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目录
1 离合器主要参数的选择 (2)
2 离合器基本参数的优化 (2)
2.1 设计变量 (2)
2.2 目标函数 (2)
2.3 约束条件 (2)
3 膜片弹簧的设计 (3)
3.1 膜片弹簧的基本参数的选择 (3)
3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线 (4)
3.3 强度校核 (7)
4 扭转减振器的设计 (7)
4.1 扭转减振器主要参数 (7)
4.2 减振弹簧的计算 (8)
5 从动盘总成的设计 (10)
5.1 从动盘毂 (10)
5.2 从动片 (10)
5.3 波形片和减振弹簧 (10)
6 压盘设计 (10)
6.1 离合器盖 (10)
6.2 压盘 (10)
6.3 传动片 (10)
6.4 分离轴承 (10)
7 小结 (11)
参考文献 (11)
文献检索摘要 (12)
1结构方案分析
1.1从动盘数的选择：单片离合器
单片离合器：对乘用车和最大质量小于6t 的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。
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。 1.2压紧弹簧和布置形式的选择：推式膜片弹簧离合器
膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。
2 离合器主要参数的选择
1.1 初选摩擦片外径D 、内径d 、厚度b 根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）式3.
2.1，有D =A
T e max
100
，对于小轿车 A=47，得D=125100
47
=163.0820mm ，
根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表3.2.1
可知，取D=200mm,d=140mm, b=3.5mm
1.2 后备系数β
由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，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,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），再加上小轿车的后备功率比较大，使用条件较好，宜取较小值。乘用车β选择：1.20～1.75 ，本次设计取β = 1.3。 1.3 单位压力0P
根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表3.2.1可知，对于小轿车
当D=>230mm 时,则0P ＝1.18/D Mpa ；
当D< 230mm 时，则0P ＝0.25Mpa. 所以由于D ＝200mm ,取0P ＝0.25Mpa.
故根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2－2可知， 当0.15Mpa<0P <0.35Mpa 时，摩擦片材料选择石棉基材料。 1.4 摩擦因数f 、离合器间隙Δt
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本次设计取f=0.3
离合器间隙△t 是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，
为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙△t 一般为3～4mm 。离合器间隙取Δt=3mm
摩擦面数 Z=2
2 离合器基本参数的优化
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：
T
T FDd x x x X ][][321== 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
)]
(4
min[
)(2
2
d D
x f -=π
2.3 约束条件
2.3.1 最大圆周速度
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－10）知，
s
m D n v e D /70~6510
60
3
max ≤?=
-π
式中，D v 为摩擦片最大圆周速度（m/s ）; max e n 为发动机最高转速（r/min ）
所以s
m s m D n v e D /70/68.0333 10
200650060
10
60
3
3
max <≈???=
?=
--π
π
，
故符合条件。
2.3.2 摩擦片内、外径之比c
c=
7
.0200
140==D d ，满足0.5370.0≤≤c 的条件范围。
2.3.3 后备系数β
对于1.9L 排量的小轿车，初选后备系数β＝1.3 2.3.4 扭转减振器的优化
对于摩擦片内径d=140mm, 而减振器弹簧位置半径R0＝(0.6~0.75)d/2， 故取R0＝0.6d/2＝42
2
1400.6=?
(mm)，取R0为44mm
所以d-2R0＝140－2×44＝52mm>50mm 故符合d>2R0+50mm 的优化条件
2.3.5 单位摩擦面积传递的转矩c0T
c0T =
][)
(402
2c T d D Z Tc
≤-π
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－7）知， Tc=max e T β=1.3×125=162.5(N ·m) 故c0T ＝
0.0051)
140200(25
.16242
2=-???π
(N·m /2mm ) 根据根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表（2－5）知， 当摩擦片外径D<=210mm 时，]Tc0[=0.28 N ·m /2mm >0.0051 N ·m /2mm ， 故符合要求
2.3.6 单位压力0P
单位压力0P 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。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0P 的最大范围为0.15～0.35Mpa ，
已确定单位压力0P ＝0.25Mpa ，在规定范围内，故满足要求
3 膜片弹簧的设计
3.1 膜片弹簧的基本参数的选择 3.1.1 比值
h
H 和h 的选择
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h
H 一般
为1.5～2.0，板厚h 为2～4mm
故初选h=2.5mm, h
H =1.8则H=1.8h=4.5mm.
