離合器設計課程設計樣本

機械工程學院·車輛工程專業(yè)課程設計闡明書題目：華西牌CDL6603輕型客車姓名：班級學號：指引教師：目錄目錄 1第1章離合器設計目及原理概述 31.1離合器設計目 31.2離合器工作原理 31.3離合器設計規(guī)定 3第2章離合器構(gòu)造方案分析 52.1車型、技術(shù)參數(shù) 52.2從動盤數(shù)選取 52.3壓緊彈簧和布置形式選取 52.4膜片彈簧支承形式 62.5壓盤驅(qū)動方式 6第3章離合器重要參數(shù)選取 83.1后備系數(shù)β 83.2摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t 83.3單位壓力p 83.4摩擦片外徑D內(nèi)徑d和厚度b 93.5計算校核 93.5.1離合器摩擦力矩Tc與構(gòu)造參數(shù)(Rc)擬定 93.5.2最大圓周速度 103.5.3單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩 103.5.4單位摩擦面積滑磨功 10第4章膜片彈簧設計 124.1膜片彈簧基本參數(shù)選取 124.1.1截錐高度H與板厚h比值和板厚h選取 124.1.2自由狀態(tài)下碟簧某些大端R、小端r選取和比值 124.1.3膜片彈簧起始圓錐底角選取 124.1.4分離指數(shù)目n選用 124.1.5膜片彈簧最小端內(nèi)半徑及分離軸承作用半徑 124.1.6切槽寬度δ1、δ2及半徑 134.1.7壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1擬定 134.1.8膜片彈簧材料 134.2膜片彈簧彈性特性曲線 13第5章扭轉(zhuǎn)減振器設計 155.1扭轉(zhuǎn)減振器重要參數(shù) 15圖5-1三級非線性減震器扭轉(zhuǎn)特性曲線 155.1.1極限轉(zhuǎn)矩 155.1.2扭轉(zhuǎn)角剛度 165.1.3阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 165.1.4預緊轉(zhuǎn)矩 165.1.5減振彈簧位置半徑 165.1.6減振彈簧個數(shù) 175.1.7減振彈簧總壓力F 175.1.8極限轉(zhuǎn)角 175.2減振彈簧計算 175.2.1減振彈簧分布半徑 175.2.2單個減振器工作壓力P 185.2.3減振彈簧尺寸 18第6章離合器重要零部件構(gòu)造設計 206.1從動盤轂設計 206.2從動片設計 206.3離合器蓋構(gòu)造設計規(guī)定 206.4壓板設計 216.5壓板構(gòu)造設計與選取 21第7章離合器軸選用與校核 237.1離合器軸扭轉(zhuǎn)強度校核 237.2離合器花鍵軸剪切強度校核 237.3離合器軸花鍵擠壓強度校核 24參照文獻 25道謝： 26第1章離合器設計目及原理概述1.1離合器設計目理解轎車離合器構(gòu)造，掌握轎車離合器工作原理。理解從動盤總成構(gòu)造，掌握從動盤總成設計辦法，理解壓盤和膜片彈簧構(gòu)造，掌握壓盤和膜片彈簧設計辦法，通過對以上幾方面理解，從而熟悉轎車離合器工作原理。學會如何查找文獻資料、有關(guān)書籍，培養(yǎng)自己動手設計項目、自學能力，掌握單獨設計課題和項目辦法，設計出滿足整車規(guī)定并符合有關(guān)原則、具備良好制造工藝性且構(gòu)造簡樸、便于維護轎車離合器，為后來從事汽車方面工作或工作中設計其他項目奠定良好基本。1.2離合器工作原理離合器普通裝在發(fā)動機與變速器之間，其積極某些與發(fā)動機飛輪相連，從動某些與變速器相連。為各類型汽車所廣泛采用摩擦離合器，事實上是一種依托其主、從動某些間摩擦來傳遞動力且能分離機構(gòu)。離合器重要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系平順接合，保證汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪間沖擊；在工作中受到較大動載荷時，能限制傳動系所承受最大轉(zhuǎn)矩，以防止傳動系個零部件因過載而損壞；有效地減少傳動系中振動和噪音。1.3離合器設計規(guī)定在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，并有恰當轉(zhuǎn)矩儲備，又能防止過載。接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。分離時要迅速、徹底。從動某些轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間沖擊，便于換檔和減小同步器磨損。應有足夠吸熱能力和良好通風效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。應能避免和衰減傳動系扭轉(zhuǎn)振動，并具備吸取振動、緩和沖擊和減少噪聲能力操縱以便、精確，以減少駕駛員疲勞。