汽车离合器的设计
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1.20＜ =1.3＜1.35
70＜ =73.33＜100
3.5＜ =3.93＜5.0
3）为了使摩擦片上的压紧分力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径 应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即
=101.25＜ =108＜ =125
4）根据弹簧结构布置要求， 与R， 与r， 与 之差应在一定范围内，即
1＜R- =2＜7
0＜ -r=1.4＜6
0＜ - =3＜4
5）膜片弹簧的分离指起分离弹簧的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即
2.3＜ =2.5＜4.5
3.膜片弹簧的弹性特性曲线
假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。
设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷 (N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为 (mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：
膜片弹簧工作点位置
5.分离指数目n的选取
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
本设计取为n=18.
6.膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径 的确定
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。 应大于 。
本设计取 =28mm， =31mm
7.切槽宽度 、 及半径
本设计初选h=3 , =1.8则H=1.8h=5.4 .H=1.8h=5.4
2.自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和 比值
已知，摩擦片平均半径 = = =101.25mm
为了使摩擦片上的压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R值，应满足R大于或等于摩擦片的平均半径 。
本设计取R=110mm
研究表明，越 大，弹簧材料利用率越低，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。根据结构布置和压紧力的要求， 一般为1.20～1.35。
=f( )=[ ] [(H- )(H- )+ ]
式中，E――弹性模量，钢材料取E=2.06× Mpa；
b――泊松比，钢材料取b=0.3；
R――自由状态下碟簧部分大端半径110mm；
r――自由状态下碟簧部分小端半径84.62mm；
R1――压盘加载点半径108mm；
r1――支承环加载点半径86mm；
H――自由状态下碟簧部分内截锥高度5.4mm；
——离合器后备系数,1.75；
——离合器的转矩容量，332.5N· m。
综上所述： ＝1.75，摩擦系数 ＝0.23，p＝0.25N/mm，内径C＝0.6.带入式（2.3）得：
可得D＝241.552mm
所求的D与按第一个求得D相近，因此所选择的离合器尺寸。参数合理。
第三
3.1
由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧选择的是膜片弹簧。而膜片弹簧离合器又分为推式和拉式，本设计中采用推式结构。
为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高温淬火、喷镀铬和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。
膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般在45～50HRC，分离指端硬度为55～62HRC，在同一片上同一范围的硬度差不应大于3个单位，碟簧部分应为均匀的回火屈氏体和少量的索氏体。单面脱碳层得深度一般不得超过厚度的3%。膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11，厚度公差为±0.025mm，初始底锥角公差为±10′。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6mm，地面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端得相互高度差一般要求小于0.8～1.0mm。
关键词：离合器、从动盘、膜片弹簧、扭转减震器、SolidWorks
第二章
摩擦片或从动盘的外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响，并根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发动机最大转矩 ，离合器的静摩擦力矩 应大于发动机最大转矩 ，而离合器传递的摩擦力矩 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PΣ与摩擦片平均摩擦半径Rm，即
h――膜片弹簧钢板厚度3mm。
图形如下：
膜片弹簧的相关参数如下表
截锥高度H
板厚h
分离指Байду номын сангаасn
圆底锥角
5.4mm
3mm
18
3.4
国内膜片弹簧一般采用AM2Si60n和VAC50r等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何尺寸、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分3～8次，以产生一定的塑性变形，从而是膜片弹簧的表面产生于使用状态反方向的残余应力而达到强化的目的。一般说，经强化处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命5%～30%。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片表面，使表面产生塑性变形，从而形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可以提高承载能力和疲劳强度。
3.3
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，以达到最佳的综合要求。
1.目标函数
目前，国内关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几种：
1）弹簧工作时的最大应力为最小。
2）在从动盘摩擦片磨损前后，弹簧压紧力之差的绝对值为最小。
本设计主要分析了膜片弹簧离合器，对膜片弹簧离合器进行了分类，阐述了膜片弹簧离合器的原理和组成，及其特性。通过详细的推导过程积累了大量的数据，并成功的绘制出了膜片弹簧离合器的成品图。叙述了离合器的发展现状，和它的工作原理，在此过程中，经过对比结合，初步确定了合适的离合器结构形式，选取了推式膜片弹簧离合器，并且带有扭转减振器，为后面的计算提供了理论基础。
3.2
1.截锥高度H与板厚h比值 和板厚h的选择
比值 对膜片弹簧的弹性影响极大，当 ＜ 时， =f（ ）当为增函数；当 = 时， =f（ ）有一极值，该极值点恰为拐点；当 ＞ 时， =f（ ）有一极大值和一极小值；当 =2 时， =f（ ）的极小值落在横坐标上。所以，为了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 一般为1.5～2.0，板厚h为2～4
7)螺旋弹簧离合器选取 值可比膜片弹簧离合器大些；
8)双片离合器的 应大于单片离合器；
9)不同车型的 值应在一定范围内，最大范围 为1.2～4.0.
