马自达6膜片式弹簧离合器设计

……………………. ………………. ………………… 装 订 线

……………….……. …………. …………. ………

山东农业大学

毕 业 论 文

题目：马自达6膜片式弹簧离合器设计

院 部 机械与电子工程学院 专业班级 车辆工程1班 届 次 2012届 学生姓名 魏伟 学 号 20081040 指导教师 赵冉

二О一二年六月十日

目录

摘要 ................................................................ I Abstract ........................................................... II 引言 ................................................................ 1 1 膜片式弹簧离合器概述 .............................................. 1 2 离合器结构方案的选取 .............................................. 2 2.1 从动盘数的选择 .................................................. 2 2.2 压紧弹簧的结构形式及布置 ........................................ 3 2.3 压盘的驱动方式 .................................................. 3 2.4 分离轴承的类型 .................................................. 4 2.5 离合器的通风散热 ................................................ 4 3 离合器基本结构参数的确定 .......................................... 5 3.1 后备系数的选择 .................................................. 5 3.2 摩擦片外径、内径和厚度 .......................................... 5 3.3 单位压力 ........................................................ 7 4 离合器的设计计算 .................................................. 7 4.1 离合器从动盘的设计 .............................................. 7 4.1.1 从动盘机构介绍 .............................................. 7 4.1.2 从动盘的设计 ................................................ 7 4.1.3 从动片的选择设计 ............................................ 8 4.1.4 从动盘毂的设计 .............................................. 9 4.1.5 摩檫片的材料选取及与从动片的固紧方式 ....................... 11 4.2 压盘的设计 ..................................................... 12 4.2.1 压盘传力方式的选择 ......................................... 12 4.2.2 压盘几何尺寸的确定 ......................................... 12 4.2.3 离合器盖的设计 ............................................. 13 4.3 离合器操纵机构的设计 ........................................... 13 4.3.1 对离合器操纵机构的要求 ..................................... 13 4.3.2 操纵机构结构形式选择 ....................................... 14 4.3.3 操纵机构的设计与计算 ....................................... 14 4.4 离合器膜片弹簧的设计 ........................................... 16 4.4.1 膜片弹簧的结构特点 ......................................... 16 4.4.2 膜片弹簧变形方式和加载方式 ................................. 16 4.4.3 膜片弹簧的弹性变形特性 ..................................... 16 4.4.4 膜片弹簧基本参数的选择 ..................................... 18 4.4.5 膜片弹簧的计算 ............................................. 20

i

5 结论 ............................................................. 24 参考文献 ........................................................... 25 致谢 ............................................................... 26 附录 ............................................................... 27

ii

Contents

Abstract………………………………………......................................………………II Preface…………………………………………………………….……………………1 1 The diaphragm spring clutch Introduction……………................……………………1 2 The selection of the clutch structure of the program………………...............……2 2.1 Follower plate number of choice………………………………………………2 2.2 Compression spring form of the structure and layout……………………………3 2.3 Platen drive…………………………………………………………………3 2.4 The type of the release bearing………………………..…………………………4 2.5 Ventilation and cooling of the clutch…………………………………4 3 Clutch basic structure of the parameter selection…………………...............……5 3.1 The choice of reserve coefficient……………...............…………………………5 3.2 Friction plate outer diameter,inner diameter and thickness...................................5 3.3 Unit pressure……………………………………........…………………………7

iii

4 Design calculation of the clutc………………………………………….............…….7 4.1 The design of the clutch plate……………………………………………7

4.1.1 Driven Disk agencies on……………………………………………7 4.1.2 Follower plate design………………………………………………7 4.1.3 Choice of the follower piece design………………………………8 4.1.4 Driven the design of the disc hub…………………...........………………9 4.1.5 Friction film material selection and tighten the way film and

driven…………………………………………………...............………………11 4.2 Pressure plate design……………………………………………............………12

4.2.1 Platen power transmission mode selection………………………12 4.2.2 Pressure plate geometry to determine the size………………................…12 4.2.3 Clutch cover design…………………………………………….........……13 4.3 Clutch mechanism design……………………………………………….......…13

4.3.1 Clutch the requirements of the institutions…………………................…13 4.3.2 Manipulation of the institutional structure to select…….......................…14 4.3.3 Manipulation of institutional design and calculation……......................…14 4.4 The design of the clutch diaphragm spring…………………………..............…16

4.4.1 The structural characteristics of the diaphragm spring….......................…16 4.4.2 Diaphragm spring deformation and load……………………............……16 4.4.3 Elastic deformation properties of the diaphragm spring….....................…16 4.4.3 The choice of the basic parameters of the diaphragm spring…..................18 4.4.4 The calculation of the diaphragm spring………………............…………20 5 Conclusion……………………………………...……………........….....…………24 References………………………………………………………….........…....………25 Acknowledgements…………..………………………………………....……………26 Appendix……………………………………………………………………………...27

iv

马自达6膜片式弹簧离合器设计

作者：魏伟 ，指导教师： 赵冉 （单位 山东农业大学 职称 讲师）

【摘要】本设计基于马自达6的设计要求和设计参数，确定了以拉式膜片弹簧离合器作为设计目标。根据拉式膜片弹簧离合器工作原理和使用要求，采用系统化设计方法，依据车辆使用条件和车辆参数，按照离合器系统的设计步骤和要求，主要进行了以下工作：选择相关设计参数主要为：摩擦片外径D、内径d、厚度b、离合器后备系数β、单位压力P。并进行了总成设计主要为：操纵机构的设计，压盘的设计，从动盘设计和膜片弹簧设计。

