离合器与操纵机构说明书

第一章前言
§1.1 概述
对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系直接与发动机相连接的总成。

目前，各种汽车广泛使用摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。

离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。

主要功用：
(1) 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；
(2) 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；
(3) 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；
(4) 有效地降低传动系中的振动和噪声。

§1.1.1 离合器设计的原则
1.在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备；
2.接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击；
3.分离时要迅速、彻底；
4.离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减少同步器的磨损；
5.应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命；
6.应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力；
7.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，以保证有稳定的工作性能；
8.操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳；
9.应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长；
10.结构简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。

§1.1.2 离合器的组成
1. 主动部分
主动部分包括飞轮、离合器盖、压盘等机件组成。

这部分与发动机曲轴连在一起。

离合器盖与飞轮靠螺栓连接，压盘与离合器盖之间是靠3－4个传动片传递转矩的
2. 从动部分
从动部分是由单片、双片或多片从动盘所组成，它将主动部分通过摩擦传来的动力传给变速器的输入轴。

从动盘由从动盘本体，摩擦片和从动盘毂三个基本部分组成。

为了避免转动方向的共振，缓和传动系受到的冲击载荷，大多数汽车都在离合器的从动盘上附装有扭转减震器。

3. 扭转减振器
离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动。

从动盘本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。

因为有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和。

传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于从动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来。

详细D=W=G图=纸：三二③1爸爸五四0 六
全套资料低拾10快起
为了使汽车能平稳起步，离合器应能柔和接合，这就需要从动盘在轴向具有一定弹性。

为此，往往在动盘本体圆周部分，沿径向和周向切槽。

再将分割形成的扇形部分沿周向翘曲成波浪形，两侧的两片摩擦片分别与其对应的凸起部分相铆接，这样从动盘被压缩时，压紧力随翘曲的扇形部分被压平而逐渐增大，从而达到接合柔和的效果。

4. 压紧机构
压紧机构主要由螺旋弹簧或膜片弹簧组成，与主动部分一起旋转，它以离合器盖为依托，将压盘压向飞轮，从而将处于飞轮和压盘间的从动盘压紧。

5. 操纵机构
操纵机构是为驾驶员控制离合器分离与接合程度的一套专设机构，它是由位于离合器壳内的分离杠杆（在膜片弹簧离合器中，膜片弹簧兼起分离杠杆的作用）、分离轴承、分离套筒、分离叉、回位弹簧等机件组成的分离机构和位于离合器壳外的离合器踏板及传动机构、助力机构等组成。

6.离合器的工作原理
发动机飞轮是离合器的主动件，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。

a.结合状态
b.分离状态
图1-1 离合器工作原理图
由于汽车在行驶过程中，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，为使汽车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。

第二章离合器的方案选择
§2.1 离合器的分类
汽车离合器大多是盘式摩擦离合器，按其从动盘数目可分为：单片、双片和多片三类；根据压紧弹簧布置形式不同可分为：圆周布置、中央布置和斜布置等形式；根据使用的压紧弹簧不同可分为：圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同可分为：拉式和推式两种形式。

§2.2 从动盘数的选择
§2.2.1 单片离合器
单片离合器（图2-1）结构简单，尺寸紧奏，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，能保证分离彻底，接合平顺。

适用于轿车和轻型、微型车。

§2.2.2 双片离合器
双片离合器（图2-2）摩擦面数是单片离合器的两倍，传递转矩能力较大，但是中间压盘通风散热性不好，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离不够彻底。

此结构一般用于传递转矩较大的场合。

图2-1 单片离合器图2-2 双片离合器
§2.2.3 多片离合器
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。

通过以上分析比较，微型客车选用单片干式离合器。

§2.3 压紧弹簧及其布置形式的选择
§2.3.1 圆周布置弹簧离合器
圆周布置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，其特点是结构简单、制造容易。

为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧数目不应太少，要随摩擦片直径的增大而增大，而且应当是分离杠杆的倍数。

其缺点是压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机转速很高时，圆周布置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递转矩能力也随之降低；弹簧靠到它的定位面上，造成接触部位严重磨损，甚至会出现断裂现象。

