离合器设计说明书

沈阳工学院 课程设计课程设计 离合器设计 设计题目 1310111006 李俊男 学生姓名 专专 业业 名名 称 称 车车 辆辆 工工 程程 课课 程程 名名 称 称 汽汽 车车 设设 计计 指指导导教教师师 职职称称 孙飞豹 副教授 孙飞豹 副教授 完完 成成 日日 期 期 20142014 年年 6 6 月月 2525 日日 20142014 年年 6 6 月月 摘要 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 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 本文通过对轿车整车参数的分析 并在拆装轿车膜片弹簧离合器及对其进行结构分析的基础 上 对轿车离合器进行重新设计 使得轿车离合器设计更合理 首先对轿车离合器的结构型式进行 合理选择 主要是对从动盘数及干湿式的选择 压紧弹簧的结构型式及布置和从动盘的结构型式选 择 并利用 CAXA 电子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选择 设计和强度校核 并绘制离合器零件图 关键词 轿车 离合器 膜片弹簧 设计校核 Abstract Clutch is the assembly which is directly connected with engine in the automobile power train And its main function is to cut off or implement the power transmission in the power train It ensured the engine and the power train perfectly smooth join together when the automobile starting up and insure the automobile smooth starting up The clutch is disconnected the engine and the power train when the automobile stage changeover It reduced the impact between the shift gears of the transmission When the transmission worked by the great dynamic load the clutch can limit the breakdown torque of the power train to prevent the accessory of the power train damage due to overload It effectively reduced the vibration and noise of the power train In this paper based on the analysis of the car parameters on the basis of dismantle and install diaphragm spring clutch of sedans and its structural analysis to redesign the sedan clutch for it makes the design of the car clutch more reasonable First we should be choose the structure of the car clutch reasonable It is mainly choose the structure of the driven disk that wet or dry the structure of pinched spring and the layout And I make use of CAXA electronic drawing board software draw the assembly drawing of the cars Diaphragm spring clutch Than I make sure the choice and design calculation of the clutch structure size and the basic parameters Finally I carry on the structure type slection of clutch parts and the design calculation It is mainly design and checking the driven disk assembly platen and patch of force And I make sure diaphragm spring main parameters of the selection design strength check and draw the clutch detail drawing KeywordsKeywords Car clutch Diaphragm spring Design Checking 目录 第一章 离合器方案的确定 4 1 1 车型分析 4 1 2 方案选择 4 第二章 离合器基本参数的确定 5 2 1 后备系数 6 2 2 单位压力 6 2 3 摩擦片外径 内径和厚度 7 2 4 摩擦因数 摩擦面数和离合器间隙 8 第三章 离合器零件的结构选型及设计计算 9 3 1 从动盘总成设计 9 3 1 1 从动盘总成的结构型式的选择 9 3 1 