某型拖拉机离合器的设计解析

学校代码：10410
序号：20050393
本科毕业设计
题目：某型拖拉机离合器的设计
学院：工学院
姓名：廖晓文
学号： 20050393
专业：机械设计制造及其自动化
年级： 2005届
指导教师：黎静
二OO九年五月
江西农业大学毕业设计（论文）任务书
摘要
为了提高农业机械化耕作的水平，加快实现农业现代化的步伐，根据现有某拖拉机离合器的工作情况及使用性能，完成某拖拉机离合器的设计。

通过离合器的设计，使整车的性能更加优良。

在设计离合器时首先应根据车型的类别、使用要求等合理选择离合器型式，并合理选择储备系数、压紧力、摩擦片尺寸等主要参数的具体值。

之后进行离合器验算（主要进行磨损、滑磨功及发热验算）和对主要零件的强度计算，并完成了装配图和一些零件图的绘制。

实现了离合器的良好使用性和结构工艺性。

关键词:拖拉机离合器储备系数压紧力摩擦片尺寸
Abstract
In order to increase the level of agricultural mechanization in farming, to accelerate the pace of agricultural modernization, according to the existing clutch of a tractor and use of the performance of the work to complete the design of the clutch of a tractor. Through the design of the clutch, so that more excellent performance vehicle. When the first clutch in the design should be based on the type of model, requirements for a reasonable choice to use the clutch type, and a reasonable choice reserve coefficient, compaction, and friction, such as chip size of the specific value of the main parameters. Checked after the clutch (mainly for wear, sliding wear and heat checking Gong) and the main parts of the strength calculation, and the completion of the assembly drawing and mapping a number of parts. To achieve good use of the clutch and the structure of technology.
Key words :Tractor Clutch Reserve coefficient Pressed power
Friction plate size
目录
1.绪论 (6)
1.1离合器概述 (6)
1.2离合器的功能 (6)
1.3离合器的工作原理 (6)
1.4离合器的分类 (7)
1.5离合器的设计要求 (8)
(9)
2.离合器方案的选择
3.离合器主要参数的确定及滑磨功、温升的验算 (10)
3.1离合器的储备系数β (10)
3.2摩擦衬面外径D2 和内径D1 (10)
Q（N）的确定 (12)
3.3压紧力
3.4 离合器磨损验算 (12)
3.5滑磨功的验算 (13)
3.6离合器发热验算 (15)
3.7离合器实际压紧力的影响因素 (16)
(16)
4.离合器主要零件的结构与设计
(16)
4.1离合器轴的计算
4.2压紧弹簧的计算 (18)
(20)
5.总结
(21)
参考文献
致谢 (22)
1.绪论
1.1离合器概述
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。

离合器用来传递和切断发动机传给传动系统和动力输出轴的动力，并防止传动系和动力输出轴过载。

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。

1.2离合器的功能
1.保证汽车平稳起步：起步前汽车处于静止状态，如果发动机与变速箱是刚性连接的，一旦挂上档，汽车将由于突然接上动力突然前冲，不但会造成机件的损伤，而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生的巨大惯性力，使发动机转速急剧下降而熄火。

如果在起步时利用离合器暂时将发动机和变速箱分离，然后离合器逐渐接合，由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着滑磨的现象，可以使离合器传出的扭矩由零逐渐增大，而汽车的驱动力也逐渐增大，从而让汽车平稳地起步。

2.便于换档：汽车行驶过程中，经常换用不同的变速箱档位，以适应不断变化的行驶条件。

如果没有离合器将发动机与变速箱暂时分离，那么变速箱中啮合的传力齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿面间的压力很大而难于分开。

