2024年1月24日发(作者：一汽丰田官方网站)
汽车离合器设计说明书
目录
绪论 ..............................................................
3
0.1
离合器设计的目的及离合器概述
...............................3
0.2
起亚秀尔参数 . ..............................................4
第一章
设计方案概述 ...............................................
4
1.1
汽车离合器设计的基本要求 ...................................
6
1.2
离合器设计的任务 ...........................................
6
1.3
设计原则、目标 .............................................
6
第二章
离合器结构方案选择 .........................................
7
2.1
离合器种类选择 .............................................
7
2.2
从动盘数选择 ...............................................
7
2.3
压紧弹簧和布置形式选择 .....................................
7
2.4
压盘驱动形式选择 ...........................................
8
2.5
扭转减振器 .................................................
8
2.6
离合器的操纵机构选择 .......................................
8
第三章 离合器主要参数的选择 .......................................
10
3.1
后备系数 ...................................................
10
3.2
单位压力 ...................................................
10
3.3
摩擦片外径 D，内径 d 和厚度 h................................
10
3.4
摩擦因数 f 、摩擦面数 Z 和离合器间隙△ t 的确定 ................
3.5
摩擦片参数约束条件的检验 ...................................
11
第四章 离合器主要零件的设计计算 ....................................
12
4.1 从动盘
......................................................12
4.1.1
从动片的结构形式、材料及基本尺寸
.......................124.1.2
从动盘毂 ...............................................
12
4.1.3
从动盘摩擦材料 .........................................
12
4.2 压盘和离合器盖 ...............................................
13
4.2.1
压盘传力方式的选择 . ....................................13
4.2.2
压盘几何尺寸的确定 . ....................................13
4.2.3
压盘及传动片的材料 .....................................
14
4.2.4
传动片的设计及强度校核 .................................
14
4.2.5
离合器盖设计 ...........................................
15
4.3 膜片弹簧设计 .................................................
16
4.3.1 H/h
比值选择 ............................................
16
1
11
汽车离合器设计说明书
4.3 .2 膜片弹簧工作点位置的选择 ...............................
4.3.3
比值 R／r 和 R、 r 的确定 . ................................
16
17
4.3.4
膜片弹簧起始圆锥底角 α的选择 .
..........................17
4.3.6
分离指目 n 和切槽宽度 δ1 、窗孔槽宽度 δ2 及半径
4.3.7
支承环加载点
4.3.9
和压盘加载点
4.3.5
膜片弹簧小端半径 r
f 及分离轴承作用半径 r
p . ...............
17
.......17
18
18
18
19
19
20
20
21
21
21
21
21
21
4.3.8
膜片弹簧及工艺 .......................................
膜片弹簧各参数的约束条件.............................
4.3.10
膜片弹簧的强度验算 ..................................
4.4 扭转减振器主要参数的选择 ....................................
4.4.1
极限转矩 Tj . ............................................
4.4.2
扭转角刚度 k
4.4.3
阻尼摩擦转矩
T . ......................................
. ..........................................20
4.4.4
预紧转矩 Tn
............................................
4.4.5
减振弹簧的位置半径 Ro...................................
4.4.6
减振弹簧个数 Z
j ........................................
4.4.7
减振弹簧总压力 F
......................................
4.4.8
极限转角针
j .........................................
4.4.9
减振弹簧计算
...........................................
结束语 ................................................................
附表及参考文献 ........................................................
