离合器课程设计说明书.docx

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1、武汉理工大学汽车设计课程设计说明书目 录1. 序言22. 设计任务及构造方案的分析22.1 设计任务22.2 构造方案分析-23. 离合器主要参数的选择和优化43.1 离合器主要参数的选择43.2 离合器根本参数的优化54. 膜片弹簧的设计74.1 膜片弹簧的弹性特性曲线84.2 膜片弹簧的根本参数的选择134.3 强度校核134.4 膜片弹簧的优化设计13 5.离合器盖及压盘总成的设计155.1 离合器盖的设计155.2 压盘的设计16 6.小结17 7.参考文献18 8.文献检索摘要184WUT0601-80 型拉式膜片弹簧、离合器盖及压盘总成设计1 序言对于以内燃机为动力的汽车，离合器在

2、机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连的总成。目前，各种汽车广泛承受的摩擦离合器是一种依靠主从动局部之间的摩擦来传递动力且能分别的装置。它主要包括主动局部、从动局部、压紧机构、和操纵机构等四局部。离合器的功用主要的功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换档时将发动机与传动系分别，削减变速器中换档齿轮之间的冲击；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，以防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。2 设计任务及构造方案的分析2.1 设计任务依据任务书要求，本设

3、计题目:拉式膜片弹簧、离合器盖及压盘总成本设计离合器所适用发动机的主要性能参数为： 最大转矩为 Nemax=62Nm， 额定转速为 4500r/min。选取参考车型：比亚迪福莱尔 7081 BD主要技术参数：整备质量 720kg总质量 1020kg主减速比 i0 = 4.350 ；变速器一档传动比 ig1 = 3.5833 ； 轮胎型号轮胎 155/65 R132.2 构造方案分析2.2.1 从动盘数的选择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。单片离合器的构造简洁， 轴向尺寸紧凑，散热良好，修理调整便利，从动局部

4、转动惯量小，在使用时能保证分别彻底，承受轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。本设计的参考车型为微型轿车，发动机最大转矩较小，要求构造布置紧凑， 应选用单片离合器。2.1.2 膜片弹簧的支撑形式这里承受了支承环的支承形式，马上膜片弹簧的大端支承在支撑环上。2.1.3 压盘传力构造的选择由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙，在传力开头的瞬间，将产生冲击和噪声。且易华东磨损，传动效率较低。故本设计承受已被广泛使用的传动片传动方式，不但消退了以上缺点，还简化了压盘构造，有利于压盘的定中。另选用膜片弹簧作为压紧弹簧时，在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧。3 离合器主要

5、参数的选择和优化3.1 离合器主要参数的选择3.1.1 后备系数后备系数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牢靠程度。在选择时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能牢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松等因素。由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小开头时还有些增加；乘用车的后备功率比较大，使用条件较好；加之考虑到参考车型为微型车，构造紧凑，要求离合器尺寸较小；同时为削减传动系过载，保证操纵轻松，故b 宜取较小值，取b 1.20。3.1.2 初选摩擦片外径D 、内径d 、厚度b摩擦片外

6、径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有打算性的影响。依据离合器构造布置和飞轮尺寸，先初选摩擦片外径 D 。依据汽车设计【1】式 2-9，阅历公式TemaxD = KD对于乘用车， K=14.6，则DD =14.6 62mm = 115mm而且为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径 d 必需大于减震器弹簧位置直径 2Ro 约 50mm依据汽车离合器【2】表 2-1离合器摩擦片尺寸系列和参数标准，最终选定摩擦片尺寸为：摩擦片外径 D =200mm, 内径d =140mm，c= d = 140= 0.7D200摩擦片厚度b =3.5mm ，单面面积A =160 mm 2。3.1.

