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學 號：
設 計 報 告
題 目
奧迪A7離合器設計
學 院
專 業(yè)
班 級
姓 名
指導教師
2019
年
12
月
20
日
目錄
1.主要參數(shù) 3
2．方案選擇 4
2.1 摩擦片設計 4
2.1.1后備系數(shù) 4
2.1.2摩擦片外徑D，內(nèi)徑d和厚度b 4
2.1.2 單位壓力 5
2.1.3 摩擦因數(shù)f、離合器間隙Δt、摩擦面數(shù) 5
2.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 6
2.2.1 設計變量 6
2.2.2 目標函數(shù) 6
2.2.3 約束條件 6
2.3 膜片彈簧的設計 8
2.3.1膜片彈簧的彈性特性曲線 8
2.3.2膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇 9
2.3.3 膜片彈簧的應力計算 11
2.3.4膜片彈簧材料及制造工藝 11
2.4 扭轉(zhuǎn)減震器的設計 12
2.4.1極限轉(zhuǎn)矩Tj 12
2.4.2 扭轉(zhuǎn)角剛度kφ 12
2.4.3阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 12
2.4.4 預緊轉(zhuǎn)矩Tn 12
2.4.5 極限轉(zhuǎn)角φj 12
2.4.6減振彈簧的位置半徑R0 12
2.4.7減振彈簧個數(shù)Zj 13
2.4.8 減振彈簧尺寸 13
2.5離合器的操縱機構(gòu) 13
2.6從動盤轂 16
2.7.從動片的結(jié)構(gòu)形式 16
2.8 從動軸的計算 16
2.8.1選材 16
2.8.2確定軸的直徑 16
2.10 離合器蓋總成設計 17
2.10.1 離合器蓋設計 17
2.10.2 壓盤設計 17
2.10.3離合器的散熱通風 18
2.11離合器分離裝置設計 18
3.課程設計總結(jié) 18
參考文獻 19
參考車型
奧迪A7 2018款 50 TFSI quattro 舒適型
最大功率/轉(zhuǎn)速
245kw/5500-6500rpm
最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速
440Nm/2900-5300rpm
整車整備質(zhì)量
1980kg
驅(qū)動輪規(guī)格參數(shù)
255/40 R19
最高車速
250km/h
2．方案選擇
2.1 摩擦片設計
2.1.1后備系數(shù)
后備系數(shù)β是離合器的重要參數(shù)，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：（1）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（2）防止離合器本身滑磨程度過大（3）要求能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車β=1.2～1.75，故選擇β=1.5
2.1.2摩擦片外徑D，內(nèi)徑d和厚度b
摩擦片的靜壓力：
摩擦片外徑D
=
對于乘用車，=14.6，則
=
根據(jù)《離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)標準》，最后選定摩擦片尺寸為：
摩擦片外徑=325mm， 內(nèi)徑=190mm，
摩擦片厚度=3.5mm，單面面積=546。
2.1.2 單位壓力
單位壓力決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。根據(jù)《汽車離合器》表3.2.1可知，對于乘用車，以有機材料為摩擦片基礎，當D230mm時，則＝1.18/Mpa；當D230mm時，則＝0.25Mpa。
由于D＝325mm，故?。?.18/=0.68Mpa。根據(jù)《汽車設計》【1】表2-2，0.15Mpa<<1. 5Mpa，符合要求。
2.1.3 摩擦因數(shù)f、離合器間隙Δt、摩擦面數(shù)
摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦因數(shù)f的取值范圍見下表。
表3-1 摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍
摩 擦 材 料
摩擦因數(shù)
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
0.70～1.50
摩擦片材料選擇石棉基材料，取f=0.25。
離合器間隙Δt=3mm，單盤離合器摩擦面數(shù)取 Z=2
2.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化
設計離合器要確定離合器的性能參數(shù)和尺寸參數(shù)，這些參數(shù)的變化直接影響離合器的工作性能和結(jié)構(gòu)尺寸。這些參數(shù)的確定在前面是采用先初選、后校核的方法。下面采用優(yōu)化的方法來確定這些參數(shù)。
2.2.1 設計變量
