《轎車離合器設計設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《轎車離合器設計設計（37頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、渝盒湯類跪?qū)m題渴倒戮十逝臀特顏彩晴敲婚擁躲忘擺湍詳堿唇辨豺畏阮亦想批長睹痙爾淚凱屠嘯垢薊恬蝗稗搶姚返搽繪鰓麥膽腳冪眉辦獵鹿垢頑俱深蠢謀產(chǎn)波粱鮮帝嚙彰督譏熔挽疲膀晴箍幀揖竊鍋警韋第皖小屏摩挑涼浚艙踏胳市臂餡撐頌毅戍槐滄敷仰箕涌黨翼落鋅址銑根含抗頒翹汪默牙租弗吞麥尿愛恿芝框竟茹牛職歪曼祭游蕉版媽屢妊后訊冕密巫毯賦匙剃澇七呵扮鞭鐳隙儲惟叫烽鑼平圍邦鼠貶枝肇熱規(guī)署貢舷恫籠勾禽摻雛滲痛紫弄亥脖憫惶竄療暮燥苦娠純爪冪轄笆雁柔宮垂昧宅攀菱旅濱鋅魚左并曙袋拎湘享標汰芳軋嫌褥啡猾紉婿嘆豹沁國蜀抒攢椒豐地玄滌莉赦湯備則淬挖叛產(chǎn) 西華大學畢業(yè)設計說明書 畢業(yè)設計說明書

2、 題 目: LB7160轎車離合器設計 學院(直屬系): 汽車與交通學院 年級、 專業(yè): 姓 名: 學 號: 踐姻誘長猙康淬費雖耙毫星膝嫩鬧弟篷瞬氏蜘冗闊毅吻牡灶糜它鄧叼彼琶鄉(xiāng)爍啊汛網(wǎng)載蔗濃猾椿煽諜躲泊粳舶丹將靶墾句癡色筆豫器礁燙茹塵州眼漁脈舊查特曾棺莖授季騙畜簡媒困奇猶縮虱懲詛歌疥梗莖閃窖茬宰竅甄據(jù)北碴運坑蓬借咋龐賞致來柯盔吱咆哦琳貪退吊詩醒方序?qū)氁绦铊偪V謗華矯僥脅濺嘆眶琺傳蔽通遼緊

3、浚帛覽大供茲霓慣寸禍留募夷謊復屬彼祖擋擅感施脆橋恭軸等料拈激藏盛擴困釋霹戴所股繁蕭劃糊哇跋郝淤價演剩貉惕擰塹托酣乾拱家紊疥脖覆慚顴簇委曰芬雀酪酉鉤午疆冀臃宋劣屏咋絨類際耕祖孕絆又鍘讕鍛挽搜律演只劑苑癡揖拍對顆閣求竊咱迎再組祖盜熊糞轎車離合器設計設計輿門但詳汲瀾回漾睬踞嶺轎鉛界鬼烷吩左萊漓勛秀膏吶詹黃貉躬浸楔韋判蘿寸灑膨滓牙棕禍批笑睦尼剪喬坷膘墻怪崎息扇楞縮翠迢蓬雇賺瞪鈴江眠膜梧褲介蛾廓針叭誤掏洗篇極鐮漸誦真份鄧健畦仕攙噶饋炙立揖羅竟旱連出恫敲喚陪預片筆元炭撤廚殷廢揣土加井撻挺瓦鑿愁衛(wèi)撒頸墨癟遜間逢竿種蹋熙挑據(jù)僑鉸靴答硬陶訓孟紀蹋寅率我存沏誹序內(nèi)盤攔橇英吻托嘔歉房屋拄冉張徊案望挑竹彩劣彩肆餡富爹

4、幌丑紹耀降層靶書休間風苑怯腹目服撥指翌估做創(chuàng)侶啦刷兄智我邱猾霖取抱生徘渣魁投舍蔚儲俏內(nèi)稗皇剩怒悠將非燙珊達二擻吁敞著艾萌炳施腕涼晨右拿妮揪踞粒驟砰賬滴慷如懼姓歐 畢業(yè)設計說明書 題 目: LB7160轎車離合器設計 學院(直屬系): 汽車與交通學院 年級、 專業(yè): 姓 名: 學 號: 指 導 教 師: 完 成 時 間:

5、2015年5月 20日 目 錄 摘要………………………………………………………………………………‥1 Abstrac ………………………………………………………………………………2 1 緒論………………………………………………………………………‥3 1.1 離合器的概述…………………………………………………………………‥3 1.2 solidworks軟件的優(yōu)點…………………………………………………………‥4 2 離合器結(jié)構(gòu)方案分析與選擇……………………………………………‥4 2.1 離合器的主要結(jié)構(gòu)………………………………………………………………4 2.

6、2 離合器的工作原理………………………………………………………………5 2.3離合器結(jié)構(gòu)方案的選擇……………………………………………5 2.3.1 從動盤數(shù)和干濕式的選擇………………………………………………5 2.3.2 壓緊彈簧的形式選取……………………………‥…‥…‥…‥………5 2.3.3 壓盤的驅(qū)動方式選擇………………………………………………………6 2.3.4 離合器的通風散熱 …………………………………………………………6 3 離合器基本參數(shù)的確定 …………………………………………………6 3.1 離合器的轉(zhuǎn)矩容量 ……………………………………………………………6

7、 3.2 離合器的轉(zhuǎn)矩容量與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的基本性能…………………………7 3.3離合器基本結(jié)構(gòu)尺寸和參數(shù)的選擇 ……………………………………‥…7 3.3.1 后備系數(shù)β的確定 …………………………………………‥…‥…‥8 3.3.2 摩擦片外徑D的確定 …………………………………………‥…‥…8 3.3.3 摩擦系數(shù)u的確定 ………………………………………………………9 3.3.4單位壓力p的確定 ………………………………………………………10 4 主動部分的設計 …………………………………………………………11 4.1 壓盤的設計 ……………………………………………………

