推式轻型膜片离合器设计

广西科技大学2015届毕业设计说明书，ma=1265Kg，io=4.444，r=0.316，ig=3.818，ne=2000代入公式得ψ=0.30≤ψ=0.33[ψ]，合格。第3章膜片弹簧设计3.1膜片弹簧的内外径尺寸规格膜片弹簧的设计需要初选定尺寸，再进行一系列的校核计算，最终优化选择最佳的尺寸，膜片外径R一般与摩擦片的平均尺寸一样大，所以则有：=93.7mm，R＞Rc（3-1），所以本次设计取R=100mm，选定内外径比R/r=1.25，则内径r=80mm。3.2内锥高与膜片钢板厚度比值H/h选择膜片弹簧的弹性特性与H/h比值有重要的影响，由图4-1分析载荷与变形之间的函数关系我们可以知道，当H/h＜时，F2为增函数；在H/h＝位置的时候，F1处位置有一极限值，而该极值点为拐点；H/h＞时，F1有一极大值和极小值；当H/h=时，F1最小数值在横坐标的时候，如图下3-1。1-H/h＜2-H/h=3-＜H/h＜24-H/h=25-H/h＞2图3-1簧片弹性特性曲线本次设计车型为微型车，为了离合器压紧力变化和操纵方便性，此次设计汽车离合器膜片弹簧的H/h在1.5～2范围内选择。实际应用上的膜片弹簧板厚在2～4mm范围内选取，经过综合考虑选择H/h=2，则有h=2mm，H=4mm。3.3内外径比值R/r选择分析由实际科学实验表明，当R/r越小时，那么应力越高，弹簧越硬，弹性曲线越容易受到直径误差影响。为了满足结构布置强度要求以及压紧力的分布的条件，R/r可以在1.2～1.3的范围区间内选取。摩擦片上的压力分布越均衡就越平稳，对中性越好，我们可以利用推式膜片弹簧的R值取值靠近大于或等于摩擦片的平均半径R的时候，摩擦片上的压力分布会越均布。所以本次设计摩擦片的平均半径取值=93.7mm，R＞Rc，取R=100mm，r=80，R/r=1.25，符合本次设计要求。3.4圆锥底角一般汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α取值在在9~15°范围内选取，将数据代入计算公式本中则有h=arctanH/（R-r）=11.31°，求得所得值在9~15之间，合格一般设计要求。通常的离合器设计分离指数一般取值为18，工业为了方便更好的利用模具分度在生产制造上，一般分离指数大于12，部分大尺寸膜片弹簧可选取24的，当然有一部分的小尺寸膜片弹簧，也有取12的，本设计的车型为微车型，所以所取分离指数为18。3.5膜片弹簧小的一端内半径ro和分离轴承的半径rf的选取要求条件r0要按照离合器的结构要求确定。Rf应该不小于r0。3.6切槽宽度由已选取的膜片弹簧尺寸以及工况要求标准取值切槽参数，分离指尖槽宽取值范围=3.2~3.5mm，分离指舌根切槽宽取值范围=9~10mm.本次设计取=3.5mm，=10mm，选取参数符合r应满足r－re＞的条件。3.7半径R1和支承环的半径r1的选择分析一般来说碟簧内径r应略大于支撑环加载点半径r1且尽量接近，压盘加载点半径R1应略小于R且尽量接近碟片外径R。膜片弹簧在工作状态时强度大，一般选用优质高精度钢板材料制成，而且碟簧部分的尺寸精度要高。通常国内一般生产配件厂常用的碟簧材料为60SizMnA，当量应力1599～1699N/mm2。在取值的时候，R1和r1需要满足下列条件：1≤R-R1≤7且0≤r1-r≤6（3-2）由已经确定的膜片弹簧内外径Rr的参数取值可知，最终把R=100mm，r=80mm代入上式得：故选择R1=95mm，r1=85mm。3.8膜片弹簧位置点的分析取值与校核图3-2弹簧位置点受力分析图汽车离合器膜片弹簧的特性曲线由（如图3-2）所示。选择特定工作点的位置对分析工作位置很重要。当图中位置T对应着膜片弹簧受力最大的位置，而λ1r曲线凸点的位置M和凹点N的横坐标平均值。B点为离合器摩擦片不没有损耗在结合状态时的位置点，横坐标可以带入取值λ1E=（0.8～1.0）λ1r的位置，这样可以确保摩擦片在最大磨损后，在工作A点处的压紧力变化小。