离合器设计课程设计样本.doc

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机械工程学院·车辆工程专业

课程设计说明书

题 目:
华西牌CDL6603轻型客车

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指导教师:

目 录
目 录 1
第1章 离合器的设计目的及原理概述 3
1.1离合器的设计目的 3
1.2离合器的工作原理 3
1.3离合器的设计要求 3
第2章 离合器的结构方案分析 5
2.1车型、 技术参数 5
2.2从动盘数的选择 5
2.3压紧弹簧和布置形式的选择 5
2.4膜片弹簧的支承形式 6
2.5压盘的驱动方式 6
第3章 离合器主要参数的选择 8
3.1后备系数β 8
3.2摩擦因数f、 摩擦面数Z和离合器间隙△t 8
3.3单位压力p 8
3.4摩擦片外径D内径d和厚度b 9
3.5计算校核 9
3.5.1离合器的摩擦力矩Tc与结构参数(Rc)的确定 9
3.5.2最大圆周速度 10
3.5.3单位摩擦面积传递的转矩 10
3.5.4单位摩擦面积滑磨功 10
第4章 膜片弹簧的设计 12
4.1膜片弹簧的基本参数的选择 12
4.1.1 截锥高度H与板厚h比值和板厚h的选择 12
4.1.2自由状态下碟簧部分大端R、 小端r的选择和比值 12
4.1.3膜片弹簧起始圆锥底角的选择 12
4.1.4 分离指数目n的选取 12
4.1.5 膜片弹簧最小端内半径及分离轴承作用半径 12
4.1.6 切槽宽度δ1、 δ2及半径 13
4.1.7 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定 13
4.1.8膜片弹簧材料 13
4.2膜片弹簧的弹性特性曲线 13
第5章 扭转减振器的设计 15
5.1扭转减振器主要参数 15
图5-1三级非线性减震器扭转特性曲线 15
5.1.1极限转矩 15
5.1.2扭转角刚度 16
5.1.3 阻尼摩擦转矩 16
5.1.4 预紧转矩 16
5.1.5 减振弹簧的位置半径 16
5.1.6 减振弹簧个数 17
5.1.7 减振弹簧总压力F 17
5.1.8 极限转角 17
5.2 减振弹簧的计算 17
5.2.1 减振弹簧的分布半径 17
5.2.2单个减振器的工作压力P 18
5.2.3 减振弹簧尺寸 18
第6章 离合器主要零部件的结构设计 20
6.1从动盘毂的设计 20
6.2从动片的设计 20
6.3离合器盖结构设计的要求 20
6.4压板的设计 21
6.5压板的结构设计与选择 21
第7章 离合器轴的选取与校核 23
7.1离合器轴的扭转强度校核 23
7.2离合器花键轴剪切强度校核 23
7.3离合器轴的花键挤压强度校核 24
参考文献 25
致谢: 26

第1章 离合器的设计目的及原理概述
1.1离合器的设计目的
了解轿车离合器的构造, 掌握轿车离合器的工作原理。了解从动盘总成的结构, 掌握从动盘总成的设计方法, 了解压盘和膜片弹簧的结构, 掌握压盘和膜片弹簧的设计方法, 经过对以上几方面的了解, 从而熟悉轿车离合器的工作原理。
学会如何查找文献资料、 相关书籍, 培养自己的动手设计项目、 自学的能力, 掌握单独设计课题和项目的方法, 设计出满足整车要求并符合相关标准、 具有良好的制造工艺性且结构简单、 便于维护的轿车离合器, 为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。
1.2离合器的工作原理
离合器一般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。
1.3离合器的设计要求
1. 在任何行驶条件下, 既能可靠地传递发动机的最大转矩, 并有适当的转矩储备, 又能防止过载。
2. 接合时要完全、 平顺、 柔和, 保证起初起步时没有抖动和冲击。
3. 分离时要迅速、 彻底。
4. 从动部分转动惯量要小, 以减轻换档时变速器齿轮间的冲击, 便于换档和减小同步器的磨损。
5. 应有足够的吸热能力和良好的通风效果, 以保证工作温度不致过高, 延长寿命。
6. 应能避免和衰减传动系的扭转振动, 并具有吸收振动、 缓和冲击和降低噪声的能力
7. 操纵方便、 准确, 以减少驾驶员的疲劳。
8. 作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中的变化要尽可能小, 以保证有稳定的工作性能。
9. 具有足够的强度和良好的动平衡, 一保证其工作可靠、 使用寿命长。
10. 结构应简单、 紧凑、 质量小, 制造工艺性好, 拆装维修、 调整方便等。

第2章 离合器的结构方案分析
2.1车型、 技术参数
车型: 华西牌CDL6603轻型客车
总质量( kg) : 4200
最大扭矩/转速( N·m/rpm) : 180/3200
主减速比: 6.142
一档速比: 4.802
滚动半径: 360mm
2.2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, 离合器一般只设一片从动盘。
2.3压紧弹簧和布置形式的选择
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。膜片弹簧与其它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。
但膜片弹簧的制造较复杂, 其精度要求高, 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, 由于材料性能提高, 制造工艺和设计方法逐步完善, 膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此, 选用膜片弹簧式离合器。
2.4膜片弹簧的支承形式
我们选用了拉式膜片弹簧, 图为拉式膜片弹簧的支承形式—单支承环形式, 将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。

