λ2
=
r1 − rf R1 − r1
λ1
F2
=
R1 − r1 r1 − rf
F1
分离状态相对接合状态的膜片弹簧大、小端的变形量关系：
λ2f
=
r1 − rf R1 − r1
λ1 f
离合器主要零件的设计计算
考虑到膜片弹簧属于非刚性的，因此膜片弹簧大、小端的变形量关系：
Δλ2 f
λ2f
=
r1 − rf R1 − r1
离合器基本参数（D, β, p0）取决于材料性能和环面直径。
目标函数：
f
(x)
=
min
⎡π
⎢⎣ 4
(D2
−
d
2
)⎥⎦⎤
设计变量：
X = [p0 D d]
离合器主要零件的设计计算
约束条件：
1、最大圆周线速度要求
vD
=
0.5ωD
=
π
60
nemax D ×10−3
≤
65
~
70或50m /
s
散 热
2、圆环内外径之比要求：
−
λ )( H
−
λ 2
)
+
h2]
其中：
A = 6 ( m −1)2 π ln m m
m = R/r
F H/h< 2 H/h= 2
r h
2<H <2 2 h H >2 2 h
H R
H =2 2 h
0
λ
离合器主要零件的设计计算
H / h < 2适用于大载荷并用于缓冲装置中的行程限制
H / h = 2 中段变形增加但载荷几乎不变，后增加
石棉基 粉末冶金 金属陶瓷
0.10‾0. 35MPa 0.35‾0.60MPa 0.7‾2.0MPa
轿车：0.18‾0.28 货车：0.14‾0.23 公交：0.10‾0.13
离合器基本参数的确定
2、离合器外径D的选取原则
D = 100 Temax A
或
D = K D Temax
离合器外径D的增大，传递转矩大，圆周线速度高； 离合器外径D的减小，传递转矩小，圆周线速度低。
2
σt = 0
如图，ok为零应力线，其内侧为压应力区，外侧为拉 应力区，等应力线远离零应力线，其应力值越高。
离合器主要零件的设计计算
如图，可知碟簧部分内上缘点B的切向压应力最大，A 点的切向拉应力最大，明显B点的应力值最高。因此一 般膜片弹簧的强度计算B点（-（e-r）, h/2）
σ tB
=
E
1− μ2
Tc = βTemax = ZfPΣ Rm
其中，β为离合器的后备系数：离合器所能传递的最大静摩擦力 矩与发动机最大转矩之比，必须大于1。
假设：1、摩擦表面所承受的摩擦力均匀分布 2、摩擦表面所承受的压力均匀分布
单位摩擦面积上产生的单元摩擦力
dS
dα
R
dρ ρ r
dF = fp0dS = fp0ρdρdα
•
⎧ ⎨ ⎩
e
− 2
r
ϕ2
− [(e
−
r)α
+
h 2
]ϕ
⎫ ⎬ ⎭
膜片弹簧的B点压应力最大值的转角：
ϕp
=α
+
h 2(e −
r)
在离合器彻底分离时，膜片弹簧的实际转角ϕ f ≥ ϕ p 计算B点应力时，取
ϕ = ϕ p 如果ϕ f < ϕ p 计算B点应力时，取 ϕ = ϕ f
膜片弹簧的B点弯曲应力
不稳定 较稳定 不稳定
膜片弹簧 离合器
在允许磨 损范围内 传递转矩 不变
稳定
应用范围
低速＼大 大于
转矩发动 450N.m
机
发动机
弹簧与压盘接触 弹簧容易受热失效
无接触
重型车（ 开始使用 ）
无接触
各种车型
无接触
膜片弹簧支承形式
推式膜片弹簧
拉式膜片弹簧
支承形式
双支承环
单支承环 无支承环
单支承环 无支承环
单位摩擦面积上产生的单元摩擦力矩
dT = fp0ρ 2dρdα
离合器基本参数的确定
整个摩擦面积上产生的总摩擦力矩
∫ ∫ Tc
=
fp0
R r
2π ρ 2dρdα
0
= 2πfp0
R3 − r3 3
具有Z个摩擦面积上产生的总摩擦力矩
Tc
=
Z (2πfp0
R3
− 3
r3
)
Tc = βTemax = ZfPΣ Rm
从动盘数的选择 湿式、寿命长
使用条件 结构特点 性能特点
单片离合器
发动机最大 转矩不大， 轿车＼轻货 尺寸紧凑， 散热良好， 惯性小
分离彻底， 接合平顺， 换档容易
双片离合器 发动机最大 转矩较大，
轴向尺寸较 大，散热不 良，惯性大
分离不够彻 底，接合较 平顺．换档 困难
多片离合器
发动机最大 转矩大，多 为湿式
多片干式摩擦式
传递转矩大
冲击小、传递转矩大、 散热好
冲击小、传递转矩大、 分离彻底（装配好）
