汽车设计离合器课程设计

1、汽车设计课程设计离緒设计说明书姓名：范小南班级：B110210学号:B11021023目录一、 离合器设计的目的及相关概述.11.1离台器基本功用.11.2离台器相关结构的介绍.11.3离台器的设计要求.21.4拉式膜片弹簧的优点.3二、 离合器摩擦片参数的确定.32.1摩掠片相关参数确定之前的数据准备.32.1.1后背系数确定.32.1.2单位压力的确定.42.1.3摩掠因数、摩掠面数和离合器间隙.42.2摩擦片参数的选择.52.2.1初选摩掠片参数外径D、內径d和厚度b.52.2.2离合器传递最大转矩.62.3摩掠片参数的校核.62.3.1摩掠片最大圆周速度的校核.62.3.1单位滑磨功的

2、校核.6三、 膜片弹簧的设计.63.1膜片弹簧参数的设计.73.2膜片弹簧参数的校核.9四、 主要零部件的设计.104.1扭转减震器的设计.K)4.2扭转用弹簧的设计.124.3从动盘毂的设计.144.4离合器盖结构的设计.154.5压盘的设计.144.5.1设计要求.154.5.2压盘几何尺寸及材料的确定.154.5.3压盘的校核.164.6支撑环.16五、 操纵机构.165.1操纵机构的简介.165.2离合器踏板行程计算.185.3踏板力计算.13六、 设计小结.19七、 参考文献.21附录.22一、离合器设计的目的及相关概述7解乘用车离合器的构造，掌握离合器的工作原理,7解从动盘总成的结

3、构, 掌握从动盘总成的设计方法，了解压盘和膜片弹簧的结构，掌握压盘和膜片弹簧 的设计方法，通过对以上几方面的了解，从而熟悉轿车离合器的工作原理，同时, 学会如何査找文献资料、相关书籍，培养学生动手设计项目，掌握单独设计课题 和项目的方法，从而设计出满足整车要求并符合相关标准、具有良好的制造工艺 性，结构简单，便于维护的乘用车离合器，为以后从事汽车方面的工作或工作设 计打下良好的基础，通过这次课程设计，使学生充分认识到设计工程所需要的步 骤，以及自身所应具备的专业素质，未进入社会提供良好的学习机会，对与由学 生向工程技术人员转变具有重要的现实意义。11离合器基本功用离合器通常安装在发动机和变速器

4、之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从 动部分与变速器相连。1）在汽车起步时，通过离合器主、从动部分的滑磨而使它们的转速逐渐接 近，以确保汽车起步平稳。2）当变速器换挡时，通过离台器主、从动部分的迅速分离来切断动力的传 递，以减轻齿轮的冲击，保证换挡时工作平稳。3）当离合器转矩超过其所能传递的最大转矩时，其主、从动部分之间将产 生滑磨，以防止传动系统过载。1.2离合器相关结构的介绍膜片弹簧离合器总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成 等部分组成。1）离合器盖离合器盖一般为120或9（y旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮连接 在一起。离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构建，

5、压紧弹簧的压紧力 最总都要由它来承受。2）膜片弹簧膜片弹簧是离合器最重要的压紧元件,在其内孔圆周表面上开有许多均布的长径 内槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形孔，可以穿过支撑钏钉，这部分称之 为分离指；从窗孔底部直弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟于，其截面为 截圆锥形，称之为碟簧部分。3）压盘压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连。压盘 靠近外圆周面处有继续的环形职称凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。4）传动片离合器结合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘 摩掠片之间的摩擦力使从动盘转动；离合器分离时，压盘相对于离合器盖做自由 轴向移动，使从

6、动盘松开。这些动作均有传动片完成。传动片的两端分别与离合 器盖和压盘以钏钉或螺栓连接，一般才用轴向布置。在离合结合时，离合器盖通 过它来驱动压盘共同旋转；在离合器分离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘 轴向分离并使操纵力减少。5）分离轴承总成分离轴承总成由分离轴承、分离真筒等组成。分离轴承在工作时主要承受轴 向力，同时还承受高速旋转时离心力作用下的径向力。目前国产汽车中多使用角 接触推力球轴承，采用全密封结构和高温润滑脂，其端面形状与分离指舌尖部分 形状相匹配，舌尖部为平面时采用球星端面，为弧面时采用平端面或凹弧形断面。1.3离合器的设计要求为了保证汽车具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出

