(完整版)离合器计算与设计
汽车设计0204第二章 离合器设计 第四节 设计与计算
Gd ns 3 8D p K
切变模量G=83~103 N/mm24§2-Fra bibliotek离合器的设计与计算
二、圆柱弹簧 3.弹簧工作圈数ns，总圈数ns'
弹簧刚度K=20~45 N/mm
或
F F K f
Δf—分离过程弹簧的变形量Δf(mm) 单盘 1.1～2.6
双盘
3.0～3.6
ns' =ns +(1.5~2.0)
三、膜片弹簧
2.弹簧特性计算公式
Eh1 ln( R / r ) Rr 1 R r 2 F1 ( H 1 )( H )h 2 2 6(1 ) ( R1 r1 ) R1 r1 2 R1 r1
膜片弹簧的计算公式由碟形弹簧的计算 公式得来。
假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚 性地绕此断面上的某中性点O转动(图2-10)。
通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷 F1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变 形为λ1(mm) (图2-12b)，则膜片弹簧的弹性特性 (图2-11)如下式表示。
§2-4离合器的设计与计算
§2-4离合器的设计与计算
§2-4离合器的设计与计算
4.计算弹簧自由状态的高度H
H=ns' d+(ns +1)δ+ Δf+f δ=0.5~1.5 f=F/K 分离状态下的最小长度 Hmin=(ns +1)δ+ ns' d mm
§2-4离合器的设计与计算
三、膜片弹簧的弹性特性
1.膜片弹簧的优点：见前述。
2.膜片弹簧的载荷与变形的关系
膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度 H； 膜片弹簧钢板厚度 h ； 自由状态下碟簧部分大端半径 R；
(完整版)汽车离合器课程设计(最新整理)
目 录一、离合器概述------------------------------------------------------- 2二、设计要求及技术参数----------------------------------------------- 2(一)设计基本要求------------------------------------------------- 2(二)技术参数----------------------------------------------------- 2三、结构方案分析----------------------------------------------------- 2(一)从动盘数的选择----------------------------------------------- 2(二)压紧弹簧和布置形式的选择------------------------------------- 3四、离合器主要参数选择----------------------------------------------- 3(一)后备系数-----------------------------------------------------3β(二)摩擦因数f 、摩擦面数Z 和离合器间隙△t------------------------- 3(三)单位压力P 0---------------------------------------------------- 4(四)摩擦片外径D 、内径d 和厚度b----------------------------------- 5(五)对所取摩擦片标准尺寸进行验证---------------------------------- 5五、离合器的设计与计算------------------------------------------------ 6(一)离合器基本参数的优化------------------------------------------ 6六、膜片弹簧的设计---------------------------------------------------- 7(一)膜片弹簧的弹性特性曲线---------------------------------------- 8(二)膜片弹簧的基本参数的选择-------------------------------------- 8(三)特性曲线的绘制------------------------------------------- 911F λ-七、膜片弹簧的强度计算与校核------------------------------------------ 12八、膜片弹簧的优化设计------------------------------------------------ 13九、主要零部件的设计-------------------------------------------------- 14(一)扭转减震器的设计---------------------------------------------- 14(二)从动盘总成的设计---------------------------------------------- 17(三)离合器盖总成的设计-------------------------------------------- 19(四)压盘的设计---------------------------------------------------- 19十、离合器的操纵机构-------------------------------------------------- 20十一、设计小结---------------------------------------------------------- 20十二、参考文献---------------------------------------------------------- 21一、离合器概述对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连的总成。
整车离合系统计算(滑磨功+离合器储备系数 离合器性能设计计算书
离合器设计计算书一、滑磨功及温升计算滑磨功计算公式：L=m·r r2·n e2·（n2/1800） /（i g2·i o2）（一档）单位面积滑磨功：L/S/2温升：t=Y·L/(m·c)式中： L–滑磨功m–汽车整备质量（2850kg）r r–车轮滚动半径（0.377m）n e–发动机转速（按照1500r/min）i g–变速器传动比(一档起步4.313)i o–驱动桥传动比(4.1)c–压盘的比热容，铸铁比热容为481.4J/(kg·℃)m–压盘质量，为3.85kgY–传到压盘的热量所占的比例。
