歐蘭德05款離合器設計(推式膜片彈簧離合器設計).doc

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1、武漢理工大學華夏學院車輛工程專業(yè)課程設計說明書 學號 10110208308 課 程 設 計（論文） 歐蘭德05款離合器設計 教 學 系：汽車工程系 指導教師： 專業(yè)班級：車輛1083班 學生姓名： 2011年12月16日 目 錄 摘 要 ………………………………………………………………………… 4 1 緒論 …………………………………………………………………………4 1.1 離合器概論 ………

2、……………………………………………………… 5 1.2 離合器的功用 ……………………………………………………………5 1.3 離合器的工作原理 ………………………………………………………6 1.4 膜片彈簧離合器的概論 …………………………………………………7 2 離合器結構方案選取 ………………………………………………………8 2.1 離合器車型的選定 ………………………………………………………8 2.2 離合器設計的基本要求 …………………………………………………9 2.3 離合器結構設計 …………………………………………………………9 2.3.1 摩擦片的

3、選擇 …………………………………………………………9 2.3.2 壓緊彈簧布置形式的選擇 ……………………………………………9 2.3.3 壓盤的驅動方式 ………………………………………………………10 2.3.4 分離杠桿、分離軸承 …………………………………………………10 2.3.5 離合器的散熱通風 ……………………………………………………11 3 離合器基本結構參數的確定 ………………………………………………11 3.1 摩擦片主要參數的選擇 …………………………………………………11 3.1.1摩擦片的校核 …………………………………………………

4、……12 3.2 離合器后備系數β的確定 ………………………………………………13 3.3 單位壓力P的確定 ………………………………………………………13 4 離合器從動盤設計 …………………………………………………………13 4.1 從動盤結構介紹 …………………………………………………………13 4.2 從動盤設計 ………………………………………………………………14 4.2.1 從動片的選擇和設計 …………………………………………………15 4.2.2 從動盤轂的設計 ………………………………………………………15 4.2.3 摩擦片的材料選取及與從動片的

5、固緊方式 …………………………16 5 離合器壓盤設計 ……………………………………………………………17 5.1 壓盤的傳力方式選擇 ……………………………………………………17 5.2 壓盤的幾何尺寸的確定 …………………………………………………17 5.3 壓盤傳動片的材料選擇 …………………………………………………18 5.4 離合器蓋的設計 …………………………………………………………18 6 離合器分離裝置設計 ………………………………………………………18 6.1 分離桿的設計 ……………………………………………………………18 6.2 離合器分離

6、套筒和分離軸承的設計 ……………………………………19 7 離合器膜片彈簧設計 ………………………………………………………19 7.1 膜片彈簧的結構特點 ……………………………………………………19 7.2 膜片彈簧的彈性變形特性 ………………………………………………19 7.3 膜片彈簧的參數尺寸確定 ………………………………………………21 7.3.1 H/h比值的選取 ………………………………………………………21 7.3.2 R及R/r確定 …………………………………………………………21 7.3.3 膜片彈簧起始圓錐底角 …………………………………

7、…………22 7.3.4 膜片彈簧小端半徑r及分離軸承的作用半徑r …………………22 7.3.5 分離指數目n、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r ………………23 7.3.6壓盤加載點半徑R1和支撐環(huán)加載點半徑r1的確定 ………………24 7.3.7膜片彈簧的強度計算 …………………………………………………24 8 扭轉減震器設計 ……………………………………………………………26 9 離合器殼設計 ………………………………………………………………26 結 論 …………………………………………………………………………27 參考文獻 ……………………………………

8、…………………………………28 致 謝 …………………………………………………………………………29 摘 要 離合器是汽車傳動系中的重要部件，主要功用是是切斷和實現發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車平穩(wěn)起步，保證傳動系統(tǒng)換擋時工作平順以及限制傳動系統(tǒng)所承受的最大轉矩，防止傳動系統(tǒng)過載。膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型汽車上廣泛采用的一種離合器，它的轉矩容量大而且較穩(wěn)定，操作輕便，平衡性好，也能大量生產，對于它的研究已經變得越來越重要。此設計說明書詳細的說明了輕型汽車膜片彈簧離合器的結構形式，參數選擇以及計算過程。 本文基于索納塔2.0標準型的

9、設計要求和設計參數，確定了以推式膜片彈簧離合器作為設計目標。根據推式膜片彈簧離合器工作原理和使用要求，采用系統(tǒng)化設計方法，把離合器分為主動部分、從動部分、操縱機構。通過對各個部分設計方案的原理闡釋和優(yōu)缺點的比較，確定了相關部分的基本結構及其零部件的制造材料。根據車輛使用條件和車輛參數，按照離合器系統(tǒng)的設計步驟和要求，主要進行了以下工作：選擇相關設計參數主要為：摩擦片外徑D的確定，離合器后備系數β的確定，單位壓力P的確定。并進行了總成設計主要為：分離裝置的設計，以及從動盤設計（從動盤轂的設計）和膜片彈簧設計等。 關鍵字：離合器；膜片彈簧；從動盤；壓盤；摩擦片

