专业课程设计离合器.doc

本科课程设计阐明书

商用汽车离合器设计
阐明书

学 院
班 级
学生姓名
学 号
提交日期
《车辆工程专业课程设计》设计任务书
机械与汽车工程学院 班级 姓名
一．设计任务：商用汽车离合器设计
二．基本参数：协助同组总体设计同窗完毕车辆性能计算后拟定
三．设计内容
重要进行离合器总成设计。离合器总成设计内容涉及：
1．查阅资料、调查研究、制定设计原则
2．依照给定设计参数(发动机最大力矩，传动系传动比，驱动轮类型与规格，汽车总质量和使用工况)，选取离合器总成构造型式及重要特性参数，设计出一套完整离合器装置，设计过程中要进行必要计算。
3．离合器构造设计和重要技术参数拟定
（1）从动盘总成设计
（2）压盘和离合器盖设计
（3）压紧装置与离合器分离装置设计
（4）扭转减振器设计
（5）操纵机构设计
4．完毕三维零件制作及实体装配
5．绘制装配图及重要零部件零件图
四．设计规定
1．离合器总成装配图，1号图纸一张。
装配图规定表达清晰各部件之间装配关系，标注出总体尺寸，配合关系及其他需要标注尺寸，在技术规定某些应写出总成调节办法和装配规定。
2．重要零部件零件图，3号图纸4张。
规定零件形状表达清晰、尺寸标注完整，有必要尺寸公差和形位公差。在技术规定应标明对零件毛胚规定，材料热解决办法、标明解决办法及其他特殊规定。
3．编写设计阐明书。
4．三维装配模型
五．设计进度与时间安排
本课程设计为2周
１．明确任务，分析关于原始资料，复习关于授课内容及熟悉参照资料0.5周。
２．设计计算 0.5周
３．绘图 0.5周
４．编写阐明书、答辩 0.5周
六、重要参照文献
1．成大先 机械设计手册（第三版）
2．汽车工程手册     机械工业出版社
3．陈家瑞 汽车构造（下册） 人民交通出版社
4．王望予 汽车设计     机械工业出版社
5．余志生 汽车理论     机械工业出版社
七．注意事项
（1）为保证设计进度及质量，设计方案拟定、设计计算成果等必要获得指引教师承认，特别在绘制总装配图前，设计方案应由指引教师审视。图面要清晰干净；尺寸标注对的。
（2）编写设计阐明书时，必要条理清晰，语言通达，图表、公式及其标注要清晰明确，对重点某些，应有分析论证，要能反映出学生独立工作和解决问题能力。
（3）独立完毕图纸设计和设计阐明书编写，若发现抄袭或雷同按不及格解决。
八．成绩评估
出勤状况（20%）
设计方案与性能计算（40%）
图纸质量（20%）
阐明书质量（20%）

评 语

总 成 绩

指引教师

注意：此任务书要妥善保管，最后要装订在设计阐明书第一页。

目录
设计任务书 1
第一节 概述 4
第二节 基本设计参数 4
第三节 离合器主要参数的选择 5
第四节 离合器的设计与计算 6
第五节 扭转减振器的设计 11
第六节 离合器主要零部件的结构设计 14
第七节 离合器的操纵机构 16
参考文献 17

第一节 概述
对于以内燃机为动力汽车，离合器在机械传动系中是作为一种独立总成而存在，它是汽车传动系中直接与发动机相连接总成。当前，各种汽车广泛采用离合器是一种依托主、从动某些之间摩擦来传递动力且能分离装置。它重要涉及积极某些、从动某些、压紧机构和操纵机构等四某些。
主、从动某些和压紧机构是保证离合器处在接合状态并能传递动力基本构造，操纵机构是使离合器主、从动某些分离装置。
离合器重要功用是切断和实现发动机对传动系动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，保证汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间冲击；在工作中受到较大动载荷时，能限制传动系所承受最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地减少传动系中振动和噪声。
为了保证离合器具备良好工作性能，设计离合器应满足如下基本规定：
1) 在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机最大转矩，并有恰当转矩设备，又能防止传动系过载。
2) 接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动冲击。
3) 分离时要迅速、彻底。
4) 从动某些转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间冲击，便于换挡和减小同步器磨损。
5) 应有足够吸热能力和良好通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。
6) 应能避免和衰减传动系扭转振动，并具备吸取振动、缓和冲击和减少噪声能力。
7) 操纵轻便、精确，以减轻驾驶员疲劳。
8) 作用在从动盘上总压力和摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽量小，以保证有稳定工作性能。
9) 具备足够强度和良好动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。
10) 构造应简朴、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调节以便等。
随着汽车发动机转速。功率不断提高和汽车电子技术高速发展，人们对离合器规定越来越高。从提高离合器工作性能角度出发，老式推式膜片弹簧离合器构造正逐渐地向拉式膜片弹簧离合器构造发展，老式操纵形式正向自动操纵形式发展。因而，提高离合器可靠性和延长其使用寿命，适应发动机高转速，增长离合器传递转矩能力和简化操纵，已成为离合器发展趋势。