对于单片离合器，Y=0.5；摩擦片外径：265mm 摩擦片内径：175mm计算得滑磨功：L=15980.92单位面积滑磨功：L/S/2=0.257 (J/mm2)温升：t=Y·L/(m·c) =4.31℃结论：滑磨功的评定是通过温升来判断的，如计算得到单位面积滑磨功≤0.28 J/mm2，一次一档起步温升在8℃以下，即可以满足使用要求，由计算结果可见滑磨功及温升满足要求。
二、后备系数计算离合器盖总成扭矩容量计算公式：Tc=F·μ·Z·Rc=448N.m式中：Tc–离合器传扭能力，[Tc]为N·mF–离合器最小压紧力（6700N）μ–摩擦系数（经试验测得μ最小为0.33，为保险起见计算时按0.3取值）Z–摩擦片面数，单片离合器Z取2Rc=（D3-d3）/（D2-d2）/3–摩擦面有效半径，[Rc]为mmD–摩擦片外径（265mm）d–摩擦片内径（175mm）后备系数公式：β=Tc/Temax=1.72式中：Tc –离合器传扭能力（通过上式得到Tc为448N.m）Temax –发动机最大扭矩（260N.m）结论：后备系数1.72满足此类车型要求。
三、踏板力计算当离合器峰值分离力：1950N 拨叉比：2，液压比：1.69，踏板杠杆比6.132，得踏板力=1950/6.132/2/1.69/0.85=111N四、踏板行程计算分离系统杠杆比：i=20.73（踏板比：6.132，液压比：1.69，拨叉比：2）踏板总行程：L1=L*i/η+L2=164+9.2=173.2式中：i-分离系统杠杆比L-离合器分离行程(7.5mm)L1-踏板行程L2-空行程（9.2mm）η-行程效率（0.95mm）结论：现离合器分离行程为7.5mm，计算踏板行程在173.2左右，超出设计值165。
离合器的相关计算
通过气压传递扭矩，适 用于高速运转和重载工
况。
离合器规格
离合器尺寸
根据工作需求选择合适的尺寸，包括直径、宽度 和长度等参数。
离合器转速
根据输入输出转速选择合适的离合器转速，确保 正常工作。
离合器负载
根据工作负载选择合适的离合器，确保能够承受 足够的扭矩和冲击。
离合器材料
01
02
03
金属材料
如铸铁、铸钢、铝合金等， 具有较高的强度和耐磨性。
离合器的相关计算
• 离合器基本参数 • 离合器计算公式 • 离合器设计流程 • 离合器性能测试 • 离合器应用案例
01
离合器基本参数
离合器类型
摩擦片离合器
电磁离合器
液力离合器
气压离合器
利用摩擦力传递扭矩， 具有缓冲和减震作用。
通过磁场传递扭矩，响 应速度快，控制精度高。
利用液体介质传递扭矩， 具有自动调节和缓冲功
热对流
热对流是指离合器表面与周围空气之间的热量交换过程。 计算热对流的方法需要考虑周围空气的温度、速度和换热 系数等因素。
03
离合器设计流程
需求分析
确定设计目标
明确离合器的使用场景、性能要求和 使用寿命等。
市场调研
了解同类产品的性能、价格和用户反 馈，以便进行有针对性的设计。
参数设定
输入参数
设定离合器的输入功率、转速和转矩 等参数。源自扭矩传递计算扭矩传递
扭矩传递是衡量离合器传递扭矩的能力，它是衡量离合器性能的重要指标。计算扭矩传递的方法需要根据离合器的具 体结构和工况进行选择。
静态扭矩传递
静态扭矩传递是指在静止状态下，离合器能够传递的最大扭矩。计算方法是根据离合器的几何尺寸、摩擦系数和最大 静摩擦力矩进行计算。
离合器的设计计算及说明
第3章 离合器的设计计算及说明3.1 离合器设计所需数据表3.1 离合器原始数据汽车的驱动形式 6×6汽车最大加载质量 20550 kg 汽车的质量 11450 kg发动机位置 前置发动机最大功率 280KW 发动机最大转速 1400r/min发动机最大扭矩 ≥109kgf.m离合器形式 单片干式GF420气助力操纵形式 液压人力操纵 摩擦片最大外径 f=420mm 踏板行程 150~80mmi g1=13.04 i g2=8.48 i g3=6.04 i g4=4.39 i g5=3.43 i g6=2.47 i g7=1.76 i g8=1.28i g9=1.00 i gR =11.77（R ）汽车最大时速85km/h3.2 离合器主要参数的选择后备系数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。
（1）后备系数β是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择β时，应从以下几个方面考虑：a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。
通常轿车和轻型货车β=1.2～1.75。
结合设计实际情况，故选择β=1.5。
则有β可有表3.2查得 β＝2.0。
表3.2 离合器后备系数的取值范围车型后备系数β 乘用车及最大总质量小于6t 的商用车 1.20～1.75 最大总质量为6～14t 的商用车1.50～2.25 挂车1.80～4.00摩擦片的外径可有式:max e D T K D （3.3） 求得D K 为直径系数，取值见表3.3 取16=D K 得D=221.11mm 。
(20)2.4离合器的设计与计算
2.4离合器的设计与计算[P2]-离合器基本参数优化设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数,这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能。
因此，离合器基本参数的优化设计变量选为离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d o[P3]离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为[P4]约束条件包括摩擦片的外径D的最大圆周速度、摩擦片的内外径比C f为保证离合器可靠传递转矩，选定合适的B范围；为保证扭转减振器的安装，选取合适的摩擦片内径d;为降低离合器清磨时的热负荷，选定单位压力pθ的范围；为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，限定每一次接合的滑磨功。
[P5]（全屏或小窗口）二、膜片弹簧的弹性特性假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点0转动（图2-9）β[P6]（全屏或小窗口）通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷Fl集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为入1,则有如下公式（如图）式中，E为材料的弹性模量，μ为材料的泊松比；H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截推高度；h为膜片弹簧钢板厚度；R、r分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径；Rl.11分别为压盘加载点和支承环加载点半径。
