汽车设计离合器优秀课程设计.docx

汽车设计课程设计

离合器设计说明书

姓名：范小南
班级：B110210
学号：B11021023

目 录
一、离合器设计目标及相关概述 1
1.1 离合器基础功用 1
1.2 离合器相关结构介绍 1
1.3 离合器设计要求 2
1.4拉式膜片弹簧优点 3
二、离合器摩擦片参数确实定 3
2.1摩擦片相关参数确定之前数据准备 3
2.1.1后背系数确定 3
2.1.2单位压力确实定 4
2.1.3摩擦因数、摩擦面数和离合器间隙 4
2.2 摩擦片参数选择 5
2.2.1初选摩擦片参数外径D、内径d和厚度b 5
2.2.2 离合器传输最大转矩 6
2.3摩擦片参数校核 6
2.3.1 摩擦片最大圆周速度校核 6
2.3.1 单位滑磨功校核 6
三、膜片弹簧设计 6
3.1 膜片弹簧参数设计 7
3.2 膜片弹簧参数校核 9
四、关键零部件设计 10
4.1 扭转减震器设计 10
4.2 扭转用弹簧设计 12
4.3 从动盘毂设计 14
4.4 离合器盖结构设计 15
4.5 压盘设计 14
4.5.1 设计要求 15
4.5.2 压盘几何尺寸及材料确实定 15
4.5.3 压盘校核 16
4.6 支撑环 16
五、操纵机构 16
5.1 操纵机构介绍 16
5.2离合器踏板行程计算 18
5.3 踏板力计算 13
六、设计小结 19
七、参考文件 21
附录 22

一、离合器设计目标及相关概述
了解乘用车离合器结构，掌握离合器工作原理，了解从动盘总成结构，掌握从动盘总成设计方法，了解压盘和膜片弹簧结构，掌握压盘和膜片弹簧设计方法，经过对以上几方面了解，从而熟悉轿车离合器工作原理，同时，学会怎样查找文件资料、相关书籍，培养学生动手设计项目，掌握单独设计课题和项目标方法，从而设计出满足整车要求并符合相关标准、含有良好制造工艺性，结构简单，便于维护乘用车离合器，为以后从事汽车方面工作或工作设计打下良好基础，经过这次课程设计，使学生充足认识到设计工程所需要步骤，和本身所应含有专业素质，未进入社会提供良好学习机会，对和由学生向工程技术人员转变含相关键现实意义。
1.1 离合器基础功用
离合器通常安装在发动机和变速器之间，其主动部分和发动机飞轮相连，从动部分和变速器相连。
1）在汽车起步时，经过离合器主、从动部分滑磨而使它们转速逐步靠近，以确保汽车起步平稳。
2) 当变速器换挡时，经过离合器主、从动部分快速分离来切断动力传输，以减轻齿轮冲击，确保换挡时工作平稳。
3) 当离合器转矩超出其所能传输最大转矩时，其主、从动部分之间将产生滑磨，以预防传动系统过载。
1.2 离合器相关结构介绍
膜片弹簧离合器总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。
1）离合器盖
离合器盖通常为或旋转对称板壳冲压结构，经过螺栓和飞轮连接在一起。离合器盖是离合器中结构形状比较复杂承载构建，压紧弹簧压紧力最总全部要由它来承受。
2）膜片弹簧
膜片弹簧是离合器最关键压紧元件，在其内孔圆周表面上开有很多均布长径内槽，在槽根部制成较大长圆形或矩形孔，能够穿过支撑铆钉，这部分称之为分离指；从窗孔底部直弹簧外圆周部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。
3）压盘
压盘结构通常是环形盘状铸件，离合器经过压盘和发动机紧密相连。压盘靠近外圆周面处有继续环形职称凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。
4）传动片
离合器结合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并经过压盘和从动盘摩擦片之间摩擦力使从动盘转动；离合器分离时，压盘相对于离合器盖做自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作全部有传动片完成。传动片两端分别和离合器盖和压盘以铆钉或螺栓连接，通常才用轴向部署。在离合结合时，离合器盖经过它来驱动压盘共同旋转；在离合器分离时，可利用它弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力降低。
5）分离轴承总成
分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作时关键承受轴向力，同时还承受高速旋转时离心力作用下径向力。现在国产汽车中多使用角接触推力球轴承，采取全密封结构和高温润滑脂，其端面形状和分离指舌尖部分形状相匹配，舌尖部为平面时采取球星端面，为弧面时采取平端面或凹弧形断面。
1.3 离合器设计要求
为了确保汽车含有良好工作性能，对汽车离合器设计提出以下基础要求：
1）在任何行驶条件下均能可靠地传输发动机最大转矩，并有合适转矩贮备；
2）接合时要平顺柔和，以确保汽车起步时没有抖动和冲击；
3）分离时要快速、根本；
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冲击，便于换挡和减小同时器磨损；
5）应有足够吸热能力和良好通风散热效果，以确保工作温度不致过高，延长其使用寿命；
6）应使传动系避免扭转共振，并含有吸收振动、缓解冲击和减小噪声能力；
7）操纵轻便、正确，以减轻驾驶员疲惫；
8）作用在从动盘上压力和摩擦材料摩擦因数在使用过程中改变要尽可能小，以确保有稳定工作性能；
9) 应有足够强度和良好动平衡，以确保其工作可靠、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。
依据离合器设计要求，进行离合器总体方案设计和选择，因为膜片式离合器有自动调整压紧力、操作轻便、结构简单紧凑、高速时平衡性好和寿命长等优点，所以选择膜片拉式离合器。

