毕业-轻型货车螺旋弹簧离合器设计

西 南 交 通 大 学 本科毕业设计（论文） 轻型货车螺旋弹簧离合器设计 Light Vehicle spring clutch design 年 级： 2007 学 号： 2007XXXX 姓 名： XXX 专 业：车辆工程 指导老师： XXX 年 月 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 页 院 系 机械工程学院 专 业 车辆工程 年 级 2007 级 姓 名 XXX 题 目 轻型货车螺旋弹簧离合器 设计 指导教师 XXX 评 语 指导教师 (签章 ) 评 阅 人 评 语 评 阅 人 (签章 ) 成 绩 答辩委员会主任 (签章 ) 年 月 日 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 页 毕业设计（论文）任务书 班 级 车辆工程一班 学生姓名 XXX 学 号 2007XXXX 发题日期： 年 月 日 完成日期： 月 日 题 目 轻型货车螺旋弹簧离合器设计 1、本论文的目的、意义 （ 1）根据汽车总体设计要求对离合器进行匹配设计； （ 2）掌握汽车离合器、操纵机构及扭转减振器的设计方法； （ 3） 进一步培养学生计算及制图等基本技能，进一步提高计算机知识的能力； （ 4）树立正确的设计思想和工作作风。 2、学生应完成的任务 （ 1）参加毕业实习，完成对设计题目的调研工作； （ 2）收集资料，并完成外文资料翻译约 3000 字（ 10000 英文字符）； （ 3）完成约 2 万字毕业设计论文； （ 4）完成图纸工作量 0#图纸两张或相当于两张的两张的 0#图纸 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 页 3、论文各部分内容及时间分配：（共 10 周） 第一部分 收集资料，方案确定； (1 周 ) 第二部分 主要参数及尺寸确定、有关计算和校核； (2 周 ) 第三部分 按照图纸要求工作量，用计算机绘图（包括离合器总成图一张 0 号或1 号；扭转减振器部件图 1 号；离合器的操纵机构图 1 号或螺旋弹簧零件图一张 (3 周 ) 第四部分 撰写毕业设计论文 (2 周 ) 第五部分 论文修改及正式论文、论文打印和图纸绘制。 ( 1周 ) 评阅及答辩 指导教师评阅及答辩 ( 1周 ) 备 注 给定参数为：汽车最高车速 110km/h；装载质量 2.5 吨；最小转弯直径为 14m；最大爬坡度 0.32。 指导教师： 年 月 日 审 批 人： 年 月 日 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 页 摘 要 汽车工业随着时间的推移有了长足的发展，汽车的结构也日益完善。离合器作为汽车六大系统之一传动系的主要部件之一，其结构合理性，整车匹配性，直接关系到汽车 的使用方便性、动力性及经济性。本论文主要研究离合器与整车的匹配性设计。 本论文主要做了以下方面的研究： （ 1）对汽车离合器中的摩擦式离合器进行了简略介绍。 （ 2）对不同的离合器进行了分析对比，最终确定并选择了周置螺旋弹簧离合器作为设计目标。 （ 3）根据轻型货车螺旋弹簧离合器设计任务书所给设计参数进行了汽车的总体设计，并且确定了汽车的结构型式和主要参数。 （ 4）由总体设计中部分参数，完成了离合器的基本设计。 （ 5）进行了目标离合器所用零部件的选型、匹配性设计和校核计算。 （ 6）设计离合器操纵系统。分析比较了 机械式和液压式两种不同的操纵系统的优缺点。并确定了液压式式操纵系统作为设计目标，完成其设计和尺寸计算。 关键词：离合器，螺旋弹簧，匹配 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 页 Abstract Auto industry has achieved great development as time goes,as well as the structure of automobile has improved steadily. Clutch acts as one of the main part of power trains, which is one of the biggest six system parts of automobile, its reasonable structure and carload matching property has direct relationship with the convenience, dynamic property as well as economy of automobile.This paper studies the clutch and matching to the vehicle design. This paper mainly do the following research: （ 1） To introduce friction clutch briefly which is one type of the automobile clutch. （ 2） Compared to the different structure of the Clutch , and chose the Weeks for the spiral spring clutch as the design objective. （ 3） According to design parameters of the design requirements of the light vehicle spring clutch design to complete the total design, and chose the structure type and the main parameters of the vehicle. （ 4） According to some parameters of the total design to complete basic design of the clutch. （ 5） Made the target clutchs useing parts selection、 matchs design and check calculation. （ 6） Design clutch control system. Analysis and comparison the advantages and disadvantages of the two different control systems, mechanical control system and hydraulic control system. Choose the hydraulic control system as design objective, and complete its design and size calculation. Keywords : Clutch, spiral spring, matching 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 页 目 录 第 1 章 离合器 . 