧：    周置圆柱螺旋弹簧
                压盘驱动方式： 销钉式 
                分离杠杆：    采用CA141（CA10B）型式
                分离轴承:      径向止推轴承
                摩擦片：        石棉基摩擦材料
三、离合器基本结构参数的确定
汽车用离合器既要传递发动机扭矩，又要靠它的滑磨来使汽车平稳起步工
作条件甚为恶劣。因此，设计离合器，不仅要能可靠地传递发动机扭矩，而且还要有足够的寿命。
    为了满足可靠传递扭矩的要求，可以得出离合器的基本公式：
        M_cmax=βM_emax=(π×μ×Z_C)/12×P_0×D^3 [1-d^3/D^3 ]
    式中：
              D——摩擦片外径，厘米
              d——摩擦片内径，厘米
  P_0——单位压力，公斤/厘米
  Z_c——摩擦工作面数
  β——离合器储备系数
  μ——摩擦系数
  M_cmax——离合器最大摩擦力矩，公斤厘米
              M_emax——发动机最大扭矩，公斤厘米
次公式作为校核用。
    摩擦片外径及其它尺寸的确定
摩擦片外径D是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构，重量和使
用寿命。
    离合器摩擦片外径D可由下列公式计算出：
              D=√(M_emax/A)
式中：
              D——摩擦片外径，厘米
              M_emax——发动机最大扭矩，公斤. 厘米
              A——和车型及使用情况有关的常数
    设计原始数据：
              M_emax=480N.m=4900kg.cm
      载重量为9T的汽油发动机汽车属于载重汽车。
      对载重汽车：
                单盘离合器：  A=3—4
                双盘离合器：  A=4.5—5.5
      在本设计中，要根据设计任务书中给定的条件，即设计载重量为5T的车用双盘离合器，因而取A=5。
由前面所列之经验公式，代入有关数据，则得：D=31.3cm.
根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则查《离合器设计》第30页表2—1“离合器摩擦片尺寸系列和参数”，可取:
摩擦片有关尺寸：
                外径      D=325mm
                内径      d=190mm
                厚度      h=3.5mm
                单位面积  F=546平方厘米
                内径与外径的比值 C=0.585
    离合器后备系数β的确定：
后备系数β是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择夕时，应考虑以下几点：
    1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。
    2)要防止离合器滑磨过大。
    3)要能防止传动系过载。
    显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些；货车总质量越大，β也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应大于单片离合器。
    各类汽车口值的取值范围通常为：
    轿车和微型、轻型货车    β=1．30～1．75
    中型和重型货车    β=1．7～2．25
    越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车    β=2.0~3.0
本设计中取β=1.85
    单位压力的确定
摩擦面上的单位压力P_0值和离合器本身工作条件，摩擦片的尺寸大小，后
备系数β，摩擦片的容许单位压力[P_0]与摩擦片外径的关系为：
    上图中的曲线关系适用于载重车。
由摩擦片外径D=325mm从上图可查得：该离合器摩擦片的容许单位压力[P_0]为：
[P_0]=1.70kg/cm^2
对作用于离合器摩擦片的单位压力P_0进行校核：
由离合器校核公式：
          β×M_emax =(π×μ×Z_c)/12×P_0×D^3×(1-d^3/D^3 )
式中有关数据为：
对于有机材料摩擦片，在设计计算时，其摩擦系数可取μ=0.25。在本设计的校核公式中，取μ=0.25
    对双盘离合器Z=4
    则：
        1.85×4900= (π×0.25×4)/12 P_0×〖30〗^3 [1-〖0.585〗^3]
计算结果为： P_0=1.26kg/cm^2<[P_0]=1.75 kg/cm^2
    即摩擦面上的单位压力没超出容许范围。因此，上述各基本结构参数的选取合适。
四、从动盘
    从动盘结构介绍
双盘离合器的从动盘主要由摩擦片、从动钢片及花键毂组成。从动盘对
