2.1 摩擦片或从动盘设计计算
摩擦片或从动盘的平均外径根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择：
式中β——离合器的后备系数，轿车、轻型货车1.30~1.75，中、重型货车1.60~2.25，越野汽车、挂车2.0~3.5； Z——摩擦面数；
Temax——发动机最大转矩，N木纤维袜子·m；
PΣ——作用在摩擦面上的总压紧力，N；
f——摩擦系数，计算时一般取0.25~0.30。
摩擦片平均摩擦半径Rm（当压力均布时）为：
式中D——摩擦片外径；
瓶嘴
d——摩擦片内径。
当发动机的最大转矩已知，离合器的结构型式和摩擦片材料已定，z和f便已定。选好p0及β，则摩擦片尺寸即可确定。对于石棉基摩擦材料，通常取p0＝0.15~0.25MPa，且较小值用于发动机后备功率较小、离合器使用频繁的汽车，装载质量大或在坏路面上行驶的汽车。当摩擦片外径较大时，为降低其外缘处的热负荷，也应降低p0值。轿车可取0.18~0.28MPa；货车为0.14~0.23MPa；城市公共汽车：一般单片取0.13MPa，大的双片取0.1MPa。粉末冶金摩擦片的p0可取0.35～0.50MPa；金属陶瓷材料允许超过0.70MPa，甚至可达1.5~2.0MPa。选择β时应考虑到：为了能可靠地传递发动机最大转矩及防止过长时间的滑磨，β应取较大值；为了防止传动系过载、保证操纵轻便以及使离合器尺寸不致过大，卢应取较小值。当发动机后备功率大，使用条件好，离合器压盘的压力在使用中可调整或变化不大时，车辆定位β可选小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车以及为了提高起步能力、减少滑磨时，β可取大些。
为了便于布置扭转减振器，要求加大内径，从而加大了内、外径之比值。此比值的增大也有利于离合器的散热和减小摩擦片内外缘滑磨速度差。但过多地增大此比值会使摩擦面积减小，影响传递转矩的能力。一般来说对高速发动机此比值应取大些。 2.2.1 圆柱螺旋弹簧
周置圆柱螺旋弹簧的数目约为6~24个，不宜太少，以便得到均匀的压力，且应是分离杠杆数目的整数倍，以避免压盘在分离时偏斜。在确定弹簧数目时应考虑到对轻、中型装载量的汽车来说，每个弹簧的压紧力不应超过600~700N；而对大型汽车来说则不应超过1000N。螺旋弹簧的两端应拼紧并磨平以便使两端支承面较大、各圈受力均匀，且弹簧的垂直度偏差较小。周置压紧弹簧的外径通常限制在27~30mm之间，以便把同样的压簧装在不同尺寸的离合器上。有时离合器厂还把用得较多的一些弹簧的工作高度做成相同的尺寸，而用改变钢丝直径和工作圈数的方法获得不同压紧力，以利于在不同的离合器上通用。
（1）弹簧钢丝直径
式中P——工作负荷；
K'——曲度系数，K'=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C；
C——弹簧指数，取6~8；
[τ]——许用应力。
对于汽车离合器压簧，推荐其许用应力为700MPa，一般不应超过700~750MPa；最大应力不应超过800~900MPa。
（2）工作圈数
式中G——剪切弹性模量，钢材：G=8×104~8.3×104MPa；
Dm——弹簧中径，Dm=D-d，其中D为弹簧外径，mm；
K——弹簧刚度，一般20~45N/mm。
2.2.2 膜片弹簧
n0705膜片弹簧基本参数的选择
（1）比值H／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离合器多取1.5<（H/h）<2。
（2）膜片弹簧工作点位置的选择
汽车离合器膜片弹簧特性曲线的形状如图5·28所示。选择好曲线上的几个特定工作点的位置很重要。拐点T对应着膜片弹簧的压平位置，而λ1T为曲线凸点M和凹点N的横坐标平均值。B点为新离合器（摩擦片无磨损）在接合状态时的工作点，通常取在使其横坐标为久λ1B＝（0.8~1.0）λ1T的位置，以保证摩擦片在最大磨损Δλ后的工作点A处压紧力变化不大。摩擦片总的最大允许磨损量Δλ可按下式求得：
Δλ=Zc·ΔS0
式中Zc——离合器的摩擦片工作表面数目，例单片Zc=2；
ΔS0——每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为0.5~1mm。