7、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，以减轻换档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，以保证有稳定的工作性能；9）应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其

8、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。根据离合器的设计要求，进行离台器的总体方耒的设计和选择，由于膜片式 离合器有自动调节压紧力、操作轻便、结构简单紧凑、高速时平衡性好和寿命长 等优点，所以选择膜片拉式离合器。1.4拉式膜片弹賢的优点与推式相比，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

9、接合或分离状态下，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25%3()%；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。二、离合器摩擦片参数的确定2.1摩掠片相关参数确定之前的数据准备2.1.1后备系数0的确定后背系数保证离合器能可靠的传递发动机扭矩，同时它有助于减少汽车起步时的 滑磨，提高了离合器使用寿命。但为了使离合器尺寸不至于过大，减少传递系的 过载，使

10、操作轻便等，后背系数有不宜过大。由于所设计的离合器为膜片弹簧离 合器，在使用时其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还会少许增加）， 再加上乘用车的后备功率比较大，使用条件比较好，宜取较小值，由于 卩取值范围为1.201.75,则取P = 1.5o2.1.2单位压力P。的确定单位压力P。决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大的 影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、 材料及其质量和后备系数等因素。当摩擦片采用不同材料时，P。取值范围见下 表 1：表1摩擦片单位压力p0的取值范围摩擦片材料单位压力 p0/MPa石棉基材料模压0.15-0.25

11、编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50铁基金属陶瓷材料0.701.50由上表可知：选用模压石棉基材料，取值p0=0.2/MPao2.1.3摩擦因数/、摩擦面数Z和离合器间隙的确定各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见下表2:表2摩擦材料的摩擦因数/的取值范围摩擦片材料摩掠因数/石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.350.50金属陶瓷材料0.4摩擦片的摩擦因数/取决于摩擦片所选用的材料、工作温度、单位压力和滑 磨速度等因素。由上表可知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。石棉基材料的膜材因数/受温度、单位压力

12、和滑磨速度的影响较大,而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数/较大且稳定。所以选用铜基粉末冶粘选文档金材料，取f= 0.3由于离合器为单片摩掠离合器。则Z = 2。离合器&是指离合器处于正常结合状态、分离真筒被回位弹簧拉到后极限 位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中仍能完全结合， 在分离轴承和分离杠杆之 间留有间隙。 一般“为34mm。这里取At=3mmo摩擦片厚度主要有3.2mm、3.5mm、4.0mm三种，这里取b二3.5mm。22摩擦片参数的选择221初选摩擦片外径D、内径d、厚度b的参数摩擦片外径是离台器基本尺寸，它关系到离合器结构重量和寿命，他和离合 器传递的转矩大小有一定的关

13、系:Temax= TbXmazrfZpo(l -c3)一 1式中，比转矩几汽车总质量阻=1 6/ ;后背系数卩=1 5；摩擦因数F=0.3；摩擦面数Z=2;摩掠片內、外径之比c=d/D=0.6;摩擦片单位压力P。=0.2Mpa;代入上述数据得摩掠片外径D = 215.74mmo由离合器摩掠片尺寸系列和参数可知，如下表3:表3离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm160180200225250280內径d/mm110125140135155165厚度b/mm3.23.53.53.53.53.5c=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.589单位面积1061321602213

14、02402因此选外径D=225mm,内径d=135mm,厚度b=3 5mm。2.2.2离合器传递最大力矩乙为了能保证离台器在任何工况下都能可靠的传动发动机最大转矩,设计时I；应大于发动机最大转矩，即T = 8 x T = 1.5 X 164.8 = 247.2N mVC- r r (2.3摩擦片参数的校核2.3.1摩擦片最大圆周速度的校核摩擦片外径D (mm)的选取应使最大圆周速度不超过6570m/s,即VD= 60代入数据得V=65,9470m/s,则符合要求。2.3.2单位滑磨功的校核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，离合器每一次接合的单位摩掠面积滑磨功