离合器的工作性能影响较大，它是离合器零件中最薄弱的一环，因此在选择其结构和摩擦材料时予以重视。
    本设计中的双盘离合器，其摩擦片与从动钢片用铆钉铆接在一起，这种方法便于跟换摩擦片。由于双盘离合器摩擦工作面较多，因而其本身就具有接合柔顺的特点。在本设计中采用不带场地减振器的结构。
该离合器的从动盘总成直接用铆钉接在从动盘毂上。这种结构的优点在于重量轻、结构简单、制造方便。其缺点在于不能有效的避免汽车传动系的共振，在缓和冲击，减小噪声，提高传动系零件的寿命，改善汽车行驶的舒适性，使汽车平稳起步等方面都比装有减振器的从动盘差。因此，从改善离合器的工作性能方面来看，安装带扭转减振器的从动盘在载重汽车上也将必然成为一种趋势。
    从动盘设计
从动盘是由从动钢片固定在从动刚处上的摩擦片和从动盘毂等组成的。
设计从动盘时一般应满足一下几个方面的要求：
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。
    本设计任务是双盘离合器，故可不考虑第三条。
1.从动钢片的设计
设计从动钢片时，要尽量减轻其重量，并使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。这是因为汽车行驶中进行换档时，首先要分离离合器，从动盘的转速必然要在变速器换档的过程中发生变化，离合器从动盘转速的变化将引起惯性力，而使变速器换档齿间产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减小转动惯量，从动片一般都做得比较薄，通常是用1.3—2.0 mm厚的薄钢板冲压而成。为了进一步减少从动盘的转动惯量，有时还将从动片外缘的盘形部分磨薄至0.65—0.10厚使其质量分布更加靠近旋转中心。
在本设计中，离合器从动片采用2.0毫米厚的薄钢板冲压而成，其外径可由摩擦面外径决定，在这里取为325毫米，其内径由从动盘毂的尺寸选定，这将在以后的设计中取得。为了防止由于工作温度升高后使从动盘产生翘曲而引起离合器分离不彻底的缺陷，因此，在从动钢片上沿径向开有几条切口。
该离合器为双盘离合器，故其从动片做成不具有轴向弹性的结构，这是由于双盘离合器的工作摩擦面较多，接合过程柔和，不需轴向及周向减振。如果离合器做成轴向弹性的其后果是大大地增加了踏板的自由行程（或缩小离合器的传递装置的传动比而使踏板操纵力增大）。才能保证离合器分离彻底。显然，这些都不利于离合器的操纵，故其从动片不做成具有轴向弹性的。
在本设计中参照解放CA10B及解放CA141用离合器都有关结构图册，从动盘材料选为50钢，通过冲压加工制成，硬度为热处理HRC40—50。
改从动片结构如图3—2中所示（图中尺寸不适用于本设计）,有关尺寸可参照图3—2中所示结构的尺寸进行选取，参看设计图纸。
    从动盘毂的设计
从动盘毂是装在变速器第一轴前端的花键上的，目前一般都采用齿测定心
的矩形花键，花键之间为动配合，以便在离合器分离和接合过程中从动盘毂能在轴上自由移动。
    本离合器设计中的从动盘毂花键也采用齿测定心的矩形花键。
    在设计从动盘毂花键时，可根据从动盘外径和发动机的扭矩来选取。
在本设计中，按从动盘外径来选取从动盘花键毂花键的有关尺寸，由图标GB1144—74，可得：
      花键齿数  n=10
      花键外径  D^’ =40mm
      花键内径  d^‘=32mm
          齿厚      b=5mm
          有效齿长  L=40mm
          允许挤压应力 [δ]=107kg/cm^2
    从动盘毂一般都由中碳钢制造而成，并经调质处理其挤压应力不应超过200kg/cm^2.
本从动盘毂的材料选用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，从动盘毂的轴向长度不宜过小，一般去其尺寸与其花键外径大小相通，对在严重情况下工作的离合器，其长度更大，可达花键外径的1.4倍。
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表面受力而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，如应力偏大则可适当增加花键毂的轴向长度。
花键挤压应力计算公式如下：
        δ_压=P/nhl
    式中：  P—花键齿侧面压力，公斤
              n—花键的齿数
              h—花键齿工作高度
              L—花键有效长度
    其中： 
              P= (4×M_emax)/(D^'+d^' )Z
          Z—从动盘毂的数目
          D^'—花键外径，厘米
          d^'—花键内径，厘米
    且：
              h=1/2 (D^'-d^' )
    代入数据，则：
                P=1361（kg）  h=0.4（cm）
    则：   
            δ_压=85.07
    该花键毂花键的允许挤压应力[δ]=107kg/cm^2.