1.4 拉式膜片弹簧优点
和推式相比，拉式膜片弹簧离合器含有很多优点：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，质量更少；拉式膜片弹簧是中部和压盘相压在一样压盘尺寸条件下可采取直径较大膜片弹簧，提升了压紧力和传输转矩能力，且并不增大踏板力，在传输相同转矩时，可采取尺寸较小结构；在接合或分离状态下，离合器盖变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式杠杆比大于推式杠杆比，且中间支承降低了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式踏板力比推式通常可降低约25%~30%；不管在接合状态或分离状态，拉式结构膜片弹簧大端和离合器盖支承一直保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和哭声；使用寿命更长。
二、离合器摩擦片参数确实定
2.1 摩擦片相关参数确定之前数据准备
2.1.1 后备系数β确实定
后背系数确保离合器能可靠传输发动机扭矩，同时它有利于降低汽车起步时滑磨，提升了离合器使用寿命。但为了使离合器尺寸不至于过大，降低传输系过载，使操作轻便等，后背系数有不宜过大。因为所设计离合器为膜片弹簧离合器，在使用时其摩擦片磨损工作压力几乎不会变小（开始时还会少许增加），再加上乘用车后备功率比较大，使用条件比很好，宜取较小值，因为β取值范围为1.20~1.75，则取β=1.5。
2.1.2单位压力确实定
单位压力决定了摩擦表面耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选择时应考虑离合器工作条件、发动机后备功率大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等原因。当摩擦片采取不一样材料时，取值范围见下表1：