2 从动片结构型式的选择 10 3 2 离合器盖总成设计 10 3 2 1 离合器盖设计 10 3 2 2 压盘设计 10 3 3 膜片弹簧的设计 11 3 3 1 膜片弹簧基本参数的选择 11 3 3 2 膜片弹簧材料及制造工艺 13 3 4 扭转减振器 14 3 4 1 扭转减振器的功用 14 3 4 2 扭转减振器组成 14 3 4 3 减振器的结构设计 15 3 4 4 从动盘毂的设计校核 17 参考文献 18 致谢 19 第一章 离合器方案的确定 1 11 1 车型分析车型分析 具体参数见表 1 21 2 方案选择方案选择 本车选用干式摩擦式离合器 因为摩擦式离合器结构简单 可靠性强 维修方便 目前大多数汽车都采用这种形式的离合器 而采用干式离合器是因为湿式离合器大多 是多盘式离合器 用于需要传递较大转矩的离合器 而本车型不在此列 设计选择单 片离合器 摩擦面数为 2 离合器压紧装置可分为周布弹簧式 中央弹簧式 斜置弹簧式 膜片弹簧式等 其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆 膜片弹簧与其 他几类相比又有以下几个优点 1 膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性 弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内基 本保持不变 因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变 相对圆柱螺旋弹簧 其压 力大大下降 离合器分离时 弹簧压力有所下降 从而降低了踏板力 2 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用 结构简单 紧凑 轴向尺寸小 零 件数目少 质量小 传动系传动比 发动机型 号 发动机最大转 矩 N m r min 1 挡主减速比 驱动轮类 型与规格 汽车总 质量 kg 使用 工况 离合 器形 式 492QA2179 3 25003 8354 55 P215 75R1 5 2500 城乡单片 3 高速旋转时 弹簧压紧力降低少 性能较稳定 而圆柱螺栓弹簧压紧力则明显 下降 4 膜片弹簧以整个圆周与压盘接触 使压力分布均匀 摩擦片接触良好 磨损均 匀 5 易于实现良好的通风散热 使用寿命长 6 膜片弹簧中心与离合器中心线重合 平衡性好 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 因此 本车选用 膜片弹簧式离合器 综上所述 本次课程设计采用单片推式膜片弹簧离合器 第二章 离合器基本参数的确定 摩擦离合器是靠主 从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的 离合 器的静摩擦力矩为 131 c T cc TfFZR 式中 为摩擦面间的静摩擦因数 计算式一般取 为压盘施加在f0 25 0 30F 摩擦面上的工作压力 为摩擦片的平均摩擦半径 为摩擦面数 单片离合器的 c RZ 双片离合器的 2Z 4Z 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 设计时应大 c T 于发动机最大转矩 即 maxce TT 式中 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 maxe T 的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比 必须大于 1 2 12 1 后备系数后备系数 后备系数是离合器设计中的一个重要参数 它反映了离合器传递发动机最大转 矩的可靠程度 在选择时 应考虑到摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递 发动机最大转矩 防止离合器滑磨时间过长 防止传动系统过载以及操纵轻便等因素 各类汽车离合器的取值范围见表 2 1 表 2 1 离合器后备系数的取值范围 车型 后备系数 乘用车及最大质量小于 6t 的商用车 1 20 1 75 最大总质量为 6 14t 的商用车 1 50 2 25 挂车 1 80 4 00 由数据取 1 5 2 22 2 单位压力单位压力 单位压力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影响 0 P 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 当摩擦片采用不用的材料时 取值范围见表 2 2 0 P 表 2 2 摩擦片单位压力的取值范围 0 P 摩擦片材料 单位压力 0 MPa P 模压 0 15 0 25 石棉基材料 编织 0 25 0 35 铜基粉末冶金材料 铁基 0 35 0 50 金属陶瓷材料 0 70 1 50 选择 本次设计选取 石棉基材料 模压 0 P 0 0 101 50MPaP 0 0 2MPaP 2 32 3 摩擦片外径 内径和厚度摩擦片外径 内径和厚度 摩擦片外径是离合器的重要参数 它对离合器的轮廓尺寸 质量和使用寿命有决 定性的影响 当离合器结构形式及摩擦片材料已选定 发动机最大转矩已知 适当选取后 maxe T 备系数和单位压力 可估算出摩擦片的外径 即 0 P max 3 3 0 12 D 1 e T fzPc 摩擦片外径也可根据发动机最大转矩按如下经验公式 D mm maxe TNm maxDe DKT 式中 为直径系数 取值范围见表 2 3 D K 表 2 3 直径系数的取值范围 D K 车 型 直径系数 D K 乘用车 14 6 16 0 18 5 单片离合器 最大总质量为 1 8 14 0t 的商用车 