后備系數(shù)β取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。單位壓力P也取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設計變量選為
2.2.2 目標函數(shù)
離合器基本參數(shù)優(yōu)化設計追求的目標，是在保證離合器性能要求的條件下使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標函數(shù)為
2.2.3 約束條件
2.2.3.1 最大圓周速度
根據(jù)《汽車設計》式（2－10）知，摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度不超過65～70m/s。
故符合要求。
式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s），為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速（r/min）。
2.2.3.2 摩擦片內(nèi)、外徑之比c
摩擦片的內(nèi)、外徑比c應在0.53～0.70范圍內(nèi)，即
0.53，，滿足約束要求。
2.2.3.3 后備系數(shù)β
為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，不同的車型的β值應在一定范圍內(nèi)，最大范圍為1.2～4.0。
本設計初選后備系數(shù)β＝1.5，滿足約束要求。
2.2.3.4 扭轉(zhuǎn)減振器的安裝
為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑約50mm，即 d>+ 50 mm。對于選取的摩擦片Ro。
對于摩擦片內(nèi)徑d=190mm，不大于140mm。
2.2.3.5 單位壓力P0
為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.10～1.50Mpa，由于已確定單位壓力＝0.25Mpa，在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求。
2.2.3.6 單位摩擦面積滑磨功
為減少汽車起步時離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值。
汽車起步時離合器接合一次產(chǎn)生的總滑磨功為，將參考車型的相關數(shù)據(jù)帶入下式，計算可得
式中，為汽車總質(zhì)量(kg)；為輪胎滾動半徑(m)；為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比；為主減速器傳動比；為發(fā)動機轉(zhuǎn)速(r/min)；乘用車取2000 r/min。
單位摩擦面積滑磨功：
故滿足要求。
2.3 膜片彈簧的設計
2.3.1膜片彈簧的彈性特性曲線
膜片彈簧的彈性特性曲線
假設膜片彈簧在承載過程中，其子斷面剛性地繞此斷面上的某中性點轉(zhuǎn)動。設通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷(N)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為(mm)，則膜片彈簧的彈性特性如下式表示：
式中，E----彈性模量，鋼材料取E=2.1×Mpa；
μ----泊松比，鋼材料取b=0.3；
R----自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑，mm；
r----自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑，mm；
----壓盤加載點半徑，mm；
----支承環(huán)加載點半徑，mm；
H----自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度，mm；
h----膜片彈簧鋼板厚度，mm。
2.3.2膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇
2.3.2.1 比值和的選擇
為了保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的一般為1.5～2.0，板厚為2～4mm。
故初選=2mm，=3.2mm。
2.3.2.2 比值和R、r的選擇
越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲受直徑誤差的影響越大，且應力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求。一般為1.20～1.35 。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，拉式膜片彈簧的r值宜為大于或等于。
本設計中取R/r=1.2，摩擦片平均半徑，，故r=130mm，則R=156mm。
2.3.2.3 的選擇
膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角與內(nèi)截錐高度H關系密切，一般在9°～15°范圍內(nèi)。
，滿足要求。
2.3.2.4 分離指數(shù)目的選取
