2024年3月11日发(作者：10万元小型吉普车)
武汉理工大学《汽车设计》课程设计说明书
上海大众桑塔纳3000离合器设计
目录
1.序言--------------------------------------------------- 2
2.总体设计----------------------------------------------- 2
2.1 设计车型相关参数
--------------------------------------
2
2.2 结构方案分析
2.2.1 选择从动盘数----------------------------------------------
2
2.1.2 选择膜片弹簧的支撑形式
-----------------
----------------
2
2.1.3 选择压盘传力结构形式--------------------------------------
3
3.离合器主要参数的确定
----------------------------------------
3
3.1 离合器主要参数的确定----------------------------------------
3
3.2 离合器基本参数的优化
----------------------------------5
4.膜片弹簧的设计----------------------------------------7
4.1 膜片弹簧的弹性特性曲线--------------------------------------
7
4.2 膜片弹簧的基本参数的选择------------------------------------
8
4.3 强度校核----------------------------------------------------
11
5.离合器盖及压盘总成的设计------------------------------
11
5.1 离合器盖的设计----------------------------------------------
12
5.2 压盘的设计--------------------------------------------------
12
6.从动盘设-----------------------------------------------13
6.1从动盘总成设计要求-------------------------------------------
13
6.2从动盘毂设计-------------------------------------------------
14
6.3从动片设计-----------------------------------------------------------------------------
14
7.小结--------------------------------------------------
14
8.参考文献----------------------------------------------
15
9.文献检索摘要------------------------------------------
15
1
武汉理工大学《汽车设计》课程设计说明书
1 序言
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，驾驶员可根据需要踩下或松
开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入
的动力。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。
离合器的功用主要的功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将
发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换档时将发动机与传动系分离，减少变
速器中换档齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转
矩，以防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。
2 总体设计
2.1 设计车型相关参数
上海大众桑塔纳3000作为一款经济系家用轿车，以其比较优秀的动力，稳重的外形和大
众车一贯的质量，深受中国消费者喜爱，对该车的设计应考虑其比较高的销量，做一些特殊
设计以降低整车成本。
其
主要性能参数为，在3800转每分钟时到达最大转矩，155N.m。发动机的最高
转速
n
p
?5700
。主要技术参数：整车整备质量
m
a
?
1210Kg；主减速比
r/min
i0=4.434
；变速器一档传动比ig=3.455；轮胎型号 155/65R14。
2.2 结构形式选择
2.2.1 选择从动盘数
对于
上海大众桑塔纳3000
而言，其发动机的最大转矩不大，且总质量在5t一
下，同时布置尺寸容许，故选用单片离合器。单片离合器的结构简单，轴向尺寸
紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻
底，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。
2.2.2 选择膜片弹簧的支撑形式
2
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为了防止膜片弹簧支承处产生间隙，这里采用了无支承环的支承形式，即将
膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上。
图2-1
图3-1为本设计中采用的拉式膜片弹簧无支承环的支承形式，即将膜片弹簧
的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上。
2.2.3 选择压盘传力结构形式
由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间
有间隙，在传力开始的瞬间，将产生冲击和噪声。且易华东磨损，传动效率较低。
故本设计采用已被广泛使用的传动片传动方式，不但消除了以上缺点，还简化了
压盘结构，有利于压盘的定中。
另选用膜片弹簧作为压紧弹簧时，在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧。
3 离合器主要参数的确定
3.1 离合器主要参数的确定
3.1.1 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。
3
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由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作
压力几乎不会变小（开始时还有些增加）；乘用车的后备功率比较大，使用条件较
好；加之考虑到参考车型为微型车，结构紧凑，要求离合器尺寸较小；同时为减
少传动系过载，保证操纵轻便，故
?
宜取较小值，取
?