[P7]在膜片弹簧的基本参数中，比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。
通过分析上述公式，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取在根号2和2倍根号2之间，一般为1.5~2.0,板厚h为2~4mm.[P8]（全屏或小窗口）（如图）这是我们确定了H/h的合理比值后，得到的膜片弹簧理想的弹性特性曲线。
曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置。
新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处。
以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力Fl变化不大。
当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C,为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近N点。
汽车离合器设计自动计算
整备质量m（kg）
轮胎规格 车轮半径r（mm）
后桥主减速器比 i0 变速器一挡的传动比 ig
1600
195/65R15 317.2 3.89 3.5
1。离合器
主要参数
的确定
（1）根据
已知参
数，确定
离合器形
由于设计
的是乘用
车，发动
机扭矩一
般不大，
从动盘 所以选
D的选取：
系数KD 14.6
由公式估算得：D K D Te max 208mm
查《离合器摩擦片尺寸系列和参数》表:
D=
225mm
d的选取：
由《离合器摩擦片尺寸系列和参数》表 知，D相应的d值为：
150mm
厚度b： 由《离合器摩擦片尺寸系列参数》表知：
3.5mm
④摩擦因 素f、摩擦 面数Z和离 合器间隙
计算时一般取
摩擦因数 0.25-0.30（或
f：
查表2-4）
此处 取：
0.35
摩擦面 数：
因为是单片离 合器，所以摩 擦面Z=2
离合器间 隙△t:一 般为3～
此处
3mm
取：
（3）摩擦 片尺寸校 核与材料 选择。
1） 判断d/D：
d/D= 符合d/D:(0.53-0.70)的要求！
0.67
2） 判断D是否 因为发动机的最高转速 5200(r/min) 符合要求： 所以摩擦片最大圆周速度 61.3m/s
数：
择：单片
压紧弹簧和布置形式 推式膜片弹簧
选择：
离合器。
（2）确定 离合器主 要参数： ①后备系 数：
查《汽车设计》表2-1知，乘用车后备系数β=1.201.75。取：β=
离合器的设计与计算
第四节 离合器的设计与计算一、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，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能。
1．设计变量后备系数夕可由式(2-1)和式(2-5)确定，可以看出β取决于离合器工作压力F 和离合器的主要尺寸参数D 和d 。
单位压力β。
可由式(2—2)确定，p 0也取决于F 和D 及d 。
因此，离合器基本参数的优化设计变量选为TT FDd x x x X ][][321==2．目标函数离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为)](4min[)(22d D x f -=π3．约束条件 1)摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度VD 不超过65—70m ／s ，即sm D n v e D /70~6510603max ≤⨯=-π(2-7)式中，VD 为摩擦片最大圆周速度(m ／s)；n emax 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，即0．53≤c ≤0．703)为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围 内，最大范围β为1．2～4．0，即1．2≤β≤4．04)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(图2—15)，即d>2Ro+505)为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即][)(40220C C C T d D Z T T ≤-=π （2-8）式中，T co 为单位摩擦面积传递的转矩(N ·m ／mm2)； [T C0]为其允许值(N ·m ／mm2)，按表2—1选取。
表2—1 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (N ·m ／mm2)所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围p 。
为0．10—1．50MPa ，即0．10MPa ≤po ≤1．50MPa7)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，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即][)(422ωπω≤-=d D Z W (2-9)式中，ω为单位摩擦面积滑磨功(J ／mm2)； [ω]为其许用值(J ／mm2)，对于轿车：[ω] =0．40J ／mm2，对于轻型货车： [ω] =0．33J ／mm2，对于重型货车： [ω] =0．25J ／mm2; W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J)，可根据下式计算2202221800g r e i i mar n W π= (2-10)式中，m a 为汽车总质量(kg)；r r 为轮胎滚动半径(m)；i g 为起步时所用变速器挡位的传动比；i 0为主减速器传动比；n e 为发动机转速(r ／min)，计算时轿车取2000r ／min ，货车取 1500r ／min 。
离合器设计计算
第四节离合器的设计与计算一、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，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能。
1．设计变量后备系数夕可由式(2-1)和式(2-5)确定，可以看出β取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。
单位压力β。
可由式(2—2)确定，p 0也取决于F和D及d。