24
25
2
汽车离合器设计说明书
引言
0.1
离合器设计的目的及离合器概述
了解轿车离合器的构造， 掌握轿车离合器的工作原理。 了解从动盘总成的结构，掌握从动盘总成的设计方法， 了解压盘和膜片弹簧的结构， 掌握压盘和膜片弹簧的设计方法，通过对以上几方面的了解，从而熟悉轿车离合器的工作原理。学会如何查找文献资料、相关书籍，培养动手设计项目、自学的能力，掌握单独
设计课题和项目的方法， 设计出满足整车要求并符合相关标准、 具有良好的制造工艺性且结构简单、 便于维护的轿车离合器， 为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。 通过这次课程设计， 充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤， 以及身为一个工程技术人员所需具备的素质和所应当完成的工作，为即将进入社会提供了一个良好的学习机会， 对于我们向工程技术人员转变有着重大的实际意义。
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的一种依靠主、 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（飞轮、离合器盖和压盘） 、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件）四部
分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构。操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。
图 0-1
膜片弹簧离合器结构图
离合器通常装在发动机与变速器之间， 其主动部分与发动机飞轮相连，
从动
部分与变速器相连。 为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器，
实际上是一种依靠
其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。 离合器的主要功用是切断
和实现发动机与传动系平顺的接合，
确保汽车平稳起步； 在换挡时将发动机与传
3
汽车离合器设计说明书
动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击； 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， 以防止传动系个零部件因过载而损坏； 有效地降低传动系中的振动和噪音。
0.2 为保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足如下基本要求
:
(1 ）在任何行驶条件下， 既能可靠地传递发动机的最大转矩，
并有适当的转
矩储备，又能防止传动系过载。
(2 ）接合时完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。
(3 ）分离时要迅速、彻底。
(4 ）从动部分转动惯量小， 减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，
便于换挡和减
小同步器的磨损。
(5 ）有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，延长使用寿命。
(6 ）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。
(7 ）操纵轻便、准确，以减轻驾驶疲劳。
(8 ）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可
能小，保证有稳定的工作性能。
(9 ）应有足够的强度和良好的动平衡，以保证工作可靠、使用寿命长。
(10 ）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。
0.3
离合器设计的任务
(1) 从技术先进性、生产合理性和使用要求出发，正确选择性能指标、质量
和主要尺寸参数，提出总成设计方案，为各零件设计提供整体参数和设计要求；
(2) 对各零件进行合理布置和运动校核；
(3) 对整体性能进行计算和控制，保证汽车主要性能指标实现；
(4) 协调好整体总成与零件之间的匹配关系， 配合零件完成布置设计， 使整体的性能、可靠性达到设计要求。
0.4 设计原则、目标
（1）离合器的选型应根据汽车型谱、市场需求、产品的技术发展趋势和企
业的产品发展规划进行。
（2）选型应在对同类型产品进行深入的市场调查、使用调查、生产工艺调
查、样车结构分析与性能分析及全面的技术、进行分析的基础上进行
（3）应从已有的基础出发，对原有离合器和引进的样本进行分析比较，继
承优点，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先进技术与结构，开发新型离合器。
（4）涉及应遵守有关标准、规范、法规、法律，不得侵犯他人专利。
（5）力求零件标准化、部件通用化、产品系列化。
4
汽车离合器设计说明书
0.5 起亚秀尔参数
本次设计的对象为起亚秀尔，各参数如下
车身参数
排量
长×宽×高 (mm)
轴距 (mm)
前轮距 / 后轮距 (mm)
最小离地间距 (mm)
最小转弯半径 (m)
最高车速（ km/h）
整车整备质量 (kg)
车门数
座位数
油箱容积 (L)
发动机型号
发动机放置位置
发动机结构形式
进气方式
供油方式
气缸排列形式
气缸数
每缸气门数
最大功率 [KW(PS)/rpm]
最大扭矩 (N.m/rpm)
凸轮轴和气门的布置
排放水平
起亚秀尔 1.6L GLS 手动型
1.6L
4096×1785×1663
2550
1557/1561
141
5.250
170
1198
5
5
48
G4FC
前置发动机，横向
直列发动机
自然吸气
多点喷射
L
4
4
90.4/6300
155/4200
顶置气门，双顶置凸轮轴
欧Ⅳ
5
汽车离合器设计说明书
燃料类型
缸盖材质
缸体材质
档位个数
变速器类型
档把类型
驱动方式
前悬挂类型
后悬挂类型
转向助力方式
前制动器类型
后制动器类型
手刹类型
前轮胎规格
后轮胎规格