10、 1 緒論 1.1離合器概述 按動力傳遞順序來說，離合器應是傳動系中的第一個總成。顧名思義，離合器是“離”與“合”矛盾的統(tǒng)一體。離合器的工作，就是受駕駛員操縱，或者分離，或者接合，以完成其本身的任務。離合器是設置在發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞機構，其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞，保證汽車平穩(wěn)地起步；保證傳動系換檔時工作平穩(wěn)；限制傳動系所能承受的最大扭矩，防止傳動系過載。為使離合器起到以上幾個作用，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器，摩擦離合器所能傳遞的最大扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面狀況等。即主要取決于離合器基本參數和主要尺寸。膜片彈簧

11、離合器在技術上比較先進，經濟性合理，同時其性能良好，使用可靠性高壽命長，結構簡單、緊湊，操作輕便，在保證可靠地傳遞發(fā)動機最大扭矩的前提下，有以下優(yōu)點[2]： （1）結合時平順、柔和，使汽車起步時不震動、沖擊； （2）離合器分離徹底； （3）從動部分慣量小，以減輕換檔時齒輪副的沖擊； （4）散熱性能好； （5）高速回轉時只有可靠強度； （6）避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、沖擊和減小噪聲能力； （7）操縱輕便； （8）工作性能（最大摩擦力矩和后備系數保持穩(wěn)定）； （9）使用壽命長。 1.2離合器的功用 離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩(wěn)起步。如前所述，現代車

12、用活塞式發(fā)動機不能帶負荷啟動，它必須先在空負荷下啟動，然后再逐漸加載。發(fā)動機啟動后，得以穩(wěn)定運轉的最低轉速約為300～500r/min，而汽車則只能由靜止開始起步，一個運轉著的發(fā)動機，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性接合的。因為如果是突然的剛性連接，就必然造成不是汽車猛烈攢動，就是發(fā)動機熄火。所以離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發(fā)動機加給傳動系的扭矩逐漸變大，至足以克服行駛阻力時，汽車便由靜止開始緩慢地平穩(wěn)起步了。 雖然利用變速器的空檔，也可以實現發(fā)動機與傳動系的分離。但變速器在空檔位置時，變速器內的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的，要轉動發(fā)動機，就必須和變速器內的主動齒輪一

13、起拖轉，而變速器內的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中，拖轉它的阻力是很大的。尤其在寒冷季節(jié)，如沒有離合器來分離發(fā)動機和傳動系，發(fā)動機起動是很困難的。所以離合器的第二個功用，就是暫時分開發(fā)動機和傳動系的聯系，以便于發(fā)動機起動。 汽車行駛中變速器要經常變換檔位，即變速器內的齒輪副要經常脫開嚙合和進入嚙合。如在脫檔時，由于原來嚙合的齒面壓力的存在，可能使脫檔困難，但如用離合器暫時分離傳動系，即能便利脫檔。同時在掛檔時，依靠駕駛員掌握，使待嚙合的齒輪副圓周速度達到同步是較為困難的，待嚙合齒輪副圓周速度的差異將會造成掛檔沖擊甚至掛不上檔，此時又需要離合器暫時分開傳動系，以便使與離合器主動齒輪聯結的質量減小，

14、這樣即可以減少掛擋沖擊以便利換檔。 離合器所能傳遞的最大扭矩是有一定限制的，在汽車緊急制動時，傳動系受到很大的慣性負荷，此時由于離合器自動打滑，可避免傳動系零件超載損壞，起保護作用。 1.3離合器的工作原理 如圖1.1所示，摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構和操縱機構四部分組成。 離合器在接合狀態(tài)時，發(fā)動機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪2和壓盤借摩擦作用傳給從動盤3，在通過從動軸傳給變速器。當駕駛員踩下踏板時，通過拉桿，分離叉、分離套筒和分離軸承8，將分離杠桿的內端推向右方，由于分離杠桿的中間是以離合器蓋5上的支柱為支點，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧的力量拉動壓盤向左

15、，這樣，從動盤3兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發(fā)動機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態(tài)。當放開踏板，回位彈簧克服各拉桿接頭和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右，仍將從動盤3壓緊在飛輪上2，這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器。 圖1.1 離合器總成 3-從動盤 6-壓盤 1-離合器蓋螺栓 2-離合器蓋 9-膜片彈簧 13-分離軸承 1.4 膜片彈簧離合器概述 膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型載貨汽車上廣泛采用的一種離合器。因其作為壓簧，可以同時兼起分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，質量減少，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。其

16、次，由于膜片彈簧與壓盤以整個圓周接觸，使壓力分布均勻。另外由于膜片彈簧具有非線性彈性特性，故能在從動盤摩擦片磨損后，彈簧仍能可靠的傳遞發(fā)動機的轉矩，而不致產生滑離。離合器分離時，使離合器踏板操縱輕便，減輕駕駛員的勞動強度。此外，因膜片是一種對稱零件，平衡性好，在高速下，其壓緊力降低很少，而周布置彈離合器在高速時，因受離心力作用會產生橫向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低了對壓盤的壓緊力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降。那么可以看出，對于輕型車膜片彈簧離合器的設計研究對于改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意義。 作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼沖壓成的，具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜

