毕业设计（论文）-中功率轮式拖拉机双作用离合器的设计

摘 要

拖拉机是现代化农业生产中不可替代的动力机械，在农业生产中具有广泛的用途。拖拉机离

合器的主要功用是分离发动机传来的动力，以使变速箱顺利挂挡或换挡；柔顺地接合动力，保证车辆平稳起步；超负荷时离合器打滑以保护零件免受损坏。

根据传递动力的方式，离合器分为摩擦式和液力式两种,目前摩擦式应用比较广泛。摩擦式离合器，根据从动盘的数目，可分为单片式 、双片式和多片式3种；根据加压方式，可分为常接合式和非常接合式两种；根据其作用原理，还有单作用式和双作用式之分。

双作用离合器是汽车及拖拉机的部件之一，它是由安装在一起的两个不同功能的离合器：即将动力传给驱动轮的主离合器和将动力传给动力输出轴的副离合器。

单片离合器和双片离合器的优缺点对比：单片摩擦离合器具有从动部分转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点；而双片和多片式离合器接合虽较平顺，但分离不彻底、从动部分转动惯量大、中间压盘散热不良，结构复杂、成本高 。故双片离合器一般只应用在径向尺寸受限或采用单片时摩擦转矩不够的场合。

关键词 ： 单片离合器 ，双片离合器 ,摩擦式离合器 ，液力式离合器 变速箱

Abstract

Tractor is the modernization of agricultural production in the irreplaceable driving force for

machinery, in agricultural production with a wide range of uses. The main function of tractor clutch is the driving force came from the engine, so that the transmission of gearbox shift smoothly ; flexibility and joint force to ensure a smooth start of vehicles; overloaded when the clutch slipping to protect components from damage.

According to convey the driving force, friction clutch is divided into two-and-hydraulic, a comprehensive range of friction applications. Friction clutch, according to the number-driven, can be divided into single-and double-and multi-chip three kinds; under pressure, can be divided into joint-and often very junction of the two, according to its principle role , Single-and dual-role of the sub-type role.

Double-action clutch of motor vehicles and tractors is one of the components, it is installed with a

clutch two different functions: to be the main force driving wheel transmission clutch and the power transmission power output shaft of the clutch.

Single and double-clutch clutch the advantages and disadvantages compared: Friction clutch single moment of inertia has driven some small amount of heat is good, simple structure, the adjustment convenient, compact size, the advantages of complete separation, while dual-and multi-chip clutch

engagement Although more smoothly, Zhang is not completely isolated from the Portion moment of inertia, the middle-pressure cooling bad, structural complexity and high cost. Therefore, double-clutch is generally limited size of the radial or friction torque when using single-chip not enough occasions. Keywords： Friction clutch single ， Double-clutch friction ， Friction clutch Hydraulic clutch ， Gearbox

第一章 前 言

1.1离合器概述

离合器装在发动机与变速器之间，车辆从启动到行驶的整个过程中，经常需要使用离合器。它的作用是使发动机与变速器之间能逐渐接合，从而保证汽车平稳起步；暂时切断发动机与变速器之间的联系，以便于换档和减少换档时的冲击；当车辆紧急制动时能起分离作用，防止变速器等传动系统过载，起到一定的保护作用。当驾车者踩下离合器踏板，操纵部分的分离叉将分离轴承推向前，推动分离杠杆克服压紧弹簧反力，拉动压盘向后移动，解除了压盘与摩擦片之间的压紧力，发动机只能带动主动部分旋转，无法将扭矩传递给变速器。当驾车者松开离合器踏板，操纵部分通过回位弹簧将分离轴承拉回来，压紧弹簧恢复原位，压盘在压紧弹簧压力下又向前移动并将摩擦片压紧，发动机又可将扭矩传递至变速器。 1.2离合器的功能及作用

离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。主要作用： （1） 确保汽车平稳起步；

起步前汽车处于静止状态，如果发动机与变速箱是刚性连接的，一旦挂上档，汽车将由于突然接上动力突然前冲，不但会造成机件的损伤，而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生的巨大惯性力，使发动机转速急剧下降而熄火。如果在起步时利用离合器暂时将发动机和变速箱分离，然后离合器逐渐接合，由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着滑磨的现象，可以使离合器传出的扭矩由零逐渐增大，而汽车的驱动力也逐渐增大，从而让汽车平稳地起步。 （2） 便于换档；