备胎规格
汽油 93#
铝合金
铝合金
5
手动
地排式
前置前驱
麦弗逊是独立悬挂
扭力梁式后悬挂
机械液压助力
通风盘式
盘式
手拉式
205/55R16
205/55R16
非全尺寸
6
汽车离合器设计说明书
第一章 离合器的结构方案选择
根据设计原则， 目标和用户的需求特点， 设计人员要提出被开发离合器的整体结构方案，主要包括以下几部分：
（1）从动盘数选择离合器种类选择
（2）压紧弹簧和布置形式选择
（3）压盘驱动形式选择
（4）扭转减振器
（5）离合器的操纵机构选择
1.1 离合器种类选择
离合器有摩擦式， 电磁式，液力式三种类型。 离合器大都根据摩擦原理设计的。摩擦式应用广泛。摩擦式工作表面形状包括锥形、鼓形和盘形，锥形和鼓形其从动部分转动惯量太大，引起变速器换档困难，且结合不够柔和，易卡住。
故选择盘形摩擦式离合器。
1.2 从动盘数选择
单片离合器（图 2-1 ）结构简单，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、接合平顺。
双片离合器（图 2-2 ）传递转矩的能力较大，径向尺寸较小，踏板力较小，接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良，分离也不够彻底。
多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。 它具有接合平顺柔和、 摩擦表面温度较低、 磨损较小，使用寿命长等优点， 主要应用于重型牵引车和自卸车上。
对于乘用车，选择单片离合器。
图 2-1 单片离合器
图 2-2 双片离合器
1.3 压紧弹簧和布置形式选择
7
汽车离合器设计说明书
周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲， 使弹簧压紧力下降， 离合器传递扭矩的能力降低，另外，弹簧到它定位面上，造成接触部位严重磨损，会出现弹簧
断裂现象。 中央弹簧此结构轴向尺寸大。 斜置弹簧在重型汽车上使用， 突出优点是工作性能十分稳定， 踏板力较小。膜片弹簧弹簧压力在摩擦片允许范围内基本不变，能保持传递的转矩大致不变，另外它兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，
使结构简单紧凑，轴向尺寸小，质量小。由于它大断面环形与压盘接触，其压力
分布均匀，摩擦片磨损均匀，提高使用寿命，平衡性好。 推式摸片弹簧结构简单，安装拆卸较简单，分离行程比拉式小。
故选择推式膜片弹簧。（图 2-3 ）
图 2-3
推式膜片弹簧离合器
1.4 压盘驱动形式选择
窗孔式、销钉式、键块式它们缺点是在联接件间有间隙， 在驱动中将产生冲击噪声，而且零件相对滑动中有摩擦和磨损， 降低离合器传动效率。 传动片式此结构中压盘与飞轮对中性好，使用平衡性好，简单可，寿命长。
故选择传动片式。
1.5 扭转减振器
它能降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度， 调谐传动系扭振固有频率，增加传动系扭振阻尼， 抑制扭转共振响应振幅， 并衰减因冲击而产生的瞬态扭振，控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声， 缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。
故要有扭转减振器。
8
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1.6 离合器的操纵机构选择
离合器操纵机构按分离时所需的能源不同可分为机械式、 液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等。
机械式操纵机构有杠系和绳索两种传动形式， 杠系传动结构简单， 工作更可靠，但是传动效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系，布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。
机械式操纵机构一般用于排量 1.6L 以下的汽车离合器。对于大排量客车，应采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点：
（1）液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂踏板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机振动而产生运动干涉；（2）可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生动载荷。
故选择液压式操纵机构。
9
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第二章 离合器主要参数的选择2.1 后备系数
后备系数 β 是离合器一个重要设计参数， 它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。 在选择 β 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 β时应考虑以下几点：
1）为可靠传递发动机最大转矩，
β不宜选取太小；
2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，
β又不宜选取太大；
β可选取小些；
β 应选取大些；
3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，
4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，
5）汽车总质量越大， β 也应选得越大；
6）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的
β值应比汽油机大些；
7）发动机缸数越多，转矩波动越小，
β可选取小些；
8）膜片弹簧离合器选取的
β值可比螺旋弹簧离合器小些；
9）双片离合器的 β值应大于单片离合器。
由附表 3.1 ， 初取 β=1.75