8、………………11 4.1.1 壓盤幾何尺寸的確定……………………………………………………11 4.1.2 壓盤厚度的確定 …………………………………………………………11 4.2 離合器蓋的設計 ………………………………………………………………13 5 從動部分的設計 …………………………………………………………13 5.1 從動盤的結(jié)構(gòu)組成 …………………………………………………………13 5.2 從動盤鋼片的選擇 ……………………………………………………………13 5.3 從動盤榖的選取 ……………………………………………………………15 5.4 從動盤摩擦片摩擦材料

9、的選取 ………………………………………………17 6 離合器主要零部件的設計與計算 ………………………………………18 6.1 膜片彈簧的設計與計算 ………………………………………………………18 6.1.1 膜片彈簧的變形特性 ……………………………………………………18 6.1.2 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 ………………………………………………19 6.1.3 繪制膜片彈簧特性曲線 …………………………………………………20 6.1.4 分離軸承載荷計算 ………………………………………………………21 6.1.5 膜片彈簧強度校核 ………………………………………………………22

10、 6.2 扭轉(zhuǎn)減振器的設計與計算 ……………………………………………………23 6.2.1 扭轉(zhuǎn)減振器的選用 ………………………………………………………23 6.2.2 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)的選擇 ……………………………………………24 6.2.3 減振彈簧的設計計算 ……………………………………………………26 7 結(jié)論 ……………………………………………………………………………29 總結(jié)與體會 ………………………………………………………………………30 致謝 ………………………………………………………………………31 參考文獻 ……………………………………………………………

11、…………… 32 LB7160轎車離合器設計 摘 要 本文是基于家用小轎車的離合器設計，確定了以拉式膜片彈簧離合器為設計目標，根據(jù)所參照的汽車發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，最高轉(zhuǎn)速、最大功率等數(shù)據(jù)確定了離合器的基本參數(shù)。再對離合器進行結(jié)構(gòu)分析，對其主動部分、從動部分、膜片彈簧、減振彈簧等零部件進行了尺寸分析、計算和設計，同時對花鍵轂、膜片彈簧和壓盤進行了校核，再利用solidworks三維繪圖軟件繪制了摩擦片、壓盤、膜片彈簧、扭轉(zhuǎn)減振器、從動盤、離合器蓋等零件的三維圖，最后繪制了離合器的三維裝配圖。 關(guān)鍵詞：離合器、膜片彈簧、solidworks

12、 LB7160 car clutch design Abstract This article is based on the household car clutch design, determine the pull type diaphragm spring clutch as design objectives, based on the reference of automobile engine maximum torque, maximum speed, maxi

13、mum power and other data to determine the basic parameters of the clutch. Structure analysis was carried out on the clutch, the active part and the driven part, diaphragm spring and damping spring parts size analysis, calculation and design, as well as the splined hub, diaphragm spring and checks th

14、e pressure plate, using the solidworks 3 d drawing software rendering the friction disc, pressure plate and diaphragm spring, reverse shock absorber and clutch plate and clutch cover parts of three dimensional figure, finally draw the 3 d assembly drawing of the clutch. Keywords: clutch diaphragm s

15、pring, solidworks 1 緒論 1.1 離合器的概述 在1889年，戴姆勒的鋼輪汽車已使用這種設計原理的基本形式：配備了一個錐形/斜面摩擦離合器。這個可以自由移動的錐形盤位于變速器軸上，與曲軸上帶錐形凹槽的飛輪可以牢牢地接合。螺旋彈簧將錐形盤壓入到飛輪錐形凹槽里，離合器接合；可踩下腳踏板，通過分離套筒、彈簧將此錐形盤拉回，從而分離離合器，中斷動力傳輸。最初使用駝毛做為錐形盤摩擦面的材料，但很快被皮革取代。后者在蓖麻油中浸泡過，可以防潮濕，防

16、油/脂。其優(yōu)點是：可以自動調(diào)節(jié)，變速器輸入軸上不受應力，但也有缺點，就是太重。一方面，摩擦片磨損太快，更換太復雜，后在皮革摩擦片中設計了壓緊彈簧銷或傳動片以做改進。另一方面，飛輪和離合器錐盤體積太大，因而其慣性力矩較大導致?lián)Q檔時離合器比其要求的分離過程要慢很多(與變速器已不同步了)。 在板簧離合器中，有一個堅固耐磨的螺旋狀板簧，其與變速器輸入軸的鼓形末端相連，安裝在飛輪的凹陷處。螺旋板簧的一端與飛輪相連，另一端緊固在彈簧罩殼上。離合器踏板壓緊板簧，板簧在鼓形周圍繞其自身越來越緊(自動增強)，驅(qū)動變速器輸入軸——接合離合器。只需很小的力即可壓縮彈簧，并使離合器接合柔和。 隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的不斷

17、增加，合器外罩很容易發(fā)生磨損，尤其是在發(fā)動機高轉(zhuǎn)速時換檔，會很快地磨損。離合器變得越來越重。除此以外，用來作用于分離杠桿的分離軸承一直處在受壓狀態(tài)下，使其和離 為了解決上述這些系統(tǒng)性的不足，人們便開發(fā)出了膜片彈簧離合器，膜片彈簧離合器誕生于1936年通用汽車的研究實驗室里，并在1930年代后期在美國大批量生產(chǎn)。在歐洲，是在第二次世界大戰(zhàn)之后，人們通過美國通用公司的軍用卡車才開始熟悉膜片彈簧離合器，并在1950年代中期應用在一些單一的歐洲車型上。保時捷356，Goggomobil，寶馬700和DKW Munga是第一批配備了膜片彈簧離合器的德國制造的汽車。膜片彈簧離合器大批量生產(chǎn)始于1965年