1 1.1 简述 . 1 1.2 离合器的发展历程 . 1 1.3 离合器的分类 . 3 1.4 离合器的作用 . 4 1.5 摩擦式离合器结构原理 . 4 1.6 小结 . 6 第 2 章 摩擦式离合器的结构型式及工作特性 . 7 2.1 单片离合器、双片离合器及多片离合器 . 7 2.2 中央弹簧离合器 . 8 2.3 周置弹簧离合器 . 8 2.4 斜置弹簧离合器 . 10 2.5 膜片弹簧离合器 . 11 2.6 小结 . 11 第 3 章 汽车的总体设计 . 12 3.1 毕业设计任务中已知相关参数 . 12 3.2 汽车形式的选择 . 12 3.2.1 驱动 形式 . 12 3.2.2 轴数 . 12 3.2.3 布置形式 . 13 3.3 汽车总体参数的确定 . 13 3.3.1 汽车质量参数的确定 . 13 3.3.2 汽车主要尺寸的确定 . 15 3.3.3 汽车主要性能参数的选择 . 16 3.4 汽车发动机的选择 . 18 3.4.1 发动机形式的选择 . 18 3.4.2 发动机主要性能指标的选择 . 20 3.5 轮胎选择及主减速器传动比的确定 . 22 3.6 本章小结 . 23 第 4 章 摩擦式离合器基本结构尺寸、参数的选择 . 24 4.1 离合器转矩容量 . 24 4.2 摩擦片外径、内径及厚度的确定 . 26 4.3 摩擦片后备系数的确定 . 28 4.4 单位压力的确定 . 29 4.5 摩擦片的一些约束条件 . 30 4.5.1 最大圆周速度的约束 . 30 4.5.2 扭转减振器布置半径的约束 . 30 4.5.3 单位摩擦面积传递的转矩的约束 . 30 4.5.4 单次接合的单位摩擦面积滑磨功的约束 . 31 4.6 小结 . 32 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 页 第 5 章 离合器零部件的结构选型及设计计算 . 33 5.1 从动盘选型 . 33 5.1.1 从动盘设计 . 34 5.1.2 从动盘毂设计 . 36 5.1.3 从动盘摩擦材料 . 39 5.2 压盘和离合器盖 . 40 5.2.1 压盘设计 . 40 5.2.2 离合器盖设计 . 43 5.3 离合器的分离装置 . 44 5.3.1 分离杆设计 . 44 5.3.2 分离轴承及分离套筒 . 47 5.4 圆柱螺旋弹簧设计 . 47 5.4.1 结构设计要点 . 47 5.4.2 弹簧的计算公式、材料及需用应力 . 48 5.5 扭转减振器的设计 . 52 5.5.1 扭转减振器的功用、一般结构和工作原理 . 52 5.5.2 扭转减振器的主要参数及相关计算 . 54 5.5.3 减震弹簧的设计 . 57 5.5.4 目前通用从动盘减振器的局限性 . 58 5.6 小结 . 59 第 6 章 离合器操纵系统设计计算 . 60 6.1 离合器踏板位置、行程和踏板力 . 60 6.1.1 踏板位置 . 60 6.1.2 踏板行程 . 61 6.1.3 踏板力 . 62 6.2 操纵系统周边工作环境和时间因素的影响 . 63 6.3 离合器操纵机构 . 63 6.3.1 机械式传动 . 63 6.3.2 液压式传动 . 66 6.4 操纵机构的设计计算 . 67 6.4.1 操作系统传动比的计算 . 67 6.4.2 液压传动各主要尺寸的确定 . 68 6.4.3 油管设计 . 69 6.5 小结 . 70 结论 . 71 致谢 . 72 参考文献 . 73 附录 . 74 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 页 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 1 页 第 1 章 离合器 1.1 简述 以内燃机为动力源的机械传动汽车中， 离合器都 是一个独立的部件 。虽然 自动传动系统是汽车传动系的发展趋势，但 也 有人指出： 德国出版的 2003 年汽车世界汽车年鉴 中介绍 ， 2002 年世界上 114 家汽车公司所生产的 1864 款乘用车中，手动机械 式 车款数为 1337： 而 在我国，自动档车款式只占全国平均数的 26.53 ，手动挡汽车仍是世界 上 车款的主流（当然并不 能 排除一些国家和地区 仍然以 自动挡式汽车 为 主流）。 在未来的 发展中 ，考虑到传动系由 MT 向 AT 过渡，采用 AMT 技术 的产品 在 改造 中也 较为容易，因此 AMT 技术是 AT 的有利竞争者。 可以说， 离合器和汽车的动力源一样 ， 在未来的机械时代是 不可能从 汽车上消失 的 。 1.2 离合器 的发展 历程 早期研发 中 最为成功 的离合器 是 锥形离合器 。它的原型 出现 在 1889 年德国戴姆勒公司生产的钢质车轮的小汽车上 ， 是将发动机飞轮的内孔做成锥体 做为离合器的主动件。 直 到 20 世纪 20 年代中期 锥型离合器 仍然在使用 ，就 当时来说，锥型离合器的制造较容易，摩擦面较容易修复。它的摩擦材料 使用过驼毛带，皮带等。 不过 那时也曾 出现过蹄 -鼓式离合器来替代锥型离合器。 锥式离合器和 蹄 -鼓式离合器，都容易造成分离不彻底，严重时 出现主 、 从动件根本无法分离的自锁现象（当时所 能 提供的材料复合体的摩擦系数变化很大，容易引起自锁）。 现今使用的单盘 式离合器的先驱是多片盘离合器， 是直到 1925 年以后才出现的。多片盘式离合器的优点是：在汽车起步时离合器的结合 较平顺，无冲击。早期的是多片按成对布置设计，一个钢盘片对一青铜盘片。采用 金属对金属的摩擦副，西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 2 页 把他们浸在油中工作，能达到更 接近预期 的性能。 浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能过大，这样可以避免在 高速时把油甩掉。另外，油也容易把金属盘片粘住，不易分离。