②要防止高合器滑磨过大，β应适当大一些； ③要能防止传动系过载，减小离合器尺寸，β不宜太大。
后备系数β的取值范围－各类汽车取值范围不同
＊轿车和微型、轻型货车
β＝1.30～1·75
＊中型和重型货车
β＝l.60～2.25
＊越野车、重型汽车和牵引汽车β＝1·8 ～3.5
摩擦片内外径d、D（P123）
摩擦片内外径d,D选择－应考虑： ①摩擦片尺寸d, D应符合《汽车用离合器摩擦片》尺寸系列标准
离合器每一次接合所产生的总滑磨功W
W 2ne2marr 2 J
1800i02ig 2
5.6 离合器膜片弹簧设计
＊膜片弹簧主要参数选择 ＊膜片弹簧优化设计
圆柱螺旋弹簧
膜片弹簧
圆柱螺旋弹簧
膜片弹簧
离合器压紧弹簧弹性特性
膜片弹簧弹性特性
膜片弹簧及其弹性特性
2H/h22
离合器膜片弹簧特性 2H/h22
＊摩擦片外径较大时，Po应取小些，以降低摩擦片外缘处的热负荷；
＊发动机后备系数较大时，可适当增大Po。
各种摩擦片材料的Po取值范围 ：
＊石棉基材料 Po＝0.1 ～0·25 MPa
＊粉末冶金材料 Po＝0.35～0·5 MPa
＊金属陶瓷材料 Po＝0·7 ～2 MPa
各类车辆摩擦片材料的Po取值范围 ：
膜片弹簧工作特性点选择
（P44）
A－离合器磨损后接合状态工作点 （在O－M段，FA≈FB）
B－新离合器接合状态工作点 （在M－H段，靠近H点）
磨损量
C－离合器分离状态工作点 （在N点附近）
H－弹簧压平位置特性点
离合器膜片弹簧主要参数选择
r
（P45图）
h
H
α R
2H/h22
H／h＝1.6～2.2，以保证弹簧特性形态； h＝2～4mm，考虑板材厚度系列值； R≥Rc， R ／r＝1.2～1.35； α＝9～15度（自由状态内截锥角）；
人民交通出版社 ⒐［日］武田信之，载重汽车设计，人民交通出版社 1998
传动系组成与布置
发动机前置－前驱传动系布置图（P102）
多桥多驱传动系布置图（P103） 发动机前置－后驱传动系布置图
驱动轮
离合器 变速器
驱动桥合器设计
5.1 离合器主要参数及其优化设计 5.6 离合器设计计算－膜片弹簧设计
＊轿车
Po＝0.18～0·28 MPa
＊货车
Po＝0.14～0·23 MPa
＊城市公共车Po＝0.13
MPa
离合器后备系数β（P121）
后备系数β －反映离合器传递发动机最大转矩的可靠程度 β＝ Tc ／Temax
离合器静摩擦力矩 Tc＝f F Z Rc
发动机最大转矩
后备系数β选择－应考虑：
①摩擦片在使用中磨损后，离合器仍能可靠地传递发动机最 大转矩，即β>1 ；
离合器 最大静摩擦力矩
Tc＝βTemax
β后备系数 发
动 机 最 大 转 矩
F dD
摩擦片内外径d、D
离合器摩擦力矩（P121）
离合器的静摩擦力矩Tc
摩擦面面积 A =0.25π(D 2-d )2
摩擦材料静摩擦系数 摩擦表面工作压力 F=P0A
Tc＝f F Z Rm
摩擦面单位压力
摩擦面面数
摩擦片平均摩擦半径
汽车设计 课件
教材与参考书
⒈ 刘惟信，汽车设计，清华大学出版社 2001 ⒉ 张洪欣，汽车设计，机械工业出版社 1989 ⒊ 王望予，汽车设计（第三版），机械工业出版社 2000 ⒋ 汽车工程手册编委会，汽车工程手册－设计篇，人民交通出版社 2001 ⒌ 长春汽车研究所，汽车设计手册，1998 ⒍ 汽车技术，1972～1975 ⒎ 机械工程手册编委会，机械工程手册－汽车篇，机械工业出版社 1997 ⒏ 汽车设计丛书：离合器、变速器、圆锥齿轮与双曲线齿轮传动等，
以保证扭转减振器的安装 ； ⑤ 单位摩擦面积传递的转矩Tc0 ≤[Tc0 ] ，反映离合器
传递转矩并保护过载的能力； ⑥ 单位压力Po在一定范围内，车型不同、摩擦材料不同，
Po值范围不同； ⑦ 离合器每一次接合的比滑磨功q ≤ [q] ，减少汽车起步
过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤
Rm
D3 d3 3(D2 d2
)
离合器传递的最大静摩擦力矩Tc
Tc＝βTemax
离合器后备系数
发动机最大转矩
摩擦面单位压力P0（P122）
离合器摩擦面单位压力Po－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，Po应取小些；
《汽车用离合器摩擦片》尺寸系列D/d
160/110，180/125，200/140，225/150，250/155，280/165， 300/175，325/190，350/195，380/205，405/220，430/230
离合器参数优化设计
非独立设计变量？
设计变量－摩擦片内外径d、D和工作压紧力F 目标函数－结构尺寸最小，即：
膜片弹簧参数优化设计－P48
膜片弹簧优化设计（P48）
设计变量：H, h, R, r, R1, r1,λ1B
GB5764－86 ； ②在同样外径D时，选用较小的内径d，可增大摩擦面积，提高传
递转矩的能力和减少摩擦面单位压力。但会使摩擦面上的压力分布不 均匀，使内外缘圆周的相对滑磨速度差别太大而造成定摩擦面磨损不 均匀，且不利于散热和扭转减振器的安装。故内外径比d/D应适当；
③摩擦片最大圆周速度不超过65~70m/s，以免摩擦片发生飞离。
离合器滑磨功与热计算
离合器每一次接合所产生的总滑磨功L （P124）
L
离合器比滑磨功q 离合器压盘温升τ
L2ne2
Ja
J
1800(1T)Ja Tc Je
(11)
qL J/c2m[q] A
L 10C
mC
单位摩擦面积滑磨功计算
（P124）
离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功w
wZ(D 4W 2d2) J/mm 2
摩擦片摩擦面积最小 f(X)＝min[0.25π(D 2-d )2] 或摩擦片外径最小 f(X)＝min( D )
约束函数
离合器参数优化设计约束函数
① 摩擦片最大圆周速度Vd≤65~70m/s； ② 摩擦片的内外径比d/D＝0·53～0.70； ③ β值应在一定范围内，车型不同β值范围不同； ④ 摩擦片内径d ＞2R0（减振器弹簧位置直径）＋50mm，