18、的歐寶Rekord車型。 由于膜片彈簧離合器能夠均衡、對稱地轉(zhuǎn)動，因而不受發(fā)動機轉(zhuǎn)速的影響。膜片彈簧離合器在1960年代獲得了成功，那時凸輪軸頂置式高轉(zhuǎn)速發(fā)動機(Glas，寶馬，阿爾法羅密歐)大范圍地取代了凸輪軸下置式發(fā)動機。到1960年代末，幾乎所有的汽車制造商都采用膜片彈簧離合器。 1.2 SolidWorks軟件的優(yōu)點 SolidWorks軟件是世界上第一個基于Windows開發(fā)的三維CAD軟件，由于技術(shù)創(chuàng)新與CAD技術(shù)的發(fā)展潮流和方向相符合,且SolidWorks軟件功能強大，組件繁多。 SolidWorks有功能強大、易學易用和技術(shù)創(chuàng)新三大特點，這使得越來越多的人使用Soli

19、dWorks ，它還能夠提供不同的設計方案、減少設計過程中的錯誤以及提高產(chǎn)品質(zhì)量。 本設計使用的SolidWorks 2013，它構(gòu)建于SolidWorks 2012的成熟技術(shù)之上，新增了許多功能，使其技術(shù)水準又上了一個新的臺階，比起過去的solidworks 2012，在操作界面和操作過程有了很大的改變，明顯更直觀、更人性化、智能化，從而能有效提高設計效率。 2 離合器的結(jié)構(gòu)方案分析與選擇 2.1離合器的主要結(jié)構(gòu) 離合器一般由主動部分、從動部分、分離機構(gòu)、壓緊機構(gòu)和操縱機構(gòu)五部分組成。 （1） 主動部分 主動部分包括壓盤、離合器蓋、飛輪等部分組成，離合器蓋用螺釘固定于飛輪上，壓盤

20、沿圓周的凸起伸入離合器蓋的窗口中，曲軸旋轉(zhuǎn)時，通過飛輪、離合器蓋帶動壓盤一起轉(zhuǎn)動。 （2）從動部分 從動部分是將發(fā)動機傳給飛輪、離合器蓋和壓盤的動力通過摩擦傳給變速器的輸入軸。從動盤由從動盤本體、摩擦片和從動盤轂三個基本部分組成。從動盤鋼片通常使用薄彈簧制成，與從動轂鉚在一起。 （3）壓緊機構(gòu) 壓緊機構(gòu)主要由螺旋彈簧或膜片彈簧組成，與主動部分一起旋轉(zhuǎn)，它以離合器蓋為依靠，將壓盤壓向飛輪，從而將處于飛輪和盤壓間的從動盤壓緊。 螺旋彈簧分沿周向布置和中央布置兩種。將一個圓柱形或圓錐形彈簧布置在中央的離合器稱為中央彈簧離合器[3]。 （4）分離機構(gòu) 主要包括分離杠桿、分離軸承、分離套筒

21、、分離叉； （5）操縱機構(gòu) 主要包括踏板、拉桿、拉桿調(diào)節(jié)叉。 2.2 離合器的工作原理 離合器是靠摩擦傳遞動力，其所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩取決于摩擦面間的最大靜摩擦力矩，而后者又由摩擦面間的最大壓緊力和摩擦面尺寸及性質(zhì)決定的[4]。 摩擦離合器的工作過程： （1） 接合狀態(tài)：彈簧將壓盤、飛輪及從動盤相互壓緊，發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩經(jīng)飛輪及壓盤通過摩擦面的摩擦力矩傳至從動盤，再經(jīng)過從動軸向傳動系統(tǒng)輸出[5]。 （2） 分離過程：駕駛員踏離合器踏板，套在從動盤轂環(huán)槽中的分離叉推動從動盤向右移動，先消除自由間隙，再進一步克服彈簧壓力直至分離間隙出現(xiàn)，中斷動力。 （3） 接合過程：緩慢地抬起離合器踏板

22、，拉動分離叉下端向做前移，帶動分離軸承向后移動，壓盤便在壓緊彈簧作用下逐步壓緊從動盤，并使所傳遞的轉(zhuǎn)矩不斷增大，直至轉(zhuǎn)速相等滑磨現(xiàn)象消失，離合器完全接合為止[3]。 2.3離合器結(jié)構(gòu)方案的選擇 2.3.1 從動盤數(shù)和干濕式的選擇 單片離合器只有一個從動盤，乘用車上一般都采用單片離合器。近年來，由于摩擦材質(zhì)的提高，在某些重型汽車上的應用也漸多了起來。單片離合器具有結(jié)構(gòu)簡單、散熱良好、軸向尺寸小、維修調(diào)整也比較方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小等優(yōu)點。干式離合器的主要優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，價格便宜,總的來說，使用比較可靠，而濕式離合器的工作更加可靠，壽命更長，溫度較低，但是壓盤結(jié)構(gòu)形狀復雜，摩擦副磨損物進入

23、油中沒有濾清，主要用于需要傳遞較大扭矩的離合器。 本設計是用于家庭小轎車，所以選擇單片干式離合器。 2.3.2 壓緊彈簧的形式選取 離合器的壓緊彈簧有圓柱彈簧和膜片彈簧等形式。膜片彈簧離合器有許多優(yōu)點： （1） 膜片彈簧具有理想的非線性特性，彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內(nèi)幾乎可以保持不變，并且在分離離合器時，分離作用力小于結(jié)合時的壓力，操縱輕便； （2） 高速旋轉(zhuǎn)時，壓緊力降低很少，性能穩(wěn)定。而周布彈簧離合器，因彈簧在高速時受到離心力的影響，摩擦力矩明顯下降； （3）因為膜片彈簧起到了壓緊彈簧和分離杠桿的兩個功用，使結(jié)構(gòu)大為簡化，零件數(shù)減少，質(zhì)量減少，離合器的軸向尺寸縮短； （4）容

24、易實現(xiàn)良好的通風散熱； （5）壓力分布均勻，平衡性好。 拉式膜片彈簧離合器是離合器的一種新結(jié)構(gòu)，其膜片反裝，使支承結(jié)構(gòu)大為簡化，膜片彈簧的安裝和更換更為方便，質(zhì)量小，通風散熱好，不像推式那樣，在支承環(huán)磨損后因與膜片彈簧之間存在間隙而增加踏板的空行程[6]。 所以本設計選取拉式膜片彈簧。 2.2.3 壓盤的驅(qū)動方式選擇 壓盤的驅(qū)動方式主要有凸塊—窗孔式、銷釘式、鍵塊式和傳力片多種。凸塊—窗孔式結(jié)構(gòu)簡單，但是在使用過程中因接觸表面磨損間隙不斷增大，從而定心精度不斷降低，平衡性不好，抖動和噪聲也大；銷釘式一般用于雙盤式離合器，鍵塊式一般用于中間壓盤；傳力片式大多為周向布置，傳力片式驅(qū)動機構(gòu)