总体来说优点大于缺点，是因为在当时， 离合器还在原创阶段，性能不稳定。 石棉基摩擦材料的引入和 和结构上的部分改进，使单片式离合器可以传递更大的转矩，能承受更高的温度。另外， 采用石棉基摩擦材料后可 减小摩擦面积，进而可以减少摩擦面 的 数 量， 多片离合器走向单片离合器的关键 也在于此 。 20 世纪 20年代末 开始 ，直到进入 30 年代时 也仅仅 有工程车辆，赛车和大功率的轿车上才使用多片离合器 了 。 早期的单片干式离合器有与锥式离合器相 雷同 的问题 ：离合器结合时不够平顺。 由于单片 干式 离合器结构紧凑，散热性好，转动惯量较小，导致 以内燃机为动力的汽车 以它作为主流离合器。在 成功开发了冲压件离合器盖以后 其使用频率更是扩大 。 多年的经验的和技术上的改进使 汽车 逐渐趋向于首选单片干式离合器，因为它具有从动部分转动惯量 较 小 、 散热性好 、 结构紧凑 、 调整方便 和 分离彻底等优点，结构上进行了改进后，已能做到结合平顺，所以 广泛应用于大 、 中 、 小 型 各类车型中。 如今单片干式离 合器在结构设计方面相当完善。具有轴向弹性的从动盘的采用提高了离合器的结合平顺性 。扭转减振器在离合器从动盘总成中应用，更是防止扭转系统的扭转共振， 有效地控制了 传动系的噪声和动载荷。 后来又出现的 双质量飞轮 扭转减振器，更能有效控制 传动系的噪声和动载荷。 对于重型离合器，由于 现代 商用车 的发展 趋于大型化，发动机功率 也在不断加大，但离合器允许加大尺寸的空间一定 （现在离合器从动盘的直径已达到 430mm），离合器的使用条件越来越差 ， 所以 增 加离合器传扭能力，提高其使用寿命，简化操作，已成为重型离合器当前及今后的发展趋势。为了增大 离合器的传扭 能力，在重型汽车上可采用双片干式离合器。从理论上说，在相同的径向 尺寸下，双面离合器的传扭能力和使用寿命是单片的 1 倍。但受到其他 客观因素的影响（如散热等），实际的效果达不到原来效果的一倍 。 拉式膜片弹簧的离合器，其允许的传扭能力要比其他的结构形式大。从动盘采西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 3 页 用金属陶瓷的离合器比 采用一般有机片摩擦材料的离合器传扭能力可 提高 30%，而使用 寿命 要提高 70%以上。 近年 ， 湿式离合器在技术上 得到 不断 改进，湿式离合器又开始广泛应用在国外某些重型牵引汽车和自卸汽车上。和 干式离合器相比，由于 采用了油泵进行强制冷却 ，摩擦表面温度 一般都比 较低（不超过 93C），所以 ，起步时长时间 的 打滑也不至于 将 摩擦片烧损。据 相关 报道，这种离合器有着 非常 好的起步能力，其 使用寿命一般情况下可以达到 干式离合器的 56 倍。 1.3 离合器的分类 图 1-1 汽车摩擦式离合器分类图 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 4 页 离合器 分 类较多，本设计只研究摩擦式离合器 ， 摩擦式离合器分类也较繁杂，并且可以有多种组合。为了表达清晰，用图 1-1 显示离合器的 相互关系。 1.4 离合器的作用 离合器是汽车传动系统中一个 非常 重要 的 部件， 其主要作用是接合或切断动力传递，以满足汽车在 起步、行驶、制动等 不同情况下 的需要，汽车在启动时如 果没有采用离合器， 变速器中的一些齿轮及轴 就会参与到工作中来，这样就会使发动机的启动负荷增加；使用离合器后，在汽 车启动时 变速器不参与工作，这样发动机启动负荷 就有所 减小 也便于启动，对于较大功率的发动机或蓄电池存电 不足的发动机来说非常 重要。 汽车离合器的使用还可以 减轻换挡时 变速器的打齿现象。一方面减小换挡时将进入啮合的齿轮的转速差，使换挡更为 轻便，另 外，让发动机逐步 承受载荷 的 同时通过油门的控制来加大牵引力，以克服汽车的全部 阻力 ，使汽车平稳地进入运行状态，保证 了 乘坐的舒适性， 还可以 使 发动机 机件逐步参与 到 工作 中来 ， 从 而延长使用寿命。 离合器不但有以上这些作用 ， 它还可以防止汽车过载 ，当车速急剧变化时，在行驶 惯性力的作用下，负荷 将大大增加， 这时负荷已经远 超过离合器所传递的扭矩，离合器 通过打滑 对这种超负荷加以限制 ，使发动机 机件免遭损坏。 1.5 摩擦式离合器结构原理 离合器 觉体来说应该由 两部分组成：离合器和离合器操纵机构 就摩擦式离合器本身而言，按其功能要求，结结构上应有下列几部分：主动件、从动件、压紧弹簧和分离杠杆。结构原理如下图： 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 5 页 图 1-2 汽车摩擦式离合器结构简图 （ a） 接合； （ b） 分离 1-飞轮； 2-从动盘总成； 3-压盘； 4-分离杆； 5-分离套筒； 6-离合器制动； 7-离合器踏板； 8-压紧弹簧； 9-离合器盖； 10-变速器第一轴（离合器输出轴）； 11-分离拨叉及操纵连接杆 图中可以看到，压盘 3、分离杆 4 和压紧弹簧 8 一起组装在离合器盖 9 内，俗称为离合器盖总成。盖总成通过螺栓安装到发动机飞轮上。飞轮 1 和压盘 3 为主动件，发动机的转矩通过这两个主动件输入。飞轮 1 和压盘 3 之间为从动盘总成 2，它作为从动件通过摩擦接受由主动件传来的输入转矩，并通过其中间的从动盘毂花键输出转矩（由变速器第一轴 10 接受）。压紧弹簧 8 通过压盘 3 把从动盘总成紧紧压在飞轮上，形成工作压力。当发动机工作带动飞轮 1 和压盘 3 一道旋转时，通过压盘上压紧弹簧产生的工 作压力所形成的摩擦力，带动从动盘总成旋转，完成转矩的输出。 离合器通常总是处于接合状态如图 1-2（ a）所示，当需要切断动力时，驾驶员通过踩踏离合器操纵系统中的离合器踏板 7，并经过操纵传动杆系及分离拨叉 11 推动分离套筒 5 向前，消除间隙 y ，使分离杆 4 绕其在离合器盖 9 上的支点转动，克服压紧弹簧 8 的工作压力，压盘 3 向后移动，从动盘总成 2 和压盘 3 脱离接触。离合器分离时的状态如图 1-2（ b）所示，此时，从动盘总成 2 不再输出转矩。分离套筒向左移时，在消除间隙 r 后，输出轴 10 受到制动，转速很快下降。此种状况成为离合器制动，其目的是为了容易换挡。但这种离合器制动主要用在重型离合器上，一般离合器不一定采用。 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 6 页 1.6 小结 本章只是对汽车离合器进行了概略性介绍。 尽管离合器的设计已渐趋于成熟，但是为了 乘用车 更高的舒适性和更好的质量。