离合器的设计计算及说明

离合器的设计计算及说明章第3
3.1 离合器设计所需数据离合器原始数据表3.16 6×汽车的驱动形式
11450 kg 20550 kg 汽车的质量汽车最大加载质量前置发动机位置1400r/min 280KW 发动
机最大转速发动机最大功率109kgf.m ≥发动机最大扭矩 GF420气助力单片干
式离合器形式液压人力操纵操纵形式
f=420mm 摩擦片最大外径150~80踏板行程mm=1.28
i=1.76 i=2.47 i=4.39 i i=3.43 i=13.04 i=8.48 i=6.04 g8g5g7g4g1g3g6g2）（R
i=11.77i=1.00 gRg985km/h
汽车最大时速离合器主要参数的选择3.2
后备系数β它反映了离合器传递发动机最β是离合器设计中的一个重要参数，后备系数应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可β时，大转矩的可靠程度。

在选择防止传动系过载以及操纵靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、。

= 1.2，本次设计取β轻便等因素。

乘用车β选择：1.20～1.75
反映离合器传递发动机最大扭矩的可是离合器的重要参数，）后备系数β（1摩
擦片在使用中有一定磨损后，a. 靠程度，选择β时，应从以下几个方面考虑：
要c. 离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；。

结合设计实际情况，1.75β=1.2～求能够防止传动系过载。

通常轿车和轻型货车。

故选择β=1.5 2.0。

β＝3.2则有β可有表查得离合器后备系数的取值范围表3.2β后备系数车型
1.75 ～乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.20
2.25 1.50～的商用车最大总质量为6～14t
4.00
1.80 ～挂车: （3.3）求得摩擦片的外径可有式TD?K maxeD．
D=221.11mm。

得为直径系数，取值见表3.3 取16KK?DD直径系数的取
值范围表3.3车型K直径系数D14.6
乘用车) 的商用车单片离合器16.0～18.5(最大总质量为1.8～14.0t)
双片离合器13.5～15.0(24.0
～22.5最大总质量大于14.0t的商用车
):
部分,标准如下表(摩擦片的尺寸已系列化和标准化离合器摩擦片尺寸系列和参
数表3.4
325 300 250 280 180 160 200 225 D\mm 外径190 155 110 175 125 165 140 150 d\mm 内径3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.2 3.5 3.5 /mm
厚度0.585 0.589 0.667 0.687 0.700 0.694 0.583 0.620 '3C?1
0.800 0.657 0.667 0.796 0.762 0.676 0.703 0.802 '?dDC
2546
160
221
132
106
466
302
402
单面面积cm摩擦片的摩擦因数取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑f磨速度等因素。

可由表3.5查得：
摩擦面数Z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构尺寸。

本题目设计单片离合器，因此Z=2。

离合器间隙Δt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Δt一般为3～4mm。

取Δt=4mm。

摩擦因0.20.250.20.350.20.350.30.500.4
fFZRT?为力摩的合离器静擦矩：cc
（3.4）
与式（3.1）联立得：
?T12xaem??
33'?CfzD1?（3.5）代入数据得：单位压力MPa。

230.p?0表3.6摩擦片单位
p
3.3 摩擦片基本参数的优化
（1）摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过65～70m/s，即
v0???33??5310.?01?225?v?Dn?10m/sm/s70?65~maxeD6060（3.6）
式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速(r/min)。

nv max0e'应在
0.53～）摩擦片的内、外径比0.70范围内，即（2C'7.67?C53?0?0.0.（3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0。

（4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器振器弹簧2R
约50mm，即位置直径0d?2R?50mm 0（5）为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即．
4T??c T??0T?.212??0c0c22?d?ZD2)，可按表3.6选取3.7）式中，为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm（T0c经检查,合格。

