轎車拉式膜片彈簧離合器課程設(shè)計

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1、 轎車拉式膜片彈簧離合器 課程設(shè)計 2012/9/25 目錄 一、離合器設(shè)計目的及離合器概述 1.1、離合器設(shè)計基本要求3 1.2、技術(shù)參數(shù)及論文要求3 1.3、膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)4 1.4、膜片彈簧離合器優(yōu)點5 1.5、膜片彈簧離合器工作原理5 二、離合器摩擦片參數(shù)確定 2.1、摩擦片參數(shù)選擇 2.1.1 初選摩擦片外徑D、內(nèi)徑d、厚度b6 2.1.2 后備系數(shù)β7 2.1.3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩TC7 2.1.4 單位壓力P07 2.2 離合器基本參數(shù)的校核 2.2.

2、1 最大圓周速度8 2.2.2 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩9 2.2.3 單位壓力9 2.2.4單位摩擦面積滑磨功9 三、扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 3.1 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)10 3.1.1 極限轉(zhuǎn)矩Tj10 3.1.2 扭轉(zhuǎn)剛度11 3.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ11 3.1.4 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn11 3.1.5 減振彈簧的位置半徑R011 3.1.6 減振彈簧個數(shù)Zj11 3.1.7 減振彈簧總壓力F∑11 3.1.8 極限轉(zhuǎn)角12 3.2 減振彈簧的計算12 3.2.1 減振彈簧的分布半徑R112 3.2.2單個減振器的工作壓力P12 3.2.3 減振彈簧尺寸12

3、 四、離合器其它主要部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.1從動盤轂的設(shè)計14 4.2從動片的設(shè)計14 五、設(shè)計小結(jié)15 六、參考文獻15 某轎車離合器從動部分設(shè)計------3 一、 離合器設(shè)計的目的及離合器概述 了解轎車離合器的構(gòu)造，掌握轎車離合器的工作原理。了解從動盤總成的結(jié)構(gòu)，掌握從動盤總成的設(shè)計方法，了解壓盤和膜片彈簧的結(jié)構(gòu)，掌握壓盤和膜片彈簧的設(shè)計方法，通過對以上幾方面的了解，從而熟悉轎車離合器的工作原理。學(xué)會如何查找文獻資料、相關(guān)書籍，培養(yǎng)學(xué)生動手設(shè)計項目、自學(xué)的能力，掌握單獨設(shè)計課題和項目的方法，設(shè)計出滿足整車要求并符合相關(guān)標準、具有良好的制造工藝性且結(jié)構(gòu)簡單、便于維護

4、的轎車離合器，為以后從事汽車方面的工作或工作中設(shè)計其它項目奠定良好的基礎(chǔ)。通過這次課程設(shè)計，使學(xué)生充分地認識到設(shè)計一個工程項目所需經(jīng)歷的步驟，以及身為一個工程技術(shù)人員所需具備的素質(zhì)和所應(yīng)當完成的工作，為即將進入社會提供了一個良好的學(xué)習(xí)機會，對于由學(xué)生向工程技術(shù)人員轉(zhuǎn)變有著重大的實際意義。 離合器通常裝在發(fā)動機與變速器之間，其主動部分與發(fā)動機飛輪相連，從動部分與變速器相連。為各類型汽車所廣泛采用的摩擦離合器，實際上是一種依靠其主、從動部分間的摩擦來傳遞動力且能分離的機構(gòu)。離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系平順的接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪間

5、的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，以防止傳動系個零部件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪音。 1.1離合器設(shè)計的基本要求 1) 在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備，又能防止過載。 2) 接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。 3) 分離時要迅速、徹底。 4) 從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小同步器的磨損。 5) 應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。 6) 操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。 7) 具有足夠的強度和良好