    所以：   
            δ_压=78.13 kg/cm^2< [δ]
因而，该从动盘毂花键的尺寸选取适用。从动盘毂的结构及有关尺寸参照解放CA10B用离合器花键毂可确定其结构。如图3—3中所示，其工作图可见设计图纸。
由上图中有关尺寸，可知从动钢片的内径为50mm。
3.摩擦片的材料选择
摩擦片的工作环境是比较恶劣的，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的使用条件，摩擦片性能应满足一下几个方面的要求：
1)    摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。
2)    有足够的机械强度与耐磨性。
3)    密度要小，以减小从动盘转动惯量。
4)    热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。
5)磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。
6)接合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象。
7)长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。
离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属陶瓷
摩擦材料。
    石棉基摩擦材料具有摩擦因数较高(大约为0．3～0．45)、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，目前主要应用于中、轻型货车中。由于石棉在生产和使用过程中对环境有污染，对人体有害，所以现在正以玻璃纤维、金属纤维等来替代石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，接合平顺性较差，主要用于重型汽车上。
    摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜从动片上装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力，但更换摩擦片困难，且使从动盘难以装波形片，无轴向弹性，可靠性低。
    本设计中，选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。
4.摩擦片不平度的检查
    为保证离合器在工作过程能分离彻底，因此，对从动盘总成的工作面平面度有一定的要求。因而应对摩擦片的平面度进行检查。具体方法如下：
    将摩擦片放在平板上，每隔〖90〗^0各放一个重3kg的负荷（底面直径为2cm），负荷底面放在离合器片的圆环中心线上，然后以厚薄规测定间隙值。测定一次后，所有负荷转过〖45〗^0后再测定一次。所测定的任何一点的数值都不得超过规定的数值（本设计为0.3mm）
五、压盘的设计
    压盘传力方式的选择
压盘是离合器的主动部分，在传递发动机扭矩时，它和飞轮一起带动从动
盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接方式应允许压盘在离合器分离过程中应能自由的做轴向运动。常用的连接方式有多种。
    在前面离合器结构探讨过程中，本设计中的离合器压盘的传力方式采用了图2—5c所示的销子传动，按圆周布置6个传力销，其尺寸参照东风CA140销子尺寸初选为：
          传力销      φ〖18.5〗_(-0.084)^0
          压盘传力销孔 〖φ19〗_0^(+0.07)
传力销中间压盘。压盘，飞轮及离合器盖连接在一起，起定心、传扭等作用。在离合器接合和分离时，压盘和中间压盘能在销子上沿轴线方向自由移动，保证离合器平顺及分离彻底。
压盘的结构形状除与传力方式有关外，还与压紧方式和分离方式有关。在本设计中，采用的压紧方式为沿周向分布的圆柱螺旋弹簧，由该种离合器传力方式的特点及为压盘制造方便，因而在压盘上不采用铸出圆柱形凸台作为弹簧的导向座，而采用另外加工的弹簧座圈（采用08钢板1.2制成）作为弹簧的导向座，同时，为了反正压盘工作温度过高引起弹簧工作性能的下降，在压盘上用螺钉固定有一石棉合成物制成的隔热环（其尺寸参照解放车用离合器绝热环尺寸确定）。
离合器压盘的分离由分离杠杆和分离杆螺钉（其形状见图3—5）来实现。
离合器中间中间压盘的分离在本设计中采用中间主动盘撑持弹簧（见图3—6）和离合器调整螺钉（见图3—7）（在调整螺钉上还具有锁紧装置和弹簧）。
由以上分析可知，离合器压盘和中间压盘皆可做成盘状，在压盘上还应铸出分离螺钉孔、传力销孔、中间压盘限位螺钉（即调整螺钉）孔和绝热环螺纹孔等，在中间压盘上传力销孔和撑持弹簧凹座。
    压盘几何尺寸的确定