汽车行驶过程中，经常换用不同的变速箱档位，以适应不断变化的行驶条件。如果没有离合

器将发动机与变速箱暂时分离，那么变速箱中啮合的传力齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿面间的压力很大而难于分开。另一对待啮合齿轮会因二者圆周速度不等而难于啮合。即使强行进入啮合也会产生很大的齿端冲击，容易损坏机件。利用离合器使发动机和变速箱暂时分离后进行换档，则原来啮合的一对齿轮因载荷卸除，啮合面间的压力大大减小，就容易分开。 （3） 限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系统过载；

汽车紧急制动时，车轮突然急剧降速，而与发动机相连的传动系由于旋转的惯性，仍保持原

有转速，这往往会在传动系统中产生远大于发动机转矩的惯性矩，使传动系的零件容易损坏。由于离合器是靠磨擦力来传递转矩的，所以当传动系内载荷超过磨擦力所能传递的转矩时，离合器的主、

从动部分就会自动打滑，因而起到了防止传动系过载的作用。 （4） 有效降低传动系中的振动和噪声。

换挡时将发动机与传动系分离，离合器作为中间传输动力的装置，有效的减少变速器中换挡齿轮之间的冲击。

1.3 离合器的分类及设计要求

现在拖拉机与汽车离合器的制造多采用盘形摩擦离合器。

单片 圆周布置 根据压紧弹簧

按其从动盘的数目 双片 布置形式 中央布置 多片 斜向布置等

圆柱螺旋弹簧 拉式

根据使用的压 圆锥螺旋弹簧 根据分离所受 紧弹簧形式 膜片弹簧离合器 力的方向 推式

车离合器设计的基本要求

1）在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。 2）接合时平顺柔和，保证汽车起步是没有抖动和冲击。 3）分离时要迅速、彻底。

4）从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。 5）有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用寿命。 6）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。 7）操纵轻便、准确。

8）应有足够的强度和良好的平衡。

9）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。 1.4 设计的内容及选题意义

随着国内外汽车制造业的发展，离合器在原有的基础上不断提高和改进，轮式拖拉机在长途运输方面已逐渐被专业运输车辆所取代。而轮式拖拉机的主要作业要求又是其它车辆所不能完成的。目前，农业机械在大多数地区仍以轮式拖拉机为主但是，传统离合器设计已不能满足拖拉机的多功能作业需求。

在此我选择中功率轮式拖拉机离合器设计，旨在让该离合器能满足传统离合器所不能满足的拖拉机多功能作业需求。本论文提供了一套相对完整的中功率轮式拖拉机双作用离合器主要零件及

操纵系统的设计过程。并对主要零件做出了计算与校核，用以确保离合器设计的安全性与可靠性。为了提高这合器的传递转矩性能，在汽车上多采用双片或多片干式离合器。

从离合器的设计方面来说，离合器设计一般是从结构设计开始的，本课题设计时，首先根据工作特点和使用条件，结合各种离合器的性能特点，确定离合器的类型；类型确定后，可根据被联接两轴的直径计算转矩和转速，从有关手册中查出适当的型号，并作适当改进。

第二章 离合器的结构与方案

2．1 摩擦离合器的组成

摩擦离合器由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成。 （1）.主动部分

包括飞轮、离合器盖、压盘等机件。这部分与发动机曲轴连在一起，离合器盖与飞轮靠螺栓连接，压盘与离合器盖之间是靠3－4个传动片传递转矩的。 （2）.从动部分

从动部分是由单片、双片或多片从动盘所组成，它将主动部分通过摩擦传来的动力传给变速器的输入轴。从动盘由从动盘本体，摩擦片和从动盘毂三个基本部分组成。 （3）.压紧机构

压紧机构主要由螺旋弹簧或膜片弹簧（又称碟簧）组成，与主动部分一起旋转，它以离合器盖为依托，将压盘压向飞轮，从而将处于飞轮和盘压间的从动盘压紧。 （4）.操纵机构

操纵机构是为驾驶员控制离合器分离与接合程度的一套专设机构，它是由位于离合器壳内的分离杠杆（在膜片弹簧离合器中，膜片弹簧兼起分离杠杆的作用）、分离轴承、分离套筒、分离叉、回位弹簧等机件组成的分离机构和位于离合器壳外的离合器踏板及传动机构、助力机构等组成。 （5）.其他部件

