汽车设计离合器课程设计.doc

汽车设计课程设计离合器设计说明书姓名：范小南班级：B110210学号：B11021023目 录一、离合器设计的目的及相关概述11.1 离合器基本功用11.2 离合器相关结构的介绍11.3 离合器的设计要求21.4拉式膜片弹簧的优点3二、离合器摩擦片参数的确定32.1摩擦片相关参数确定之前的数据准备32.1.1后背系数确定32.1.2单位压力的确定42.1.3摩擦因数、摩擦面数和离合器间隙42.2 摩擦片参数的选择5 2.2.1初选摩擦片参数外径D、内径d和厚度b5 2.2.2 离合器传递最大转矩62.3摩擦片参数的校核6 2.3.1 摩擦片最大圆周速度的校核6 2.3.1 单位滑磨功的校核6三、膜片弹簧的设计63.1 膜片弹簧参数的设计73.2 膜片弹簧参数的校核9四、主要零部件的设计104.1 扭转减震器的设计104.2 扭转用弹簧的设计124.3 从动盘毂的设计144.4 离合器盖结构的设计154.5 压盘的设计144.5.1 设计要求154.5.2 压盘几何尺寸及材料的确定154.5.3 压盘的校核164.6 支撑环16五、操纵机构165.1 操纵机构的简介165.2离合器踏板行程计算185.3 踏板力计算13六、设计小结19七、参考文献21附录22一、离合器设计的目的及相关概述了解乘用车离合器的构造，掌握离合器的工作原理，了解从动盘总成的结构，掌握从动盘总成的设计方法，了解压盘和膜片弹簧的结构，掌握压盘和膜片弹簧的设计方法，通过对以上几方面的了解，从而熟悉轿车离合器的工作原理，同时，学会如何查找文献资料、相关书籍，培养学生动手设计项目，掌握单独设计课题和项目的方法，从而设计出满足整车要求并符合相关标准、具有良好的制造工艺性，结构简单，便于维护的乘用车离合器，为以后从事汽车方面的工作或工作设计打下良好的基础，通过这次课程设计，使学生充分认识到设计工程所需要的步骤，以及自身所应具备的专业素质，未进入社会提供良好的学习机会，对与由学生向工程技术人员转变具有重要的现实意义。1.1 离合器基本功用离合器通常安装在发动机和变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。1）在汽车起步时，通过离合器主、从动部分的滑磨而使它们的转速逐渐接近，以确保汽车起步平稳。2) 当变速器换挡时，通过离合器主、从动部分的迅速分离来切断动力的传递，以减轻齿轮的冲击，保证换挡时工作平稳。3) 当离合器转矩超过其所能传递的最大转矩时，其主、从动部分之间将产生滑磨，以防止传动系统过载。1.2 离合器相关结构的介绍膜片弹簧离合器总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。1）离合器盖离合器盖一般为或旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮连接在一起。离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构建，压紧弹簧的压紧力最总都要由它来承受。2）膜片弹簧膜片弹簧是离合器最重要的压紧元件，在其内孔圆周表面上开有许多均布的长径内槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形孔，可以穿过支撑铆钉，这部分称之为分离指；从窗孔底部直弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。3）压盘压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连。压盘靠近外圆周面处有继续的环形职称凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。4）传动片离合器结合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动；离合器分离时，压盘相对于离合器盖做自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作均有传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓连接，一般才用轴向布置。在离合结合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转；在离合器分离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力减少。5）分离轴承总成分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作时主要承受轴向力，同时还承受高速旋转时离心力作用下的径向力。目前国产汽车中多使用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温润滑脂，其端面形状与分离指舌尖部分形状相匹配，舌尖部为平面时采用球星端面，为弧面时采用平端面或凹弧形断面。1.3 离合器的设计要求为了保证汽车具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求：1）在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备；2）接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击；3）分离时要迅速、彻底；4）离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损；5）应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命；6）应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力；7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳；8）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能；9) 应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长；10) 结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。