由于摩擦片的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。参照解放车压盘及中间压盘的尺寸该压盘及中间压盘的内外径可确定为：
        外径  380mm
        内径  170mm
这样，压盘及中间压盘的尺寸最后归结为确定其厚度。
离合器压盘及中间压盘的厚度确定的依据主要有一下几点：
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肋或鼓风肋，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以及与离合器的彻底分离。
鉴于以上原因，压盘（特别是中间压盘）一般都做得比较厚，一般不小于10mm。
在设计中，初步确定该离合器压盘及中间压盘的厚度均为15毫米。
在初步确定压盘厚度以后，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〗^0 C.若温升过高，可适当增加压盘及中间压盘的厚度。
校核计算的公式：
τ^0=(γ×L)/(427×C×G_压 )
式中：
          τ^0—温升，(_^0)C
          L—磨滑功，公斤*米
          Γ—分配到压盘上的磨滑功所占的百分比；
            双盘离合器压盘  Y=0.25
            双盘离合器中间压盘  Y=0.50
          C—压盘的比热；对铸铁压盘，C=0.115千卡/公斤*度
          G_压—压盘质量，公斤
在本设计中对压盘及中间压盘温升进行校核时，由于有许多条件都不知道，因而无法进行计算。故在此假设所选的压盘及中间压盘的厚度合适。
    3)与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡。
    4)压盘高度尺寸(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。
（三）压盘和传力销的材料选择
压盘形状一般都比较复杂，而且还要求耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数，故通常用灰铸铁造而成，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应不低于1.6。为增强其机械强度，还可另外添加少量的合金元素（如镍、铁锰合金等）。本设计用材料为3号灰铸铁JS—1，工作表面光洁度取为1.6。
传动销材料在本设计中采用35钢（中碳钢），为了提高表面耐磨性能，进行了渗碳处理，其硬度为HB241—285，其结果选用CA10B传动销形状。如图3—8所示：
    传力销的强度校核
根据前面选择的传动销结构，压盘、中间压盘、摩擦片及从动片的厚度等，
传动销的结构尺寸可确定如图3—9所示：
   
    根据上图中所定尺寸进行传动销的强度校核，再参看图3—10，传动销同时承受着由着Q^' 〖.Q〗^"所引起的弯曲应力和力P（接合时的弹簧压力）所引起的拉升压力。此外，传动销表面在宽度S_1。 S_2（即压盘厚度）的范围内还受力Q^' 〖.Q〗^"的挤压作用。
    由《机械设计手册》中可查得35钢的剪切许用应力[τ]=80MPA,许用比压[P]=40MPa。
      其有关强力校核如下：
    拉弯复合应力：
作用的传动销上的力：
    Q^‘=M_emax/(2×μ×Rn) 
    Q^"=M_emax/(4×μ×Rn)
n—传力销数目
Rn—力Q^‘ 和Q^"的作用半径
      在本设计中：
                M_emax=4900公斤*米      n=6
      由所选压盘结构及参照CA10B用双盘离合器有关零件工作图得：
      Rn=(325/2)+(18.5/2)+1=172.75mm=0.1727m
      则：
          Q^‘=23.6kg            Q^"=11.8kg
      传动销根部的弯曲应力为：
            δ_弯=M_B/Ω_B =(M_emax (2×α×b))/(4×Rn×n×0.1d^3 )
      式中： a,b—力Q^‘ 和Q^"的作用臂，厘米
            d—传动销紧固端直径（根部直径），厘米
      由图3—9及上面有关零件的值，可得如图3—10中所示尺寸，即：
      a =1.65cm    b=4.05cm      d=1.40cm
      则：    δ_弯=304.2kg/cm^2
      传动销的拉伸应力为：
              δ_拉=4P/(πd^3 n)
      式中： P—接合时弹簧产生的压紧力，公斤;  P=P_0×F
      由已知数据： P_0=1.26 kg/cm^2      F=546cm^2
      则： P=688公斤
    代入拉伸应力公式，得：δ_拉=74.5 kg/cm^2