15、应小于其许用值，即4Ww =-； wZ(D2-djW=空虫、1800(就就丿式中，乘用车单位面积滑磨功需用值vr = 0.4J/nmr ;乘用车发动机转速=2000r/min ;轮胎半径/; =360mm ;取汽车起步时变速器档位传动比3.4取主减速传动比/0=4.5代入数据得iv=0.38J/nmr 0.4J/nmr ,则符合要求。3.1膜片弹簽参数的设计1)H/力比值和h的选择取 / / 力=1.5 , h=2.5mm,H=3.75mm2)/?/厂比值和R、r的选择研究表明，R/A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越大，且应力越高。则代入数据得R, =91.8

16、8mm。为了使摩擦片上的压力分布均匀，拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于=91.88mm, R/r=121 35,则取r=92mm, /?/r=1.25, R=115mmo3)的选择膜片弹簧的设计膜片弹簧只有状态下圆锥角u与內锥高H的关系密切，一般在915。即-1 H Ha = tan乔厂厂代入数据得=10o4）膜片弹簧工作位置点的选择通过MATLAB计算的曲线的拐点为（3 59,3 12 X 10最值如下图表示图一膜片弹簧最值载荷力由上图可知，最大载荷点的坐标为（293.17 x 103）,最小值坐标（4.28,3.07 X 103）（程序见附录）。由于该曲线的拐点对应这膜片弹簧压平的位置，

17、新离合器在结合时，膜片弹 簧工作点应该在最大值和拐点之间，而且靠近或在拐点处，以保证摩擦片最大 磨损限度范围內的压紧力变化不大，当分离时，膜片弹簧工作点位置变化可以最 大限度的减少踏板力。4）分离指数目n的选择分离指的数目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。这里取分离指数目n=18o5）膜片弹簧小端內半径、分离轴承作用半径貯的确定膜片弹簧小端内半径心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。应大。各弹簧部分都应符合一定的范围，使5.0,则取/?/i0= 4,所以厂0 = 28.75呦。取厂0 = 29”、”30”。6）切槽宽度硏、及半径-的确定由于%

18、 =3.23.5mm,心伽”,取頁今伽叫2=9mm,的取值 应满足沁的要求，则得83尬化所以取畑叫7）压盘加载点半径&和支撑环加载点半径0的确定&和的取值将直接影响膜片弹簧的刚度应略大于，且接近于厂，K应略 小于 R 且接近/?。所以取& = 113mm, /; =92.5mmo8）膜片弹簧弹性特性通过支撑环和压盘加在膜片弹簧上的载荷仟（N）集中在支撑点处，加载点间的 相对轴向变形为人（mm）,则膜片弹簧的弹性特性如下式表示式中，E为材料的弹性模量（Mpa），取 E = 2.1X105M/M；u为材料泊松比，取u=0.3；H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内锥高度（mm）

19、 ; h为膜片弹簧钢板厚度（mm） ;R、r分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径（mn）;&、*分别为压盘加载点和支撑点加载点半径（mm）;利用数学工具MATLAB软件作图如下:变形星（mm ）图二膜片弹簧弹性特性曲线32膜片弹賢的校核1）根据弹簧结构的布置要求，R月月R、与宀与几之间的差应在一定的范围,0rf-ro4代入相应的数据得R一心=2 V 7- r = 0.5 V 6, y-厂0 = 1 V 4,则符合要求。2）膜片弹簧的分离指其分离作用，因此其杠杆比应在一定的范围內，即3.5涪9.。代入相应数据得45 350Z,466881010由上表可知，D=225mm在22525范围内

20、，所以取Zy=6.7）减震弹簧总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙$或亠被消除，减震器弹簧传递的转矩达到最 大值时，减震弹簧受到的压力伦为代入数据得冬=6.97RN。8）极限转角转减震器从预紧转矩7；增加到极限转矩7；时，从动片相对于从动盘毂极限转角（p为（p. = 2 arc sin 12凡式中，/为减震弹簧的工作变形量，代入数据得=&。42扭转减察弹費的设计在初步选定减速器的主要参数之后，既可根据布置上的可能来确定和减速器的相关尺寸。4.2.1减震弹簧的分布半径R1R1的尺寸应可能大-些，-般取心=（a 75）d/2式中，d为离合器摩擦片内径，故Rl=0.65d/2=47.25mmo