作用在從動盤上總壓力和摩擦材料摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化要盡量小，以保證有穩(wěn)定工作性能。具備足夠強度和良好動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。構(gòu)造應簡樸、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝維修、調(diào)節(jié)以便等。 第2章離合器構(gòu)造方案分析2.1車型、技術(shù)參數(shù)車型：華西牌CDL6603輕型客車總質(zhì)量（kg）：4200最大扭矩/轉(zhuǎn)速（N·m/rpm）：180/3200主減速比：6.142一檔速比：4.802滾動半徑：360mm2.2從動盤數(shù)選取對乘用車和最大質(zhì)量不大于6t商用車而言，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩普通不大，離合器普通只設一片從動盤。2.3壓緊彈簧和布置形式選取離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。其中膜片彈簧重要特點是用一種膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其她幾類相比又有如下幾種長處：由于膜片彈簧有抱負非線性特性,彈簧壓力在摩擦片磨損范疇內(nèi)能保證大體不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉(zhuǎn)矩能力不變。當離合器分離時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是減少，從而減少踏板力；膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿作用，使構(gòu)造簡樸緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量??；高速旋轉(zhuǎn)時，壓緊力減少很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降；由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命；易于實現(xiàn)良好通風散熱，使用壽命長；平衡性好；有助于大批量生產(chǎn)，減少制導致本。但膜片彈簧制造較復雜，其精度規(guī)定高，其非線性特性在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能提高，制造工藝和設計辦法逐漸完善，膜片彈簧制造已日趨成熟。因而，選用膜片彈簧式離合器。2.4膜片彈簧支承形式咱們選用了拉式膜片彈簧，圖為拉式膜片彈簧支承形式—單支承環(huán)形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中支承環(huán)上。圖2-1膜片彈簧離合器工作原理示意圖2.5壓盤驅(qū)動方式在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤辦法有三種：凸臺—窗孔式：它是將壓盤背面凸起某些嵌入在離合器蓋上窗孔內(nèi)，通過兩者配合，將扭矩從離合器蓋傳到壓盤上，此方式構(gòu)造簡樸，應用較多；缺陷：壓盤上凸臺在傳動過程中存在滑動摩擦，因而接觸某些容易產(chǎn)生分離不徹底。徑向傳動驅(qū)動式：這種方式使用彈簧剛制徑向片將離合器蓋和壓盤連接在一起，此傳動方式較上一種在構(gòu)造上稍顯復雜某些，但它沒有相對滑動某些，因而不存在磨損，同步踏板力也需要小某些，操縱以便；此外，工作時壓盤和離合器蓋徑向相對位置不發(fā)生變化，因而離合器蓋等旋轉(zhuǎn)物件不會失去平衡而產(chǎn)生異常振動和噪聲。徑向傳動片驅(qū)動方式：它用彈簧鋼制傳動片將壓盤與離合器蓋連接在一起，除傳動片布置方向是沿壓盤弦向布置外，其她構(gòu)造特性都與徑向傳動驅(qū)動方式相似。經(jīng)比較，我選取徑向傳動驅(qū)動方式。第3章離合器重要參數(shù)選取3.1后備系數(shù)β后備系數(shù)β是離合器設計中一種重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩可靠限度。在選取β時，應考慮摩擦片在使用中磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。乘用車β選取：1.20～1.75，本次設計取β=1.2。3.2摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t3.2.1摩擦因數(shù)f選?。耗Σ疗Σ烈驍?shù)f取決于摩擦片所用材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦因數(shù)f取值范疇見下表3-1。表3-1摩擦材料摩擦因數(shù)f取值范疇摩擦材料摩擦因數(shù)石棉基材料模壓0.20～0.25編織0.25～0.35粉末冶金材料銅基0.25～0.35鐵基0.35～0.50金屬陶瓷材料0.70～1.50本次設計選用粉末金屬材料銅基，取f=0.30。