C点为离合器彻底分离时的工作点。它以靠近N点为好，以减小分离轴承的推力使操纵轻便。
（3）R及R／r的选择
膜片弹簧的大端半径只应根据结构要求和摩擦片的尺寸来确定。比值R／r的选定影响到材料的利用效率。R／r愈小，则弹簧材料的利用效率愈好。碟形弹簧储存弹性能的能力在R／r=1.8~2.0为最大，用于缓和冲击、吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧最佳。但对汽车离合器膜片弹簧来说，并不要求储存大量的弹性能，而应根据结构布置及压紧力的需要，通常取R／r＝1.2~1.3(即1.25左右)。
（4）膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角α
α在10~12度范围内选择。
（5）膜片弹簧小端半径ri及分离轴承作用半径rf
ri由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴的花键外径。rf应大于ri。
（6）分离指的数目n和切槽宽δ1、δ2及半径re
n多取为18；δ1=3.2~3.5mm；δ2=9~10mm；re的取值应满足（r─re）>δ2。
（7）支承圈平均半径rl和膜片弹簧与压盘的接触半径R1
rl与Rl的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于r且尽量接近r；R1应略小于且尽量接近于R。
2.3 扭转减振器的参数选择与设计计算
为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性——阻尼装置，它就是装在离合器从动盘上的扭转减振器。其弹性元件用来降低传动系前端的扭转刚度，降低传动系
扭振系统三节点振型的固有频率，以便将较为严重的扭振车速移出常用车速范围(当然，在实际中要做到这一点是非常困难的)；其阻尼元件用来消耗扭振能量，从而可有效地降低传动系的共振载荷、非共振载荷及噪声。
采用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器得到了最广泛的应用。在这种结构中，从动片和从动盘毂上都开有6个窗口，在每个窗口中装有一个减振弹簧，因而发动机转矩由从动片传给从动盘毂时必须通过沿从动片圆周切向布置的弹簧，这样即将从动片和从动盘毂弹性地连接在一起，从而改变了传动系统的刚度。当6个弹簧属同一规格并同时起作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。这种具有线性特性的扭转减振器，结构较简单，广泛用于汽油机汽车中。当6个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进入工作时，则称为两级或三级非线性扭转减振器。这种非线性扭转减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。柴油机的怠速旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮轮齿间的敲击。为此，可使扭转减振器具有两级或三级非线性弹性特性。第一级刚度很小，称怠速级，对降低变速器怠速噪声效果显著。线性扭转减振器只能在一种载荷工况（通常为发动机最大转矩）下有效地工作，而三级非线性扭转减振器的弹性特性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围，这有利于避免传动系共振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和
噪声。
减振器的阻尼元件多采用摩擦片，阻尼摩擦片的正压力靠从动片与减振盘问的连接铆钉建立。为了保证正压力从而阻尼力矩的稳定，可加进碟形弹簧或压紧弹簧。
（1）扭转减振器的极限转矩Tj
扭转减振器的极限转矩由减振弹簧的最大变形量来确定，他规定了减振器起作用的转矩上限。可按下式选择：
实验证明，当扭转减振器的极限转矩Tj与汽车驱动轮的最大附着力矩Tφmax相等时，传动系动载荷最小。因此，Tjmhhpa可按下式选取：
式中G2——满载汽车驱动桥给水平地面的载荷，N；