17、片，且自其小端在錐面上開有許多徑向切槽，以形成彈性杠桿，而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側有支承圈，而后者借助于固定在離合器蓋上的一些（為徑向切槽數目的一半）鉚釘來安裝定位。當離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支承圈則壓膜片彈簧使其產生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧幾乎變平。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產生壓緊力使離合器處于結合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧壓前支承圈并以其作為支點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤后移使離合器分離。膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此設計摩擦片磨損后，彈

18、簧壓力幾乎不變，且可以減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的，因此其壓緊力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，零件數目減少，質量減小并顯著縮短了軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，摩擦均勻，也易于實現良好的通風散熱等。 由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優(yōu)點，并且制造膜片彈簧離合器的工藝水平在不斷提高，因此這種離合器在轎車及微型、輕型客車上得到廣泛運用，而且正大力擴展到載貨汽車和重型汽車上，國外已經設計出了傳遞轉矩為

19、80~~2000N.m、最大摩擦片外徑達420的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎車、客車、輕型和中型貨車上。甚至某些總質量達28~32t的重型汽車也有采用膜片彈簧離合器的，但膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧要高。膜片彈簧離合器的操縱采用壓式機構，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內端的分離指處是承受壓力。 2離合器結構方案選取 2.1 離合器車型的選定 本設計針對的車型是索納塔2.0標準型微型轎車。 其基本參數如下： 車 型：歐蘭德05款 最大扭矩：201/2500 （N.m） 2.2 離合器設計的基本要求 為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足以下要求： 1)

20、 在任何行駛條件下，都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備，又能防止傳動系過載。 2) 接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 3) 分離要迅速、徹底。 4) 從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 5) 具有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 6) 應能避免和衰減傳動系的扭轉振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。 7) 操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 8) 作用在從動盤上的總壓力和摩擦離合器和摩擦材料的摩擦因數在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保

21、證有穩(wěn)定的工作性能。 9) 具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。 10) 結構應簡單、緊湊，質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便。 2.3 離合器結構設計 2.3.1 摩擦片的選擇 單片離合器因為結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底接合平順，所以被廣泛使用于轎車和中、小型貨車，因此該設計選擇單片離合器。 2.3.2 壓緊彈簧布置形式的選擇 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。其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其他幾類相比

22、又有以下幾個優(yōu)點[9]： （1）由于膜片彈簧有理想的非線性特征,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內能保證大致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。當離合器分離時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力； （2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量??； （3）高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降； （4）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； （5）易于實現良好的通風散熱，使用壽命長； （6）平衡性好； （7）有利于大批量生產，降低制造成本

23、。 但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，我選用膜片彈簧式離合器。 2.3.3 壓盤的驅動方式 在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤的方法有三種[9]： （1）凸臺—窗孔式：它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內，通過二者的配合，將扭矩從離合器蓋傳到壓盤上，此方式結構簡單，應用較多；缺點：壓盤上凸臺在傳動過程中存在滑動摩擦，因而接觸部分容易產生分離不徹底。

24、 （2）徑向傳動驅動式：這種方式使用彈簧剛制的徑向片將離合器蓋和壓盤連接在一起，此傳動的方式較上一種在結構上稍顯復雜一些，但它沒有相對滑動部分，因而不存在磨損，同時踏板力也需要的小一些，操縱方便；另外，工作時壓盤和離合器蓋徑向相對位置不發(fā)生變化，因此離合器蓋等旋轉物件不會失去平衡而產生異常振動和噪聲。 （3） 徑向傳動片驅動方式：它用彈簧鋼制的傳動片將壓盤與離合器蓋連接在一起，除傳動片的布置方向是沿壓盤的弦向布置外，其他的結構特征都與徑向傳動驅動方式相同。經比較，我選擇徑向傳動驅動方式。 2.3.4 分離杠桿、分離軸承 分離杠桿的作用由膜片彈簧承擔，其作用是通過分離軸承克服離合器彈簧的推

25、力并推動壓盤移動，從而使壓盤與從動盤和從動盤與飛輪相互分離，截斷動力的傳遞，分離杠桿要具有足夠的強度和剛度，以承受反復作用在其上面的彎曲應力，分離軸承的作用是通過分離叉的作用使分離軸承沿變速器前端蓋導向套作軸向移動，推動旋轉中的膜片彈簧中部分離前端，使離合器起到分離作用。分離本次設計選用的是油封軸承，它可以將潤滑脂密封在軸承殼內，使用中不需要增加潤滑，相比供油式軸承則需增加。 2.3.5 離合器的散熱通風 試驗表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面超過°C時摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的瞬時溫度一般在°C以下。在特別頻繁的使