第二节 基本设计参数

额定装载质量（Kg）
最大总质量（kg）
最大车速(Km·h-1)
纵梁尺寸
背角与臀角
组号
6000
10440
95
240*8
α=25°β=110°
15

发动机最大转矩：Temax=366.5N·m
发动机最高转速：nemax=3850rpm
主传动比：i0=6.83
一挡传动比：i1=6.86
车轮滚动半径：486mm（前轮） 471mm（后轮）

第二节 离合器构造方案分析
一、 从动盘选取
对乘用车和最大总质量不大于6t商用车而言，发动机最大转矩普通不大，在布置尺寸容许条件下，离合器普通只设有一片从动盘。单片离合器构造简朴，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调节以便，从动某些转动惯量小，在使用时能保证彻底分离，采用轴向有弹性从动盘课保证接合平顺。
本设计采用单片离合器。
二、 压紧弹簧和布置形式选取
膜片弹簧离合器是当前汽车上应用最多一类离合器，它压紧弹性元件是膜片弹簧，同步膜片弹簧还起到分离杠杆作用，构造非常简朴。但它依然包括积极某些、从动某些、压紧装置、分离机构和操纵机构五大构成某些。膜片弹簧离合器在整体构造上尚有一种特点，按其分离轴承运动方向可分为推式和拉式两种。
本设计采用拉式膜片离合器。
三、 膜片弹簧支承形式
拉式膜片弹簧支承形式分为无支承环式和单支承环式。
本设计采用单支承环形式。
四、压盘驱动方式
压盘驱动方式重要有凸块—床孔式、传力销式和弹性传动片式等各种。前三种共同缺陷是在连接件之间均有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，并且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，减少了离合器传动效率。弹性传动片式是近年来广泛采用驱动形式。
本设计采用弹性传动片式。

第三节 离合器重要参数选取
一、 后备系数β
后备系数β是离合器很重要参数，它在保证离合器能可靠传递发动机转矩同步，尚有助于减少汽车起步时滑磨，提高离合器使用寿命。
在开始设计离合器时，普通是参照已有经验和记录资料，并依照汽车使用条件、离合器构造形式特点等，初步选定后备系数。离合器后备系数β推荐如下，载货车：β=1.7~2.25。
本设计初选β=2.0。
二、 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙∆t
摩擦片摩擦因数f取决于摩擦片所用材料及其工作温度、单位压力和消磨速度等因素。摩擦片材料重要只有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料摩擦因数f受工作温度、单位压力和滑磨速度影响较大，而粉末冶金材料和金属陶瓷材料摩擦因数f较大且稳定。
摩擦副
摩擦系数
许用压强[p](MPa)
许用温度(℃)
摩擦材料
对偶材料
干式
湿式
干式
湿式
干式
湿式
石棉基摩擦材料
铸铁、钢
0.25~0.40
0.08~0.12
0.2~0.3
0.4~0.6
<260
<120
本设计选用石棉基摩擦材料，取f=0.3。
三、 摩擦片外径D、内径d和厚度b
依照公式 D=100=100N·m=319.1 N·m
式中，普通载货汽车K=36（单片）
取值：
外径D（mm）
内径d（mm）
厚度b（mm）
C’=d/D
1- C’3
单面面积（cm2）
325
190
3.5
0.585
0.800
546