选择时应考虑摩擦片磨损后仍能传递 及避免起步时滑磨时间过长；同时应考虑防止传动系过载及操纵轻便等。
表2.1后备系数表
车 型
乘用车及最大总质量小于6t的商用车
第一章
汽车离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴．在汽车行驶过程中．驾驶员飞可以根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时的分离和断开，使发动机向变速器输入动力：（1）是汽车平稳起步。（2）中断给传动系的动力，配合档位。（3）防止传动系过载。本设计主要针对日产天籁轿车设计的离合器。
所以，本设计取 =1.3
r= =84.62mm。
3.膜片弹簧起始圆锥底角 的选择
膜片弹簧自由状态下圆锥底脚 与内截高度H关系密切
＝arctan ≈ = 0°，(满足9°～15°的范围)
4.膜片弹簧工作点位置的选择
膜片弹簧工作点位置如图所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且 = 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，一般 =（0.8～1.0） 以保证摩擦片在最大磨损限度 范围内的压紧力从 到 变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。为最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。
1)为可靠传递发动机最大转矩， 不宜选取太小；
2)为减少传动系过载，保证操纵轻便， 又不宜选取太大；
3)当发动机后备功率较大、使用条件较好时， 可选取小些；
4)当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨， 应选取大些；
5)汽车总质量越大， 也应选得越大；
6)发动机缸数越多，转矩波动越小， 可选取小些；
（2.1）
式中： —离合器的后备系数，见下表。
—摩擦系数，计算时一般取0.20～0.25（石棉基材料压膜），该车型发动机最大转矩 为190N·m，取摩擦系数 为0.23.
2
离合器的后备系数，后备系数 是离合器一个重要的设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择 时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择 时应考虑以下几点：
46600
325
190
3.5
0.585
54600
350
195
4
0.557
67800
380
205
4
0.540
72900
根据发动机参数该车型发动机最大转矩Te max为190N·m本车将使用单片式离合器，且离合器摩擦片外径为250mm。再查表2.3即可得到摩擦片的具体参数，如下：
摩擦片外径D=250mm
在上述工作完成之后，通过计算机SolidWorks软件的学习运用，对离合器总体装配图、从动盘总成、压盘、膜片弹簧、摩擦片进行了绘制，在绘制的过程中对离合器的装配又有了进一步的理解，并且完善了计算部分的遗漏。
这次的设计，可以对原有离合器的设计提出优化和修改的建议，对其以后的设计过程起参考作用。通过这次设计达到了优化改进原有离合器，提高该型汽车使用性，舒适性，并提高了汽车的工作效率的目的。
3） 在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承上的分离操纵力的平均值为最小。
4）在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。2.约束条件
1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 与初始锥角 应在一定范围内，即
＜ =1.8＜2
9＜ = 0＜15
2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即
最大总质量为6-14t的商用车
挂车
后备系数
1.20～1.75
1.50～2.25
1.80～4.0
本设计是基于日产天籁汽车的离合器设计，该车型属于轿车类型，故选择本次设计的后背系数β在1.20～1.75之间选择。因为该车型为轿车，不需要太大的后备系数，取 =1.75 可得离合器的静摩擦力矩 为190X1.75=332.5N·m
在计算中，首先确定摩擦片外径尺寸，然后根据该尺寸对其他部件总成进行了计算和设计。通过计算校核摩擦片外径尺寸，计算选择出其他部件的外形尺寸，再对其进行校核，确定是否能达到设计要求。设计包括对从动盘总成的设计校核，对压盘的设计校核，对离合器盖的设计校核及离合器盖的设计校核和优化。具体设计计算了摩擦片、扭转减振器、膜片弹簧、压盘、离合器盖、传动片等多个部件总成
外径
内径
厚度
内外径之比d/D
单位面积F/mm2
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
16.0-18.5（单片离合器）
13.5-15.0（双片离合器）
最大总质量大于14.0t的商用车
22.5-24.0
本设计是基于日产天籁这款乘用车，所以 取18
所以带入公式2.2得D=18x =248mm
所以本设计D取：D=250mm
由表2.3可以确定摩擦片的其他尺寸
表2.3离合器摩擦片尺寸系列和参数
2
摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩来确定，可以由经验公式：