＝1.40。
3.1.2 初选摩擦片外径
D
、内径
d
、厚度
b
摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命
有决定性的影响。
【1】
按照离合器结构布置和飞轮尺寸，先初选摩擦片外径
D
。根据《汽车设计》
式2-9，经验公式
D
=
K
D
T
emax
对于乘用车，
K
D
=14.6，则
D
==181.77mm
【2】
根据《汽车离合器》表2-1《离合器摩擦片尺寸系列和参数标准》，最后选定摩
擦片尺寸为：
摩擦片外径
D
=200mm, 内径
d
=140mm，c=
摩擦片厚度
b
=3.5mm ，单面面积
A
=160
mm
2
。
，
3.1.3 单位压力
P
0
单位压力
P
0
决定了摩擦表面的耐磨性，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、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、
【2】
材料及其质量和后备系数等因素。根据《汽车离合器》表3.2.1可知，对于乘
用车，以有机材料为摩擦片基础，当D
?
230mm时,则
P
0
＝1.18/
D
Mpa；当
D
?
230mm时，则
P
0
＝0.25Mpa。
【1】
由于D＝200mm，故取
P
0
＝0.25Mpa。根据《汽车设计》表2－2可知，当
摩擦片材料选择
粉末冶金材料 铜基
，0.15Mpa<
P
0
<0.35Mpa，符合要求。
3.1.4 摩擦因数f、离合器间隙Δt、摩擦面数
摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑
磨速度等因素。摩擦因数f的取值范围见下表。
4
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表3-1 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围
摩 擦 材 料
模压
石棉基材料
编织
铜基
粉末冶金材料
铁基
金属陶瓷材料
0.35～0.50
0.70～1.50
0.25～0.35
0.25～0.35
摩擦因数
f
0.20～0.25
摩擦片材料选择石棉基材料，取f=0.4。
离合器间隙Δt=3mm，单盘离合器摩擦面数取 Z=2
3.2 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，这些参数的变化直接影响
离合器的工作性能和结构尺寸。这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的
方法。下面采用优化的方法来确定这些参数。
3.2.1 设计变量
后备系数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P也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。因此，离合
器基本参数的优化设计变量选为：
X?[x
1
x
2
x
3
]
T
?[FDd]
T
3.2.2 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的条件下使
其结构尺寸尽可能小，即目标函数为
f(x)?min[(D
2
?d
2
)]
4
?
3.2.3 约束条件
3.2.3.1 最大圆周速度
【1】
根据《汽车设计》式（2－10）知，摩擦片外径D（mm）的选取应使最大
圆周速度
v
D
不超过65～70m/s。
5
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故符合要求。
式中，
v
D
为摩擦片最大圆周速度（m/s），
n
exa
。
m
为发动机最高转速（r/min）
3.2.3.2 摩擦片内、外径之比c
摩擦片的内、外径比c应在0.53～0.70范围内，即
0.53
?c?0.70
c=
3.2.3.3 后备系数β
= 0.7
，满足约束要求。
为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同的车
型的β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0。
本设计初选后备系数β＝1.40，满足约束要求。
3.2.3.4 扭转减振器的安装
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
2R
0
约50mm，即 d >
2R
0
+ 50 mm。
对于摩擦片内径d=140mm, 应符合d>
2R
0
+50mm，初取R
0
为40.0mm，符
合优化条件。
3.2.3.5 单位压力P
0
为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力
P
0
的最大
范围为0.15～0.35Mpa，由于已确定单位压力
P
0
＝0.25Mpa，在规定范围内，故
满足要求。
3.2.3.6 单位摩擦面积滑磨功
w
为减少汽车起步时离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，
离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功
w
应小于其许用值
[w]
。
汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功为
W
，将参考车型的相关数据
带入下式，计算可得
6
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式中，
m
a
为汽车总质量(kg)；
r
r
为轮胎滚动半径(m)；
i
g
为汽车起步时所用变速
器档位的传动比；
i
0
为主减速器传动比；
n
e
为发动机转速(r/min)；乘用车
n
e
取
2000 r/min。
单位摩擦面积滑磨功
w
w?
4W4?2725.45
22
??0.1285(J/mm)?[w]?0.40(J/mm)
2222
?
Z(D?d)
?
