轻型乘用车离合器的设计研究说明书（精编版）

1、1 / 25 轻型乘用车离合器的设计研究目录1 概述1 2 离合器的结构方案分析1 2.1 从动盘数的选择1 2.2 压紧弹簧和布置形式的选择2 2.3 膜片弹簧的支承形式3 2.4 压盘的驱动形式4 3 离合器主要参数的选择4 3.1 后备系数 4 3.2 单位压力5 3.3 摩擦片外径 d、径 d 和厚度 b 5 3.4 摩擦因数 f, 摩擦面数 z和离合器间隙 t 6 4 离合器的设计与计算6 4.1 离合器基本参数的优化6 4.2 膜片弹簧基本参数的选择8 4.3 膜片弹簧9 4.4 膜片弹簧的优化设计11 5 扭转减振器的设计12 5.1 扭转减振器基本参数选择12 5.2 减振弹簧

2、的详细设计13 2 / 25 5.3 限位销与从动盘毂缺口侧边间隙14 6 从动盘总成设计14 6.1 从动盘总成概述与设计要求14 6.2 从动盘毂14 6.3 摩擦片16 6.4 从动片17 7 离合器盖总成17 7.1 离合器盖概述与设计要求17 7.2 离合器盖18 7.3 压盘18 8 离合器操纵机构设计18 参考文献 19 1. 概述离合器是汽车传动系中的重要部件, 主要功用是是切断和实现发动机对传动系的动力传递, 保证汽车平稳起步, 保证传动系统换挡时工作平顺以及限制传动系统所承受的最大转矩, 防止传动系统过载。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、操纵机构四部分。膜片弹簧离合

3、器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器 , 它的转矩容量大而且较稳定, 操作轻便 , 高速是平衡性好、结构简单且较紧凑、 散热通风性能好、 使用寿命长 , 也能大量生产 , 对于它的研究已经变得越来越重要。 此设计说明书详细的说明了汽车膜片3 / 25 弹簧离合器的结构形式, 参数选择以及计算过程。通过整个设计计算过程, 力争把离合器设计系统化, 让离合器在任何行驶条件下, 既能可靠的传递发动机的最大转矩,并有适当的转矩储备 , 又能防止过载。结合时要完全、平顺、柔和, 保证起初起步时没有抖动和冲击。分离时要迅速、彻底。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

4、换档和减小同步器的磨损。应有足够的吸热能力和良好的通风效果 , 以保证工作温度不致过高, 延长寿命。操纵方便、准确,以减少驾驶员的疲劳。具有足够的强度和良好的动平衡, 以保证其工作可靠、使用寿命长。2. 离合器的结构方案分析2.1 从动盘数的选择根据从动盘数目离合器可以分为单片离合器、双片离合器和多片离合器。对于乘用车和最大总质量小于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。根据本设计任务书的要求, 选择单片离合器。单片离合器结构简单, 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

5、, 采用轴向有弹性的从动盘可保证接合平顺。2.2 压紧弹簧和布置形式的选择根据弹簧形式离合器可以分为圆柱螺旋弹簧离合器、圆锥螺旋弹簧离合器和膜片弹簧离合器, 弹簧的布置形式也有圆周布置、中央布置和斜向布置。综合以上, 选择设计为膜片弹簧离合器。4 / 25 膜片弹簧式一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧, 主要有碟簧部分和分离指部分组成。膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比具有以下几个优点：由于膜片弹簧有理想的非线性特征, 弹簧压力在摩擦片磨损围能保证大致不变 , 从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当离合器分离时 , 弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高, 而是降低 , 从而降低踏板

6、力；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；高速旋转时 , 压紧力降低很少 , 性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降； 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；易于实现良好的通风散热, 使用寿命长；平衡性好；有利于大批量生产,降低制造成本。但膜片弹簧的制造工艺较复杂, 对材料质量和尺寸精度要求高,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。膜片弹簧离合器有分为推式膜片弹簧