3.2.2摩擦面數(shù)Z選取：摩擦面數(shù)Z為離合器從動盤數(shù)兩倍，決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩大小及其構(gòu)造尺寸。由于本次設計取用單片離合器，因此Z=2。3.2.3離合器間隙△t選?。弘x合器間隙△t是指離合器處在正常結(jié)合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全結(jié)合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有間隙。該間隙△t普通為3～4mm。本次設計取△t=3mm。3.3單位壓力p單位壓力p決定了摩擦表面耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選用時應考慮離合器工作條件、發(fā)動機后備功率大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。p取值范疇見表3-2。表3-2摩擦片單位壓力p取值范疇摩擦片材料單位壓力p/石棉基材料模壓0.15～0.25編織0.25～0.35粉末冶金材料銅基0.35～0.50鐵基金屬陶瓷材料0.70～1.50由于選用銅基材料，因此p選取:，本次設計取。3.4摩擦片外徑D內(nèi)徑d和厚度b摩擦片外徑是離合器重要參數(shù)，它對離合器輪廓尺寸、質(zhì)量和使用壽命有決定性影響。當離合器構(gòu)造形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩已知，恰當選取后備系數(shù)和單位壓力，可估算出摩擦片外徑，即D=D=e3=≈163.7mm(3-1)取D=180mm當摩擦片外徑D擬定后，摩擦片內(nèi)徑d可依照d/D在0.53～0.70之間來擬定。取c=d/D=0.6，d=0.6D=0.6180=108mm，取d=100mm摩擦片厚度b重要有3.2mm、3.5mm、4.0mm三種。取b=3.5mm。3.5計算校核3.5.1離合器摩擦力矩Tc與構(gòu)造參數(shù)(Rc)擬定(N·m) （3-2）f——摩擦系數(shù)，銅基對鋼鐵f=0.3；F——摩擦面受壓緊力(N)；Rc——摩擦合力作用半徑(mm)，Z——摩擦面數(shù)，從動盤數(shù)2倍。3.5.2最大圓周速度 （3-3）式中，——摩擦片最大圓周速度（m/s）；——發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速取5500；——摩擦片外徑徑取225；故符合條件。3.5.3單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩 =(N·/) （3-4）式中，——離合器傳遞最大靜摩擦力矩180；當摩擦片外徑D＞210時，=0.28N·/>0.00002·/，故符合規(guī)定。3.5.4單位摩擦面積滑磨功 （3-5）式中:ω——發(fā)動機標定角速度；——離合器儲備系數(shù)；Je——發(fā)動機運動某些轉(zhuǎn)動慣量（普通飛輪轉(zhuǎn)動慣量1.2倍）；每個圓環(huán)轉(zhuǎn)動慣量ρ——材料密度，ρ=7800kg/m，dw、dn——環(huán)外、內(nèi)徑(m)，b——圓環(huán)厚度（m）。Jn——轉(zhuǎn)換到離合器軸上整車轉(zhuǎn)動慣量；Jn=——汽車總質(zhì)量之和（kg）,rr——驅(qū)動力動力半徑(m)，——車啟動時傳動系總傳動比。經(jīng)簡化后，可按下式計算：（3-6）單位面積摩擦功（3-7）轎車［］=0.40J/mm2輕貨［］=0.33J/mm2重貨［］=0.25J/mm2故符合設計規(guī)定。表3-3摩擦片有關(guān)參數(shù)摩擦片外徑D摩擦片內(nèi)徑d后備系數(shù)β厚度b單位壓力Po180mm100mm1.23.50.4MPa第4章膜片彈簧設計4.1膜片彈簧基本參數(shù)選取4.1.1截錐高度H與板厚h比值和板厚h選取為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧H/h普通為1.5~2.0，板厚h為2～4mm。取h=2.5mm，H/h=1.7，即H=1.7h=4.25mm4.1.2自由狀態(tài)下碟簧某些大端R、小端r選取和比值研究表白。R/r越大，彈簧材料運用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲受直徑誤差影響越大，且應力越高。依照構(gòu)造布置和壓緊力規(guī)定。R/r普通為1.20～1.35。為使摩擦片上壓力分布較均勻，拉式膜片彈簧R值宜為不不大于或等于。即摩擦片外徑徑180mm取R=80mm取，4.1.3膜片彈簧起始圓錐底角選取膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角α與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切，，α普通在9°～15°范疇內(nèi)。