    故传动销的复合应力：
              δ_合=δ_弯+δ_拉=37.13MPa
    则：  δ_合 =37.13MPa<[τ]
b)传动销的挤压应力:
        〖δ^‘〗_挤=Q^'/(S_1 d_1 )    kg/cm^2
        〖δ^"〗_挤=Q^"/(S_2 d_1 )    kg/cm^2
    式中： d—传动销直径，厘米
            S_1，S_2—作用宽度，厘米
    由前面计算部分可知：  d_1=1.85cm    S_1=S_2=1.5cm
则：  〖δ^‘〗_挤=0.85MPa<[P]        〖δ^"〗_挤=0.425MPa<[P]
由此可知，该传动销的所受拉弯复合应力及挤压应力都未超过材料允许的要求，即传动销的强度满足使用要求。因而传动销的尺寸选择合适。
六、离合器盖设计
离合器盖一般都和飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分扭矩。此
外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。因此，在设计中应特别注意一下几个问题：
  （1)应具有足够的刚度，以免影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为2．5～4．0mm；在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。
因此，为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用2.75毫米厚的08钢板，经冲压加工制成。
    （2)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。
    （3)盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。
    （4)为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风口，将离合器制成特殊的叶轮形状，或在盖上加设通风扇片等，用以鼓风。
      由于本设计选用的是传动销传动方式，因而，离合器盖通过传动销与飞轮连接在一起，传递一部分发动机扭矩，其对中性则就由六个传动销来保证。
七、离合器分离装置的设计               
(一)分离杆的设计
    在离合器分离和接合过程中，踏板与压盘之间的运动联系最后由分离杠杆不定期实现。本设计采用的是周置弹簧的压紧机构，共采用了6个分离杠杆，沿周方向均分布。
    在前面离合器结构探讨中，该离合器分离杠杆采用了图2—6c所示的分离杠杆结构型式。该分离杠杆采用钢板冲压而成，加工比较简单，而且调整螺杆在分离杠杆的外端，调整也比较方便。但由于分离杠杆的中间支承在离合器盖的窗口上，支承处的结构面积较小，容易磨损，而且磨损后，分离杠杆的位置会产生移动，工作时就会发出响声。另外，调整螺钉在分离杠杆外，加大了压盘尺寸，使离合器重量增加。
    进行分离的尺寸设计时，应注意一下几个问题：
1)分离杠杆应具有较大的弯曲刚度，以免分离时杆件弯曲变形过大，减小了
压盘行程，使分离不彻底。
    为了加大刚度，在分离杆上设置了加强筋。
2)应使分离杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干涉。
在本设计中，为了避免分离杠杆产生运动干涉，在结构中设置了相应措施：
由于分离杠杆是通过分离螺钉与压盘相联系的，因而运动干涉问题就出现在分离杠杆与分离螺钉的铰接处，为了克服运动干涉现象的发生，分离杠杆上的铰接孔做得比分离螺钉直径要大，同时，在分离杠杆与分离螺钉连接处采用了一个自动调节垫圈（形状如图3—11所示）。这样，在离合器分离时，在自动调节垫圈的作用下，铰接处的分离杠杆就可产生一个绕支点作圆弧运动的运动量，从而可以避免产生干运动干涉。
    3)分离杠杆内端高度应能调整，使各内端位于平行于压盘的同一平面，其高
度差不大于0．2mm。
    4)分离杠杆的支承处应采用滚针轴承、滚销或刀口支承，以减小摩擦和磨损。
    5)应避免在高速旋转时因分离杠杆的离心力作用而降低压紧力。
    6)为了提高通风散热能力，町将分离杠杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风。 分离杠杆主要有钢板冲压和锻造成形两种生产方式。
    支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用3．0～4．0mm的碳素弹簧钢丝。
    分离杆的材料和热处理
分离杆一般由低碳钢（08）冲压或由中碳钢（35）锻造而成。
在本设计中，分离杠杆采用4毫米厚的08钢板经冲压加工而成，为了提高
耐磨性能，表面进行了氰化处理，层深0.15—0.3毫米，硬度HRC58—63.