因此，离合器基本参数的优化设计变量选为TT FDd x x x X ][][321==2．目标函数离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为)](4min[)(22d D x f =ℵ3．约束条件1)摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度VD不超过65—70m／s，即s m D n v e D /70~6510603max δ⋅=ℵ(2-7)式中，VD为摩擦片最大圆周速度(m／s)；n emax 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，即0．53≤c≤0．703)为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围β为1．2～4．0，即1．2≤β≤4．04)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(图2—15)，即d>2Ro+505)为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即][)(40220C CC T dD Z T T δ =ℵ（2-8）式中，T co为单位摩擦面积传递的转矩(N·m／mm2)；[T C0]为其允许值(N·m／mm2)，按表2—1选取。
表2—1单位摩擦面积传递转矩的许用值(N·m／mm2)离合器规格D／mm <210>210--250>250—325>325[Tco]X10—90．280．300．350．406)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。
离合器的设计计算及说明
离合器的设计计算及说明章第33.1 离合器设计所需数据离合器原始数据表3.16 6×汽车的驱动形式11450 kg 20550 kg 汽车的质量汽车最大加载质量前置发动机位置1400r/min 280KW 发动机最大转速发动机最大功率109kgf.m ≥发动机最大扭矩 GF420气助力单片干式离合器形式液压人力操纵操纵形式f=420mm 摩擦片最大外径150~80踏板行程mm=1.28i=1.76 i=2.47 i=4.39 i i=3.43 i=13.04 i=8.48 i=6.04 g8g5g7g4g1g3g6g2）（Ri=11.77i=1.00 gRg985km/h汽车最大时速离合器主要参数的选择3.2后备系数β它反映了离合器传递发动机最β是离合器设计中的一个重要参数，后备系数应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可β时，大转矩的可靠程度。
在选择防止传动系过载以及操纵靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、。
= 1.2，本次设计取β轻便等因素。
乘用车β选择：1.20～1.75反映离合器传递发动机最大扭矩的可是离合器的重要参数，）后备系数β（1摩擦片在使用中有一定磨损后，a. 靠程度，选择β时，应从以下几个方面考虑：要c. 离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；。
结合设计实际情况，1.75β=1.2～求能够防止传动系过载。
通常轿车和轻型货车。
故选择β=1.5 2.0。
β＝3.2则有β可有表查得离合器后备系数的取值范围表3.2β后备系数车型1.75 ～乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.202.25 1.50～的商用车最大总质量为6～14t4.001.80 ～挂车: （3.3）求得摩擦片的外径可有式TD?K maxeD．D=221.11mm。
得为直径系数，取值见表3.3 取16KK?DD直径系数的取值范围表3.3车型K直径系数D14.6乘用车) 的商用车单片离合器16.0～18.5(最大总质量为1.8～14.0t)双片离合器13.5～15.0(24.0～22.5最大总质量大于14.0t的商用车):部分,标准如下表(摩擦片的尺寸已系列化和标准化离合器摩擦片尺寸系列和参数表3.4325 300 250 280 180 160 200 225 D\mm 外径190 155 110 175 125 165 140 150 d\mm 内径3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.2 3.5 3.5 /mm厚度0.585 0.589 0.667 0.687 0.700 0.694 0.583 0.620 '3C?10.800 0.657 0.667 0.796 0.762 0.676 0.703 0.802 '?dDC2546160221132106466302402单面面积cm摩擦片的摩擦因数取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑f磨速度等因素。
离合器设计教程
烧伤，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即
ω = 4W ≤ [ω ] π Z (D 2 − d 2 )
（ 2－10 ）
W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(W)，可根据下式计算
π 2 n e2 m a rr2 W = 2 1800 i 02 i g
（ 2－11）
二、膜片弹簧主要参数的选择
π f ( x ) = min (D 2 − d 2 ) 4
3 约束条件
1) 摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度υD不超过65～70m／s，即 π （ 2－8 ） υD = ne max D × 10 −3 ≤ 65 − −75m / s 60 2) 摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70范围内，即 0.53≤c≤0.70
2．单位压力ρ0 单位压力ρ0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、材料及其质量和后备 系数等因素。 离合器使用频繁，发动机后备系数较小时， ρ0应取小些；当摩擦片外径 较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷， ρ0应取小些；后备系数较大 时，可适当增大ρ0 。 3．摩擦片外径D、内径d和厚度 在离合器结构形式及摩擦片材料选定、其他参数已知或选取后，结合式 （2-1）和式（2-5）即可估算出摩擦片尺寸。 摩擦片外径D（mm）也可根据如下经验公式选用