研究 改进 还应该继续向前。希望在 轻型货车 螺旋弹簧离合器设计中，加深对离合器的原理，结构的理解 。 接下来会对汽车上常用的干式摩擦离合器进行结构、设计及校核进行详细的讲述。 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 7 页 第 2 章 摩擦式离合器的结构型式及工作特性 2.1 单片离合器、双片离合器及多片离合器 对乘用车和总 质量小于 6t 的商用车 （轻型货车） 而言，发动机最大转矩一般不大，在布置尺寸容许 的 条件下，离合器通常只设有一片从动盘，单片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，散热性能好，维修调整方便，且从动部分转动惯量小， 使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘 更 可保证结合平顺。 双片离合器与单片离合器相比， 摩擦面数增加一倍， 使传递转矩的能力较大。接合更为平顺、柔和，且 在传递相同转矩的情况下，径向尺寸 和 踏板力较小， 但 中间压盘通风散热性 能 差， 更 容易引起摩擦片过热，加快其磨损甚至烧坏， 同时分离行程较大，不易分离彻底，所以设计时 结构上 就 必须 要 采取相应的措施，轴向尺寸较大，结构复杂，从动部分的转动惯量较大，这种结构一般用在传递转矩较大且轴向 布置 尺寸不受到限制的场合。 多片离合器多为湿式，有结合平顺、柔和，摩擦表面温度低，磨损 小，使用寿命长等优点。但分离行程 过 大， 容易分离不彻底，轴向尺寸和从动部分转动惯量大，主要应用于 总质量大于 14t 的商用车的行星齿轮变速器换挡机构中 。 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 8 页 2.2 中央弹簧离合器 图 2-2 中央弹簧离合器 用一到 两个圆柱螺旋弹簧或用一个矩形断面的的锥形螺旋弹簧做压簧并布置在离合器正中间的结构型式，称为中央弹簧离合器。 中央弹 簧离合器的压簧不和压盘直接接触，所以 压盘由于摩擦而 产生的热量不会直接传给弹簧使其回火失效。中央弹簧的压紧力通过杠杆作用于压盘，并按杠杆比放大， 可 以用较小的弹簧力而达到较大的压盘压 紧力。 并且在结构设计上，压盘的压紧力可通过调整垫片或调整螺母 进行调整。当从动盘摩擦面磨损后，通过调整也可以恢复到原来的压紧力，从而使操作更容易 。为了使压 盘的压紧力分布均匀，使离合器结合柔和，中央弹簧离合器的传力杠杆通常 数 目较多 ，且 由弹簧钢片做成扁平杆 ， 有些中央弹簧离合器 传力杆的中段通常做成叶片形（称为 风扇叶片 ） ， 这样更 有利于离合器的通风散热。 2.3 周置弹簧离合器 周置弹簧 离合器目前主要用在商用载重汽车上，结构上，螺旋弹簧沿压盘的圆周 作同心圆布置。压盘，分离杆及螺旋弹簧均装在离合器盖中 作为 离合器总成。离西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 9 页 合器盖固定在发动机飞轮上，飞轮 面作为离合器的一个主动摩擦面，压盘面则作为另一个主动摩擦面。压盘由发动机直接驱动， 压盘则成为 离合器 中 的主动件。这是离合器 设计 中 很 重要 的 一环。 图 2-1 周置弹簧离合器 在飞轮和压盘两个主 动件之间装有从动盘，从动盘的两面铆有摩擦片，变速器第 1 轴的花键轴段插入 从动盘的盘毂花键孔中 。在压紧弹簧的作用下，压盘将从动盘紧压在在飞轮上。 于是 ，发动机的转矩，依靠飞轮和压盘对从动盘的摩擦传给从动盘，并通过从动盘的花键传给变速器第一轴。 周置弹簧离合器所用的螺旋弹簧是线性的，当摩擦片磨损后，弹簧伸长，压紧力下降，这对离合器可靠传扭 很不利 。如果采用刚度小的弹簧，压紧力 P 的下降就不明显。但降低弹簧刚度需要增加弹簧的圈数， 同时增加了弹簧高度，这对压簧来说容易产生纵向不稳定性， 发动机高转速时，很大的离心力作用 于压簧 处， 易使簧丝鼓出。 压簧沿圆周布置时，压紧力直接作用于压盘。为了保证摩擦片上压力分布 均匀，压簧的数目 不应太少，且要随摩擦片直径的增加而增加，在一定情况下可以布置成双排 。 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 10 页 2.4 斜置弹簧离合器 图 2-3 斜置弹簧离合器 以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧，分别以倾角（弹簧中心线与 离合器 中心线间的夹角）斜向作用于传力套上，后者再推动 传力 杆并按杠杆比放大后作用到压盘上。这时，作用在 传力 杆内端的轴向推力等 于弹簧压力的轴向分力。 当摩擦片磨损后压杆内端随传力套前移，使弹簧伸长，压力减小， 同时 倾角 减小， 但 cos值 （ 如图中所示） 增大。这样 可使在摩擦片磨损范围内压紧弹簧的轴向推力几乎保持不变，从而使压盘的 压紧力也几乎保持不变。同样，当离合器分离时传力套后移 ，压盘的压紧力也 基本 不变。 所以 ， 与前两种离合器相比， 斜置弹簧离合器的 突出优点是工作性能十分稳定。与周置弹簧离合器比较，其踏板力 可降低 35 左右 。此结构在重型汽车上已有采用 。 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 11 页 2.5 膜片弹簧离合器 图 2-4 膜片弹簧离合器 用膜片 弹簧 代替了一般螺旋弹簧及分离杆 机构的离合器， 就是膜片弹簧离合器。 在离合器中采用膜片弹簧有 着 许多优点 ： 膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杆的作用，使零件数目减小， 从而 重量减轻；离合器结构 得到简化并明显的 缩短了离合器的轴向尺寸； 膜片弹簧 有良好的非线性特性， 如果 设计合适，可使摩擦片磨损到极限，压紧力仍能 在小范围内保持不变，从而 可减轻分离离合器时 所需 的踏板力，使操纵 更为 轻便。 综合 轻型货车螺旋弹簧离合器 设计要求选择单片周置螺旋弹簧离合器。 2.6 小结 本章主要完成了对摩擦式离合器的 部分 结构型式和工作原理的分析，之后结合毕业设计要求，对离合器进行 了选型。选择 了 单片干式周置螺旋弹簧离合器。 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 12 页 第 3 章 汽车的总体设计 3.1 毕业设计任务中已知相关参数 表 3-1 设计所给参数 汽车最高时速 110km/h 最小转弯半径 14m 装载质量 2.5t 最大爬坡度 0.32 3.2 汽车形式的选择 汽车的不同形式 ，主要体现在轴数、驱动形式以及布置形式上的不同 。 