关键词：膜片弹簧离合器 摩擦片 操纵机构

I

Mazda 6 diaphragm spring clutch design

Author: Wei Wei, Supervisor: Zhao Ran (Shandong Agriculture University, Lecturer)

Abstract Based on the Mazda 6 design requirements and design parameters, to determine the pull-type diaphragm spring clutch as a design goal. Works and use the pull-type diaphragm spring clutch, using a systematic design method, based on vehicle conditions and vehicle parameters, the steps and requirements in accordance with the design of the clutch system, mainly the following: Select the relevant design parameters are mainly: friction piece diameter D, inner diameter d, thickness B, the clutch reserve coefficient β, the unit pressure P. And assembly design: control mechanism design, the design of the pressure plate, driven plate and diaphragm spring design.

Keywords: diaphragm spring clutch;friction disk;manipulation mechanism

II

引言

汽车是重要的交通运输工具，是科学技术发展水平的标志，随着现代生活的节奏越来越快，人们对交通工具的要求也越来越高。汽车作为最普通的交通工具，在日常的生活和工作中起了重要的作用。因此，汽车工业的规模及产品的质量就成为衡量一个国家技术的重要标志之一。

对于汽车来说，由于它要求具有自重轻、行驶速度高、加速性好、适于各种路面上甚至无路地区行驶及机动灵活等特点，长期以来，它的发动机都采用内燃机。但是，由内燃机的扭矩—转速特性曲线可知，在其整个工作转速范围内扭矩变化小，最低稳定转速较高，不能适应汽车可能遇到的各种行驶条件：如起步、爬坡、通过各种路面和无路地区等。因此，在汽车上需要有一套复杂的传动系统，以使内燃机能适应汽车行驶的需要。现代汽车上常用的是机械传动系统，它是由离合器及变速器、万向节传动轴、主减速器、差速器和驱动车轮的传动装置等部件组成。

在上述机械式传动系统中，离合器作为一个独立的部件而存在。在以内燃机作为动力的机械传动汽车中，离合器是作为一个独立的总成而存在的。

离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器，实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系个零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。

1 膜片式弹簧离合器概述

膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器。因其作为压簧，可以同时兼起分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，质量减少，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次，由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，使压力分布均匀。另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性，故能在从动盘摩擦片磨损后，弹簧仍能可靠的传递发动机的转矩，而不致产生滑移。离合器分离时，使离合器踏板操纵轻便，减轻驾驶员的劳动强度。此外，因膜片是一种对称零件，平衡性好，在高速下，其压紧力降低很少，而周布置弹离合器在高速时，因受离心力作用会产生横向挠曲，弹簧严重鼓出，从而降低了对压盘的压紧力，从而引起离合器传递转矩能力下降。那么可以看出，对于轻型车膜片弹簧离合器的设计研究对于改

1

善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。

作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是由弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧有支承圈，而后者借助于固定在离合器盖上的一些（为径向切槽数目的一半）铆钉来安装定位。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，甚至膜片弹簧几乎变平。同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。当离合器分离时，分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动压盘后移使离合器分离。膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此设计摩擦片磨损后，弹簧压力几乎不变，且可以减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压紧力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著缩短了轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，摩擦均匀，也易于实现良好的通风散热等。

2 离合器结构方案的选取

2.1 从动盘数的选择

单片离合器：对乘用车和最大质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。

单片离合器的结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力比较大；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小，另外结合较为平顺。但中间压盘通风不良，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点，以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。但它具有结合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使用寿命长等优点，主要应用在重型牵引车和自卸车上。

根据本次设计参数、对比各种从动盘数离合器的优缺点，整体考虑 ，最终本次设计选择单片离合器。

2

2.2 压紧弹簧的结构形式及布置

离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点：

（1）由于膜片弹簧有理想的非线性特征,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力；

（2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；

（3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降；

（4）由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命；

（5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长； （6）平衡性好；

（7）有利于大批量生产，降低制造成本。

但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，我选用膜片弹簧式离合器。 2.3 压盘的驱动方式

压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时它和飞轮一起带动从动盘转动，但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动。

压盘的驱动方式主要有凸块—窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式。前三种的共同缺点是在连接件之间都有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是近年来广泛采用的驱动方式，沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，传动片的弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时，传动片受拉，当拖动发动机时，传动片受压。弹性传动片驱动方式的结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。因此，本设计选用弹性传动片式。