21、4.2.2单个减震器的工作压力卩P = FJZ = 6970 76 = 1160.67423减震弹簧尺寸1）弹簧中径Q其一般由布置结构决定，通常Dr= 1115mm故取2 =12mmo2）弹簧钢丝直径d式中，扭转许用力t可取550600Mpj故取为560Mpao d=3.99mm,取d=4mmo3）减震弹簧刚度k%4284.8k =- =- -= 335.56N/mm1000/?1n 1000 x 113 x 44）减震弹簧的有效圈数i444Gd8 x 10 x 4i=3-=-3- 3= 4418D；k 8 x 12 X 10 x 335.56 x 10V取i=5o5）减震弹簧总圈数n其一般在

22、6圈左右，与有效圈数i之间的关系为n = i + （1.52） = 8减震弹簧最小高度LI. = n（d + 5） = 1.1 dn = 35.2mm弹簧总变形量/极限转矩7；阻尼摩擦转矩预紧转矩人减震弹簧的位减震弹簧个数pAl = = 3A6mm k减震弹簧总变形量0 =+ = 38.66mm减震弹簧预变形量/TnM =-16.48=-= 0.52mm335.56 x 2 x 47.25 x 10减震弹簧高度/1 =（0 -= 38.66 - 0.52 = 38.147717716）从动片相对于从动盘毂的最大转角a最大转角次和减震弹簧的工作变形量（=/-厂）有关，其值为7）限位销与从动盘毂缺

23、口侧边的间隙人 = sin ci式中，忌为限位销安装位置尺寸。人的值一般取2.54mm。故可取A1=3mm,R2=48.45,取R2=49mm。8）销直径/按结构布置选定，一般d = 9 512mm可取df= 10/77/77。综上所述，扭转减震器的主要参数如下表5表5扭转减震器的相关参数置半径TuR。Zj329.6N -m16.48N m16.48N m47.25mm64.3从动盘毂的设计从动盘毂是离合器承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转 矩，它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的迟钝可根 据摩掠片的外径D与发动机的最大转矩乙论o表6花键尺寸表摩擦片外径D

24、/mm发动机最大转矩 TH）花键尺寸挤压应力oMpci齿数n外径D /m m内径d/m m厚度t有效凶长1/mm25019610352843510.2从动盘毂的轴向长度不宜过小，以免花键轴上滑动时产生偏斜而使离不测 底，一般取1.0T.4倍的花键直径，从动盘毂一般采用锻钢并经过调质处理，表 面和心部硬度一般在2632HRC。为提高花键內孔表面硬度和耐磨性，可采用镀 铅工艺，对减震弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高平处理。4.4离合器盖结构的设计1）应具有足够的刚度，否则将影响离合器的工作特性，增大操纵时分离行程， 减少压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。2）应于飞轮保持良好的对中，以免影响总

25、成的平衡和正常的工作，对中方式采用定位销或定位螺栓，也可以采用止口对中。3）盖的膜片弹簧支撑处应具有高的尺寸精度。4）为了便于通风散热，防止摩擦表面文度过高，可在离合器上开较大的通风窗 口，或再盖上加通风散片等。乘用车离合器盖一般用（）&1（）钢等低碳钢板。本次设计初选（用钢板厚度为3mm。4.5压盘的设计4.5.1设计要求1）压盘应具有较大的质量，来增大热容量，减小温度变化，防止其产生裂 纹和破碎，可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸 出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝台金压盘；2）压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后 产生的翘曲

26、变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为525 mm;3）与飞轮应保持良好的对中性，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不 低于152（） g*cm ；4）压盘高度公差要小。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，采用HT200,硬度为17（）227HBS。4.5.2压盘的几何尺寸以及材料的确定压盘的外径尺寸参考摩擦片的外径。除此之外，压盘应具有足够的质量和较大的刚度。选取压盘的厚度为Brnmo并且在內缘做成一定锥度用以弥补压盘因 受热后內缘的凸起。如下图:4.5.3压盘的校核离合器结合一次的升温为cm式中，t为压盘温升，一般不超过81()匕;c为