7、离合器和拉式膜片弹簧离合器, 拉式膜片弹簧离合器中的膜片弹簧安装方向, 与传统的推式结构相反 , 并将支承点移到了膜片弹簧的大端附近。接合时, 膜片弹簧的大端支承点在离合器盖上, 以中部压紧在压盘上, 将分离轴承向外拉离飞轮实现离合器的分离。与推式相比 , 拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支5 / 25 承各零件 , 并不用支承环或只用一个支承环, 使其结构更简单、紧凑 ,零件数目更少 , 质量更少；拉式膜片弹簧是中部与压盘相压在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧, 提高了压紧力与传递转矩的能力 , 且并不增大踏板力 ,在传递相同的转矩时 , 可采用尺寸较小的结构；在接合或

8、分离状态下, 离合器盖的变形量小 , 刚度大 , 分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比, 且中间支承减少了摩擦损失, 传动效率较高 , 踏板操纵更轻便 , 拉式的踏板力比推式的一般可减少约%30%25；无论在接合状态或分离状态, 拉式结构的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形成间隙而增大踏板自由行程 , 不会产生冲击和哭声；使用寿命更长。因此, 本设计选用拉式膜片弹簧离合器。2.3 膜片弹簧的支承形式本设计选用无支承环形式, 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。2.4 压盘的驱动形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。

9、前三种的共同缺点是在连接件之间都有间隙, 在传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, 沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧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 , 传动片的弹性允许其作轴向移动。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6 / 25 式的结构简单 , 压盘与飞轮对中性能好, 使用平衡性好 , 工作可靠 , 寿命长。因此 , 本设计选用弹性传动片式, 薄弹簧钢带的组数为三组。3 离合器主要参数的选择3.1 后备系数 后备系数 是离合器的重要参数

10、 , 反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度 , 选择 时,应从以下几个方面考虑： a. 摩擦片在使用中有一定磨损后 ,离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车 =1.21.75。故选择 =1.5。则有 可有表 3.1 查得1.5 。表 3.1 后备系数的取值围车型后备系数 乘用车及最大总质量小于6t 的商用车1.20 1.75 最大总质量为 614t 的商用车1.50 2.25 挂车1.80 4.00 3.2 单位压力当 d 230mm 时, 则mpa ；当 d 230mm 时, 则0.25mpa；所以由于 d200

11、mm, 取0.25mpa；也 可 以 根 据 石 棉 基 材 料 编 织 摩 擦 片 单 位 压 力的 取 值 围7 / 25 0.25-0.35mpa, 也可确定为 0.25mpa 。3.3 摩擦片外径 d、径 d 和厚度 b摩擦片外径 dmm 可以根据发动机最大转矩n.m 按如下经验公式选用：maxedtkd式中,为直径系数 ,取值围见表 3.2 根据= 160n m,=14.6, 则将各参数值代入经验公式后计算得 d=184.68mm 表 3.2 直径系数dk的取值围车型直径系数dk乘用车14.6 最大总质量为1.8 14.0t的商用车16.0 18.5 13.5 15.0 最大总质量大

12、于 14.0t 的商用车22.5 24.0 表 3.3 离合器摩擦片尺寸系列和参数即gb1457 74外径 d/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 径 d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 厚度 h/ 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 c=d/d 0.687 0.694 0.700 0.667 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 13c0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 单位 面积

13、106 132 160 221 302 402 466 546 678 8 / 25 f/3cm根据摩擦片的标准化、系列化原则, 根据上表选择如下：外径 d=200mm, 径 d=140mm, 厚度 b=3.5mm 径与外径比值 c=0.700 1 =0.65 3.4 摩擦因数 f, 摩擦面数 z 和离合器间隙 t 石棉基材料编织的f 取值围为 0.250.35, 因而取 f=0.30 。摩擦面数 z为离合器从动盘数的两倍, 因此 z=2。t=3mm 。4. 离合器的设计与计算4.1 离合器基本参数的优化4.1.1 设计变量后备系数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

14、 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：ttfddxxxx3214.1.2 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)(4min)(22ddxf4.1.3 约束条件1最大圆周速度smdnved/706510603max9 / 25 式中,dv为摩擦片最大圆周速度m/s ；为发动机最高转速r/min,所以smsmdnved/7065/89.4110200400060106033max故符合条件。2摩擦片、外径之比c c= =0.7, 满足 0.5370.0c的条件围。