3.2.1 驱动形式 驱动型式常用 24 、 44 、 46 等代号来表 示。其中第一个数字表示车轮的总数，第二个表示驱动轮数。 24 式汽车结构简单 、 制造成本低， 广泛使用 在轿车和总质量小于 19t 的公路用车上。 结合设计 要求 ，因设计货车额定载荷质量偏大，本设计 选择 24 后轮双胎 形式。 3.2.2 轴数 汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响 汽车 轴数的因素主要有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的结构等。 包括乘用车 、 汽车总质量小于 19t 的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥 梁限制的 非公路行驶车辆（ 如矿用自卸车等 ） ，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。 结合设计要求， 本设计 选用两轴式。 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 13 页 3.2.3 布置形式 发动机前置后桥驱动货车的主要优点是：可以采用直列、 V 型或卧式发动机，且 发现发动机故障容易，发动机接近性 能 良好，维修方便，离合器、变速器等操纵机构的结构简单， 比较 容易布置，货箱地板高度低。 发动机前置后桥驱动平头货车的主要缺点是：驾驶室内部拥挤，隔绝发动机工作噪声、气味、热量和振动困难。 综合设计任务，选择发动机前置后桥驱动平头两轴 24 后轮双胎 式货车。 3.3 汽车总体参数的确定 3.3.1 汽车质量参数的确定 （ 1）质量系数 质量系数是指汽车装载质量与汽车 整车 整备质量的比值，如表 3-2 所示 表 3-2 不同类型 的 汽车质量系数 汽车类型 0m 备注 载货 型 汽车 轻型 0.68.1 am0.8 到 1.1 柴油 货 车为 0.8 到 1.0 中型 .014.06 am 1.2 到 1.35 重型 0.14am1.3 到 1.7 初取 10 m （ 2）汽车的装载质量（简称装载量）和载客量 在硬质良好路面上行驶时所允许的额定装载量 tm 5.2当汽车在碎石路面上行驶时，装载质量应有所减少（约为好路的 75%-85%） ，约 2.0t。 轻型货车要求驾驶和副驾驶，无需多余载客，按亚洲人均体重算，约为 0.065Kg/人。 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 14 页 （ 3）整车整备质量 车上带有全部设备（包括随车工具，备胎等），加满燃料和 水 ， 但是没有载货和载人时的整车质量。 由质量系数确定 ： tm 5.20 （ 4）汽车总质量的确定 表 3-3 汽车总质量计算公式 汽车 类型 公式 备注 载货 型 汽车 pa mmmm 0 0m： 整备质量m： 装载质量 pm乘客和驾驶员质量每人以65 千克计 ， 1m 行李质量，轿车以每人 5 到 10Kg 计 ， 长途大客车以 10 到 15Kg 计，城市大客车不计fm：附加设备质量 大客车 10 mmmm pa 小 轿车 fpa mmmmm 10 货车的总质量 ： pa mmmm 0=2.5t+2.5t+0.065t 2=5.13t （ 5）汽车轴荷分布 汽车的轴荷分配是指汽车在空载或 满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。 各 类汽车的轴荷分配见表 3-4 表 3-4 各类汽车的轴荷分配 车型及驱动形式 满载 空载 前轴 后轴 前轴 后轴 乘 用 车 前置前驱 0.47-0.60 0.40-0.53 0.56-0.66 0.34-0.44 前置后驱 0.45-0.50 0.50-0.55 0.51-0.56 0.44-0.49 后置后驱 0.40-0.46 0.54-0.60 0.38-0.50 0.50-0.62 商 用 货 车 24 后轮单胎 0.32-0.40 0.60-0.68 0.50-0.59 0.41-0.50 24 后轮双胎，长、短头式 0.25-0.27 0.73-0.75 0.44-0.49 0.51-0.56 24 后轮双胎，平头式 0.30-0.35 0.65-0.70 0.48-0.54 0.46-0.52 46 后轮双胎 0.19-0.25 0.75-0.81 0.31-0.37 0.63-0.69 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 15 页 货车形式为后轮双胎。 表 3-5 设计货车的轴荷分配 空载 满载 前轴 后轴 前轴 后轴 50% 50% 32% 68% 1.25t 1.25t 1.6416t 3.4884t 由此可以得出满载时单前轮的负荷为： 820.8kg 满载时单后轮的负荷为： 872.1kg 3.3.2 汽车主要尺寸的确定 表 3-6 各类汽车的轴距和轮距 车型 类别 轴距 L/m 轮距 B/m 24 货车 总质量 tma 14.0 4.55.6 1.842.00 （ 1）前、后轮距 1B 和 2B 货车的轮距与汽车结构布置形式有关。现初取为 mmB 15001 ， mmB 15002 （ 2）轴距 L 轻型货车对机动性能要求高 ，故轴距应取短些。由表 3-6 可初取对应 mmL 3200 （ 3）前悬 FL 和后悬 RL 总质量在 1.8-14.0t 的货车后悬一般在 12002200mm 之间。初取为 mm1000FL ， mm1300RL （ 4）外廓尺寸 （ 1） 总长： mmLLLLRFa 5 5 0 01 3 0 01 0 0 03 2 0 0 （ 2） 宽度： mmLB aa 1 9 5 0601 9 53 （经验公式 ） 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 16 页 （ 3） 高度： （经验公式） mmhhhhH tBpma 2 1 3 0301 3 0 05 0 03 0 0 其中轴间底部离地高mh（一般大于最小离地间隙，见以后章节） 、地板及下部零件高ph、室内高 Bh （一般在 11201380mm 之间）和车顶造型高度th都是预设值 。 3.3.3 汽车主要性能参数的选择 （ 1）动力性参数 1) 最高车速maxav： 根据设计要求 hkmv a 110m ax 2) 直接档和档最大动力因素max0D和max1D： 轻型货车一般不带挂车，平均车速和加速性的要求也 较高 ， 档最大动力因数max1D标志着汽车的最大爬坡能力和越过困难路段的能力，还标志着起步连续换档的能力。