7、3 单位压力P0单位压力 P0打算了摩擦外表的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大D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。依据汽车离合器【2】表 3.2.1 可知，对于乘用车，以有机材料为摩擦片根底，当D 230mm 时,则 P01.18/Mpa；当D 230mm 时，则 P00.25Mpa。由于 D200mm，故取P00.25Mpa。依据汽车设计【1】表 22 可知，当摩擦片材料选择粉末冶金材料时，0.15Mpa P00.35Mpa，符合要求。3.1.4 摩擦因数 f、离合器间隙t、摩擦面数摩擦片的摩擦因数 f 取决于摩擦片所

8、用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦因数 f 的取值范围见下表。表 3-1摩擦材料的摩擦因数f 的取值范围摩 擦 材 料摩擦因数f石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35铜基0.250.35粉末冶金材料铁基0.350.50金属陶瓷材料0.701.50摩擦片材料选择粉末冶金材料，取 f=0.25。离合器间隙t=3mm，单盘离合器摩擦面数取 Z=23.2 离合器根本参数的优化设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和构造尺寸。这些参数确实定在前面是承受先初选、后校核的方法。下面承受优化的方法来确定这些参数。3.2.1 设计变量后备

9、系数取决于离合器工作压力 F 和离合器的主要尺寸参数 D 和 d。单位压力 P 也取决于离合器工作压力 F 和离合器的主要尺寸参数 D 和 d。因此，离合器根本参数的优化设计变量选为：3.2.2 目标函数X = x x12x T = FDd T3p离合器根本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其构造尺寸尽可能小，即目标函数为3.2.3 约束条件f (x) = min(D 2 - d 2 ) 43.2.3.1 最大圆周速度依据汽车设计【1】式210知，摩擦片外径 Dmm的选取应使最大圆周速度v不超过 6570m/s。D pv=D60ne maxD 10 -3 =p 5700

10、160 10 -3 47.75m / s 2R00+ 50 mm。对于选取的摩擦片 Ro。对于摩擦片内径 d=140mm,符合优化条件。3.2.3.5 单位压力 P0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 0.150.35Mpa，由于已确定单位压力P00.25Mpa，在规定范围内，故满足要求。3.2.3.6 单位摩擦面积滑磨功 w为削减汽车起步时离合器的滑磨，防止摩擦片外表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 w 应小于其许用值w 。汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功为W ，将参考车型的相关数据带入下式，计算可得p 2 n 2m r

11、23.142 450021020 0.2582W =e (a r ) = ()J1800i 2i 218004.2172 3.31620 g= 7613.54J式中，ma为汽车总质量(kg)；rr为轮胎滚动半径(m)；ig为汽车起步时所用变速器档位的传动比； i0为主减速器传动比； ne为发动机转速(r/min)；乘用车 n 取e4500 r/min。单位摩擦面积滑磨功 w武汉理工大学汽车设计课程设计说明书=w4W=4 7613.54(J)p Z (D2 - d 2 )3.14 2 (2023-1402 )mm2= 0.24(J)mm2故满足要求。4 膜片弹簧的设计4.1 膜片弹簧的弹性特性曲

12、线图 4-1膜片弹簧的弹性特性曲线假设膜片弹簧在承载过程中，其子断面刚性地绕此断面上的某中性点转动。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷 F1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为l1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：p Ehx1ln(R / r)- x1 R - r )(H - x1 R - r ) + h2 6(1- b2) (R1 - r1)2(HR1- r12 R1- r1F1 = f (x1) =式中，E-弹性模量，钢材料取 E=2.110 5Mpa； b-泊松比，钢材料取 b=0.3；R-自由状态下碟簧局部大端半径，mm ； r-自由状态下碟簧局部小端半径，mm

13、；R -压盘加载点半径，mm ；1r支承环加载点半径，mm；1H-自由状态下碟簧局部内截锥高度，mm ；h-膜片弹簧钢板厚度，mm 。4.2 膜片弹簧的根本参数的选择4.2.1 比值 H 和h 的选择h为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻松，汽车离合器用膜片弹簧的 H 一h7武汉理工大学汽车设计课程设计说明书般为 1.52.0，板厚h 为 24mm。故初选 h h =2mm, H =3.2mm。4.2.2 R 比值和 R、r 的选择rR 越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲受直径误差的影响越r大，且应力越高。依据构造布置和压紧力的要求。R/r 一般为 1.201.35 。为使摩擦片上

14、的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的 r 值宜为大于或等于 R 。c8摩擦片平均半径 R= 2 ( R3 - r 3 ) = 2 1003 - 703= 85(mm) ，c3R 2- r 231002- 702为满足 r Rc=85mm，故取故取 r=90mm，另取 R=108mm。4.2.3 a 的选择膜片弹簧自由状态下圆锥角a 与内截锥高度 H 关系亲热，a 一般在 915范围内。a = arctanH3.2=arctan12.6o ，满足要求。R - r108 - 904.2.4 分别指数目n 的选取分别指数目n 常取 18，大尺寸膜片弹簧可取 24，小尺寸膜片弹簧可取 12 。本设计中，取