15、3后备系数后备系数 1.25。4减振器位置弹簧直径r。暂取 r。=0.6d/2=0.6 140/2=42mm d-2r。=140-2 42=5650mm 5为降低离合器滑磨时的热负荷, 防止摩擦片损伤 , 对于不同车型 ,单位压力p。根据所选用的摩擦材料在一定围选取,p 。的最大围为0.101.50mpa,p。=0.25mpa,符合 0.10mpa p。1.5mpa 。6计算总滑磨功 w=8568j w=0.27 j/w=0.33j/4.2 膜片弹簧基本参数的选择4.2.1 比值和 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一般为 1.5 2.0, 板厚 h 为

16、 24mm 。10 / 25 故初选 h=3mm, =1.8 则 h=1.8h=5.4mm 。4.2.2 比值和 r 、r 的选择根据结构布置和压紧力的要求,r/r 一般为 1.201.35, 取 r/r=1.33 。摩擦片的平均半径=85.882mm 为使摩擦片上的压力分布较均匀,拉式膜片弹簧的r 值宜取为大于或等于, 因此初选 r=96mm,因此 r=1.33 96=127.68mm, 取 r=128mm。4.2.3 的选择arctanh/=arctan5.4/ 9.58 , 满足 9 15的围。4.2.4 分离指数目 n 的选取常取取为 n=18。4.2.5 膜片弹簧小端半径及分离轴承作

17、用半径的确定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,暂取 36mm,暂取 38mm 。4.2.6 切槽宽度 1、2 及半径的确定1=3.3mm 、2=9.5mm, r- 2=96-9.5=86.5mm,取=8mm 。4.2.7 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定=100mm, =124mm 。4.3 膜片弹簧4.3.1 膜片弹簧的结构特点介绍本设计选用拉式膜片弹簧离合器, 现将膜片弹簧的基本结构介绍如11 / 25 下：膜片弹簧在结构形状上分为两部分。在膜片弹簧的大端处为一完整的截锥体 , 它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样 , 故称作碟簧部分。膜

18、片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。碟形弹簧的弹性作用是这样： 沿其轴线方向加载 , 碟簧受压变平 , 卸载后又恢复原形所。可以说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式。所不同的是 , 在膜片弹簧上还包括有径向开槽部分。膜片弹簧上的径向开槽部分像一圈瓣片 ,它的作用是 , 当离合器分离时作为分离杠杆。故它又称分离爪。 分离爪与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方圆形孔。这样做, 一方面可以减少分离爪根部应力集中, 一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧 , 分离爪根部的过渡圆角r 4.5。4.3.2 膜片弹簧的弹性变形特性膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分, 碟簧部分的弹性变形特性和螺旋弹簧是不一样的,

19、 它是一中非线性的弹簧, 其特性和碟簧部分的原始截锥高 h及弹簧片厚 h 的比值 h/h 有关。不同的 h/h 值可以得到不同的特性变形特性。一般可以分成下列四中情况： 1 如下图 4.1 中 h/h=0.5 的曲线, 其曲线形状表现为 : 载荷 p的增加, 变形总是不断增加 . 这种弹簧的刚度很大, 可以承受很大的载荷, 适合与作为缓冲装置中的行程限制器。2=12 / 25 如图 4.1 中 h/h=1.5的曲线 , 弹性特性曲线在中间有一段很平直,变形的增加 , 载荷 p几乎不变 . 这种弹簧叫做零刚度弹簧. 32如图 4.1 中=2.75 者, 弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域, 即当变

20、形增加时 , 载荷反而减少具有这种特性的膜片弹簧很适合用于作为离合器的压紧弹簧 , 因为可利用其负刚度区, 达到分离离合器时载荷下降, 操纵省力的目的 , 当然负刚度过大也不适宜, 以免弹簧工作位置略微变动造成弹簧压紧力过大. 4如下图4.2, 这种弹簧的的特性曲线中具有更大的负刚度不稳定工作区, 而且有载荷为负值的区域. 这种弹簧适合于汽车液力传动中的锁止机构。图 4.1 三种不同 h/h 值时的无因次特曲线13 / 25 图 4.2 各种不同 h/h 值时的无因次弹性变形特性4.4 膜片弹簧的优化设计4.4.1为了满足离合器使用性能的要求, 弹簧的 h/h 与初始底锥角=h/应在一定的围