该分离杆结构如图3—12所示（图中尺寸不使用与本设计）。
（二）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。当然，分离离合器时，由于分离轴承的旋转，在离心力的作用下，它同时还承受径向力。因此，在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。由前面离合器结构探讨可知本设计中采用径向止推轴承。
分离轴承的内圈压配在分离套筒上，而分离套筒则装在变速器第一轴承盖的轴径上，可自由移动。在离合器处于接合状态时，分离轴承的端面与分离杆的内端之间应留有间隙3—4毫米，以备在摩擦片磨损情况下，不致妨碍压盘继续压紧从动盘总成，以保证可靠地传递发动机扭矩。这个间隙反映在踏板上为一段自由行程。
在本设计中，由前面选择的从动盘毂花键的尺寸（外径40毫米，内径32毫米），这与解放列车用双盘离合器的从动盘毂的尺寸相差不大，因而可以选用解放列车用双盘离合器的分离轴承。
分离轴承必须进行润滑，本设计采取的润滑方式为定期润滑。在分离套筒上开有用来注润滑的缺口，而在离合器壳上装有注油环，并用软管通到分离套筒的缺口处，在分离套筒内还有一定空间供存润滑油。为了保存润滑油并防止它飞溅到离合器摩擦片上，分离轴承外圈包有薄钢板冲压而成的防护罩。
本设计也采用这种润滑方式，且外，在分离套筒内还装有毡圈以供保存润滑油。分离套筒与变速器第一轴轴承盖轴颈之间为动配合，一般也都是定期进行润油用。
由前面探讨可知，该离合器花键尺寸相差不大，为使设计、制造简单，因而该分离套筒可选用解放车用的分离套筒，结构及有关尺寸如图3—13所示：
在轴承的设计过程中，应对其使用寿命和承载能力等进行校核计算。在本设计中由于考虑到该分离轴承的工作条件比较理想，以及每次分离离合器的接触时间也不太长。因而对该项校核工作不予考虑，即认为所选取的轴承型号能适应各个方面的要求。
离合器轴前端的支承轴承根据有关资料及参照解放车用离合器，选用型号为206.其润滑方式为：在曲轴中开有油孔，引出压力稀油进行润滑，为了防止润滑油飞溅到摩擦片上，在轴承处设有挡圈。
八、离合器压紧弹簧的设计
    由前述设计可知，本设计的压紧装置是沿压盘圆周分布的圆柱螺旋弹簧。
（一）结构设计要点
压紧弹簧沿着离合器圆周分布时，通常采用圆柱螺旋弹簧，螺旋弹簧的两端拼紧并磨平（见图3—14）。这样可使弹簧的两端支承面较大，各圈受力均匀，且弹簧的垂直度偏差较小。
为了保证离合器摩擦片上有均匀的压紧力，螺旋弹簧的数目一般不得少于6个，而且应该随着摩擦片的外径的增大而增加弹簧的数目。此外，在布置螺旋弹簧时要注意分离杠杆的数目，使弹簧均布分离杆之间，即弹簧的数目是分离杆数的倍数。
在设计螺旋弹簧时，应根据摩擦片的外径D，选定弹簧的数目，同时还必须考虑到弹簧数目Z分离杆数n的关系，即Z=C*n（其中Z—任意正整数）。
本设计中摩擦片外径D=300毫米，根据上表，则弹簧数目为12—18个，但考虑到该离合器分离杆为6个，且弹簧数目应为分离杠杆数的整数倍。因而选取弹簧数目为：        Z=12
再根据离合器工作总压力P_∑=P_0 F
式中：
      P_0—摩擦片上单位压力，kg/cm^2
          F—摩擦片单面面积，cm^2。
    由前面计算可知：P_0=1.26 kg/cm^2    F=546 cm^2 
    则： P_∑=P_0 F=1.26*546=688kg
    每一弹簧的工作压力P的计算公式为：
        P=P_∑/Z
        代入有关数据则得：
            P=P_∑/Z=688/12=57.3kg
在离合器弹簧设计上，周置弹簧每一个的工作压力P应不超过100公斤，本设计计算所得P=57.3公斤<100公斤，则弹簧数目选择合适。
考虑到离合器中间压盘采用了分离弹簧来保证其彻底分离，这一分离弹簧产生的力会抵消压紧弹簧的一部分作用力。因而可将每一个压紧弹簧的工作压力P圆整为一整数。在本设计中取P=60公斤。
周置压紧弹簧的外径通常限制在27-30毫米之间，这样便于5把同样的压紧弹簧装在不同尺寸的离合器上。
在本设计中，选择压紧弹簧的外径D1=30毫米。
（二）弹簧的材料及许用应力
离合器周置螺旋弹簧的钢丝直径一般在4毫米左右，由于其直径不大，周围环境工作温度也在正常范围内，所以弹簧的材料大都采用65Mn钢或碳素弹簧钢。