13 5 15 0 双片离合器 最大总质量大于 14 0t 的商用车 22 5 24 0 故 由车型分析可知该车型的发动机的最大扭矩 179 3Nm 2500rpm 故可算16 0 D K 出摩擦片外径 D 214 24 按初选以后 还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化 应符合尺寸系列标 maxe TD 准 汽车用离合器面片 表 2 4 为我国摩擦片尺寸的标准 5764 1998GB T 表 2 4 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 160180200225250280300325350380405430 D mm 内径 d mm 110125140150155165175190195205220230 厚度 b mm 3 23 53 53 53 53 53 53 54444 cd D 0 6870 6940 7000 6670 6200 5890 5830 5850 5570 5400 5430 535 3 1 c 0 6760 6670 6570 7030 7620 7960 8020 8000 8270 8430 8400 847 单位面积 2 cm 1061321602213024024665466787299081037 故 摩擦片的尺寸为 D 225mm d 150mm b 3 5mm c 0 667 单位面积 A 221cm 2 42 4 摩擦因数 摩擦面数和离合器间隙摩擦因数 摩擦面数和离合器间隙 摩擦片的摩擦因数取决于摩擦片所用的材料及其工作温度 单位压力和滑磨速f 度等因素 各种摩擦材料的摩擦因数的取值范围见表 2 5 f 表 2 5 摩擦材料的摩擦因数的取值范围f 摩擦材料 摩擦因数f 模压 0 20 0 25 石棉基材料 编织 0 25 0 35 铜基 0 25 0 35 粉末冶金材料 铁基 0 35 0 50 金属陶瓷材料 0 4 本次设计取 0 20f 摩擦面数为离合器从动盘数的两倍 决定于离合器所需传递转矩的大小及其结Z 构尺寸 在前面的设计分析中已经陈述了本次设计选用的是单片拉式膜片弹簧离合器 因此 2Z 离合器间隙是指离合器处于正常接合状态 分离套筒被回位弹簧拉到后极限位t 置时 为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合 在分离轴承和分离杠杆内 端之间留有的间隙 该间隙一般为 3 4mm 取 t 4tmm 第三章第三章 离合器零件的结构选型及设计计算离合器零件的结构选型及设计计算 3 13 1 从动盘总成设计从动盘总成设计 3 1 1 从动盘总成的结构型式的选择从动盘总成的结构型式的选择 从动盘总成主要由摩擦片 从动片 减振器和从动盘毂等组成 图3 1 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要求 1 转动惯量应尽量小 以减小变速器换挡时轮齿间的冲击 2 应具有轴向弹性 使离合器接合平顺 便于起步 而且使摩擦面压力均匀 减 小磨损 3 应装扭转减振器 以避免传动系共振 并缓和冲击 1 摩擦片选择 摩擦系数稳定 工作温度 单位压力的变化对其影响要小 有足够的机械强度和 耐磨性 热稳定性好 磨合性好 密度小 有利于结合平顺 长期停放离合器摩擦片 不会粘着现象的 综上所述 选择石棉基材料 石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物 粘结剂 树脂或硅胶 和特种添加剂热压制成 其摩擦系数为 0 25 0 3 2 扭转减振器 选用带扭转减振器的从动盘 从动片通常用1 3 2 0mm厚的钢板 冲压而成 将其外缘的盘形部分磨 薄至0 65 1 0mm 以减小其转动惯 量 整体式弹性从动片一般用高碳 钢或65Mn钢板 热处理硬度38 48HRC 图 3 1 汽车膜片弹簧离合器从动盘总成 1 摩擦片 2 从动盘本体 3 从动盘铆钉 4 减振弹簧 5 减振器 6 阻尼弹簧铆钉 7 从动盘毂 8 摩擦片铆钉 3 1 2 从动片结构型式的选择从动片结构型式的选择 从动片设计时 要尽量减轻其重量 并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心 以获得最小的转动惯量 为了使离合器结合平顺 保证汽车平稳起步 单片离合器的 从动片一般都做成具有轴向结构 这样的从动片有 3 种结构型式 1 整体式弹性从动 片 2 分开式弹性从动片 3 组合式弹性从动片 选择整体式弹性从动片 它能满足达到轴向弹性的要求 生产率高 3 23 2 离合器盖总成设计离合器盖总成设计 离合器盖总成除了压紧弹簧外还有离合器盖 压盘 传动片 分离杠杆装置及支 承环等 3 2 1 离合器盖设计离合器盖设计 为了减轻重量和增加刚度 轿车的离合器盖常用厚度约为3 5mm的低碳钢板 如 08钢板 冲压成比较复杂的形状 在设计中要特别注意的是刚度 对中 通风散热等 问题 离合器盖的刚度不够 会产生较大变形 这不仅会影响操纵系统的传动效率 还可能导致分离不彻底 引起摩擦片早期磨损 甚至使变速器换挡困难 离合器盖内 装有压盘 分离杠杆 压紧弹簧等 因此 应与飞轮保持良好的对中 以免影响总成 的平衡和正常的工作 对中方式采用定位销或定位螺栓 也可采用止口对中 离合器 盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度 为了加强离合器的通风散热和清除摩擦片 的磨损粉末 防止摩擦表面温度过高 在保证刚度的前提下 可在离合器盖上设置循 环气流的入口和出口 甚至可将盖设计成带有鼓风叶片的结构 本次设计的离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径 