表1 摩擦片单位压力取值范围
摩擦片材料
单位压力/MPa
石棉基材料
模压
0.15~0.25
编织
0.25~0.35
粉末冶金材料
铜基
0.35~0.50
铁基
金属陶瓷材料
0.70~1.50
由上表可知：选择模压石棉基材料，取值=0.2/MPa。
2.1.3摩擦因数、摩擦面数和离合器间隙确实定
多种摩擦材料摩擦因数取值范围见下表2：
表2 摩擦材料摩擦因数取值范围
摩擦片材料
摩擦因数
石棉基材料
模压
0.20~0.25
编织
0.25~0.35
粉末冶金材料
铜基
0.25~0.35
铁基
0.35~0.50
金属陶瓷材料
0.4
摩擦片摩擦因数取决于摩擦片所选择材料、工作温度、单位压力和滑磨速度等原因。由上表可知摩擦片材料关键有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料。石棉基材料膜材因数受温度、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较大且稳定。所以选择铜基粉末冶金材料，取f=0.3。
因为离合器为单片摩擦离合器。则。
离合器是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为确保摩擦片正常磨损过程中仍能完全结合，在分离轴承和分离杠杆之间留有间隙。通常∆t为3~4mm。这里取∆t=3mm。
摩擦片厚度关键有3.2mm、3.5mm、4.0mm三种，这里取b=3.5mm。
2.2摩擦片参数选择
2.2.1初选摩擦片外径D、内径d、厚度b参数
摩擦片外径是离合器基础尺寸，它关系到离合器结构重量和寿命，她和离合器传输转矩大小有一定关系：
Temax=Tb×ma
D=312βTemaxπfZp01-c3
式中，比转矩Tb=103 N∙m∙t-1；
汽车总质量；
后背系数β=1.5；
摩擦因数f=0.3；
摩擦面数Z=2；
摩擦片内、外径之比；
摩擦片单位压力=0.2Mpa；
代入上述数据得摩擦片外径D=215.74mm。
由离合器摩擦片尺寸系列和参数可知，以下表3：
表3 离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径D/mm
160
180
200
225
250
280
内径d/mm
110
125
140
135
155
165
厚度b/mm
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
c=d/D
0.687
0.694
0.700
0.667
0.620
0.589
单位面积
106
132
160
221
302
402
所以选外径D=225mm，内径d=135mm，厚度b=3.5mm。
2.2.2离合器传输最大力矩
为了能确保离合器在任何工况下全部能可靠传动发动机最大转矩，设计时应大于发动机最大转矩，即
Tc=β×Temax=1.5×164.8=247.2N∙m
2.3 摩擦片参数校核
2.3.1 摩擦片最大圆周速度校核
摩擦片外径D（mm）选择应使最大圆周速度不超出65~70m/s，即

代入数据得vD=65.9470m/s，则符合要求。
2.3.2 单位滑磨功校核
为了降低汽车起步过程中离合器滑磨，预防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小于其许用值，即

式中，乘用车单位面积滑磨功需用值；
乘用车发动机转速；
轮胎半径；
取汽车起步时变速器档位传动比
取主减速传动比
代入数据得，则符合要求。
三、 膜片弹簧设计
3.1膜片弹簧参数设计
1）比值和h选择
取，h=2.5mm,H=3.75mm
2）比值和R、r选择
研究表明，越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特征曲线受直径误差影响越大，且应力越高。则

代入数据得=91.88mm。
为了使摩擦片上压力分布均匀，拉式膜片弹簧r值宜取为大于或等于=91.88mm，=1.2~1.35，则取r=92mm，=1.25，R=115mm。
3）α选择
膜片弹簧只有状态下圆锥角α和内锥高H关系亲密，通常在9°~15°。即
α=tan-1HR-r≈HR-r
代入数据得α=10°。
4）膜片弹簧工作位置点选择
经过MATLAB计算曲线拐点为3.59,3.12×103，最值以下图表示

图 一 膜片弹簧最值载荷力
由上图可知，最大载荷点坐标为2.9,3.17×103，最小值坐标4.28,3.07×103（程序见附录）。
因为该曲线拐点对应这膜片弹簧压平位置，新离合器在结合时，膜片弹簧工作点应该在最大值和拐点之间，而且靠近或在拐点处，，以确保摩擦片最大磨损程度范围内压紧力改变不大，当分离时，膜片弹簧工作点位置改变能够最大程度降低踏板力。
4）分离指数目n选择
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。这里取分离指数目n=18。
5）膜片弹簧小端内半径、分离轴承作用半径确实定
膜片弹簧小端内半径由离合器结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键外径。应大。各弹簧部分全部应符合一定范围，使Rr0=3.5~5.0，则取，所以r0=28.75mm。取r0=29mm，。
6）切槽宽度、及半径确实定
因为δ1=3.2~3.5mm，δ2=9~10mm，取=3.4mm，=9mm，取值应满足r-re≥δ2要求，则得re≤83mm，所以取=83mm。
7）压盘加载点半径和支撑环加载点半径确实定
和取值将直接影响膜片弹簧刚度，应略大于且靠近于，应略小于且靠近。所以取=113mm，=92.5mm。
8）膜片弹簧弹性特征
经过支撑环和压盘加在膜片弹簧上载荷（N）集中在支撑点处，加载点间相对轴向变形为（mm），则膜片弹簧弹性特征以下式表示

