重型载货汽车离合器设计

本科毕业设计（论文）通过答辩
一、概述
离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断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。

为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求：
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，便于换挡和减小同步器的磨损。

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)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。

8)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
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)结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。

摩擦离合器主要由主动部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)四部分组成。

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递动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。

随着汽车发动机转速和功率的不断提高、汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。

从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。

因此，提高离合器的可靠性和使用寿命，适应高转速，增加传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。

本次设计的原始数据为：
1）发动机的最大功率 P=1500 r/min
2）发动机的最大扭矩T=1086 N.m
3）摩擦片外径D≪420 mm
设计方向：
双盘式摩擦离合器
二、离合器的结构方案分析
汽车离合器有摩擦式、电磁式和液力式
三种类型，其中摩擦式的应用最广。

盘形摩
擦离合器，按其从动盘的数目可分为单片、
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、中央布置和斜向布置
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，
又可分为拉式和推式两种形式。

2.1 从动盘数的选择
对轿车和轻型、微型货车而言，发动机
的最大转矩一般不大。

在布置尺寸允许的条
件下，离合器通常只设有一片从动盘。

单片
离合器(图2—1)结构简单，尺寸紧凑，散热
良好，用时能保证分离彻底、接合平顺。

因
此，广泛用与各级轿车及微、轻、中型客车
与货车上，在发动机转矩不大于1000 N.m
的大型客车和货车上也有所推广。

双片离合器(图2—2)与单片离合器相比，图2-1 单片离合器
由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能
力较大；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小，另外接合较为平顺但中间压盘通风散热不良，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。

设计时在结构上必须采取相应的措施。

这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。

多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点，以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。

但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。

本次设计为重型载货汽车离合器的设计，设计原始数据为：发动机的最大转矩 T=1086 N.m，其大于1000 N.m，故选用双片磨擦离合器作为本次设计对象。

它由从动盘、压盘驱动装置、压紧弹簧、离合器盖、分离杠杆、分离轴承等构成。

图2-2 双片离合器
2.2压紧弹簧和布置形式的选择
周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧(图2—1)，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。

此结构中弹簧压力直接作用于压盘上。

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

在某些重型汽车上，由于发动机最大转矩较大，所需压紧弹簧数目较多，可将压紧弹簧布置在两个同心圆周上。

压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递转矩的能力随之降低。

此外，弹簧靠到它的定位面上，造成接触部位严重磨损，甚至会出现弹簧断裂现象。

中央弹簧离合器采用一至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，不会使弹簧受热退火，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。

斜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，压盘所受的压紧力几乎保持不变。

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。

膜片弹簧离合器(图4－4)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，它与其它形式的离合器相比具有如下一系列优点：
1)膜片弹簧具有较理想的非线性特性如图2—12所示，弹簧压力在摩擦片允许磨损范围
内基本不变(从安装时工作点B变化到A点)，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；对于圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降(从月点变化到A，点)。

离合器分离时，弹簧压力有所下降 (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(从月点变化到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，性能较稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降。

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，可提高使用寿命。

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。

．
图2-3 膜片弹簧离合器图2-4 拉式膜片弹簧离合器
但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。

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。

拉式膜片弹簧离合器(图2—4)中，其膜片弹簧的安装方向与推式相反。

在接合时，膜片弹簧的大端支承在离合器盖上，而以中部压紧在压盘上。

将分离轴承向外拉离飞轮，即可实现分离。

与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有如下优点：
1)由于取消了中间支承各零件，并只用一个或不用支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小。

2)由于拉式膜片弹簧是以中部与压盘相压，因此在同样压盘尺寸条件下可采用直径较大的膜片弹簧，从而提高了压紧力与传递转矩的能力，而并不增大踏板力；或在传递相同转矩时，可采用尺寸较小的结构。

3)在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，故分离效率更高。

4)拉式的杠杆比大于推式杠杆比，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率较高，使踏板操纵更轻便。