3

2.4 分离轴承的类型

分离轴承在工作中主要承受轴向力，在分离离合器时由于分离轴承旋转产生离心力，形成其径向力。故离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。前者适合于高速低轴向负荷，后者适合于相反情况.常用含润滑油脂的密封止推球轴承;小型车有时采用含油石墨止推滑动轴承。分离轴承与膜片弹簧之间有沿圆周方向的滑磨，当两者旋转中不同心时也伴有径向滑磨。为了消除因不同心导致的磨损并使分离轴承与膜片弹簧内端接触均匀，膜片弹簧离合器广泛采用自动调心式分离装置。它有内圈旋转轴承，轴承罩，波形片簧，它由厚约为0.7㎜的65Mn钢带制成，油淬、模内回火度43～51HRC及分离套筒组成。由于轴承与套筒间都留有足够径向间隙以保证分离轴承相对于分离套筒可以径向移动1mm左右，所以当膜片相对分离套筒有偏斜时，由于波形片簧能够产生变形，允许分离轴承产生相对的偏斜，以保证膜片弹簧仍能被均匀的压紧，也防止了膜片弹簧分离指处的异常磨损并减少了噪音。另外由于分离指与直径较小的轴承内圈接触，则增大了膜片弹簧的杠杆比。

分离套筒支撑着分离轴承并位于变速器第一轴轴承盖的轴颈上，可以轴向移动。分离器结合后，分离轴承与分离杠杆之间一般有3～4mm间隙，以免在摩擦片磨损后引起压盘压力不足而导致离合器打滑使摩擦片以及分离轴承烧坏。此间隙使踏板有段自由行程。有的轿车采用无此间隙的内圈恒转式结构，用轻微的油压或弹簧力使分离轴承与杠杆端（多为膜片弹簧）经常贴合，以减轻磨损和减少踏板行程。 2.5 离合器的通风散热

提高离合器工作性能的有效措施是借助于其通风散热系统降低其摩擦表面的温度。在正常使用条件下，离合器的压盘工作表面的温度一般均在180℃以下，随着其温度的升高，摩擦片的磨损将加快。当压盘工作表面的温度超过180℃～200℃时，摩擦片的磨损速度将急剧升高。在特别严酷的使用条件下，该温度有可能达到1000℃。在高温下压盘会翘曲变形甚至产生裂纹和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也会烧裂和破坏。为防止摩擦表面的温度过高，除压盘应具有足够的质量以保证有足够的热容量外，还应使其散热通风良好。为此，可在压盘上设置散热筋或鼓风筋；在双片离合器中间压盘体内铸出足够多的导风槽，这种结构措施在单片离合器压盘上也开始应用；将离合器盖和压盘设计成带有鼓风叶片的结构；在保证有足够刚度的前提下在离合器盖上开出较多或较大的通风口，以加强离合器表面的通风散热和清除摩擦产生的材料粉末，在离合器壳上设置离合器冷却气流的入口和出口等所谓通风窗，在离合器壳内装设冷却气流的导罩，以实现对摩擦表面有较强定向气流通过的通风散热等。为防止压盘的受热翘曲变形，压盘应有足够大的刚度，鉴

4

于以上对质量和刚度的要求，一般压盘都设计得比较厚，一般约为15～25mm。

3 离合器基本结构参数的确定

在初步确定了离合器的结构形式之后就要确定其基本结构尺寸参数，如下表3-1。

表3-1 汽车基本参数

车型 轮胎型号 发动机最大扭矩 主减速比

马自达6 205/55R16 204N.m 3．863

汽车的质量 发动机最大功率转速 发动机最大功率 变速器1档传动比

1444kg 6500r/min 108KW 3．454

3.1 后备系数的选择

后备系数β是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。乘用车β选择：1.20～1.75 ，本次设计取β = 1.30。

表3-2 离合器后备系数的取值范围

车型

乘用车及最大总质量小于6t的商用车 最大总质量为6～14t的商用车

挂车

后备系数 1.20～1.75 1.50～2.25 1.80～4.00

3.2 摩擦片外径、内径和厚度

摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩来确定D时，可以查表3-3来确定摩擦片外径D的尺寸。

所选的尺寸D应符合有关标准(JB1457-74)的规定。表3-3给出了离合器摩擦片的尺寸系列和参数。

5

表3-3离合器尺寸选择参数表

摩擦片外径D/mm 单片离合器

225 250 280 300 325 350 380 410 430

双片离合器

— — — — — — — — 350

重负荷 130 170 240 260 320 410 510 620 680

发动机最大转矩Te max/N·m

中等负荷 150 200 280 310 380 480 600 720 800

极限值 170 230 320 360 450 550 700 830 930

摩擦片的外径可由式:

D?KDTemax （3-1）

式中：KD为直径系数 取KD＝14.6 得D=208mm。

表3-4 直径系数的取值范围

车型 乘用车

最大总质量为1.8～14.0t的商用车 最大总质量大于14.0t的商用车

直径系数KD

14.6

16.0～18.5(单片离合器)

13.5～15.0(双片离合器)

22.5～24.0

根据离合器摩擦片的标准化、系列化原则，根据下表3-5离合器摩擦片尺寸系列和参数，可取摩擦片有关标准尺寸：

外径D=200㎜； 内径d=140㎜； 厚度b=3.5㎜；

内径与外径比值C′=0.700； 单面面积F=16000mm2。

6

表3-5 离合器摩擦片尺寸系列和参数

外径D/mm

160 180 200 225 250 300 325

内径

d/mm

110 125 140 150 155 175 190

厚度b/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5

内外径之比d/D

0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.583 0.585

单位面积F/mm

10600 13200 16000 22100 30200 46600 54600

23.3 单位压力

为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力P0的最大范围为0.15～0.35Mpa.