另一对待啮合齿轮会因二者圆周速度不等而难于啮合。

即使强行进入啮合也会产生很大的齿端冲击，容易损坏机件。

利用离合器使发动机和变速箱暂时分离后进行换档，则原来啮合的一对齿轮因载荷卸除，啮合面间的压力大大减小，就容易分开。

而待啮合的另一对齿轮，由于主动齿轮与发动机分开后转动惯量很小，采用合适的换档动作就能使待啮合的齿轮圆周速度相等或接近相等，从而避免或减轻齿轮间的冲击。

3.防止传动系过载：汽车紧急制动时，车轮突然急剧降速，而与发动机相连的传动系由于旋转的惯性，仍保持原有转速，这往往会在传动系统中产生远大于发动机转矩的惯性矩，使传动系的零件容易损坏。

由于离合器是靠磨擦力来传递转矩的，所以当传动系内载荷超过磨擦力所能传递的转矩时，离合器的主、从动部分就会自动打滑，因而起到了防止传动系过载的作用。

1.3离合器的工作原理
离合器的主动部分和从动部分借接触面间的摩擦作用，或是用液体作为传动介质(液力偶合器)，或是用磁力传动(电磁离合器)来传递转矩，使两者之间可以暂时分离，又可逐渐接合，在传动过程中又允许两部分相互转动。

目前在汽车上广泛采用的是用弹簧压紧的摩擦离合器(简称为摩擦离合器)。

发动机发出的转矩，通过飞轮及压盘与从动盘接触面的摩擦作用，传给从动盘。

当驾驶员踩下离合器踏板时，通过机件的传递，使膜片弹簧大端带动压盘后移，此时从动部分与主动部分分离。

1.4离合器的分类
按操作方式，离合器可以分为外力操纵式离合器和自动离合器。

外力操纵式离合器有机械操纵式、电磁操纵式、液压操纵式和气动操纵式等。

机械操纵式离合器又可分为刚性、摩擦、离心和超越等几类。

自动离合器能够自动进行结合或分离，不需要人来操纵。

自动离合器有超越离合器、离心离合器和安全离合器等几种。

拖拉机上目前广泛采用摩擦式离合器。

它基本上是由主动部分、从动部分和压紧机构和操纵机构四部分组成。

它可按摩擦面的工作条件分为干式和湿式；按片数可分为单片，双片和多片式；按压紧方式分为弹簧压紧式、杠杆压紧式和液力压紧式，现有轮式拖拉机和部分履带拖拉机都采用脚踏板操纵的弹簧压紧式；按离合器在传动系中的作用分为单作用和双作用。

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动动力的基本结构，而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置。

发动机飞轮是摩擦离合器的主动件，带有摩擦片的从动盘和从动毂借滑动花键与从动轴（即变速器的主动轴）相连。

压紧弹簧则将从动盘压紧在飞轮端面上。

发动机转矩即靠飞轮与从动盘接触面之间的摩擦作用而传到从动盘上，再由此经过从动轴和传动系中一系列部件传给驱动轮。

压紧弹簧的压紧力越大，则离合器所能传递的转矩也越大。

由于拖拉机在行驶过程中，需经常保持动力传递，而中断传动只是暂时的需要，因此汽车离合器的主动部分和从动部分是经常处于接合状态的。

摩擦副采用弹簧压紧装置即是为了适应这一要求。

当希望离合器分离时，只要踩下离合器操纵机构中
的踏板，套在从动盘毂的环槽中的拨叉便推动从动盘克服压紧弹簧的压力向松开的方向移动，而与飞轮分离，摩擦力消失，从而中断了动力的传递。

当需要重新恢复动力传递时，为使拖拉机速度和发动机转速变化比较平稳，应该适当控制离合器踏板回升的速度，使从动盘在压紧弹簧压力作用下，向接合的方向移动与飞轮恢复接触。