拉式踏板力比推式一般约可减少25％～30％。

5)拉式无论在接合状态或分离状态，膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。

6)使用寿命更长。

但是，拉式膜片弹簧的分离指是与分离轴承套筒总成嵌装在一起的，需专门的分离轴承(参见图2—19)，结构较复杂，安装和拆卸较困难，且分离行程略比推式大些。

由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，它已在一些汽车中得以应用。

2.3 膜片弹簧支承形式
推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。

图2—5为双支承环形式，其中图2—5a用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承图2-4 拉式膜片弹簧离合器环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单，是早已采用的传统形式；图2—5b在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，可提高耐磨性和使用寿命，但结构较复杂；图2—5c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，因此其应用日益广泛。

图2-5 推式膜片弹簧双支承环形式图2-6 推式膜片弹簧单支承环形式
图2—6为单支承环形式。

在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台来代替后支承环(图2—6a)使结构简化，或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环(图2—6b)，以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙。

图2—7为无支承环形式，利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将膜片弹簧铆合在一起而取消前、后支承环(图2—7a)；或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，离合器盖上环形凸台代替后支承环(图2—7b)，使结构更简化；或取消铆钉，离合器盖内边缘处伸出的许多舌片将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形凸台弯合在一起(图2—7c)，结构最为简单。

图2—8为拉式膜片弹簧支承结构形式，其中图2—8a为无支承环形式，将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上；图2—8b为单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。

这两种支承形式常用于轿车和货车上。

图2-7 推式膜片弹簧无支承环形式图2-8 拉式膜片弹簧支承形式
由于膜片弹簧结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小，广泛用于中、重型货车上，固本次设计采用膜片弹簧的布置形式。

2.4 压盘的驱动方式
压盘的驱动方式主要有凸块一窗孔式、销钉式、键块式和传动片式多种。

前三种的共同缺点是在联接件之间都有间隙，在驱动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，降低了离合器传动效率。

传动片式是近年来广泛采用的结构，沿周向布置的三组或四组钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接(图2—2)，传动片的弹性允许其作轴向移动。

当发动机驱动时，钢带受拉；当拖动发动机时，钢带受压。

此结构中压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，使用可靠，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。

使用弹性传动片的方式不仅消除了前三种的缺点，而且简化了结构，降低了对装配精
度的要求且有利于压盘的定中，固选用弹性传动片式驱动压盘。

三、离合器主要参数的选择
摩擦离合器是靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。

离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为
max C e C T T ZfFR β== （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；Z 为摩擦面数，是从动盘数的两倍；β为离合器的后备系数；max e T 为发动机的最大转矩。

假设摩擦片上工作压力均匀，则有
2222000()()4D d F p A p P R r ππ-===- （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=2R ；d 为摩擦片内径，d=2r 。

摩擦片的平均摩擦半径R ，根据压力均匀的假设，可表示为
3333
222223()3C D d R r R D d R r
--==-- （3-3） 当d ／D ≥0．6时，C R 可相当准确地由下式计算
42
C D d R r R ++== 将式(3—2)与式(3—3)代人式(3—1)得
)
1(12330C D fZp T C -=π
(3-4)
式中，C 为摩擦片内外径之比，C=d ／D ，一般在0．55～0．65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= (3-5)
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 和d 及摩擦片厚度b 。

3.1 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。

在选择夕时，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。

各类汽车口值的取值范围通常为：
轿车和微型、轻型货车 β=1．30～1．75
中型和重型货车 β=1．60～2．25
越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车 β=2.0～3.5
本次设计为中型货车离合器，工作条件较恶劣，货车质量较大，采用汽油发动机，采用周置的螺旋弹簧离合器。

综合以上因数，选取后备系数β的值为2.0。

3.2 单位压力0p
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，加应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处 的热负荷，0p 应取小些；后备系数较大时，可适当增大0p 。

当摩擦片采用不同材料时，0p 按下列范围选取：
石棉基材料 0p =0．10～0．35MPa
粉末冶金材料 0p =0．35～0．60MPa
金属陶瓷材料 0p =0．70～1．50MPa
本次设计选用石棉基材料作为摩擦片，发动机的最大功率P=157 KW 。

综合以上因数，选取单位压力0p 的值为0.20MPa 。

3.3 摩擦片外径D 、内径d 和厚度b
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(3-1)和式(3-5)，适当选取后备系数β和单位压力0p ，即可估算出摩擦片尺寸。

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
D K = (3-6)
式中，D K 为直径系数，轿车：D K =14．5；轻、中型货车：单片D K =16．0～18．5，双片D K =13．5～15．0；重型货车：D K =22．5～24．0。