所以摩擦片最大允许磨损量可以按下公式求得[1][9]：式中：ZC——摩擦片面数，在此ZC=2；△S0——每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为0.5mm～1.0mm，在此取△S0=0.8mm；所以：=2×0.8=1.6mmC点为离合器切底分离时的工作点。它往N点位置处靠近最好，以减少分离轴承的推力使操作轻便。对公式=（3-3）求一次导数，并令其导数值等于零。即：=0，经简化后得下式：-+（）=0（3-4）将各参数代入上式后计算得：-4+3.33=0（3-5）因为b-4ac=4-4×3.33=2.8>0,所以有两个实根，运用求根公=求得：=2.835；=1.165这两个值即为P达到最大值时的两个横坐标，也就是M和N的横坐标值。=（+）/2=（2.835+1.165）/2=2（3-6）图中，B点：取λ1E=0.9λ1r=3.75A点：取λ1A=λ1E-=3.75-1.60=1.75C点：取λ1C=λ1N=5.313.9膜片弹簧的强度校核膜片弹簧在实际各种变形工况中，碟簧受力部位的内半径处应力为最大。因此，在任一轴上剖面B点的应力总大于其他各点。还有该点最大的应力产生在离合器分离状态的某一处。但是这时的B点处于轴向应力状态，所以校核膜片弹簧强度时，应该确保B点的当量应力小于许用应力。由已确定的膜片弹簧的材料为60Si2MnA可知，它的使用应力[б]=140—1600Mpa，由校核公式如下[1]：=+[（）（）+]（3-7）1.离合器在彻底分离位置，分离轴承的载荷P2由公式:=（3-8）式中，λ1=λ1C=2.835；rf=22mm，其余各参数值都已经计算出。数据代入可有：P=1936.90N2.求分离轴承的行程λ2f[1]由公式:=（3-9）计算得到λ2f式中，λ1f=-λ1N-λ1E=5.31-3.75=1.76；其余各参数均已确定。将具体参数值代计算得：λ2f=6.16。3.求β1——分离指前部的宽部系数[1]；β2——分离指根部的宽数[1]=1-（3-10）=1-（3-11）上两式中的各参数值已经在前面的计算中求得，将各参数值代入上两式得：=1-=0.79（3-12）=1-=0.65（3-13）4.求分离轴承推膜片弹簧的实际行程λ1F[[][]谭立新电控无脚踏汽车离合器[J].湖南：湖南工程学院学报（自然科学版），2006年3期=+其中△λ2f——分离指在力P2的作用下的附加弹性变形=（3-14）式（3-13）中各参数均已确定，代入计算得△λ2f=1.294所以，λ1F=6.16+1.294=7.455.求当达到最大值时弹簧大端的变形量λ1对校核公式(3.8)进行一次求导，并令其等于零，即令=0,得：==H+（3-15）式中各参数均已确定，代入参数计算得λбmax=6.67因为λбmax>λ1f，所以λ1=λ1f=1.49。6.强度校核最后将校核公式中的各参数代入，计算得到：=1014.43Mpa<=1400MPa～1600Mpa（3-16）所以膜片弹簧的强度能满足使用要求[[]习纲，张建武，陈俐，膜片弹簧离合器的非线性控制，机械工程学报，2000年第9期，p.95-102[]习纲，张建武，陈俐，膜片弹簧离合器的非线性控制，机械工程学报，2000年第9期，p.95-102[16]朱茂桃，高翔，工艺因素对膜片弹簧可靠性的影响，工程机械，1997年第3器，p.35-39[17]赵晋敏，杨万福，蓝伟坤，汽车离合器膜片弹簧的模糊可靠性优化设计，中国机械工程，1995年第8器，p.95-98[18]许和变，巍巍，汽车离合器膜片弹簧的稳健优化设计，太原重型机械学院学报，1998年第2期，p.23-27[19]夏长高，朱茂桃，汽车离合器膜片弹簧优化设计的数学模型分析，汽车技术，1996年第12期p.35-38[20]曹涌，陶华，基于灵敏度分析的离合器膜片弹簧优化设计，西北工业大学学报，2003年第6期，p.759-764[21]付铁军，谢飞，李贺，基于汽车离合器综合性能要求的膜片弹簧优化设计，汽车技术，2009年第11期，p.29-34[1]梁萍陈天星张胜霞主编.AutoCAD[22]D.G.ChetwyndandP.H.Phiuipsonx,Anivestigationofreferencecriteriausedundnessmeasurement,J.Phys.E:Sciinstrum.