§2.3.2 中央布置弹簧离合器
中央弹簧离合器采用一到两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并
且布置在离合器的中心，此结构轴向尺寸较大。

由于可选用较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便。

此外，压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧退火，通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调整。

这种结构多用于重型汽车上。

§2.3.3 斜布置弹簧离合器
斜布置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力盘上，并通过压杆作用在压盘上。

这种结构的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的力几乎保持不变。

与上述两种离合器相比，具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。

此结构在重型汽车上已有采用。

§2.3.4 膜片弹簧离合器
膜片弹簧离合器（图2-3）中的膜片弹簧是一种具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指组成。

1.优点
它与其它形式的离合器相比具有以下一系列优点：
1）弹簧具有较理想的非线性特性（如图2-4），弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内基本不变（从安装工作点B变化到A点），因而离合器工作时能保持传递转矩大致不变；对于圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降（从B点变化到C点）。

离合器分离时，弹簧压力有所降（从B点变化到C点），从而降低了踏板力；对于圆柱螺旋弹簧，压力则大大增加（从B点变化到C点）。

2）膜片弹簧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，零件数目少，质量小。

3）高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力明显下降。

4）由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，使用寿命长。

5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长。

6）平衡性好。

7）有利于大批量生产，降低制造成本。

2.缺点
1）制造工艺复杂，对材质和尺寸精度要求高。

2）非线性特性不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。

图2-3 膜
片弹簧离合器 图2-4膜片弹簧工作点位置
近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟，因此，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛采用。

§2.3.5 膜片弹簧的支承形式
图2-5 推式膜片弹簧双支承环形式
本次设计采用的是推式膜片弹簧，（图2-5）是推式膜片弹簧的三种支承形式，图2-5a)用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单；图2-5 b)在铆钉上装硬化衬套和刚性档环，提高了耐磨性，延长了使用寿命，但结构较复杂；（图2-5 c)取消了铆钉，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起，使结构紧凑、简化，耐久性良好，应用日益广泛。

设计中采用了图2-5 a)支承形式。

§2.3.6 压盘的驱动方式
压盘的驱动方式主要有凸块—窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种。

前三种的缺点是在连接件之间都有间隙，在传动过程中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。

弹性传动片式是近年来广泛采用的驱动方式，沿圆周切向布置三组或四组薄弹簧钢片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联结。

（图2-2），传动片的弹性允许其做轴向移动。

当发动机驱动时，传动片受拉，当拖动发动机时，传动片受压。

弹性传动片驱动方式结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。

但反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。

综上所述，本次设计的微型客车的离合器为推式膜片弹簧离合器。

力求结构简单，工作可靠，降低成本。

第三章 离合器主要参数的选择与计算
§3.1 离合器主要参数的选择
摩擦离合器是靠存在于主、从动部分摩擦表面之间的摩擦力矩来传递发动机转矩
的。

离合器的静摩擦力矩c T 为：
(3-1) 式中，c T 为静摩擦力矩；
f 为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.25—0.30；
F 为压盘施加在摩擦面上的工作压力；
c R 为摩擦片的平均摩擦半径；
c c fFZR T
Z 为摩擦面数，是从动盘数的两倍。

假设摩擦片上工作压力均匀，则有
(3-2) 式中，0p 为摩擦面单位压力，A 为一个摩擦面的面积；D 为摩擦片外径；d 为摩擦片
内径.
摩擦片的平均摩擦半径c R 根据压力均匀的假设，可表示为
(3-3) 当d ／D ≥0．6时，Rc 可相当准确地由下式计算
4d D R c += (3-4)
将式（3-2）与式（3-3）代入式（3-1）得
)1(12330c D fzp T c -⨯=π (3-5)
式中，c 为摩擦片内外径之比，
D d c =，一般在0.53～0.70之间。

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c T 应大
于发动机最大转矩，即
max e c T T ⋅=β (3-6)
式中,max e T 为发动机最大转矩；β为离合器的后备系数，定义为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，β必须大于1。