在同样外径D 时，选用较小的内径d 虽可增大摩擦面积，提高传递转矩的能力，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JB5764—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。

由（3-6）式和D K 的范围D K =16．0～18．5得，
16.0×≤D ≤18.5×
D ≪420，选用D=410mm 。

取C=0.589，则d 的值为
d=D*c=410*0.589=240mm
确定了D 、d 后，可以计算摩擦片的单面面积A ，得 A=22()4D d π-=222(280165)
402004mm π-=
由D 、max e T 可以确定摩擦片的最大圆周速度D v 为，
33max 10*3200*280*1046.9/6060D e v n D m s π
π
--=⨯==
D v 的值小于50，固以上选用的值符合要求。

由A 、0p 可以确定压盘施加在摩擦面上的工作压力F,得
0*0.2*402008040F p A ===N
摩擦片的厚度主要有3．2mm 、3．5mm 和4．0mm 三种。

由摩擦片的内外径查表得，摩擦片的厚度为h=3.5mm 。

四、 离合器的设计与计算
一、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。

1．设计变量
后备系数夕可由式(3-1)和式(3-5)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β。

可由式(2—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
T
T FDd x x x X ][][321==
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)摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度D v 不超过65—70m ／s ，即
s
m D n v e D /70~6510603max ≤⨯=-π
(3-7)
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)。

2)摩擦片的内外径比c 应在0．55～0．65范围内，即
0．55≤c ≤0．65
3)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
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2Ro 约 50mm(图2—15)，即
d>2Ro+50
5)为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即
00224[]()
C C C T T T Z
D d π=≤- （3-8） 式中，0C T 为单位摩擦面积传递的转矩(N ·m ／2mm )；0[]C T 为其允许值(N ·m ／2mm )，按
表4—1选取。

表2—1 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (N ·m ／2
mm )
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
7)为了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，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即
][)(422ωπω≤-=d D Z W (3-9)
式中，ω为单位摩擦面积滑磨功(J ／mm2)； [ω]为其许用值(J ／mm2)，对于轿车：[ω] =0．40J ／mm2，对于轻型货车： [ω] =0．33J ／mm2，对于重型货车： [ω] =0．25J ／mm2; W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J)，可根据下式计算
2202
221800g r e i i mar n W π= (3-10)
式中，m a 为汽车总质量(kg)；r r 为轮胎滚动半径(m)；g i 为起步时所用变速器挡位的传动比；i 0为主减速器传动比；e n 为发动机转速(r ／min)，计算时轿车取2000r ／min ，货车取 1500r ／min 。

4.优化计算与检练
通过前面主要参数的确定和优化计算得,F=8040N,D=280mm,d=165mm.检练以上约束条件得,
1. 46.9/D v m s ==<65m/S
2. 0.55<C=0.589<0.65
3. 1.2<β=2.0<
4.0 4. 0．10MPa<0p =0．20MPa <1.50MPa
5. 00222244*2450.06[]0.35()*(280165)
C C C T T T Z
D d ππ===≤=-- 以上数据符合优化设计的约束条件,固通过优化设计的F,D,d 的值满足设计的要求,可作为本次设计的数据.
二、膜片弹簧的载荷变形特性
假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O 转动(图4－1)。

通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷Fl 集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为 λ1，(图2—10b)，则有关系式
])2)([()()/ln()1(6)(2111111112111h r R r R H r R r R H r R r R Eh f F +--------==λλμλπλ(2-11)
式中，正为材料的弹性模量，对于钢：
E=2．1X105
MPa ；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；h 为膜片弹簧钢板厚度；R 、r 分别为
自由状态下碟簧部分大、小端半径；R 1、r 1分别
为压盘加载点和支承环加载点半径。

离合器分离时，膜片弹簧的加载点发生变化，
见图4－2c 。

设分离轴承对分离指端所加载荷 图4－1 子午断面绕中性点的转动 为F2，相应作用点变形为λ2，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也转过相同的转角，则有如下关系
11112λλr R r r f --=
（2-12） 11112F r r r R F f --= （2-13）
式中，门为分离轴承与分离指的接触半径。