（完整版）膜片弹簧离合器的设计与分析
（完整版）膜⽚弹簧离合器的设计与分析膜⽚弹簧离合器的设计与分析第⼀章离合器概述1.1离合器的简介：联轴器、离合器和制动器是机械传动系统中重要的组成部分，共同被称为机械传动中的三⼤器。
它们涉及到了机械⾏业的各个领域。
⼴泛⽤于矿⼭、冶⾦、航空、兵器、⽔电、化⼯、轻纺和交通运输各部门。
离合器是⼀种可以通过各种操作⽅式，在机器运⾏过程中，根据⼯作的需要使两轴分离或结合的装置。
对于以内燃机为动⼒的汽车，离合器在机械传动系中是作为⼀个独⽴的总成⽽存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连的总成。
⽬前，各种汽车⼴泛采⽤的摩擦离合器是⼀种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动⼒且能分离的装置。
它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、和操纵机构等四部分。
离合器作为⼀个独⽴的部件⽽存在。
它实际上是⼀种依靠其主、从动件之间的摩擦来传递动⼒且能分离的机构，见图1-1离合器⼯作原理图图1-1离合器⼯作原理图1—飞轮；2—从动盘；3—离合器踏板；4—压紧弹簧；5—变速器第⼀轴；6—从动盘毂1.2汽车离合器的主要的功⽤：1.保证汽车平稳起步：起步前汽车处于静⽌状态，如果发动机与变速箱是刚性连接的，⼀旦挂上档，汽车将由于突然接上动⼒突然前冲，不但会造成机件的损伤，⽽且驱动⼒也不⾜以克服汽车前冲产⽣的巨⼤惯性⼒，使发动机转速急剧下降⽽熄⽕。
如果在起步时利⽤离合器暂时将发动机和变速箱分离，然后离合器逐渐接合，由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着滑动磨擦的现象，可以使离合器传出的扭矩由零逐渐增⼤，⽽汽车的驱动⼒也逐渐增⼤，从⽽让汽车平稳地起步。
2.便于换档：汽车⾏驶过程中，经常换⽤不同的变速箱档位，以适应不断变化的⾏驶条件。
如果没有离合器将发动机与变速箱暂时分离，那么变速箱中啮合的传动⼒齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿⾯间的压⼒很⼤⽽难于分开。
另⼀对待啮合齿轮会因⼆者圆周速度不等⽽难于啮合。
即使强⾏进⼊啮合也会产⽣很⼤的齿端冲击，容易损坏机件。
汽车设计之离合器的设计与计算
第四节 离合器的设计与计算一、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，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能。
1．设计变量后备系数夕可由式(2-1)和式(2-5)确定，可以看出β取决于离合器工作压力F 和离合器的主要尺寸参数D 和d 。
单位压力β。
可由式(2—2)确定，p 0也取决于F 和D 及d 。
因此，离合器基本参数的优化设计变量选为TT FDd x x x X ][][321==2．目标函数 离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为)](4min[)(22d D x f -=π3．约束条件 1)摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度VD 不超过65—70m ／s ，即sm D n v e D /70~6510603max ≤⨯=-π(2-7)式中，VD 为摩擦片最大圆周速度(m ／s)；n emax 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，即0．53≤c ≤0．703)为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围 内，最大范围β为1．2～4．0，即1．2≤β≤4．04)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(图2—15)，即d>2Ro+505)为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即][)(40220C C C T d D Z T T ≤-=π （2-8）式中，T co 为单位摩擦面积传递的转矩(N ·m ／mm2)； [T C0]为其允许值(N ·m ／mm2)，按表2—1选取。
表2—1 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (N ·m ／mm2) 离合器规格D ／mm <210>210--250 >250—325 >325 [Tco] X10—9 0．28 0．30 0．35 0．406)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 。
（完整版）离合器计算与设计
（完整版）离合器计算与设计离合器设计与计算本次设计主要是对离合盖器总成中的膜片弹簧、压盘，从动盘总成中的从动片等主要零部件进行详细的计算与设计，其他零部件采用进行简略设计。
设计时已知参数如下：（1）发动机起步转矩；（2）整车质量；（3）车轮滚动半径；（4）发动机起步转速；（5）变速器起步档变速比；（6）主传动比。
3.1离合器设计基本结构尺寸及参数在初步确定离合器结构形式后，要通过离合器的基本结构尺寸和参数具体确定离合器。
离合器设计时所需的基本结构尺寸、参数主要有：（1）摩擦片外径D；（2）单位压力p；（3）后备系数β；在选定以上参数时，以下车辆参数对其有重大影响：（1）发动机最大转矩；（2）整车总质量；（3）传动系总传动比（变速器传动比主减速器传动比）；（4）、车轮滚动半径；3.2 离合器基本参数选取和主要尺寸设计计算3.2.1 离合器转矩容量的确定离合器的基本结构是摩擦传动机构，离合器依靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递转矩。
所以可根据摩擦定律表示出离合器转矩容量公式：(3.1) 式中：为离合器转矩容量；f为摩擦面间的静摩擦因数，一般取0.25—0.30；F为作用在摩擦面上的总压紧力，单位N；为摩擦片的平均摩擦半径，单位m；Z为摩擦面数，单片为2，双片为3。
摩擦片上工作压力F一般在设计离合器时假设摩擦片上压力均匀分布：(3.2)式中：为摩擦面上均匀压力，单位N；A为摩擦面积，单位；D为摩擦片外径，单位m；d为摩擦片内径，单位m。
式(3.1)中有效作用半径公式如下：(3.3) 式中：D为摩擦片外径，单位m；d为摩擦片内径，单位m。
将式(3.2)与式(3.3)代人式(3.1)得：(3.4)式中：为摩擦片内、外径之比，一般在0.53～0.70之间。