根据离合器的设计要求，进行离合器的总体方案的设计和选择，由于膜片式离合器有自动调节压紧力、操作轻便、结构简单紧凑、高速时平衡性好和寿命长等优点，所以选择膜片拉式离合器。1.4 拉式膜片弹簧的优点与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更少；拉式膜片弹簧是中部与压盘相压在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约25%30%；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和哭声；使用寿命更长。二、离合器摩擦片参数的确定2.1 摩擦片相关参数确定之前的数据准备2.1.1 后备系数的确定后背系数保证离合器能可靠的传递发动机扭矩，同时它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高了离合器使用寿命。但为了使离合器尺寸不至于过大，减少传递系的过载，使操作轻便等，后背系数有不宜过大。由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用时其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还会少许增加），再加上乘用车的后备功率比较大，使用条件比较好，宜取较小值，由于取值范围为1.201.75，则取=1.5。2.1.2单位压力的确定单位压力决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大的影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。当摩擦片采用不同材料时，取值范围见下表1：表1 摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力/MPa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50铁基金属陶瓷材料0.701.50由上表可知：选用模压石棉基材料，取值=0.2/MPa。2.1.3摩擦因数、摩擦面数和离合器间隙的确定各种摩擦材料的摩擦因数的取值范围见下表2：表2 摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦片材料摩擦因数石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.350.50金属陶瓷材料0.4摩擦片的摩擦因数取决于摩擦片所选用的材料、工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。由上表可知摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料。石棉基材料的膜材因数受温度、单位压力和滑磨速度的影响较大，而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数较大且稳定。所以选用铜基粉末冶金材料，取f=0.3。由于离合器为单片摩擦离合器。则。离合器是指离合器处于正常结合状态、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仍能完全结合，在分离轴承和分离杠杆之间留有间隙。一般t为34mm。这里取t=3mm。摩擦片厚度主要有3.2mm、3.5mm、4.0mm三种，这里取b=3.5mm。2.2摩擦片参数的选择2.2.1初选摩擦片外径D、内径d、厚度b的参数摩擦片外径是离合器基本尺寸，它关系到离合器结构重量和寿命，他和离合器传递的转矩大小有一定的关系： Temax=TbmaD=312TemaxfZp01-c3式中，比转矩Tb=103 Nmt-1；汽车总质量；后背系数=1.5；摩擦因数f=0.3；摩擦面数Z=2；摩擦片内、外径之比；摩擦片单位压力=0.2Mpa；代入上述数据得摩擦片外径D=215.74mm。由离合器摩擦片尺寸系列和参数可知，如下表3：表3 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm160180200225250280内径d/mm110125140135155165厚度b/mm3.23.53.53.53.53.5c=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.589单位面积106132160221302402因此选外径D=225mm，内径d=135mm，厚度b=3.5mm。2.2.2离合器传递最大力矩为了能保证离合器在任何工况下都能可靠的传动发动机最大转矩，设计时应大于发动机最大转矩，即Tc=Temax=1.5164.8=247.2Nm2.3 摩擦片参数的校核2.3.1 摩擦片最大圆周速度的校核摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过6570m/s，即代入数据得vD=65.9470m/s，则符合要求。