由于已确定单位压力P0=0.25MPa，在规定范围内，故满足要求。

4 离合器的设计计算

4.1 离合器从动盘的设计 4.1.1 从动盘机构介绍

在现代汽车上一般都采用带有扭转减振的从动盘,用以避免汽车传动系统的共振,缓和冲击,减少噪声,提高传动系统零件的寿命,改善汽车行驶的舒适性,并使汽车平稳起步。从动盘主要由从动片，从动盘毂，摩擦片等组成，摩擦片用铆钉铆在波形弹簧片上，而后者又和从动片铆在一起。从动片用限位销和减振铆在一起。这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片和减振盘上圆周切线方向开有6个均布的长方形窗孔，在从动片和减振盘之间的从动盘毂法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧，以便三者弹性的连接起来。在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。在从动片和从动盘毂之间还装有减振摩擦片。当系统发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。 4.1.2 从动盘的设计

从动盘总成由摩擦片，从动片，减震器和从动盘毂等组成。它是对离合器工作

7

性能影响很大的构件，但其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。从动盘总成应满足如下设计要求：

（1）为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小； （2）为保证汽车平稳起步、摩擦片面上的压力分布均匀从动盘应具有轴向弹性；

（3）为避免传动系的扭转共振及缓和冲击载荷,从动盘中应装有扭转减振器； （4）要有足够的抗爆裂强度。 4.1.3 从动片的选择设计

设计从动片时要尽量减轻质量，并使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得小的转动惯量。这是因为汽车在行驶中进行换档时，首先要分离离合器，从动盘的转速必然要在离合器换档的过程中发生变化，或是增速（由高档换为低档）或是降速（由低档换为高档）。离合器的从动盘转速的变化将引起惯性力，而使变速器换档齿轮之间产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减小转动惯量，从动片都做的比较薄，通常是用1.3～2.mm厚的薄钢板冲压而成,为了进一步减小从动片的转动惯量,有时将从动片外缘的盘形部分磨至0.65～1.0mm,使其质量更加靠近旋转中心。

为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都作成具有轴向弹性的结构，这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的，从而保证离合器所传递的力矩是缓和增长的。此外，弹性从动片还使压力的分布比较均匀，改善表面的接触，有利于减小摩擦片的磨损。 的弹性从动片及组合式弹性从动片。在本设计中，因为设计的是轿车的离合器，故可以采用整体式弹性从动片如图4-1所示，离合器从动片采用2㎜厚的的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取200㎜，内径由从动盘毂的尺寸决定，这将在以后的设计中取得。

由于其采用整体式弹性从动片，从动片沿半径方向开槽,将外圆部分分割成许多扇形,并将扇形部分冲压成依次向相同方向弯曲的波浪形,使其具有轴向弹性,两边的摩擦片则分别铆在扇形片上。在离合器结合的过程中,从动片被压紧,弯曲的波浪扇形部分被逐渐压平从动盘摩擦面片所传递的转矩逐渐增大,使其结合过程较平顺、柔和,整体式弹性从动片根据从动片尺寸的大小可制成6～12个切槽,并常常将扇形部分与中央部分的连接处切成T形槽,目的是进一步减小刚度,增加弹性。从动片材料一般采用高碳钢板或弹簧钢板冲压而成，经热处理后达到所要求的硬度。

8

具有轴向弹性的的传动片有以下三种形式：整体式的弹性从动片，分开式

1-从动片 2-摩擦片 3-铆钉 图4—1整体试弹性从动片示意图

4.1.4 从动盘毂的设计

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，一般取1.0-1.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢（如35,45,40Cr等），并经调质处理，表面和心部硬度一般在26-32HRC。

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，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax如花键尺寸表4-1。

花键尺寸选定后应进行挤压应力σj( M Pa)及剪切应力τj( M Pa)的强度校核：

?j?

?8?emax??j?30MPa22D?dznl （4-1）

???

?j?4?emax???15MPa?D?d?znlbj （4-2）

??式中：D ，d—分别为花键外径及内径，mm；

9

n—花键齿数；

l，b—分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm； z—从动盘毅的数目；

?emax—发动机最大转矩，N·m。

表4-1 花键尺寸表

从动盘外径D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 410 430 450

发动机转矩

花键 齿数

花键 外径 D/mm 23 26 29 32 35 35 40 40 40 40 45 45 52

花键 内径 d/mm 18 21 23 26 28 32 32 32 32 32 36 36 41

键齿宽

b/mm 3 3 4 4 4 4 5 5 5 5 5 5 6

有效 齿长 l/mm 20 20 25 30 35 40 40 45 50 55 60 65 65

挤压 应力

?emax/ N·m

n 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10

?/M

Pa 10 11.8 11.3 11.5 10.4 12.7 10.7 11.6 13.2 15.2 13.1 13.5 12.5

50 70 110 150 200 280 310 380 480 600 720 800 950

从动盘毂通常由40Cr、45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，28～32HRC。 由表4-1选取得：