惯量大、换档困难、 冲击大、易卡住
惯量大、换档困难、 分离不彻底（液体黏 度）
惯量大、换档困难、 散热不好
单片干式摩擦式
自动离合器（离心 式、电磁摩擦式、 磁粉式）
惯量小、散热好、分离 彻底
方便
传递转矩小（ 1000N.m以下）、冲 击大、
)
=
βTe max
其中，单位摩擦面积上产生的压力
p0
=
π
PΣ (R2 −
r2)
摩擦面积外径
D = 2R = 2.53 βTemax / πfZp0
离合器基本参数（D, β, p0）的关系式
β
D
p0
D
离合器基本参数的确定
离合器基本参数（D, β, p0）的选取原则
1、离合器后备系数β的选取原则
离合器后备系数β的减小，传递转矩减小，滑磨功增大，热负荷大 ，寿命缩短；离合器后备系数β的增大，传递转矩增大，离合器外 径增大，传动系统容易发生过载，惯量大。
连接间隙
冲击噪声
效率低
早期双片离 合器传统结 构
键式（键齿 、键槽-指销 ）
将飞轮与压 盘相连
弹性传动片
将压盘与离 合器盖铆接
连接间隙 冲击噪声 效率低
一种双片离 合器结构
无间隙 效率高
近期广泛采 用
离合器基本参数的确定
离合器作为传动系统的一部分，应该能够传递发动机的最大转矩。
离合器传递的摩擦力矩Tc与摩擦面数目Z、摩擦系数f 、作用在摩擦 面上的总压力P∑和摩擦片平均摩擦半径Rm的关系。
第二章 离合器设计
• 离合器的功用及发展概述 • 摩擦式离合器的结构方案分析 • 摩擦式离合器主要参数选择 • 摩擦式离合器的设计与计算 • 离合器的操纵机构
第一节 概述
z 离合器功能：切换和实现对传动系的动力传递，以
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；在换挡时将发动机与传动系分离，减 少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到大的 动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，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。 扭转减振器
=
1−
π
δ1n
(ri +
re
)
β2
=1−
δ2n π (re +
r)
离合器主要零件的设计计算
2、膜片弹簧的强度计算
由材料力学可知膜片弹簧截面上任意点的切向应力
σt
=
E 1− μ2
•
xϕ(α − ϕ ) − 2
e+ x
yϕ
中性点的半径
e= R−r ln(R / r)
当
y = (α −ϕ / 2)x
或 xϕ(α − ϕ ) − yϕ = 0
σ rB
=
6(r − rf )F2 nbr h2
σ B = σ rB − σ tB
离合器主要零件的设计计算
3、膜片弹簧重要参数选择：
H/h和h的选择：
2< H <2 2 h
h = 2 ~ 4mm
为保证离合器压紧变化不大和操纵轻便。
R/r和r、R的选择：
R/r越大，刚度越大， R/r越小，刚度越小 R/r=1.2~1.35
R大于摩擦片的平均半径Rm,拉式的R值大于推式的 拉式的r略大于摩擦片的平均半径Rm, 推式的r可等于或略小 于Rm
离合器主要零件的设计计算
问
0.53 ≤ d / D ≤ 0.70
题 3、降低离合器滑磨时的热负荷：
0.1MPa ≤ p0 ≤ 1.5MPa
材料 方面
4、降低离合器滑磨功：
w= W
≤ [w]
πZ (D2 − d 2 )
W = π 2ne2marr2
1800i02ig2
使用 方面
结构 方面
离合器主要零件的设计计算
5、传递转矩与防止传动系统过载要求： 1.2 ≤ β ≤ 4.0
2< H <2 h
2
中段变形增加但载荷下降，且此区域较宽，达到省力 作用，适用于离合器的压紧弹簧
H =2 2 h H >2 2 h
中段负刚度区域过宽，且出现负值与零，适用于液力 传动中的锁止机构。
离合器主要零件的设计计算
膜片弹簧分为三种状态：自由状态，接合状态，分离状态
假设：膜片弹簧属刚性的，载荷均匀分布且不计摩擦 由碟簧的变形特点,可知道任意两点（在受力情况下）相对自由状态的 变形量与两点距支点的距离成正比，而受力平衡状态下，两点的受力大 小与两点距支点的距离成反比。即：