2.3.2 单位滑磨功的校核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，即式中，乘用车单位面积滑磨功需用值；乘用车发动机转速；轮胎半径；取汽车起步时变速器档位传动比取主减速传动比代入数据得，则符合要求。三、 膜片弹簧的设计3.1膜片弹簧参数的设计1）比值和h的选择取，h=2.5mm,H=3.75mm2）比值和R、r的选择研究表明，越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。则代入数据得=91.88mm。为了使摩擦片上的压力分布均匀，拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于=91.88mm，=1.21.35，则取r=92mm，=1.25，R=115mm。3）的选择膜片弹簧只有状态下圆锥角与内锥高H的关系密切，一般在915。即=tan-1HR-rHR-r代入数据得=10。4）膜片弹簧工作位置点的选择通过MATLAB计算的曲线的拐点为3.59,3.12103，最值如下图表示图 一 膜片弹簧最值载荷力由上图可知，最大载荷点的坐标为2.9,3.17103，最小值坐标4.28,3.07103（程序见附录）。由于该曲线的拐点对应这膜片弹簧压平的位置，新离合器在结合时，膜片弹簧工作点应该在最大值和拐点之间，而且靠近或在拐点处，以保证摩擦片最大磨损限度范围内的压紧力变化不大，当分离时，膜片弹簧工作点位置变化可以最大限度的减少踏板力。4）分离指数目n的选择分离指的数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12。这里取分离指数目n=18。5）膜片弹簧小端内半径、分离轴承作用半径的确定膜片弹簧小端内半径由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。应大。各弹簧部分都应符合一定的范围，使Rr0=3.55.0，则取，所以r0=28.75mm。取r0=29mm，。6）切槽宽度、及半径的确定由于1=3.23.5mm，2=910mm，取=3.4mm，=9mm，的取值应满足r-re2的要求，则得re83mm，所以取=83mm。7）压盘加载点半径和支撑环加载点半径的确定和的取值将直接影响膜片弹簧的刚度，应略大于且接近于，应略小于且接近。所以取=113mm，=92.5mm。8）膜片弹簧弹性特性通过支撑环和压盘加在膜片弹簧上的载荷（N）集中在支撑点处，加载点间的相对轴向变形为（mm），则膜片弹簧的弹性特性如下式表示式中，E为材料的弹性模量（Mpa）,取;u为材料泊松比，取u=0.3；H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内锥高度（mm）；h为膜片弹簧钢板厚度（mm）；R、r分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径（mm）；、分别为压盘加载点和支撑点加载点半径（mm）；利用数学工具MATLAB软件作图如下：图二 膜片弹簧弹性特性曲线3.2 膜片弹簧的校核1）根据弹簧结构的布置要求，与、与、与之间的差应在一定的范围，即代入相应的数据得R-R1=27，r1-r=0.56，rf-r0=14，则符合要求。2）膜片弹簧的分离指其分离作用，因此其杠杆比应在一定的范围内，即代入相应数据得4.059,则符合要求。3）膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用60SiMnA或50CrVA等优质高精度钢板材料，为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一些类热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作反方向，超过彻底分离点后继续事施加过量的位移，使其过分离38次，以产生一定的塑性变形，从而使膜片弹簧的表面产生于使用状态反方向的残余应力达到强化的目的。一般来说，经强压处理后，在同样工作状态下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命5%30%。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理。可以提高承载能力和疲劳强度，为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行噴镀铬合金和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理。膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。四、主要零部件的设计4.1 扭转减震器的设计1）极限转矩极限转矩是减震器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩，它受限于减震弹簧的许用盈利等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取Tj=1.52.0Temax式中，乘用车：系数取2.0，则代入数据得Tj=329.6Nm。2）扭转角刚度为了避免引起传动系统的共振，要合理的选择减震器的扭转角刚度，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内，即代入数据得。3）阻尼摩擦转矩由于减震器扭转刚度受结构及发动机转达转矩的限制，不可能个很低，故为了在发动机转速范围内最有效的消振，必须合理的选择减震器阻尼装置的阻尼摩擦转矩，一般可按下式初选T=0.060.17Temax取，则带去数据得T=16.48Nm。