花键齿数n=10；花键外径D=29mm； 花键内径d=23mm；键齿宽b=4mm； 有效齿长l=25mm；挤压应力?=11.3MPa； 校核计算如下：

10

?j??j??8?emax?（8?142）/[（292?232）?1?10?25]?14.56Mpa22D?dznl

?4?emax?（4?142）/[(29?23)?1?10?4?25]?10.92Mpa?D?d?znlb

?j=14.56MPa???j??30MPa；

?j=10.92MPa???j??15MPa符合强度得要求。 4.1.5 摩檫片的材料选取及与从动片的固紧方式

摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：

（1）应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小；

（2）要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨；

（3）要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好；

（4）热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦； （5）磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面； （6）油水对摩擦性能的影响应最小；

（7）结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象。

由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3左右。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定，温度，滑磨速度及单位压力的增加都将导致摩擦系数的下降和磨损的加剧。所以目前正在研制具有传热性好、强度高、耐高温、耐磨和较高摩擦系数（可达0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。

在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接，采用这种方法后，当在高温条件下工作时，黄铜铆接有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小，这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。

11

4.2 压盘的设计

4.2.1 压盘传力方式的选择

压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器的分离过程中能自由的沿轴向移动。如前面所述采用采用传动片式的传力方式。由弹簧钢片制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。 4.2.2 压盘几何尺寸的确定

摩擦片的内外径在前面已确定 因此取压盘外径为210mm,内径为130mm。 选择压盘的厚度主要依据以下两点：

（1）压盘应具有足够质量，在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而每次结合的时间又短（大约在3秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量以吸收热量。

（2）压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。

由于以上两个原因本次设计取压盘厚度为16mm，材料为灰铸铁HT200铸成，硬度为HB170～227。

压盘设计时，在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超过8～10℃。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。 校核计算公式：

???Wcm压盘 （4-3）

式中：?——温升，℃；

W——滑磨功，N·m；

γ——分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘γ=0.50； c——压盘的比热容，铸铁压盘 c=481.4J/(kg·K)； m压盘——压盘质量，kg。

12

压盘质量 m压盘=π[(取 m压盘=2.5kg

20021202

)－()]×15×10-9×7.83×103=2.36kg 22整备质量 ma=1444 Kg，滚动半径 R=0.28 m，汽车起步时发动机转速ne=2000 r/min，主减速器传动比 i0=3.863，变速器最大传动比 ig=3.454。 滑磨功

W=

?2ne2marr21800?i??ig22 （4-4）

温升τ=6.73 ℃?[?]=8℃ 所以压盘设计合理。 4.2.3 离合器盖的设计

离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外，它还是离合器压紧弹簧的支撑壳体。在设计中应特别注意以下几个问题：

(1) 刚度问题

一般轿车的离合器盖通常用厚度约为 3～5mm 的低碳钢板（如 08 钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。

(2) 通风散热问题

为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开许多通风窗口。通常在压紧弹簧座处开有通风窗口。

(3) 对中问题

离合器盖内装有压盘、分离杆等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。

离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另一种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中。

4.3 离合器操纵机构的设计 4.3.1 对离合器操纵机构的要求

(1) 踏板力要小，轿车：80～150N，商用车：小于150～200N； (2) 踏板行程在一定的范围内，轿车：80～150mm，货车：小于180mm； (3) 摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原；

(4) 有对踏板行程进行限位的装置，防止操纵机构因受力过大而损坏；

13

(5) 应具有足够的刚度且传动效率高；

(6) 发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作； (7) 工作可靠、寿命长、维修保养方便。 4.3.2 操纵机构结构形式选择

常用的离合器操纵机构，主要有机械式、液压式、机械式和液压式操纵机构的助力器、气压式和自动操纵机构等。

机械式操纵机构有杆系和绳系两种形式。杆系传动机构结构简单、工作可靠，有稳定的传动比，机械效率较高，可适应温度较高的环境，因此广泛应用于各种汽车拖拉机中。绳索传动机构可远距离布置，且可采用吊挂式踏板结构，但其寿命较短，机械效率仍不高，多用于轻型轿车中。液压式操纵机构主要由吊挂式离合器踏板、主缸、工作缸、管路系统和回位弹簧等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、发动机的振动和驾驶室或车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点，故广泛应用于各种形式的汽车中。因此，本车选择液压式操纵机构。 4.3.3 操纵机构的设计与计算

图4—2液压操纵机构示意图

踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2两部分组成，即

2c2a2b2d2（Sof?Z?S) S?S1?S2? （4-5）

c1a1b1d12式中：Sof为分离轴承的自由行程一般为1.5-3.0mm，反映到踏板上的自由行程；

14

S1一般为20-30mm；

d1和d2分别为主缸和工作缸的直径；

Z为摩擦片面数；

ΔS为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：ΔS=0.85-1.30mm； a1、a2、b1、b2、c1、c2为杠杆尺寸。 将各比例代入式4-5

1063?8?402S?（2?2?1.0?）?121mm

221?3?352符合设计要求。 踏板力为

F'Ff??Fsi?? （4-6）

式中：F为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；

2a2b2c2d2； i?为操纵机构总传动比，i??2a1b1c1d1?为机械效率，液压式：??80~900，机械式：??70~800；

00'Fs为克服回位弹簧1、2的拉力所需的踏板力.。

分离离合器所作的功为

WL?0.5?(F1?F')Z?S （4-7）

式中：F1为离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力。 由计算的Ff=75N WL=4.687J 。