26、用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能達到。過高的溫度能使壓盤受壓變形產生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫度不致過高，除要求壓盤有足夠大的質量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通風好。改善離合器散熱通風結構的措施有：在壓盤上設散熱筋，或鼓風筋；在離合器中間壓盤內鑄通風槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風；在離合器外殼內裝導流罩。膜片彈簧式離合器本身構造能良好實現通風散熱效果，故不需作另外設置. 3 離合器基本結構參數的確定 3.1摩擦片主要參數的選擇 摩擦片外徑是離合器的主要參數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。 當離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉矩已知，

27、適當選取后備系數β和單位壓力P0，可估算出摩擦片外徑。 摩擦片外徑D（mm）也可以根據發(fā)動機最大轉矩（N.m）按如下經驗公式選用 （3.1） 式中，為直徑系數，取值范圍見表3-1。 由選車型得= 201N·m，=14.6， 則將各參數值代入式后計算得 D=200.01mm 表3-1 直徑系數的取值范圍 車 型 直徑系數 乘用車 14.6 最大總質量為1.8～14.0t的商用車 16.0～18.5(單片離合器) 13.5～15.0(雙片離合器) 最大總質量大于14.0t的商用車 22.5～24.0 根據離合器摩擦片的標準化，系列

28、化原則，根據下表3-2；結合后面的表4-1 表3-2 離合器摩擦片尺寸系列和參數（即GB1457—74） 外徑D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 內徑d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 厚度h/ 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 =d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 1－ 0.676 0.667 0.6

29、57 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 單位面積F/ 106 132 160 221 302 402 466 546 678 應取：摩擦片相關標準尺寸： 外徑D=280mm 內徑d=165mm 厚度h=3.5mm 內徑與外徑比值C′=0.583 1－=0.796 3.1.1摩擦片的校核 1.摩擦片外徑D（mm)的選取應使最大圓周速度不能超過65～70m/s,即 -365～70m/s -3=65.97m/s 滿足要求 2. 為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力

30、，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許有值，即 按下表選取 表2-5 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值 離合器規(guī)格D/mm 210 >210～250 >250～325 >325 /10-2 0.28 0.30 0.35 0.40 滿足要求 3.2離合器后備系數β的確定 后備系數β是離合器的重要參數，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇β時，應從以下幾個方面考慮：a. 摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩；b. 防止離合器本身滑磨程度過大；c. 要求能夠

31、防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車β=1.2～1.75。 本設計的是1.9噸SUV轎車離合器，參看有關統(tǒng)計質料“離合器后備系數的取值范圍”（見下表3-3），并根據最大總質量不超過6噸的載貨汽車=1.20—1.75，結合設計實際情況，故選擇β=1.5。 則有β可有表3.1查得 β＝1.5。 表3-3　離合器后備系數的取值范圍 車 型 后備系數β 乘用車及最大總質量小于6t的商用車 1.20～1.75 最大總質量為6～14t的商用車 1.50～2.25 掛車 1.80～4.00 3.3單位壓力P的確定 摩擦面上的單位壓力P的值和離合器本身的工作條件,摩擦片的直

32、徑大小,后備系數,摩擦片材料及質量等有關. 離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣(如城市用的公共汽車和礦用載重車),單位壓力P較小為好。當摩擦片的外徑較大時也要適當降低摩擦片摩擦面上的單位壓力P。因為在其它條件不變的情況下，由于摩擦片外徑的增加，摩擦片外緣的線速度大，滑磨時發(fā)熱厲害，再加上因整個零件較大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻，為了避免這些不利因素，單位壓力P應隨摩擦片外徑的增加而降低。 前面已經初步確定了摩擦片的基本尺寸； 外徑D=280㎜ 內徑d=165㎜ 厚度h=3.5㎜ 內徑與外徑比值C′=0.583 1－=0.796 由公式D 

33、9;πfZP（1-c ³）=12β得 P=0.324mpa 4 離合器從動盤設計 4.1從動盤結構介紹 在現代汽車上一般都采用帶有扭轉減振的從動盤,用以避免汽車傳動系統(tǒng)的共振,緩和沖擊,減少噪聲,提高傳動系統(tǒng)零件的壽命,改善汽車行使的舒適性,并使汽車平穩(wěn)起步。從動盤主要由從動片，從動盤轂，，摩擦片等組成，由下圖4.1可以看出，摩擦片1，13分別用鉚釘14，15鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片5用限位銷7和減振12鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在一起了。在從動片5和減振盤12上圓周切線方向開有6個均布的長方形窗孔，在在從動片 和減振盤之間的從

34、動盤轂8法蘭上也開有同樣數目的從動片窗孔，在這些窗孔中裝有減振彈簧11，以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片6，9。當系統(tǒng)發(fā)生扭轉振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉動，系統(tǒng)的扭轉能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。 圖4.1 帶扭轉減振器的從動盤 1，13—摩擦片；2，14，15—鉚釘；3—波形彈簧片；4—平衡塊；5—從動片；6，9—減振摩擦；7—限位銷；8—從動盤轂；10—調整墊片；11—減振彈簧；12—減振盤 4.2 從動盤設計 從動盤總成由摩擦片，