?2?(160?110)
故满足要求。
4 膜片弹簧的设计
4.1膜片弹簧的弹性特性曲线
图4-1 膜片弹簧的弹性特性曲线
假设膜片弹簧在承载过程中，其子断面刚性地绕此断面上的某中性点转动。
设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷
F
1
(N)集中在支承点处，加载点间的
相对轴向变形为
?
1
(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：
?
?
Ehx1
?
ln(R/r)
F1?f(x1)?
?
2
?
2
?
6(1?b)
?
(R1?r1)
R?rx1R?r
?
2
?
(H?x1)(H?)?h
??
R1?r12R1?r1
??
式中，E----弹性模量，钢材料取E=2.1×
10
5
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，mm ；
r----自由状态下碟簧部分小端半径，mm ；
R
1
----压盘加载点半径，mm ；
r
1
----支承环加载点半径，mm；
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H----自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm ；
h----膜片弹簧钢板厚度，mm 。
4.2
膜片弹簧的基本参数的选择
4.2.1 比值
H
和
h
的选择
h
H
一
h
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
般为1.5～2.0，板厚
h
为2～4mm。
故初选h
h
=2.3mm,
H
=4.0mm，则
，满足要求
。
4.2.2 比值和R、r的选择
R
越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲受直径误差的影响越
r
R
r
大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求。
R/r
一般为1.20～1.35 。为使
摩擦片上的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的r值宜为大于或等于
R
c
。
摩擦片平均半径
为满足r
?
R
c
=85.88mm，故取故取r=87mm，
另取R/r=1.251，则R=
87
mm
。
4.2.3
?
的选择
膜片弹簧自由状态下圆锥角
?
与内截锥高度H关系密切，
?
一般在9°～15°
范围内。
，满足要求。
4.2.4 分离指数目
n
的选取
分离指数目
n
常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12 。
本设计中，取分离指数目
n?18
。
4.2.5 膜片弹簧小端内半径
r
0
及分离轴承作用半径
r
f
的确定
膜片弹簧小端内半径
r
0
由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴
8
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花键的外径，但同时应协调配合分离轴承的尺寸。
查阅相关资料可知，本设计中
上海大众桑塔纳3000
其变速器第一轴花键外径为
D?22.15
0
?0.022
mm
，
故根据要求取：
膜片弹簧小端内半径
r
0
=26mm ；分离轴承作用半径
r
f
＝28mm
4.2.6 切槽宽度
?
1
、
?
2
及半径
r
e
根据要求，
?
1
= 3.2～3.5 mm，
?
2
= 9～10 mm，
r
e
的取值应满足
r?r
e
?
?
2
。取
?
1
＝3.3mm,
?
2
=9.3mm,
r
e
=77.0，
则 ，满足设计要求。
4.2.7 压盘加载点半径
r
1
和支承环加载点半径
R
1
的确定
对于拉式膜片弹簧，根据要求：
压盘加载点半径
r
1
应略大于
r
，且尽量接近
r
；支承环加载点
R
1
应略小于
R
且
尽量接近
R
。
故取
r
1
＝88mm，
R
1
＝107.30mm。
4.2.8 膜片弹簧工作点位置的选择
绘制
F
1
?
?
1
特性曲线
图4-2 膜片弹簧
F
1
?
?
1
特性曲线
9
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4.2.8.1 M点、N点的确定
利用程序找出最值点便可找出M点和N点
则可知
0
,
，
；
。
4.2.8.2 H点的确定
上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，且
?
1H
?(
?
1M
?
?
1N
)/2
，
则
?
1H
＝
4.2.8.3 B点的确定
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M之间，
且靠近或在H点处，一般
?
1B
?(0.8~1.0)
?
1H
，即
?
1B
?(0.8~1.0)?3.2577?(2.606~3.257)mm
，
取
，
则
。
一般要求，膜片弹簧压紧力的峰值较设计值B点的增加量应不大于12%，
，满足设计要求。
此时校核后备系数
?