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，设计时应应大于发动机最大转矩，确定离合器转矩容量时应含有设计因子，即：(3.5) 式中：为发动机最大转矩，单位；为设计因子，称为后备系数，必须大于1。
离合器系统设计计算
1.传动比的计算
踏板臂长 300 工作缸直径 22 分离叉轴摇臂长 88 小摇臂长 50 主缸直径 19.05 分离叉高 65 i1=踏板臂长/小摇臂长 6 i2=(工作缸直径/主缸直径)的平方 1.333691556 i3=分离叉轴摇臂长/分离叉高 1.353846154
2.行程的计算
总泵推杆与总泵活塞的间隙
S1和S1'产生的踏板自由行程
S2所产生的踏板自由行程
离合器的分离行程ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
助力器推杆工作行程
助力器推杆总行程
总泵推杆总行程
踏板总行程
L(mm) L'(mm) 136.0041492 168.5051865
3.踏板力的计算
离合器分离轴承的最大分离力 F1(N) 4500 F助(N) 3523.863636 P(MPa) 2 F踏板(N) 131.7170441 无助力时 F(N) 538.0760506
分离轴承与分离垫环的间隙 S1(mm) 2 S2(mm) 1 △S1(mm) 21.66735821 △S2(mm) 6 踏板所产生的总自由行程 △L(mm) 27.66735821 L1(mm) 10 L2(mm) 13.53846154 L3(mm) 16.24615385 L4(mm) 22.66735821 △L'(mm) 38.50103731 L1'(mm) 12 L2'(mm) 16.24615385 L3'(mm) 20.30769231 L4'(mm) 28.08419776 △S1'(mm) 32.50103731 S1'(mm) 3
此时助力器推杆需要产生的推力
助力器推杆要产生这么大的推力所需的油压
（完整版）离合器设计指导书
（完整版）离合器设计指导书离合器设计指导书一、设计的目的、任务及要求1. 目的1）通过选型能了解不同型式离合器之间的差异及优缺点；2）根据给定车型要求选择合适结构形式的离合器；3）熟悉离合器设计的一般过程；4）对离合器选材、设计和制造工艺有一定了解。
2. 任务和要求任务：设计给定车型离合器总成（不包括操纵机构）。
要求：在组长的领导下，各小组成员分工开展设计工作。
设计完成后，每组要提交离合器设计说明书一份，从动盘总成装配图一张（1号）和零件图X 张（3号）（每位成员需绘制一张图）。
以组长为主进行设计工作，每位小组成员都要参方案论证，承担部分设计计算工作。
3. 基本参数：按总体设计时给出的，缺少的参数上网查找（类似车型的即可）。
4. 参考资料1）《汽车工程手册》第二分册，机械工业出版社；2）《离合器》，徐石安等编，人民交通出版社。
3）汽车设计课程设计指导书，王丰元等编，二、离合器结构方案选择离合器结构方案很多，本设计采用盘形摩擦式离合器，主要结构选择如下：1. 从动盘数：单片；2. 压紧弹簧形式：膜片弹簧；3. 分离时离合器受力形式：拉式；4. 压盘驱动形式：传力片式；1）扭转减振器：有；2）离合器操纵机构：机械式。
三、摩擦式离合器基本参数选择1. 离合器传扭能力计算离合器传扭能力取决于摩擦力矩的大小，即摩擦面的压紧力、摩擦力的作用半径、摩擦副材料以及摩擦片工作面数决定，理论公式为：C c c Z R f P T =∑max （1）式中：max c T 为离合器最大摩擦力矩；∑P 为作用离合器面上的总压紧力；f 为摩擦因数；c R 为平均摩擦半径，它由摩擦片外径D 和内径d 决定，即223331d D d D C R --=或()d D R C +≈41（d/D ≥0.6时）；C Z 为摩擦工作面数。
为保证可靠传递发动机扭矩，离合器传递发动机最大扭矩max e T 与所需最大摩擦力矩的关系如下：max max e c T T β= （2）式中：β为离合器后备系数，一般1φβ。
离合器的设计与计算
第四节 离合器的设计与计算一、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，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能。
1．设计变量后备系数夕可由式(2-1)和式(2-5)确定，可以看出β取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。
单位压力β。
可由式(2—2)确定，p 0也取决于F和D及d。
因此，离合器基本参数的优化设计变量选为TT FDd x x x X ][][321==2．目标函数 离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为)](4min[)(22d D x f −=π3．约束条件 1)摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度VD不超过65—70m／s，即sm D n v e D /70~6510603max ≤×=−π(2-7)式中，VD为摩擦片最大圆周速度(m／s)；n emax 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，即0．53≤c≤0．703)为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围 内，最大范围β为1．2～4．0，即1．2≤β≤4．04)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(图2—15)，即d>2Ro+505)为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即][)(40220C C C T d D Z T T ≤−=π （2-8）式中，T co为单位摩擦面积传递的转矩(N·m／mm2)； [T C0]为其允许值(N·m／mm2)，按表2—1选取。
表2—1 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (N·m／mm2) 离合器规格D／mm <210>210--250 >250—325 >325 [Tco] X10—90．28 0．30 0．35 0．406)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。
离合器介绍离合器设计计算
St12，08F，08Al St12，08F，08Al
· 将飞轮侧的扭矩传递给变速箱；减振弹簧的安装位置之 35MoVA，35，45 一；决定扭转角度；保持产生滞后的零件 与压盘和飞轮接触，使其产生摩擦力 缓冲，保证接合的平顺性 · 吸收噪声和振动；为滞后扭矩提供压紧力 · 与盘毂及减振盘之间的摩擦力是产生滞后扭矩的主因 · 吸收振动和噪声；传递形成滞后的压紧力 连接从动盘和减振盘 吸收旋转方向的冲击；防止噪声和振动 连接摩擦片及波簧片 B-1675，B-8805 SK5，65Mn SK5，65Mn PA66 SK5，65Mn SWRAM20，20 55CrSi SWRM10~12，10