二者接触面间的压力逐渐增加，相应的摩擦力矩也逐渐增加。

当飞轮和从动盘接合还不紧密，二者之间摩擦力矩比较小时，二者可以不同步旋转，即离合器处于打滑状态。

随着飞轮和从动盘接合紧密程度的逐步增大，二者转速也渐趋相等。

直到离合器完全接合而停止打滑时，汽车速度方能与发动机转速成正比。

摩擦离合器所能传出的最大转矩取决于摩擦面间的最大静摩擦力矩，而后者又由摩擦面间最大压紧力和摩擦面尺寸及性质决定。

故对于一定结构的离合器来说，静摩擦力矩是一个定值，输入转矩一达到此值，离合器就会打滑，因而限制了传动系所受转矩，防止超载。

1.5离合器的设计要求
1 在任何行驶条件下，传递发动机最大扭矩的能力有适当的储备。

2 接合要平顺，以保证汽车起步的平稳，没有抖动和冲击。

3 分离时要彻底，迅速。

4 离合器从动部件传动惯量要小，以便换档和减少换档时齿轮的冲击。

5 应设有扭转减振阻尼装置，使汽车传动系在工作转速范围内避免扭转共振，且具备
吸收振动能量，缓和冲击，降低噪声的能力，对于怠速时的振动和噪声的能力，对怠速时的振动和噪音也要引起重视。

6 具有良好的通风散热条件和必要的热容量，以保证离合器工作温度不以过高。

7 操纵轻便。

8 使用寿命要长，力求与汽车传动系其它总成等寿命。

9离合器使用过程中，摩擦扭矩变化要求，从保证离合器工作性能稳定。

10结构简单，紧凑，质量小，工艺性好，维修方便及适合大批量生产。

2.离合器方案的选择
农用拖拉机是一款在我国使用非常广泛的农业机械，为我国的农业生产做出了非常杰出的贡献。

为了进一步改良某型拖拉机的性能，使其更好地为农业生产服务，对其离合器进行相应的设计。

在农用拖拉机中，离合器大多选用摩擦式离合器，该种离合器历史悠久，技术成熟度高，虽然外廓尺寸较大，略显笨重，但结构较其他类型的离合器简单，维护较为简单方便，非常适合广大的农村地区实际的使用和维护水平。

因此在某拖拉机离合器的设计过程中，选用摩擦式离合器。

摩擦式离合器按摩擦表面工作条件分为干式和湿式。

湿式离合器一般用油泵泵油以冷却摩擦表面。

故散热好、磨损小，能适应恶劣的工作条件而不致烧损。

但是结构复杂，在广大的农村地区维护保养能力低下的情况下，不利于保障拖拉机持久正常地使用，因此湿式离合器多用于工业拖拉机，在农业拖拉机上选用结构简单、维护方便的干式离合器。