35、從動片，減震器和從動盤穀等組成。它雖然對離合器工作性能影響很大的構件，但是其工作壽命薄弱，因此在結構和材料上的選擇是設計的重點。從動盤總成應滿足如下設計要求： （1）為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小 （2）為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等從動盤應具有軸向彈性 （3）為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減振器 （4）要有足夠的抗爆裂強度 4.2.1 從動片的選擇和設計 設計從動片時要盡量減輕質量，并使質量的分布盡可能靠近旋轉中心，以獲得小的轉動慣量。這是因為汽車在行駛中進行換檔時，首先要分離離合器，從動盤

36、的轉速必然要在離合器換檔的過程中發(fā)生變化，或是增速（由高檔換為低檔）或是降速（由低檔換為高檔）。離合器的從動盤轉速的變化將引起慣性力，而使變速器換檔齒輪之間產生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與沖動盤的轉動慣量成正比，因此為了見效轉動慣量，從動片都做的比較薄，通常是用1.3~2.0㎜厚的薄鋼板沖壓而成,為了進一步減小從動片的轉動慣量,有時將從動片外緣的盤形部分磨至0.65～1.0㎜,使其質量更加靠近旋轉中心。 為了使離合器結合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都作成具有軸向彈性的結構，這樣，在離合器的結合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的，從而保證離合器

37、所傳遞的力矩是緩和增長的。此外，彈性從動片還使壓力的分布比較均勻，改善表面的接觸，有利于摩擦片的磨損。 具有軸向彈性的的傳動片有以下三種形式：整體式的彈性從動片，分開式的彈性從動片、及組合式彈性從動片。， 在本設計中，因為設計的是索納塔2.0標準型轎車的離合器，故采可以用整體式彈性從動片，離合器從動片采用2㎜厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑決定，在這里取280㎜，內徑由從動盤轂的尺寸決定，這將在以后的設計中取得。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷，還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口。 4.2.2 從動盤轂的設計 從動盤轂是離合器中承受載荷最大

38、的零件，它幾乎承受發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩Temax按國標GB1144－74選取。 從動盤的軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0-1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼（如35、45、40Cr等），并經調質處理。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝：對減振彈簧窗口及從動片配合，應進行高頻處理。 花鍵選取后應進行動連接強度校核： （4.1） 式中，N為從動盤轂的數目；其余參數見表（4-1）。

39、 表4-1 離合器從動盤轂花鍵尺寸系列 摩擦片 外徑 D/mm 發(fā)動機的 最大轉矩 Temax/N·m 花鍵尺寸 擠壓應力 σc/Mpa 齒數 N 外徑 D′/mm 內徑 d′/mm 齒厚 b/mm 有效齒長 l/mm 160 49 10 23 18 3 20 9.8 180 69 10 26 21 3 20 11.6 200 108 10 29 23 4 25 11.1 225 147 10 32 26 4 30 11.3 250 196 10 35 28 4 35

40、 10.2 280 275 10 35 28 4 40 12.5 300 304 10 40 32 5 40 10.5 325 373 10 40 32 5 45 11.4 350 471 10 40 32 5 50 13.0 根據摩擦片的外徑D=280mm與發(fā)動機的最大轉矩Temax=201 N·m，由表4-1查得N=10，D′=35mm，d′=32mm，b=4mm，l=40mm，=12.5Mpa，則由公式校核得： =10.10MPa<[σj]=12.5MPa。 所以，所選花鍵尺寸能滿足使用要求

41、。 4.2.3摩檫片的材料選取及與從動片的固緊方式 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據汽車的的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求： （1）應具有較穩(wěn)定的摩擦系數，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數的影響小。 （2）要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。 （3）要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好 （4）熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦 （5）磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面 （6）油水對摩擦性能的影響應最小 （7）結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現象 由以上的要求

42、,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數大約在0.3左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定，溫度，滑磨速度及單位壓力的增加都將摩擦系數的下降和磨損的加劇。 所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數（可達0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。 在該設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接，采用這種方法后，當在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強度，同時，當釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，

43、磨損后的生成物附在工作表面上對摩擦系數的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等優(yōu)點。 5 離合器壓盤設計 5.1壓盤的傳力方式的選擇 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合器的分離過程中能自由的沿軸向移動。如前面所述采用采用傳動片式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。 5.2壓盤的幾何尺寸的確定 由于摩擦片的的尺寸在前面已經確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。 壓盤外徑D=28

44、0㎜ 壓盤內徑d=165㎜ 壓盤的厚度確定主要依據以下兩點： （1）壓盤應有足夠的質量 在離合器的結合過程中，由于滑磨功的存在，每結合一次都要產生大量的熱，而每次結合的時間又短（大約在3秒鐘左右），因此熱量根本來不及全部傳到空氣中去，這樣必然導致摩擦副的溫升。在頻繁使用和困難條件下工作的離合器，這種溫升更為嚴重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的損壞。 由于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中產生的熱主要由飛輪和壓盤等零件吸收，為了使每次接合時的溫升不致過高，故要求壓盤有足夠大的質量以吸收熱量。 （2）壓盤應具有較大的剛度