（2.2）
表2.2直径系数的取值范围
车型
直径系数
乘用车
14.6
最大总质量为1.8t-14.0t的商用车
=3.2～3.5mm， 9～10mm
本设计取 =3,5mm， =10mm
已知r=84.62，又 的取值应满足r- 的要求
所以，取 =70mm
8.压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定
和 的取值将影响膜片弹簧的刚度。 应略大于r且接近于r， 应略小于R且尽量接近于R。
故选择 ＝108mm， ＝86mm.
摩擦片内径d=155mm
摩擦片厚度h=3.5mm
摩擦片内外径比d/D=0.620
单面面积F=30200mm2
2
离合器尺寸的校核可用如下公式
（式2.3）
式中 ——摩擦片外径，250mm；
——摩擦片内径，155mm；
——单位压力，0.25MPa；
——摩擦片工作面数，单片为2，双片为3；
——发动机最大转矩，190N· m；
70＜ =73.33＜100
3.5＜ =3.93＜5.0
3）为了使摩擦片上的压紧分力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径 应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即
=101.25＜ =108＜ =125
4）根据弹簧结构布置要求， 与R， 与r， 与 之差应在一定范围内，即
1＜R- =2＜7
0＜ -r=1.4＜6
0＜ - =3＜4
5）膜片弹簧的分离指起分离弹簧的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即
2.3＜ =2.5＜4.5
3.膜片弹簧的弹性特性曲线
假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。
设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷 (N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为 (mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：
膜片弹簧工作点位置
5.分离指数目n的选取
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
本设计取为n=18.
6.膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径 的确定
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。 应大于 。
本设计取 =28mm， =31mm
7.切槽宽度 、 及半径
本设计初选h=3 , =1.8则H=1.8h=5.4 .H=1.8h=5.4
2.自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和 比值
已知，摩擦片平均半径 = = =101.25mm
为了使摩擦片上的压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R值，应满足R大于或等于摩擦片的平均半径 。
本设计取R=110mm
研究表明，越 大，弹簧材料利用率越低，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。根据结构布置和压紧力的要求， 一般为1.20～1.35。
=f( )=[ ] [(H- )(H- )+ ]
式中，E――弹性模量，钢材料取E=2.06× Mpa；
b――泊松比，钢材料取b=0.3；
R――自由状态下碟簧部分大端半径110mm；
r――自由状态下碟簧部分小端半径84.62mm；
R1――压盘加载点半径108mm；
r1――支承环加载点半径86mm；
H――自由状态下碟簧部分内截锥高度5.4mm；
——离合器后备系数,1.75；
——离合器的转矩容量，332.5N· m。
综上所述： ＝1.75，摩擦系数 ＝0.23，p＝0.25N/mm，内径C＝0.6.带入式（2.3）得：
可得D＝241.552mm
所求的D与按第一个求得D相近，因此所选择的离合器尺寸。参数合理。
第三
3.1
由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧选择的是膜片弹簧。而膜片弹簧离合器又分为推式和拉式，本设计中采用推式结构。
为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高温淬火、喷镀铬和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。
膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般在45～50HRC，分离指端硬度为55～62HRC，在同一片上同一范围的硬度差不应大于3个单位，碟簧部分应为均匀的回火屈氏体和少量的索氏体。单面脱碳层得深度一般不得超过厚度的3%。膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11，厚度公差为±0.025mm，初始底锥角公差为±10′。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6mm，地面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端得相互高度差一般要求小于0.8～1.0mm。
