离合器摩擦片技术参数
离合器参数设计
54600
67800
72900
取摩擦片外径 D=250mm，选定摩擦片的内径 d=155mm,厚度 b=。
单位压力的确定
离合器摩擦力矩 Tc 的计算
离合器压盘施加在摩擦面上的工作压力的计算
(3-2)
施加在摩擦面的工作压力为
(3-3)
(3-4) 式中：z 为摩擦面数，单片离合器的 z=2,f 为摩擦面间的静摩擦系数，这里取。
（3-1） 式中：KD 为直径系数，轻卡取 17；最大总质量为～的商用车，单片离合器取～;Temax 是发 动机最大扭矩，原始设计数据为:
由公式（3-1）代入相关数据，取得：D=178mm 根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表“离合器摩擦片尺寸系列和参数” （即 GB1457—74）
表离合器摩擦片尺寸系列和参数
单位压力：
(3-5) 粉末冶金铁基材料单位压力要求小于,本离合器的单位压力比规定值小，故满足要 求。
膜片弹簧基本参数的选择
1、比值 H/h 和 h 的选择：此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用 H/ h 对弹簧特性的影响正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。 一般汽车的膜片弹簧 H/h 值在如下范围之内：H/h=～20。 2、R 及 R/r 确定: 比值 R/r 对弹簧的载荷及应力特性都有影响，从材料利用率的角度， 比值在～时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧的质量利用率和好。因此设 计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。对于汽车离合器的 膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要来决定， 一般 R/r 取值为～.对于 R,膜片弹簧大端外径 R 应满足结构上的要求和摩擦片的外径相 适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当 H，h 及 R/r 等不变时，增加 R 有 利于膜片弹簧应力的下降。初步确定 R/r= 3、 膜片弹簧起始圆锥底角: 汽车膜片弹簧
汽车摩擦片设计
汽车摩擦⽚设计1.离合器概述离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。
为各类型汽车所⼴泛采⽤的摩擦离合器，实际上是⼀种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动⼒且能分离的机构。
离合器的主要功⽤是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在⼯作中受到较⼤的动载荷时，能限制传动系所承受的最⼤转矩，以防⽌传动系个零部件因过载⽽损坏；有效地降低传动系中的振动和噪⾳。
1.1离合器设计的基本要求：1)在任何⾏驶条件下，既能可靠地传递发动机的最⼤转矩，并有适当的转矩储备，⼜能防⽌过载。
2)接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。
3)分离时要迅速、彻底。
4)从动部分转动惯量要⼩，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档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效果，以保证⼯作温度不致过⾼，延长寿命。
6)操纵⽅便、准确，以减少驾驶员的疲劳。
7)具有⾜够的强度和良好的动平衡，⼀保证其⼯作可靠、使⽤寿命长。
1.2技术参数:车型：轿车发动机功率： Pemax=70KW/5200r/min发动机转矩： Temax=170N.m/3000r/min飞轮⼯作⾯： D/d=240mm/130mm1.3膜⽚弹簧离合器结构膜⽚弹簧离合总成由膜⽚弹簧、离合器盖、压盘、传动⽚和分离轴承总成等部分组成。
1)离合器盖离合器盖⼀般为120°或90°旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮联结在⼀起。
离合器盖是离合器中结构形状⽐较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧⼒最终都要由它来承受。
2)膜⽚弹簧膜⽚弹簧是离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周表⾯上开有许多均布的长径向槽，在槽的根部制成较⼤的长圆形或矩形窗孔，可以穿过⽀承铆钉，这部分称之为分离指；从窗孔底部⾄弹簧外圆周的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。
(整理)离合器摩擦片技术参数.