2. 2 单位压力
单位压力 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，
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，
取小些；后备系数较大时，可适当增大
。
本次设计中摩擦片用石棉基材料
P0=0.10 ～0.35MPa
取 =0.15MPa
2.3 摩擦片外径 D，内径 d 和厚度 h
（3-1 ）
对于乘用车单片离合器，取
=14.6 。
根据离合器摩擦片尺寸和系列参数表由附表
3.2 ，得到
10
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D=200mm
d=140mm b=3.5mm C=0.700mm Z=2
65～70m／s，以免摩擦片发生飞
所选的 D 应使摩擦片最大圆周速度不超过
离。
（3-2 ）
∴满足条件
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
大于发动机最大转矩 :
（3-3 ）
p0
摩擦因素 f 取0.3 ，校核
即
312 271. 25 10
12
T
c
3
3
3
30.329MPa（3-4 ）
f ZD
( 1
c
)0. 3
2 200 (1
0.7 )
故合格，即用石棉基 ( 编织 ) 材料合理。
2. 4 摩擦因数 f 、摩擦面数 Z和离合器间隙△ t 的确定
摩擦系数 f=0.30, 摩擦面数 Z=2，在操纵机构中采用间隙自动调整装置，离合器间隙可以取△ t=0 。
2.5 摩擦片参数约束条件的检验
1)
2) C=0.700, 满足条件 0.53 ≤ C≤ 0.70 。
3) β=1.75, 满足条件 1.2 ≤β≤ 4.0 。
4) d>2R0+50, 且 R0=（0.5 ～0.75 ）d/2, 取 R0=40mm。
2
5) TC0为单位摩擦面积所传递的转矩
（ N·m/mm）, [ TC0] 为其许用值（N·m/mm
2
），根据附表 3.3 ，选取：
（3-5 ）
满足要求。
11
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第三章离合器主要零件的设计与计算
3.1 从动盘
3.1.1
从动片的结构形式、材料及基本尺寸
在从动盘设计时应要满足以下三个方面的要求：
（1）为减少变速器换挡时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。
（2）为保证汽车起步平稳，从动盘在轴向应有弹性。
（3）为避免传动系扭转共振和缓和冲击载荷，从动盘上应有扭转减振器。
其主要包含从动片，从动盘毂和摩擦片等零件的结构选型和设计。
在设计从动片时要尽量减轻其质量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋
转中心，以获得最小的转动惯量。 为了使得离合器结合平顺， 保证汽车的平稳起
步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。 具有轴向弹性的从动
片有以下 3 种结构型式：整体式弹性从动片、 分开式弹性从动片以及组合式弹性
从动片。前面两种结构在小轿车上采用较多，
在载货汽车上则常用第三种即组合
式从动片。故选分开式弹性从动片。
从动片材料与所用的结构型式有关，不带波形弹簧片的从动片（即整体式）
一般用高碳钢或弹簧刚片冲压而成，经热处理后达到硬度要求。
采用波形片（即开式或组合式）时，从动片用低碳钢，波形片用弹簧钢。
从动片直径对照摩擦片尺寸确定。 为减小从动盘转动惯量， 从动片一般比较薄，通常为 1.3 2.0mm 厚钢板冲压而成，取值为 1.5mm。从动片的外沿部分（即波形弹簧那片）厚度在 0.65 1.0mm之间，取值为 0.8mm。
3.1.2
从动盘毂
花键毂装在变速器第一轴前端， 是离合器承受载荷最大的零件。 目前，常采
用齿侧定心的矩形花键，花键之间为动配合。 根据附表 3.4 ，由从动盘外径和发动机转矩可选取花键的结构尺寸：花键齿数 n=10，花键外径 =35mm，花键内
径 =28mm，齿厚 t=4mm，有效齿长 l=35mm，挤压应力 σ=10.4MPa。
花键齿工作高度 h==3.5mm
花键尺寸的强度校核：
花键侧面压力 P==9841.2N
（4-1 ）
挤压
=
（4-2 ）
12
汽车离合器设计说明书
故花键的强度符合要求。
3.1.3
从动盘摩擦材料
离合器摩擦面片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨， 在相对很短的时间
内产生大量的热，因此，要求摩擦片应有较好的摩擦性能、较高的摩擦系数、较
小的转动惯量， 在短时间内可以吸收相对高的能量， 且具有较好的耐磨性能。 摩
擦的材料基本上有三种：石棉基摩擦材料、有机摩擦材料及金属陶瓷摩擦材料，
有机摩擦材料可以满足较高的性能标准，成本低等特点，选择有机摩擦材料。
故选石棉基摩擦材料。
3.2 压盘和离合器盖
压盘设计包括传力方式的选择及几何尺寸的确定两个方面。
3.2.1
压盘传力方式的选择
压盘是离合器的主动部分， 在传递发动机扭矩时， 它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起， 但这种变化应允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动，常用的连接方式有以下几种：凸台 - 窗孔式、键块式、传力销式和传动片式。 现在使用最广泛的是传力片的传动方式， 因为这种连接方式不仅改善了传力片的受力状况， 还简化了压盘的结构， 降低了对装配精度的要求，并且还有利于压盘的定中。
3.2.2
压盘几何尺寸的确定
确定了摩擦片内外径， 与摩擦片相接合的压盘的内外径也就确定下来了。 因
此压盘几何尺寸归结为确定它的厚度。
压盘厚度确定主要依据以下两点：
1）压盘应该具有足够的质量，以吸收结合时摩擦产生的热量。
2）压盘应具有足够大的强度，以保证受热时不变形。
压盘厚度一般为 15
25mm。
取压盘厚度为 20mm。
在确定压盘厚度以后，应校对离合器接合一次时的温升，它不应超过
8～10
℃ .