见表 3-7 取max0D=0.05, max1D=0.35。 表 3-7 汽车动力性参数范围 汽车类 型 比功率)( 1tkwPb 比转矩)( 1 tmNT b 直接档最大动力因数 档最大动力因数 货车 最大总质量 8.1am 16-28 30-44 / / 0.68.1 am 15-25 38-44 0.03-0.06 0.30-0.40 .014.06 am 10-20 33-47 / / 0.14am 6-20 29-50 / / 3) 加速时间 t 的确定 ： 货车起步连续换挡加速时间是汽车加速性能的一项重要指标。载货汽车通常用0-60km/h 的加速时间来评价。 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 17 页 初选 st 12 4) 最大爬坡度maxi： 根据设计要求，最大爬坡度为 0.32。 汽车比功率bP和比转矩bT： 按照表 3-7 初步取： 比功率：发动机最大功率与汽车总质量的比 值，可以初取为 20kw/t 比转矩：发动机最大转矩与汽车总质量的比值 可以初取为 42N.m/t （ 2）燃油经济性指标 是指在水平的水泥或沥青路面上以经济车速满载行驶的百公里耗油量 此轻型货车采用 柴 油机。由表 3-8 初取单位燃油消耗量为 2.0 表 3-8 货车单位燃油消耗量 总质量 tma汽油机 柴油机 总质量 tma汽油机 柴油机 4 3.04.0 2.02.8 6-12 2.682.82 1.551.86 4-6 2.83.2 1.92.1 12 2.502.6 1.431.53 （ 3）汽车的最小转弯直径 minD 根据设计要求，汽车最小转弯直径 mD 14min （ 4）汽车通过性 总体设计要确定的通过性几何参数有：最小离地间隙 minh 、接近角 1 、离去角 2和纵向通过半径 1 等。 表 3-9 汽车通过性的几何参数 车型 minh /mm 1 /() 2 /() 1/m 24 货车 180-300 40-60 25-45 2.3-6.0 初取 mmh 3,30,50,25.0 121m i n （ 5）汽车操稳性、制动性及舒适性 汽车转向特性参数通常以 0.4g 的向心加速度沿定圆转向时前后轮侧偏角之差作为评价参数，在 31 间为宜。 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 18 页 车身侧倾角是汽车以 0.4g 的向心加速度沿定圆等速行驶是车身纵切面与前进方向垂直平面的夹角，在 73 间为宜。 制动前俯角是汽车以 0.4g 的减速度制动时车身水平切面与前进方向水平面间的夹角，在 5.10 间为宜。 GB72581997机动车运行安全条例中规定的路试检验行车制动和应急制动性能要 求如表 3-10 表 3-10 路试检验行车制动和应急制动性能要求 车辆类型 行车制动 应急制动 制动初车速（1hkm ） 制动距离（ m）（ ） FMDD1(2sm )（ ） 试车道宽度（ m） 踏板力（ N）（ ） 制动初车速（1hkm ） 制动距离（ m）（ ） FMDD(2sm )（ ） 操纵力（ N）（ ） 轻型货车 满载 30 10 5.0 3.0 700 30 20 2.2 手600 脚700 空载 9 5.4 450 舒适性包括平顺性、空气调节性能、车内噪声、称作环境及驾驶员的操作性能。其中汽车平顺性常用垂直振动参数评价，包括频率和振动加速度等，此外悬架动挠度也用来作为评价参数之 一 表 3-11 悬架的静挠度、动挠度和偏频 车型 静挠度 cf （ mm） 动挠度 df （ mm） 偏频 n（ Hz） 轻型货车 50-110 60-90 1.5-2.2 3.4 汽车发动机的选择 3.4.1 发动机形式的选择 （ 1）汽油机与柴油机的选用 目前世界上 大多数汽车发动机 都 是采用 的 往复式内燃机。近 20 年来 也仅仅 在1 FMDD 是指制动减速度 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 19 页 少数汽车上出现 了新的动力装置，如转子发动机、燃气轮机、高能蓄电池等，但由于技术 和经济上的 种种 原因，这些新型发动 机尚未 普及。 据 相关专家们预测：在本世纪初甚至 更长的时间内，往复式内燃机仍将是汽车 使用发动机的主要类型 。 所以，也仅仅 针对这种发动机 讨论选型问题。总体上说， 它可分为汽油机和柴油机两大类。在我国 现行的 汽车上主要采用汽油机，它与柴油机在数量上的百分比为 88： 12。 世界 上， 汽车发动机 的发展趋势是逐步 柴油化。现 今 欧美大型汽车的发动机已经柴油化，中型汽车也多采用柴油机。与汽 油机相比，柴油机具有燃料经济性好、工作可靠、寿命长、使用成本低和 排污少等优点。但是柴油机也有工作粗暴、振动及噪声大、尺寸和质量 大、造价高、起动较困难和 易生黑烟等缺点。近年来， 柴油机设计的不断完善， 它的 缺点 也得到很 好的克服，并 且 提高了转速， 所以 采用柴油机的 轻型车和家用轿车 也日益增多。 设计选用平头式车型，发动机布置在驾驶室下面，不存在布置上影响驾驶员的视线的问题，所以可以选用尺寸 较 汽油机 比较大的柴油机，从而获得更好的工作可靠性并且获得更高的燃油经济性，进而降低该车 维修费用和运输成本。 （ 2）气缸排列方式与冷却方式的选择 按气缸排列的形式分，有直列、水平对置和 V 型几种。直列式结构简单、宽度小、布置方便。但 如果发动机缸数过多就 会显得过长，因此直列式只适用于 6 缸的发动机。 V 形发动机具有长度小、高度低、曲轴刚度大等优点，且易 系列 化 ， 主要用在大型轿车和长度受限的重型货车上 。 V 型发动机造价也较高， 宽度大，在平头车上布置较困难， 所以 这里不会采用。水平对置式的主要优点是平衡性好、高度低，主要 用 在一些微型轿车上。 综合考虑， 选用结构简单、维修容易、工作可靠的直列式四缸发动机。 发动机按 冷却方式可分为水冷和风冷两种。风冷发动机的优点是冷却系统比较简单，维修方便，对沙漠和异常气候环境的适应性 较 好，但 也 存在冷却不均、消耗功率大和噪声 大等 显而易见的缺点，在汽车上应用不多，大多用在 在 22kW 以下的小发动机和军用越野车上 。大部分汽车都采用水冷发动机，它的主要优点是 冷却均匀可靠、散热性 能好、噪声小、能解决车内供暖等。 综合考虑， 选用水冷发动机。 根据车型以及上述资料选择：四缸直列式水冷柴油机。 