3.1.2
r
R 比值和R 、r 的选择
由于摩擦片平均半径Rc=)
(854
140
2004
mm d D =+=
+，
对于推式膜片弹簧的R 值，应满足关系R ≥Rc=85mm. 故取R=105mm,再结合实际情况取R/r=1.3,则r=80.77mm 。 3.1.3 α的选择
α＝arctanH/(R-r)=arctan4.5/(105-80.77)=10.5248°，满足9°～15°的范围。
3.1.4 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。取为n=18。
3.1.5 膜片弹簧小端内半径0r 及分离轴承作用半径f r 的确定
0r 由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。
由《机械设计》3
d n
p C =公式，可求得d=25.0076mm,则取0r ＝28mm,再取分离轴承f
r ＝30mm.
3.1.6 切槽宽度δ1、δ2及半径e r
取δ1＝3.2mm, δ2=10mm, e r 满足≥-e r r δ2,则e r <=r-δ2=80.77-10=70.77mm 故取e r ＝70mm.
3.1.7 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）知， R1和r1需满足下列条件： 711≤-≤R R 610≤-≤r r
故选择R1＝95mm ， r1＝65mm. 3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线
假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。
设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：
??
?
???+-------?????
?-==22
2)1121)(111()11()
/ln()1(61)1(1h r R r R x H r R r R x H r R r R b Ehx x f P π 式中，E ――弹性模量，钢材料取E=2.0×510Mpa ；
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 ； R1――压盘加载点半径，mm ；
r1――支承环加载点半径，mm ；
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 。
利用Matlab 软件进行P1－x1特性曲线的绘制，程序和图形如下： 程序如下：
x1=0:0.2:7;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形 E=2.0*10^5;%弹性模量（Mpa ） b=0.3;%泊松比
R=100;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm) r=70;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)
H=4.5;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm ） h=2.5;%膜片弹簧钢板厚度（mm ） R1=95;%压盘加载点半径（mm ） r1=65;%支承环加载点半径（mm ）
P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b^2)))*log(R/r)/((R1-r1)^2).*((H-x1*((R-r)/(R1-r1))).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1))+h^2); %以下用于绘图 clf
plot(x1,P1,'-b');
axis([0,7,0,8000]);%设置坐标 hold on
hold off,grid on xlabel('变形x1/mm') ylabel('工作压力P1/N') title('P1-x1特性曲线') 图形如下：
012
34567
1000
2000300040005000600070008000变形x1/mm
工作压力P 1/N
P1-x1特性曲线
确定膜片弹簧的工作点位置:
可以利用Matlab 软件寻找P1－x1特性曲线中M,N 的位置坐标，具体程序如下
x1=0:0.2:7;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形 E=2.0*10^5;%弹性模量（Mpa ） b=0.3;%泊松比
R=100;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm) r=70;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)
H=4.5;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm ） h=2.5;%膜片弹簧钢板厚度（mm ） R1=95;%压盘加载点半径（mm ） r1=65;%支承环加载点半径（mm ）
P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b^2)))*log(R/r)/((R1-r1)^2).*((H-x1*((R-r)/(R1-r1))).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1))+h^2); %以下用于绘图 clf
plot(x1,P1,'-b');
axis([0,7,0,8000]);%设置坐标 hold on
hold off,grid on xlabel('变形x1/mm') ylabel('工作压力P1/N') title('P1-x1特性曲线') zoom out [x,y]=ginput(1) x =2.8468
y =3.7076e+003 [x,y]=ginput(1) x =6.1532
y =2.7018e+003
则可知=M 1λ 2.8468mm ,=M P 13707.6N 116.1532,2701.8N N m m P N λ==
上述曲线的拐点H 对应着膜片弹簧的压平位置，而且2/)(111N M H λλλ+= 则
H 1λ＝
2.8468 6.5302
4.58852
m m
+≈
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H B 11)0.1~8.0(λλ= 则取110.90.9 4.5885 4.1296B H mm λλ==?= 则此时校核后备系数β
βmax
3707.60.25852
1.2606 1.3125000
c c e P R Z T μ∑???=
=
=≈
满足要求
离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为 f M N 111λλλ+=（f 1λ即为压盘的行程)f ? 故11 6.1531 2.8468 3.3063N M f mm λλ?=-=-=
压盘刚开始分离时，压盘的行程'11 4.5885 2.8468 1.7417H M f m m λλ?=-=-= 3.3 强度校核
膜片弹簧大端的最大变形量1 6.1532N m m λ=， 由公式
()???