将初选的后备系数
?
由原来的1.4调整为1.41。
4.2.8.4 A点的确定
A点为摩擦片磨损的极限位置，要依据B点的位置再由摩擦片总磨损量
?
?
求
得。且为保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠的传递转矩，要求在A点处的膜片弹
簧工作压紧力较B点处略高。
摩擦片总磨损量
?
?
?Z
c
?S
0
式中：
Z
c
为摩擦片总的工作面数，
?S
0
为每片摩擦工作面最大允许磨损量，一般
视情况
?S
0
在0.65~1.1mm之间。
10
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结合
?
?
与图3-2，选取的点作为A点。A点对应压紧力值为
，
此时
?S
0
4.2.8.5 C点的确定
，
满足使用设计要求。
C点离合器彻底分离时，膜片弹簧大端为离合器分离时膜片弹簧的工作位置。
C点的位置取决于压盘升程
?
1f
。
?
1f
?Z
c
?S
式中，
?S
为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，单片式可取
?S
=0.75~1.0mm。
为最大限度减小踏板力，使C点尽量靠近N点，取
?S
=0.75mm，则
?
1f
?2?0.75?1.5mm
此时，膜片弹簧总的变形量
=3.40+1.50=4.90 mm
。
4.3 强度校核
拉式膜片弹簧小端分离轴承载荷
F
2
计算，公式如下
?
?
Eh
?
1
?
?
?
1
R?rln(R/r)R?r
2
?
F
2
?f(
?
1
)?
?
??(H?
?
)(H?)?h
1
??
2
?
(R?r)?(R?r)R?r2R?r
6(1?b)
111f1111
??
??
由
=4.90 mm
，计算得
膜片弹簧的应力计算公式如下
?
?
?
?
??
?
?
H
?
F
2
???
3
r?r
f
E
?
?
R?r1h
111
?
?
B
?????1
?
?
?
?????
?
22
?
??
R
??
?
rR?r2R?rR?r2rR?r
?
2
h1?
?
?
??
11
?
1111
?
?
rln
?
?
??
r
?
?
?
?
式中,
?
2
为宽度系数，
?
2
?1?
?
2
n
?
(r
e
?r)
。
膜片弹簧选用材料60Si2MnA弹簧钢，许用应力
[
?
]?
1600~1700Mpa。
膜片弹簧分离时最大变形量
=4.90 mm
，由上述公式算得
?
B
?1428MPa
?[
?
]
，满足强度要求。
5
离合器盖及压盘总成的设计
11
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5.1 离合器盖的设计
离合器盖是离合器的主动件之一，它必须与飞轮固定在一起，通过它传递发
动机的一部分转矩给压盘。此外，它还是离合器的压紧弹簧和分离杆的支承壳体。
5.1.1
应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，
减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。
本设计中，为了增加其刚度，采用厚度为3mm的08低碳钢板，冲压成形。
5.1.2
应与飞轮保持良好的对中，以免影响系统总成的平衡和离合器正常工作。
本设计采用止口对中，即离合器盖的外缘与飞轮内圆止口对中的形式。
5.1.3
盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。
5.1.4 为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开设多个较
大的通风窗孔。
5.2 压盘的设计
5.2.1 压盘几何尺寸的确定
压盘的结构形状与传力、压紧和分离方式有关。压盘与摩擦片配合工作，故
其内外径尺寸参照摩擦片尺寸选定。
压板厚度的确定主要依据以下几点：
5.2.1.1 压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，防止其产生裂纹
和破碎。
5.2.1.2 压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受
热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离。
5.2.1.3与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应
不低于15～20 g·cm 。
5.2.1.4 压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。
故初选压盘尺寸具体尺寸为，宽b=32.5mm，厚h=16mm，8个凸起。
压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常用灰铸铁，本
设计采用HT200，硬度为170～227HBS。
5.2.2 温升校核
校核离合器一次接合的温升t，一般要求t不超過8～10℃；
压盘质量
m?
?
V?7800?
?