式中，E为材料弹性模量（Mpa）,取;
u为材料泊松比，取u=0.3；
H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分内锥高度（mm）；
h为膜片弹簧钢板厚度（mm）；
R、r分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径（mm）；
、分别为压盘加载点和支撑点加载点半径（mm）；
利用数学工具MATLAB软件作图以下：

图二 膜片弹簧弹性特征曲线
3.2 膜片弹簧校核
1）依据弹簧结构部署要求，和、和、和之间差应在一定范围，即

代入对应数据得R-R1=2<7，r1-r=0.5<6，rf-r0=1<4，则符合要求。
2）膜片弹簧分离指其分离作用，所以其杠杆比应在一定范围内，即

代入对应数据得4.05<9,则符合要求。
3）膜片弹簧材料及制造工艺
中国膜片弹簧通常采取60SiMnA或50CrVA等优质高精度钢板材料，为了确保其硬度、几何形状、金相组织、载荷特征和表面质量等要求，需进行部分类热处理。为了提升膜片弹簧承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态工作反方向，超出根本分离点后继续事施加过量位移，使其过分离3~8次，以产生一定塑性变形，从而使膜片弹簧表面产生于使用状态反方向残余应力达成强化目标。通常来说，经强压处理后，在一样工作状态下，可提升膜片弹簧疲惫寿命5%~30%。另外，对膜片弹簧凹面或双面进行喷丸处理。能够提升承载能力和疲惫强度，为了提升分离指耐磨性，可对其端部进行噴镀铬合金和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧和压盘接触圆形处，为了预防因为拉应力作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理。
膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺点。
四、关键零部件设计
4.1 扭转减震器设计
1）极限转矩
极限转矩是减震器在消除了限位销和从动盘毂缺口之间间隙时所能传输最大转矩，即限位销起作用时转矩，它受限于减震弹簧许用盈利等原因，和发动机最大转矩相关，通常可取
Tj=1.5~2.0Temax
式中，乘用车：系数取2.0，则代入数据得Tj=329.6N∙m。
2）扭转角刚度
为了避免引发传动系统共振，要合理选择减震器扭转角刚度，使共振现象不发生在发动机常见工作转速范围内，即

代入数据得。
3）阻尼摩擦转矩
因为减震器扭转刚度受结构及发动机转达转矩限制，不可能个很低，故为了在发动机转速范围内最有效消振，必需合理选择减震器阻尼装置阻尼摩擦转矩，通常可按下式初选
Tμ=0.06~0.17Temax
取，则带去数据得Tμ=16.48N∙m。
4）预紧转矩
减震弹簧在安装时全部有一定预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率方向移动，这是有利，但不应大于，不然反向工作，扭转减震器将提前停止工作，故
Tn=0.05~0.15Temax
取Tn=0.1Temax=16.48N∙m。
5）减震弹簧位置半径R
尺寸应尽可能大部分，通常取
R0=0.06~0.75d2
取。
6）减震弹簧数目
选择参考下表选择
表4
摩擦片外径D/mm
225~250
250~325
325~350

Zj
4~6
6~8
8~10

由上表可知，D=225mm在225~250范围内，所以取=6.
7）减震弹簧总压力
当限位销和从动盘毂之间间隙或被消除，减震器弹簧传输转矩达成最大值时，减震弹簧受到压力为