一般来说，对于乘用车，踏板力Ff在60～150N范围内。所设计踏板力Ff符合要求。在规定的踏板力和行程的允许范围内，驾驶员分离离合器所作的功不应大于30J。所以所设计的分离离合器所做的功WL符合设计要求。

液压缸内径的计算

D=

4F （4-8） ?p代入数据得D=35mm,参考同类车型，取d1=35mm,d2=40mm。

15

4.4 离合器膜片弹簧的设计 4.4.1 膜片弹簧的结构特点

由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧是膜片弹簧。而膜片弹簧离合器分推式和拉式，在本设计中采用拉式结构。

膜片弹簧在结构形状上分为两部分。在膜片弹簧的大端处为一完整的截锥体，它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分，碟形弹簧的弹性作用是这样：沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形状。可以说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式。所不同的是，在膜片弹簧上还包括有径向开槽部分。膜片弹簧上的径向开槽部分像一圈瓣片，它的作用是，当离合器分离时作为分离杠杆。故它又称分离爪。分离爪与碟簧部分交接处为圆形孔。这样做，一方面可以减少分离爪根部应力集中，一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧，分离爪根部的过渡圆角R＞4.5。

4.4.2 膜片弹簧变形方式和加载方式

由于膜片弹簧采用拉式结构，故其正装。离合器在分离和接合时，膜片弹簧的加载情况不一样，相应的有两种加载方式和变形情况：

（1）接合时：离合器接合时，膜片弹簧起压紧弹簧之用，在压盘——离合器盖总成未与飞轮装合以前，膜片弹簧近似处于自由状态，膜片弹簧对压盘无压紧作用。当压盘——离合器盖总成与飞轮装合时，离合器盖前端面向飞轮前端面靠拢。因此，离合器盖通过支承环对膜片弹簧施加载荷P1，膜片弹簧几乎变平。同时在压盘处也作用有载荷P1。我们把P1称作压紧力。支承环和膜片弹簧压盘接触处之间的高度变化称作大端变形?1，膜片弹簧分离轴承相对于压盘高度的变化称之为小端变形?2。

（2）分离时：当分离轴承以P2力作用在膜片弹簧的小端时，支承环逐渐不起作用，而支承环开始起作用。当P2力达到一定值时，膜片弹簧被压翻。分离时在膜片弹簧的大端处及小端处将进一步产生附加变形?1f和?2f。此时膜片弹簧大端处的变形?1=?1f+?1b。

4.4.3 膜片弹簧的弹性变形特性

前面说过膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分，碟簧部分的弹性变形特性和螺旋弹簧是不一样的，它是一中非线性的弹簧，其特性和碟簧部分的原始内截锥高H及弹簧片厚h的比值H/h有关。不同的H/h值可以得到不同的特性变形特性。

16

分下列情况：

（1）

H?2如下图4-3中H/h=0.5的曲线,其曲线形状表现为:载荷P的增h加,变形?总是不断增加.这种弹簧的刚度很大,可以承受很大的载荷,适合与作为缓冲装置中的行程限制器。

（2）

H?2如图4-3中H/h=1.5?2的曲线,弹性特性曲线在中间有一段很h平直,变形的增加,载荷P几乎不变.这种弹簧叫做零刚度弹簧.

（3）2?H?22如图4-3中H/h=2.75时,弹簧的特性曲线中有一段负刚度h区域,即当变形增加时,载荷反而减少具有这种特性的膜片弹簧很适合用于作为离合器的压紧弹簧,因为可利用其负刚度区,达到分离离合器时载荷下降,操纵省力的目的,当然负刚度过大也不适宜,以免弹簧工作位置略微变动造成弹簧压紧力过大.

（4）

H?22如下图4-3,这种弹簧的的特性曲线中具有更大的负刚度不稳定h工作区,而且有载荷为负值的区域.这种弹簧适合于汽车液力传动中的锁止机构。

图4-3不同的弹性特性曲线 碟形弹簧当其大、小端部承受压力时，载荷P与变形λ之间有如下关系：

???Eh????2???H??H??h （4-9） ????222?(1??)RA???式中：E—弹性模量，对于钢：E=21 X 104MPa

μ—波桑比，钢材料取μ=0. 3； h—弹簧钢板厚度，mm；

17

H—碟簧的内截锥高，mm； R—碟簧大端半径，mm；

6?m?1?????A—系数，?lnm?m? m—碟簧大、小端半径之比，m=R/r。

汽车离合器膜片弹簧在实际安装中支撑点如下图4—4所示。

Rrrr1frfλλλ12λ1f

（a）自由状态；（b）结合状态；（c）分离状态 图4-4膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形