技术参数:车型：沃尔沃整车质量（kg）：1637最大扭矩/转速（N•m/rpm）：400/4000主减速比：3.38一档速比：3.77滚动半径：306mm4、离合器主要参数的选择4.1后备系数β后备系数β是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。
在选择β时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。
乘用车β选择：1.20～1.75 ，本次设计取β = 1.2。
4.2摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。
摩擦因数f的取值范围见下表。
表4-1 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦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0.70～1.50本次设计取f = 0.30 。
摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。
本次设计取单片离合器Z = 2 。
离合器间隙△t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，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。
该间隙△t一般为3～4mm 。
本次设计取△t =3 mm 。
4.3单位压力p单位压力p 决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。
p 取值范围见表4-2。
表4-2 摩擦片单位压力p 的取值范围摩擦片材料单位压力p /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0.70～1.50p 选择：0.10 MPa ≤ p0 ≤ 1.50 MPa ，本次设计取p = 0.3MPa 。
汽车离合器基本参数的优化分析)
汽车离合器基本参数的优化分析机电学院机械设计制造及其自动化专业摘要离合器是汽车传动系统中直接与发动机相连的部件，它是依靠主从动片之间的摩擦力矩来传递动力的，并通过分离、接合来控制车辆动力传动系的工作状态。
其主动部分和从动部分可以暂时分离，又可逐渐接合，并且在传动过程中还可以相对转动。
离合器分离、接合过程的质量影响车辆换挡品质、车辆换挡冲击。
离合器的性能对汽车平稳起步、换挡时工作平顺和传动系过载有着重要影响。
汽车离合器的基本参数主要有离合器的后备系数、摩擦面单位面积上的压力p0、摩擦片外径D和内径d 等，这些参数的变化直接影响离合器的结构尺寸和工作性能。
本文采用优化设计方法来确定最佳的离合器基本参数，实例计算表明了该方法的实用性。
关键词：离合器；基本参数；优化设计AbstractClutch auto transmission system is connected directly with engine parts，it relies on master-slave move between the friction torque tablet to transfer power，and through the separation, joints to control vehicle power transmission system working condition. The performance of clutch has an important influence on auto start，the smooth of shift and the overload of transmission system。
The basic parameters of clutch are the backup coefficient , the pressure per unit area of friction plane p0, the outer diameter of friction plate D, the inner diameter of friction plate d, etc. These parameters affect the structure dimension and performance of clutch directly. This paper determines the optimal basic parameters of clutch with optimum method. The practicability of optimum method is testified by the example.Keywords: clutch; basic parameters ; optimum design目录摘要I第一章绪论 11.1 研究背景 11.2 研究意义 21.3 国内外现状 31.3.1 离合器的总类与发展 31.3.2 离合器的研究现状 41.3.3 主要研究内容 5第二章离合器的介绍 62.1 离合器结构组成与工作过程 6 2.2 摩擦离合器的介绍82.2.1 摩擦离合器的分类82.2.2 摩擦离合器的结构形式82.2.3 摩擦离合器的摩擦面材料9 2.2.4 摩擦离合器压盘的传力方式9 2.2.5 离合器的操作机构10第三章离合器基本参数的分析13 3.1 离合器主体部分基本参数133.1.1 后备系数143.1.2 单位面积压力143.1.3 摩擦片外径、内径和厚度15 3.2 离合器扭转减震器基本参数16 3.2.1 扭转减震器刚度163.2.2 扭转减振器最大摩擦力矩16 3.3.3 扭转减振器的预紧力矩163.3 离合器操纵机构的基本参数17 3.3.1 踏板力173.3.2 踏板行程18第四章优化分析194.1 优化设计概论194.1.1 基本概念194.1.2 优化过程194.1.3 优化设计建模204.2 离合器基本参数优化建模 214.2.1 基于离合器尺寸形状的优化214.2.2 基于离合器扭转振动特性的优化244.2.3 基于离合器操作舒适性的优化27第五章总结与展望305.1 总结305.2 展望30参考文献34致谢35第一章绪论1.1 研究背景1953年我国成立了第一汽车制造厂，最初汽车作为一种交通工具产生。