四、 单位压力p
依照公式
式中：Z为摩擦盘工作面数，单盘为2；A为摩擦片单面面积，m2。
计算得 p≈0.174 MPa ，满足条件。

第四节 离合器设计与计算

一、 离合器基本参数优化
设计离合器要拟定离合器性能参数和尺寸参数，这些参数变化直接影响离合器工作性能和构造尺寸。这些参数拟定在前面是采用先初选、后校核办法。下面采用优化办法来拟定这些参数。
1. 摩擦片外径D(mm)选用应使最大圆周速度vD不超过65~70m/s，即
vD=nemaxD*10-3
式中，vD为摩擦片最大圆周速度（m/s）；nemax为发动机最高转速（rpm）。
计算得vD=65.5 m/s，满足规定。
2. 摩擦片内、外径比c应在0.53~0.70范畴内，即
0.53≤c≤0.70
c=0.585，满足规定。
3. 为了保证离合器可靠地传递发动机转矩，并防止传动系过载，不同车型β值应在一定范畴内，最大范畴为1.2~4.0，即
1.2≤β≤4.0
本设计取β=2.0，满足条件。
4. 为了保证扭转减振器安装，摩擦片内径d必要不不大于减振器弹簧位置直径2R0约50mm，即
d>2R0+50mm
本设计d=190mm>2*66mm+50mm=182mm，满足条件。
5. 为反映离合器传递转矩并保护过载能力，单位摩擦面积传递转矩应不大于其许用值，即

式中，Tc0为单位面积传递转矩（N·m/mm2）；[Tc0]为其容许值（N·m/mm2），按表选用
离合器规格D/mm
≤210
>210~250
>250~325
>325
[Tc0]*10-2
0.28
0.30
0.35
0.40
计算得 Tc0=0.366<0.35，满足条件。
6. 为减少离合器滑磨时热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力p0依照所用摩擦材料在一定范畴内选用，p0最大范畴为0.10~1.50MPa，即
0.10≤p0≤1.50MPa
p0≈0.175Mpa，满足条件。
7. 为了减少汽车起步过程中离合器滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次接合单位摩擦面积滑磨功应不大于其许用值，即

式中，w为单位摩擦面积滑磨功（J/mm2）；[w]为其许用值（J/mm2），对于最大总质量不不大于6.0t商用车：[w]=0.25J/mm2；W为汽车起步时离合器接合一次所产生总滑磨功（J），可依照下式计算

式中，ma为汽车总质量（kg）；rr为轮胎滚动半径（m）；ig为汽车起步时所用变速器挡位传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速（rpm），计算时商用车取1500rpm。
计算得W=1387.76J，w=0.127 J/mm2≤0.25J/mm2，满足条件。
二、 膜片弹簧弹性特性
通过支撑环和压盘加在膜片弹簧上载荷 F1（N）集中在支撑点处，加载点间相对轴向变形为（mm）（下图b)，则膜片弹簧弹性特性如下式表达

式中，E为材料弹性膜量（MPa），对于钢：E=2.1×105 MPa；μ为材料泊松比，对于钢：μ=0.3；H为膜片弹簧自由状态下碟簧某些内截锥高度（mm）；h为膜片弹簧钢板厚度（mm）；R、r分别为自由状态下碟簧某些大、小端半径（mm）；R1、r1分别为压盘加载点和支承环加载点半径（mm）。

三、 膜片弹簧基本参数选取
1) 比值H/h和h选取 比值H/h对膜片弹簧弹性特性影响极大。为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H/h普通为1.5～2.0；板厚h为2～4mm。
本设计选用h=3.2mm，H/h=1.75，因此H=5.6mm。
2) R/r比值和R、r选取 研究表白，R/r越大，弹簧材料运用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差影响越大，且应力越高。为使摩擦片上压力分布较均匀，拉式膜片弹簧r值宜取为不不大于或等于摩擦片平均半径Rc
本设计Rc=0.5*（0.5*325+0.5*190）=128.75mm，则取R/r=1.2，r=130mm，R=156mm。
3) α选取 膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截锥高度H关系密切，α= arctanH/(R-r)≈H/(R-r)，普通在9°～15°范畴内。
本设计经计算，α=12.15°，满足规定。
4) 膜片弹簧工作点位置选取