?(87.5
2
?55
2
)?10
?6
?0.016?1.32kg
12
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式中，
?
为铸铁密度，取7800 kg/m，V为压盘估算面积
?
W0.5?2725.45
??2.1445
o
C?8
o
C
，满足要求。 则压盘温升
t?
mc1.32?481.4
式中， c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg·℃)；m为压盘质量(kg)；
?
为
传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘：
?
=0.5。
3
5.2.3 压盘传力结构的设计
5.2.3.2 传力片的设计
传力片采用3组，每组3片的形式，每片厚度为1mm，由弹簧钢带65Mn
制成。由于各传动片沿圆周均匀分布，布置半径它们的变形不会影响到压盘的
对中性和离合器的平衡性。两孔间距为
l?50mm
，螺钉孔直径为
d?5mm
，传
力片切向布置，圆周半径
R?100mm
，传力片宽度
b?10mm
，传力片弹性模量
E?2.1?10
5
MPa
。
5.2.3.2 传力片的强度校核
离合器在正常工作时，压盘传力片即受弯又受拉。
计算传力片的有效长度
l
1
l
1
?l?1.2d?50?1.2?5?42.5mm
1）正向驱动应力为
?
max
?
3f
max
Eh6T
emax
f
max
T
emax
???178.462MPa?[
?
]
l
1
2
inRbh
2
inRbh
2）反向驱动应力为
?
max
?
3f
max
Eh6T
emax
f
max
T
emax
???816.89MPa?[
?
]
22
l
1
inRbhinRbh
均满足使用要求。
上式中，
i
为传力片组数；
n
为每组传力片数；
E
为材料弹性模量；
f
max
轴向
最大变形量；
h
为传力片厚度；
R
为传力片布置半径；
b
为传力片宽度；
T
emax
为发动机最大转矩。
6 从动盘设计
6.1从动盘总成设计要求
从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减震器等组成。从动
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武汉理工大学《汽车设计》课程设计说明书
盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：
1）从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换档时轮齿的冲击。
2）从动盘应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面
压力均匀， 以减小磨损。
3）应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。
6.2从动盘毂设计
从动盘毂 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受发动机传
来的全部转矩。它 一般采用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花
键的尺寸可根据摩擦片的外径 D 与发动机的最大转矩Temax 按国标
GB1144－74 选取（见表 3—4）。选取齿数为10，外径32mm，内径26mm，
齿厚4mm，经过校验满足强度要求。从动盘的轴向长度不宜过小，以免在花
键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一 般取 1.0 1.4 倍的花键轴直径。
从动盘毂一般采用锻钢（如 35、45、40Cr 等），并经 调质处理。为提高花
键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从 动片配合，
应进行高频处理。
6.3从动片设计
为了使从动盘具有轴向弹性，且简化总成，选择整体式从动片，在从动片
外缘开 “T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次不同 方向弯的波
浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每隔一个的扇形。其尺寸由摩擦片和从动盘
毂尺寸确定，在装配图中取适当的值。厚度取2mm，材料选用10号低碳钢。
表面硬度为35~40HRC。
7 小结