QCT25-2004汽车干摩擦式离合器总成技术条件
QC/T 25-2004（2004-02-10发布，2004-08-01实施）代替QC/T 25-1992前言本标准是在QC/T 25—1992的基础上修订而成。
本标准自实施之日起，同时代替QC/T 25—1992。
本标准与QC/T 25—1992的主要技术差异如下：——调整了原标准中离合器的滑动摩擦力矩和热负荷等要求；——增加了滑动摩擦系数和盖总成静态分离耐久性要求。
本标准由中国汽车工业协会提出。
本标准由全国汽车标准化技术委员会归口。
本标准起草单位：上海离合器总厂(现改名为上海萨克斯动力总成部件系统有限公司)、南京法雷奥离合器有限公司、长春一东离合器股份有限公司、东传公司苏州汽车配件分公司。
本标准主要起草人：赵永彬、陈祥、袁念诗、宋顺东、朱福培。
QC/T 25-2004汽车干摩擦式离合器总成技术条件1 范围本标准规定了汽车干摩擦式离合器总成(包括盖总成和从动盘总成，以下简称离合器)的术语和定义、技术要求、试验方法、检验规则、标志、包装、运输和贮存。
本标准适用于汽车干摩擦式离合器。
2 规范性引用文件下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。
凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单(不包括勘误的内容)或修订版均不适用于本标准。
然而，鼓励根据本标准达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。
凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本标准。
QC/T 27—2004汽车干摩擦式离合器总成台架试验方法3 术语和定义下列术语和定义适用于本标准。
3.1 分离行程release travel在规定工况下，离合器从完全接合到彻底分离时的分离指(杆)行程。
3.2 分离力release load分离过程中，施加于盖总成分离指(杆)端的作用力。
3.3 压盘升程lift在规定的分离行程条件下，压盘工作平面上各点位移中的最小值。
3.4 压盘倾斜量pressure plate parallelism在规定的分离行程条件下，压盘工作平面上各点位移中最大值与最小值之差。
离合器设计(推式膜片弹簧)
辽宁工业大学汽车设计课程设计（论文）题目： 1.6LMT马自达3轿车离合器设计院（系）：汽车与交通工程学院专业班级：车辆工程075学号：071201127学生姓名：张相坤指导教师：王天利教师职称：教授起止时间：2012.1.8～2012.2.25课程设计（论文）任务及评语目录第1章离合器设计的目的和要求 (1)1.1离合器设计的目的 (1)1.2离合器设计的要求 (1)第2章离合器设计的内容和方案的分析与确定 (2)2.1离合器设计的内容 (2)2.2离合器方案的分析与确定 (2)第3章主要零部件设计计算和验算的简要过程 (5)3.1 摩擦片的设计 (5)3.2 离合器基本参数的优化 (7)3.3 膜片弹簧的设计 (10)第4章主要部件结构设计说明 (15)4.1从动盘总成的设计 (15)4.2离合器盖和压盘的方式选择 (16)4.3分离轴承的选择 (17)4.4离合器的通风散热 (17)4.5扭转减振器的设计 (17)4.6离合器的操纵机构选择 (21)第5章经济、技术分析及对设计所作的简要评语 (22)5.1经济、技术分析 (22)5.2简评 (22)参考文献 (23)致谢 (24)附录 (25)第1章离合器设计的目的和要求1.1离合器设计的目的离合器是汽车传动系统中直接与发动机相联系的部件，按其功能要求，在结构上主要由主动部分 (发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分 (从动盘)压紧机构 (压紧弹簧)和操纵机构 (分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)等组成。
主要作用是保证汽车起步平稳，保证传动系统换挡时工作平顺，防止传动系统过载等，本次马自达3轿车离合器设计的目的是通过本课程设计，掌握膜片弹簧压紧型式的离合器的设计方法、步骤，进一步了解离合器的工作状况和性能，提高机械产品的设计能力。
1.2离合器设计的要求摩擦式离合器的结构类型非常多，而且有多种组合方式，但不管哪种结构类型，也不管什么组合方式，对它们的使用要求是一致的。
简述膜片弹簧离合器基本参数的确定方法
系数使离合器的尺寸增大，操纵力增加，并会造成传动系过载。
同时，由于本次是后备功率大的越野车膜片弹簧离合器设计，
还应结合越野车使用工况，确定离合器后备系数。参阅统计资料，
据表二，便可确定后备系数 β。
表二 汽车离合器后备系数β推荐值
车 型
后备系数 β
轿车和微型、轻型货车
１．２０－１．７５
压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的 Ｈ／ｈ 一
般为 １．５—２，板厚 ｈ 为 ２—４ｍｍ。所以，在范围内选取 ｈ 后根
据比值参考值范围，确定 Ｈ。
２． 弹簧自由状态时碟簧部分的大端、小端半径 Ｒ、ｒ 以及比
值 Ｒ／ｒ 的确定
研究表明，Ｒ／ｒ 越大，弹簧利用率就越低，弹簧越硬，弹性
特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。根据布置和压
１８．５ 之间。
在选择完参数后代入经验公式得到一个 Ｄ 的初始值。而摩
擦片外径、内径、厚度等基本尺寸应符合汽车离合器摩擦片尺
寸标准系列。故参考表一，根据 Ｄ 的初始值，选择最接近标准