在某型农用拖拉机离合器的设计上，也采用易于维护的干式离合器。

摩擦离合器按片数可分为单片、双片和多片。

其中单片离合器由于从动部分转动惯量小、分离彻底、散热良好等原因使用得最多。

双片和多片离合器接合虽然较平顺，但中间片散热不良，从动部分转动惯量大，分离不易彻底，因而只用在尺寸受限、采用单片式时摩擦扭矩不够的场合。

考虑到农村的实际使用情况，某型拖拉机采用具有散热良好等优点的单片离合器。

在现有轮式拖拉机和部分履带拖拉机上都采用弹簧紧压式离合器。

杠杆压紧式用手操纵，一般只用于履带式拖拉机，操纵方便、省力和安全，且可以较长时间地处于分离状态。

在某型拖拉机离合器压紧方式的选择上，选用轮式拖拉机常用的弹簧常压紧式离合器。

某型拖拉机的压紧式离合器采用周布弹簧离合器模式，
摩擦离合器按作用方式可分为单作用式和双作用式。

双作用离合器是将两个离合器装在一起，其中一个离合器将动力传给变速箱，称为主离合器；另一个将动力传给动力输出轴，称为副离合器。

某型离合器采用双作用式。

对双作用离合器，主副离合器的位置决定于变速箱的结构。

当变速箱Ⅰ、Ⅱ轴同心，主离合器在前副离合器在后；当Ⅰ、Ⅱ轴不同心，则主离合器在后副离合器在前。

在某型拖拉机中，变速箱Ⅰ、Ⅱ轴同心，故主离合器在前副离合器在后。

综合上述，某型离合器设计方案的选择上采用技术成熟的单片摩擦离合器，摩擦表
面工作条件采用干式，压紧方式采用弹簧压紧式，作用方式采用双作用式。

3.离合器主要参数的确定及滑磨功、温升的验算
摩擦离合器的主要参数是：离合器储备系数β、摩擦面所受压紧力Q 、摩擦面外径D 2 和内径D 1、摩擦面对数i 。

3.1离合器的储备系数β
储备系数β是离合器的最大摩擦转矩max L M 与发动机标定转矩eN M 之比，可写成：
β=max L M /eN M （3-1）
储备系数β的大小对离合器的工作性能影响很大: β太小,在压紧力或摩擦系数降低时,就会出现传递扭矩能力不够的情况，使离合器不能可靠地传递发动机全部转矩,并会使滑磨功增加;增大β可减少滑磨功，减轻发热和磨损，但却使瞬时发热量增大，并离合器尺寸变大，传动系过载保护减弱，操纵功增加。

对于弹簧压紧式和带有补偿弹簧的杠杆式干式离合器，一般β=2.5;对于刚性杠杆压紧式离合器β=3~3.5；对于干式、弹簧压紧式、主离合器，β=2.4~2.6；湿式离合器β=1.5~2.0。

双作用离合器中的副离合器的储备系数因结合次数少，β稍小，但不宜小于1.3。

在工作繁重、离合频繁或发动机转速高时，β应取较大些。

如果摩擦系数和压紧力能保持稳定而很少变化，则β可取小些。

另外。

当实际有效压紧力和名义压紧力的差值增大时，应取较大的β。

为了符合某型拖拉机的实际工作情况，选择主离合器的储备系数为β=2.61，副离合器的储备系数β=1.42。

其中查手册有发动机的标定转矩eN M =257.6N·m ，从而得到主离合器的最大摩擦转矩eN L M M •=βmax =672.34 N·m ，副离合器的最大摩擦转矩eN L M M •=βmax =519.42 N·m 。

3.2摩擦衬面外径D 2 和内径D 1
摩擦件是摩擦离合器的主要组成元件，其工作表面材料的物理性质和机械性能直接影响离合器的工作性能。

对材料的主要要求是：摩擦系数大而且稳定，动摩擦系数应尽量与静摩擦系数相近；强度高，能承受冲击，高速时不易破裂和剥落；耐磨﹑耐高温﹑耐腐蚀和导热性能好，热变形小；长期静置时应不致黏连。

此外﹐还要求使用寿命长，容易加工和价廉等。

常用的摩擦面材料有粉末冶金材料﹑石棉基材料和纸基材料。

粉末冶金材料：表面许用温度﹑许用压力﹑高温下摩擦系数和寿 命都较高。

铜基粉末冶金材料主要用于湿式摩擦面，铁基粉末冶金材料摩擦系数和许用压力都较铜基为高，但耐磨性较低，多用于干式摩擦面。

石棉基材料：用石棉 加黏结剂和填料模压而成，固结在钢或铁底板上，许用工作温度较低,石棉衬片有较高的摩擦系数、比重小、能保证必要的机械强度、价格低、制造容易，石棉衬片是目前使用最为广泛的摩擦件。

纸基材料：用石棉﹑植物纤维或两者的混合物相互交织﹐再加填料后由树脂等黏结而成。

这种材料具有多孔性，摩擦性能好，动﹑静摩擦系数相近，而且成本较低。

对于某型拖拉机离合器，选用性能较好，成本较低的石棉基材料作为摩擦件。

对于采用石棉衬面的单片干式离合器，摩擦衬面外径D 2 （mm ）可参考经验公式 : D 2= 3eN
D M K
（3-2）
式中 D K ———直径系数。

查手册可得到某拖拉机的D K 值为53。

所以有： D 2= 3eN D M K 336
当摩擦片外径D 2确定后，摩擦片内径D 1可根据D 1/ D 2在0.53～0.70之间来确定当D 1/ D 2=0.64时，求得D 1=215.04mm ，根据离合器内部和压盘的内径大小，我们取D 1=216mm 。

