结构设计新开发的离合器结构采用同原设计及进口样件的方案，在保证总成性能符合要求的前提下，分件自行设计。在此设计中，因进口件的摩擦片材料在国内无法取得，进口成本较高，摩擦片需重新选择。同时考虑到部分零部件国内已有类似件，为扩大生产规模及降低成本，部分零件采用厂商标准件（如压盘铆钉、传动片）或其它产品借用件（如压盖）。
基本结构参数的确定滑磨功计算因离合器的频繁接合和滑磨，将加速摩擦片磨损，降低离合器使用寿命。尤其是在起步过程中的滑磨比换档时严重得多。而离合器滑磨的严重程度常用滑磨功来衡量，因而首先对本设计中离合器的滑磨功进行校验。按经验公式（1）计算，得出的单位面积的滑磨功如表2所示。
A＝M×m×n 2×0.0548／U／［0.95×M×U－G×（tanα＋f）］（1）其中，M：发动机*大扭矩；m：质量；n：启动转速（取1000）；G：重力；α：坡度（取0.15）；f：道路摩擦阻力系数（取0.02）；U＝i／r＝（i G×i H）／r（i G：1档或2档速比；i H：主减速比；r：车轮动力半径）。
由经验可知，1档单位面积滑磨功不大于50。由此可见，国产化设计离合器滑磨功满足实车需求。
后备系数估算后备系数β是离合器的重要参数，它能反映离合器传递发动机*大转矩的可靠程度。在选择β时，应从以下考虑出发：摩擦片在使用中磨损后，离合器还能确保传递发动机的*大转矩，要能防止离合器本身滑磨过大；要能3计算所得的后备系数项目原图设计样件1实测样件2实测国产化设计F m2 3236 3510 3309 3400μ＝0.27传扭能力142.19 154.230 145.398 150.197后备系数1.42 1.54 1.45 1.50μ＝0.25传扭能力131.66 142.806 134.628 139.071后备系数1.31 1.42 1.35 1.39防止传动系过载。为可靠传递发动机*大转矩和防止离合器滑磨过大，β不可过小；为使离合器尺寸不致过大，防止系严重过载，保证操纵轻便，β不可过大。根据公式（2）可计算出转矩M c，再除以发动机*大扭矩就可得出后备系数。表3给出了计算所得的后备系数。
M c＝2×F m2×μ×r m（2）其中：r m：摩擦片平均摩擦半径；μ：摩擦系数，通常取0.25（或0.27）；M c：转矩值；F m2：初始压紧力。
按经验值，后备系数一般取1.3￣1.7。由表3可见后备系数的选取能满足离合器设计的基本需求。
3摩擦片材料的选择及校核摩擦片材料的选择因进口件的摩擦片材料在国内无法取得，进口成本较高，摩擦片需重新选择。依发动机*大转矩及摩擦片内外径大小要求，选取与进口材料性能相似的雷贝斯托的摩擦材料B8805。
B－8805特点为：不含有毒的重金属和重金属化合物、稳定的摩擦系数、优异的衰减性、极小的磨损、良好的起步舒适性、高爆裂强度。
此摩擦系数较进口材料小，因此，在相同的摩擦面积及压盘压紧力的情况下，国产化离合器传扭能力及后备系数较进口件小，扭矩储备系数相对整车的比功率较进口件小。
负荷特性确定因B8805常规摩擦系数较进口材料小，为提高传扭能力及后备系数。国产化设计时采用了提高压盘压紧力的方案。进口件设计为2981～3236N；国产化设计为3500～4000N。
离合器踏板力按**次设计所提交的样件安装于成车进行踏板力测试。测试结果如如表4所示。
从试验结果可看出，安装国产化件的离合器踏板力较安装进口件的踏板力平均大1kg，且有两件测试值超过车厂所设定的规格值。若依此水准流入市场必将引起客户抱怨。
由于离合器踏板力大小取决于离合器压盘分离力的大小，*大踏板力为*大分离力乘以传动杠杆比（踏板杠杆比×分离拨叉杠杆比）。经计算成车传动杠杆比为10.2，为对应车厂踏板力规格值。离合器压盘的*大分离力应控制在1226～1278N范围内。
在保证离合器升程不变且压紧力不变（F m2＝3500￣4000N）的前提下，要求*大分离力要控制在1278N以下，从实际状况来看有较大难度；通过讨论，由于离合器的负荷特性与分离特性，压盘的升程与分离的行程呈线性关系，压盘压紧载荷与分离负荷存在一定的对应关系。
通过调整压紧力（F m2＝3400￣3900N），*大分离力可控制在1278N以下。
结论改善后样件经实车装配、踏板力测试、整车耐久验证，国产化设计开发满足实际使用需要，可转入生产件批准程序阶段。从以上国产化案例可看出，在选择较原设计摩擦系数低的摩擦材料后，为确保后备系数及传扭能力与原设计相当，国产化设计采用增加压盘压紧力的对策。因离合器的分离力与压盘压紧力存在一定的对应关系，因此离合器的分离力也相应提升。又因离合器踏板力与离合器分离力存在线性关系（杠杆比），离合器踏板的操作力也随之增大。改善方案适当降低压盘压紧力以降低分离力从而使踏板操作舒适性得以改善。
进入资讯首页查看更多内容 >