[J]1980,13(5):530-538.[23]Ahern,Kathy,Manathung,Catherine.Clutch-StaringStalledResearchStuDets.InnovativeHigherEducation,2004[24]KugimiyaT,YoshimuraN,MitsuiJ(1998)Tribologyofautomatictransmissionfluid.TribolLett5(1):49–56[25]PersonBNJ(1998)Slidingfriction:physicalprinciplesandapplications.Springer,Berlin.ISBN3-540-63296-43.1.10膜片弹簧设计最终结论膜片弹簧的尺寸通过初选，再联系实际工况仔细分析其受力，并符合离合器设计条件的要求下，最终选择了最佳的参数，最终确定尺寸：膜片弹簧外径100mm；小端内径80mm；碟簧自由状态内锥高14mm；分离指舌尖=3.5mm，分离指舌根=10mm。膜片弹簧选用材料为60Si2MnA，且要求加工尺寸精度高，且在制造过程中要加入良好的加工工艺。第4章压盘及离合器盖设计4.1压盘设计压盘作为离合器的主动部分，它与飞轮固定在一起，当发动机传递转矩的时候，高强度的工作环境要求材料与结构满足一定的要求。由离合器的工作原理可知，压盘在离合器分离中做轴向运动，压盘与飞轮一般通过键式或者凸台等等方式连接，但是实际应用中，这些方式都体现出了一点的缺点，就是离合器分离结合的时候，传递力矩的时候零件之间有很大的摩擦，这大大的损耗了操纵机构的传递效率。因此，此次设计我将通过采用传力片式来解决这个问题。4.2确定压盘的内外径一般的设计经验与结合实际，通常压盘外径比摩擦片外径稍微大一点，压盘内径又稍微比摩擦片内径小一点，所以确定压盘内外径，则有：压盘外径D1=D+(2～5)mm，压盘内径d1=d−(1～4)mm（4-1）因此本设计综合考虑选取压盘外径D1为225+5=230mm,压盘内径d1为150-4=146mm.4.3压盘的厚度i的选取和校核压盘高强度高温的工作环境，需要考虑温升与热容的问题，否则压盘变形等问题将会引起更加严重的后果，因此设计压盘厚度需要满足两个条件。条件如下：1）压盘要有足够的质量，质量能够很好的增大热容量，也能较好的减少温升的影响。2）压盘要满足一定的刚度，较大的刚度能够使摩擦面上的压力分布均匀，这样子的效果将降低受热变形的后果，能很好的避免摩擦片与离合器分合不彻底的问题。为了满足条件，压盘厚度一般要在范围（15-25mm）之间选取，压盘的内缘设计一定锥度来减少压盘因受热变形引起内缘凸起引起的影响。本设计选取压盘厚度为20mm。4.4压盘温升的校核4.4.1滑磨功W的计算滑磨功W根据以下公式计算[2]：W=·（4-2）式中ma——汽车总质量；rr——轮胎的滚动半径；ig——变速器档位传动比；i0——主减速器传动比；ne——发动机转速（r/min），计算时轿车取2000r/min，货车取1500r/min。由所选车型的相关参数知：ma=1265kg；ig=3.818；i0=4.444；ne=2000r/min。