??
?
???
???-?+-?
???
? ??-?--??????? ??---+
?-?=1111111
112
2
22
2211ln 13r R r h r R r R r R H r R r r R E h
P r
r r N N N f
B
λλλμ
βπ
σ
得1626B M Pa σ=
4 扭转减振器的设计
4.1 扭转减振器主要参数 4.1.1 极限转矩Tj
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－31）知，
极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取， Tj=(1.5～2.0) max e T
对于乘用车，系数取2.0。
则Tj=2.0×max e T ＝2.0×125＝250（N ·m ） 4.1.2 扭转刚度k ?
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－35）可知， 由经验公式初选k ?13≤ Tj
即k ?＝13≤Tj ＝13×250＝3250（N ·m/rad ） 4.1.3 阻尼摩擦转矩T μ
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－36）可知, 可按公式初选T μ
T μ＝（0.06～0.17）max e T
取T μ=0.1 max e T =0.1×125=12.5(N ·m) 4.1.4 预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。 根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－37）知， Tn 满足以下关系：
Tn ＝（0.05～0.15）max e T 且Tn ≤T μ＝12.5 N ·m
而（0.05～0.15）max e T ＝6.25～18.75 N ·m
则初选Tn ＝15 N ·m
4.1.5 减振弹簧的位置半径R0
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－38）知， R0的尺寸应尽可能大些，一般取 R0=(0.60～0.75)d/2
则取R0=0.65d/2=0.65×140/2=45.50(mm),可取为45mm. 4.1.6 减振弹簧个数Zj
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表（2－6）知， 当摩擦片外径D ≤250mm 时， Zj=4～6 故取Zj=6
4.1.7 减振弹簧总压力F ∑
当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj 时，减振弹簧受到的压力F ∑为 F ∑＝Tj/R0
＝125/(45×310-) ＝2.778(kN) 4.2 减振弹簧的计算
在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。
4.2.1 减振弹簧的分布半径R1
根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知， R1的尺寸应尽可能大些，一般取 R1=(0.60～0.75)d/2
式中，d 为离合器摩擦片内径
故R1=0.65d/2=0.65×140/2=45.5(mm)，即为减振器基本参数中的R0 4.2.2 单个减振器的工作压力P
P= F ∑/Z=2778/6=463(N) 4.2.3 减振弹簧尺寸 1）弹簧中径Dc
根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，其一般由布置结构来决定，通常Dc=11～15mm 故取Dc=12mm 2）弹簧钢丝直径d d=3
]
[8τπPDc
式中，扭转许用应力τ[]可取550～600Mpa,故取为550Mpa 所以d=
3
6
3
10
55010
124638?????-π=3.0mm
3）减振弹簧刚度k
根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）式4.7.13
知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k ?及其布置尺寸R1确定，即 k=)/(1000R
k 21
mm N n
?
则K =
)/(0.26166
)10
5.45(10003250
2
3
mm N ≈???-
4）减振弹簧有效圈数i 根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，
18610
616.2)10
12(8)
100.3(10103.883
3
3
43
643
4=????????=
=
--k
D Gd
i c
5）减振弹簧总圈数n
其一般在6圈左右，与有效圈数i 之间的关系为 n=i +(1.5～2)=6 减振弹簧最小高度
dn d n l 1.1)(min ≈+=δ=19.80mm 弹簧总变形量
463/ 1.7672
262
l P K ?==
=mm
减振弹簧总变形量0l
0l =l l ?+min =19.80+1.7672=21.5672mm
减振弹簧预变形量
1
'
kZR T l n =
?=
3
15
0.2097
262645.510
-≈???