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 20 页 3.4.2 发动机主要性能指标的选择 （ 1）发动机最大功率maxeP及相应转速pn汽车的动力性 的好坏 在很大程度上取决于发动机的功率。发动机功率越大，动力性越好。粗略估计发 动机功率时，可参考同级 别 汽车的比功率统计值选定新车所用的比功率值，乘以所设计车型的总质量，即可求得所需的最大功率值。 另外， 它也可根据汽车应达到的的最大车速maxv，用下式估算最大功率 3m a xDm a xraTe m a x 7614036001 vACvgfmP maxeP为发动机最大功率（ kw） T 为传动系效率，对驱动桥用单级主减速器的 4 2 的汽车取 0.9 am为汽车总质量（ kg） g 为重力加速度（ 9.8 3sm ） rf 为滚动系数，对货车取 0.02 DC 为空气阻力系数（货车取 0.8-1.0），这里取 0.8 A 为汽车正面投影面积（ 2m ） maxv为最高车 速（ km/h） 。 kWP e 676.98)11076140 13.295.18.01103600 02.08.95130(9.0 1 3m a x 可选取发动机最大功率： kW100emax P 此外，还应规定最大功率转速 Pn 的范围，它可以根据发动机类型，最高车速，最大功率，活塞平均速度 和 发动机制造条件等因素来确定。目前汽油机的pn在30007000 minr 之间，轿车上的pn较高，在 4000 minr 以上的较多，轻型货车的pn在 40005000 minr 之 间 ， 中 型 货 车 的pn就 更 低 些 。 柴 油 机 的pn值在西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 21 页 18004000 minr 之间。乘用车和总质量小一些的货车用高速柴油机，常取在32004000 minr 之间；总质量大一些的货车的柴油机pn值在 18002600 minr 之间。 初选该货车的转速： min/r3840p n （ 2）发动机最大转矩maxeT及相应 转速 Tn maxeP和pn确定后，用 下 式 确定maxeTpepe nPTT m a xm a x 9549 maxeT为最大转矩 为转矩适应性系数；一般在 1.11.3 之间选取，这里选取 1.2 PT 为做最大功率转矩 maxeP为最大功率 pn为最大功率转速。 mN06.42983 8 40 1001 . 29 5 49e m a x T 可选取发动机最大转矩： mN300em ax T 设计 要求pn与 Tn 之间有一定的差值，如果 它 们很接近，将导致直接档的最低稳定车速偏高，使 车辆 通过十字路口时换挡次数增多。选择 Tn 时希望Tp nn在1.42.0 之间，这里取Tp nn=1.6，所以 m in/r2 4 0 06.1/pT nn （ 2）发动机的适应系数 92.16.12.1TPTPPm a x nnnTnT e 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 22 页 值越大，说明发动机适应性越好。采用 值大的发动机可减少换挡次数，减小传动系磨损和减低油耗。现代汽油机 在 1.42.4 之间，而柴油机在 1.62.6 之间。显然 值在 1.62.6 之间。 3.5 轮胎选择及主减速器传动比的确定 轮胎及车轮 各 部件应满足下列基本要求：足够的负荷能力和速度能力 ，较小的滚动阻力和行驶噪 声；良好的均匀性和质量平衡性，耐磨损、抗老化、抗刺扎和良好的气密性； 质量小、价格低、拆装方便、互换性好。 根据轴荷分配来考虑轮胎所能承受的最大负荷并根据动力性要求选择合适的轮胎半径 R。 根据该车型的最小离地间隙和满载轮荷结合下页表 3-12 进行初步的选择，选用轮胎的规格为： 10 层 7.00-16：轮胎的最大负荷为 9650N，断面宽 200mm，普通花纹 D780，相应气压 p 1.0 为 5.3MPa，标准轮辋 5.50F，轮胎扁平率为 0.70，则轮胎相应的有效半径kr通过下式计算得到 kr=200 mm 75% +（ 16 25.4mm） /2=353.2mm 主减速器传动比0i的确定： 由于总体设计中 05.0m0 axDGvACr iTD2m a xDkT0e m a xm a x02 1 .5带入数据 8.951301105.21 13.295.18.03532.0 9.030005.020i得： 73.50 i汽车起步时第一挡的传动比ki根据有关资料定为 3.5。 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 23 页 表 3-12 国产汽车轮胎的规格、尺寸及使用条件 轮胎规则 层数 主要尺寸 使用条件 断面宽 外直径 最大负荷 相应气压1.0 标准轮辋 允许使用轮辋 普通花纹 加深花纹 越野花纹 N MPa 轻型货车，中，小客车及其挂车轮胎 6.50-14 6 8 180 705 - - 5850 6900 3.2 4.2 4.50J 5J 6.50-16 (6.50R16) 6 8 755 765 765 - 6350 7550 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 5.50E 5.50F 7.55-15 (7.00R15) 6 8 200 750 760 - 6800 8000 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 6.00G 7.00-16 (7.00R16) 8 10 200 780 790 - 8500 9650 4.2(4.6) 5.3(5.6) 5.50F 6.00G 7.50-15 (7.50R15) 8 10 220 785 790 - 9300 10600 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.00G 5.50F 6.50F 7.50-16 (7.50R16) 8 10 12 220 810 820 - 9700 11050 12400 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.3(6.7) 6.00G 5.00F 6.50H 8.25-16 (8.25R16) 12 240 860 870 - 13500 5.3(5.6) 6.50H 6.00G 9.00-16 (9.00R16) 8 10 225 890 900 - 12200 13550 3.5(3.9) 4.2(4.6) 6.50H 6.00G 3.6 本章小结 本章完成了汽车的总体设计，选择了汽车的结构形式 ，并确定了其 主要尺寸 、性能参数 和 发动机的主要性能指标 ，并根据轴荷确定了轮胎型号 。 