表3.7单位摩擦面积传递转矩的许用值
?210?210~250?250~325?325离合器规格0．35
40
0．28
0．30
0．???210T?/0c（6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力的最大范围为0.11～1.50MPa,即p0MPaMPaMPa
23.p?0?50101.?0.0（7）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擦面积滑磨功应小于其许用值,即
4W????????22?dZD?（3.8）
??22??)，对于乘用车：)；为其许用值式中,(为单位摩擦面积滑磨(J/mmJ/mm22??，对于的商用车：J/mmJ/mm，对于最大总质量小于6.0t33]?0.40[.]?[02?：W为汽车起步时离合器接合一最大总质量大于6.0t商用车：J/mm250?[.]J），可根据下式计算次所产生的总滑磨功（??222?mrn??rea?W
??221800ii??g0（3.9）
rmi为汽车起步时所用变；m为汽车总质量(Kg)；）为轮胎滚动半径（式中，rag i n 为发动机转速r/min，计算时乘用速器挡位的传动比；为主减速器传动比；
0e r?0.617?i6.315.9?im
r/min，商用车取r/min车取。

其中：15002000r01g m?4325Kg代入式（3.9）得得）3.8（式入代，J527.14431?W a
??，合格。

][.0.327?033??（8）离合器接合的温升?W?t mc；C)J/(Kg·°不超过C；c为压盘的比热容，°式中,t为压盘温升,4?48110.c8~?m为压盘的质，γ为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘；5?0.量Kg15?3.m°代入，C，合格。

76t?4.3.4 膜片弹簧主要参数的选择 H/h的选择1. 比较之间1）此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式（3.10中载荷与变形有一极值，而F为增函数；时，的函数关系可知，当F时，22Hh?hH?12时，该极值点又恰为拐点；时，F有一极大值和极小值；当2Hh?2?Hh1。

3.1F极小值在横坐标上，见图
1
2hH/??2H2h/?22?Hh/ 3-1- 2-22/Hh?H/h?22 4- 5- 膜片弹簧的弹性特性曲线图3.1 通H/h为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的Hh?2，本设计～～常在1.52范围内选取。

常用的膜片弹簧板厚为24mm，
h=3mm ，则H=6mm 。

2. R/r选择
通过分析表明，R/r越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响的
1.3 ～1.2常在R/r汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，越大。

．dD?75?R?93.，范围内取值。

本设计中取，摩擦片的平均半径mm25.Rr?1c4则。

mm则mm取整取mm255.Rr?1R?r11894??R117.5Rr?c 3.圆锥底角范围内，本设计中一般在°汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α159~??????°在°之间，合格。

分离指数常得rR?rH?arctanH?R?321415.?9~的，本取为18，大尺寸膜片弹簧有取24的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取12 设计所取分离指数为18。

4.切槽宽度????应满足，mm，mmmm，取，mm10~35?3.2~3.10???9r2211e?的要求。

?r?r2e r的确定
5. 压盘加载点半径R和支承环加载点半径11。

本设计取R，r应略大于且尽量接近r R应略小于R且尽量接近1196?R?116r。

膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺mmmm，11～寸精度要高。

国内常用的碟簧材料的为60SizMnA，当量应力可取为16002。

1700N/mm
6. 公差与精度压力盘高度
要具有大的刚度和高的尺寸精度，离合器盖的膜片弹簧支承处，（从承压点到摩
擦面的距离）公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。

膜片弹簧的优化设计3.5
???与初始锥角（1）弹簧的为了满足离合器使用性能的要求，rHRH?h?应在一定范围内，即2?2.6.?Hh?21
???15?.?149?H?rR?32
）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即（21.20?Rr?1.255?1.35 100?78.6770?2Rh?推式膜片弹簧的压盘加载点半）为了使摩擦片上的压紧力分
布比较均匀，（3应位于摩擦片的平均半径与外半径（或拉式膜片弹簧的压盘加
载点半径）径rR11之间，即推式：2D?R?D?d)/4(1拉式：5.?11294?D/2??d)/4?93.75r?(D1（4）根据弹簧结构布置要求，与，与之差应在一
定范围内选取，R r R r01f即
62?R??R?1162?r?r?0?14r??r?00f（5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，，因此杠杆比应在一定范围内选取，即
r?r f1推式： 5.??4.23r?R11R?r f1拉式：09?3.5.?rR?11r?32mm。

mm4）和（5）得，由（34r?0f3.6膜片弹簧的载荷与变形关系
碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图3.2，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。

膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分——分离指。

膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。

因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。

通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F表示，加载点间的相对变形（轴向）为λ，则压紧力F与111变形λ:
之间的关系式为1．
?????????Eh??rr?rRRIn?R/2????11h?H??HF?????????????
??1122R?r2R?r?61?rR???????111111（3.10）
5——弹性模量，对于钢，式中： E MP?10?2.1E aμ——泊松比，对于钢，μ=0.3 H——膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度
h——弹簧钢板厚度
R——弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径
r——弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径
R——压盘加载点半径1r——支承环加载点半径1
图3.2 膜片弹簧的尺寸简图
表3.8膜片弹簧弹性特性所用到的系数
R
r R r H h 113
116
96
118
6
94
代入（3.10）得
??23????15.?9273?148.372225?fF?.5611111（3.11）
对（3.11）式求一次导数，可解出λ=F的凹凸点，求二次导数可得拐点。

??7.04F?6748.98N
11??2.96F?11796.93N mm凸点：时，11
凹点：mm时，11．
?N
mm拐点：时，9273?F?511的、当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。

设分离轴承对膜片弹簧指所加2。

由F，对应此载荷作用点的变形为λ载荷为22r?R11
F0.32?F?F?112r?r f1）（3.12r?r f1?? 1.??312r?R11）（3.133.8:
列出表膜片弹簧工作点的数据表3.9?5 2.96 7.04 1?15.5 9.18 2.182 2F9273 6748.98 11796.93 1F 2967.36
3775.02
2159.67
2该曲线的拐膜片弹簧工作点位置的选择。

从膜片弹簧的弹性特性曲线图分析出，?????2??。

新离合器在接合状态时，H对应着膜片弹簧压平位置，而点N1M1H1膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般???.0.8~??10,
以保证摩擦片在最大磨损限度Δλ范围内压紧力从F到F1A1B H11B变化不大。

当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C ，为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近N 点。

为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦因数的下降，摩擦
片磨损后弹簧工作压紧力应大于或等于新摩擦片时的压紧F A13.7膜片弹簧的应力计算F，见图3.3。

力B1假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕
此断面上的某中性点O转动（图3.4）。

断面在O点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O点以外的点均存在切向应变和切向应力。

现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于中性点O。

令X轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意点的切向应力为：
???y2????Ex?/???t2x?e??1（3.14）
图3.3膜片弹簧工作点位置
式中φ——碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）
α——碟簧部分子有状态时的圆锥底角
e ——碟簧部分子午断面内中性点的半径
e=（R-r）/In(R/r)
（3.15）为了分析断面中断向应力的分布规律，将（3.14）式写成Y与X轴的关系式：
??????22??11???e??????tt??Y???X????
t E2E????????）3.16（．
切向应力在子午断面的分布图3.4
坐X-Y一定时，一定的切向应力α在由上式可知，当膜片弹簧变形位置φt标系里呈线性分布。

????)(?X(??)(Y???)看成，因为当时的值很小，我们可以将0??
t222??X)??)Y?tg(tg(??。

此式表明，对于一定的零应力分布在，由上式可写成22?)?(?时无）可以看出当角的直线上。

从式（3.16中性点O而与X轴承e??X 2?e?)??(?Y点的连线，在点与O论取任何值，都有。

显然，零应力直线为K
2其外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，零应力直线内侧为压应力区，处切向拉应力处切向压应力最大，A应力越高。