图4－2 膜片弹簧在不同工作状态时的变形
a) 自由状态 b)压紧状态 c)分离状态
将式(2—12)和式(2—13)代人式(2—11)，即可求得F2与入2的关系式。

同样将式(2—12)和
式(2—13)分别代入式(2—11)，也可分别得到Fl 与入2和F2与入1的关系式。

如果不计分离指在F2作用下的弯曲变形，则分离轴承推分离指的移动行程入2f(图4－2c)为
f f
f r R r r 11112λλ--= （2-14）
式中，入1f 为压盘的分离行程(图4－2b ，c)。

三、膜片弹簧的强度校核
由前面假设可知，子午断面在中性点O 处沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O 点以外的点均存在切向应变和切向应力。

建立如图2—9所示的坐标系，则断面上任意点(x ，y)的切向应力σt 为
x e y x E t +---=
ϕ
ϕαϕμσ)2/(12
(2-15)
式中，α为自由状态时碟簧部分的圆锥底角；ϕ为从自由状态起，碟簧子午断面的转角；e 为中性点半径，e=(R —r)／In(R ／r)。

由式(2—15)知，当ϕ一定时，一定的切向应力t σ在工xOy 坐标系中呈线性分布， 当t σ=0时有
x y )2/(ϕα-= (2-16)
因(α—ϕ／2)很小，(α—ϕ／2)≈tan(α—
ϕ／2)，则式(2—16)表明对于一定的
ϕ，零应力分布在过O 点而与x 轴成(α
—ϕ／2)角的直线上(图2—11)。

实际
上，当x=—e 时，无论
t σ为何值，均存在)y=—(α—
ϕ／2) e 即对于一定的ϕ，等应力线都汇交于K 点，其坐
标为x=—e 、y=— (α—ϕ／2) e 。

图4－3 切向应力在子午断面中的分布
显然 OK 为零应力直线，其内侧为压应
力区，外侧为拉应力区；等应力线越远离零应力线，其应力值越高。

由此可见，碟簧部分内上缘点B 的切向压应力最大。

当K 点的纵坐标(α—
ϕ／2) e >h ／2时，A 点的切向拉应力最大；当(α—ϕ／2) e <h/2时，A ’点的切向拉应力-最大。

分析表明，月点的应力值最高，通常只计算月点的应力来校核碟簧的强度。

将月点坐标x ≈— (e —r)和y=h ／2代人式(2—15)，可得月点的应力
t σ B
}]2)[(2{)1(22ϕαϕμσh r e r e r E
tB +----= (2-17) 令d tB σ／d ϕ=0，可求出tB σ达到极大值时的转角ϕp。

)(2r e h
p -+=αϕ (2-18)
式(2—18)表明，B 点最大压应力发生在比碟簧压平位置再多转动一个角度arctan[h ／2(e —r)] ≈h ／2(e —r)的位置处。

当离合器彻底分离时，膜片弹簧子午断面的实际转角ϕf ≥
p ϕ，计算tB σ时，ϕ应取ϕp,如果ϕf<ϕp ，则ϕ取ϕf 。

在分离轴承推力F2作用下，B 点还受弯曲应力tB σ，其值为
22
)(6h nb F r r r f rB -=σ (2-19)
式中，n 为分离指数目；r b 为一个分离指根部宽度。

考虑到弯曲应力rB σ是与切向压应力
tB σ相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度理论，
B 点的当量应力为 tB rB jB σσσ-= (2-20)
试验表明，裂纹首先在碟簧压应力最大的月点产生，但此裂纹并不发展到损坏，且不明显影响碟簧的承载能力。

继后，在A`点由于拉应力产生裂纹，这种裂纹是发展性的，一直发展到使碟簧破坏。

在实际设计中，当膜片弹簧材料采用60Si2MnA 时，通常应使
jB σ≤1500——1700MPa 。

四、膜片弹簧主要参数的选择
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。

分析式(2—11)可知，当H ／h<2时，
Fl=f(λ1)为增函数；H ／h=2时，Fl= f(λ1)有一极值，该极值点恰为拐点；H ／h>2时，Fl= f(λ1)有一极大值和一极小值；当H ／h=22时，Fl= f(λ1)的极小值落在横坐标上。

为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1．6—2．2，板厚丸为2～4mm 。

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，弹簧刚度越大，弹性特性曲线受直径误差。