值的尺寸参数，从而确定摩擦片外径、内径、厚度尺寸。
表一 摩擦片尺寸系列
Ｄ
１６０
（ｍｍ）
ｄ
１１０
（ｍｍ）
ｂ
３．２
（ｍｍ）
三、离合器基本参数校核及约束
（下转第 224 页）
·225·
当代教育实践与教学研究
庄子首先承认言与意存在明确的对应关系，但他又指出，要想 真正地体悟道，进入“得意”的境界那就需要“忘言”，超脱 于言语的层面并进入到对道及意的无限的默认与体悟之中。庄 子将言意矛盾的解决落实到“得意忘言”这一体悟方式上，这 在古代文论中是极具开创性启发性的思想。
汽车离合器摩擦面片标准
汽车离合器摩擦面片是连接发动机和变速器的重要部件，其工作质量直接影响到汽车的行驶性能和乘坐舒适度。
为了确保离合器摩擦面片的可靠性和耐用性，制定了一系列相关的标准。
本文将就汽车离合器摩擦面片的标准进行详细介绍。
一、国家标准国家标准是我国汽车离合器摩擦面片制造与质量控制的基础。
根据国家标准，离合器摩擦面片应满足以下几个方面的要求：1. 材料要求：离合器摩擦面片的材料应选用高温耐磨、抗腐蚀的材料，如石棉、铜、钢等。
材料的强度、硬度、热稳定性等指标应符合国家标准的要求。
2. 尺寸要求：离合器摩擦面片的尺寸应符合设计要求，包括外径、内径、厚度等。
尺寸偏差应控制在合理范围内，以确保摩擦片能够正确安装、协调工作。
3. 摩擦系数要求：离合器摩擦面片的摩擦系数是评价其工作性能的重要指标。
摩擦系数应根据车辆类型、使用条件等因素进行选择，并应符合国家标准的规定。
4. 耐久性要求：离合器摩擦面片应具有良好的耐久性，能够在长期磨擦和高温环境下保持稳定的工作性能。
耐久性测试应符合国家标准的要求。
二、行业标准除了国家标准外，汽车行业还制定了一些行业标准，以进一步规范离合器摩擦面片的制造和使用。
行业标准主要包括以下几个方面的内容：1. 制造工艺要求：行业标准对离合器摩擦面片的制造工艺提出了详细的要求，包括材料的选择、加工工艺、装配要求等。
制造商应按照行业标准执行制造工艺，确保产品质量和一致性。
2. 检测方法要求：行业标准规定了离合器摩擦面片的检测方法和技术参数，包括外观检查、尺寸测量、摩擦系数测试等。
制造商应按照行业标准进行产品检测，确保产品符合规定要求。
3. 质量控制要求：行业标准对离合器摩擦面片的质量控制提出了具体要求，包括产品质量管理体系、质量检验规程、不良品处理等。
制造商应建立健全的质量控制体系，确保产品质量可控可靠。
三、企业标准除了国家标准和行业标准外，一些汽车制造企业还会制定自己的离合器摩擦面片标准，以满足特定需求或提高产品性能。
2 离合器基本参数分析
2 离合器基本参数分析摩擦离合器靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩。
根据摩擦定律，离合器的静摩擦力矩可表示为：T =fFZR (1)式中，T 为静摩擦力矩(N·m)；f为摩擦表面间的静摩擦系数；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力(N)；R 为摩擦片的平均摩擦半径(m)；Z为摩擦面数。
假设摩擦片上压力均匀，则有：Rc一一丽D2+Dd+d2F—p。
A—p。
~—r(D 2-dz)汽车离合器基本参数的优化设计式中，P。
为摩擦面单位面积上的压力(N／m。
)；A为一个摩擦面的面积(m )；D 为摩擦片外径(m)；d为摩擦片内径(m)。
将式(2)、式(3)代入式(1)得：T = fZp。
D。
(1一c。
) (4)上厶式中，c为摩擦片内外径之比，c=d／D。
为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机最大转矩，即：T 一一 (5)式中，T一为发动机最大转矩(N·m)；p为离合器的后备系数，p>1。
由以上分析可知，离合器的基本参数主要有性能参数p和P。
、尺寸参数d和D。
后备系数p反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度，是重要的离合器设计参数，各类汽车p的取值范围见表1。
单位面积压力P。
对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率大小、摩擦片尺寸、摩擦片材料、质量和后备系数等因素。
根据摩擦片材料，P。
按表2选取。
表1 各类汽车B的取值范围轿车和轻型货车 p一1．2～1．75中型和重型货车 p一1．5～2．25越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车 p一1．8～4．0表2 po的取值范围石棉基材料 po一0．10～0．35MPa烧结金属材料 P0-0．35～0．60MPa金属陶瓷材料 po一0．70～1．50MPa当离合器结构型式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩T一已知，结合式(1)和式(5)，适当选取后备系数p和单位压力P。
【精品】汽车膜片弹簧离合器课程设计主要计算和注意问题
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96/5000KW/rpm最大扭矩220/3500N·m/rpm2.1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 ·m ）来确定D 时，有下列公式可作参考：AT D e /100max =【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：maxe 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。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