4.4.4 膜片弹簧基本参数的选择

在设计膜片弹簧时，一般初步选定其全部尺寸然后进行一系列的验算，最后优选最合适的尺寸如图4—5。

HLrrfδ2δ1rxRHh图4—5膜片弹簧示意图

18

rpereLx1Lx2

（1) H/h比值的选取

设计膜片弹簧时，要利用其非线性的弹性变形规律，因此要正确选择其特性曲线的形状，以获得最佳性能。一般汽车汽车膜片弹簧的H/h值的范围在1.5～2.5之间。

因此本次设计的膜片弹簧，H=4.2mm；h=2.5mm H4.2所以，??1.68

h2.5(2) R及R/r确定

比值R/r对弹簧的载荷及应力特性都有影响，从材料利用率的角度，比值在1.8～2.0时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧的质量利用率和好。因此设计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。对于汽车离合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要来决定，一般R/r取值为1.2～1.3.对于R,膜片弹簧大端外径R应满足结构上的要求和摩擦片的外径相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当H，h及R/r等不变时，增加R有利于膜片弹簧应力的下降。参考下表可4-2。

表 4-2 一些车型膜片弹簧的R和R/r的值

车型 丰田 北京BJ751 上海SH771

外径（㎜）

225 228 280

内径（㎜）

160 150 165

半径2R（㎜）

206 210 252

R/r 103/81=1.27 105/85=1.25 126/103.5=1.21

初步确定R=108mm；r=82mm 所以，R/r=108/82=1.32。 (3) 膜片弹簧起始圆锥底角α

?≈汽车膜片弹簧一般起始圆锥底角?在10°～14°之间，

计算可得：α=9°10′, 符合要求。

（4）膜片弹簧小端半径rf及分离轴承的作用半径rp

H(R?r)代入数值

rf的值主要由结构决定，最小值应大于变速器第一轴花键外径，分离轴承作用半径rp大于rf。

因为花键外径D=26㎜，要使rf＞D，所以取rf=20㎜，rp=23㎜。 （5）分离指数目n、切槽宽?1、窗孔槽宽?2、及半径re

汽车离合器膜片弹簧分离指数目n＞12，一般在18左右，采用偶数，便于制造。

19

?1?3.2-3.5mm ?2?9-10mm, re的取值应满足r-re??2?要求。

本设计取?1=3.2，?2=9，re=70。

（6） 承环的作用半径l和膜片与压盘接触半径L

由于采用推式膜片弹簧，l，L的大小将影响膜片弹簧的刚度，一般来说，l值应尽量靠近r而略大与r,L应接近R略小于R。

可选择：l=84㎜，L=106㎜。 4.4.5 膜片弹簧的计算

由前面已知数据：Temax=204N.m,D=200㎜,d=140㎜

HR=1.68,=1.32,?=9°10′,R=108㎜,r=82㎜,H=4.2㎜, hr?=1.3,

h=2.5㎜,l=84㎜,L=106㎜,rf=20㎜,rp=23㎜,n=18,?1=302㎜，?2=9㎜ re=70㎜

（1）根据下式（4-10）画出P1—?1曲线

P1=

?Eh?16(1??2)Rr(L?l)2ln??H－?1R?rL?l?[H－?1(R?r)]+h2? ( 4-10)

2L?l式中：E—弹性模数，钢材料取E=2.0×105Mp；

?—泊松比，钢材料取0.3； h—弹簧片厚，㎜； H—碟簧部分内截锥高，㎜；

?1—大端变形，㎜；

R—碟簧部分外半径（大端半径），㎜； r—碟簧部分内半径，㎜；

L—膜片弹簧与压盘接触半径，㎜； l—支承环平均半径，㎜。

6(1??2)(L?l)设 P1 =P1 4?Eh?1 h因此式(4-10)就成为：

?1=

P1= ?1ln

HR?rH?R?rR[(－?1)(-1)+1] ( 4-11) hL?lh2L?lr20

把有关数值代入上述各式，得： P1=1450.78P1 ?1=2.5?1P1=0.166?1－0.696?1+0.883?1

-?-?

?3?2令dP1/d?1=0 得： 0．495?1-1.392?1+0.883=0

可绘制出膜片弹簧的P1—?1特性曲线，如图4-6所示。

P1/N 6000N 5000N 4000N 3000N 2000N 1000N ?2-?? 0 1 2 3 4 5 6 7 λ1/mm 图4—6膜片弹簧特性曲线

（2）确定膜片弹簧的工作点位置

取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量?1b=0.65H=2.73㎜,根据特性曲线上可以查得膜片弹簧的压紧力P1=P?=3100N。

校核后备系数?:

P?.?.Rc.ZcTemax?= （4-12）

上式中，因为d/D=0.694＞0.6 所以可以很准确的算出：Rc=

D?d=76.25 421

所以由上公式可得: ?=1.32

离合器彻底分离时,膜片弹簧的大端变形量为:

?1d=?1b+?f(?f即为?1f)㎜

压盘的行程?f可取为?f=2.4㎜,所以?1d=2.73+2.4=5.13㎜

离合器刚开始分离时,压盘的行程?f′=1.8㎜,此时膜片弹簧的变形量为：

?1d= ?1b+?f′=2.73+1.8=4.53㎜ 摩擦片磨损后,其最大磨损量??=Zc×?S? 式中： Zc——摩擦片总的工作面数

?S?——每一摩擦面工作面的最大允许磨损量，可取?S?=0.75㎜ 所以计算可得: ??=2×0.75=1.5㎜ 故?1a=?1b－??=1.23㎜。

（3）求离合器彻底分离时,分离轴承作用的载荷P2

RrP2=26(1??)(L?l)(l?rp)?Eh?1ln?（H-?1R?r(R?r)）?H-?1L?l2(L?l)?+h2? （4-13）

由公式（4-13）取?1=?1d则得:

RrP2=26(1??)(L?l)(l?rp)?Eh?1dln?（H-?1dR?r(R?r)）?H-?1dL?l2(L?l)?+h2? （4-14）

代入有关数值,得

P2=1348N

l?rpL?ll?rpL?l（4）求分离轴承的行程?2

?2′=?1 （4-15）

由公式(4-13)取?1=?f时可得公式(4-16)

?2′=?f （4-16）

代入相关数值计算得?2′=7.6㎜ 又由下面两公式(4-17)和(4-18)

?1=1－

?1n?(rf?re) （4-17） (4-18)

22

?2=1－

?2n?(re?r)代入有关数据得: ?1=0.76 ?2=0.63 由公式(4-19):

6P2rp?2?=

?Eh32?1?1?12?rerp22rr1－1?－2(e－1)+lne +

?2rprpre?12?r2rp2－

rerp22? －2?rr－erprp?+lnr?? (4-19)

?代入相关数据得:?2 =1.98㎜

?故?2=?2′+?2=9.6㎜ （5）强度校核 由公式4-20

Rr??=H

L?lh+（L-l）－R?r2InRR?r(1?In)r (4-20)

代入相关数据可得:??=5.64

而膜片弹簧的大端的最大变形(离合器彻底分离时)?1d=5.13, ??＞?1d 所以可以由下面公式4-21

E3r?rpP2?B当=+

?r?2h21??2??R?r－1Rrlnr?×

?H1?1dR?r2L?l??1dL?l+

?1dh2r?L?l?? (4-21)

把有关数值代入计算得:?B当=1565.7MPa

因为膜片弹簧的材料为60Si2MnA,该材料许用应力[?]为1700--1900MPa 而?B当=1565.7Mpa＜1700，所以该膜片弹簧满足要求。

23

5 结论

本设计分析了所要采用的的膜片弹簧离合器，阐述了膜片弹簧离合器的原理和组成，及其特性。通过详细的推导过程积累了大量的数据，并成功的绘制出了膜片弹簧离合器的装配图。在计算中，首先确定摩擦片外径尺寸，然后根据该尺寸对其他部件总成进行了计算和设计。通过计算校核摩擦片外径尺寸，计算选择出其他部件的外形尺寸，再对其进行校核，确定是否能达到设计要求。设计包括对从动盘总成、压盘、离合器操纵机构及膜片弹簧的设计校核和优化。

24

参考文献

[1] 刘惟信，汽车设计，北京：清华大学出版社出版，2004，57-69.

[2] 骆素君，朱诗顺，《机械课程设计简明手册》机械工业出版社，2006，38-41. [3] 王望予，汽车设计 第4版，北京: 机械工业出版社, 2004，139-187. [4] 禇祥元，汽车离合器膜片弹簧的优化设计[J]，轻型汽车技术，2005，33-35. [5] 陈家瑞，汽车构造，北京：机械工业出版社出版，2008，15-41. [6] 余志生，汽车理论，北京: 机械工业出版社，2000，72-81.

[7] 吴宗泽、罗圣国，机械设计课程设计手册 第3版，北京：高等教育出版社出版，2003，96-97. [8] 徐石安,江发潮，汽车离合器[M]，清华大学出版社，2005，11-15. [9] 申永胜，机械原理教程，北京：清华大学出版社，2004,28-32.

[10] 濮良贵、纪名刚，机械设计，北京: 高等教育出版社, 2001，112-135. [11]过学迅，邓亚，汽车设计， 北京人民交通出版社出版，2005，8-14. [12]关文达，汽车构造 第2版 ，北京机械工业出版社出版，2004，96-99. [13]刘小年，陈婷，机械制图 第3版，北京机械工业出版社，2005，84-86. [14] Lowry OH esal. J Biol Chem.1951, 103: 425.

[15] Stowell C P, Lee Y C. Advance in Carbohydr Chem Biochem.1980,37: 225.

25

致谢

毕业论文完成之际，我们首先要感谢我们的指导老师赵冉老师，赵老师的关心、支持与鼓励使我们在学习中得到了无穷的动力和勇气。每当遇到难题，我都会想赵老师需求解答，老师总是认真仔细的跟我讲解，使我最终找到解决问题的办法。

另外，感谢校方给予我这样一次机会，能够独立地完成一个课题，并在这个过程当中，给予我们诸多方便，使我们在即将离校的最后一段时间里，能够更多学习一些实践应用知识，增强了我们实践操作和动手应用能力，提高了独立思考，独立解决问题的能力。

还要感谢帮助过我的同学们，在大学的最后阶段里，我们共同度过了一段美好的时光。希望他们今后学习的学业有成，工作的工作顺利！

即将离开我美丽深爱的校园，请允许我再次向关心帮助我的老师们同学们致敬！

魏伟

2012年6月10日

26

附录

膜片式弹簧离合器装配图一张 零件图三张

27

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/l9dg.html