代入数据得。
8）极限转角
减震器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对于从动盘毂极限转角为

式中，为减震弹簧工作变形量，代入数据得。
4.2 扭转减震弹簧设计
在初步选定减速器关键参数以后，既可依据部署上可能来确定和减速器相关尺寸。
4.2.1减震弹簧分布半径R1
R1尺寸应可能大部分，通常取R1=0.60~0.75d2
式中，d为离合器摩擦片内径，故R1=0.65d/2=47.25mm。
4.2.2单个减震器工作压力P

4.2.3减震弹簧尺寸
1）弹簧中径
其通常由部署结构决定，通常
Dc=11~15mm
故取=12mm。
2）弹簧钢丝直径d

式中，扭转许用力可取550~600Mpa，故取为560Mpa。d=3.99mm，取d=4mm。
3）减震弹簧刚度k
k=kφ1000R12n=4284.81000×1132×4=335.56N/mm
4）减震弹簧有效圈数i
i=Gd48Dc3k=8×104×448×123×10-9×335.56×103=4.41
取i=5。
5）减震弹簧总圈数n
其通常在6圈左右，和有效圈数i之间关系为
n=i+1.5~2=8
减震弹簧最小高度
lmin=nd+δ=1.1dn=35.2mm
弹簧总变形量
∆l=Pk=3.46mm
减震弹簧总变形量
l0=lmin+∆l=38.66mm
减震弹簧预变形量
∆l'=TnkZR1=16.48335.56×2×47.25×10-3=0.52mm
减震弹簧高度
l=l0-∆l'=38.66-0.52=38.14mm
6)从动片相对于从动盘毂最大转角a
最大转角a和减震弹簧工作变形量相关，其值为
α=2arcsin∆l''2R1=3.55°
7）限位销和从动盘毂缺口侧边间隙

式中，为限位销安装位置尺寸。值通常取2.5~4mm。故可取=3mm，=48.45，取=49mm。
8）销直径
按结构部署选定，通常
d'=9.5~12mm
可取。
总而言之，扭转减震器关键参数以下表5
表5 扭转减震器相关参数
极限转矩
阻尼摩擦转矩
预紧转矩
减震弹簧位置半径
减震弹簧个数
329.6N∙m
16.48N∙m
16.48N∙m
47.25mm
6

4.3从动盘毂设计
从动盘毂是离合器承受载荷最大零件，它几乎承受由发动机传来全部转矩，它通常采取齿侧对中矩形花键安装在变速器第一轴上，花键迟钝可依据摩擦片外径D和发动机最大转矩。
表6 花键尺寸表
摩擦片外径D/mm
发动机最大转矩TemaxN∙m
花键尺寸
挤压应力
齿数n
外径/mm
内径/mm
厚度t
有效齿长l/mm
250
196
10
35
28
4
35
10.2
从动盘毂轴向长度不宜过小，以免花键轴上滑动时产生偏斜而使离不测底，通常取1.0~1.4倍花键直径，从动盘毂通常采取锻钢并经过调质处理，表面和心部硬度通常在26~32HRC。为提升花键内孔表面硬度和耐磨性，可采取镀铬工艺，对减震弹簧窗口及和从动片配合处，应进行高平处理。
4.4离合器盖结构设计
1) 应含有足够刚度，不然将影响离合器工作特征，增大操纵时分离行程，降低压盘升程，严重时使摩擦面不能根本分离。
2）应于飞轮保持良好对中，以免影响总成平衡和正常工作，对中方法采取定位销或定位螺栓，也能够采取止口对中。
3）盖膜片弹簧支撑处应含有高尺寸精度。
4）为了便于通风散热，预防摩擦表面文度过高，可在离合器上开较大通风窗口，或再盖上加通风散片等。
乘用车离合器盖通常见08、10钢等低碳钢板。此次设计初选08钢板厚度为3mm。
4.5压盘设计
4.5.1设计要求
1）压盘应含有较大质量，来增大热容量，减小温度改变，预防其产生裂纹和破碎，可设置多种形状散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也能够采取传热系数较大铝合金压盘；
2)压盘应含有较大刚度，使压紧力在摩擦面上压力分布均匀并减小受热后产生翘曲变形，以免影响摩擦片均匀压紧及和离合器根本分离，厚度约为15~25 mm；
3)和飞轮应保持良好对中性，并要进行静平衡，压盘单件平衡精度应不低于15~20 g•cm；
4)压盘高度公差要小。
压盘形状较复杂，要求传热性好，含有较高摩擦因数，通常采取灰铸铁，采取HT200，硬度为170~227HBS。
4.5.2压盘几何尺寸和材料确实定
压盘外径尺寸参考摩擦片外径。除此之外，压盘应含有足够质量和较大刚度。选择压盘厚度为15mm。而且在内缘做成一定锥度用以填补压盘因受热后内缘凸起。以下图：