能将其他离合器 上的部件包括在其中即可 3 2 2 压盘设计压盘设计 对压盘设计的要求 1 压盘应具有较大的质量 以增大热容量 减小温升 防止其产生裂纹和破碎 有时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 也可采用传热系数较大的铝合金压盘 2 压盘应具有较大的刚度 使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后 的翘曲变形 以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的彻底分离 厚度约为 15 25mm 3 与飞轮应保持良好的对中 并要进行静平衡 压盘单件的平衡精度应补低于 15 20g cmA 3 33 3 膜片弹簧的设计膜片弹簧的设计 3 3 1 膜片弹簧基本参数的选择膜片弹簧基本参数的选择 1 比值和的选择H hh 比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大 当时 H hH h 2 11 Ff H h 2 2 11 Ff 极小值落在横坐标上 如图 5 2 所示 为保证离合器压紧力变化不打和操纵轻便 汽 车离合器用膜片弹簧的一般为 板厚为 H h1 5 2 0h2 4mm 取 2mm 则 4mmhH 1 2 3 2 hH2 hH22 2 hH 4 5 22 hH22 hH 图 5 2 膜片弹簧的弹性特性曲线 2 比值和 的选择R rRr 研究表明 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R r 差的影响越大 且应力越高 根据结构布置和压紧力的要求 一般为 R r1 20 1 35 为使摩擦片上的压力分布较均匀 则可取 r 92 3mm R 120mm 3 的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截高度关系密切 一般在范围内 H9 15 可算得a 9 在范围内 9 15 4 膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧工作点位置如图 3 3 所示 该曲线的拐点对应着膜片弹簧的压平位置 H 而且 新离合器在接合状态时 膜片弹簧工作点一般取在凸点 111 2 HNM B 和拐点之间 且靠近或在点处 一般 以保证摩擦片在最大MHH 11 0 8 1 0 BH 磨损限度范围内的压紧力从到变化不大 当分离时 膜片弹簧工作点从变 1B F 1A FB 到 为最大限度的减小踏板力 点应尽量靠近点 CCN 图 3 3 膜片弹簧工作点位置 5 分离指数目的选择n 分离指数目常取为 18 大尺寸膜片弹簧可取 24 小膜片弹簧可取 12 n 本次设计取 n18 6 膜片弹簧小端内径及分离轴承作用半径的确定 0 r f r 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 应大于 0 r f r 0 r 本次设计取 44 f rmm 0 r42mm 7 切槽宽度 及半径的确定 1 2 e r 的取值应满足 1 3 2 3 5mm 2 9 10mm e r 2e rr 本次设计取 mm 满足5 3 1 2 10mm 76 e rmm 2e rr 8 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定 1 R 1 r 的取值将影响膜片弹簧的刚度 应略大于 r 且尽量接近 略小于且尽 1 R 1 rr 1 RR 量接近 R 本次设计 取 95 110 1 r 1 R 3 3 2 膜片弹簧材料及制造工艺膜片弹簧材料及制造工艺 国内膜片弹簧一般采用 60Si2MnA 或 50CrVA 等优质高精度钢板材料 为了保证其 硬度 几何形状 金相组织 载荷特性和表面质量等要求 需进行一系列处理 为了 提高膜片弹簧的承载能力 要对膜片弹簧进行强压处理 即沿其分离状态的工作方向 超过彻底分离点后继续施加过量的位移 使其分离次 以产生一定的塑性变形 3 8 从而使膜片弹簧的表面产生与其使用状态反向的残余应力而达到强化的目的 一般来 说 经强压处理后 在同样的工作条件下 可提高膜片弹簧的疲劳寿命 另5 30 外 对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理 即以高速弹丸流喷到膜片弹簧表面 使 其表层产生塑性变形 从而形成一定厚度的表面强化层 起到冷作硬化的作用 同样 也可提高承载能力和疲劳寿命 为了提高分离指的耐磨性 可对其端部进行高频淬火 在膜片弹簧与压盘接触圆 形处 为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹 可对该处进行挤压处理 以消除应力 源 膜片弹簧表面不得有毛刺 裂纹 划痕 锈蚀等缺陷 碟簧部分的硬度一般为 分离指端硬度为 在同一片上同一范围内的硬度差不大于 345 50HRC55 62HRC 个单位 碟簧部分应为均匀的回火屈氏体和少量的索氏体 单面脱碳层的深度一般不 得超过厚度的 3 膜片弹簧的内 外半径公差一般为和 厚度公差为H11h11 初始底锥角公差为 膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为 1 6 m 底0 025mm 10 面的平面度一般要求小于 膜片弹簧处于接合状态时 其分离指端的相互高度0 1mm 差一般都要求小于 0 8 1 0mm 3 43 4 扭转减振器扭转减振器 扭转减振器主要由弹性元件 减振弹簧或橡胶 和阻尼元件 阻尼片 等组成 弹 