弹性特性曲线上四个特性点： 凸点——M、凹点——N、拐点——H、工作点——B

1（mm）
0.3
0.6
0.9
1.2
1.5
1.8
2.1
2.4
2.7
F1（mm）
2043

3786

5251

6458

7428

8180

8736

9117

9341

1（mm）
3
3.3
3.6
3.9
4.2
4.5
4.8
5.1
5.4
F1（mm）
9432

9407

9290

9099

8856

8580

8294

8016
7768

1（mm）
5.7
6
6.3
6.6
6.9
7.2
7.5
7.8
8.1
F1（mm）
7571

7444

7408

7485

7694

8055

8591

9321

9925

λ1M≈3.1mm(F1M=7677N) λ1N≈6.3mm(F1N=6232N) λ1H=0.5*（λ1M+λ1N）≈4.7mm
新离合器在接合状态时工作点B相应变形量λ1B≈4.6mm（F1B≈6995N），摩擦片磨损极限工作点A相应变形量λ1A≈2.6mm(F1A=7330N)，且A点处膜片弹簧工作压紧力要较B点处略高，离合器分离时工作点C相应变形量λ1C≈6.4mm(F1C=6248N)。
F1B与F1M相差8%，不大于12%，可用。
依照上述取值有λ1B/λ1H =0.98，在λ1B=（0.8~1.0）H范畴之内；Δλ=λ1B—λ1A=2.0mm，由得∆s0=1mm，满足∆s0在0.65~1.1mm之间条件；λ1f =λ1C-λ1B =1.8mm，由λ1f=Zc∆s得∆s =0.9mm，满足∆s =0.75～1.0mm条件。因此由上述膜片弹簧选用参数求得弹性特性曲线符合规定，膜片弹簧参数选用也满足规定。（Zc为摩擦片总工作面数，单片式Zc=2；ΔSo为摩擦工作面最大容许磨损量，Δs为彻底分离时每对摩擦片面之间间隙。）

强度校核：

式中，F2为膜片弹簧小端分离轴承作用力，经计算F2=601.11N，将其她参数带入算得膜片弹簧所受应力为σBd=785MPa。对于材料为60Si2MnA弹簧钢，其许用应力为1500～1700MPa。因此膜片弹簧符合规定。
后备系数校核：
β=F1μRcZc/Temax
经计算，β=1.52
5) 分离指数目n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。
本设计取n=18。
6) 膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承作用半径rf拟定 r0由离合器构造决定，其最小值应不不大于变速器第一轴花键外径。rf应不不大于r0。
本设计取r0=42mm，rf=45mm。
7) 切槽宽度δ1、δ2窗孔槽宽 及窗孔内半径re拟定 δ1=3.2~3.5mm，δ2=9~10mm，re取值应满足r-re≥δ2规定。
本设计取δ1=3.5mm，δ2=10mm，re=120mm。
8) 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1拟定 R1和r1取值将影响膜片弹簧刚度。R1应略不大于R且尽量接近R，r1应略不不大于r且尽量接近r。
本设计取r1=132mm，R1=154mm。

四、 膜片弹簧材料及制造工艺
国内膜片弹簧普通采用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规定，需进行一系列热解决。
本设计膜片弹簧采用60Si2MnA材料。

第五节 扭转减振器设计
扭转减振器重要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等构成。弹性元件重要作用是减少传动系首端扭转刚度，从而减少传动系扭转系统某阶（普通为三阶）固有频率，变化系统固有振型，使之尽量避开由发动机转矩主谐量勉励引起共振；阻尼元件重要作用是有效地耗散振动能量。
(一) 扭转减振器常用构造
根据弹簧元件不同，扭转减震器又可分为弹簧摩擦式、液阻式和橡胶金属式三种。
本设计采用弹簧摩擦式。
(二) 扭转减震器特性及重要参数选取
1. 极限转矩Tj
极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间间隙△1时所能传递最大转矩，即限位销起作用时转矩。它受限于减振弹簧许用应力等因素，与发动机最大转矩关于，普通可取
T j = (1.5～2.0) Temax
式中，商用车：系数取1.5， 即 Tj= 1.5 Temax = 550N•m
2. 扭转角刚度kφ
为了避免引起系统共振，要合理选取减振器扭转刚度 ，使共振现象不发生在发动机惯用工作转速范畴内。设计时可按经验来初选kφ为
kφ≤13Tj =7150 N•m/rad
3. 阻尼摩擦转矩Tμ
由于减振器扭转刚度受构造及发动机最大转矩限制，不也许很低，故为了在发动机工作转速范畴内最有效地消振，必要合理选取减振器阻尼装置阻尼摩擦转矩Tμ。普通可按下式初选为
Tμ =(0.06～0.17)T
本设计取Tμ=0.1Temax=36.7N·m。
4. 预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时均有一定预紧。研究表白，Tn增长，共振频率将向减小频率方向移动，这是有利。但是Tn不应不不大于Tj，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取
Tn= (0.05～0.15)Temax
本设计取Tn=35N·m。
5. 减震弹簧位置半径R0
R0尺寸应尽量大些，普通取
R0=(0.60～0.75)d/2
本设计取R0=65mm。
6. 减振弹簧个数Zj
Zj参照下表选用。