图三 压盘
4.5.3 压盘校核
离合器结合一次升温为

式中，t为压盘温升，通常不超出8~10℃;
c为压盘比热容，铸铁：；
为传到压盘热量所占百分比，对于单片离合器压盘：=0.5；
m为压盘质量（kg）；
V为压盘估算面积
为铸铁密度，取；
D为摩擦片外径为225mm；
d为摩擦片内径为135mm；
h为压盘厚度为15mm；
代入数据得t=5.78℃，而且满足通常不超出8~10℃。则符合要求。
4.6支撑环
支撑环和支撑铆钉安装位置要高，耐磨性好，支撑环通常采取3.0~4.0mm碳素弹簧钢丝。取直径为3mm钢丝。
五、操纵机构
5.1操纵结构介绍
汽车离合器操纵机构是驾驶员用来控制离合器分离又使之柔和接合一套机构。它始于离合器踏板，终止于离合器壳内分离轴承。因为离合器使用频繁，所以离合器操纵机构首先要求操作轻便。轻便性包含两个方面，一是加在离合器踏板上力不应过大，其次是应有踏板形成校正机构。离合器操纵机构按分离时所需能源不一样可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等。
离合器操纵机构应满足要求是：
1）踏板力要小，轿车通常在80～150N范围内，货车小于150～200N；
2）踏板行程对轿车通常在80~150mm范围内，对货车最大不超出180mm；
3）踏板行程应能调整，以确保摩擦片磨损后分离轴承自由行程可复原；
4）应有对踏板行程进行限位装置，以预防操纵机构因受力过大而损坏；
5）应含有足够刚度；
6）传动效率要高；
7）发动机振动及车架和驾驶室变形不会影响其正常工作。
机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式，杠传动结构简单，工作
可靠，不过机械效率低，质量大，车架和驾驶室形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系，部署困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。
此次设计一般轮型离合器操纵机构，采取液压式操纵机构。液压操纵机构有以下优点：
（1）液压式操纵，机构传动效率高，质量小，部署方便；便于采取吊挂踏板，从而轻易密封，不会因驾驶室和车架变形及发动机振动而产生运动干涉；
（2）可使离合器接合柔和，能够降低因猛踩踏板而在传动系产生动载荷，正因为液压式操纵有以上优点，故应用日益广泛，离合器液压操纵机构由主缸、工作缸、管路系统等部分组成。其对应部分尺寸以下表：
表7 操纵部分机构尺寸
a1
180mm
a2
48mm
c1
20mm
c2
85mm
b1
40mm
b2
100mm

在操纵机构中表示以下：

图四 机械操纵机构示意图
5.2离合器踏板行程计算
踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2组成：

式中，为分离轴承自由行程，通常为1.5~3.0mm。取=3mm。反应到踏板行程上自由行程通常为20~30mm；
Z为摩擦片数；
为离合器分离时对偶摩擦面间间隙，单片：=0.85~1.30mm，取=1.0mm；
故代入对应数据得