6、的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。 1.2技術(shù)參數(shù)及論文要求 整車質(zhì)量（Kg）：1320 最大扭矩/轉(zhuǎn)速（Nm/rpm）:168/3500 最大功率/轉(zhuǎn)速（KW/rpm）：92/5700 主減速比：4.111 一檔速比：I1=3.778 二檔速比：I2=2.176 三檔速比：I3=1.492 四檔速比：I4=1.029 五檔速比：I5=0.838 倒檔速比：IR=3.444 輪胎規(guī)格：195/65 R15 變速器一軸花鍵為矩形 齒數(shù)：10，外徑：35，內(nèi)徑：28 齒厚：4 離合器總成的軸向尺寸要求：40-45mm 發(fā)動機飛輪為平飛輪 本次課程設(shè)計的基本

7、內(nèi)容有： 1. 根據(jù)所給的車型及整車技術(shù)參數(shù),選擇合適離合器的結(jié)構(gòu)類型,完成離合器主要基本參數(shù)的選擇、確定； 2. 完成從動部分總成的設(shè)計計算； 3. 完成從動部分總成的設(shè)計圖紙（裝配圖）。 1.3膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu) 膜片彈簧離合總成由膜片彈簧、離合器蓋、壓盤、傳動片和分離軸承總成等部分組成。 1) 離合器蓋 離合器蓋一般為120或90旋轉(zhuǎn)對稱的板殼沖壓結(jié)構(gòu)，通過螺栓與飛輪聯(lián)結(jié)在一起。離合器蓋是離合器中結(jié)構(gòu)形狀比較復(fù)雜的承載構(gòu)件，壓緊彈簧的壓緊力最終都要由它來承受。 2) 膜片彈簧 膜片彈簧是離合器中重要的壓緊元件，在其內(nèi)孔圓周表面上開有許多均布的長徑向槽，在槽的根部制成

8、較大的長圓形或矩形窗孔，可以穿過支承鉚釘，這部分稱之為分離指；從窗孔底部至彈簧外圓周的部分形狀像一個無底寬邊碟子，其截面為截圓錐形，稱之為碟簧部分。 3) 壓盤 壓盤的結(jié)構(gòu)一般是環(huán)形盤狀鑄件，離合器通過壓盤與發(fā)動機緊密相連。壓盤靠近外圓周處有斷續(xù)的環(huán)狀支承凸臺，最外緣均布有三個或四個傳力凸耳。 4) 傳動片 離合器接合時，飛輪驅(qū)動離合器蓋帶動壓盤一起轉(zhuǎn)動，并通過壓盤與從動盤摩擦片之間的摩擦力使從動盤轉(zhuǎn)動；在離合器分離時，壓盤相對于離合器蓋作自由軸向移動，使從動盤松開。這些動作均由傳動片完成。傳動片的兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接，一般采用周向布置。在離合器接合時，離合器蓋通過

9、它來驅(qū)動壓盤共同旋轉(zhuǎn)；在離合器分離時，可利用它的彈性恢復(fù)力來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。 5) 分離軸承總成 分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成。分離軸承在工作時主要承受軸向分離力，同時還承受在高速旋轉(zhuǎn)時離心力作用下的徑向力。目前國產(chǎn)的汽車中多使用角接觸推力球軸承，采用全密封結(jié)構(gòu)和高溫鏗基潤滑脂，其端面形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平面時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。 1.4膜片彈簧離合器的優(yōu)點 膜片彈簧離合器與其他形式離合器相比，具有一系列優(yōu)點： 1) 膜片彈簧離合器具有較理想的非線性彈性特性； 2) 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，

10、結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量??； 3) 高速旋轉(zhuǎn)時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定； 4) 膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻； 5) 易于實現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長； 6) 膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好 1.5膜片彈簧離合器的工作原理 由圖可知，離合器蓋與發(fā)動機飛輪用螺栓緊固在一起，當膜片彈簧被預(yù)加壓緊，離合器處于接合位置時，由于膜片彈簧大端對壓盤的壓緊力，使得壓盤與從動摩擦片之間產(chǎn)生摩擦力。當離合器蓋總成隨飛輪轉(zhuǎn)動時(構(gòu)成離合器主動部分)，就通過摩擦片上的摩擦轉(zhuǎn)矩帶動從動盤總成和變速器一起轉(zhuǎn)動以傳遞發(fā)動機動力