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 24 页 第 4 章 摩擦式离合器 基本结构尺寸、参数的选择 汽车上所用的摩擦离合器， 一要 传递发动机的转矩， 二要靠它的滑磨使得汽车平稳起步，工作条件非常恶劣。所以在 设计离合器时， 要求它在 所有 情况下都能可靠的传递发动机的转矩， 另外还要有足够的使用寿命，这就要合理的选择离合器的结构尺寸和 其设计参数。 在确定离合器的结构之后， 要确定其基本尺寸参数，它们是： 摩擦片外径 D 单位压力 p 后备系数 下列一些参数对上面参数的选择有很大的影响 ： 发动机的最大转矩maxT整车质量am传动系总的速比i（变速器传动比 和 主减速器速比 的积 ） 车轮滚动半径kr4.1 离合器转矩容量 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 CC fFZRT -（ 4-1） cT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 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 25 页 cR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。 假设摩擦片上工作压力均匀，则有 4 )(2200dDpApF -（ 4-2） 0p为摩擦面单位压力 A 为单面摩擦面积 D 为摩擦片外径 d 为摩擦片内径。 摩擦片的平均摩擦半径CR，根据 工作 压力均匀的假设，可表示为 )(3 2233dDdDRC -（ 4-3） 当 d D 0 6 时，CR可相当准确地由下式计算 4 dDRC - (4-4) 将式 (4 2)与式 (4 3)代人式 (4 1)得 )1(12 330 cDf Z pT C - (4-5) 将式 (4 2)与式 (4 4)代人式 (4 1)得 - (4-6) 式中， c 为摩擦片内外径之比， c =d D ，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cT应大于发动机最大转矩，即 maxeC TT ）（ c1)1(16 230 cDf Z pT C 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 26 页 - (4-7) 式中， Temax 为发动机最大转矩；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，必须大于 1。 离合器的基本参数主要有性能参数 ： 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 ，最后还有摩擦因数 f 。 4.2 摩擦片外径、内径及厚度的确定 摩擦片的外径是离合器的基本尺寸，它 涉及 到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定的关系。当按发动机最大转矩maxeT（ mN ）来选定 D 时，有下列公式可供参考： ATD em ax100 式中，系数 A 反映了不同结构和使用条件对 D 的影响，可参考下列范围： 小轿车 A =47；一般载货汽车 A =36（单片）或 A =50（双片）；自卸车和使用条件恶劣的载货汽车 A =19。 根据设计要求可知这里应该取 A =36 初步计 算： mm.72 8 8363 0 01 0 0 D 按maxeT初取 D 后，还需注意摩擦片尺寸系列化和标准化，并且选取时选取尺寸应略大于计算尺寸 （可承受较大静摩擦力矩） 。 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 27 页 表 4-1 离合器尺寸选择参数 摩擦片外径 D /mm 发动机最大转矩 maxeT / mN 单片离合器 双片离合器 重负荷 中等负荷 极限值 225 250 280 300 325 350 380 410 430 450 350 380 410 130 170 140 160 320 410 510 620 680 820 980 150 200 280 310 380 480 600 720 800 950 1150 170 230 320 360 450 550 700 830 930 1100 1320 表 4-1 是我国摩擦片尺寸的标准。所以综 合表 4-1 各组数据，选择最佳的摩擦片外径 D 为 300mm 。 摩擦片内径 d 不作为一个独立的参数，它和外径 D 有一定的关系，用比值 C 来反映，定义为 ： DdC 比值 C 关系到从动片总成的结构设计和使用性能。 因为 现在广泛采用 扭转减振器，所以布置扭转减振器时要求加大内径 d ，从而 C 要增大；但 不利的是 过分增大C 值会使摩擦面积变小。按照 相关 的设计经验 ： C =0.530.7 发动机的转速越高， C 取值越大。 表 4-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 D /mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 内径 d /mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 厚度 /mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 DdC 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 31 C 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 单面面积/ 2mm 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 对摩擦片的厚度 h ，我国已规定 了三种规格： 3.2mm ， 3.5mm ， 4mm 。 西南交通大学本科毕业设计（论文 ） 第 28 页 根据初取 D 值和表 4-2 选择 D =300mm d =159mm h =3.5mm C =0.53 4.3 摩擦片后备系数的确定 后备系数保证 离合器能可靠传递发动机转矩 。后备系数 还有助于减少汽车起步时的滑磨， 以便 提高离合器的使用寿命。 设计离合器过程中，是参照已有的经验和统计资料，并根