27、压盘的比热容,铸铁：c = 481.4J/(kg.C);卩为传到压盘的热量所占的比例，对于单片离合器压盘：/=0.5;m为压盘质量(kg);V为压盘估算面积为铸铁密度，取7800畑/屛;D为摩擦片外径为225mm;d为摩擦片内径为135mm；h为压盘厚度为15mm；代入数据得t=5.78C ,而且满足一般不超过81()C。则符合要求。4.6支撑环支撑环和支撑钏钉的安装位置要高，耐磨性好，支撑环一般采用 的碳素弹簧钢丝。取直径为3mm的钢丝。五、操纵机构5.1操纵结构筒介汽车离合器操纵机构是驾驶员用来控制离合器分离又使之柔和接合的一真 机构。它始于离合器踏板，终止于离合器壳内的分离轴承。由于离合

28、器使用频繁, 因此离合器操纵机构首先要求操作轻便。轻便性包括两个方面，一是加在离合器 踏板上的力不应过大，另一方面是应有踏板形成的校正机构。离合器操纵机构按 分离时所需的能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、 气压助力液压式等等。离合器操纵机构应满足的要求是：1)踏板力要小，轿车一般在&)150N范围內，货车不大于15()200N;2)踏板行程对轿车一般在8()15()mm范围內，对货车最大不超过18()mm；3)踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可复原；4)应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏；5)应具有足够的刚度；6)

29、传动效率要高；7)发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式，杠传动结构简单，工作 可靠，但是机械效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距 离操纵杆系，布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。 本次设计的普通轮型离合器操纵机构，采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如 下优点：(1)液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂踏板， 从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉；(2)可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷，正 由于液压式操纵有以上的优点

30、，故应用日益广泛，离合器液压操纵机构由主缸、 工作缸、管路系统等部分组成。其相应部分尺寸如下表：表7操纵部分的机构尺寸al180mma248mmcl20mmc285mmbl40mmb2100mm在操纵机构中表示如下:52离価踏板行程计算踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2组成:S = S+Sr =( S/+ZAS却丛 I q丿哦式中，S。/为分离轴承的自由行程，一般为1.53.()mm。取S。，= 3 =3mm。反映 到踏板行程上的自由行程二一般为203()mm；Z为摩擦片数；AS为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：AS =().85-1.3()mm,取A5=l.()mm;故代入相应的数

31、据得S = 107.81/7777?5.3踏板力的计算踏板力为式中，F为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力，取F = 12()()()N。A为操纵机构的总传动比，逬邑；为机械效率，机械式： 一一 如=70%80%;取 “ =80%;耳为克服回位弹簧1、2的拉力所需要的踏板力；在初步设计时可忽略不计。故代入数据得Ff= 134.47AT符合乘用车踏板力要求在&)15()Nd范围内。分离离合器所作的功为Wl=-Fl+ F,)ZS7r(D2-d2)p024式中，林为离合器拉接状态下压紧弹簧的总压力。D为摩擦片外径；d为摩擦片內径；几为摩擦片单位压力。故代入数据得1=18.99/30/则符合

32、要求。六、设计小结经过两周的课程设计，我发现我在收集文献资料、自学专业知识和绘图软件 等各个方面的能力有了不少提高。我不仅对离合器设计有了更深的了解，还对机 械产品设计开发过程有了一定的认识。本次设计是一个综合性较强的应用课题， 其涉及机械制图、机械设计、汽车构造和汽车设计等课程。我通过对离合器参数的分析，首先对离合器的结构型式进行合理选择，主要 是对从膜片弹簧的结构型式及布置和从动盘的结构型式选择，并利用CAD电于 图板软件绘制轿车膜片弹簧离合器装配图；再进行离合器的基本结构尺寸和参数 的选择及计算；最后进行离合器零件的结构选型及设计计算，主要是对从动盘总 成设计，压盘、传力片的设计校核，膜片弹簧主要参数的