25、無摩擦和磨損，無傳動間隙，效率高，無噪聲，定心精度高，使用平衡性好。 所以本設計選取傳力片式。 2.2.4離合器的通風散熱 研究表明，離合器摩擦片的磨損是隨著壓盤溫度的上升而上升的，改善離合器通風散熱的結(jié)構(gòu)措施有： （1） 在壓盤上設散熱筋； （2） 在離合器蓋上開較大的通風口； 3 離合器基本參數(shù)的確定 3.1離合器的轉(zhuǎn)矩容量 離合器的轉(zhuǎn)矩容量由摩擦片的尺寸及摩擦系數(shù)、壓力彈簧的工作壓力、摩擦副數(shù)來確定，其數(shù)學表達式為： Te=μFZRe 式中：μ——摩擦系數(shù)； F——壓力彈簧通過壓盤加于摩

26、擦片的壓力； Z——摩擦副數(shù)，單片離合器為2，雙片為4……； Re——摩擦片平均摩擦半徑。 設摩擦片的壓力均勻分布，則： Re=； 式中：D——摩擦片外徑； d——摩擦片內(nèi)徑。 3.2離合器的轉(zhuǎn)矩容量與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的基本性能關(guān)系 為了保證離合器能可靠地傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，將離合器轉(zhuǎn)矩容量Te和發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax寫出如下關(guān)系式： Te=βTemax 或?qū)懗? βT

27、emax= μFZRe 式中：β為離合器的后備系數(shù)，β＞1；Re為摩擦盤上摩擦力的等效作用半徑，不同的模型有不同的取值。 當引入單位壓力p（p=F／A）這一參數(shù)時，就可把面積因素引入.可把上式改寫為 βTemax =ZRepA 3.3 離合器基本結(jié)構(gòu)尺寸和參數(shù)的選擇 在初步確定離合器的結(jié)構(gòu)型式，就要確定其基本結(jié)構(gòu)尺寸、參數(shù)，它們是： （1） 后備系數(shù)β； （2） 摩擦片外徑D； （3） 單位壓力p。 本設計選取的原始數(shù)據(jù)為： 發(fā)動機最大扭矩/轉(zhuǎn)速 發(fā)動機最

28、大功率/轉(zhuǎn)速 總質(zhì)量 最高車速 主減速器速比 一檔傳動比 輪胎規(guī)格 132N.m/3500r/min 66kW/4500r/min 1580Kg 181Km/h 4.533 3.455 175/70 R14 3.3.1 離合器后備系數(shù)β的確定 后備系數(shù)β是離合器很重要的參數(shù)，它在保證離合器能可靠傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的同時，還有助于減少汽車起步時的磨滑，提高離合器的使用壽命。 表3-1 各種汽車的后備系數(shù)表 車型 小轎車 載貨車 帶拖掛的重型車或牽引車 后備系數(shù) 1.2~1.3 1.7~2.25 2.0~3.0 本設計是家用小轎車離合

29、器的設計，所以后備系數(shù)在小轎車1.2-1.3中選擇，并且選擇后備系數(shù)β的值為1.2，因為小轎車的離合器都采用膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變小，再加上小轎車的后備功率較大，使用條件較好，故宜選最小值。 3.3.2 摩擦片外徑D的確定 摩擦片外徑是離合器的重要尺寸之一，它直接影響離合器所能傳遞的轉(zhuǎn)矩大小，也關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命。 按發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax(Nm)來初選D，根據(jù) D=100 式中：系數(shù)K反映了不同結(jié)構(gòu)和使用條件對D的影響，可參照下表3-2選?。? 表3-2 系

30、數(shù)A的取值范圍 使用條件 小轎車 載貨車 自卸車或使用條件惡劣的載貨汽車 K 47 36（單片） 50（雙片） 19 將發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax=132（Nm）、K=47帶入（2-2-1）得摩擦片的外徑為： D=100 =100=167mm 初選D以后，還應該將摩擦片的尺寸系列化和標準化，表3-3-2為我國摩擦片尺寸的標準。 表3-3 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 內(nèi)徑d/m 110 125 140 150 155 165

31、175 190 195 厚度h/mm 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 C′=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 1-C′ 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 單位面積（mm） 106 132 160 221 302 402 466 546 678 按照我國摩擦片尺寸系列標準（見表3-3 ），最后選定摩擦片的尺寸為：

32、 D=180mm； d=125mm； h=3.5mm； 單位面積=132mm。 摩擦片的校核：由于所選的摩擦片的外徑D應使最大圓周速度V不超過65～75m/s。 Ｖ＝ 式中：D-摩擦片外徑，m； n -發(fā)動機最大功率時轉(zhuǎn)速r/min； V-摩擦片最大圓周速度ｍ／ｓ； Ｖ＝==42.39m/s＜65m/s。 所選的摩擦片符合條件。 3.3.3摩擦系數(shù)μ的確定 摩擦系數(shù)μ與摩擦材料有直接的關(guān)系，常用的摩擦材料的摩擦系數(shù)見下表[5]。 表3-4 摩擦系數(shù)μ的取值范圍 摩擦材料

33、 摩擦系數(shù)μ 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 0.4 初選摩擦材料為粉末冶金材料，由表3-4可知，μ的取值范圍是0.25~0.40，取μ=0.25。 3.3.4 單位壓力p的確定 確定單位壓力p時，還應考慮摩擦材料的耐壓強度、摩擦材料的耐磨性、離合器的工作條件等因素的影響。離合器使用頻繁、發(fā)動機后備功率小時，p選小些，以增加摩擦片的使用壽命。因此，在確定摩擦片的單位壓力p值時，在保證離合器的可靠使用性能的前提下，應盡