本次课程设计，我的题目是“上海大众桑塔纳3000离合器设计” 。
万事开头难，刚把任务书拿到手时，没什么头绪，感觉这次的设计工作还是
有一定难度的。后来把课本的相关章节仔细复习了一遍，并上网进行了相关文献
的检索，同时参照离合器设计书的叙述，在指导老师朱老师的指导帮助下，才使
得设计工作顺利的开始并进行了下来。我深深的体会到做设计之前的资料检索及
相关准备工作是至关重要的。
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武汉理工大学《汽车设计》课程设计说明书
和其它课程设计一样，离合器设计也是一项要求严密复杂的工作。数据的计
算经历了反复的计算，并利用Matalab软件对参数进行了多次调整才得到合适的
结果；对于制图环节，对于一些结构和尺寸是经过反复的推敲才确定的。有些制
图规则和表达方式记不太清了，查阅了参考资料后确定下来，完成了图纸绘制；
对于说明书的编写，因为这次是我们第一次提交电子档，这让我很好的练习了公
式编辑器，熟悉了文本文档的排版及其他功能。
通过这次课程设计，不紧加深了我对《汽车设计》这门课的认识，更重要的
是将课本知识实践化，这样更有利于我们对知识全面系统的掌握。这次的课程设
计也让我感触良多，做课程设计，亦或是做其他的设计，应该在已有的参考资料
的基础上多下功夫，多琢磨，要吃透资料，全面考虑。同时，很重要的一点，是
要加入自己的想法，这样才能作出自己更加出色的设计。
8.参考文献
[1] 徐石安等编. 汽车离合器. 清华大学出版社，1981年
[2] 陈家瑞主编. 汽车构造(下册) 第2版. 机械工业出版社，2002年
[3] 王望予主编. 汽车设计 第4版. 机械工业出版社，2004年
[4] 林世裕主编. 膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造.南京：东南大
学出版社，1995年
[5] 纪名刚等编. 机械设计 第8版. 高等教育出版社，2006年
[6] 贾庆祥等编 汽车制造工艺学 第三版 机械工业出版社 2007年
9.文献检索摘要
李林，刘惟信. 汽车离合器膜片弹簧的优化设计. 清华大学学报（自然科学版），
2001年 第5期第30卷
通过讨论汽车离合器膜片弹簧的工作情况，建立了多目标优化模型。设计变
量包括尺寸参数和工作参数，约束条件中考虑了目前的设计实际和制造因素.最后
给出的几个设计实例表明，优化设计方法对实际设计很有帮助。
曹 涌，陶 华. 基于灵敏度分析的离合器膜片弹簧优化设计. 西北工业大学学
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武汉理工大学《汽车设计》课程设计说明书
报，2005年 第6期第21卷
利用灵敏度分析的方法,有目的地选择适当的设计变量,对汽车离合器用膜
片弹簧进行优化设计,改进了以往只凭经验选取设计变量进行优化,造成变量过
多、计算冗长且结果有偏差的问题。通过对膜片弹簧载荷-变形公式的灵敏度计算,
找出对目标函数灵敏度较高的膜片弹簧内锥高h、厚度t、碟簧部分内半径r以及工
作状态下膜片弹簧大端变形量λb等4个参数作为设计变量,将七维问题简化为四
维,减少了运算量,清除了多余变量对优化过程的干扰作用,使结果更准确可靠。
习纲，陈建武，陈俐. 膜片弹簧离合器的非线性控制. 机械工程学报，2004年 第
9期
膜片弹簧的非线性弹性特性给汽车离合器的高精度自动控制带来 困难。针对
这类特性已知的 非线性输入，根据广义能量原理和反函数定理设计非线性补偿
器，从理论上证明了闭环控制 回路的渐进稳定性。该补偿器应用于膜片弹簧离合
器的自动控制，跟踪期望输出轴角速度。 仿真表明，非线性控制器是渐进稳定的，
跟踪品质明显优于线性控制器。
林世裕. 膜片弹簧离合器的演变、结构型式与应用. 江苏大学学报，2001年 第5
期第36卷
本文介绍了汽车离合器结构的演变过程和世界著名膜片弹黄离合器制造公
司概况，并分析了推式与拉式膜片弹簧离合器的结构形式、特点、优缺点及其应
用.最后指出，拉式膜片弹簧离合器是很有发展前途的第三代汽车离合器.
孙吉树. 汽车离合器基本参数的优化. 机械工程学报，2005年 第14期11卷
汽车离合器设计中主要参数的确定将直接决定离合器结构设计而影响离合器
乃至整个传动系的工作和使用寿命, 采用优化设计思路, 把离合器工作压力P0 、
几何尺寸D 和d 以及储备系数β为设计变量, 综合考虑和满足各约束条件情况下,
离合器基本参数优化设计追求的目标定在保证离合器性能要求条件下, 使其结构
尺寸尽可能小, 可得到较好的设计效果。
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