为了避免转动方向的共振，缓和传动系受到的冲击载荷，大多数汽车都在离合器的从动盘上附装有扭转减震器。（如图2-1）

图2-1扭转减振器

为了使汽车能平稳起步，离合器应能柔和接合，这就需要从动盘在轴向具有一定弹性。为此，

往往在动盘本体园周部分，沿径向和周向切槽。再将分割形成的扇形部分沿周向翘曲成波浪形，两侧的两片摩擦片分别与其对应的凸起部分相铆接，这样从动盘被压缩时，压紧力随翘曲的扇形部分被压平而逐渐增大，从而达到接合柔和的效果。（如图2-2）

2.2 整体方案的确定图 2-2 带减振器的从动盘 结合拖拉机作业的实际工作需要，及拖拉机离合器设计的基本要求，综合考虑设计的实用性和经济性，中功率轮式拖拉机离合器整体方案选择双作用摩擦式。所谓双作用离合器，该离合器总成能实现两个方向的动力输出。传统单作用离合器只能实现一个方向的动力输出（如图2-3），即将发动机的全部功率传递给变速箱驱动后桥。而双作用离合器能将发动机功率按两个方向输出（如图2-4），一个方向上，和传统离合器相似，将反动机功率通过变速箱输往后桥；另一个方向上，却能将发动机的一部分功率通过变速箱输往车辆外部供附加作业机构使用。

发动机 单作用离合器 变速箱 后 桥 图2-3 单作用离合器功率传输流程图

发动机 双作用离合器 变速箱 后 桥 图2-4 双作用离合器功率传输流程图

式中 ?——所验算零件吸收热量与总热量的比值，单片式取??0.5； mt——验算零件的质量； c——比热容，钢、铁的比热容为481.5J(kg??c)。 式中压盘的质量mt未知，因此须求出mt方可算出温升?t的大小。 根据零件图，估算主离合器压盘的质量； 温升的计算： 根据公式（3-11） 故，温升满足要求。 第四章 离合器主要零部件的设计 4.1 组合弹簧设计 4.1.1 弹簧受力计算 （1) 弹簧工作压力的确定

储备系数取：??2.5，摩擦系数取 ??0.3，采用单片 i?2 标定扭矩：Me?Te?175N?m?17.9 kg?m 弹簧共分6组：Z=6；

摩擦片平均半径由（3-3）知； Rp? 111.25mm 每组弹簧的工作压力； Po?Q6550?N?1090N (4-1) Z6（2）内外弹簧载荷分配

取外簧指数Ca?6.5，内簧指数Cb?5； 内外弹簧径向系数x?0.75，由方程组

POa?POb?PO?1090N?Cb?1?CbPOa?POb?Ca?1?x?2Ca2 (4-2)

得 POa?597N ，POb?500N 式中 POa——外簧工作压力；

POb——内簧工作压力。

4.1.2 弹簧尺寸的确定 （1） 计算外簧尺寸 由公式K?4C?10.615（C为弹簧指数） （4-3） ?4C?4C外簧应力修正系数 Ka?1.231 代入下式；

da?1.61.2POaKaCa??? (4-4)

根据手册取圆整 da?4.5mm 式中 P0a——外簧载荷； Ka——弹簧修正系数；

???——扭转许用应力，根据材料和工作状况选取，拖拉机离合器弹簧

碳素弹簧钢和60Si2Mn等材料????500~700MPa，最高可达

900MPa。在此预先取 700MPa。

弹簧中径：Da?Cada?6.5?4.5mm?29.25mm， 查设计手册取Da?29.5mm， 簧圈外径：D3a?Cada?da?34mm

当主副离合器分离时主离合器弹簧的附加变形： ?fa?4mm， 附加压力 ?POa?0.2POa?12.2kg 由下式得弹簧圈数；

4?f?da?G （4-5） n?38?POa?Da'a圆整取 na?6圈

式中 G——材料剪切弹性模数，取8?104MPa 外簧总圈数：Na?na?2?8圈

外簧工作长度:

式中 ?——离合器彻底分离时，弹簧之间必要的间隙，

一般?=0.5～1.5mm

（2） 计算内簧尺寸

取内外弹簧工作长度相等，即；

HOb?HOa?4.5mm，取内簧总圈数Nb?10，

内簧丝径db?3.5mm，并由式 ： 导出 ?Hb?0b?NBdb??fNb?1 因此，Nb?10（圈）是合适的

则内簧中径 Db?Cbdb?5?3.5?17.5mm。 内簧工作圈数nb?Nb?2?8圈。 4.1.3 弹簧应力校核 弹簧刚度公式：

?Gd4M8nD3 式中 G——材料剪切弹性模数，取8?104MPa； D——弹簧中径； n——工作圈数。 弹簧刚度；

计算弹簧的工作变形f0（离合器啮合状态弹簧的压紧量）根据公式： f0?PM 式中 P——弹簧的工作压力； M——弹簧刚度。 工作变形量fO；

弹簧自由长度公式 H?fO?HO (4-8) 式中 f0 ——弹簧工作变形（预压变形）； H0——弹簧工作长度 。 副离合器分离时外簧载荷； 内簧载荷； 弹簧的应力校核；