由此可知，碟簧部分内缘点B
处应力计算膜片弹簧的应力只需校核B最大，分析表明，B点的切向应力最大，3.17B就可以了，将点的坐标X=（e-r）和Y=h/2 代入（）式有：
??h?re?rdee??2???}???{??????
??
tB2?222r??1?? 3.17）（Bd?h t可以求出切向压应力达极大值的转角令????0?
P r?e2?d94?118R?r由于：mm
e.55???105)118/94)ln(Rrln(2??38.?0-2047.39?所以：N/mm，PtB B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力F作用下还受有弯曲应力：2??F?6rr2f??rB2hbn??r
）（3.18 n=18分离指数目n——式中单个分离指的根部宽——b
r??r232??20mm 1711.b???r18182?N/mm 因此：80.?689rB垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论，是与切向压应力σ由于σtBrB B点的当量应力为：2??? N/mm591357.80?2047.39?????689.tBBjrB2??
N/mm1700]?[?BjBj膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能得到具有较高抗疲劳能力的回一般要经过以下工艺：先对其进行调质处理，力，，使其高应）12～14h火索氏体，对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持提对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，力区产生塑性变形以产生残余
反向应力，高弹簧疲劳寿命，对分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。

故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以用设数据合适。

扭转减振器设计3.8
294?.5TT?1 N·m 减震器极转矩maxje mN·摩擦转矩
98.17T?49T?0.maxeu m N·预紧转矩1T?44.T?0.15
maxen?12~?3 °极限转角
减振弹簧的设计j2238?k?13T 扭转角刚度m/rad ·N?j 3.5。

详细见图
3.9
．减振弹簧的安装位置12).~.(?R060075d，0．
R0，则。

mm结合，得取49mmRR2?50d?65330.?
002d．全部减振弹簧总的工作负荷2P Z N6000TR??P1jZ 3．单个减振弹簧的工作负荷P N1000PZ??P Z式中Z为减振弹簧的个数，按表3.9选择：
取Z=6
减振弹簧个数的选取3.10表摩擦片的外径D/mm 225～250 250～325 325～350 〉350 〉10
8～10
8
Z
4～6
6～
扭转减振器图3.5
4．减振弹簧尺寸）选择材料，计算许用应力（1设弹簧丝弹簧钢丝，机械工业出版社根据《机械原理与设计》()采用65Mn?????810?5.?1620?0MPa,直径
mm,。

MPa4?d bb
（2）选择旋绕比，计算曲度系数根据下表选择旋绕比表3.11旋绕比的荐用范围42~161822.2.5~67~450.2~0.40.~11.1~d/mm
6~84447~14~95~105~12~C
，曲度系数确定旋绕比40.?14)?0.615C?K?(4C?1)(4C4C?（3）强度计算CKF82接近，合格。

mm，与原来的d4??d??j??mm
mm；外径中径20d?D?DD?Cd?16?22?l??mm
，则°°（4）极限转角取12~??2arcsin3269.??3382?3.jlj R20（5）刚度计算mm 弹簧刚度95)?.?152F(k?F?l12为最小工作力，其中，F5?FF0.122，则弹簧的工作圈数弹簧的切变模量MPa80000?G d?GGd l086.??4?n
33k8C8FC16n?取，总圈数为4?n1 6（）弹簧的最小高度?dn16l?mm
min（7）减振弹簧的总变形量
'mm
538.?6?k?P l（8）减振弹簧的自由高度
'mm
538.?22??ll?l0min（9）减振弹簧预紧变形量
T?mm
538.?l0?1kZR0．
（10）减振弹簧的安装高度
mm
22?l?ll?10（11）定位铆钉的安装位置
?°，mm，mm取mm，则，52R?30??3.52151.k?7473?3.859642lj，合格。