11、 要分離離合器時，將離合器踏板踏下，通過操縱機構(gòu)，使分離軸承總成前移推動膜片彈簧分離指，使膜片彈簧呈反錐形變形，其大端離開壓盤，壓盤在傳動片的彈力作用下離開摩擦片，使從動盤總成處于分離位置，切斷了發(fā)動機動力的傳遞。 圖1.1 膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)圖 二、 離合器摩擦片參數(shù)的確定 2.1 摩擦片參數(shù)的選擇 2.1.1 初選摩擦片外徑D、內(nèi)徑d、厚度b 摩擦片外徑是離合器基本尺寸，它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和壽命，它和離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩大小有一定關(guān)系。 D= 式中，為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，?。? A為不同結(jié)構(gòu)和使用條件對D的影響系數(shù)，對于小轎車 取A=47。 離合器摩擦片尺寸

12、系列和參數(shù)表1 表1 外徑D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 內(nèi)徑d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度b/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 c=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535

13、1- c3 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 單位面積 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 摩擦片標準系列尺寸，取。 2.1.2 后備系數(shù)β 后備系數(shù)保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動機扭矩，同時它有助于減少汽車起步時的滑磨，提高了離合器的使用壽命。但為了離合器的尺寸不致過大，減少傳遞系的過載，使操縱輕便等，后備系數(shù)又不宜過大。由于所設(shè)計的離合器為膜片彈簧離合器，在使用

14、過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變小（開始時還有些增加），再加上小轎車的后備功率比較大，使用條件較好，宜取較小值，故初取β=1.3。 2.1.3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩TC TC=218.4 2.1.4 單位壓力P0 摩擦面上的單位壓力P的值和離合器本身的工作條件,摩擦片的直徑大小,后備系數(shù),摩擦片材料及質(zhì)量等有關(guān)。 離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣單位壓力P較小為好。當摩擦片的外徑較大時也要適當降低摩擦片摩擦面上的單位壓力P。因為在其它條件不變的情況下，由于摩擦片外徑的增加，摩擦片外緣的線速度大，滑磨時發(fā)熱厲害，再加上因整個零件較大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻，

15、為了避免這些不利因素，單位壓力P應(yīng)隨摩擦片外徑的增加而降低。選取時應(yīng)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。 式中，為摩擦因數(shù)取0.3； 為單位壓力 為摩擦面數(shù)取2； 為摩擦片外徑取200； 為摩擦片內(nèi)徑取140； 摩擦片材料選擇石棉基編織材料，為單位壓力0.26，為摩擦因數(shù)取0.3。 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車的的使用條件，摩擦片的性能應(yīng)滿足以下幾個方面的要求： ⑴應(yīng)具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數(shù)的影響小。 ⑵要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應(yīng)耐

16、磨。 ⑶要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應(yīng)較好 ⑷熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦 ⑸磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面 ⑹油水對摩擦性能的影響應(yīng)最小 ⑺結(jié)合時應(yīng)平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象 由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學(xué)穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數(shù)大約在0.3左右,在該設(shè)計中選取的是石棉合成物制成的摩擦片。 2.2 離合器基本參數(shù)的校核 2.2.1 最大圓周速度 式中， 為摩擦片最大圓周速度（m/s）； 為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速取5700； 為摩擦片

17、外徑徑取200； 故符合條件。 2.2.2 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 =(N/) 式中，為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩218.4； 當摩擦片外徑D210mm時，=0.28 N/>0.0068 N/， 故符合要求 2.2.3 單位壓力 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0.15～0.35Mpa， 由于已確定單位壓力＝0.26Mpa，在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求。 2.2.4單位摩擦面積滑磨功 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次結(jié)合的單位摩擦面積滑磨功w應(yīng)小于其許用值[w]。 汽車起步時離合器結(jié)合一次

18、所產(chǎn)生的總滑磨功(J)為： W = () = () = 12048(J) 式中，W為汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J) m 為汽車總質(zhì)量取1320kg； rr 為輪胎滾動半徑0.317m； i為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比3.778； i為主減速器傳動比4.111； n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速(r/min),乘用車n取2000 r/min; w = = = 0.38 式中，W為汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功取12048J 滿足w < [w] = 0.4 0J/mm要求。 車輪滾動半徑Rr：由輪胎規(guī)格195/65 R15知輪胎名義斷面寬度為195mm，