离合器的基本参数主要有性能参数β和0p ,尺寸参数D 、d 和摩擦片厚度b 以及结
构参数摩擦面数Z 和离合器间隙t ∆，最后还有摩擦系数f 。

1．后备系数β
后备系数β是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。

在选择时，应考虑以下几点：
1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。

2)要防止离合器滑磨过大。

3)要能防止传动系过载。

显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些；货车总质量越大，β也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应大于单片离合器。

各类汽车离合器的β值见表3-1
表 3-1 离合器后备系数
的取值范围
4)(2200d D p A p F -==π)(3223
3d D d D R c --=
2．单位压力0
单位压力0p 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，p 0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，p 0应取小些；后备系数较大时，p 0可适当增大。

当摩擦片采用不同的材料时，取值范围见表3-2
表3-2摩擦片单位压力p 0的取值范围
3. 摩擦片外径、内径和厚度
当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩max e T 已知，结合式(3-5)
和式(3-6)，适当选取后备系数β和单位压力0p ，即可估算出摩擦片外径。

330max )1(12c fzp T D e -=πβ (3-7)
摩擦片外径D (mm)也可根据发动机最大转矩max e T (N
·m)按如下经验公式选用
(3-8)
式中：D K
为直径系数，取值范围见表3-3 表3-3 直径系数D K 的取值范围 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摩擦面磨损不均匀，且不利于散热和扭转减振器的安装。

摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准GB5764—86《汽车用离合器面片》，所选的D 应使摩擦片最大圆周速度不超过65～70m ／s ，以免摩擦片发生飞离。

摩擦片的厚度b 主要有3.2mm 、3.5mm 和4.0mm 三种。

4.摩擦因数f 、摩擦面Z 和离合器间隙t ∆
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。

摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。

石棉基材料的摩擦因数f 受工作温度、单位压力和滑磨速度影响较大，而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数f 较大且稳定。

各种摩擦材料的摩擦因数f 的取值范围见表3-4
表3-4 摩擦材料的摩擦因数f 的取值范围
max
e D T K D =
构尺寸。

离合器的间隙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1.5～3mm 。

§3.2 离合器主要参数的计算
§3.2.1 离合器主要参数的选择与计算
根据以上离合器主要参数的选择的依据的条件，本设计离合器采用模压石棉基材料初选取各参数为：
f =0.20, 0p =0.18×106MPa,Z =2, b =3.5mm,
由已知条件：max e T =52 N ·m,
m in /5500,0270.0,1400,647.3,598.5max 10r n m r kg m i i i e r a g g ======
1．摩擦片外径D 、内径d
由式(3－8)知：
max min e D T K D ==526.14=105.28mm
由于摩擦片的外径D (mm)的选取应使最大圆周速度V D 不超过65～70m/s ，即
/70~6510603max s m D n
v e D ≤⨯=-π (3-9)
mm n e D 20.243550014.36010706010D 3max 3max =⨯⨯⨯=⨯⨯=πυ
则D 的取值范围为：105.28mm < D <243.20mm
按表3.5初选：D ＝180mm d =125mm.
表3.5 离合器摩擦片尺寸系列和参数
2.摩擦片的平均摩擦半径R c 由式(3-4)知：当d ／D ≥0．6时
3. 静摩擦力矩c T
mm d D R c 25.7641251804=+=+=
由式(3-2)知作用于摩擦片上的工作压力F
由式(3-1)离合器的静摩擦力矩
c T
由式(3-6)可知离合器后备系数β的值为
390
.15229.72max ===e c T T β
§3.2.2 离合器基本参数的优化
设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能。

这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。

1．设计变量
后备系数可由式(3-1)和式(3-6)确定，可以看出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0p 。