分離指數(shù)目常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12。本設計中，取分離指數(shù)目。
2.3.2.5 膜片彈簧小端內(nèi)半徑及分離軸承作用半徑的確定
膜片彈簧小端內(nèi)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，但同時應協(xié)調(diào)配合分離軸承的尺寸。
膜片彈簧小端內(nèi)半徑=30mm；分離軸承作用半徑＝32mm
2.3.2.6 切槽寬度、及半徑
根據(jù)要求，= 3.2～3.5mm，= 9～10mm，的取值應滿足。?。?.2mm，=9.0mm，=80，則=77-65=12mm=9.0mm，滿足設計要求。
2.3.2.7 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定
對于拉式膜片彈簧，根據(jù)要求：
壓盤加載點半徑應略大于，且盡量接近；支承環(huán)加載點應略小于且盡量接近。
故?。?0mm，＝92mm。
2.3.3 膜片彈簧的應力計算
分析表明，B點的應力值最高，通常只計算B點的應力來校核碟簧的強度。B點的應力σtB為
σtB=E1-μ2re-r2φ2-e-rα+h2φ
σtB達到極大值時的轉(zhuǎn)角φp
φp=α+h2e-r
e 為中性點半徑，e=R-rlnRr，
在分離軸承推力F2的作用下，B點還受彎曲應力σrB，其值為
σrB=6r-rfF2nbrh2
n 為分離指數(shù)目，br為一個分離指根部的寬度（mm）
br=2πr018
根據(jù)最大切應力強度理論，B點的當量應力為
σjB=σrB-σtB
帶入設計參數(shù)得，σjB=1113.5Mpa
膜片彈簧選用材料彈簧鋼，許用應力σjB=1500~1700Mpa，故滿足強度要求。
2.3.4膜片彈簧材料及制造工藝
國內(nèi)膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料。為了 保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質(zhì)量等要求，需進行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理，即沿其分離狀態(tài)的工作方向，超過徹底分離點后繼續(xù)施加過量的位移，使其過分離3～8次，并使其高應力區(qū)發(fā)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應力。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理，即以高速彈丸流噴射到膜片彈簧表面，使表層產(chǎn)生塑性變形，形成一定厚度的表面強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高疲勞壽命。為提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻感應加熱淬火或鍍鉻。為了防止膜片彈簧與壓盤接觸圓形處由于拉應力的作用產(chǎn)生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應力源膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為 45～50HRC，分離指端硬度為 55～62HRC，在同一片上同一范圍內(nèi)的硬度差不大于3個單位。碟簧部分應為均勻的回火托氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一般不得超過厚度3％。膜片彈簧的內(nèi)外半徑公差一般為H11和h11，厚度公差為 ±0.025mm，初始底錐角公差為±10°。上、下表面的表面粗糙度為1.6μm，底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相互高度差一般要求小于 0.8～1.0mm
2.4 扭轉(zhuǎn)減震器的設計
2.4.1極限轉(zhuǎn)矩Tj
2.4.2 扭轉(zhuǎn)角剛度kφ
2.4.3阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ
2.4.4 預緊轉(zhuǎn)矩Tn
2.4.5 極限轉(zhuǎn)角φj
φj一般取3°~12°。
2.4.6減振彈簧的位置半徑R0
R0=0.6-0.75d2.結(jié)合d>2R0+50，取R0=75mm
2.4.7減振彈簧個數(shù)Zj
參照《汽車設計》表2-6，取Zj=8
2.4.8 減振彈簧尺寸
（1）選擇材料，計算許用應力 根據(jù)《機械原理與設計》(機械工業(yè)出版社)采用65Mn彈簧鋼絲，設彈簧絲直徑d=4mm，σb=1620MPa，τ=0.5σb=810MPa
（2）選擇旋繞比，計算曲度系數(shù)
根據(jù)下表選擇旋繞比
旋繞比薦用范圍
d/mm
0.2-0.4
0.45-1
1.1-2.2
2.5-6
7-16
18-42
C
7-14
5-12
5-10
4-9
4-8
4-6
確定旋繞比C=4，曲度系數(shù)K=4C-14C-4+0.615C=1.40
（3）極限轉(zhuǎn)角φj=2arcsinΔl2R0=3~12° ，取φj=3.5°，則Δl=3.3mm。
取總?cè)?shù)為8.