摩擦片外径D/mm
225~250
250~325
325~350
＞350
Zj
4~6
6~8
8~10
10
本设计取Zj=6。
7. 减振弹簧总压力F∑
当限位销与从动盘毂之间间隙∆1或∆2被消除，减震弹簧传递转矩达到最大值Tj时，减震弹簧受到压力F∑为
F∑= Tj /R0 =550/0.065 =8461.5N
(三) 减振弹簧计算
1. 单个弹簧工作负荷F
F=F∑/Zj =8461.5/6=1410.2N
2. 弹簧中径Dc
普通由构造布置来决定，普通Dc＝11～15mm。本次设计选用Dc＝15mm。
3. 弹簧钢丝直径d

式中，扭转许用应力[τ]可取550~600MPa；普通取d=3~4mm
经计算，dmin=0.3mm，现取d=4mm。
4. 减振弹簧刚度K
应依照已选定减振器扭转刚度 及其分布半径尺寸 ，由下式算出，即

经计算，K=282
5. 减振弹簧有效圈数i

经计算i=2.79，取i=3。
E为材料剪切弹性模量，对碳钢可取E =8.3×10^4MPa。
6. 减振弹簧总圈数n
普通在6圈左右，总圈数n和有效圈数i之间关系为
n=i+(1.5~2)
本设计取n=6。
7. 减振弹簧最小长（高）度lmin
指减振弹簧在最大工作负荷下工作长（高）度，考虑到此时弹簧被压缩各圈之间仍需要一定间隙，可拟定为

经计算， lmin=26.4mm。
8. 减振弹簧总变形量∆l
指减振弹簧在最大工作负荷下所产生最大压缩变形，为

经计算，∆l=5.00mm。
9. 减振弹簧总自由高度l0
指减振弹簧无负荷时高度，为

经计算，l0=31.4mm。
10. 减振弹簧预变形量∆l’
指减振弹簧安装时预压缩变形，它和选用预紧力矩 关于，其值为

经计算，∆l’=0.318mm。
11. 减振弹簧安装工作高度l
它关系到从动盘毂等零件窗口尺寸设计，为l= l0-∆l’
经计算，l=31.082mm。
12. 从动盘钢片相对从动盘毂最大转角φj
减振器从预紧转矩增长到极限转矩时，从动钢片相对从动盘毂极限转角φj与减振弹簧工作变形量有∆l”关，其值为

普通取3˚~12˚ ，对平顺性规定高或工作不均匀发动机，取上限。
经计算φj=4。13˚，符合条件。
13. 限位销与从动盘毂缺口侧边间隙λ

由于限位销暂时未选定，依照经验值取 普通为2.5～4mm。因而取λ＝4mm。
6.限位销直径d’
按构造布置选定，普通 ＝9.5～12mm。本次设计取 ＝10mm。

第六节 离合器重要零部件构造设计

一、 从动盘总成
从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下规定：
（1） 为了减少变速器换挡时轮齿间冲击，从动盘转动惯量应尽量小。
（2） 为了保证汽车平稳起步、摩擦片上压力分布更均匀等，从动盘应具备轴向弹性。
（3） 要有足够抗爆裂强度。
（4） 为了避免传动系扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应尽量选装扭转减振器。
本设计选用带扭转减振器离合器。
1. 从动盘钢片
从动盘钢片设计规定：1）尽量小转动惯量。2）具备轴向弹性构造。
厚度普通1.3~2.0mm，本设计取厚度2mm，采用整体式弹性从动钢片。
波形弹簧片压缩行程可取0.8~1.1mm，取其1.0mm
2. 从动盘毂
动盘毂是离合器中承受载荷最大零件，它几乎承受由发动机传来所有转矩。它普通采用齿侧对中矩形花键安装在变速器第一轴上，花键尺寸可依照摩擦片外径D与发动机最大转矩Temax选用
从动盘外径D（mm）
发动机转矩（N·m）
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σ（MPa）
325
380
10
40
32
5
45
11.6
花键毂轴向长度取40mm（普通与花键外径大小相似）