21、,即1.6 h/h2.2,h/h=1.8满足要求；9 15 , =9.58满足要求。4.4.2 弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的围,即1.20r/r 1.35,r/r=1.33；702r/h100,2r/h=85.33; 3.5 r/5.0,r/=3.56 以上比值均符合要求。4.4.3为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀, 拉式膜片弹簧的压盘加载点半径应位于摩擦片的平均半径与外半径之间, 即/4d/2,85 100100 符合要求。4.4.4 根据弹簧结构布置要求 ,与 r,与r,与之差应在一定围 ,14 / 25 即1r-7,r-=128-124=4；0-r 6,-r=100-96=4

22、；0-4,-=2。4.4.5膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用,因此其杠杆比应在一定围选取 , 即拉式： 3.5 9.0,=3.58 符合要求。5. 扭转减振器的设计5.1 扭转减振器基本参数选择5.1.1 极限转矩极限转矩是指减振器在徐奥出了限位销与从动盘毂缺口中间的间隙时所能传递的最大转矩 , 即限位销起作用时的转矩。它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 , 一般取=式中, 乘用车 , 系数取 2.0。因此=2.0160=320n5.1.2 扭转角刚度13=4160 n/rad 5.1.3 阻尼摩擦转矩=0.11 160=17.6 n5.1.4 预紧转矩=0.10 160

23、=16 n15 / 25 5.1.5 极限转角取 8 , 进而有=2=5.86mm 5.2 减振弹簧的详细设计5.2.1 减振器弹簧位置半径之前已经求出 ,=42mm 5.2.2 减振弹簧个数=6 5.2.3 减震弹簧总压力=7619n,平均每个弹簧的受力f=1270n 5.2.4 弹簧材料选择弹簧材料根据要求选择50va,其许用切应力 =750mpa 。5.2.5 选取旋转比c=5 8, 取 c=5,则 k=+=1.3 5.2.6 试算弹簧直径 d d=5.33mm 经查 gb/t1358-1193,取 d=5.5mm 5.2.7 弹簧的其他主要参数计算1弹簧中径 d=cd=5 5.5=27

24、.5, 查标准有 d=28mm 16 / 25 2弹簧工作圈数 n=2.03 3径=d-d=28-5.5=22.5mm,外径=d+d=28+5.5=33.5mm 4旋转比 c=d/d=5,长细比 b=/d=1.14 5总圈数=n+2=4圈6节距 p=0.4d=0.4 28=11.2mm 7自由高度或长度=pn+d=11.2 21.7 5.5=31.75mm 经查国标 , 取=32mm 8轴向间距=11.2-5.5=5.7mm 9展开长度 l=355mm 10螺旋=7.26取711质量=lr=0.06kg 5.2.8 验算最大循环切应力=713mpa 750mpa 5.3 限位销与从动盘毂缺口侧

25、边间隙=3.5mm,=25mm 限位销直径=10mm 。6 从动盘总成设计6.1 从动盘总成概述与设计要求从动盘总成由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。它虽然对离合器工作性能影响很大的构件,但是其工作寿命薄弱, 因此在结构和材料上的选择是设计的重点。从动盘总成应满足如下设计17 / 25 要求：为了减少变速器换档时齿轮间的冲击, 从动盘的转动惯量应尽可能小；为了保证汽车平稳起步、 摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性；为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷,从动盘中应装有扭转减振器；要有足够的抗爆裂强度。6.2 从动盘毂从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件, 它几乎承受发

26、动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上, 花键的尺寸可根据摩擦片的外径d与发动机的最大转矩按国标 gb1144 74 选取。从动盘的轴向长度不宜过小, 以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底 , 从动盘毂的轴向长度取32mm 。从动盘毂一般采用锻钢如 35、45、40cr 等, 并经调质处理。为提高花键孔表面硬度和耐磨性 , 可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合, 应进行高频处理。表 6.1 离合器从动盘毂花键尺寸系列摩擦片外径d/mm 发动机的最大转矩temax/nm 花键尺寸挤 压 应力j/mpa 齿数n 外径d/mm 径d/mm 齿厚b/mm 有效