对于轮胎的滚动半径rr，由轮胎规格175/65R15，参照参考书[8]可知轮胎的断面宽度B为175mm；轮辋直径为15in（1in=25.4mm），即是381mm；车轮高宽比为0.65，所以高H=0.65B=0.65×175=113.7mm；最后滚动半径rr=H+d/2=120.25+381/2=304mm将公式中各参数的具体数值代入计算得：W=7764.40J4.4.2压盘质量m的计算压盘的质量m根据以下公式计算：t=（4-3）式中t——温升（℃），在此先取t=8℃W——滑磨功（J），W=7764.40Jγ——压盘上的滑磨功所占比率：单片离合器压盘：γ=0.50双片离合器压盘：γ=0.25双片中间压盘：γ=0.50C——铸铁材料压盘的比热C=481.4J/kgm——压盘的质量（kg）将各参数代入上式计算得m=2.016kg4.4.3压盘体积V的计算由公式V=m/ρ计算出压盘的体积V，其中铸铁的密度ρ=7.0g/cm3。将m=2.016kg，ρ=7.0g/cm3代入公式V=m/ρ得到压盘体积V=72008.53mm3。4.4.4压盘厚度hy的计算根据以下公式计算出压盘厚度hy：（4-4）将各参数代入得：72008.53=3.14/4×（2302-1462）×hy，得到hy=5.235mm。由以上的计算可知：只要压盘的厚度达到3.095mm就能满足离合器接合一次时温升不超过8℃～10℃的要求。但是，为了同时要满足压盘的强度和刚度要求，在此选取hy=20mm。由于压盘结构繁杂，这就要求导热性良好，有足够的摩擦因数，因此压盘设计材料选用灰铸铁，应用型号HT300，硬度在170至227HBS之间，并且加入少量微量元素增加它的应力强度。压盘与飞轮一起高速旋转，这就要求压盘有一定的平衡性，因此生产压盘时需要静平衡，且精度要高。4.5传力片取值与分析校核传动片的原理是当离合器工作时，通过离合器盖来带动压盘快速转动，状态分离时，传力片的弹性又可以助力压盘轴向分离，达到操纵力轻便的目的。传动片一般安装方法是沿圆周均匀布置，这样安装传力片，它的弹性形变不会导致压盘的对中性和受力平衡。传动片通常来说有3～6组，每组1～2片，每一片厚度在0.5～1.0mm之间，材料通常选择65Mn制造。综合考虑各种工况要求以及条件后，选择3组传动片，每一片，长为52mm，宽为12mm，每一片厚度取0.8mm；传动片选择材料65Mn。两个铆钉孔的中心相距60mm，由已知压盘的结构尺寸，此次选定传动片的安装位置在距离压盘中心115mm的位置。选用传动片铆钉材料型号为GB/T109-19866×19，材料是15号钢，最终参考文献查得铆钉孔直径为6.2mm。传动片校核如下：传动片的受力分析如图3－7所示。则平均每颗铆钉切向力为Fmax：==250N（4-5）图5-7传动片的受力分析箭图图中α=arcsin（l/2R）=19.5°。则Fx=Fmaxcosα=250×cos19.5°=235.66N。（4-6）由铆钉所受力的Fmax的大小，分别校核铆钉的抗剪强度τ和传动片的抗压强度σ根据已知数据，可得：δ=1.7mm，m=2；并由参考文献[4]、[6]，可得d0=6.2mm，[τ]=115MPa，[σ]=430MPa。则将各项数值代入公式得：τ===3.90MPa<[τ]=115MPa；（4-7）σ===22.358MPa<[σ]=430MPa。（4-8）由最终数据对比可知，所选传动片及铆钉能符合强度要求。4.6离合器盖设计离合器盖一般在飞轮位置用螺栓结合在一起，利用它把发动机一定功率传递给压盘。还有，离合器盖是固定弹簧的壳体。在设计中要注重几个隐患问题：刚度问题离合器盖生产材料一般采用厚度约为3～5mm的低碳钢板制造成结构复杂的形体。3）通风散热问题离合器盖上打上一定数量的散热孔，加强散热4）对中问题离合器盖装配有压盘、膜片弹簧等部件，所以它与发动机的曲轴中心对中，这样子可以加强平衡性，让发动机保持稳定工作状态，不然将会导致系统整体平衡性不复存在，大大的破坏了离合器的正常工作。在本次离合器的设计中离合器盖厚度选择4mm,选择采用销定位。第5章从动盘设计5.1从动盘组成与要求从动盘一般由从动片、盘毂、扭转减振器等等部件组成。从动盘是离合器的重要组成零件，对离合器的工作效率与性能有很大的促进作用，所以，在设计从动盘时要考虑几个问题：①变速器在换挡的时候齿轮会产生很大的冲击，因此从动盘要求转动惯量足够小。