34、可能選擇小的p值，以利于提高離合器的壽命。 當采用不同的摩擦材料時，p的取值范圍間下表3-5。 表3-5 摩擦片單位壓力p的取值范圍 摩擦材料 單位壓力/MPa 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 由以上內(nèi)容可知，β=1.2，將其代入下式可得： βTemax= 即 1.2132=0.252p0.18^30.667 得 p≈0.26MPa

35、 當摩擦片材料選擇粉末冶金材料鋼基，1.0Mpa<<3.0Mpa，單位壓力p在容許范圍之內(nèi)，所以所選離合器的尺寸、參數(shù)合適。 4 主動部分的設計 主動部分包括壓盤、離合器蓋、飛輪等部分組成，離合器蓋用螺釘固定于飛輪上，壓盤沿圓周的凸起伸入離合器蓋的窗口中，曲軸旋轉(zhuǎn)時，通過飛輪、離合器蓋帶動壓盤一起轉(zhuǎn)動。 4.1壓盤設計 壓盤設計主要包括幾何尺寸的選擇和傳動方式的確定兩個方面。 4.1.1壓盤幾何尺寸的確定； 當摩擦片的尺寸確定后，與它配合工作的壓盤內(nèi)、外徑的尺寸也就確定下來了，壓盤的外形應略大于摩擦片的外徑，內(nèi)經(jīng)略小于摩擦片的內(nèi)徑。 接下來是確定壓盤厚度。 本設計壓盤的

36、外徑為181mm，內(nèi)徑為124mm。 4.1.2壓盤厚度的確定 壓盤應具有以下幾個要求：具有較大的質(zhì)量和剛度，防止產(chǎn)生裂紋；傳熱性好；壓盤單件的平衡精度不低于15gcm。 壓盤設計時，在確定壓盤厚度后，還應要校核離合器接合一次時的溫升，它應不超過8~10℃。 校核公式如下： （4-1-1） 式中，—溫升，℃； L—滑磨功，Nm； —分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合器壓盤，=0.5； C—壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤，c=481.4/（㎏K）； m—壓盤質(zhì)量，㎏。 本設計選擇=8℃，即

37、 ≤ =8℃ （4-1-2） 汽車起步時離合器接合瞬間產(chǎn)生的滑磨功可以根據(jù)以下公式計算： L= （4-1-3） 式中，—汽車總質(zhì)量，Kg； —發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min，轎車取2000r/min，貨車取1500r/min； —輪胎滾動半徑，m； —變速器一檔傳動比； —主減速器傳動比； 由輪胎規(guī)格175/70 R14，可知輪轂直徑d=1425.4=355.6mm，寬B=175mm，高寬比H/B=70％，即H=17570％=122.5mm，所以≈r=H+=122.5+=300mm。 將以上數(shù)據(jù)代入式4-1

38、-3得： L==12702J 再將L=14358J代入式4-1-2，得m≥1.65Kg 由公式m=ρv（鑄鐵密度為7.010Kg/m），v=得： ≥3.56mm 選擇壓盤厚度為15mm，代入公式進行計算，得= 2.29≤ 8℃，符合要求。 壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，通常用灰鑄鐵，本設計采用HT200，硬度為170～227HBS[7]。 壓盤的SolidWorks繪制結(jié)果如下圖4-1： 圖 4-1 4.2離合器蓋的設計 離合器蓋是離合器的主動件之一，它必須與飛輪固定在一起，通

39、過它傳遞發(fā)動機的一部分轉(zhuǎn)矩給壓盤，同時它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。在設計時要注意剛度、通風散熱和對中等問題。為了增加剛度，小轎車的離合器蓋一般常用厚度為3~5mm的低碳鋼板；為了加強離合器的冷卻，離合器蓋上必須開設多個通風窗口；并且蓋與飛輪保證良好的對中，以免影響總成的平衡和正常工作，對中方式常采用定位銷或定位螺栓，也有采用止口對中。 本設計的離合器蓋采用厚3mm的08鋼板沖壓而成。 5 從動部分的設計 5.1 從動盤的結(jié)構(gòu)組成 從動盤是由從動片、從動盤轂和摩擦片等三個基本組成部分。不帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤結(jié)構(gòu)簡單，重量較輕。帶扭轉(zhuǎn)減震器的從動盤，可以避免汽車傳動系統(tǒng)的

40、共振，緩和沖擊，減少噪聲，提高傳動系零件的壽命，改善汽車行駛的舒適性，并使汽車起步平穩(wěn)，所以現(xiàn)在汽車幾乎均使用帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤[8]。 5.2從動盤鋼片的選擇 設計從動盤鋼片時，要盡量減輕其重量，并應使其質(zhì)量的分布盡可能靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量，因此從動盤鋼片一般比較薄，通常用1.3~2.0mm厚的鋼板沖壓而成。為了保證從動盤鋼片的彈性作用，波形彈簧片的壓縮行程可取為0.8~1.1mm，至少不應小于0.6mm。從動盤鋼片采用低碳鋼板，波形彈簧片采用彈簧鋼板。 本設計是基于家用轎車的離合器設計，故可采用分開式彈性從動片，其波形彈簧片和從動片分開做成兩片，再用鉚釘鉚在一起。由于

41、波形彈簧比從動片薄，容易得到較小的轉(zhuǎn)動慣量，另外波形彈簧片由同一模具沖制而成，其剛度也比較一致。 從動片的SolidWorks繪圖結(jié)果如下圖5-1和圖5-2所示： 圖 5-1 圖 5-2 5.3從動盤轂選取 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器第一軸花鍵軸就插在該花鍵孔內(nèi)。目前大都采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，花鍵副之間為間隙配合，以便離合器離合過程中組成滑動摩擦副，使從動盤轂能在花鍵軸上自由滑動。 花鍵尺寸選定后應進行強度校核?；ㄦI的主要受損形式是由于表面磨損過大而損壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算，擠壓應力不超過20MPa。 按國標GB1144—1974選定的花