4）预紧转矩减震弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的，但不应大于，否则反向工作，扭转减震器将提前停止工作，故Tn=0.050.15Temax取Tn=0.1Temax=16.48Nm。5）减震弹簧位置半径R的尺寸应尽可能大一些，一般取R0=0.060.75d2取。6）减震弹簧的数目的选择参照下表选取表4摩擦片外径D/mm225250250325325350Zj4668810由上表可知，D=225mm在225250范围内，所以取=6.7）减震弹簧总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减震器弹簧传递的转矩达到最大值时，减震弹簧受到的压力为代入数据得。8）极限转角减震器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对于从动盘毂极限转角为式中，为减震弹簧的工作变形量，代入数据得。4.2 扭转减震弹簧的设计在初步选定减速器的主要参数之后，既可根据布置上的可能来确定和减速器的相关尺寸。4.2.1减震弹簧的分布半径R1R1的尺寸应可能大一些，一般取R1=0.600.75d2式中，d为离合器摩擦片内径，故R1=0.65d/2=47.25mm。4.2.2单个减震器的工作压力P4.2.3减震弹簧尺寸1）弹簧中径其一般由布置结构决定，通常Dc=1115mm故取=12mm。2）弹簧钢丝直径d式中，扭转许用力可取550600Mpa，故取为560Mpa。d=3.99mm，取d=4mm。3）减震弹簧刚度kk=k1000R12n=4284.8100011324=335.56N/mm4）减震弹簧的有效圈数ii=Gd48Dc3k=810444812310-9335.56103=4.41取i=5。5）减震弹簧总圈数n其一般在6圈左右，与有效圈数i之间的关系为n=i+1.52=8减震弹簧最小高度lmin=nd+=1.1dn=35.2mm弹簧总变形量l=Pk=3.46mm减震弹簧总变形量l0=lmin+l=38.66mm减震弹簧预变形量l=TnkZR1=16.48335.56247.2510-3=0.52mm减震弹簧高度l=l0-l=38.66-0.52=38.14mm6)从动片相对于从动盘毂的最大转角a最大转角a和减震弹簧的工作变形量有关，其值为=2arcsinl2R1=3.557）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙式中，为限位销安装位置尺寸。的值一般取2.54mm。故可取=3mm，=48.45，取=49mm。8）销直径按结构布置选定，一般d=9.512mm可取。综上所述，扭转减震器的主要参数如下表5表5 扭转减震器的相关参数极限转矩阻尼摩擦转矩预紧转矩减震弹簧的位置半径减震弹簧个数329.6Nm16.48Nm16.48Nm47.25mm64.3从动盘毂的设计从动盘毂是离合器承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩，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，花键的迟钝可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩。表6 花键尺寸表摩擦片外径D/mm发动机最大转矩TemaxNm花键尺寸挤压应力齿数n外径/mm内径/mm厚度t有效齿长l/mm25019610352843510.2从动盘毂的轴向长度不宜过小，以免花键轴上滑动时产生偏斜而使离不测底，一般取1.01.4倍的花键直径，从动盘毂一般采用锻钢并经过调质处理，表面和心部硬度一般在2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减震弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高平处理。4.4离合器盖结构的设计1) 应具有足够的刚度，否则将影响离合器的工作特性，增大操纵时分离行程，减少压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。2）应于飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作，对中方式采用定位销或定位螺栓，也可以采用止口对中。3）盖的膜片弹簧支撑处应具有高的尺寸精度。4）为了便于通风散热，防止摩擦表面文度过高，可在离合器上开较大的通风窗口，或再盖上加通风散片等。乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。本次设计初选08钢板厚度为3mm。4.5压盘的设计4.5.1设计要求1）压盘应具有较大的质量，来增大热容量，减小温度变化，防止其产生裂纹和破碎，可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘；2)压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后产生的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为1525 mm；3)与飞轮应保持良好的对中性，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520 gcm；4)压盘高度公差要小。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，采用HT200，硬度为170227HBS。