27、齿长l/mm 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 18 / 25 根据摩擦片外径d=200mm 和发动机最大转矩=160n m,可选择从动盘毂花键的尺寸如下：齿数 n=10,外径 d =35mm, 径d=28mm, 齿厚 t=4mm,有效尺长 l=35mm 。6.3 摩擦片摩擦片的工作条件比较恶劣, 为了保证它能长期稳定的工作, 根据汽车的的使用条件 , 摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：应具有较稳定的摩擦系数, 温度 , 单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。要有足

28、够的耐磨性, 尤其在高温时应耐磨。要有足够的机械强度, 尤其在高温时的机械强度应较好。 热稳定性要好 , 要求在高温时分离出的粘合剂较少 , 无味, 不易烧焦。磨合性能要好,不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面。 油水对摩擦性能的影响应最小。结合时应平顺而无咬住 和抖动 现象。由以上的要求 , 目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片, 是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成 , 其摩擦系数大约在0.3 左右。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定 , 温度, 滑磨速度及单位压力的增加都将摩擦系数的下降225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10

29、 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 19 / 25 和磨损的加剧。所以目前正在研制具有传热性好、强度高、耐高温、耐磨和较高摩擦系数 可达 0.5 左右的粉末冶金摩擦片和瓷摩擦材料等。在本设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接, 采用这种方法后 , 当在高温条件下工作时 , 黄铜铆接有较高的强度,同时, 当钉头直接与主动盘表面接触时, 黄铜铆

30、钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损,磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。6.4 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 3540hrc 。7 离合器盖总成7.1 离合器盖概述与设计要求离合器盖一般都与飞轮固定在一起, 通过它传递发动机的一部分转矩。此外, 它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。因此,在设计中应注意以下几个问题：1离合器的刚度离合器分离杠杆支承在离合器盖上, 如果盖的刚度不够 , 即当离合器分离时 , 可能

31、会使盖产生较大的变形, 这样就会降低离合器操纵机构的传动效率 , 严重时还可能造成离合器分离不彻底, 引起摩擦片的早期磨损 , 还会造成变速器的换档困难。 因此为了减轻重量和增加刚度,20 / 25 该离合器盖采用厚度约为4 的低碳钢板如08 钢板冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。2离合器的通风散热为了加强离合器的冷却离合器盖必须开有许多通风窗口, 通常在离合器压紧弹簧座处开有通风窗口。3离合器的对中问题离合器盖装有分离杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件,因此它相对与飞轮必须有良好的对中, 否则会破坏离合器的平衡, 严重影响离合器的工作。离合器盖的对中方式有两种, 一种是用止口对中 , 另有种是用定

32、位销或定位螺栓对中 , 由于本设计选用的是传动片传动方式, 因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的圆止口对中。7.2 离合器盖应具有足够的刚度 , 板厚取2mm, 乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。7.3 压盘7.3.1 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。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。7.3.2 传动片21 / 25 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。一般由弹簧钢带65mn制成。共三片

33、。7.3.3 分离轴承由于=4000r/min, 离心力造成的径向力很大, 因此采用角接触式径向推力球轴承。8 离合器操纵机构设计本设计只选用较为简单的杠杆机构简单模拟操纵原理。参考文献【1】家瑞 汽车构造第五版人民交通 20xx 【2】王望予 汽车设计第四版机械工业 20xx 【3】濮良贵 机械设计第八版高等教育 20xx 【4】新亚 汽车为什么 会跑 机械工业 20xx 22 / 25 汽车设计课程设计任务书设计题目：轻型乘用车离合器的设计研究一设计的目的和意义课程设计题目 - 轻型乘用车离合器设计是针对2008 级汽车方向汽车设计课程设计而设置的。设置本选题具有以下的目的和意义：1通过对轻型乘用车离合器的设计, 可以使我们的理论知识更扎实, 加深我们对于汽车构造 、 汽车理论、 汽车设计等专业知识的理解, 同时使我们学到的理论知识得以应用。23 / 25 2在设计的过程中 , 需要对参考车型的零部件进行测绘、装配、设计、验证,