45、 壓盤應具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產生翹曲變形，而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。 鑒于以上兩個原因壓盤一般都做得比較厚（載重汽車上一般不小于15㎜），但一般不小于10㎜ 在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為15㎜ 5.3壓盤傳動片的材料選擇 壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為HB170～227，其摩擦表面的光潔度不低與1.6。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素。在本設計中用材料為3號灰鑄鐵JS—1，工作表面光潔度取為1.6。 5.4離合器蓋的設計

46、 離合器蓋一般都與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩。此外，它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支承殼體。因此，在設計中應注意以下幾個問題： （1）離合器的剛度 離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構的傳動效率，嚴重時還可能造成離合器分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器的換檔困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為4㎜的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。 （2）離合器的通風散熱 為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風窗口，通常在離合器壓緊彈簧座

47、處開有通風窗口。 （3）離合器的對中問題 離合器蓋內裝有分離杠桿、壓盤、壓緊彈簧等重要零件，因此它相對與飛輪必須有良好的對中，否則會破壞離合器的平衡，嚴重影響離合器的工作。 離合器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另有種是用定位銷或定位螺栓對中，由于本設計選用的是傳動片傳動方式，因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內圓止口對中. 6離合器分離裝置設計 6.1分離桿的設計 本設計才用的是膜片彈簧的壓緊機構，分離桿的作用由膜片彈簧中的分離指來完成。其結構尺寸參數在后續(xù)設計中確定。 在設計分離桿時應注意以下幾個問題： （1）分離桿要有足夠的剛度 （2）分離桿的鉸接處應避免

48、運動上的干涉 （3）分離桿內端的高度可以調整 6.2離合器分離套筒和分離軸承的設計 分離軸承在工作中主要承受軸向力，在離合器分離時，由于分離軸承的旋轉，在受離心力的作用下，還承受徑向力。在傳統(tǒng)離合器中采用的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承。而在現代汽車離合器中主要采用了角接觸式的徑向推力球軸承，并由軸承內圈轉動。 本人設計的是推式膜片彈簧離合器，采用的是推式自動調心式分離軸承裝置。 7 離合器膜片彈簧設計 7.1 膜片彈簧的結構特點 由前面可以知道，本設計中的壓緊彈簧是膜片彈簧。而膜片彈簧離合器分推式和拉式，在本設計中采用推式結構。

49、 膜片彈簧在結構形狀上分為兩部分。在膜片彈簧的大端處為一完整的截錐體，它的形狀像一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。碟形彈簧的彈性作用是這樣：沿其軸線方向加載，碟簧受壓變平，卸載后又恢復原形所?？梢哉f膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式。所不同的是，在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片，它的作用是，當離合器分離時作為分離杠桿。故它又稱分離爪。分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽較寬呈長方圓形孔。這樣做，一方面可以減少分離爪根部應力集中，一方面又可用來安置銷釘固定膜片彈簧，分離爪根

50、部的過渡圓角R＞4.5。 7.3 膜片彈簧的彈性變形特性 前面說過膜片彈簧起彈性作用的部分是其碟簧部分，碟簧部分的彈性變形特性和螺旋彈簧是不一樣的，它是一中非線性的彈簧，其特性和碟簧部分的原始內截錐高H及彈簧片厚h的比值H/h有關。不同的H/h值可以得到不同的特性變形特性。一般可以分成下列四中情況： ⑴ ＜ 如下圖7.1中H/h=0.5的曲線,其曲線形狀表現為:載荷P的增加,變形總是不斷增加.這種彈簧的剛度很大,可以承受很大的載荷,適合與作為緩沖裝置中的行程限制器。 ⑵ = 如圖7.1中H/h=1.5≈的曲線,彈性特性曲線在中間有一段很平直,變形的增加,載荷P幾乎不變.這種彈簧叫做

51、零剛度彈簧. ⑶＜＜2 如圖7.1中=2.75者,彈簧的特性曲線中有一段負剛度區(qū)域,即當變形增加時,載荷反而減少具有這種特性的膜片彈簧很適合用于作為離合器的壓緊彈簧,因為可利用其負剛度區(qū),達到分離離合器時載荷下降,操縱省力的目的,當然負剛度過大也不適宜,以免彈簧工作位置略微變動造成彈簧壓緊力過大. ⑷＞ 如下圖7.2,這種彈簧的的特性曲線中具有更大的負剛度不穩(wěn)定工作區(qū),而且有載荷為負值的區(qū)域.這種彈簧適合于汽車液力傳動中的鎖止機構。 圖7.1 三種不同H/h值時的無因次特曲線 圖7.2 各種不同H/h值