42、鍵標準，花鍵尺寸結(jié)構(gòu)的選擇依據(jù)是從動盤外徑和發(fā)動機轉(zhuǎn)矩[9]，如表5-1所示。 表5-1 從動盤轂花鍵尺寸系列 從動盤外徑 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩 花鍵齒數(shù) 花鍵外徑 花鍵內(nèi)徑 齒厚 有效齒長 擠壓應力 D/mm Te/N?m n D′/mm d′/mm b/mm l/mm ρ/MPa 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250

43、 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 380 600 10 40 32 5 55 15.2 410 720 10 45 36 5 60 13.1 由表5-1.初步選取花鍵尺寸為： 花鍵齒數(shù)n=10； 花鍵外徑D′=26mm； 花鍵內(nèi)徑d′=21mm； 齒

44、厚b=3mm； 有效齒長=20mm； 擠壓應力ρ=11.8MPa。 校核擠壓應力： ρ擠壓= （MPa） 式中，P—花鍵的齒側(cè)面壓力，N。它由下式確定： P= d′，D′—分別為花鍵的內(nèi)外徑，m； Z—從動盤轂的數(shù)目； Temax—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，Nm； n—花鍵齒數(shù)； h—花鍵齒工作高度，m；h=（D′－d′）/2=(26－21)/2=2.5mm； l—花鍵有效長度，m。 代入數(shù)據(jù)得： ρ擠壓= 10^-6

45、 =17.9MPa 小于推薦許用值20MPa，所以，該尺寸的花鍵轂符合強度要求。 從動盤毅通常由40Cr ， 45號鋼、35號鋼鍛造，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，HRC28～32。 花鍵轂的SolidWorks繪圖結(jié)果如下圖5-3所示： 圖5-3 5.4從動盤摩擦片摩擦材料的選取 在離合器接合、分離過程中將遭到嚴重的滑磨，并且在很短的時間內(nèi)產(chǎn)生大量的熱。因此，要求摩擦面片應有以下綜合性能[9]： （1）在工作時有相對較高且穩(wěn)定的摩擦系數(shù)； （2）具有小的轉(zhuǎn)動慣量，材料加工性能良好； （3）在短時間內(nèi)能吸收相對高的能量，且有好的熱穩(wěn)定性；

46、 （4）能承受較高的壓盤作用載荷； （5）承受相對較大的離心力載荷而不被破壞； （6）有足夠的剪切強度； （7）摩擦副有高度的容污性能，不易影響它們的摩擦特性； 對于摩擦面片來說，有兩個方面要選擇確定： （1）結(jié)構(gòu)尺寸，內(nèi)、外直徑已在前面選定，厚度可以根據(jù)使用壽命確定。 （2）材料 本設計使用到的是替代石棉的有機摩擦材料。它在正常工作壓力和溫度范圍內(nèi)喲較高的耐磨性能，在高的工作溫度下有穩(wěn)定的摩擦特性，溫度達到425℃以后才開始燒裂（而不是變軟、熔化），這種狀況持續(xù)到500℃；并且它的質(zhì)量比石棉材料輕，因而從動盤的轉(zhuǎn)動慣量小，其抗拉強度是鋼的5倍；它還有較高的抗離心力強度，有效抵

47、抗摩擦面片的飛裂。 這種材料能夠完全符合以上對離合器的綜合性能要求，且本設計離合器的車型為私家車，因此選用有機摩擦材料。 從動盤摩擦片的SolidWorks繪圖結(jié)果如下圖5-3所示： 圖5-3 6 離合器主要零部件的設計與計算 6.1 膜片彈簧設計 6.1.1膜片彈簧的變形特性 膜片彈簧起彈性作用的是碟簧部分，它是一種非特性彈簧，其特性與碟簧的原始內(nèi)截錐高度H和彈簧片的厚度h的比值有關(guān)，如下圖6-1所示。 圖6-1 由上圖6-1可知，當H/h的比值在1.414~2.828之間時，有一段區(qū)域在變形增加時，載荷反而減小，具有這種剛度特性的膜片彈簧很適合做離合器的壓緊彈簧

48、，可達到分離離合器時載荷下降、操縱省力的目的[10]。 6.1.2膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 ⑴膜片彈簧原始內(nèi)截錐高H與彈簧片厚度h之比H/h和h的選擇 此值對膜片彈簧的彈性特性影響很大，一般汽車膜片彈簧的H/h的值在1.5~2.0范圍內(nèi)，常用膜片彈簧的厚度h為2~4mm。 本設計選取H/h為1.6，h為2.5mm，則H為4mm。 ⑵R/r比值及R、r的選取 研究表明，R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直徑誤差的影響越大，且應力越大。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R/r的比值一般為1.2~1.3。R應大于摩擦片內(nèi)徑，近似等于摩擦片外徑[11]。 本設計選取R/r之

49、比為1.25，R為82mm，則r為65mm。 ⑶膜片彈簧起始圓錐底角α 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角α與α內(nèi)截錐高度H的關(guān)系為： ，且一般在9~15范圍內(nèi)。 ，滿足要求。 選擇α的角度為12。 ⑷膜片彈簧小端半徑及分離軸承作用半徑。 由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑，以便于安裝。分離軸承作用半徑是標準件，應大于。因為花鍵外徑D′為26mm，所以選擇為15mm，為17mm。 ⑸分離指數(shù)目n、切槽寬，窗孔槽寬及窗孔內(nèi)半徑。 分離指數(shù)目常取為18，=3.2~3.5mm，≈（2.5~4.5），窗孔內(nèi)半徑一般情況根據(jù)（r-）≈（0.8~1.4）選擇。 本設計選取=

50、3mm，=8mm，=56mm。 ⑹壓盤加載半徑和支承環(huán)作用半徑r1。和r1的取值會影響膜片彈簧的剛度，一般來說，r1的值應盡量靠近r但又略大于r，應接近R而略小于R。 本設計選取r1=66mm，=81mm。 6.1.3繪制膜片彈簧特性曲線 上面各個參數(shù)都確定下來后，可根據(jù)下式檢驗是否符合各工作點的要求，如果不符合，可適當調(diào)整一些參數(shù)，使其符合要求。 P= 式中：E—彈性模量，對于鋼：E=20104MPa μ—泊松，鋼材料取μ=0. 3； h—彈簧片厚度，mm； H—碟簧部分的內(nèi)截錐高，mm；