4.5.2压盘的几何尺寸以及材料的确定压盘的外径尺寸参考摩擦片的外径。除此之外，压盘应具有足够的质量和较大的刚度。选取压盘的厚度为15mm。并且在内缘做成一定锥度用以弥补压盘因受热后内缘的凸起。如下图：图三 压盘4.5.3 压盘的校核离合器结合一次的升温为式中，t为压盘温升，一般不超过810;c为压盘的比热容，铸铁：；为传到压盘的热量所占的比例，对于单片离合器压盘：=0.5；m为压盘质量（kg）；V为压盘估算面积为铸铁密度，取；D为摩擦片外径为225mm；d为摩擦片内径为135mm；h为压盘厚度为15mm；代入数据得t=5.78，而且满足一般不超过810。则符合要求。4.6支撑环支撑环和支撑铆钉的安装位置要高，耐磨性好，支撑环一般采用3.04.0mm的碳素弹簧钢丝。取直径为3mm的钢丝。五、操纵机构5.1操纵结构简介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。离合器操纵机构应满足的要求是：1）踏板力要小，轿车一般在80150N范围内，货车不大于150200N；2）踏板行程对轿车一般在80150mm范围内，对货车最大不超过180mm；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。其相应部分尺寸如下表：表7 操纵部分的机构尺寸a1180mma248mmc120mmc285mmb140mmb2100mm在操纵机构中表示如下：图四 机械操纵机构示意图5.2离合器踏板行程计算踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2组成：式中，为分离轴承的自由行程，一般为1.53.0mm。取=3mm。反映到踏板行程上的自由行程一般为2030mm；Z为摩擦片数；为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：=0.851.30mm，取=1.0mm；故代入相应的数据得5.3 踏板力的计算踏板力为式中，为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力，取=12000N。为操纵机构的总传动比，；为机械效率，机械式：；取；为克服回位弹簧1、2的拉力所需要的踏板力；在初步设计时可忽略不计。故代入数据得符合乘用车踏板力要求在80150Nd范围内。分离离合器所作的功为式中，为离合器拉接状态下压紧弹簧的总压力。D为摩擦片外径；d为摩擦片内径；为摩擦片单位压力。故代入数据得则符合要求。六、设计小结经过两周的课程设计,我发现我在收集文献资料、自学专业知识和绘图软件等各个方面的能力有了不少提高。我不仅对离合器设计有了更深的了解，还对机械产品设计开发过程有了一定的认识。本次设计是一个综合性较强的应用课题，其涉及机械制图、机械设计、汽车构造和汽车设计等课程。我通过对离合器参数的分析，首先对离合器的结构型式进行合理选择，主要是对从膜片弹簧的结构型式及布置和从动盘的结构型式选择，并利用CAD电子图板软件绘制轿车膜片弹簧离合器装配图；再进行离合器的基本结构尺寸和参数的选择及计算；最后进行离合器零件的结构选型及设计计算，主要是对从动盘总成设计，压盘、传力片的设计校核，膜片弹簧主要参数的选择、设计和强度校核，并绘制轿车离合器的零件图。在此期间，我从图书馆、网上数据库及论坛中查阅了不少相关文献资料，阅读了大量的专业书籍，学会如何快速，准确的找到自己想要的信息资料，使我受益匪浅。我还自学了CAD电子图板软件，提高了机械制图的效率和质量。离合器设计有理论分析与经验设计，实体模型试验研究和有限元计算软件研制开发三种主要方法。由于对离合器设计经验缺乏以及对制造工艺技术方面的不了解，我在设计过程中也遇到了种种困难，通过这次的课程设计，使我们充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤，以及身为一个工程技术人员所需具备的素质和所应当完成的工作，为我们即将进入社会提供了一个良好的学习机会，对于我们由学生向工程技术人员转变有着重大的实际意义。七、参考文献1王望予汽车设计M北京：机械工业出版社，2004.82陈家瑞汽车构造M北京：人民交通出版社，20023余志生汽车理论M北京：机械工业出版社，2009.34濮良贵，陈国定，吴立言机械设计M北京：高等教育出版社，20135中国农业机械化科学研究院编实用机械设计手册北京：新华书店，1985附录1.最值载荷程序clear;clc;x=1.5:1/100:3;E=2.1*105;u=0.3;R=110.26;R1=105;r=91.88;r1=92;H=3.2;h=2.13;b=pi*E*h*x/(6*(1-u2);c=log(R/r)/(R1-r1)2;d=H-(R-r)*x)/(R1-r1);e=H-(R-r)*x/(R1-r1)*2);y=b*c.*(d.*e+h2);max_y,xx = max(y);disp(最大值：);disp(max_y);disp(对应的 x 的值:);disp(x(xx)min_y,xx = min(y);disp(最小值：);disp(min_y);disp(对应的 x 的值:);disp(x(xx)2.计算曲线拐点程序syms x;E=2.1*105;u=0.3;R=110.26;R1=105;r=91.88;r1=92;H=3.2;h=2.13;b=pi*E*h*x/(6*(1-u2);c=log(R/r)/(R1-r1)2;d=H-(R-r)*x)/(R1-r1);e=H-(R-r)*x/(R1-r1)*2);y=b*c.*(d.*e+h2);Y=diff(y,x,2);x=solve(Y,x);y=eval(y);c=x,y