19、輪胎名義高寬比65%，輪輞名義直徑為15in，即0.381m，則輪胎高H=19565%=126.75mm，輪胎直徑Dr=2H+dr=2126.75+381=634.5mm，則Rr=317.25mm 摩擦片的相關(guān)參數(shù)如表2 表2 摩擦片外徑D 摩擦片內(nèi)徑d 后備系數(shù)β 厚度b 單位壓力Po 200mm 140mm 1.3 3.5 0.26MPa 三、扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 3.1 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù) 帶扭轉(zhuǎn)減振器的的從動盤結(jié)構(gòu)簡圖如下圖4.1所示彈簧摩擦式: 圖4.2帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤總成結(jié)構(gòu)示意圖 1—從動盤；2—減振彈簧；3—碟形彈簧墊圈；4—緊固螺釘；

20、5—從動盤轂；6—減振摩擦片 7—減振盤；8—限位銷 由于現(xiàn)今離合器的扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計大多采用以往經(jīng)驗和實驗方法通過不斷篩選獲得,且越來越趨向采用單級的減振器。 3.1.1 極限轉(zhuǎn)矩Tj 極限轉(zhuǎn)矩受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取， Tj=(1.5～2.0) 對于乘用車，系數(shù)取2.0。 則Tj=2.0＝2.0168＝336（Nm） 3.1.2 扭轉(zhuǎn)剛度 由經(jīng)驗公式初選 Tj 即＝Tj＝13336＝4368（Nm/rad） 3.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 可按公式初選Tμ Tμ＝（0.06～0.17） 取Tμ=0.1 =0.1168=16

21、.8(Nm) 3.1.4 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊。 Tn滿足以下關(guān)系： Tn＝（0.05～0.15）且TnTμ＝16.8 Nm 而Tn＝（0.05～0.15）＝8.4～25.2 Nm 則初選Tn＝15Nm 3.1.5 減振彈簧的位置半徑R0 R0的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取 R0=(0.60～0.75)d/2 則取R0=0.65d/2=0.65140/2=45.5(mm),可取為46mm. 3.1.6 減振彈簧個數(shù)Zj 當摩擦片外徑D250mm時， Zj=4～6 故取Zj=6 3.1.7 減振彈簧總壓力F∑ 當減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達到最大值Tj

22、時，減振彈簧受到的壓力F∑為 F∑＝Tj/R0＝336/(46)＝7.3043(KN) 3.1.8 極限轉(zhuǎn)角 減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn增加到極限轉(zhuǎn)矩Tj時，從動片相對于從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角為 =2 式中，為減振彈簧的工作變形量，通常取30~120，對汽車平順性要求高或發(fā)動機工作不均勻時，去上限。=120 3.2 減振彈簧的計算 在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振器設(shè)計相關(guān)的尺寸。 3.2.1 減振彈簧的分布半徑R1 R1的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取 R1=(0.60～0.75)d/2 式中

23、，d為離合器摩擦片內(nèi)徑 故R1=0.65/2=0.65140/2=45.5(mm)，即為減振器基本參數(shù)中的R0 3.2.2單個減振器的工作壓力P P= F∑/Z=7304.3/61217.4(N) 3.2.3 減振彈簧尺寸 1）彈簧中徑DC 其一般由布置結(jié)構(gòu)來決定，通常 DC=11～15mm 故取Dc=12mm 2）彈簧鋼絲直徑d d===8.01mm 式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力]可取550～600Mpa,故取為580Mpa d取8.1 mm 3）減振彈簧剛度k 應(yīng)根據(jù)已選定的減振器扭轉(zhuǎn)剛度值及其布置尺寸R1確定，即 k= 4）減振彈簧有效圈數(shù) 減振彈簧總?cè)?shù)n與有