1
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离合器规格的确定—决定扭转特性
2）盘总成的减振原理 振动输入
NE [r/min] ΔNE
⊿ ⊿
T [s]
NM[r/min]
振动传递效率 (减振器性能）
振动输入
ΔNM
＝
T [s]
振动输入
ｋ
振动输出
离合器规格的确定—杠杆比和负荷特性的确定
（ 2 r1 − r2 ） Rc：摩擦片有效半径 （r1， r2分别为选定的摩擦片的外径，内径） RC = 2 2 （ 3 r − r ） 1 2 TE：发动机最大扭矩 Pc ④安装压紧负荷的主要评定标准：摩擦片面压（ρF） ρ =
F
3 3
π（r1 − r2 ）
离合器介绍
—单片、干摩擦、推式膜片弹簧离合器的设计计算
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离合器的功能
主要功能： n 1. 不打滑，有效的传递和切断动力 n 2. 耐久性能 次要功能： n 3. 驱动系统的防振和隔音 n 4. 平顺的接合特性
离合器设计自动计算最终
S
0
为每摩擦工作 面最大允许磨
损量（珋钉头
外露）
ZS0
S0在0.65 ~ 1.1mm之间。
此处取： S 0
则：
0.75mm 1.5mm
所以：1A 1B
1.99mm
C点： 它一般在
由《汽车离合器》知：1 f ZS
1 f
特性曲线
凹点附
近，此时
分离力较
小，C点位
置确定于
S 为彻底分
离时每对
Tj=(1.5～ 对于乘用车， 系数取2.0。
则Tj=2.0×
Temax =
334(N.m)
扭转刚 2) 度k 根据《汽 车设计》 （王望予 编著，机 械工业出 版社出 版）式（2
由经验公式初 选k
13 则Tj：k 13Tj 4342(N.m/rad)
阻尼摩 擦转矩T 3) μ 根据《汽 车设计》 （王望予 编著，机 械工业出 版社出 版）式（2
数，确定
离合器形
由于设计
的是乘用
车，发动
机扭矩一
般不大，
所以选
从动盘 择：单片
数：
离合器。
压紧弹簧和布置形式 推式膜片弹簧
选择：
离合器。
（2）确定 离合器主 要参数： ①后备系 数：
查《汽车设计》表2-1知，乘用车后备系数β =1.20-1.75。取：β=
②单位压 查《汽车设计》表2-2,选择粉末冶金材料铁基，p 0
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 。
此处取 h=
2.5mm
H/h=
1.7
则 H=
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离合器设计与计算本次设计主要是对离合盖器总成中的膜片弹簧、压盘，从动盘总成中的从动片等主要零部件进行详细的计算与设计，其他零部件采用进行简略设计。
设计时已知参数如下：（1）发动机起步转矩；（2）整车质量；（3）车轮滚动半径；（4）发动机起步转速；（5）变速器起步档变速比；（6）主传动比。
3.1离合器设计基本结构尺寸及参数在初步确定离合器结构形式后，要通过离合器的基本结构尺寸和参数具体确定离合器。
离合器设计时所需的基本结构尺寸、参数主要有：（1）摩擦片外径D；（2）单位压力p；（3）后备系数β；在选定以上参数时，以下车辆参数对其有重大影响：（1）发动机最大转矩；（2）整车总质量；（3）传动系总传动比（变速器传动比主减速器传动比）；（4）、车轮滚动半径；3.2 离合器基本参数选取和主要尺寸设计计算3.2.1 离合器转矩容量的确定离合器的基本结构是摩擦传动机构，离合器依靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递转矩。
所以可根据摩擦定律表示出离合器转矩容量公式：(3.1) 式中：为离合器转矩容量；f为摩擦面间的静摩擦因数，一般取0.25—0.30；F为作用在摩擦面上的总压紧力，单位N；为摩擦片的平均摩擦半径，单位m；Z为摩擦面数，单片为2，双片为3。
摩擦片上工作压力F一般在设计离合器时假设摩擦片上压力均匀分布：(3.2)式中：为摩擦面上均匀压力，单位N；A为摩擦面积，单位；D为摩擦片外径，单位m；d为摩擦片内径，单位m。
式(3.1)中有效作用半径公式如下：(3.3) 式中：D为摩擦片外径，单位m；d为摩擦片内径，单位m。
将式(3.2)与式(3.3)代人式(3.1)得：(3.4)式中：为摩擦片内、外径之比，一般在0.53～0.70之间。
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，设计时应应大于发动机最大转矩，确定离合器转矩容量时应含有设计因子，即：(3.5) 式中：为发动机最大转矩，单位；为设计因子，称为后备系数，必须大于1。
后备系数，均匀压力，摩擦片内外径d、D以及摩擦片厚度b为离合器基本性能参数。
3.2.2 离合器主要基本性能参数的确定（1）摩擦系数f的确定影响离合器摩擦系数的因素很多，很复杂，本设计不详细讨论，通过查阅文献资料并与企业咨询后确定取f=0.25[14-18]。
（2）离合器后备系数的确定后备系数保证了离合器可靠的传递发动机转矩的同时，有助于减少汽车起步时的滑磨，提高了离合器的使用寿命。
主要作用是：①保证离合器在摩擦片磨损后仍然可以可靠地传递发动机转矩；②防止离合器滑磨过大，防止传动系过载。
目前进行离合器设计时，主要是参照已有的经验和统计资料，根据汽车的使用条件、离合器的结构形式特点初选后备系数。
推荐选用的后备系数如下：小轿车：；载货车：；带拖挂的重型车或牵引车：。
本次设计选择选择范围在，取。
（3）单位压力的确定单位压力对离合器使用寿命影响很大，目前离合器设计时单位压力推荐选择范围如下：石棉基材料=0.10～0.35MPa；粉末冶金材料=0.35～0.60Mpa；金属陶瓷材料=0.70～1.50MPa；对于采用有基材料为基础的摩擦片：当小轿车时，，时，；对于载货汽车时，，时，。
本设计采用粉末冶金材料，取0.35MPa。
（4）内外、径D、d以及摩擦片厚度b的确定摩擦片外径是离合器的基本尺寸，关系到离合器的结构重量和使用寿命，与离合器传递的转矩大小有一定关系。
一般采用下式确定：(3.6)在上述公式中代入、、、，可得，通过查阅离合器摩擦片尺寸系列参数表3.1并进行对比计算后：可得与最接近的是，所以摩擦片外径D=430mm，内径d=230mm，厚度b=4mm。
离合器尺寸应符合尺寸系列标准GB5764—86《汽车用离合器盖片》，所选外径D应使摩擦片最大圆周速度在65m/s-75m/s之间，根据下式：(3.7) 式中：为发动机起步转速，代入摩擦片外径D=430mm可得,符合设计要求。