选择：压盘外径 D=200mm，压盘内径 d=140mm，压盘厚度 h=20mm。
校核公式如下：
（4-3 ）
压
式中，
-----
温升；
0
C
W:滑磨功； N·m
: 分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘
=0.50;
c: 压盘的比热
选取铸铁，
13
（
℃）
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压
: 压盘的质量 kg ；
铁
压
=3.16kg
（4-4 ）
经计算可知
（4-5 ）
其中： 16in=40.64cm ， r=
205 0.55+406.4=519.15mm
=1.0
乘用车，传动比范围为
3.0 4.5。取 3.0，则
一次滑磨功
（ 4-6
）
单位摩擦面积的滑摩功
（4-7 ）
n 为发动机转速（ r/min ），计算时乘用车取 2000r/min
许用单位面积的滑摩功
=0.4J/
满足条件
将其带入式（ 4-3 ）得：
℃
℃
满足条件
此外，压盘还应与飞轮保持良好的对中， 并要进行静平衡， 压盘单件的平衡精度应不低于 15～20g·cm。压盘高度（从支承点到摩擦面的距离）公差要小。
3.2.3
压盘及传动片的材料
压盘形状一般都比较复杂， 而且要求耐磨、 传热性好和、 且具有较理想的摩
擦性能，故选择由灰铸铁铸成，并添加少量合金材料，硬度为
HB170～ 227。
汽车中间压盘传动片采用中碳钢（
35），硬度 HRC55 62，渗碳处理。
3.2.4
传动片的设计及强度校核
传动片在膜片弹簧离合器中除了承担传递发动机的转矩外， 还要依靠传动片
的弹性作用使压盘分离。
根据现有数据，初定离合器压盘传动片的谁参数如下：共设
3 组传动片
（ i=3 ），每组 3 片（ n=3），传动片的几何尺寸为：宽 b=18mm，厚 h=1mm，传动片两孔的距离 l=80mm，孔的直径 d=8mm，传动片切向布置，圆周半径 =180mm，传动
14
汽车离合器设计说明书
片选择 45 钢，弹性模量
MPa。
校核传动片的应动：传动片的有效长度为
l1 l 1.5d
80 1.5
8
68mm
传动片的弯曲总刚度：
K
K
n 12EJx ni/l 13
12
2.1 105
1
18
13 3
3
683
12
1
0.32MN / m
1000
（4-8 ）
根据上述分析，计算以上
3 中工况的最大驱动应动及传动片的最小分离动：
（1）彻底分离时，按设计要求 f=0,
Te=0,
由公式可知
=0。
（ 2 ） 压盘 和离 合 器盖 组装 成盖 总成 时，
Te =0, 通过 分析 计算 可知
fmax 7.67mm，则可计算最大应动：
max
3 fmax Eh
l12
3 7.6 2.1 105 1
682
1035.5MPa
（4-9 ）
（3）离合器传扭时，分正向驱动与反向驱动，
fmax
损到极限状况，通过尺寸链的计算可知 f
max
=4.74mm。
出现在离合器摩擦片磨
① 正向驱动
（4-10 ）
② 反向驱动
（4-11 ）
由上式可知，传动片的许用应动符合所需的应动要求。
可见压盘与离合器盖组装成总成时最危险， 由于计算载荷时比较保守， 明显偏大，因此传动片的许用极限可取其屈服极限。 鉴于上述传动片的应力状况， 应选
用 80 号钢。
（4）传动片的最小分离动
F弹
发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损
，离合器在结合状态下的弹性弯曲变形量此时最小，
根据相关数据确定 f=1.74mm
。则：
传动片弯曲总刚度 K
=0.32MN/m，当
f=1.74mm时，其弹性恢复动为：
F弹
=
K
f=0.32
×
10
6
×
1.74/1000=556.8N
15
（ 4-12 ）
汽车离合器设计说明书
符合要求。
3.2.5
离合器盖设计
离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起， 通过它传递发动机的一部分转矩传递给压盘，此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。 离合器盖主要要求离合器盖具有较好的刚度， 使得在离合器分离的时候能保持不产生较大的变形， 而且在离合器上需要开一些通分窗口， 以加强离合器的冷却。 根据现有数据， 初定离合器盖使用 4mm的 08 钢板进行冲压，采用定位销对中。
3.3
膜片弹簧设计
3.3.1 H/h
比值选择
设计膜片弹簧时， 要利用其非特性弹性变形规律， 以获得最佳使用性能。 汽车用膜片弹簧 H/h 一般在 1.5-2.0 之间，板厚 h 在 2-4 之间。
取 H/h=1.56
h=2.3
H=3.6
3.3. 2
膜片弹簧工作点位置的选择
1
F1 f
E
ln
1
2
R
1
2
r
2
R
r
H
1
R
r
r1
6 1
R1 r1
R1
r1
H
2 R1
h
（4-13 ）
式中： F1
——膜片弹簧在离合器压盘支承处的载荷（
N）
1 ——膜片弹簧在压盘支承处的变形量，也即压盘的行程
mm
E
——弹性模量
对钢取
E
2.1 105
MPa