52、時的無因次彈性變形特性 7.4 膜片彈簧的參數尺寸確定 在設計膜片彈簧時，一般初步選定其全部尺寸然后進行一系列的驗算，最后優(yōu)選最合適的尺寸。其結構示意圖見圖7.3 圖7.3 膜片彈簧示意簡圖 7.4.1 H/h比值的選取 設計膜片彈簧時，要利用其非線性的彈性變形規(guī)律，因此要正確選擇其特性曲線的形狀，以獲得最佳性能。一般汽車汽車膜片彈簧的H/h值的范圍在1.5～2.5之間。 我設計的膜片彈簧，H=5.0mm；h=2.5mm 所以，==2 7.4.2 R及R/r確定 比值R/r對彈簧的載荷及應力特性都有影響，從材料利用率

53、的角度，比值在1.8～2.0時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧的質量利用率和好。因此設計用來緩和沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。對于汽車離合器的膜片彈簧，設計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據結構布置與分離的需要來決定，一般R/r取值為1.2～1.3.對于R,膜片彈簧大端外徑R應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑。此外，當H，h及R/r等不變時，增加R有利于膜片彈簧 應力的下降。參考下表可7-1 表 7-1 一些車型膜片彈簧的R和R/r的值 車型 外徑（㎜） 內徑（㎜） 半徑2R（㎜） R/r 豐田 225 1

54、60 206 103/81=1.27 北京BJ751 228 150 210 105/8.5=1.25 上海SH771 280 165 252 126/103.5=1.21 初步確定R=126mm；r=103.5mm 所以，R/r==1.25 7.4.3 膜片彈簧起始圓錐底角 汽車膜片彈簧一般起始圓錐底角在10°～14°之間，≈代入數值計算可得：=12.4° 7.4.4 膜片彈簧的優(yōu)化設計 （1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始錐角應在一定范圍內，即 （2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即

55、 （3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即 推式： 拉式： （4）根據彈簧結構布置要求，與，與之差應在一定范圍內選取，即 （5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，，因此杠桿比應在一定范圍內選取，即 推式： 拉式： 由（4）和（5）得mm，mm。 7.4.5 分離指數目n、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r 汽車離合器膜片彈簧的分離指數目

56、n＞12，一般在18左右，采用偶數，便于制造時模具分度切槽寬≈3㎜，≈10㎜，窗孔半徑r一般情況下由 （r－r）≈(0.8～1.4) ,所以取r－r=10 =10㎜ 參考下表7-2 表7-2 一些車型膜片彈簧的分離爪數n、切槽寬、及半徑 車型 n （㎜） （㎜） r－（㎜） 豐田 18 3.2 9 11 北京BJ751 18 3.2 11 13 上海SH771 18 3.2 11 12.5 雪佛蘭 18 3.2 10 10 參考上表7-2 可取得n=18, ≈3㎜，≈10㎜, r=60 7.4.6 壓盤加載點半徑和支

57、承環(huán)加載點半徑的確定 應略大于且盡量接近r，應略小于R且盡量接近R。本設計取mm，mm。膜片彈簧應用優(yōu)質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內常用的碟簧材料的為60SizMnA，當量應力可取為1600～1700N/mm2。 7.4.7膜片彈簧的強度計算 假定膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點O轉動（圖3.4）。斷面在O點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，故該點的切向應力為零，O點以外的點均存在切向應變和切向應力?，F選定坐標于子午斷面，使坐標原點位于中性點O。令X軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點的切向應力為：

58、 （3.14） 圖3.3 膜片彈簧工作點位置 式中 φ——碟簧部分子午斷面的轉角（從自由狀態(tài)算起） α——碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角 e ——碟簧部分子午斷面內中性點的半徑 e=（R-r）/In(R/r) （3.15）為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將（3.14）式寫成Y與X軸的關系式： （3.16） 圖3.4 切向應力在子午斷面的分布 由上式可知，當膜片

59、彈簧變形位置φ一定時，一定的切向應力αt在X-Y坐標系里呈線性分布。 當時，因為的值很小，我們可以將看成，由上式可寫成。此式表明，對于一定的零應力分布在中性點O而與X軸承角的直線上。從式（3.16）可以看出當時無論取任何值，都有。顯然，零應力直線為K點與O點的連線，在零應力直線內側為壓應力區(qū)，外側位拉應力區(qū)，等應力直線離應力直線越遠，其應力越高。由此可知，碟簧部分內緣點B處切向壓應力最大，A處切向拉應力最大，分析表明，B點的切向應力最大，計算膜片彈簧的應力只需校核B處應力就可以了，將B點的坐標X=（e-r）和Y=h/2 代入（3.17）式有：

60、 （3.17） 令可以求出切向壓應力達極大值的轉角 由于： mm 所以： ，N/mm2 B點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力F2作用下還受有彎曲應力： （3.18） 式中 n——分離指數目 n=18 br——單個分離指的根部寬 mm 因此： N/mm2 由于σrB是與切向壓應力σtB垂直的拉應力，所以根據最大剪應力強度理論，B點的當量應力為： N/mm2 N/mm2 膜片彈簧的設計應力一般都稍高于