3.2.3 离合器从动盘总成设计从动盘总成的设计主要包括从动片、从动盘毂、摩擦片等的设计。
设计从动盘时应满足以下要求：①为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应该尽可能小；②为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布更为均匀等，从动盘应具有轴向弹性；③为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器；④从动盘总成要有足够的抗爆裂强度。
（1）从动片设计设计从动片时，为了获得最小的转动惯量、尽量减轻从动片重量、并使质量分布尽可能的靠近旋转中心；从动片一般都做得较薄，通常用1.3~2.0mm厚的钢板冲制而成。
同时为了使离合器结合平顺，保证汽车起步平稳，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的。
根据式(3.6)确定出的摩擦片内、外径值，本次设计从动片采用组合式弹性从动片。
（2）从动盘毂设计发动机转矩是通过从动盘毂的花键孔输出的，变速器第一轴就插在该花键孔内。
目前从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式都采用齿侧定心的矩形花键。
本设计根据GB15758-2008花键标准以及SAE矩形花键尺寸系列，同时结合离合器生产实际情况选择花键毂尺寸为：花键外径内径，齿宽，齿数；花键毂轴向长度一般取花键外径的1.2~1.4倍，本设计选择花键轴向长度为花键外径的倍，结合实际生产加工取整后得花键轴向长度为，通过查表得有效长度。
（3）摩擦片与从动片连接方式选择目前摩擦片的连接方式主要有铆接和粘接两种，其中铆接法应用较为广泛。
铆接法连接的从动盘总成在摩擦片磨损后更换方便，粘接发连接的从动盘总成中不光无法更换磨损的摩擦片，同时无法在粘接的从动盘总成中安装波形弹簧片；所以从动盘总成轴向弹性差。
因此本设计采用铆接法连接摩擦片和从动片。
3.2.4 压盘和离合器盖设计在离合器盖总成中，压盘和离合器盖是除膜片弹簧外最主要的零部件，对离合器性能影响很大，需进行专门的设计。
（1）压盘的设计①压盘传力方式的选择压盘驱动形式的共同缺点是联接件间有间隙，在传力开始的一瞬间将产生冲击和噪声，并且随着磨损的增大而加大了冲击。
根据方案分析，采用传动片连接压盘和飞轮。
②压盘几何尺寸的确定压盘设计时应当满足以下三点要求：1）具有足够的质量，能够吸收摩擦片在工作过程中产生的热量；2）具有足够大的刚度和合理的结构形状，保证在受热的情况下不至于因产生翘曲变形而影响离合器彻底分离和摩擦片的均匀压紧；3）压盘厚度一般不小于15mm。
根据前面离合器基本结构参数、尺寸的确定，确定了摩擦片内外径；因压盘工作时直接与摩擦片相接合，所以压盘的内外径应与摩擦片内、外径对应。
本次设计离合器尺寸较大，且大尺寸离合器一般用在载货汽车等重型汽车上，离合器工作条件恶劣、产生热量多。
因此压盘厚度应该较大以吸收热量，本次设计压盘厚度为41mm。
④压盘及传动片的材料压盘采用灰铸铁（即HT250），为增强压盘机械强度，也可另外添加少量金属元素（如镍、铁、锰合金等）以达到增强其机械强度的目的。
本次论文中，传力片采用60SiMnA。
（2）离合器盖的设计离合器盖与飞轮用螺栓固定，通过离合器盖将发动机一部分转矩传递给压盘，同时也是压紧弹簧和分离杠杆的支撑壳体。
本设计对离合器盖只进行简单设计，主要建模参数结合已有实物和工厂提供数据进行建模。
3.3膜片弹簧设计3.3.1 膜片弹簧的变形特性膜片弹簧起作用部分为其碟形部分，其特性为非线性。
特性和碟簧的原始内截锥高度H 及弹簧片厚度h之比有关。
其特性图如下：图 3.1不同时膜片弹簧特性曲线Fig.3.1 Different H / h curve of diaphragm springs不同值可以得到不同的弹性变形特性。
3.3.2膜片弹簧基本参数的选择（1）膜片弹簧外形几何尺寸参数膜片弹簧主要尺寸参数如图3.2所示：①比值选择：利用膜片弹簧非线性特性，保证离合器压紧力变化不大且操纵方便，一般汽车膜片弹簧的在范围内选择。
本设计根据厂家采用尺寸，选用选择h=4.9mm，H=8mm，则。
②R及的确定：一般时，蝶形弹簧储存的弹性能力最大，弹簧重量的利用率最好。
对于汽车离合器膜片弹簧不需要储存太多弹性能力，一般。
本设计中，摩擦片内径d=230mm，结合实际经验以及现在市场上生产的φ430离合器，选择R=187mm。
的值应该介于1.2~1.3之间，本次设计选择1.25，则r=150.4mm，结合实际生产加工，圆整后取r=150mm。
③膜片弹簧起始锥角α的确定：汽车膜片弹簧的起始锥角α一般在之间，可根据下式确定：(3.12)代入H、R、r值得，本次设计圆整后取④膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径的确定：膜片弹簧小端半径主要由结构决定，其最小值应该大于变速器第I轴花键的外径以便安装。
本设计参考实物选择36.5mm；分离轴承半径应该大于，则选择=40.0mm。
⑤分离指数目n、切槽宽、窗孔槽宽及窗孔内半径的确定：1）分离指数目：汽车离合器膜片弹簧分离指数目n>12，一般采用18、24左右，采用偶数[19]，便于制造时模具分度，因为是大尺寸膜片弹簧，本设计选择24。
2）切槽宽：切槽一般选择4mm左右，本设计选用。
3）窗孔槽宽及窗孔内半径：，本设计选择，的。
，本设计选择，得。
4）支撑环作用半径ι和膜片弹簧与压盘接触半径L的确定：查阅资料可知，一般ι应该尽量接近于r而略大于r，L应该接近R而略小于R[6]。
则支撑环接触半径ι取l=152mm；L取L=179mm。
3.3.3膜片弹簧工作位置选择根据膜片弹簧特性曲线形状，曲线上有几个特定的工作点，对应于下图3.4中的A、B、C。
图3.4中，B点位为全新离合器膜片弹簧处于压紧状态时的工作点位置，A点为摩擦片磨损到极限的位置，C点为离合器分离时膜片弹簧的工作位置。
由式(3.14)算出的膜片弹簧凸点、凹点、拐点分别对应图中的M、N、T点。
新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点T之间，且靠近或在T点处[21]，一般,以保证摩擦片在最大磨损限度范围内，压紧力从到变化不大，本次设计取；，单片离合器，，本次设计取。
图3.4膜片弹簧工作点位置Fig.3.4 The work location of diaphragm离合器分离时，膜片弹簧工作点从B点变到C点，为操纵轻便，应尽量使离合器踏板力减小，C点应尽量靠近N点[22]，，。
为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力应大于或等于新摩擦片时的压紧力，本次设计取。
综上所述，A点对应变形量，B点对应变形量，C点对应变形量。