15、分别指数目n = 18 。4.2.5 膜片弹簧小端内半径r0及分别轴承作用半径rf确实定膜片弹簧小端内半径 r0由离合器的构造打算，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径，但同时应协调协作分别轴承的尺寸。膜片弹簧小端内半径 r0=30mm ；分别轴承作用半径 rf32mm4.2.6 切槽宽度d 、d12及半径re依据要求，d1= 3.23.5 mm，d= 910 mm，r2e的取值应满足r - re d。取2d 3.2mm, d12=9.0mm, re=80，则r - re=90-80=10mm d=9.0mm，满足设计要求。24.2.7 压盘加载点半径r1和支承环加载点半径R1确实定对于拉式膜

16、片弹簧，依据要求：压盘加载点半径r1应略大于r ，且尽量接近r ；支承环加载点 R1应略小于 R 且尽量接近 R 。故取 r192mm， R1105mm。4.2.8 膜片弹簧工作点位置的选择利用 Matlab 软件进展 F1- l 特性曲线的绘制，程序如下：1function funx1=0:0.2:6;%x1 为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形E=2.1*105;%弹性模量Mpab=0.3;%泊松比R=108;%自由状态下碟簧局部大端半径(mm) r=90;%自由状态下碟簧局部小端半径(mm) H=3.2;%自由状态下碟簧局部内截锥高度mm h=2;%膜片弹簧钢板厚度mmR1=105;%压盘

17、加载点半径mm r1=92;%支承环加载点半径mmP1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/( R1-r1)+h2);%以下用于绘图clfplot(x1,P1,”-b”);axis(0,4,0,4000);%设置坐标hold onhold off,grid on xlabel(”变形 x1/mm”)ylabel(”工作压力 F1/N”)title(”F1-x1 特性曲线”)图形如下：武汉理工大学汽车设计课程设计说明书图 4-2膜片弹簧F1- l 特性曲线14.2.8.1 M

18、点、N 点确实定确定膜片弹簧的工作点位置，程序如下:function funx1=0:0.2:6;%x1 为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形E=2.1*105;%弹性模量Mpab=0.3;%泊松比R=108;%自由状态下碟簧局部大端半径(mm) r=90;%自由状态下碟簧局部小端半径(mm) H=3.2;%自由状态下碟簧局部内截锥高度mm h=2;%膜片弹簧钢板厚度mmR1=105;%压盘加载点半径mm r1=92;%支承环加载点半径mmP1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r

19、)/(10武汉理工大学汽车设计课程设计说明书R1-r1)+h2);%以下用于绘图clfplot(x1,P1,”-b”);axis(0,4,0,4000);%设置坐标hold onhold off,grid on xlabel(”变形 x1/mm”)ylabel(”工作压力 F1/N”)title(”F1-x1 特性曲线”) zoom out x,y=ginput(1)x,y=ginput(1)输出结果为:x=1.6521 y=2.538+e00311则可知x=2.970 y=2.304+e003M 点坐标1.6521，2538N 点坐标2.970 ， 23044.2.8.2 H 点确实定上述曲

20、线的拐点 H 对应着膜片弹簧的压平位置，且l1H则l= (1.652 + 2.970) / 2 = 2.311mm1H= (l1M+ l) / 2 ，1N4.2.8.3 B 点确实定离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点 B 一般取在凸点 M 和拐点 M 之间，且靠近或在 H 点处，一般l1B= (0.8 1.0)l，即1Hl= (0.8 1.0) 2.311 = (1.8488 2.311)mm ，1B取，选取l=2.300，对应的压紧力为 2421N1B0000一般要求，膜片弹簧压紧力的峰值较设计值 B 点的增加量应不大于 12%，F- F1M1B= 2538 - 2421 100= 4.8

21、1200，满足设计要求。F1B此时校核后备系数b2421b = fFR Z = 0.25 4191.9 68.27 2 = 1.24cT83000e max将初选的后备系数b 由原来的 1.2 调整为 1.24。4.2.8.4 A 点确实定A 点为摩擦片磨损的极限位置，要依据B 点的位置再由摩擦片总磨损量Dl 求得。且为保证摩擦片磨损后离合器仍能牢靠的传递转矩，要求在 A 点处的膜片弹簧工作压紧力较 B 点处略高。摩擦片总磨损量 Dl = Z DSc0式中： Z 为摩擦片总的工作面数， DS 为每片摩擦工作面最大允许磨损量，一般c0视状况DS 在 0.651.1mm 之间。0结合Dl 与图 3