12.?n43.10 操纵机构
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套机构。

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。

[3]：离合器操纵机构应满足的要求是
～～200N150；1）踏板力要小，轿车一般在80150N范围内，货车不大于（（2）踏板行程对轿车一般在mm范围内，对货车最大不超过180mm；15080~（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）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，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。

a?120a?50d?135d?67mmmmmm，，，mm1212．
mm，mm，mm，mm95?21.450bbc?50??c21213.10.1 离合器踏板行程计算
踏板行程由自由行程和工作行程组成：SS S212??abdc??2222
S?Z?SS?S?S???f1202cdab??1111（3.19）
式中，为分离轴承的自由行程，一般为mm，取mm；0.5~3.151.S?S f0f0反映到踏板上的自由行程一般为mm；、分别为主缸和工作缸的ddS3020~211直径；Z为摩擦片面数；为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：S?、、、、为杠杆尺寸。

mmmm，取；、cbcaba2?1~851.30.?S??S0.112122得：mm，mm，合格。

77.S?27131?S1
11dc2cS0f S2d2bb1
图3.6 液压操纵机构示意图踏板力的计算3.10.2踏板力为'F F?F? sf?i?（3.20）
'i F为操纵机构总传式中，为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；?．
2dbca?2222?：械式%，机效率，液压式；动比，：为机械?i90?80~?2dbca1111?的拉力所需的踏板力，在初步设计时，、2；为克服回位弹簧1%F80?70~s'?可忽略之。

%；则N，，26?43.i346730F?.80??N
19?100.F f合格。

分离离合器所作的功为5.0'SZF?W?F?)(1L?，则为离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力，N式中，32F?10835.F11J
45.?W21L合格。

3.11从动轴的计算 1．选材。

40Cr调质钢可用于载荷较大而无很大冲击的重要轴，初选40Cr调质2．确定轴的直径nAPd?3式中，A 为由材料与受载情况决定的系数，见表3.11:
???及A值表3.12轴常用几种材料的
45
40Cr,35SiMn 35 Q275，轴的材料 Q235-A，20
38SiMnMo,3Cr13
）（1Cr18Ni9Ti??15～25 20～35 ～2545 35～56 ?MP/a135112～97
～126
103
126～149～112
A
取A?100，n 为轴的转速，n?4500r/min，则
d?25.54mm，取d?36mm。

3.12 从动盘毂
从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部花键的尺寸可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，转矩。

．
根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩由表3.12选取：T maxe一般取1.0～1.4倍的花键轴直径。

从动盘毂一般采用碳钢，并经调质处理，～32HRC。

为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用26表面和心部硬度一般镀铬工艺；对减振弹
簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。

取，10n?''?MPa。

mm，mmmm，，mm，2?10.28d?35?D35l?t?4c R??验证：挤压应力的计算公式为：c nlt式中，P 为花键的齿侧面压力，它由下式确定：
4T emax?P''(D?d)Z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，
''分别为花键的内外径；，Dd Z为从动盘毂的数目；取Z=1
'' h为花键齿工作高度；2d/?(D)?h?MPaMPa，合格。

得N，16?10.2.?44P?12.10c
表3.13花健的的选取
花健尺寸
挤压应有效齿摩擦片力内径齿厚齿数外径长的外径T/N.m
maxe?t'l'/MPa
D/mm
d n
D /mm
/mm
/mm
c/mm
160 49 23 10 18 20 3 8 ．920 3 10 21 180 26 69 6 11．25 10 29 108 23 4 200 1 ．1130 4 147 10 225 32 26 3 11．35 35 196 28 250 4 10 2 ．1040 275 10 35 280 32 4 5 ．1240 304 5 300 10 40 32 5 ．1045 40 5 32 10 373 325 4 11．50
10
5
40
32
471
350
．13．
3.13 分离轴承的寿命计算
分离轴承的参数
表3.14分离轴承参数表
型号 Cr ε n f p4500r/min
7014C
48.2KN
3
1.2
则由下式：
6C10)(L?h60nP F?fP rp得：
h
49113?L h
3.14 本章小结
本章讲述了离合器的计算，包括摩擦片主要参数的选择与优化、膜片弹簧主要参数的选择与优化、通过膜片弹簧载荷与变形的关系计算离合器的压紧力与膜片弹簧的应力、扭转减振器与减振弹簧的计算、操纵机构与输出轴的计算、选取货车的数据。

CA1040本章所用原始数据为最后计算分离轴承的寿命。

从动盘毂，。