以上计算确定的是某拖拉机主离合器的内外径。

对于副离合器，由于后压板上端的通孔有分离拉杆穿过下端的通孔有前压板弹簧通过，摩擦片被限制在分离拉杆和前压板弹簧之间的空间，因此外径D 2比主离合器的外径略小，结合分离拉杆孔和主前压板弹簧孔的尺寸，取副离合器外径D 2 =316mm 。

取副离合器的D 1/ D 2 =0.68，则副离合器内径D 1 =216mm 。

当发动机标定转矩eN M 较大，按上式初选的D 2受到飞轮结构尺寸的限制难以实现
时，可考虑采用双片结构，以发动机标定转矩之半即2
1
eN M 代入上式，D K 值可取较大值以初选D 2。

3.3压紧力0Q （N ）的确定
i
R M Q p eN
μβ=
0 （N ） （3-3） 式中 p R ———摩擦合力作用半径（mm ）;
可取p R =⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛--2122313
2
31D D D D ≈412D D +; 代入主离合器数据: D 2 =336mm , D 1=216mm,可得R P ≈138mm i ——摩擦面对数，单片i=2，双片i=4；
μ——摩擦系数，通常干式石棉摩擦衬面取μ=0.3 见下表1
将以上数据代入上式有主离合器压紧力i
R M Q p eN
μβ=
0=8120 N 。

对于副离合器： D 2 =316mm , D 1=216mm 。

可得R P ≈133mm 。

将以上数据代入有副离合器压紧力i
R M Q p eN
μβ=
0=4584 N 。

表1 摩擦系数μ和许用单位压力][q
3.4 离合器磨损验算
离合器摩擦衬面的磨损与单位压力q 有关，单位面积压力：
q=
S Q 0
=)
(421220D D Q -π≤][q （3-4） 式中 S ———每个环状摩擦面的面积；
][q ———许用单位面积压力。

当摩擦衬面直径较大时，相对滑磨速度大，][q 应取小些。

对于主离合器: q=
S Q 0=)(4212
2
0D D Q -π=)216336(14.38120422-⨯⨯=0.156 Mpa 对于副离合器：q=S Q 0=)(4212
2
0D D Q -π=)216316(14.34584
422-⨯⨯=0.1098 Mpa 查表1可知：主离合器和副离合器的单位面积压力q 均在0.10~0.25的合理范围内，符合要求。

3.5
滑磨功的验算
离合器结合过程中由于主、从动片转速不同，产生相对滑磨，滑磨产生的热量使离合器的摩擦元件温度升高，摩擦系数降低，传递转矩的能力下降，甚至导致摩擦衬面因过热而烧损。

可见离合器结合过程中，滑动功产生的热量是影响离合器寿命的重要因素。

为了计算每次接合中的滑磨功，假定：1）接合在瞬间完成；2）整个滑磨期间离合器所传递扭矩都等于它的最大摩擦扭矩M M ；3）接合前从动轴不转，发动机以标定的角速度eN ω（red/s ）旋转；4）从动轴的阻力矩和和发动机发出的扭矩都等于发动机标定扭矩eN M 。

滑磨功W （J ）用下式计算： W=
)
1
1)(1
1(22
n
e eN
J J +-βω （3-5）
式中 eN ω——发动机标定角速度（rad/s ）; J ——转动惯量（kgm 2）;
e J ——换算到主动盘上的发动机转动惯量，一般按飞轮转动惯量J m 的1.2倍
计算（kgm 2）, J m 的计算方法是把飞轮分解为若干个圆环，对各圆环的转动惯量求和。

即：
e J =1.2ρπ
b 32
∑
（4D -4d ） （3-6）
式中 D ——环大径； d ——环小径； b ——厚度；
ρ——密度，ρ=7900Kg/3m
n J ——换算到离合器轴上的拖拉机机组的转动惯量（kgm 2）， n J =∑M ∑
i r dq
2
（3-7）
其中∑M =（s G +n G ）/g 式中 n G ——满载拖车质量。