减振弹簧安装工作高度l
'
0l l l ?-==21.5672-0.2097=21.3575mm 6）从动片相对从动盘毂的最大转角α
最大转角α和减振弹簧的工作变形量)('''''l l l l ?-?=??有关，其值为
)2/arcsin(21"
R l ?=α=1.9605°
7）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙1λ αλsin 21R =
式中，2R 为限位销的安装尺寸。1λ值一般为2.5～4mm 。 所以可取1λ为3mm, 2R 为88mm. 8）限位销直径'd
'd 按结构布置选定，一般'd ＝9.5～12mm 。可取'
d 为10mm
5 从动盘总成的设计
5.1 从动盘毂
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版），从动盘毂轴向长度不宜过小，以免再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。故取从动盘毂轴向长度取为1.2d=1.2×24=28.8mm 。从动盘毂的材料选
取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般26～32HRC。根据摩擦片的外径D 的尺寸以及根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2－7查出从动盘毂花键的尺寸。
由于D=200mm,则查表可得，
花键尺寸：齿数n=10，外径'D=29mm, 内径'd＝23mm 齿厚t=4mm,
有效齿长l=25mm, 积压应力
σ=11.1Mpa
c
5.2 从动片
从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。
材料选用中碳钢板（50号），厚度为取为2mm,表面硬度为35～40HRC
5.3 波形片和减振弹簧
波形片一般采用65Mn,厚度取为0.8mm,硬度为40～46HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA钢丝。
6 压盘设计
6.1 离合器盖
应具有足够的刚度，板厚取4mm,乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。
6.2 压盘
6.2.1 压盘传动方式的选择
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的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。
另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。
6.2.2 压盘几何尺寸的确定
传动片采用3组，每组3片的形式，具体尺寸为，宽b=25mm，厚b=17mm，两孔间距为l=202mm，孔直径为d=10mm，传动片弹性模量E=25
?M Pa
10
6.3 传动片
由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。
传动片可选为3组，每组3片，每片厚度为1mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。
6.4 分离轴承
由于
n=6500r/min,离心力造成的径向力很大，因此采用角接触式径向推力
e
max
球轴承。
7 小结
这次课程设计，我们设计的题目是轿车离合器。这个题目看起来应该很简单，平时我们看过各种各样的离合器，对其结构原理可以说了解得滚瓜烂熟，可是真正动起手来才知道不是那么回事。