式中 K——弹簧修正系数，由公式（4-3）算得

（4-6）4-7）

（ Ka?1.231 Kb?1.315； d——弹丝直径； D——弹簧中径。

?a，?b均低于890N/mm2，应力合格但稍偏高。 4.2 碟形弹簧设计

碟形弹簧是一个合金钢薄板冲压成形，再经热处理的截锥形薄板弹簧，弹簧的主要结构参数见图（4-1）。碟形弹簧具有变刚度的特性，只要正确地选择弹簧的参数，并正确地选用特性点，可使离合器具有操作省力、摩擦片磨损后离合器的摩擦扭矩不显著下降等优点。由于碟形弹簧轴向尺寸小，径向尺寸和飞轮、压盘的形状向适应。因而对压盘的压紧力较为均匀，并便于离合器的结构安排，这一点对双作用离合器非常重要。

图4-1 碟形弹簧 D—外径 d—内径 H—内截锥高度 ?4.2.1 碟形弹簧的结构 —钢板厚度 H0—自由高度 （1） 材料选取： 取50si2MnA，????137200?150920N/cm2

（2） 内外径选取： 摩擦片平均直径为222.5mm，取碟簧外径D=228mm,内径d>D/1.5,取d =156mm （3） 选取内截锥高度H

=5.7～6.3mm

取H?5.8mm。

（4） 选取弹簧钢板厚h

在内外径和内锥高度已经选定以后，板厚h将决定弹簧的特性。板厚h采用试凑法根据同类弹簧选取。取h=3mm，代入下式得弹簧最高压力的变形量；

H22h2 fs?5.8? （4-9） ?33将fs代入（4-11）得最高压力PS； 将fp=H=5.8代入上式计算转折点压力Pp； 得Pp=5290N

再由式（3-5）取副离合器储备系数?=2.25 得Q'?6000N 知；

Pp

4.2.2 蝶形弹簧的计算 （1） 载荷—变形公式： P?4E?ff?2?(H?f)(H?)?? （4-10） 22??2(1??)DA??（2） 应力—变形公式： ?max?4Eff??C(H?)?C?12? （4-11） 2(1??2)D2A???式中 E——弹性模数，E?2.1?105MPa； ?——泊松比，??0.3； f——弹簧的轴向变形量； P——弹簧的轴向载荷； A、C1、C2——系数，查表4-1 ?max——最大工作应力，对于常用材料60Si2A或60Si2MnA许用 力????1400~1540MPa； H、h、D、d——弹簧的结构参数，见图4-1。 表4-1 碟形弹簧的载荷系数A和应力系数C1、C2 1.2 1.3 1.4 0.291 0.388 0.464 1.016 1.044 1.062 1.048 1.092 1.135 1.5 1.6 1.7 0.523 0.571 0.612 1.098 1.124 1.149 1.178 1.219 1.260 （3）. 绘制碟形弹簧的理论载荷—变形特性曲线。 将不同的f值代入（4-10）得到相应P值，如表4-2，考虑到弹簧的实测压力和理论计算值有差别，所以取 式中 fa——随着摩擦片逐渐变薄，弹簧工作点逐渐由b点移向a点，当磨损量达到极限必须更换新片时，弹簧工作点为a点此时变形量fa； fb——弹簧正常工作的变形量； fc——离合器彻底分离时弹簧的变形量； ?f'——摩擦片的容许磨损量，胶粘时?f'=2 mm 表 4-2 各特性点对应P值

0 1 2.5 3 3.52 4 4.5 5 5.8 6.5 8.08 0 3600 6150 6540 6800 6600 6500 6040 5400 4860 4700 特性点符号 表中 S——弹簧压力最高点； P——弹簧被压平点； t——弹簧最低压力点。 特性曲线图如4-2所示。 （4) 强度校核： 图4-2 碟形弹簧的特性曲线 弹簧产生最大应力时的变形值： f0?H?C1? （4-12） C2由于最大变形量fc?f0所以弹簧的应力以fc?6.5mm计算，由式（4-11） 因此强度校核合格。 （5) 确定结构尺寸

