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
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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。
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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
TC??Temax?ZfFRC （3-1）
式中，TC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；RC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；?为离合器的后备系数；Temax为发动机的最大转矩。 假设摩擦片上工作压力均匀，则有
F?p0A?p0?(D2?d2)4?P0?(R2?r2) （3-2）
式中，p0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
D3?d32R3?r3 （3-3） RC??22223(D?d)3R?r当d／D≥0．6时，RC可相当准确地由下式计算
RC?D?dR?r? 42将式(3—2)与式(3—3)代人式(3—1)得
TC??12fZp0D3(1?C3) (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TC应大于发动机最大转矩，即
TC??Temax (3-5)
式中，Temax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p0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。 3.1 后备系数β
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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p0
单位压力p0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，p0应取小些；后备系数较大时，可适当增大p0。 当摩擦片采用不同材料时，p0按下列范围选取： 石棉基材料 p0=0．10～0．35MPa 粉末冶金材料 p0=0．35～0．60MPa
金属陶瓷材料 p0=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p0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Temax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p0，即可估算出摩擦片尺寸。
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摩擦片外径D(mm)也可根据发动机最大转矩Temax (N·m)按如下经验公式选用
D?KDTemax (3-6)
式中，KD为直径系数，轿车：KD =14．5；轻、中型货车：单片KD=16．0～18．5，双片KD=13．5～15．0；重型货车：KD =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KD的范围KD=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=
?(D2?d2)?(2802?1652)4=
4?40200mm2
由D、Temax可以确定摩擦片的最大圆周速度vD为，
vD??60nemaxD?10?3??60*3200*280*10?3?46.9m/s
vD的值小于50，固以上选用的值符合要求。
由A、p0可以确定压盘施加在摩擦面上的工作压力F,得 F?p0*A?0.2*40200?8040N
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。
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