关键词：离合器、从动盘、膜片弹簧、扭转减震器、SolidWorks
第二章
摩擦片或从动盘的外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响，并根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发动机最大转矩 ，离合器的静摩擦力矩 应大于发动机最大转矩 ，而离合器传递的摩擦力矩 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PΣ与摩擦片平均摩擦半径Rm，即
h――膜片弹簧钢板厚度3mm。
图形如下：
膜片弹簧的相关参数如下表
截锥高度H
板厚h
分离指Байду номын сангаасn
圆底锥角
5.4mm
3mm
18
3.4
国内膜片弹簧一般采用AM2Si60n和VAC50r等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何尺寸、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分3～8次，以产生一定的塑性变形，从而是膜片弹簧的表面产生于使用状态反方向的残余应力而达到强化的目的。一般说，经强化处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命5%～30%。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片表面，使表面产生塑性变形，从而形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可以提高承载能力和疲劳强度。
3.3
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，以达到最佳的综合要求。
1.目标函数
目前，国内关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几种：
1）弹簧工作时的最大应力为最小。
2）在从动盘摩擦片磨损前后，弹簧压紧力之差的绝对值为最小。
本设计主要分析了膜片弹簧离合器，对膜片弹簧离合器进行了分类，阐述了膜片弹簧离合器的原理和组成，及其特性。通过详细的推导过程积累了大量的数据，并成功的绘制出了膜片弹簧离合器的成品图。叙述了离合器的发展现状，和它的工作原理，在此过程中，经过对比结合，初步确定了合适的离合器结构形式，选取了推式膜片弹簧离合器，并且带有扭转减振器，为后面的计算提供了理论基础。
3.2
1.截锥高度H与板厚h比值 和板厚h的选择
比值 对膜片弹簧的弹性影响极大，当 ＜ 时， =f（ ）当为增函数；当 = 时， =f（ ）有一极值，该极值点恰为拐点；当 ＞ 时， =f（ ）有一极大值和一极小值；当 =2 时， =f（ ）的极小值落在横坐标上。所以，为了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 一般为1.5～2.0，板厚h为2～4
7)螺旋弹簧离合器选取 值可比膜片弹簧离合器大些；
8)双片离合器的 应大于单片离合器；
9)不同车型的 值应在一定范围内，最大范围 为1.2～4.0.
选择时应考虑摩擦片磨损后仍能传递 及避免起步时滑磨时间过长；同时应考虑防止传动系过载及操纵轻便等。
表2.1后备系数表
车 型
乘用车及最大总质量小于6t的商用车
第一章
汽车离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴．在汽车行驶过程中．驾驶员飞可以根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时的分离和断开，使发动机向变速器输入动力：（1）是汽车平稳起步。（2）中断给传动系的动力，配合档位。（3）防止传动系过载。本设计主要针对日产天籁轿车设计的离合器。
所以，本设计取 =1.3
r= =84.62mm。
3.膜片弹簧起始圆锥底角 的选择
膜片弹簧自由状态下圆锥底脚 与内截高度H关系密切
＝arctan ≈ = 0°，(满足9°～15°的范围)
4.膜片弹簧工作点位置的选择
膜片弹簧工作点位置如图所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且 = 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，一般 =（0.8～1.0） 以保证摩擦片在最大磨损限度 范围内的压紧力从 到 变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。为最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。
1)为可靠传递发动机最大转矩， 不宜选取太小；
2)为减少传动系过载，保证操纵轻便， 又不宜选取太大；
3)当发动机后备功率较大、使用条件较好时， 可选取小些；
4)当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨， 应选取大些；
5)汽车总质量越大， 也应选得越大；
6)发动机缸数越多，转矩波动越小， 可选取小些；
（2.1）
式中： —离合器的后备系数，见下表。
—摩擦系数，计算时一般取0.20～0.25（石棉基材料压膜），该车型发动机最大转矩 为190N·m，取摩擦系数 为0.23.