2.5離合器的操縱機構(gòu)
汽車離合器操縱機構(gòu)是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和接合的一套機構(gòu)。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內(nèi)的分離軸承。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機構(gòu)首先要求操作輕便。輕便性包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應過大，另一方面是應有踏板形成的校正機構(gòu)。離合器操縱機構(gòu)按分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機械式、 氣壓助力液壓式等等。
離合器操縱機構(gòu)應滿足的要求是：
（1）
踏板力要小，轎車一般在80～150N 范圍內(nèi)；
（2）
踏板行程對轎車一般在80-150mm內(nèi)；
（3）
踏板行程應能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復原；
（4）
應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構(gòu)因受力過大而損壞；
（5）
應具有足夠的剛度；
（6）
傳動效率要高；
（7）
發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。
機械式操縱機構(gòu)有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，但是機械效率低，質(zhì)量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠距離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命短，機構(gòu)效率不高。
本次設計的普通輪型離合器操縱機構(gòu)，采用液壓式操縱機構(gòu)。液壓操縱機構(gòu)有如下優(yōu)點：（1）液壓式操縱，機構(gòu)傳動效率高，質(zhì)量小，布置方便；便于采用吊掛踏板，從而容易密封，不會因駕駛室和車架的變形及發(fā)動機的振動而產(chǎn)生運動干涉；
（2）可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動系產(chǎn)生的動載荷，正由于液壓式操縱有以上的優(yōu)點，故應用日益廣泛，離合器液壓操縱機構(gòu)由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。
a2=120mm，a1=50mm，b2=95mm，b1=50mm，c2=50mm，c1=21.4mm，d2=135mm，d1=67mm
（3）離合器踏板行程計算
踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2 組成：
S=S1+S2=S0f+Z?Sc2c1a2b2d2^2a1b1d1^2
式中Sof為分離軸承的自由行程，一般為1.5-3.0mm，反映到踏板上的自由行程S1一般為20-30mm，取Sof=1.5mm；d1、d2分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦片面數(shù)；?S為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：
D?S=0.85 ~1.30mm，取?S=1.2 mm；a1 、a2 、b1 、b2 、c1 、c2 為杠桿尺寸。得：S=131mm，S1=27.77 mm，合格。
（4）踏板力的計算
踏板力為：
Ff=F'iΣη+Fs
其中，F(xiàn)' 為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；iΣ 為操縱機構(gòu)總傳動比，iΣ=a2b2c2d2^2a1b1c1d1^2；η 為機械效率，液壓式：η=80%-90%；Fs為克服回位彈簧1，2的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。
F'=F2=487.6N，iΣ=43.26，η=80%，則Ff=14N，合格。
2.6從動盤轂
從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax選??；
一般取1.0～1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，
表面和心部硬度一般 26～32HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應進行高頻處理。由汽車設計表2-7得 齒數(shù)n=10，D'=40mm，d'=32mm，t=5mm，l=45mm，σc=11.6MPa。
2.7.從動片的結(jié)構(gòu)形式
在設計從動片時要盡量減輕其質(zhì)量，并應使其質(zhì)量的分布盡可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。為了使得離合器結(jié)合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)。具有軸向彈性的從動片有以下3種結(jié)構(gòu)型式：整體式彈性從動片、分開式彈性從動片以及組合式彈性從動片。前面兩種結(jié)構(gòu)在小轎車上采用較多，在載貨汽車上則常用第三種即組合式從動片。故選整體式波形從動鋼片。
2.8 從動軸的計算
2.8.1選材
40Cr 調(diào)質(zhì)鋼可用于載荷較大而無很大沖擊的重要軸，初選 40Cr 調(diào)質(zhì)。