当D=228mm，d=156mm，H=5.8mm，由图3-1知??9.25??9?15'，自由高度

HO?8.761mm，取HO?8.8?0.15mm。（如图4-3）

图4-3碟形弹簧结构尺寸（单位/mm） D—外径 d—内径 H—内截锥高度 h—钢板厚度 H0—自由高度

第五章．离合器的操纵机构

5.1操纵机构的要求

1）踏板力要小，轿车：80～150N，货车：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。 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。 5.2.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、液压式等。 机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。

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主缸、工作缸和管路等部分组成，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、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。但油的泄漏和液体的可压缩性会影响执元件运动的准确性故无法保证严格的传动比。

鉴于以上比较及实际要求，本设计取杆系传动机构结。 5.3操纵系统结构设计

本离合器中，主、副离合器由同一个操纵系统控制，即靠离合器脚踏板的行程来控制主、副离合器的开合。结构尺寸详见总装配图。

当驾车者踩下离合器踏板，操纵部分的分离叉将分离轴承推向前，推动分离杠杆克服压紧簧反力，拉动压盘向后移动，解除了压盘与摩擦片之间的压紧力，发动机只能带动主动部分旋转，无法将扭矩传递给变速器。当驾车者松开离合器踏板，操纵部分通过回位弹簧将分离轴承拉回来，压紧弹簧恢复原位，压盘在压紧弹簧压力下又向前移动并将摩擦片压紧，发动机又可将扭矩传递至变速器。

5.4操纵机构设计计算

根据离合器总装图，对操纵系统进行结构简化并做出受力分析。如图5-1所示：

根据理论力学知识列出力矩平衡方程： 得操纵系统第一部分力的传递比 K1： 再对操纵系统第二部分（分离杠杆）进行受力分析和计算： 由 f?P3?e?P2 得； 整个操纵系统力的传递比：

i??K1?K2 （5-1）

图5-1传动系统结构简图 5.4.2 操纵机构踏板行程 （1）操纵主离合器踏板行程S

踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2两部分组成；

?e?ac?S?S1?S2??S??f?? （5-2） ?0?f?bd?式中 S0——分离轴承的自由行程，一般S0=1.5-3.0mm，本设计取S0=2mm。 ?f——分离弹簧的附加变形，也称压盘分离行程。

?f=n??S?2?0.85?1.7mm（n为摩擦副数，?S为主，从动片间必要的分离间隙，

?S=0.75～1.0mm）

e,a,c,f,b,d——分别为操纵杠杆主动臂与被动臂长。 （2）操纵主副离合器总的踏板行程Sc

?ee?ac?Sc??S??f??f?? （5-3） ?0?ff?bd?均满足S<150mm, Sc<200mm的设计要。 5.4.3 操纵力的校核

（1） 离合器踏板力Pzc可按下式计算

F'Pzc??FS （5-4）

i???满足设计要求Pzc?200N

式中 F'——为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；

F'?Q??f?Ma?Mb??6 （5-5）

?——机械效率，对于机械式操纵?=70%—80%；

FS——克服回位弹簧的拉力所需的踏板力设计时可忽略不计。

（2） 副离合器总的踏板力PC 根据经验可从以下两个位置检验；

1）当副离合器刚分离时，此时碟簧压力最大；

PC1?Q??f(Ma?Mb)?6?Pb （5-6）

i???式中 PS——碟形弹簧对压盘的预紧压力

2） 当副离合器完全分离时，此时组合弹簧所受压力最大；

PC2?Q?2?f?Ma?Mb??6?Pc （5-7）

i???式中 Pc——碟形弹簧的变形量?f?2mm时对压盘的压力

以上两种情况均满足PC<350N的设计要求。

第六章.结论及展望

6.1 结论

本设计论文详细阐述了一套中功率轮式拖拉机双作用离合器的设计过程。设计方案较合理，能满足传统离合器所不能满足的拖拉机多功能作业需求。

本方案在结构上着重借鉴了传统拖拉机单作用离合器设计和现代汽车膜片式弹簧离合器的设计。考虑到离合的实用性、可靠性以及制造的工艺性、经济性，在具体设计中多沿用传统的设计方法。但从国外的发展动向来看，近年来车辆在性能上向高速发展，发动机的功率和转速不断提高，国内也有类似情况。此外，离合器的使用条件也日酷一日。因此，提高离合器的传扭能力、提高其使用寿命、简化操作已成为离合器目前发展的趋势。