∑M ——拖拉机机组质量，一般按拖拉机使用时整机质量与所带满载拖车质量
之和计算（kg ）；
d r ——驱动轮的动力半径（m ）;
∑i ——传动系总传动比，轮式拖拉机按能带动车由静止起步各档中最高档计算。

查手册可知∑i 为 对于主离合器W=
)
1
1)(1
1(22
n
e eN
J J +-βω≈9940 J
对于副离合器W=
)
1
1)(1
1(22n
e eN
J J +-βω≈20540 J
因滑磨功不能作为不同等级拖拉机离合器磨损的比较指标，为了使不同等级拖拉机具有可比性，引入单位面积滑磨功概念，并对其进行验算：
ω=
si W =)
(42122D D i W -π≤0.3 (J/2mm ) （对石棉衬面） （3-8）
式中 i ——摩擦面对数。

对主离合器：ω =
si W
=)(4212
2
D D i W -π≈0.096≤0.3 对副离合器：ω =
si W
=)
(42
122D D i W -π≈0.246≤0.3 主、副离合器均符合要求。

3.6离合器发热验算
离合器结合过程的滑磨功转化为热量，使零件温度升高。

过高的温度会使摩擦表面的摩擦系数降低，加剧磨损。

为了降低摩擦表面的温度，应加强散热通风。

对于频繁结合的离合器则应采用在高温下性能较稳定的摩擦材料，必要时可采用湿式离合器。

离合器的每次接合，都会因摩擦而升温，一般接合一次的温升应小于5°C ，计算Δt 的公式如下:
l
Cm W
t υ=
∆≤5 （3-9）
式中 υ——热量传给验算零件的百分比； l m ——验算零件的质量（kg ）；
c ——比热容，钢、铁比热容为481.5J/kg·°C 。

应验算受热最严重的零件在离合器接合一次中的温升。

当采用石棉衬面时，应验算压盘（单片式）或中间压盘（双片或多片式）的温升。

单片式υ=0.5；双片或多片式
的中间压盘υ=i
2。

如果Δt 过大，应采取结构措施加强通风散热或，或加大零件的热容量以降低它的瞬时温升。

干式离合器通常采用的散热措施有：在离合器罩上开较大的通风口；在压盘上铸出散热和鼓风的筋片、采用平板形飞轮、加强空气在离合器壳中的流动；采用分段形的摩擦衬片而不采用环形的摩擦衬面等。