2
离合器的后备系数，后备系数 是离合器一个重要的设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择 时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择 时应考虑以下几点：
46600
325
190
3.5
0.585
54600
350
195
4
0.557
67800
380
205
4
0.540
72900
根据发动机参数该车型发动机最大转矩Te max为190N·m本车将使用单片式离合器，且离合器摩擦片外径为250mm。再查表2.3即可得到摩擦片的具体参数，如下：
摩擦片外径D=250mm
在上述工作完成之后，通过计算机SolidWorks软件的学习运用，对离合器总体装配图、从动盘总成、压盘、膜片弹簧、摩擦片进行了绘制，在绘制的过程中对离合器的装配又有了进一步的理解，并且完善了计算部分的遗漏。
这次的设计，可以对原有离合器的设计提出优化和修改的建议，对其以后的设计过程起参考作用。通过这次设计达到了优化改进原有离合器，提高该型汽车使用性，舒适性，并提高了汽车的工作效率的目的。
3） 在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承上的分离操纵力的平均值为最小。
4）在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。2.约束条件
1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 与初始锥角 应在一定范围内，即
＜ =1.8＜2
9＜ = 0＜15
2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即
最大总质量为6-14t的商用车
挂车
后备系数
1.20～1.75
1.50～2.25
1.80～4.0
本设计是基于日产天籁汽车的离合器设计，该车型属于轿车类型，故选择本次设计的后背系数β在1.20～1.75之间选择。因为该车型为轿车，不需要太大的后备系数，取 =1.75 可得离合器的静摩擦力矩 为190X1.75=332.5N·m
在计算中，首先确定摩擦片外径尺寸，然后根据该尺寸对其他部件总成进行了计算和设计。通过计算校核摩擦片外径尺寸，计算选择出其他部件的外形尺寸，再对其进行校核，确定是否能达到设计要求。设计包括对从动盘总成的设计校核，对压盘的设计校核，对离合器盖的设计校核及离合器盖的设计校核和优化。具体设计计算了摩擦片、扭转减振器、膜片弹簧、压盘、离合器盖、传动片等多个部件总成
外径
内径
厚度
内外径之比d/D
单位面积F/mm2
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
16.0-18.5（单片离合器）
13.5-15.0（双片离合器）
最大总质量大于14.0t的商用车
22.5-24.0
本设计是基于日产天籁这款乘用车，所以 取18
所以带入公式2.2得D=18x =248mm
所以本设计D取：D=250mm
由表2.3可以确定摩擦片的其他尺寸
表2.3离合器摩擦片尺寸系列和参数
2
摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩来确定，可以由经验公式：
（2.2）
表2.2直径系数的取值范围
车型
直径系数
乘用车
14.6
最大总质量为1.8t-14.0t的商用车
=3.2～3.5mm， 9～10mm
本设计取 =3,5mm， =10mm
已知r=84.62，又 的取值应满足r- 的要求
所以，取 =70mm
8.压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定
和 的取值将影响膜片弹簧的刚度。 应略大于r且接近于r， 应略小于R且尽量接近于R。
故选择 ＝108mm， ＝86mm.
摩擦片内径d=155mm
摩擦片厚度h=3.5mm
摩擦片内外径比d/D=0.620
单面面积F=30200mm2
2
离合器尺寸的校核可用如下公式
（式2.3）
式中 ——摩擦片外径，250mm；
——摩擦片内径，155mm；
——单位压力，0.25MPa；
——摩擦片工作面数，单片为2，双片为3；
——发动机最大转矩，190N· m；