对 60Si2MnA取
0.3
——材料的泊松比
膜片弹簧弹性特性曲线，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
λ1H=(
λ1M+λ1N)
／
2。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 λ1B=(0 ．65～ 0．8)H
且
λlH
，以保证摩擦片在最大磨损限度△入范围
内压紧力从 F1B到 F1A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点心尽量靠近 N点。
B点：新离合器膜片弹簧处于压紧状态时的
工作点位置，一般来说，在该点要保证膜片弹簧有足够的压紧力，满足
P1=F1B ，
16
汽车离合器设计说明书
此时，在压盘作用处的轴向变形量
λ1b=(0
．65～0．8)H
λ
1b=0.8H=0.8
×3.6=2.88mm
（4-14 ）
A点：为摩擦片磨损到极限的位置。 要依据 B点的位置再由摩擦片总磨损量△ λ 求得。△ λ=Z△S0
△λ =Zc△S0 =2×0.7=1.4mm
（4-15 ）
△ S
0为每摩擦工作面最大允许磨损量，在
0.65 ～ 1.1mm之间。
C点：为离合器分离时膜片弹簧的光盘内工作位置。它一般在特性曲线的凹点附近，此时分离力较小。 C点的位置取决于压盘升程 λ1f = Z △S ：
△S=0.8mm
λ
1f
= Z
△S=2×0.8=1.6mm
△S为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，
单片式可取 0.75 ～ 1mm，双片式
可取小一点，约为 0.5mm
3.3.3
比值 R／r 和 R、r 的确定
比值 R/r 的关系到碟形材料的利用。通常取
，一般 1.25 左右。
膜片弹簧大端半径 R应满足结构上的要求而和摩擦片的尺寸相适应：大于摩擦片
半径 d/2 。近于摩擦片外半径 D/2。此外，当 H，h及 H/h不变时，增加 R将有利于降
低膜片应力。
取： R/r=1.25 R=90mm r=72mm
3.3.4
膜片弹簧起始圆锥底角 α的选择
膜片弹簧自由状态下圆锥底角
α与内截锥高度 H关系密切：
α
一般在 9°～ 15°范围内。
α
（ 4-16 ）
=11.3 °
及分离轴承作用半径
分离
3.3.5 膜片弹簧小端半径
轴承作用半径 应大于 。
主要由结构决定， 其最小值应大于变速器第一轴花键外径以便安装。
对于第一轴花键部分的直径初选为：
d
K=4.0 4.6
D=23.09
取 K=4.3
（4-17 ）
取 =24mm =26
3.3.6
分离指数目 n 和切槽宽度 δ 1 、δ 2 及半径
17
汽车离合器设计说明书
汽车膜片离合器分离指数目
n>12，一般为 18 左右，采用偶数，便于制造时
模具分度；切槽宽度
δ1
约为
3.5mm；窗孔槽宽度 δ2 约为 10mm；对于半径
一般
说，
，则选取
取 n=18 δ
1=3.5mm δ
2=10mm
3.3.7
支承环加载点
和压盘加载点
取
3.3.8
膜片弹簧及工艺
膜片弹簧材料多为 60Si2MnA硅锰钢，许用应力 [
]1500-1700Mpa。汽车离
合器膜片弹簧尺寸要求严格，弹簧自由高度、原始锥角、内径、外径、板厚及表
面状态等均要严格控制，载荷公差控制在
8%以内；热处理：淬火、回火，回火
后硬度为 HRC44-50。
选用 60Si2MnA
3.3.9
膜片弹簧各参数的约束条件
1、弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围
（ 4-18 ）
（ 4-19）
（4-20 ）
经计算，得： R/r=1.25 ；2R/h=78；
=3.75
符合要求
2、为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推氏膜片弹簧压盘的加载点半
径应位于摩擦片的平均半径与外半径之间。即
（4-21 ）
符合要求
3、根据弹簧结构布置要求 ,
R1与 R,
r1
与
r
, r
f
与
r0
之差应在一定范围内。 即
（ 4-22 ）
（ 4-23 ）
（4-24 ）
；
符合要求
；
, 因此其杠杆比应在一定范围内先
经计算，得：
4、膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用
取 , 即
推式：
（4-25 ）
经计算，得
18
汽车离合器设计说明书
符合要求
3.3.10
膜片弹簧的强度验算
根据摩片弹簧的强度分析理论，其最大的应力值可由下式计算
（ 4-26 ）
其中 =
（4-27 ）
（4-28 ）
式中 n
分离指数 n=18
一个分离指的根部宽度
δ
=24.43mm
(4-29)
e
e
中性的半径
=103.07mm
(4-30)
—— 弹簧部分自由状态的圆锥底角
°
—— 弹簧部分子午断面的转角
(4-31)
=-865.2N/
=-865.2MPa
=1291.5N
根据离合器的计算公式可求
(4-32)
所以符合要求
3.4 扭转减振器主要参数的选择