3.7离合器实际压紧力的影响因素
在实际使用过程中，弹簧出现永久变形以及因摩擦衬面磨损引起的弹簧的预加变形变小，都使实际压紧力降低。

另外，分离杠杆上装有反压弹簧用来保证分离轴承处的间隙，以防止离心力使分离杠杆内端后移，这个弹簧力将抵消摩擦衬面上的部分压紧力。

为了克服离心力，有的结构中把反压弹簧设计得很强，个别结构中因此而使压紧力减少26%，这个因素值得设计时重视。

合理的办法是使分离杠杆的重心尽量靠近它的转动支点，减小离心力的力臂，同时采用较弱的反压弹簧。

另一个因素是在离合器片被压紧的过程中，驱动销和压盘之间、从动盘轮毂和花键轴之间，因在传递圆周力的同时有轴向移动，出现的轴摩擦阻力，它抵消弹簧部分压紧力。

同样尺寸同样压紧力的双片离合器所传递扭矩只是单片式的1.7~1.8倍。

在多片离合器中，压紧力因轴向摩擦阻力而减弱的比例更大。

在离合器接合后，由于振动或其他原因，轴向摩擦阻力可能减弱或消失。

但在接合初期，也正是离合器滑磨时期，摩擦阻力造成压紧力减少的影响是值得注意的。

在多片式离合器设计中，选择储备系数时应考虑到这点。

4.离合器主要零件的结构与设计
4.1离合器轴的计算
离合器轴的结构取决于离合器的类型和传动系的布置。

一般单作用离合器采用实心轴；双作用离合器则有实心轴和空心套管轴。

离合器轴的扭转（剪切）强度
n τ ： 离合器在接合和完全接合时其轴都处于受扭状
态，因此设计时必须对离合器轴进行扭转强度计算。

在危险断面处 a
n n
eN
n MP W M K
100~80][=≤=ττ （4-1） 式中
n W ——抗扭转断面系数。

实心轴为
3
3
2.016
d d W n ≈=
π
空心轴为 44
4443
2.0)1(16D d D D d D W n -≈-=π
式中 D ——大径; d ——小径。

花键空心轴 D
d D W n 4
416
-=π ，2'
'd D D +=
式中 'D ——花键轴大径； 'd ——轮毂的花键小径； d ——孔径；
K ——危险断面处的应力集中系数。

（平滑过渡K=1.1~1.5; 有孔、槽 K=2~2.5）。

对于该款离合器的主离合器轴：
][14.3810037
.02.06
.2575.12.063
3n a eN eN n MP d M K Wn M K
ττ≤=⨯⨯⨯===- 图1 主离合器轴
4.2
压紧弹簧的计算
弹簧压紧式离合器的压紧力可以由一个中央弹簧，也可以由布置在圆周上的若干个弹簧产生。

大多数结构中，弹簧直接压紧压盘，个别结构中弹簧力经过杠杆传至压盘，此时压紧力应考虑杠杆传动比。

在这款离合器的设计中，采用周布弹簧模式，弹簧直接压紧压盘。

布置在圆周上的螺旋弹簧个数Z 一般为6、9、12、15个。

每个弹簧受力Z
Q
P =
0,分离时弹簧受力为P P ∆+0，i M S P ••∆=∆，最大工作压力00max 2.1P P P P =∆+=。

此处，S ∆为分离时各片间间隙，单片式S ∆=0.75~1mm ，双片式S ∆=0.5~0.9mm ，多片式S ∆=0.3~0.45mm 。

按P P ∆+0验算弹簧的剪切力τ： 3
0)(8d
DK P P πτ∆+=
（2
/cm N ） （4-2） 式中 D ——弹簧圈中径； d ——弹簧钢丝直径； K ——弹簧的曲度系数； C ——旋绕比。

C C C K 615
.04414+
--=
d D
C =
对于常用的碳素弹簧钢和Mn Si 260等材料，许用剪切应力
][τ=50000~700002/cm N 。

该款离合器的压紧弹簧的选择如表2所示。

对于主离合器：3
0)(8d DK
P P πτ∆+=
=487152/cm N ≤][τ 对于副离合器：3
0)(8d
DK P P πτ∆+=
=328382
/cm N ≤][τ 主、副离合器压紧弹簧均符合要求。

使弹簧产生单位变形所需的载荷称为弹簧的刚度M ，刚度M 的计算公式：
3
4
8nD
Gd M = （cm N /） （4-3） 式中 G ——钢的剪切弹性模数；
6104.8⨯=G (2/cm N ) n —— 弹簧的有效工作圈数。

对于主离合器：34
8nD Gd M ==560（cm N /）
对于副离合器: 3
4
8nD
Gd M ==606 (cm N /) 增加n 可以使弹簧刚度下降，操纵省力，但受结构布置和弹簧稳定性的限制。

n 不宜太多，一般把P
P
∆=0.2作为一个指标来初步确定刚度，然后求出n ，弹簧总圈数N=n+(1.5~2)。

在压紧力很大而弹簧的直径和个数又受布置限制时，为了避免因采用较粗的弹簧钢丝而致刚度过大，往往采用同心的内、外弹簧，内外圈螺旋方向相反以防卡住。

为了防止压盘温升过高而使弹簧受热退火，常在弹簧和压盘间装绝热垫片，或在压盘上作出十字筋，使弹簧只和筋接触，减少受热。

表2 旋绕比C 值的推荐值
表3 压紧弹簧参数的选择。