经计算，挤压应力σjy≈11.3MPa<20Pa,满足条件。
3. 摩擦片
从动盘摩擦片应有下列某些综合性能：
1） 在工作时有相对较高且稳定摩擦系数
2） 具备小转动惯量，材料加工性能良好
3） 在短时间内能吸取相对高能量，且有好热稳定性
4） 能承受较高压盘作用载荷
5） 承受相对较大离心力载荷而不破坏
6） 有足够剪切强度
7） 摩擦副有高度容污性能，不易影响它们摩擦特性
8） 具备优良性能/价格比，不会污染坏境
本设计摩擦片选用石棉基摩擦材料，从动片采用铆接方式。
二、 离合器盖总成
1. 离合器盖
离合器盖构造设计规定：
1) 应具备足够刚度，否则影响离合器工作特性，增大操纵时分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。
2) 应与飞轮保持良好对中，以免影响总成平衡和正常工作。
3) 盖膜片弹簧支承处应具备高尺寸精度。
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通风窗孔，或在盖上加设通电扇片等。
本设计离合器盖厚度为4mm，材料为08钢，盖上开通风窗孔，采用止口对中
2. 压盘
压盘内外径尺寸决定于摩擦片内外径尺寸。依照摩擦片内外径尺寸，选取压盘外径为329mm，内径为186mm。
为满足刚度规定，压盘厚度取值范畴为15～25mm，初选用厚度为18mm。

压盘为HT250，密度取7350 kg/m，D=329mm，d=194mm。
运用上式求得压盘质量为7.65kg。
下面进行离合器接合时温升校核：

式中，为温升（）；L为滑磨功（），为汽车质量转化转动惯量；为汽车总质量；为车轮滚动半径；为主传动比，为变速器起步挡传动比；为离合器开始滑磨时发动机角速度；为分派到压盘上滑磨功所占比例，单片离合器压盘，＝0.5；双片离合器压盘，＝0.25；双片离合器中间压盘，＝0.5；c为压盘比热容，对铸铁压盘c=544.28J/(kg·K);为压盘质量（kg）。
计算求得=1.123，L=25555J，=3.07，，因此压盘参数满足规定 。
压盘传力构造选取：
传动片式传力构造能消除在传力开始一瞬间产生冲击和噪声缺陷，同步简化了压盘构造，有助于压盘定中。取3组传力片，每组4片，传力片沿圆周切向布置，片厚为1mm，由65Mn制成。
3. 分离杠杆装置
离合器分离装置涉及分离杆、分离轴承和分离套筒。
本设计采用膜片弹簧作为压紧弹簧，因而分离杆作用由膜片弹簧中分离指来完毕。依照JB/T 5312—，选用汽车离合器分离轴承为合用于低速、高轴向负荷轴向推力轴承。

第七节 离合器操纵机构

1. 对操纵机构基本规定
1) 踏板力要尽量小，乘用车普通在80～150N范畴内，商用车不大150～200N。
2) 踏板行程普通在80～150mm内，最大不应超过180mm。
3) 应有踏板行程调节装置，以保证摩擦片磨损后，分离轴承自由行程可以复原。
4) 应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构零件因受力过大而损坏。
5) 应有足够刚度，传动效率要高，工作可靠，寿命长，维修保养以便。
本次设计时取最大踏板力为200N，踏板行程100mm。
2. 离合器操纵机构选取
液压式操纵机构，具备质量小、布置以便、传动效率高，便于采用吊挂式踏板，驾驶室容易密封、发动机振动和驾驶室与车驾变形不影响其正常工作，离合器结合比较柔顺等长处，故广泛应用于各种形式汽车中。本次设计离合器操纵机构采用液压式。
3．操纵机构传动比拟定
普通离合器if及ic大体范畴如下表：
压紧弹簧类型

周置螺旋弹簧
3.6～6.2
7～12
膜片弹簧
2.7～5.4
10～16
中央弹簧
7～8
13～15
本设计选用=12，=7。

参照文献
[1] 纪名刚，陈国定，吴立言 机械设计 第8版 高等教诲出版社
[2] 巩云鹏,田万禄,张祖立 机械设计课程设计 第1版 东北大学出版社
[3] 王望予 汽车设计 第4版 机械工业出版社
[4] 陈家瑞 汽车构造(下册) 第2版 机械工业出版社
[5] 刘惟信 汽车设计 清华大学出版社 第1版 清华大学出版社
[6] 徐安石 江发潮编著 汽车离合器 清华大学出版社