先从找资料计算这个环节说起。图书馆的书在课程设计两周前就被洗劫一空，我们这些平时做事不急不慢的同学就很难找到资料了。没办法，只好把整本书拿着复印。这种愚蠢的方法后来也收效甚微。以前看起来学得还不错的离合器，这个时候要把没个细节都想清楚了才能动手，前后都得联系起来计算。就这样我在几本书之间来回地翻阅，总算是把需要的尺寸都算完了。结果校核的时候又出现错误。从头再来一遍。就这样，计算过程就花了几天时间。
再来说说制图环节。按照惯例，我们的制图都是手工绘制。只要找到参考图，对照着画就行了。过程很简单，可是最后答辩的时候还是错误不断。不是这里掉了什么零件没画，就是那里的某个零件绘制有问题。看来真正要完全弄好一张图纸也不是那么容易的事。
最后就是说明书的编写了，这个我认为是最难的一个环节。因为我们是交的电子档，所以里面不可避免地要绘一些图。而这就要用到MATLAB软件。平时上课根本就没好好听，这个时候要我弄出一副图来还真有点困难。一开始用它时我只能一点点摸索着做，由于菜单中很多工具我都不太清楚，所以弄了好多次都没真正弄出自己想要的图来。最后只好边看教材边做图，终于做出了一副自己满意的图。但是我自己心里也明白这只能算是作弊的假方法，距离真正掌握这个软件还是有很长的距离。
在为课程设计写说明书时，为了让说明书内容更充实，使自己的书面语言更趋向于专业化，我们组到图书馆去借了相关的书籍来翻阅。在查找资料、阅读资料的同时，我还知道了更多以前课本上没有学到过的知识（尤其在为“计算公式”找资料时）。我不仅把离合器的相关知识理解得更透彻，还加深了对《汽车设计》这门课的认识。
通过这次课程设计，我很清楚地意识到理论与实际的差距。就算理论知识学得再好，要在实际中得以运用也不是那么轻松的事。我们必须用更多的实际运用来巩固自己的理论知识，在学习的过程中刻意地与实际运用相结合，只有做到这些，我们才能真正地掌握知识。
当然，从这次课程设计中我也看到了希望。只要自己认真做，没有什么不可能完成的任务。它也为我们的毕业设计做了很好的准备。
参考文献
1.徐石安,江发潮.《汽车离合器/汽车设计丛书》,清华大学出版社,2005.8
2.王望予.《汽车设计》，机械工业出版社，2007.6
3.陈家瑞.《汽车构造》，人民交通出版社，2002.6
4.钱大川.《新型联轴器、离合器选型设计与制造工艺实用手册》，北京工业大学出版社，2006.8
5.骆素君,朱诗顺.《机械课程设计简明手册》，机械工业出版社，200
6.8
文献检索摘要
1.徐石安,江发潮等.汽车离合器/汽车设计丛书,清华大学出版社,2005.8
本书从分析汽车传动系的发展状况为起端，系统叙述汽车离合器结构的发展
及其未来的趋向，指出离合器产品应具有的功能和对产品设计的基本要求。本书
着力于介绍为培养和提高离合器产品自主开发能力所必备的基本知识和技能，包括：离合器及其操纵系统的结构知识、设计理论、设计理念及方法，有关离合器
试验和离合器的故障分析及排除等。本书对离合器及其操纵系统主要零部件的设
计计算都做了较详细的叙述，其中重点介绍有一定难度的膜片弹簧和扭转减振器
的设计计算理论、方法和思路，并附有算例，对近年来发展起来的新技术—双质
量飞轮及电控离合器也有较详细的说明。
2.杨耀峰,张晓燕.摩擦离合器的理论分析与设计,陕西科技大学学报,2006.4
与轴承相反,在制动器、离合器、带传动和牵引传动中,摩擦是一种有用且必
要的物理特性,在制动器和离合器中都要通过杠杆机构或其它操纵机构在两摩擦
面之间施加压力以产生所需的摩擦力,从而实现加速、恒速传动、打滑以便防止
过载、减速、停车和固定。由于摩擦式离合器不论在何种速度时两轴都可以随时
接合或分离,且分离迅速而彻底,结合过程则平稳,冲击、振动较小,同时从动轴的加
速时间和所传动的最大转矩可以调节,加之其又有过载保护作用等优点,因而在高
速传动机械中摩擦离合器得到了较普遍的应用。本文在对其计算理论进行详细分
析推导的基础上,概括地论述了它的一些设计参数的选取及设计方法。当两个开
始以不同速度向同一方向自由旋转的质量体接合时,高速质量体不仅为离合器上
的摩擦功供给能量,而且还使低速质量体的速度和动能增大。通常,摩擦力和其它