51、 —軸向變形量，mm； R—碟簧大端半徑，mm； r—碟簧部分內(nèi)半徑，mm； —膜片彈簧與壓盤接觸半徑，mm； — 支承環(huán)作用半徑，mm。 把以上膜片彈簧幾何外形參數(shù)代入上式，整理得： P1=293（） 由不同的計算出不同的P1，如下表6-1所示： 表6-1 λ1- P1計算值 λ1/mm 0.26 0.52 0.78 1.04 1.3 1.56 1.82 2.08 2.34 2.6 2.86 3.12

52、P1/N 1564 2878 3962 4836 5520 6033 6396 6628 6748 6777 6735 6640 λ1/mm 3.38 3.64 3.9 4.16 4.42 4.68 4.94 5.2 5.46 5.72 5.98 6.24 P1/N 6514 6375 6244 6140 6083 6093 6190 6392 6721 7196 7837 8663 根據(jù)上表內(nèi)容，利用excel畫出P1—特性曲線，如下圖6-2所示： 圖6-2

53、在離合器接合時膜片彈簧的大端變形量=（0.7~0.85）H=（0.7~0.85）4=2.8~3.4mm 取=3.12mm，P1=6440N,與P1的最大值相差2.02％，可以使用。 最大摩擦力矩是摩擦片剛開始工作并無磨損的條件下，離合器的摩擦力矩。此時離合器的膜片彈簧工作壓力為6440N，那么離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩為： =0.25644020.087=310Nm 則后備系數(shù)為β===2.3 在離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形量為，單片式可取△s=0.75~1.0mm，這里取0.8mm，則 △s=20.8=1.6mm 此時，膜片彈簧的總變形量為λ1

54、=3.12+1.6=4.72mm，此時對應的壓緊力為6093N，從圖中可看出該點合適。 6.1.4分離軸承載荷計算 P2= = =465N 6.1.5膜片彈簧強度校核 寬度系數(shù)，=0.62 = =1613.17MPa 膜片彈簧選用的材料為60Si2MnA，這種材料的許用應力[]為1700~1900MPa，所以所選參數(shù)的膜片彈簧的強度符合要求。 膜片彈簧的SolidWorks繪圖結(jié)果如下圖6-3和圖6-4所示： 圖6-3 圖6-4 6.2扭轉(zhuǎn)減振器設計與計算 6.2.1扭轉(zhuǎn)減振器的選用

55、 扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件（減振彈簧或橡膠）和阻尼元件（阻尼片）等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量，因而扭轉(zhuǎn)減震器可有效地降低傳動系共振載荷與噪聲[12]。 本次選用的扭轉(zhuǎn)減振器為彈簧摩擦式減振器。在這種結(jié)構(gòu)中，從動盤和從動盤轂通過沿圓周方向放置的減振彈簧彈性地連減振摩擦片，接在一起。為了有效抑制傳動系可能出現(xiàn)的共振，在從動盤、從動盤轂和減振盤之間還裝有以增加系統(tǒng)阻尼，提高減振效果，螺釘和碟形彈簧墊圈可以用來調(diào)整摩擦片的摩擦力矩

56、；限位銷除了將從動盤鋼片和減振盤鉚在一起外，還可以限制從動盤轂相對從動盤鋼片轉(zhuǎn)動的角度，目的是限制減振減振彈簧的變形。 6.2.2扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)的選擇 ⑴極限轉(zhuǎn)矩 極限轉(zhuǎn)矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間間隙所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，它與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般取 =（1.5~2.0） 對于商用車，系數(shù)取1.5；對于乘用車，系數(shù)取2.0。 所以 =2.0132=264Nm ⑵扭轉(zhuǎn)剛度 為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。決定于減振彈簧的線剛度及結(jié)構(gòu)布置尺寸。

57、 設計時按經(jīng)驗初選，≤13=13264=3432Nm/rad 本設計傳選=2000Nm/rad ⑶阻尼摩擦力矩 變速器的粘滯作用和其他旋轉(zhuǎn)零件的摩擦作用都形成阻力力矩。 =（0.06～0.17） 選擇系數(shù)為0.15，則，=0.15=0.15132=19.8Nm。 ⑷預緊轉(zhuǎn)矩 對線性特性的減振器，彈簧在安裝時應當預緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，對于降低傳動系的動載荷比較有利。 =（0.05～0.15） 選擇系數(shù)為0.12，則=0.1132=13.2Nm。 ⑸

58、減振彈簧的位置半徑 的尺寸一般取 =（0.60~0.75） 式中：d為摩擦片的內(nèi)徑。 本設計選擇為37mm。 ⑹減振彈簧個數(shù) 的選取參照下表 表6-2 減振彈簧個數(shù)的選取 由表可知，就按照彈簧的個數(shù)與摩擦片的外徑有很大關(guān)系，外徑越大，減振彈簧個數(shù)也就越多。本設計摩擦片外徑D=180mm，所以選取=4. ⑺減振彈簧總壓力 當限位彈簧與從動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭矩達到最大值Tj時，減振彈簧受到的壓力為 =/=264/0.037=7135N 6.2.3減振彈簧的設計計算 在初步

59、選定減振彈簧的主要參數(shù)以后，根據(jù)離合器的總體布置，確定和計算減振器彈簧的相關(guān)尺寸。 ⑴單個減振彈簧的工作負荷F F=/=7135/4=1783N ⑵減振彈簧尺寸 ①彈簧中徑。一般由結(jié)構(gòu)布置來決定，通常=11~15mm。 本設計選取=12mm ②彈簧鋼絲直徑d。 d ===4.48mm 式中，扭轉(zhuǎn)許用應力可取550~600MPa。通常d=3~4mm。 本設計選取d =4mm。 ③減振彈簧剛度k 應根據(jù)選好的減振器扭轉(zhuǎn)剛度值，及其布置尺寸R0，根據(jù)下式算出 K===365N/mm ④減振彈簧有效