，符合規(guī)定。4.1.4分離指數(shù)目n選用分離指數(shù)目n常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12。取分離之數(shù)目n=18。4.1.5膜片彈簧最小端內(nèi)半徑及分離軸承作用半徑由離合器構(gòu)造決定，其最小值應不不大于變速器第一軸花鍵外徑。應當不不大于。4.1.6切槽寬度δ1、δ2及半徑取δ1＝3.3mm，δ2=10mm，滿足r->=δ2,則，故取＝50mm。4.1.7壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1擬定R1和r1需滿足下列條件：，故選取R1＝75mm，r1＝62mm.4.1.8膜片彈簧材料制造膜片彈簧用材料，應具備高彈性極限和屈服極限，高靜力強度及疲勞強度，高沖擊強度，同步應具備足夠大塑性變形性能。按上述規(guī)定，國內(nèi)慣用膜片彈簧材料為硅錳鋼60Si2MnA或50CrVA。4.2膜片彈簧彈性特性曲線碟形彈簧載荷F與變形量彈性公式: （4-1）E—鋼片彈性模量，鋼E=206Gpa－泊桑比,鋼=0.3表4-1碟形彈簧系數(shù)D/dACC1.30.3881.0441.0921.40.4641.0621.1351.50.5231.0981.1781.60.5711.1241.2191.70.6121.1491.260由于D/d在1.3~1.4之間，因此工作點B把上述數(shù)據(jù)代入碟形彈簧載荷F與變形量彈性公式用Matlab編輯程序可得膜片彈簧彈性曲線圖4-1：λ工作點Bλ圖4-1膜片彈簧彈性曲線表4-2膜片彈簧有關(guān)參截錐高度H板厚h分離指數(shù)n圓底錐角4．25mm2.5mm1812.2°第5章扭轉(zhuǎn)減振器設計扭轉(zhuǎn)減振器重要由彈性元件（減振彈簧或橡膠）和阻尼元件（阻尼片）等構(gòu)成。彈性元件重要作用是減少傳動系首端扭轉(zhuǎn)剛度，變化系統(tǒng)固有振型，盡量避開由發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量勉勵引起共振。阻尼元件重要作用是有效地耗散振動能量。5.1扭轉(zhuǎn)減振器重要參數(shù)當前，在柴油機汽車中廣泛采用品有怠速級兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器。三級非線性減振器扭轉(zhuǎn)特性如圖5-1所示。圖5-1三級非線性減震器扭轉(zhuǎn)特性曲線5.1.1極限轉(zhuǎn)矩極限轉(zhuǎn)矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂切口之間間隙時所能傳遞最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用是轉(zhuǎn)矩。它受限于減振彈簧許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩關(guān)于，普通可取對于商用車，系數(shù)取1.5，計算得5.1.2扭轉(zhuǎn)角剛度為了避免引起傳動系統(tǒng)共振，要合理選取減振器扭角轉(zhuǎn)剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機慣用工作轉(zhuǎn)速范疇內(nèi)。由經(jīng)驗公式初選，，故取值為3000N.m/rad。5.1.3阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩由于減震器扭轉(zhuǎn)剛度受構(gòu)造及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩限制，不也許很低，故為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范疇內(nèi)最有效消振，必要合理選取減震器阻尼裝置阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩。普通可按公式初選取5.1.4預緊轉(zhuǎn)矩減振彈簧在安裝時均有一定預緊。研究表白，增長，共振頻率將向減小頻率方向移動，這是有利。但是不應當不不大于，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減震器將提前停止工作，故滿足如下關(guān)系：且，而，則初選5.1.5減振彈簧位置半徑尺寸應盡量大些，普通取,則取=,取為35mm.5.1.6減振彈簧個數(shù)當摩擦片外徑D250mm時，=4～6故取=65.1.7減振彈簧總壓力F當減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達到最大值Tj時，減振彈簧受到壓力F為 (5-1)5.1.8極限轉(zhuǎn)角減震器從預緊轉(zhuǎn)矩增長到極限轉(zhuǎn)矩時，從動片相對從動盤轂極限轉(zhuǎn)角為 (5-2)式中，為減震彈簧工作變形量。