性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度 从而降低传动系扭转系统的某阶 通常为三阶 固有频率 改变系统的固有振型 使之尽可能避开由发动机转矩主谐 量激励引起的共振 阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量 因而扭转减震器可 有效地降低传动系共振载荷与噪声 3 4 1 扭转减振器的功用扭转减振器的功用 1 降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度 调谐传动系扭振固有频率 2 增加传动系扭振阻尼 抑制扭转共振影响振幅 并衰减因冲击而产生的瞬间 扭振 3 控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振 消减变速器怠速噪 声和主减速器与变速器的扭振和噪声 4 缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷 改善离合器的接合平顺性 3 4 2 扭转减振器组成扭转减振器组成 用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器得到了最广泛的应用 在这种结构中 从动片和从动盘毅上都开有 6 个窗口 在每个窗口中装有一个减振弹簧 因而发动机 转矩由从动片传给从动盘毅时必须通过沿从动片圆周切向布置的弹簧 这样即将从动 片和从动盘毅弹性地连接在一起 从而改变了传动系统的刚度 当 6 个弹簧属同一规 格并同时起作用时 扭转减振器的弹性特性为线性的 这种具有线性特性的扭转减振 器 结构较简单 广泛用于汽油机汽车中 当 6 个弹簧属于两种或三种规格且刚度由 小变大并按先后次序进人工作时 则称为两级或三级非线性扭转减振器 这种非线性 扭转减振器 广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用 柴油机的怠速旋转不均 匀度较大 常引起变速器常啮合齿轮轮齿问的敲击 为此 可使扭转减振器具有两级 或三级非线性弹性特性 第一级刚度很小 称怠速级 对降低变速器怠速噪声效果显 著 线性扭转减振器只能在一种载荷工况 通常为发动机最大转矩 下有效地工作 而 三级非线性扭转减振器的弹性特性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围 这有利 于避免传动系共振 降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声 3 4 3 减振器的结构设计减振器的结构设计 1 极限转矩Tj 极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的 1 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 与最大 转矩有关 一般可取 252 max T1 5 2 0 je T 式中 适用乘用车 适用商用车 本设计为商用车 选取 2 01 51 5 代入数据可得 Tj 269Nm 2 扭转角刚度k 为了避免引起传动系统的共振 要合理选择减振器的扭转角刚度 使共振现象k 不发生在发动机常用的工作转速范围内 决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸 k 可按下列公式初选角刚度 k1 3Tj 可算得 T350 Zj4 66 88 10 10 本设计 D 225mm 故选取 Z 6 7 减振弹簧总压力 当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时 弹簧传递扭矩达到最大 此时 Tj 减振弹簧受到的压力为 F 0 T F j R 可算得 F 5 08KN 由此可知单个减震器的工作压力 P 846 8N 3 4 4从动盘毂的设计校核从动盘毂的设计校核 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件 它装在变速器输入轴前端的花键上 一般采用齿侧定心的矩形花键 花键轴与孔采用动配合 从动盘毂轴向长度不宜过小 以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底 一般取倍的花键轴直径 从1 01 4 动盘毂一般采用锻钢 如45 40Cr等 表面和心部硬度一般在 为提高花2632HRC 键内孔表面硬度和耐磨性 可采用镀铬工艺 对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进 行高频处理 减振弹簧常采用60Si2MnA 50CrVA 65Mn等弹簧钢丝 花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标 表 631 选取 GB11441974 表 3 1 花键轴规格表 从动盘外径 D mm 发动机最大 扭矩 NM 花键齿数 n 花键外径 mm 花键内径 mm 齿厚 mm 有效齿长 mm 225150103226430 250200103528435 280280103528440 300310104032550 325380104032550 350480104032555 380600104032560 410720104536565 430800104536565 根据发动机最大转矩为 179 3Nm 故 D 250mm maxe T 结结 论论 本次课程设计根据给出的设计要求和原始设计参数 以及拉式膜片弹簧离合器及 其操纵机构的工作原理和使用要求 通过对其工作原理的阐述 结构方案的比较和选 择 相关零件参数的计算 大致确定了离合器及其操纵机构的基本结构和主要尺寸以 及