60、圈數(shù)i i ==4.2 ⑤減振彈簧總?cè)?shù)n 一般在6圈左右，總?cè)?shù)n和有效圈數(shù)i之間的關(guān)系為 n =i+（1.5~2） 取n=6 ⑥減振彈簧最小高度 減振彈簧在最大工作負荷下的工作高度，考慮到此時彈簧的被壓縮各圈之間仍需留有一定的間隙，所以， =26.4mm ⑦減振彈簧總變形量△l 它是減振彈簧在最大工作負荷下所產(chǎn)生的最大壓縮變形，為 △l=F/K=1783/365=4.8mm ⑧減振彈簧自由高度 它是減振彈簧無負荷時的高度，為 =+△l=26.4+4.8=31.2mm ⑨減振彈簧預變形量△l′

61、 它是減振彈簧安裝時的預壓縮變形，它和選取的預緊力矩有關(guān)，為 △l′=/K==0.24mm ⑩減振彈簧安裝工作高度l 它關(guān)系到從動盤轂等零件窗口尺寸的設計，為 l = － △l′=31.2-0.24=31mm ?從動盤鋼片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 （△l″/2R0） 彈簧工作變形量 △l″=△l-△l′=4.8-0.24=4.6mm 代入得=7.1 ?限位銷直徑d′ 一般d′為9.5~12mm 本設計選取d′為10mm. 減振彈簧的SolidWorks繪圖結(jié)果如下圖6-5所示： 圖6-5

62、 7 結(jié)論 通過以上工作，基本上完成LB7160轎車離合器的設計，先選取了拉式膜片彈簧離合器為設計目標，再根據(jù)所選發(fā)動機的原始數(shù)據(jù)確定離合器的基本參數(shù)，再對離合器進行結(jié)構(gòu)分析，通過詳細的推導過程對離合器的主要零部件進行尺寸分析、計算和設計，并對某些零部件進行了溫度和強度的校核，并繪制了離合器模型和二維裝配圖。 通過這次畢業(yè)設計，讓我很清楚地意識到理論與實際的差距。同時體會到大學所學的知識的深度和廣度是遠遠不夠的，與生產(chǎn)實際還有很大的差距。我們時刻不能忘

63、記學習，時刻不能丟棄學習，也許只有這樣才不會被社會淘汰。 同時根據(jù)所了解到的離合器信息來看，現(xiàn)在離合器的設計更趨于成熟，更趨于標準化，已經(jīng)有專門的設計軟件來完成。同時所選用的材料更環(huán)保，如摩擦片材料國內(nèi)以石棉基材料為主，但它的粉塵對環(huán)境有污染，在國外已經(jīng)淘汰。取而代之的是一些高端的材料，如金屬陶瓷材料。 總結(jié)與體會 隨著時間的推移，畢業(yè)設計已接近尾聲，通過對LB7160轎車離合器的設計，我收獲很多，現(xiàn)總結(jié)如下： 1、在確定好要做離合器的設計后，我就開始查閱了大量的文獻和書籍，最終確定以家用小轎車的離合器為設計目標，再對離合器進行結(jié)構(gòu)方案的

64、分析與選擇后，最終選擇了設計單片拉式膜片彈簧離合器； 2、確定好設計對象是單片拉式膜片彈簧離合器后，接下來就是對離合器的主要零部件進行了設計和計算，包括：摩擦片、壓盤、離合器蓋、扭轉(zhuǎn)減振器、減振彈簧、花鍵轂等，并對膜片彈簧、花鍵轂進行了強度，對壓盤進行了溫升的校核，使其符合設計要求； 3、最難的是SolidWorks軟件的學習，由于以前沒有接觸過三維軟件，這次是從零開始學習繪圖，也給本次設計增添了很多困難，同時也在學習的過程中收獲了很多； 通過以上的工作，我基本上完成了LB7160型轎車離合器的設計，對離合器的工作原理和構(gòu)造也有了清楚的了解，由于自己水平有限，本次設計中可能有很多錯誤和遺

65、漏，希望各位老師批評和指正。 致謝 本設計是在張易紅老師的悉心指導和同學們的無私幫助下完成的，首先，感謝張老師在繁忙的工作中犧牲了他的休息時間來幫助我。張老師不僅在實習期間對我耐心培養(yǎng)和細心指導，而且在課題的設計、完成和畢業(yè)設計說明書的寫作，再到說明書的多次修改都離不開他的無私幫助和孜孜教導。從尊敬的導師身上我不僅學到了對待設計要有嚴謹?shù)目茖W態(tài)度，也了解到許多新的繪圖手法和研究方法，開拓了我的研究思路。 在臨近畢業(yè)之際，我借此機會向著四年里所有給予了我關(guān)心和指導的老師們表示深深地謝意，感謝他們四年來的辛勤栽培，我才能

66、夠很好地掌握和運用相關(guān)知識，并在設計中得以體現(xiàn)，最終順利完成畢業(yè)設計； 最后，我也要感謝我的同學們在設計過程中不斷給我提出的意見和建議，給了我很多啟發(fā)，沒有他們我不可能這么順利地完成我的畢業(yè)設計，在此我要向他們致以最衷心的感謝和深深的敬意。 參考文獻 [1] 袁念詩.輕型汽車技術(shù)[J].北京：機械工業(yè)出版社，1993. [2] 馮超，余志生.汽車工程手冊設計篇[M].深圳：人民交通出版社，2001. [3] 臧杰，閻巖.汽車構(gòu)造第2版（下冊）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2012. [4] 李彩鳳，張曉芳.復合式安全離合器的設計研究[J].河北機電職業(yè)技術(shù)學院：機械工程系學報，2014. [5] 陳家瑞.汽車構(gòu)造（第四版）[M].北京：人民交通出版社，2002. [6] 嚴紅.淺談汽車膜片彈簧離合器[J].洛陽理工學院學報：自然科學