24、效圈數(shù)之間的關(guān)系為 n=+(1.5～2)=6，i=4 5）減振彈簧總?cè)?shù)n 其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間的關(guān)系為 n=+(1.5～2)=6 減振彈簧最小高度 =52.9mm 彈簧總變形量 mm 減振彈簧總變形量 ==52.9+3.54=56.44mm 減振彈簧預(yù)變形量 =0.158mm 減振彈簧安裝工作高度 =56.44-0.158=56.3mm 6）從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 最大轉(zhuǎn)角和減振彈簧的工作變形量有關(guān)，=3.382mm其值為 =4.21 7）限位銷與從動盤轂缺口側(cè)邊的間隙 式中，為限位銷的安裝尺寸。值一般為2.5～4mm。 所以可取

25、為4mm, 為54mm. 8）限位銷直徑 按結(jié)構(gòu)布置選定，一般 ＝9.5～12mm。 可取為10mm 扭轉(zhuǎn)減振器相關(guān)參數(shù)表4 表4 極限轉(zhuǎn)矩Tj 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧的位置半徑R0 減振彈簧個數(shù)Zj 336Nm 16.8 Nm 15 Nm 46mm 6 四、離合器其它主要部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.1從動盤轂的設(shè)計 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，花鍵的遲鈍可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩T 花鍵尺寸表5 表5 摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動機

26、最大轉(zhuǎn)矩T/(Nm) 花鍵尺寸 擠壓應(yīng)力/MPa 齒數(shù)n 外徑D’/mm 內(nèi)徑d’/mm 齒厚t/mm 有效尺長l/mm 200 168 10 35 28 4 35 10.2 4.2從動片的設(shè)計 從動盤對離合器工作性能影響很大，設(shè)計時應(yīng)滿足如下要求： 1)從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 2) 從動盤應(yīng)具有軸向彈性，使離合器結(jié)合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。 3)應(yīng)安裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 本次設(shè)計初選從動片厚度為2mm，表面硬度40HRC 。 五、 設(shè)計小結(jié) 本設(shè)計以“機械

27、設(shè)計、汽車設(shè)計、二維制圖模型”為主線，主要采用AutoCAD設(shè)計一個汽車膜片彈簧離合器總成特別是離合器從動部分，由于時間和能力的限制，本設(shè)計對分離機構(gòu)和操縱機構(gòu)只作了簡單的設(shè)計。 本次設(shè)計我利用AutoCAD軟件繪制了離合器總成和部分零件的二維圖形，由于能力有限，難免有些不合理的地方，此次設(shè)計充分利用了已學(xué)過的汽車設(shè)計和機械設(shè)計知識，使我對所學(xué)知識有了一個系統(tǒng)的認識、復(fù)習(xí)、鞏固和深入。通過這次設(shè)計，我對機械設(shè)計和汽車設(shè)計有了更深刻的認識，也初步掌握了機械設(shè)計的方法和使用有關(guān)機械設(shè)計手冊的方法；對機械零件、汽車部件、裝配技術(shù)、計算機軟件使用技術(shù)等作了一個全新的認識和再學(xué)習(xí)，加深了理解，并擴展了

28、知識面；充分利用計算機CAD技術(shù)進行了繪圖；提高了計算機的使用能力。 自己平日的理論知識雖然仍沒有真正應(yīng)用于實際生產(chǎn)中，但利用課程設(shè)計這個平臺，使我充分認識到自己理論學(xué)習(xí)中的不足，熟悉了一些新的設(shè)計方法。尤其是在畫圖方面，進一步熟練、鞏固，這次課程設(shè)計為我以后的學(xué)習(xí)及畢業(yè)設(shè)計打下了基礎(chǔ)。指導(dǎo)教師認真細致的指導(dǎo)和幫助，我表示最真摯的感謝。 六、參考文獻 [1].徐石安,江發(fā)潮.汽車離合器/汽車設(shè)計叢書 [M].北京：清華大學(xué)出版社,2005 [2].王望予.汽車設(shè)計[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2007 [3].陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].北京：人民交通出版社，2002 [4].劉惟信.汽車設(shè)計 [M].北京：清華大學(xué)出版社,2001 [5].鞏云鵬，田萬祿，張祖立，黃秋波.機械設(shè)計課程設(shè)計[M].沈陽：東北大學(xué)出版社,2006  - 19 -