22、-2，选取A 坐标为1.25,2436，即对应的压紧力为 2436N 大于工作点 B 的压紧力，故满足要求。4.2.8.5 C 点确实定C 点离合器彻底分别时，膜片弹簧大端为离合器分别时膜片弹簧的工作位置。C 点的位置取决于压盘升程l。1 fl= Z DS1 fcl1 f= 2 0.75 = 1.5mm式中， DS为彻底分别时每对摩擦片面之间的间隙，单片式可取DS=0.751.0mm。为最大限度减小踏板力，使 C 点尽量靠近 N 点，取DS=0.475mm，则此时，膜片弹簧总的变形量l = l11c= l+ l1B1 f= 2.3 + 0.95 = 3.25 mm 。4.3 强度校核拉式膜片弹

23、簧小端分别轴承载荷 F2计算，公式如下ln(R / r)R - rlR - rF= f (l ) =21 pEhl2 (H - l)(H -11) + h 2 11 6(1 - b ) (R- r ) (R11- r )fR- r112 R- r11由l = 3.25mm ，计算得 F12=2333N膜片弹簧的应力计算公式如下3 r - rFER - rH1llhls=f 2+- 1 -1 1+ (1)Bprb h 21 - m 2 r ln R R - r2R- r R- r2rR- r式中, b2为宽度系数， brd n= 1-2。111111 22p (re+ r)膜片弹簧选用材料60S

24、i2MnA 弹簧钢，许用应力s = 16001700Mpa。膜片弹簧分别时最大变形量l1= 3.25mm ，由上述公式算得s=1268MPa，满足强度要求。B4.4 膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的根本参数，使其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以到达最正确的综合效果。4.4.1 目标函数膜片弹簧优化设计的目标函数大致有五种，为了既保证离合器使用过程中传递转矩的稳定性，又不致严峻过载，且能保证操纵省力，通常选取“在分别过程中，驾驶员作用在分别轴承上的分别操纵力的平均值最小。”和“在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化确实定值的平均值为最小。”

25、 作为目标函数，通过两个目标函数安排不同的权重来协调他们之间的冲突，并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数，则f ( X ) = w f1 1X+w2f (X)2式中， w 和w12分别为两个目标函数 f1( X ) 和 f2( X ) 的加权因子，视设计要求选定。4.4.2 设计变量从膜片弹簧弹性特征计算式可以看出，应选取H、h、R、r、R 、r11这六个尺寸参数以及在结合工作点相应于弹簧工作压紧力 F1B的大端变形量l1B为优化设计变量，即4.4.3 约束条件X = x x1 2x x x x x3 4 5 6 7T = HhRrR r lT1 1 1B4.4.3.1 为

26、了保证各工作点A、B、C 有较适宜的位置A 点在凸点 M 左边，B 点在拐点 H 四周，C 点在凹点 N 四周，应正确选择l1B相对于拐点l的1H位置，一般 l/ l1B1Hl= 0.8 1.0 ，即R - r2.3108 - 900.8 1B (HR1) = 0.995 1.0- r3.2105 - 921满足使用设计要求。4.4.3.2 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h 与初始底锥角a H / (R - r) 应在肯定范围内，即1.6H/h=1.62.2 ，90 a 12.60 150满足使用设计要求。4.4.3.3 弹簧各局部有关尺寸的比值应符合肯定的范围，即1.20R/r=1

27、.21.35702R/h=981003.5R/ro=3.65.0满足使用设计要求。4.4.3.4 为了使摩擦片上的压紧力分布较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r 应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，1(D+d)/4=85r1=92D/2=100满足使用设计要求。4.4.3.5 依据弹簧构造布置要求，R1 与R，rf 与 r0 之差应在肯定范围内，即1 R - R1= 1.5 71R-R1=370 r1- r = 1 60r1-r=260 rf满足使用设计要求。- r = 2 40rf-ro=2404.4.3.6 膜片弹簧的分别指起分别杠杆的作用，因此其杠杆比应在肯定范围内选取，对于拉式膜片弹

