离合器传动系统图
空行程
式中， 为反映到踏板上的空行程； 为分离杠杆与分离轴承端面间隙； 为助力油缸直径； 为油缸推杆直径； 为离合器总泵直径。
总行程
3)离合器总泵设计参数的确定
离合器总泵缸径 mm，助力油缸直径为 mm，推杆直径 =8mm，液力传动比
踏板传动比
分离拨叉传动比
分离杠杆比
总传动比
有效行程
最大总质量为6～14t的商用车后备系数的推荐值 ，本设计后备系数为2.1。
4)离合器单位压力的计算
编织石棉基材料的单位压力要求小于0.25MPa，本离合器的单位压力比规定值小，这意味着离合器的温升较小。
5)强度校核
(1)从动盘花键挤压应力计算。
作用在一个从动盘花键上的圆周力为
N
挤压应力为
式中， 为花键齿数， =10； 为花键齿长， =45mm； 为花键齿宽， =5mm； 为花键外径， =45mm； 为花键内径， =36mm； 为从动盘数， =2。
以上所得到的挤压应力值小于推荐许用值(20 MPa)。
(2)花键的剪切应力计算。
MPa
花键挤压变形和摩擦是其主要的破坏形式。计算结果说明，剪应力较低，故可以认为花键的抗剪切强度是足够的，45钢的许用切应力[]=80 MPa。
应当指出，离合器结构件的强度校核远不止这些内容，限于篇幅，这里只以典型零件为例介绍。
4.离合器操纵机构的设计与计算
1)操纵机构方案选择
踏板机构的选择：采用吊挂式踏板机构。
离合器驱动形式的选择：采用液压驱动和气动助力的复合驱动式。一般说来，在重型车中大多采用这种助力形式。
2)离合器传动计算
离合器传动系统图如图所示，其中有效行程
式中， 为有效行程，反映到踏板上； 为摩擦片分离间隙总和； 为踏板臂长， mm； 为踏板驱动臂长， mm； 为分离叉外摆臂长， mm； 为分离叉臂长， mm； 为分离杠杆驱动臂长， mm； 为分离杠杆从动臂长， mm。
(2)总泵的实际工作最大行程指本设计踏板总行程内，踏板踏到底时，总泵活塞移动的最大距离。总泵实际工作最大行程为
mm
该计算值小于设计行程值，故本总泵与助力缸的匹配是合理的。
5)踏板力的计算
一般在有助力缸的条件下，其踏板力的计算值只按无助力的情况下进行设计，其道理很明确，即考虑到助力系统失效的情况下，离合器仍可以借人力操纵而将车开回基地，这样，踏板力一般可以比普通的无助力的离合器操纵力大一些，但一般不得大于300N。
最大踏板力
式中，F＇为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力，对于膜片弹簧，分离时压盘的当量总压力（图2-14中的C点）应小于其工作压力，本设计保守的按工作压力计算；Fs为克服回位弹簧的拉力所需的踏板力，本设计忽略之； 为机械效率，液压式： ；
一般踏板力的推荐值为160～190，本设计的踏板力考虑在助力失效时为268.5N并不算高。
压紧方式：膜片弹簧
摩擦片数：双片，编织石棉基材料
工作环境：干式
发动机最大扭矩 ：658N·m
膜片弹簧工作压力 ：9000N
3.结构尺寸和强度计算
1)摩擦片尺寸的确定
确定摩擦片外径尺寸，用下面的经验公式计算：
式中， 为发动机最大扭矩； 为经验数据，对商用车(双《汽车用离合器面片》取摩擦片外径 =380mm，选定摩擦片的内径 =220 mm，厚度5mm。
设计实例
1.离合器形式的选择
目前，膜片弹簧压紧式离合器已被广泛地应用于中小型以至重型载重汽车。这种形式的离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，在满足同等压紧力和分离间隙的条件下，其最大分离力要比相同尺寸的周置弹簧离合器小20%～30%，因此，本方案选用带有扭转减振器的膜片弹簧离合器。
2.基本参数
整车最大总质量：14t
2)离合器摩擦力矩的确定
最大摩擦力矩是摩擦片刚开始工作并无磨损的条件下，离合器的摩擦力矩。此时离合器的压盘压力给定为 N，那么离合器所能传递的最大静摩擦力矩
膜片弹簧工作点的选取使得摩擦片磨损后的压盘总压力略有上升，可保证摩擦片在许可磨损范围内所传递的静摩擦力矩不会降低。
3)离合器后备系数的计算
后备系数
mm
空行程
mm
踏板总行程
mm
踏板行程的推荐值在150～170mm之间，原则上是在满足彻底分离及踏板力允许情况下，其踏板总行程越小越好。
4)总泵及助力泵行程的计算
(1)总泵的设计行程为总泵油缸活塞移动的最大距离，本设计总泵的设计行程为36mm，一般工作最大行程必须小于该设计行程。其差值称为踏板行程调整量。