可由式(3—2)确定，0p
也取决于F 和D 及d 。

因此，离合器基本参数的优化设计变量选为
X=[x 1 x 2 x 3 ]T =[ F D d ]T
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条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为
)]
(4min[)(22d D x f -=π
3．约束条件
1） 摩擦片的内外径比 c
c =
d ／D =125/180=0.694 在0．53≤ c ≤0．70范围内 2) 摩擦片的外径D (mm)的最大圆周速度 D v
s m D n v e D /81.511018055006014
.31060
33max ＝＝
－⨯⨯⨯⨯=
-π
不超过65 ～ 70m/s
3)后备系数β
为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围
内,最大范围β为1.2～4.0，即 1.2≤β≤4.0
β=1.390 在1．2≤β≤4．0之间
4)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d 必须大于减振器弹簧位置直径02R
约40mm,即
d >02R +40mm 可得 0R
<42.5mm
5)为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力 0p
对于不同车型，
根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围 0p
为0.10～1.50MPa ，即：
0．10MPa ≤0p
≤1．50MPa
前面我们选择 0p
=0．18MPa 在此范围内。

m
N fFZR T c c ⋅=⨯⨯⨯==29.7207625.0231.237020.0N
d D p A p F 31.23704)125.018.0(14.31018.04)(226
2200=-⨯⨯⨯=-==π
6）单位摩擦面积传递的转矩 0C T
][/N 10274.0)125180(214.3
29.724)(402
22
2220C C C T mm m d D Z T T <⋅⨯-⨯⨯⨯-=－＝＝π
由表3.6查出D ＝180mm 时：]
[0C T =0.28×102 N ·m ／mm 2
表3.6 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (N ·m ／mm 2)
离合器规格D/mm
≤210 >210～250 >250～320 >325 2
010][-⨯c T
0.28
0.30
0.35
0.40
每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值。

][)(42
2ωπω≤-=d D Z W
(3-10) 式中，ω为单位摩擦面积滑磨功(J ／mm 2)；
[ω]为其许用值(J ／mm 2)，对于轿车：[ω] =0.40J ／mm 2；对于轻型货车 [ω]=0.33J ／mm 2；对于重型货车：[ω]=0.25J ／mm 2。

由下式：
18002
202
22g
r e i i mar n W π= (3-11)
可算出，式中，W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J)，
a m 为汽车总质量(kg)； a m
=1400kg r r 为轮胎滚动半径(m)； r r =270mm
g
i 为起步时所用变速器挡位的传动比；
g i =1
g i =3.647
0i 为主减速器传动比； 0i
=5.598 e
n 为发动机转速(r ／min)，计算时轿车取2000r ／min ，货车取1500r ／min 。

则由式（3-11）得：
J
i i r m n W g
r a e 94.5364647.3598.51800270.01400200014.318002
22222
2
02
22=⨯⨯⨯⨯⨯=
＝π
由式（3-10）得：
][mm J 2037.0)125180(214.394
.53644)(422
222ωπω<-⨯⨯-=＝＝d D Z W =0.25J ／mm 2
第四章 膜片弹簧的设计与计算
§4.1膜片弹簧的尺寸选择
§4.1.1 膜片弹簧的尺寸选择依据
图4-1膜片弹簧的尺寸简图
膜片弹簧的主要参数：
膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度 H ； 膜片弹簧钢板厚度 h ；
自由状态下碟簧部分大端半径 R ； 自由状态下碟簧部分小端半径 r ； 自由状态时碟簧部分的圆锥底角 α； 分离指数目 n 等，见图4－1。

1.比值H /h 和h 的选择
比值H/h 对膜片弹簧的弹性特性影响极大。

由图4-2可知，当H ／h <2时，F 1=ƒ(λ1)为增函数；H ／h =2 时，F 1= ƒ(λ1)有一极值，该极值点恰为拐点；H ／h>
2 时，F 1 = ƒ(λ1)有一极大值和一极小值；当H ／h =22时，F 1= ƒ(λ1)的极小值落在横坐标上。

为保证离合器的压紧力变化不大和操纵方便，离合器膜片弹簧的H /h 一般为1.5～2.5,板厚为2～4mm 。

图4-2 膜片弹簧的弹性特性曲线
2.比值R ／r 和R 、r 的选择
研究表明，R /r 越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响较大，且应力越高。

根据结构布置和压紧力的要求，R ／r 一般为 1.20～1.35。

为使摩擦片上压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R 值应取为大于或等于摩擦片的平均
半径c R ，拉式膜片弹簧的r 值宜取为大于或等于c R 。