扭转减振器主要由弹性元件 ( 减振弹簧或橡胶 ) 和阻尼元件 ( 阻尼片 ) 等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度， 从而降低传动系扭转系统的某阶 ( 通常为三阶 ) 固有频率，改变系统的固有振型， 使之尽可能避开由发动机转
矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。所以，
19
汽车离合器设计说明书
扭转减振器具有如下功能：
1) 降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。
2) 增加传动系扭振阻尼， 抑制扭转共振响应振幅， 并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。
3) 控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振， 消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。
4) 缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。
减振器的主要参数是减振器的角刚度
K 和减振器的摩擦力矩
T 摩，它们决
定减振器的衰减传动系扭转振动的能力。减振器的扭转刚度
k 和阻尼摩擦元件
T
j 、预紧转矩 Tn
间的摩擦转矩 T 是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩
和极限转角
j
等。
3.4.1
极限转矩 Tj
极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙
△1 时所
能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它与发动机的最大转矩有
关，一般可取：
（
）
2
(4-33)
式中，乘用车：系数取
=
3.4.2 扭转角刚度 k
=310N
为了避免引起系统的共振，
要合理选择减振器的扭转刚度
k ，使共振
现象不发生在发动机常用工作转速范围内。
k 决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸
设减振弹簧分布在半径为
弧度时，弹簧相应变形量为
R0 的圆周上， 当从动片相对从动盘毂转过
。此时所需加在从动片上的转矩为
(4-34)
式中， T 为使从动片相对从动盘毂转过
弧度所需加的转矩
(N · m)；
K 为每个减振弹簧的线刚度
(N ／ mm)； Z 为减振弹簧个数；
Ro 为减振弹簧
j
位置半径 (m) 。
根据扭转刚度的定义，
k T / 则
k 100KZ
j R02
(4-35)
式 中， k 为减振 器 扭转 刚度 (N · m／ rad) 。
设 计时 可按 经验来初 选 是 k
k ≤ 13 T
j
取 k =13 T
j =4030 N· m／ rad
3.4.3 阻尼摩擦转矩 T
20
汽车离合器设计说明书
由于减振器扭转刚度是， 受结构及发动机最大转矩的限制，
不可能很低， 故
为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，
必须合理选择减振器阻尼装置的阻
尼摩擦转矩 T 一般可按下式初选
T (0.06 ~ 0.17)Te max
(4-36)
取 T =0.15 Temax=23.25N
m 3.4.4 预紧转矩
Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明， Tn
增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是 Tn
不应大于
T
，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取
(4-37)
初选 取
3.4.5
减振弹簧的位置半径
R0的尺寸应尽可能大些，一般取
R0
(0.60 ~ 0.75)
0. 75
d
2
(4-38)
52. 5
mm
取 R0
d
2
3.4.6
减振弹簧个数
参照附表 3.5 选取，取
3.4.7
减振弹簧总压力
当限位销与从动盘毂之间的间隙△
矩达到最大值时 Tj ，减振弹簧受到的压力
1 或△ 2 被消除，减振弹簧传递转
F
为：
/
(4-39)
3.4.8
极限转角针
转角
j 为：
减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限
(4-40)
式中，
通常取
限。取
为减振弹簧的工作变形量。
3O～ 12
O，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，
j
取上
=10
O
3.4.9
减振弹簧计算
1）由于减振弹簧的作用半径 R0 =61.875mm ，减 振弹簧个数
=6，减振弹
21
汽车离合器设计说明书
簧总压力 F
=5000N，则单个减振弹簧的工作负荷
P=F / =5000/6=833.33N。
2）弹簧中径 DC 通常取 11～15mm左右，初选 DC=12mm.
