注意：按照课程设计的要求完成，⼀般对以下部分详细计算： 1) 离合器基本结构尺⼨、参数的选择 2) 膜⽚弹簧的参数计算和选择 3) 从动盘（摩擦⽚的计算选择） 4) 操纵机构计算
绘图时必须按照设计计算参数绘制，未详细计算部分参考选择，但是必须保证结构正确，⽆⼯作⼲涉，⽅便加⼯！
膜⽚弹簧离合器设计计算（某中型轿车举例）
2摩擦离合器基本结构尺⼨、参数的选择
已知条件：某中型轿车发动机数据: 缸数：4缸排量：1.7升点⽕系统：1-3-4-2
最⼤功率 96/5000 KW/rpm 最⼤扭矩 220/3500 N 2m/rpm
2.1离合器基本性能关系式
为了能可靠地传递发动机最⼤转矩max c T ，离合器的静摩擦⼒矩c T 应⼤于发动机最⼤转矩，⽽离合器传递的摩擦⼒矩c T ⼜决定于其摩擦⾯数Z 、摩擦系数f 、作⽤在摩擦⾯上的总压紧⼒P Σ与摩擦⽚平均摩擦半径R m ，即
m N R ZfP e r e c ?=T =T max β【1】（2-1）式中：β—离合器的后备系数。
f
—摩擦系数，计算时⼀般取0.25～0.30。
Z —摩擦⾯数
2.2摩擦⽚外径D 与内径d 的选择
当按发动机最⼤转矩max e T （N 2m ）来确定D 时，有下列公式可作参考：
A
T D e /100
max =【1】
（2-2）
式中A 反映了不同结构和使⽤条件对D 的影响，在确定外径D 时，有下列经验公式可供初选时使⽤：
max
e D T K D ?=【1】
（2-3）
轿车：K D =14.5
轻、中型货车：单⽚K D =16.0～18.5
双⽚K D =13.5～15.0
重型货车：K D =22.5～24.0
本次设计所设计的是中型轿车（T emax /n T 为220Nm/3500rpm 、P emax /n P 为96kw/5000rpm ）的膜⽚弹簧离合器。所设计的离合器摩擦⽚为单⽚，选择K D =14.5。所以
D=mm 2152205.14=?
按max e T 初选D 以后，还需注意摩擦⽚尺⼨的系列化和标准化，表2-1为我国摩擦⽚尺⼨标准。
表2-1 离合器摩擦⽚尺⼨系列和参数
外径
/D m m
内径
/d m m
厚度
/h m m
内外径之⽐/d D
单位⾯积
2
/F mm
160 110 3.2 0.687 10600 180 125 3.5 0.694 13200 200 140 3.5 0.700 16000 225 150 3.5 0.667 22100 250 155 3.5 0.620 30200 280 165 3.5 0.589 40200 300
175
3.5
0.583
46600
查出本车将使⽤单⽚式离合器，且离合器摩擦⽚外径为215mm 。再查表2-1即可得到摩擦⽚的具体参数，如下：
摩擦⽚外径D=225mm 摩擦⽚内径d=150mm 摩擦⽚厚度h=3.5mm 摩擦⽚内外径⽐d/D=0.667
单⾯⾯积F=22100mm2
2.3 离合器后备系数的确定
在开始设计离合器时，⼀般是参照统计资料，并根据汽车的使⽤条件，离合器结构形式的特点，初步选定后备系数β。
表2-2 后备系数表
本设计是中型轿车离合器的设计，该车型属于轿车类型，故选择本次设计的后备系数β在1.30～1.75之间选择。因为该车型为中轿车，取β=1.50。因此有离合器的转矩容量
Tc=β
T=1.53220=330 N.M
max
c
2.4 单位压⼒P的确定
摩擦⾯上的单位压⼒P0值和离合器本⾝的⼯作条件，摩擦⽚的直径⼤⼩，后备系数，摩擦⽚的材料及质量等因素有关。离合器使⽤频繁，发动机后备功率较⼩时，P0应取⼩些；当摩擦⽚外径较⼤时，为降低摩擦⽚外缘热载荷，P0应取⼩些；后备系数较⼤时，可适当增⼤。
当摩擦⽚采⽤不同材料时，P0按下列范围选取：
⽯棉基材料 P0 =0.10～0.35MP
粉末冶⾦材料 P0 =0.35～0.60MP
⾦属陶瓷材料 P0 =0.70～1.50MP
本次设计中我们选取摩擦⽚的材料为⽯棉基材料。
离合器摩擦⼒矩根据摩擦定律可表⽰为：
T c=fFZR c (2-4)
式中，T c-------静摩擦⼒矩；
f--------摩擦⾯间的静摩擦因素，计算时⼀般取0.25～0.30；选取f=0.25
F--------压盘施加在摩擦⾯上的⼯作压⼒；
R c ------摩擦⽚的平均半径；
Z--------摩擦⾯数，是从动盘的两倍；所以，Z=2
假设摩擦⽚上⼯作压⼒均匀，则有：
F= P03A= P0π(D2-d2)/4【1】（2-5）
式中，P0------摩擦⽚单位压⼒；
A------⼀个摩擦⾯⾯积；
D------摩擦⽚外径；
d-------摩擦⽚内径.