本论文只是在结构方案设计、压紧弹簧设计以及滑磨功的验算上做的比较成熟到位。我本人认为操纵系统设计还有待于进一步提高，具体目标是在避免结构复杂的前提下实现对副离合器的单独控制。此外，在摩擦片的选材上可以着手，采用金属陶瓷和陶瓷这类摩擦片具有较高的摩擦系数，在传递扭矩相同的情况下，允许减少对离合器压盘的压紧力．从而可使作用于离合器踏板上的作用力减少或减小离合器的结构尺寸， 还可以对离合器做出优化设计，用以提高离合器的可靠性和缩小外形尺寸，从而使机构更加紧凑。 6.2 展望

随着科技的飞速发展 ，特别是液压技术、电子技术在汽车领域的广泛应用，汽车传动系发生了巨大变化，作为传动系重要组成部件之一的离合器，担负着传力、减振和防止系统过载等重要作用。伴随着自动变速器技术及与之相配套的离合器技术的完善，离合器产品不论是性能结构方面还是生产制造方面都会发生很大变化。

谢 辞

感谢我的导师XXX教授在论文工作期间给与的多方指导和关怀，这篇论文很大程度上凝结着田老师的心血和汗水。恩师的谆谆教导和严谨的治学态度以及对他人的宽容和对自身的严格要求，使我受益终生。

这段时间内您在各方面用你特有的方式在熏陶我，教育我。在此请允许我向敬爱的田老师道一声：老师，你辛苦了！

在整个的学习和论文写作期间. 我的同学宋仁杨、张贵梁也给予了极大的理解和支持，让我感受到友谊的可贵，祝你们学业有成、事业有成。

正是在导师的激励和同学朋友的鼓励下，使得我有信心和能力将这个设计课程顺利地进行到底，在此，再一次向帮助过我的人们说一声“ 谢谢!”

最后，还要衷心感谢参加评审答辩的各位老师!

作者：

参考文献

[1].陈立德.牛玉丽等编著.机械设计基础课程设计指导书.第二版.北京：高等教育出版社，2005

(专著)

[2].黄纯颖编著.工程设计方法.北京：中国科学技术出版社，1987 (专著) [3].余俊.全永昕编著.机械设计.第二版.河北：高等教育出版社，1988 (专著) [4].圆柱形螺旋压缩弹簧通用技术条件（Q/ZB72-73），1973 (专著) [5].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

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[8].藤森洋三编.机构设计—实用构思图册.王双译.北京：机械工业出版社，1992 (专著) [9].孟宪源主编.现代机构手册.北京：机械工业出版社，1994 (专著) [10].第一机械工业部编.滚动轴承产品样本.北京：机械工业出版社，1975

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正是在导师的激励和同学朋友的鼓励下，使得我有信心和能力将这个设计课程顺利地进行到底，在此，再一次向帮助过我的人们说一声“ 谢谢!”

最后，还要衷心感谢参加评审答辩的各位老师!

作者：

参考文献

[1].陈立德.牛玉丽等编著.机械设计基础课程设计指导书.第二版.北京：高等教育出版社，2005

(专著)

[2].黄纯颖编著.工程设计方法.北京：中国科学技术出版社，1987 (专著) [3].余俊.全永昕编著.机械设计.第二版.河北：高等教育出版社，1988 (专著) [4].圆柱形螺旋压缩弹簧通用技术条件（Q/ZB72-73），1973 (专著) [5].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

(专著)

[6].廖念釖.古莹蓭.莫雨松.李铂根编著.互换性与技术测量.第四版.中国计量出版社，1996 (专著)

[7].机械工程手册编委会编.北京：机械工业出版社，1995 (专著)

[8].藤森洋三编.机构设计—实用构思图册.王双译.北京：机械工业出版社，1992 (专著) [9].孟宪源主编.现代机构手册.北京：机械工业出版社，1994 (专著) [10].第一机械工业部编.滚动轴承产品样本.北京：机械工业出版社，1975

(专著)

[11].甘永立主编.几何量公差与检测.上海：上海科学技术出版社，2005

(专著)

[12].邹慧君主编.机械运动方案设计手册.上海：上海交通大学出版社，1994 (专著)

[13].鲁东主编.实用轴承技术手册.北京：北京出版社，1996 (专著) [14].机械设计手册联合编写组编.染料科学工业出版社，1970 (专著) [15].汽车设计标准资料手册.天津:天津科学技术出版社，1995 (专著)

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