3）弹簧钢丝直径
(4-41)
； d 圆垫的标准值，一般取
1
式中：扭转许用应力
[
]=5500~6000kg/
左右。
带入相关数据，取
。
K
4）减振弹簧刚度 k=
2 =230N/mm。
1000R1 n
4
(4-42)
5）弹簧有效圈数
i
Gd
1
=3.91
8D
C3 k
(4-43)
减振弹簧总圈数 n=i+(1.5
～2)
取 n=6。
(4-44)
6）减振弹簧最小高度 l
min 即弹簧在最大工作负荷下的工作长度，考虑到弹
簧压缩各圈之间仍需留一定的间隙，可取
l
min=n(d
1+δ ) ≈ 1.1d
1 n=25.82mm。
7）减振弹簧总变形
l p / k =2.72mm。
8）减振弹簧自由高度 l
0=l
min+
l
=25.82mm。
9）减振弹簧预变形量
l\' =
(4-45)
(4-46)
Tn
kZR0
=0.175mm。
10）减振弹簧安装高度 l= l
0 -
l\'=25.645mm。
11）从动片相对于从动盘毂的最大转角
2arc sin(
l \' \' / 2R1 )
=2 arcsin(
(4-47)
ll \'
2R1
) =4.0
°。
(4-48)
12）限位销直径 d’按结构布置选定，一般
取 d ’
。
=10mm
d’=9.5
12mm
13）从动盘毂缺口宽度 B 及弹簧安装窗口尺寸
A：
为充分利用减振器的缓冲作用， 将从动片上的部分窗口尺寸做得比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些。
一般推荐： A1 A a 1.4
1.6
mm；一般取
A=25 27 mm。
取 A=26mm， A1 =26+1.5=27.5mm
从动片上缺口 B 与限位销直径 d’之间的间隙△ 1 和△ 2 做得不一样，并使
22
汽车离合器设计说明书
△ 2>△1，这样可以缓和更大的冲击。
从动盘毂缺口 B d12
取△ 1=0.2mm，△ 2
=0.3mm
B=10+0.2+0.3=10.5mm
(4-49)
23
汽车离合器设计说明书
写在后面的话 --- 结束语
本次课程设计是在周萍老师的精心指导下完成的。 感谢导师在最初的设计，
绘图的细节，论文的撰写和最后的答辩的整个过程中给予我悉心的指引和教导，
使我对离合器有了更近一步的了解， 并最终完成课程设计。 导师渊博的知识， 敏
锐的学术思维， 严谨的治学态度， 求实的科学态度和工作作风以及创新的工作精
神，令我终身受益，是我毕生学习的典范。值此设计完成之际，谨向周萍老师致
以崇高的敬意和衷心的感谢！
同时也感谢大学三年教授我各门专业课的老师们，知识，我是无法完成这次课程设计的。 饮其流时思其源，成吾学时念吾师，在此，向所有教导过我，帮助过我的老师和同学表示感谢！
24
没有你们所教授的基础
汽车离合器设计说明书
附表：
车
型
后备系数 β
1.20 ～1.75
1.50 ～2.25
1.80 ～4.00
乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车
最大总质量为
6～14t
的商用车
挂车
表 3.1
离合器后备系数的取值范围
外 径
160
D/mm
180
200
225
250
280
300
325
350
380
405
430
内 径
110
d/mm
125
140
150
155
165
175
190
195
205
220
230
厚 度
/mm
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
4
4
4
4
C’=d/D 0.687 0.644 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535
1-
0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847
单面面
积
106
132
160
221
302
402
466
546
678
729
908
1037
表 3.2
离合器设计参数
离合器规格 D/mm
[ T
C0]x10
-2
≤ 210
>210 ～250
>250～ 325 >325
0.28
0.30
0.35
0.40
表 3.3 单位摩擦面积传递转矩的许用值（
N·m/mm2）
25
汽车离合器设计说明书
从动盘外
D/mm
发动机转
矩
T
e/N ·m
50
70
110
150
200
280
310
380
480
600
720
800
950
花键齿数
n
花键外径
D ’/mm
花键内径
d’/mm
齿
b/mm
厚
有效齿长
l/mm
挤压应力
σ /Mpa
160
180
200
225
250
280
300
325
350
380
410
430
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
263
26
29
32
35
35
40
40
40
40
45
45
52
18
21
23
26
28
32
32
32
32
32
36
36
41
3
3
4
4
4
4
5
5
5
5
5
5
6
20
20
25
30
35
40
40
45
50
55
60
65
65
10
11.8
11.3
11.5
10.4
12.7
10.7
11.6
13.2
15.2
13.1
13.5
12.5
450
表 3.4
从动盘毂花键尺寸系列
摩擦片外径 D／ mm
225-250
4-6
250--325
6--8
325--350
8～10
>350
>10
车
表 3.5 减振弹簧个数的选取
参考文献
[1]. 徐石安 , 江发潮 . 汽车离合器 / 汽车设计丛书 [M]. 北京：清华大学出版
社 ,2005
[2]. 王望予 . 汽车设计 [M]. 北京：机械工业出版社， 2011
[3]. 陈家瑞 . 汽车构造 [M]. 北京：机械工业出版社， 2010
[4]. 刘惟信 . 汽车理论 [M]. 北京：机械工业出版社 , 2011
[5]. 陈秀宁，施高义 . 机械设计课程设计 [M]. 浙江：浙江大学出版社 ,2009
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