28、簧，即3.5 R - r1f= 105 - 32 0.562 9.0R - r11满足使用设计要求。105 - 924.4.3.7 弹簧在工作过程中，B 点的最大压应力sB应不超过其许用值，即s=1268MPas =16001700MpaBB满足使用设计要求。5 离合器盖及压盘总成的设计5.1 离合器盖的设计离合器盖是离合器的主动件之一，它必需与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一局部转矩给压盘。此外，它还是离合器的压紧弹簧和分别杆的支承壳体。5.1.1 应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分别行程，减小压盘升程，严峻时使摩擦面不能彻底分别。本设计中，为了增加其刚度，承受厚

29、度为 3mm 的 08 低碳钢板，冲压成形。5.1.2 应与飞轮保持良好的对中，以免影响系统总成的平衡和离合器正常工作。本设计承受止口对中，即离合器盖的外缘与飞轮内圆止口对中的形式。5.1.3 盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。5.1.4 为了便于通风散热，防止摩擦外表温度过高，可在离合器盖上开设多个较大的通风窗孔。5.2 压盘的设计5.2.1 压盘几何尺寸确实定压盘的构造外形与传力、压紧和分别方式有关。压盘与摩擦片协作工作，故其内外径尺寸参照摩擦片尺寸选定。压板厚度确实定主要依据以下几点：5.2.1.1 压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，防止其产生裂纹和裂开。5.2.1.2

30、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别。5.2.1.3 与飞轮应保持良好的对中，并要进展静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于 1520 gcm 。5.2.1.4 压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。故初选压盘尺寸具体尺寸为，宽 b=31mm，厚 h=19mm，10 个凸起。压盘外形较简单，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常用灰铸铁，本设计承受 HT200，硬度为 170227HBS。5.2.2 温升校核校核离合器一次接合的温升 t，一般要求 t 不超過 810； 压盘质量 m = rV = 7800 p

31、 (87.52 - 552 ) 10-6 0.016 1.32kg式中， r 为铸铁密度，取 7800 kg/m 3，V 为压盘估算面积g W0.5 2725.45则压盘温升 t = 2.1445 oC 8 oC ，满足要求。mc1.32 481.4式中， c 为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg)；m 为压盘质量(kg)； g 为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘： g =0.5。5.2.3 压盘传力构造的设计5.2.3.2 传力片的设计传力片承受 3 组，每组 3 片的形式，每片厚度为 1mm，由弹簧钢带 65Mn 制成。由于各传动片沿圆周均匀分布，布置半径它们的变形不

32、会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。两孔间距为 l = 50mm ，螺钉孔直径为d = 5mm ，传力片切向布置，圆周半径 R = 100mm ，传力片宽度b = 10mm ，传力片弹性模量E = 2.1105MPa 。5.2.3.2 传力片的强度校核离合器在正常工作时，压盘传力片即受弯又受拉。计算传力片的有效长度l1l = l -1.2d = 50 -1.2 5 = 42.5mm11） 正向驱动应力为=-s3 fEh6Tfmaxe maxmax +Te max= 178.462 MPa s maxl 2inRbh 2inRbh12） 反向驱动应力为=+s3 fEh6Tfmaxe maxma

33、x -Te max= 816.89MPa s max均满足使用要求。l 2inRbh2inRbh1上式中， i 为传力片组数； n 为每组传力片数； E 为材料弹性模量； f轴向max最大变形量； h 为传力片厚度； R 为传力片布置半径；b 为传力片宽度；Te max为发动机最大转矩。6 小结本次课程设计，我的题目是“WUT0601-80 拉式膜片弹簧、离合器盖及压盘总成设计” 。我选取的参考车型是长安铃木-奥拓 1.0L 手动挡 5 座微型轿车。万事开头难，尽管以前有过做课程设计的经受，也参与过本田节能车等竞赛， 对汽车零件设计有些了解，但刚把任务书拿到手，却没什么头绪，感觉这次的设计工作