3.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=arctan /(R-r )≈H /(R-r )。

一般在9°～15°范围内。

4.膜片弹簧工作点位置的选择
膜片弹簧的弹性特性曲线，如图2-4所示。

该曲线的拐点H 对应着膜片弹簧的压
平位置，而且H 1λ=(M 1λ+N 1λ)/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H 点处，一般B 1λ=(0.8～1.0)H 1λ，以保证摩擦片在最大磨损限度λ∆范围内压紧力从B F 1到A F 1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 点应尽量靠近N 点。

5.分离指数目n 的选取
分离指数目n 常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12。

6.膜片弹簧小端半径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，其最小值应大于花键的外径，f r 应大于0r。

7.切槽宽度1δ、2δ及半径 e r
的确定
1δ=3.2～3.5mm, 2δ=9～10mm ，e r 的取值应满足r-r e ≥2δ §4.1.2 膜片弹簧基本尺寸的选择
根据上述依据，选择膜片弹簧的基本尺寸如下表所示：
表4-1膜片弹簧的基本参数
§4.2 膜片弹簧的优化设计
通过确定一组弹簧的基本参数，使其载荷变形特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求。

1. 目标函数
关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几种： 1) 弹簧工作时的最大应力为最小。

2) 从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对值为最小。

3) 在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分离操纵力平均值为最小。

4) 在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。

5) 选3)和4)两个目标函数为双目标。

选取5)作为目标函数，通过两个目标函数分配不同权重来协调它们之间的矛盾，并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数。

)()()(2211x f x f x f ωω+= (4-1) 式中，1ω和2ω分别为两个目标函数)(1x f 和)(2x f 的加权因子，视设计要求选定。

2. 设计变量
通过支承和压盘加在膜片弹簧上的载荷F 1集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为λl (图4—3b)，则有关系式
(4-2)
式中，E 为材料的弹性模量，对于钢E =2.1×106
；μ为材料的泊松比；对于钢μ=0.3 ，H 为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度（mm ）；h 弹簧钢板厚度（mm ）；R 、r 为碟簧部分大、小端半径（mm ）；R 1、r 1为压盘加载点和支承环加载点半径(mm)。

从膜片弹簧载荷变形特性公式(4-2)可以看出，应选取H 、h 、R 、r 、R 1、r 1这六个尺寸参数以及在接合工作点相应于弹簧工作压紧力F 1B 的大端变形量λ1B (图2-4)为优化设计变量，即:
X = [ x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 ]T = [ H h R r R 1 r 1 λ1B ]T (4-3)
a)自由状态 b)压紧状态 C)分离状态 图4-3 膜片弹簧在不同工作状态时的变形
当离合器分离时，膜片弹簧的分离点将发生变化（图4-3 c ）.设分离轴承对分离指端所加载载荷为F 2(N)，相应的作用点变形为λ2（mm ）；另外在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面从自由状态转过相同的转角，则有下列关系：
1
1112λλr R r r f
--= (4-4) 1
1112F r r r R F f
--= (4-5)
上式中为f r
分离轴承与分离指的接触半径（mm ） 将式（4-4）、（4-5）代入式（4-2）得：
(4-6) 如果不计分离指在2F 作用下的变形，则分离轴承推分离指的移动行程f 2λ ( 图4-3 c)为：
f
f
f r R r r 11
112λλ--= (4-7)
式中f 1λ
为压盘的分离行程（图4-3 b 、c ）。

由式（4-2）和 表 4-1 做出膜片弹簧的工作弹性曲线如图4-4所示，计算数据如下表4-3所示。

表4-2膜片弹簧的基本参数
()()()()⎥⎦
⎤⎢⎣⎡+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛--⎪⎭⎫ ⎝⎛-⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-----=
=2
11111121121112/ln 16h r R r R H r R r R H r R r R Eh f F λλμλπλ()()()()⎥⎥⎦
⎤⎢⎢⎣⎡+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛--⎪⎭⎫ ⎝⎛-⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-----==212112122222/ln 16h r r r R H r r r R H r r r R Eh f F f f f λλμλπλ。