φ——附着系数，取0.8；
rr——车轮滚动半径，m；
i0——主减速比；
ig1——变速器一档传动比。
（2）扭转减振器的角刚度Ca
扭转减振器的角刚度Ca（N·m／rad）是指离合器从动片相对于其从动盘毂转1rad（或1º）所需的转矩值（当减振器无阻尼时）。角刚度决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸，即
式中T——加在从动片上的转矩（当减振器无阻尼时），N·m；
θ——从动片相对于从动盘毂转过的角度，rad；
K——每个减振弹簧的(线)刚度，N／mm；
n——减振弹簧个数；
网吧专用机箱Rl——减振弹簧的分布半径，m。
可按下式初选：
Ca≤13Tj
（3）扭转减振器的摩擦力矩Tf
由于角刚度C。受传扭要求的限制不可能很低，故在发动机转速范围内共振现象常常难以避免。减振器的阻尼装置可用于减小共振振幅并尽快衰减振动。为此，必须合理地选择阻尼装置的摩擦力矩Tf，以使系统扭转振动的振幅为最小。
计算与实践表明，对现代汽车的扭转减振器，其摩擦力矩可按下式选取：
（4）预紧力矩Ty
对于线性特性的减振器，减振弹簧在安装时应有预紧。预紧力矩值不应大于摩擦力矩，一般取
（5）极限转角θmax
即减振器主、从动部分的最大相对转角。一般为3.0º~4.5º。对于多级的变刚度减振器，θmax较大且随级数的增加而增大，有的达12º左右。
2.4 压盘
压盘形状较复杂，要求传热性好、具有较高的摩擦系数及耐磨。故通常由灰铸铁HT200铸成，金相组织呈珠光体结构，硬度HB170~227。另外可添加少量金属元素（如镍、铁、锰合金等）以增强其机械强度。压盘的外径可根据摩擦片的外径由结构确定。为了使每次接合的温升不致过高，压盘应具有足够大的质量以吸收热量；为了保证在受热情况下不致翘曲变形，压盘应具有足够大的刚度且一般都较厚（载货汽车的离合器压盘，其厚度一般不小于15mm）。此外，压盘的结构设计还应注意其通风冷却要好，例如在压盘体内铸出导
风槽。压盘的厚度初步确定后，应校核离合器一次接合的温升不应超过8~10度。
压盘与飞轮通过弹性传动片连接时，则传动片应进行拉伸应力的强度校核；若通过凸块一窗孔、传力销或键连接时，则应进行挤压应力的强度校核：
式中γ——考虑发动机转矩Temax分配到压盘上的比例系数，单片离合器取γ＝0.5；
R——力的作用半径，m；
Z——工作元件（例凸块一窗孔、传动销、键）的数目；
F——接触面积，mm2。
2.5 从动片与从动盘彀
从动片通常用1.3~2.0mm厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至0.65~1.0mm，以减小其转动惯量。从动片的材料与其结构型式有关，整体式即不带波形弹
的从动片，一般用高碳钢（50或85号钢）或65Mn钢板，热处理硬度HRC38~48；采用波形弹的分开式（或组合式）从动片，从动片采用08钢板，氰化表面硬度HRC45，层深0.2~0.3mm；波形弹采用65Mn钢板，热处理硬度HRC43~5l。
从动盘毂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，以便从动盘毂能作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GBll44—74选取。从动盘毂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。
2.6 分离杠杆
分离杠杆由35号钢等中碳钢锻造（锻件硬度HBl31～156），或由低碳（08）钢板冲压而成。为了提高耐磨性，均进行表面氰化处理，层深0.15~0.30mm，硬度HRC58~63。
2.7 离合器盖
一般采用厚2.5~5mm的低碳钢（08、10）钢板冲压制造。中央弹簧离合器和重型汽车离合器的离合器盖则采用HT200灰铸铁铸造，以增强其刚性。离合器盖的形状和尺寸由离合器
的结构设计确定。在为了加强通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的人口和出口等通风窗，甚至将盖设计成带有鼓风叶片的结构。
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