普通取3~12度，對汽車平順性規(guī)定高或者發(fā)動機工作不均勻時，取上限。本次設計車型取。5.2減振彈簧計算在初步選定減振器重要參數(shù)后來，即可依照布置上也許來擬定和減振器設計有關(guān)尺寸。5.2.1減振彈簧分布半徑尺寸應盡量大些，普通取=(0.60～0.75)d/2，式中，d為離合器摩擦片內(nèi)徑，故=0.7d/2=0.7×100/2=35(mm)，即為減振器基本參數(shù)中5.2.2單個減振器工作壓力P (5-3)5.2.3減振彈簧尺寸1）彈簧中徑Dc其普通由布置構(gòu)造來決定，普通Dc=11～15mm故取Dc=12mm2）彈簧鋼絲直徑dd===3.92mm (5-4)式中，扭轉(zhuǎn)許用應力可取550～600Mpa,故取為580Mpad取4mm3）減振彈簧剛度k應依照已選定減振器扭轉(zhuǎn)剛度值及其布置尺寸R1擬定，即 (5-5)4）減振彈簧有效圈數(shù)(5-6)5）減振彈簧總?cè)?shù)n其普通在6圈左右，與有效圈數(shù)之間關(guān)系為n=+(1.5～2)=66）減振彈簧最小高度(5-7)7）彈簧總變形量(5-8)8）減振彈簧總變形量(5-9)9）減振彈簧預變形量(5-10)10）減振彈簧安裝工作高度(5-11)11）從動片相對從動盤轂最大轉(zhuǎn)角最大轉(zhuǎn)角和減振彈簧工作變形量關(guān)于，其值為(5-12)12）限位銷與從動盤轂缺口側(cè)邊間隙，式中，為限位銷安裝尺寸。值普通為2.5～4mm。因此可取為3mm，為41mm。13）限位銷直徑按構(gòu)造布置選定，普通＝9.5～12mm?？扇?0mm表5-1扭轉(zhuǎn)減振器有關(guān)參數(shù)極限轉(zhuǎn)矩Tj阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ預緊轉(zhuǎn)矩Tn減振彈簧位置半徑R0減振彈簧個數(shù)Zj240N·m18N·m18N·m35mm6 第6章離合器重要零部件構(gòu)造設計6.1從動盤轂設計從動盤轂是離合器中承受載荷最大零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來所有轉(zhuǎn)矩。它普通采用齒側(cè)對中矩形花鍵安裝在變速器第一軸上，花鍵遲鈍可依照摩擦片外徑D與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩T來選取，有關(guān)參數(shù)如表6-1所示：表6-1從動盤轂有關(guān)參數(shù)摩擦片外徑D/mm發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩T/(N·m)花鍵尺寸擠壓應力/MPa齒數(shù)n外徑D’/mm內(nèi)徑d’/mm齒厚t/mm有效尺長l/mm18018010352843510.26.2從動片設計從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下規(guī)定：從動盤轉(zhuǎn)動慣量應盡量小，以減小變速器換擋時輪齒間沖擊。從動盤應具備軸向彈性，使離合器結(jié)合平順，便于起步，并且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。應安裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。本次設計初選從動片厚度為1.8mm。6.3離合器蓋構(gòu)造設計規(guī)定應具備足夠剛度，否則影響離合器工作特性，增大操縱時分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。應與飛輪保持良好對中，以免影響總成平衡和正常工作。蓋膜片彈簧支承處應具備高尺寸精度。為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大通風窗孔，或在蓋上加設通電扇片等。乘用車離合器蓋普通用08、10鋼等低碳鋼板。本次設計初選08鋼板厚度為3mm6.4壓板設計對壓盤構(gòu)造設計規(guī)定:壓盤應具備較大質(zhì)量,以增大熱容量，減小溫，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設立各種形狀散熱筋或鼓風筋，以協(xié)助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可以采用傳熱系數(shù)較大鋁合金壓盤。壓盤應具備較大剛度，使壓緊力在摩擦面上壓力分布均勻并減小受熱后翹曲變形，以免影響摩擦片均勻壓緊及與離合器徹底分離，厚度約為15～25mm。選18mm。與飛輪應保持良好對中，并要進行靜平衡，壓盤單件平衡精度應不低于15～20g·cm。壓盤高度(從承壓點到摩擦面距離)公差要小。壓盤形狀較復雜，規(guī)定傳熱性好，具備較高摩擦因數(shù)，普通采用灰鑄鐵，普通采用HT200、HT250、HT300，硬度為170～227HBS。壓盤厚度選18mm。6.