5.3 踏板力计算
踏板力为

式中，为离合器分离时，压紧弹簧对压盘总压力，取=1N。
为操纵机构总传动比，；为机械效率，机械式：；取；
为克服回位弹簧1、2拉力所需要踏板力；在初步设计时可忽略不计。
故代入数据得

符合乘用车踏板力要求在80~150Nd范围内。
分离离合器所作功为

式中，为离合器拉接状态下压紧弹簧总压力。
D为摩擦片外径；
d为摩擦片内径；
为摩擦片单位压力。
故代入数据得

则符合要求。
六、设计小结
经过两周课程设计,我发觉我在搜集文件资料、自学专业知识和绘图软件等各个方面能力有了不少提升。我不仅对离合器设计有了更深了解，还对机械产品设计开发过程有了一定认识。此次设计是一个综合性较强应用课题，其包含机械制图、机械设计、汽车结构和汽车设计等课程。
我经过对离合器参数分析，首先对离合器结构型式进行合理选择，关键是对从膜片弹簧结构型式及部署和从动盘结构型式选择，并利用CAD电子图板软件绘制轿车膜片弹簧离合器装配图；再进行离合器基础结构尺寸和参数选择及计算；最终进行离合器零件结构选型及设计计算，关键是对从动盘总成设计，压盘、传力片设计校核，膜片弹簧关键参数选择、设计和强度校核，并绘制轿车离合器零件图。在此期间，我从图书馆、网上数据库及论坛中查阅了不少相关文件资料，阅读了大量专业书籍，学会怎样快速，正确找到自己想要信息资料，使我受益匪浅。我还自学了CAD电子图板软件，提升了机械制图效率和质量。
离合器设计有理论分析和经验设计，实体模型试验研究和有限元计算软件研制开发三种关键方法。因为对离合器设计经验缺乏和对制造工艺技术方面不了解，我在设计过程中也碰到了种种困难，经过这次课程设计，使我们充足地认识到设计一个工程项目所需经历步骤，和身为一个工程技术人员所需含有素质和所应该完成工作，为我们立即进入社会提供了一个良好学习机会，对于我们由学生向工程技术人员转变有着重大实际意义。

七、参考文件
[1]．王望予．汽车设计[M]．北京：机械工业出版社，.8
[2]．陈家瑞．汽车结构[M]．北京：人民交通出版社，
[3]．余志生．汽车理论[M]．北京：机械工业出版社，.3
[4]．濮良贵，陈国定，吴立言．机械设计[M]．北京：高等教育出版社，
[5]．中国农业机械化科学研究院编．实用机械设计手册．北京：新华书店，1985

附录
1.最值载荷程序
clear;
clc;
x=[1.5:1/100:3];
E=2.1*10^5;
u=0.3;
R=110.26;R1=105;r=91.88;r1=92;
H=3.2;
h=2.13;
b=pi*E*h*x/(6*(1-u^2));
c=log(R/r)/(R1-r1)^2;
d=H-((R-r)*x)/(R1-r1);
e=H-((R-r)*x/((R1-r1)*2));
y=b*c.*(d.*e+h^2);
[max_y,xx] = max(y);
disp('最大值：');
disp(max_y);
disp('对应 x 值:');
disp(x(xx))
[min_y,xx] = min(y);
disp('最小值：');
disp(min_y);
disp('对应 x 值:');
disp(x(xx))
2.计算曲线拐点程序
syms x;
E=2.1*10^5;
u=0.3;
R=110.26;R1=105;r=91.88;r1=92;
H=3.2;
h=2.13;
b=pi*E*h*x/(6*(1-u^2));
c=log(R/r)/(R1-r1)^2;
d=H-((R-r)*x)/(R1-r1);
e=H-((R-r)*x/((R1-r1)*2));
y=b*c.*(d.*e+h^2);
Y=diff(y,x,2);
x=solve(Y,x);
y=eval(y);
c=[x,y]