一般的解决方法是减轻重量并将重量多分布在轴心。②从动盘工作时与离合器结合在一起，为了更好的平顺接触，起步的时候比较平稳，所以从动盘应该有一定的弹性。一般的做法是在从动片外圆开启偶数数量的T形槽，T形槽能加快散热，还能减少受热变形的影响。③为了缓和工作中结合时产生的冲击并且减少共振的影响，从动盘应该装配有扭转减振器。5.2从动盘钢片计算与校核（1）对与第一个要求，本次设计在不影响结构作用的情况下，尽其所能的减少它的质量，而且尽量把质量更多的分布在轴心以此来更好的减小的转动惯量。为了减轻质量，一般的钢片都是很薄的，一般厚度只有1.5mm左右，将从动盘钢片外缘的盘形部分尽量的磨小厚度到0.65～1.0mm范围内，能从根本上很大的程度上减小转动惯量。所以此次设计决定采用材料厚度2.0mm的从动盘钢片。（2）对于要求二，我们要使从动盘结构有一定的弹性。一定的弹性结构能够使离合器结合更加柔顺，保证汽车起步平缓，单片式结构的离合器的从动盘钢片通常都设计有弹性结构。此次设计决定选择分开式从动盘钢片。它是将钢片沿半径尺寸方向分开，安装之后会达到钢片的理论尺寸大小。它的好处是能把转动惯量大大的减小，而且波形弹簧厚度小，还位于从动盘钢片的最大半径上，从动盘钢片的尺寸都不小，但是旋转中心在轴心，不影响转动平衡。5.3扭转减振器设计扭转减振器有两种类型，一种是线性的和非线性。线性减振器的扭转的弹性元件通常使用圆柱螺旋弹簧，汽油汽车中使用最多。如果是柴油机发动机，柴油发动机在怠速的时候，转速是不稳定的且不均匀力矩的，所以变速器的齿轮工作时的冲击大，然后很产生出很大的声音。在扭转减振器中装配一组刚度较小的弹簧，发动机在怠速状态时起缓冲作用，可以减少变速器齿轮冲击声音。。5.3.1减震的参数选择与分析减震器有两个主要的参数，一个是扭转刚度还有摩擦力矩。设计时还需要确定预紧转矩以及极限转角等数据。极限转矩极限转矩可以缓解从动盘毂缺口与限位销的最大的转矩，确定参数时，它只和发动机最大转矩有关系一般有公式Tj=Temax+△Tj=（1.2～1.5）Temax（5-1）本次设计取1.5，所以带入发动机Temax计算得极限转矩Tj=135摩擦转矩减振器的扭转刚度由于最大转矩的影响以及结构条件，不会很小，所以为了让发动机在正常工作时更好的减震，这就要求科学选择减振器阻尼的摩擦转矩，一般摩擦转矩Tu可以按经验公式取值：Tu=（0.10～0.17）Tmax=15.3N·m（5-2）本次设计取0.17，带入数据求得摩擦转矩Tu=15.3N·m预紧力矩一般有线性特殊属性的减振器，减振弹簧装配的时候应该有预紧力矩。与没有预紧力矩的比较，如果它们两者的角刚度和极限转角都是同样的时候，有预紧力的极限转矩都会相比之下大很多，可以保证减振器能在高负荷的转矩工况下继续安全运行；如果极限转矩和极限转角都是一样的时候，而它的角刚度明显小许多。我们可以看出这样是有利处的。一般预紧力矩取值要小于摩擦力矩，取值可按经验选择：Tn=0.15Tmax=13.5N·m（5-3）所以计算得预紧力矩Tn=13.5N·m极限转角φ=3~12。（5）为了减小离合器的共振，要选择最佳的减振器扭转刚度，确保发动机在正常工作转速下不会产生共振。设计的时候，我们可以选择经验公式来计算，它的取值与极限转矩有关，所以有以下公式≤13Tj=13×135=1755N·m/rad（5-4）所以确定扭转刚度=1755N.m/rad5.4减振弹簧的设计减振弹簧的安装位置Ro尺寸要稍微大一点，减震弹簧位置半径通常在（0.60～0.75）d/2范围选取，由于过小的位置半径会影响离合器转递转矩的可靠性，因此弹簧位置半径2Ro要小于摩擦片内径50mm，则有：Ro=（0.60～0.75）d/2（5-5）结合d＞2Ro+50，Ro取50mm，＝0.667（2）减振弹簧总压力F离合器工作时减震弹簧转矩传递到最大压力F时，减震弹簧受到的总压力则有：