摩擦⽚的平均半径R c根据压⼒均匀的假设，可表⽰为：
R c =(D3-d3)/3/(D2-d2) （2-6）
当d/D≥0.6时，R c可相当准确的有下式计算：
R c =（D+d）/4 (2-7)
因为d=150mm、D=225mm，所以d/D=0.667≥0.6，则R c⽤（2-7）式计算
将（2-5）、（2-7）式代⼊（2-4）得：
T c=πfZ P0(D2-d2)（D+d）/16 （2-8）
为了保证离合器在任何⼯况下都能可靠地传递发动机的，设计时T c应⼤于发动机的最⼤转矩，即T c =βT emax（2-9）
式中，T emax=220Nm为发动机最⼤转矩；β=1.5为离合器的后备系数。
把（2-8）式代⼊（2-9）式得：
P0=16βT emax/[πfZ (D2-d2)（D+d）]
代⼊各参数可得P0=0.318MPa
所以所得P0在⽯棉基材料单位压⼒范围内，所以我们选取的材料及单位压⼒P0符合设计要求。
2.5 离合器基本参数的约束条件
1．摩擦⽚外径D（mm）的选取应使最⼤圆周速度V D不超过65～70m/s，即
V D= n emax D310-3π/60≤65～70m/s
式中，n emax为发动机的最⾼转速（r/min）。本次设计中n emax=5000 r/min，所以
V D= 50003225310-3π/60=58.87m/s符合V D≤65～70m/s的约束条件。
2. 摩擦⽚的内外径⽐c应在0.53～0.70内
c=d/D=150/225=0.667符合约束条件
3.为保证离合器可靠传递转矩，并防⽌传动系过载，应使1.2≤β≤
4.0，在前⾯参数选取中，我们选取β=1.5，符合此约束条件。
4.为了保证扭转减振器的安装，摩擦⽚内径d必须⼤于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm，即d＞
2Ro+50 。d=150mm，Ro=50mm符合要求。
5. 单位摩擦⾯传递转矩的许⽤值
为反映离合器传递转矩且有过载保护的能⼒，单位摩擦⾯传递的转矩应⼩于其许⽤值。即：)(42
20d D Z T T c
c -=
π要求[]00c C T T ≤即可。
6.为降低离合器滑磨时的热负荷，防⽌摩擦⽚损伤，单位压⼒P 0对于不同车型，根据所⽤
的摩擦材料在⼀定范围内选取，P 0为0.10～1.50MPa 。
我们选取摩擦⽚的材料为⽯棉基材料，并且选取P 0=0.318MPa ，符合此约束条件。
3 离合器从动盘总成设计（课程设计可以简化！）
汽车离合器从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦⽚、从动⽚、扭转减振器等组成。
3.1摩擦⽚设计
3.1.1 摩擦⽚选材
3.1.2摩擦⽚铆钉的强度校核
本设计所采⽤的离合器摩擦⽚材料为⽯棉基摩擦材料，摩擦⽚与从动⽚的连接⽅式为铆接，选取16颗铆钉铆接.其铆接位置为
R1=102.5mm 与R2=85mm ABC ，则其铆接的平均半径Ra=（R1+R2）/2=93.75mm 。铆钉材料选为15号钢。铆钉的校核如下：平均每颗铆钉所受的最⼤剪切⼒F max ：
N
nRa
T F e 13010
75.9316220
3
max max =??=
=
-【1】
根据铆钉所受的F max ，分别校核铆钉的抗剪强度和从动⽚的抗压强度： []
τπτ≤=
m d F 2
max
4【1】
[]
p
p
d F δ
δ
σ
≤=0max 【1】
式中：d O 为铆钉孔直径，mm ； m 为每个铆钉的抗剪⾯数量；
δ为被铆件中较薄板的厚度，mm ；ABC
根据相关已知参数，可得，δ=1mm ，m=2；选取的铆钉直径d O =4mm ，[]τ=115Mpa ，ABC []p δ=430Mpa 。将各项数值代⼊公式得到：
[]τππτ≤==
=
Mpa m d F 17.524130
442
2
0max
[]p
p
Mpa d F δ
δ
σ
≤=?==5.321
41300max
所以，所选铆钉能够满⾜使⽤要求。
3.2从动盘毂设计
从动盘毅的花键孔与变速器第⼀轴前端的花键轴以齿侧定⼼矩形花键的动配合相联接，以便从动盘毅能作轴向移动。花键的结构尺⼨可根据从动盘外径和发动机转矩按GB1144-2001
矩形花键尺⼨、公差和检验选取(见表3-1)。从动盘毅花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺⼨的(1.0～1. 4)倍(上限⽤于⼯作条件恶劣的离合器)，以保证从动盘毂沿轴向移动时不产⽣偏斜。
表3-1 GB1144-2001
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