弹簧碳素钢价格低廉原材料来源方便，钢中杂质较少，纯度较高，在相同表面状态及热处理条件下，它的疲劳性能也不低于合金弹簧钢。
锰弹簧钢与碳素弹簧钢比较，优点是淬透性好和强度较高，脱碳倾向小，但有过热敏感性和回火脆性的缺点。这种钢价格也便宜，原材料易得，很适合于做离合弹簧。
在本设计中的压紧弹簧材料选用65Mn钢。
弹簧材料的许用应力[τ]必须按照弹簧的工作特点来确定。这是因为弹簧的许用应力受材料，负荷特点制造工艺等因素的影响。对于汽车离合器的压紧弹簧来说，推荐的许用应力[τ]=7000公斤/厘米。
    弹簧各参数的确定
    弹簧丝直径d1：
  d_1=√((Pk^' C)/([τ]))×1.6(mm)
式中：
P—每一弹簧的工作压力，P=60kg;
k^'—曲度系数，由《离合器设计》表3—11，取k^'=1.23；
    [τ]    材料许用应力，公斤/〖毫米〗^2 
则：
          d_1=1.6×√((60×123×6.5×100)/7000=4.2（mm))
取弹簧丝直径：
          d_1=4.0毫米
2.弹簧中径D_2：
  D_2=D_1-d_1=30-4=26
3.弹簧的工作应力τ：
  代入有关的数据,则： τ=(8PCK^')/(π〖d_1〗^2 )公斤/〖毫米〗^2=(8×60×1.23×6.5)/(π×4^2 )
                  τ =7635公斤/〖厘米〗^2 <〖[τ]〗_MAX
即该弹簧的工作应力没有超过弹簧的最大允许应力，因而该弹簧的尺寸合适。
4.弹簧的工作圈数i：
I=(G〖d_1〗^4)/(8〖D_2〗^3 k)
式中：G—剪切弹性模量，G=800公斤/〖厘米〗^2；
K—弹簧刚度，一般K=2—4.5公斤/〖毫米〗^2，在本设计中取K=2.5公斤/毫米
    τ= (8PCK^')/(π〖d^2〗_1 )(kg/cm^2)
则：i=5.82（圈）  取弹簧的工作圈数为 i=6（圈）
5.弹簧的总圈数n：
对汽车离合器：n=i+（1.5-2.5）
在本设计中取n=6+1.5=7.5(圈)
6.工作负荷下的变形量f：
    f =P/K=6.0/2.5=24
7.弹簧的附加变形量?f:
弹簧的附加变形量即为压盘的分离行程。
对双盘离合器：?f:=1.5—3.0mm
对本设计中，取弹簧的附加变形量为：?f:=3.0mm
8.弹簧的自由高度H_0:
    H_0=(a-0.5)d1+f+?f+iδ(mm)
式中：δ—弹簧最大负荷时的间隙，一般为δ=0.5—1.5mm，本设计中取δ=1mm
H_0=(7.5-0.5)×4+24+3.0+6.0×15=64mm
则：H=H_0-f=64-24=40（mm）
9.弹簧的工作高度H：
10.弹簧的最大弹簧负荷：
    P^‘=k?f+p=2.5×3.0+6.0=67.5(kg)
    P^‘即为离合器彻底分离时的弹簧最大负荷。一般规定P^‘ 小于或等于（1.15—1.20）P0。
在本设计中:( P^‘)/P=67.5/60=1.125<(1.15~1.20)
故本设计满足设计要求。
11.压紧弹簧的节距t：
对本设计的压紧弹簧，其节距为：
t =(H_0-1.5d)/i=(64-1.5×4)/6=9.67mm
九、离合器外壳底盖的设计
  在本设计中由于不知发动机曲轴、飞轮等零件的尺寸，因而只有根据本设计计算出的压盘、中间压盘的尺寸以及该离合器的结构特点，在参照解放车用双盘离合器总成装配图予以确定。
该离合器外壳采用灰铸铁铸造而成。
离合器外壳底盖的尺寸的确定也是根据压盘的尺寸，再参照解放车用双盘离合器外壳底盖的工作图及本离合器总成装配图尺寸来达到的。该零件的工作图参见设计图纸。
该离合器外壳底盖采用厚为1.5mm的08板料经冲压制成，再在表面涂漆防锈。
十、离合器的平衡
    为了保证离合器工作的稳定性，离合器的旋转零件和总成均应进行静平衡。这在设计上必须达到。
    压盘单位的平衡精度不低于15—20克.厘米；
    从动盘总成的平衡精度不低于35克.厘米；
    离合器压盘及离合器盖总成平衡精度不低于30—70克.厘米。
    消除不平衡的方法有：在相应零件上钻孔或加平衡块。
    本设计中，对压盘或中间压盘等单位进行静平衡校正时，可采用毕业设计说明书。