技术参数:车型：沃尔沃整车质量（kg）：1637最大扭矩/转速（N•m/rpm）：400/4000主减速比：3.38一档速比：3.77滚动半径：306mm4、离合器主要参数的选择4.1后备系数β后备系数β是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。
在选择β时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。
乘用车β选择：1.20～1.75 ，本次设计取β = 1.2。
4.2摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。
摩擦因数f的取值范围见下表。
表4-1 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦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0.70～1.50本次设计取f = 0.30 。
摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。
本次设计取单片离合器Z = 2 。
离合器间隙△t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，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。
该间隙△t一般为3～4mm 。
本次设计取△t =3 mm 。
4.3单位压力p单位压力p 决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。
p 取值范围见表4-2。
表4-2 摩擦片单位压力p 的取值范围摩擦片材料单位压力p /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0.70～1.50p 选择：0.10 MPa ≤ p0 ≤ 1.50 MPa ，本次设计取p = 0.3MPa 。
4.4摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。
D = = ≈292 mm (2-1)取D =250 mm当摩擦片外径D确定后，摩擦片内径d可根据d/D在0.53～0.70之间来确定。
取c = d/D = 0.62 ，d = 0.6D = 0.62 250 = 155 mm ，取d = 150 mm摩擦片厚度b主要有3.2 mm、3.5 mm、4.0 mm三种。
取b = 3.5 mm 。
T = βT = 1.2 400 = 480 N.m5、离合器的设计与计算5.1离合器基本参数的优化设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。
这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。
下面采用优化的方法来确定这些参数。
1）摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度v 不超过65～70m/s，即v = n D 10 = 4000 250 10 =65.4/s ≤65～70m/s (2-2)符合要求。
式中, v 为摩擦片最大圆周速度(m/s);n 为发动机最高转速(r/min)。
2）摩擦片的内、外径比c应在0.53～0.70范围内，本次设计取c = 0.62 。
3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同的车型的β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0 ，本次设计取β= 1.20 。
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2R 约50mm，即d > 2R + 50 mm5）为降低离合器滑磨时的热负荷,防止摩擦片损伤,对于不同车型,单位压力p 根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p 的最大范围为0.10～1.50 Mpa。
本次设计取p = 0.3 MPa 。
6）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，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于其许用值[w]。
汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：W = ( ) = ( ) = 13237.4 (J) (2-4)式中，m 为汽车总质量(kg)；rr 为轮胎滚动半径(m)；i 为汽车起步时所用变速器档位的传动比；i 为主减速器传动比；n 为发动机转速(r/min)；乘用车n 取2000 r/min 。
w = = = 0.21 < [w] = 0.4 J/mm (2-5)满足要求5.3膜片弹簧基本参数的选择1）比值H/h 和h 的选择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的H/h 一般为1.5～2.0 ，板厚h 为2～4 mm 。
取h = 2 mm ，H/h =1.7 ，即H = 1.7h =3.4 mm 。
2）R/r比值和R、r的选择研究表明。
R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲受直径误差的影响越大，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较均匀，拉式膜片弹簧的r值宜为大于或等级R 。
即R=摩擦片外径120取R/r = 1.3 ，R =r/1.3 = 92.3 mm 。
3）α的选择膜片弹簧自由状态下圆锥角α与内截锥高度H关系密切，α一般在9°～15°范围内。
α = arctan H/(R-r) = 10°，符合要求。