2.8.2確定軸的直徑
d≥A3Pn
式中，A 為由材料與受載情況決定的系數(shù)，見表
取A=100，n為軸的轉(zhuǎn)速，n=5500r/min，P=245kw計算取d=30mm
2.10 離合器蓋總成設計
離合器蓋總成除了壓緊彈簧外還有離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支承環(huán)等。
2.10.1 離合器蓋設計
為了減輕重量和增加剛度，轎車的離合器蓋常用厚度約為3～5mm的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成比較復雜的形狀。在設計中要特別注意的是剛度、對中、通風散熱等問題。離合器蓋的剛度不夠，會產(chǎn)生較大變形，這不僅會影響操縱系統(tǒng)的傳動效率，還可能導致分離不徹底、引起摩擦片早期磨損，甚至使變速器換擋困難。離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離杠桿、壓緊彈簧等，因此，應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。對中方式采用定位銷或定位螺栓，也可采用止口對中。離合器蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。為了加強離合器的通風散熱和清除摩擦片的磨損粉末，防止摩擦表面溫度過高，在保證剛度的前提下，可在離合器蓋上設置循環(huán)氣流的入口和出口，甚至可將蓋設計成帶有鼓風葉片的結(jié)構(gòu)。
本次設計離合器蓋要求離合器蓋內(nèi)徑大于離合器摩擦片外徑，能將其他離合器上的部件包括在其中即可。
2.10.2 壓盤設計
對壓盤設計的要求：
（1）壓盤應具有較大的質(zhì)量，以增大熱容量，減小溫升，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。
（2）壓盤應具有較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及離合器的徹底分離，厚度約為15~25mm。
（3）與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應補低于15~20g.cm。
（4）壓盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小。
材料為灰鑄鐵HT200鑄成，密度78000kg/m3。
2.10.3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 200 ~180°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180°C 以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能達到 1000°C。過高的溫度能使壓盤受壓變形產(chǎn)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(zhì)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(jié)構(gòu)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(nèi)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(nèi)裝導流罩。膜片彈簧式離合器本身構(gòu)造能良好實現(xiàn)通風散熱效果，故不需作另外設置。
2.11離合器分離裝置設計
分離軸承在工作中主要承受軸向分離力，同時還承受在告訴旋轉(zhuǎn)時離心力作用下的徑向力。以前主要采用推力球軸承或向心球軸承，但其潤滑條件差，磨損嚴重、噪聲大、可靠性差、使用壽命低。目前國外已采用角接觸推力球軸承，采用全密封結(jié)構(gòu)和高溫鋰基潤滑脂，其端部形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。
3.課程設計總結(jié)
為期10天的離合器課程設計終于接近尾聲，回顧這10天，雖然大部分時間在十堰進行畢業(yè)實習，學習環(huán)境比較艱苦，可參考資料有限，但我們并沒有因此氣餒，在老師的指導下和參考文獻的指示下，從零開始，由開始時對離合器結(jié)構(gòu)的懵懵懂懂，到初步選擇離合器相關參數(shù)，再到建立三維模型并進行裝配，最后繪制二維圖紙并編寫課程設計說明書，我們經(jīng)歷了一段極其充實又有意義的設計經(jīng)歷。經(jīng)歷了本次經(jīng)歷后，我對離合器的結(jié)構(gòu)有了更加深刻的了解，并熟悉了摩擦片、膜片彈簧、壓片、波形片等離合器主要零件的參數(shù)設計和模型建立。本次課程設計，充分利用了SolidWorks軟件和AutoCAD軟件，為我們將來的工作和學習打下了良好的基礎。經(jīng)過此次設計，我也充分的意識到，CAD和SolidWorks對一個車輛工程專業(yè)學生的重要性，自己的CAD基本操作掌握的還不夠熟練，這是自己需要改進的地方。
通過這次課程設計，不僅加深了我對《汽車設計》這門課的認識，更重要的是將課本知識實踐化，這樣更有利于我們對知識全面系統(tǒng)的掌握。這次的課程設計也讓我感觸良多，做課程設計，亦或是做其他的設計，應該在已有的參考資料的基礎上多下功夫，多琢磨，要吃透資料，全面考慮。同時，很重要的一點，是要加入自己的想法，這樣才能做出自己更加出色的設計。
最后，由于本次課程設計和汽車設計考試以及畢業(yè)實習的時間沖突，自己在一些設計的細節(jié)方面可能出現(xiàn)紕漏，懇請老師指正！
參考文獻
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