阻力所做的功等于该系统中的净能量。
3潘毓学; 何大志; 胡静; 唐春学; 捷达轿车离合器膜片弹簧的设计与研究；长
春理工大学学报, 2008，03：117-121
针对国产一汽大众捷达轿车离合器DSP210J型号的膜片弹簧生产中存在的实际问题,修
正了目前国际上流行的膜片弹簧的理论计算公式Almen-Laszlo公式(简称AL公式),并对
DSP210J型号的膜片弹簧进行了结构优化设计,提出了符合国内生产标准的理论计算公式。通
过对优化后的膜片弹簧实体件抽样疲劳寿命试验,试制件的寿命有所提高,而且弹性衰减在国
家标准要求的10%范围内。本文修正的公式在改变结构参数和修正系数后,还适用于其他型
号的膜片弹簧,实现了厂内标准化,使DSP系列膜片弹簧的生产摆脱了经验、试制的方法,提高
了生产效率,减少了试制次数。
4.张卫波. 汽车膜片弹簧离合器智能优化设计技术研究,中国工程机械学报, 2007年01期
离合器是汽车传动系中重要的组成部件,对汽车整车性能具有重要的影响。
因此提出了一种基于知识的自适应产品模型创建方法,并在此基础上创建离合器
自适应产品模型,利用该模型实现离合器智能设计.同时引入微粒群优化算法对离
合器关键零件的结构进行设计优化.对优化的零件进行特性分析,分析结果满足该
零件特性要求。该智能优化设计技术不仅能使离合器设计过程更简单，还能对离
合器的一些零件结构进行优化，使整个设计更合理，更精确。而且此项技术所包
含的微粒群优化设计对于很多其他部件的设计具有重大意义。
5.肖文颖, 许海华.汽车离合器膜片弹簧的优化设计.公路与汽车
目前,汽车膜片弹簧离合器的应用越来越多,在国外,不但用于轿车上,而且在中等吨位
的货车上也得到广泛应用。装用膜片弹簧离合器的国产汽车也日益增多。由于膜片弹簧设计
中需考虑的因素多、计算公式繁琐,过去多采用试凑法,即按一定步骤计算出结果,如果计算结果不合适,则修改参数,重新计算,直到满意为止。这样的设计方法慢而繁,而且很难得到最优结果。采用优化设计,可将以前简化的参数都考虑进去,通过编写程序,运用计算机很快得到满意的结果。所以膜片弹簧离合器的优化设计具有实际意义。
6.余仁义,梁涛.汽车离合器操纵机构的设计,专用汽车,2003.4
汽车气压助力液压式操纵机构的构造由离合器踏板、离合器液压主缸、贮油杯、气压助力液压工作缸、油管、分离叉、分离轴承、气压源等组成。驾驶员通过离合器踏板,将液压主缸中的压力油推入气压助力液压工作缸的压力缸,一方面作为工作压力,作用于液压工作缸的活塞上。另一方面又作为控制压力,打开工作缸的开气阀门,从气压源来压缩空气作用在气压缸的活塞上。这样,气压助力液压工作缸的工作推杆上的活塞同时受到来自主缸的液压作用力和助力缸作用力的合力,通过推杆传到离合器分离叉,推动分离轴承,分离轴承推动离合器的分离指,使离合器摩擦片与发动机飞轮脱离,从而达到分离离合器的目的。当离合器踏板位于某一位置时,油管中的油压保持一定,气压助力的进气阀门关闭,整个系统达到平衡状态。气压主力液压缸的输出力与所需的踏板力呈递增函数关系。在离合器踏板回升的过程(即离合器接合的过程) 也存在着这样的关系。当抬起脚而踏板回升时,离合器分离指的力作用于分离轴承,通过分离叉作用于工作缸的推杆上,将工作缸里的油压回主缸送到贮油杯中。这样,离合器摩擦片与飞轮接合,汽车可以起步。
7.肖峻.柳承军.莫易敏.刘安阵.膜片弹簧杠杆比及厚度对其载荷--变形特性影响的研究.机械制造
作为膜片弹簧离合器关键零部件，膜片弹簧担负着整个汽车动力传递与分离功能，膜片弹簧性能的优劣直接影响着整车的质量好坏。离合器工作压紧力、分离力与分离行程都是由膜片弹簧载荷) 变形特性来决定。离合器分离时，膜片弹簧压盘升程体现在大端变形上，离合器分离行程体现在膜片弹簧小端变形上。因此研究膜片弹簧载荷) 变形特性随杆杠比及膜片弹簧厚度的变化，对于解决离合器的故障现象和离合器参数设计有着重要意义。