F=Tj/Ro=135000Nmm/50=2700N（5-6）（3）式中Z为减振弹簧的个数，按表6-1选择：取Z=6表5-1减震弹簧个数的选取摩擦片外径D/mm225～250250～325325～350＞350Z4～66～88～10＞10（4）减振弹簧尺寸a.选择材料，计算许用应力查阅《机械原理与设计》可知选择65Mn材料弹簧，若弹簧丝直径d=4mm，ρb=1620MPa，[γ]=0.5ρb=810MPab.减震弹簧的平均直径Dc一般由结构要求来选取，一般取值Dc=11～15范围之间，本设计决定取值Dc=13。弹簧钢丝直径d（5-7）公式的扭转应力范围[γ]=560～610MPa，d得数据后必须这个圆化为标准值，一般为3～4mm之间。代入数值，得d=4.04mm，符合上述要求。（5）弹簧的有效圈数计算：（5-8）式中：G是扭转弹性模数，查表得G=83000N/mm2，最后输入数据计算的得i=3.16。总圈数n=i+1.4～2=5（6）弹簧p点最大工况时最小长度：（5-9）求得Lmin=26.4mm（7）弹簧总形变量：▽s=P/K=3.84mm（8）减振弹簧的自由高度：Lo=Lmin+▽s=30.24mm（9）极限转角（5-10）代入数据求得φj=4.40符合标准（10）限位销直径d'按结构布置选定，一般d'＝9.5～12mm可取d'=10mm5.5从动盘毂设计在离合器所有零件中，受到载荷最大的部件是盘毂，发动机传递的转矩基本都要经过从动盘毂。从动盘毂通常安装在变速器第一轴位置，通过齿侧对中花键固定，花键的尺寸选择可以按照我国标准选取，由表5-2参考选取：通常尺寸取1.1～1.5倍之间范围的花键轴直径。从动盘毂材料通常选用碳钢，经过特殊加工增加强度，表面与心部硬度通常27～33HRC。应用镀铬工艺可以增加花键内孔的硬度和耐摩擦性；在减振弹簧窗口和从动片结合的部位，通常要通过高频加工。花键尺寸取值要通过挤压应力σj（MPa）和剪切应力τj(MPa)的强度校核通过才能选择用：（5-10）（5-11）式中：D，d—分别为花键外径及内径，mm；n—花键齿数；l，Temax，b—花键的有效齿长和键齿宽，mm；z—从动盘毅的数目；Temax—发动机最大转矩，N.mm。从动盘毅一般用40Cr，45号、35号钢材料制造，还要通过调质加工，HRC28～32。由表6-2选取得：花键齿数n=10；花键外径D=32mm；花键内径d=26mm；键齿宽b=4mm；有效齿长l=30mm；挤压应力σj=11.3MPa；校核计算如下：=（8×90）/[(322-262)×2×10×30]=6.90Mpa（5-12）=(4×90)/[(32+26)×4×1×10×30]=5.17Mpa（5-13）挤压应力σj（Mpa）及剪切应力τj(Mpa)计算结果皆符合强度标准。表5-2花键规格花键的选取摩擦片的外径D/mmTemax/N.m花键尺寸挤压应力齿数n外径D/mm内径d/mm尺厚t/mm有效齿长l/mm160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0根据相关已知参数，可得σ=1mm，m=2；选取的铆钉直径dO=4mm，[]=115Mpa，[σp]=430Mpa。把各项数值放入公式计算可得：3.58＜[]Mpa（5-14）＜[σp]Mpa（5-15）所以，本次设计选择铆钉满足工况使用条件。第6章摩擦片厚度报警器的分析与设计6.1报警器的优点本次设计的选择的离合器摩擦片厚度报警器的结构形式是机械与电路连结来实现报警的结构方式，即图（7-1）所示的结构图解，图（-2）为电路报警原理。之所以采用这种结构形式的报警器结构，是因为该结构与其他形式报警器结构有着以下不同的优胜之处：①生产成本低本结构原件只需要一些普通的铸件以及普通的电路，只是制造精度要求稍微严格一点，其它的元件没有其他特别的高科技含量，所以生产成本将比其他报警方式便宜。1、压盘2、推片3、导杆4、滑块5、带钩导体6、导电贴片7、绝缘体8、拉伸弹簧9、离合器壳10、调整螺母图6-1摩擦片厚度报警器图6-2报警原理电路图②结构形式简易这种形式的报警器