4.）分离指数目n的选取分离指数目n常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12 。
取分离之数目n =18 。
5）膜片弹簧小段内半径r 及分离轴承作用半径r 的确定r 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。
r 应大于r 。
I轴外径D>= =34.73P=T*n/9550=400x4000/9550=209.42取r >I轴花键外径=40由文献[4]得知花键尺寸d=36 D=40 B=76）切槽宽度δ 、δ 及半径r 的确定δ = 3.2～3.5 mm，δ = 9～10 mm，r 的取值应满足r - r ≥ δ 。
本次设计取δ = 3.5 mm，δ = 10 mm ，r ≤ r -δ = 92.3 mm 。
7）压盘加载点半径R 和支承环加载点半径r 的确定R =118 r =92.35.4 膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。
1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h 与初始底锥角α≈H/(R-r)应在一定范围内，即1.6 ≤ H/h = 1.7 ≤2.29°≤α≈H/(R-r)=10°≤ 15°2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.20 ≤ R/r=1.20 ≤ 1.353.5≤R / r0=2.4 ≤5.0=2.43）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即(D+d)/4 ≤ r1 = 92.3 ≤ D/24）根据弹簧结构布置要求，R1与R，rf与r0之差应在一定范围内，即1 ≤ R-R1 =2 ≤ 70 ≤ rf-r0 = 2 ≤ 45）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选取，即3.5 ≤ =4.2 ≤ 9.06、主要零部件的结构设计6.1扭转减振器的设计6.1.1扭转减振器的概述扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。
弹性元件的主要作用是降低传动系的首段扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。
因此，扭转减振器具有如下功能：1）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。
2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。
3）控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振及噪声。
4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。
减振器的扭转刚度k 和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩T 是两个主要参数，决定了减振器的减震效果。
其设计参数还包括极限转矩T 、预紧转矩T 和极限转角等。
6.1.2扭转减振器的设计1）极限转矩T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的间隙△时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。
它受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取T = (1.5～2.0) T (2-6)一般乘用车：系数取2.0 即T = 2 T = 800 N•m2）扭转角刚度K ≤13T =13x800=104003）阻尼摩擦转矩T由于减振器扭转刚度k 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T 。
一般可按下式初选：T =(0.06～0.17)T (2-7)取T = 0.1T = 40 N•m4）预紧转矩T减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
研究表明，T 增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。
但是T 不应大于T ，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取T = (0.05～0.15)T (2-8)取T = 0.1T =40 N•m5）减振弹簧的位置半径RR0 的尺寸应尽可能大些，一般取R =(0.60～0.75)d/2 (2-10)R0 = 0.70d/2 = 54.25 mm6）减振弹簧个数ZZ 参照表6-1选取。
表6-1 减振弹簧个数的选取摩擦片外径D/mm 225～250 250～325 325～350 >350Z4～6 6～8 8～10 >10摩擦片外径D = 250 mm ，可选择Z 为6～8，选取Z =67）减振弹簧总压力F当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减震弹簧传递的转矩达到最大值T 时，减震弹簧受到的压力F 为F = T /R = 800000Nmm/54.25 = 14746.5 N (2-11)8）极限转角本次设计取10°。
6.1.3扭转弹簧的设计根据文献[5]129页表5-4查得1）取弹簧钢丝直径d=3mm2）弹簧指数比c=63）曲度系数K’=1.254）弹簧中径Dm=18mm5）外径D=Dm+d=21mm6）弹簧总圈数n=i+1.57）工作负荷下变形f=P/K=308）n=i+1.5=4.79)△f=1.510) =(n-0.5)d+f+△f+0.2=99.211.H= -f=30忽略此处..。