34、还是有肯定难度的。后来把课本的相关章节认真复习了一遍，并上网进展了相关文献的检索，同时参照离合器设计书的表达，在指导教师黄教师的指导帮助下，才使得设计工作顺当的开头并进展了下来。我深深的体会到做设计之前的资料检索及相关预备工作是至关重要的。和其它课程设计一样，离合器设计也是一项要求严密简单的工作。数据的计算经受了反复的计算，并利用 Matalab 软件对参数进展了屡次调整才得到适宜的结果；对于制图环节，对于一些构造和尺寸是经过反复的推敲才确定的。有些制图规章和表达方式记不太清了，查阅了参考资料后确定下来，完成了图纸绘制； 对于说明书的编写，由于这次是我们第一次提交电子档，这让我很好的练习了公式

35、编辑器，生疏了文本文档的排版及其他功能。通过这次课程设计，不紧加深了我对汽车设计这门课的生疏，更重要的是将课本学问实践化，这样更有利于我们对学问全面系统的把握。这次的课程设计也让我感受良多，做课程设计，亦或是做其他的设计，应当在已有的参考资料的根底上多下功夫，多琢磨，要吃透资料，全面考虑。同时，很重要的一点，是要参加自己的想法，这样才能作出自己更加精彩的设计。最终，由于课程设计在学期中进展，时间上和汽车设计的理论考试有肯定的冲突，在前一周未能依据时间安排进展，再加上要预备本田节能竞技大赛，每天后半下午到晚上都没有进展课程设计，导致最终没有按时完成设计任务，在此表示歉意。7.参考文献1王望予主编

36、.汽车设计 第 4 版. 机械工业出版社，2023 年2徐石安等编.汽车离合器. 清华大学出版社，1981 年3陈家瑞主编.汽车构造(下册) 第 2 版. 机械工业出版社，2023 年4纪名刚等编.机械设计 第 8 版. 高等教育出版社，2023 年5林世裕主编.膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造.南京：东南大学出版社，1995 年8.文献检索摘要李林，刘惟信. 汽车离合器膜片弹簧的优化设计. 清华大学学报自然科学版， 2023 年 第 5 期第 30 卷通过争论汽车离合器膜片弹簧的工作状况，建立了多目标优化模型。设计变量包括尺寸参数和工作参数，约束条件中考虑了目前的设计实际和制造因素.最终

37、给出的几个设计实例说明，优化设计方法对实际设计很有帮助。曹 涌，陶华. 基于灵敏度分析的离合器膜片弹簧优化设计. 西北工业大学学报，2023年 第6期第21卷利用灵敏度分析的方法,有目的地选择适当的设计变量,对汽车离合器用膜片弹簧进展优化设计,改进了以往只凭阅历选取设计变量进展优化,造成变量过 多、计算冗长且结果有偏差的问题。通过对膜片弹簧载荷-变形公式的灵敏度计算, 找出对目标函数灵敏度较高的膜片弹簧内锥高h、厚度t、碟簧局部内半径r以及工作状态下膜片弹簧大端变形量b等4个参数作为设计变量,将七维问题简化为四维,削减了运算量,去除了多余变量对优化过程的干扰作用,使结果更准确牢靠。习纲，陈建武

38、，陈俐. 膜片弹簧离合器的非线性掌握. 机械工程学报，2023年 第9期膜片弹簧的非线性弹性特性给汽车离合器的高精度自动掌握带来 困难。针对这类特性的 非线性输入，依据广义能量原理和反函数定理设计非线性补偿器，从理论上证明白闭环掌握 回路的渐进稳定性。该补偿器应用于膜片弹簧离合器的自动掌握，跟踪期望输出轴角速度。 仿真说明，非线性掌握器是渐进稳定的， 跟踪品质明显优于线性掌握器。林世裕. 膜片弹簧离合器的演化、构造型式与应用. 江苏大学学报，2023年 第5 期第36卷本文介绍了汽车离合器构造的演化过程和世界著名膜片弹黄离合器制造公司概况，并分析了推式与拉式膜片弹簧离合器的构造形式、特点、优缺点及其应用.最终指出，拉式膜片弹簧离合器是很有进展前途的第三代汽车离合器.孙吉树. 汽车离合器根本参数的优化. 机械工程学报，2023年 第14期11卷汽车离合器设计中主要参数确实定将直接打算离合器构造设计而影响离合器乃至整个传动系的工作和使用寿命, 承受优化设计思路, 把离合器工作压力P0 、几何尺寸D 和d 以及储藏系数为设计变量, 综合考虑和满足各约束条件状况下, 离合器根本参数优化设计追求的目标定在保证离合器性能要求条件下, 使其构造尺寸尽可能小, 可得到较好的设计效果。