61、材料的局限，為提高膜片彈簧的承載能力，一般要經過以下工藝：先對其進行調質處理，得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏體，對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持12～14h），使其高應力區(qū)產生塑性變形以產生殘余反向應力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，提高彈簧疲勞壽命，對分離指進行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。 故膜片彈簧和當量應力不超出允許應力范圍，所以用設數據合適。 8 扭轉減震器設計 9 離合器殼設計 在本設計中,由于不知道發(fā)動機曲軸,飛輪等零件的尺寸,因而只有本設計計算出的壓盤以及該離合器的結構特點和以往經驗來確定。該離合器殼采用灰鑄鐵鑄造而成，離合器外殼底蓋的尺寸的確定也是根

62、據壓盤的尺寸來確定的，該零件的工作圖參見設計圖。該離合器蓋外殼底蓋采用厚為1.5㎜的08鋼板材料沖壓而成,再在表面圖防銹漆。 結　　 論 本次課程設計根據給出的設計要求和原始設計參數，以及拉式膜片彈簧離合器及其操縱機構的工作原理和使用要求，通過對其工作原理的闡述、結構方案的比較和選擇、相關零件參數的計算，大致確定了離合器及其操縱機構的基本結構和主要尺寸以及制造相關零部件所用的材料。 結構方面：根據設計要求，考慮到使用條件和其顯著的優(yōu)點，選用帶扭轉減振器的單片拉式膜片彈簧離合器，壓盤驅動方式采用傳動片傳動，分離軸承采用自動調

63、心式分離軸承，操縱機構采用液壓式。 計算方面：確定了離合器的主要參數β、P0、D、d，結果按照基本公式運算得出并通過約束條件，檢驗合格。根據膜片彈簧基本參數之間的約束關系，初步確定了膜片彈簧的尺寸參數，并通過優(yōu)化程序得出了膜片彈簧尺寸的優(yōu)化值，并進一步確定了膜片彈簧的工作點，同時進行了強度校核。 選材方面：摩擦片選用編織石棉基材料，保證其有足夠的強度和耐磨性、熱穩(wěn)定性、磨合性，不會發(fā)生粘著現象。膜片彈簧采用65Si2MnA，其中所含硅成分提高了機件的彈性，所含錳，加強了耐高溫性；傳動片采用80剛，滿足其強度需要；壓盤采用HT200，提高了耐磨性；離合器蓋從用鑄鐵，提高了散熱能力；設計后的離

64、合器溫升校核合格。 綜上所述，本次設計遵從了：（1）分離徹底；（2）接合柔和；（3）操縱輕便，工作特征穩(wěn)定；（4）從動部分轉動慣量小的設計要點，數據全部通過約束條件檢驗，原件所使用的材料基本上符合耐磨，耐壓和耐高溫的要求，而且離合器尺寸合適，適宜安裝，能最高效率傳遞發(fā)動機扭矩，符合計劃書及國家標準。 由于自己的水平有限，本次設計中可能有很多錯誤和遺漏，希望各位老師批評指正。 參 考 文 獻 [1] 徐石安,江發(fā)潮.汽車離合器[M].清華大學出版社.2005. [2] 陳家瑞.汽車構造 [M]. 機械工業(yè)出版社.2005. [3] 王望予.汽車設計[M]. 機

65、械工業(yè)出版社.2006. [4] 劉惟信.汽車設計[M].清華大學出版社.2001. [5]機械設計手冊編委會.機械設計手冊[M].機械工業(yè)出版社.2004. [6]張毅，潘可耕，劉紅波.離合器及機械變速器[M].化學工業(yè)出版社.2005. [7] 劉惟信.機械最優(yōu)化設計（第二版）[M].清華大學出版社，1994. [8] 余仁義,梁濤.汽車離合器操縱機構的設計[J].專用汽車.2003. [9] 禇祥元.汽車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計[J].輕型汽車技術.2005. [10]譚慶昌，趙洪志.機械設計[M].高等教育出版社.2005.

66、 致 謝 本次課程設計，開始自己也不知道該怎么動手，就在網上找了一些離合器設計的相關資料和模板，再開始設計自己車型的離合器。在畫圖室熊喆翔老師詳細的給我們講解了離合器的結構和工作原理，還指出我們圖紙上的一些錯誤，在這里謝謝熊喆翔老師的指導。 在離合器的數據計算時，有些地方不是很清楚，又和同學們一起討論，很多同學細心的給我講解。在這里，一并感謝。 通過這次課程設計，我發(fā)現自己理論知識的缺乏、繪圖軟件使用不熟練等問題。在之后的時間里應該加強基本理論知識和繪圖軟件的學習，并且把理論知識運用到實踐中，使所學的東西能真正運用出來。只要自己認真做，沒有什么不可能完成的任務，這次課程設計也為我們的畢業(yè)設計做了很好的準備。 30