图2-1 膜片弹簧离合器的工作原理示意图
2.5压盘的驱动方式
在膜片弹簧离合器中, 扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种:
1. 凸台—窗孔式: 它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内, 经过二者的配合, 将扭矩从离合器盖传到压盘上, 此方式结构简单, 应用较多; 缺点: 压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦, 因而接触部分容易产生分离不彻底。
2. 径向传动驱动式: 这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起, 此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些, 但它没有相对滑动部分, 因而不存在磨损, 同时踏板力也需要的小一些, 操纵方便; 另外, 工作时压盘和离合器盖径向相对位置不发生变化, 因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动和噪声。
3. 径向传动片驱动方式: 它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起, 除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外, 其它的结构特征都与径向传动驱动方式相同。
经比较, 我选择径向传动驱动方式。
第3章 离合器主要参数的选择
3.1后备系数β
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 = 1.2。
3.2摩擦因数f、 摩擦面数Z和离合器间隙△t
3.2.1摩擦因数f的选择: 摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所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3-1。
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
石棉基材料
模压
0.20～0.25
编织
0.25～0.35
粉末冶金材料
铜基
0.25～0.35
铁基
0.35～0.50
金属陶瓷材料
0.70～1.50

本次设计选用粉末金属材料铜基, 取f = 0.30 。
3.2.2摩擦面数Z的选择: 摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍, 决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。由于本次设计取用单片离合器, 因此 Z = 2 。
3.2.3离合器间隙△t的选择: 离合器间隙△t是指离合器处于正常结合状态、 分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时, 为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合, 在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙△t一般为3～4mm 。本次设计取△t =3 mm 。
3.3单位压力p
单位压力p 决定了摩擦表面的耐磨性, 对离合器工作性能和使用寿命有很大影响, 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。p 取值范围见表3-2。
表3-2 摩擦片单位压力p的取值范围
摩擦片材料
单位压力p/
石棉基材料
模压
0.15～0.25
编织
0.25～0.35
粉末冶金材料
铜基
0.35～0.50
铁基
金属陶瓷材料
0.70～1.50

由于选用铜基材料, 因此p选择:, 本次设计取。
3.4摩擦片外径D内径d和厚度b
摩擦片外径是离合器的重要参数, 它对离合器的轮廓尺寸、 质量和使用寿命有决定性的影响。
当离合器结构形式及摩擦片材料已选定, 发动机最大转矩已知, 适当选择后备系数和单位压力, 可估算出摩擦片外径, 即
D= =≈163.7mm (3-1)
取D =180mm
当摩擦片外径D确定后, 摩擦片内径d可根据d/D在0.53～0.70之间来确定。
取c = d/D = 0.6 , d = 0.6D = 0.6180 = 108mm , 取d = 100 mm
摩擦片厚度b主要有3.2 mm、 3.5 mm、 4.0 mm三种。取b = 3.5 mm 。
3.5计算校核
3.5.1离合器的摩擦力矩Tc与结构参数(Rc)的确定
(N·m) ( 3-2)
f——摩擦系数, 铜基对钢铁f =0.3;
F——摩擦面受压紧力(N);
Rc——摩擦合力作用半径(mm),
Z——摩擦面数, 从动盘数的2倍。
3.5.2最大圆周速度
( 3-3)
式中,
——摩擦片最大圆周速度( m/s) ;
——发动机最高转速取5500;
——摩擦片外径径取225;
故符合条件。
3.5.3单位摩擦面积传递的转矩
=(N·/) ( 3-4)
式中,
——离合器传递的最大静摩擦力矩180; 当摩擦片外径D＞210时, =0.28N·/>0.00002·/, 故符合要求。
3.5.4单位摩擦面积滑磨功
( 3-5)
式中:ω——发动机标定角速度;
——离合器储备系数;
Je——发动机运动部分转动惯量( 一般飞轮转动惯量1.2倍) ; 每个圆环转动惯量
ρ——材料密度, ρ=7800kg/m , dw 、 dn——环的外、 内径(m), b——圆环厚度( m) 。
Jn——转换到离合器轴上整车转动惯量; Jn =
——汽车总质量之和( kg) ,rr——驱动力的动力半径(m), ——车启动时传动系总的传动比。
经简化后, 可按下式计算:

( 3-6)

单位面积的摩擦功
( 3-7)
轿车［］=0.40 J/mm2 轻货［］=0.33 J/mm2
重货［］=0.25 J/mm2
故符合设计要求。
表3-3摩擦片的相关参数
摩擦片外径D
摩擦片内径d
后备系数β
厚度b
单位压力Po
180mm
100mm
1.2
3.5
0.4MPa

第4章 膜片弹簧的设计
4.1膜片弹簧的基本参数的选择
4.1.1 截锥高度H与板厚h比值和板厚h的选择
为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便, 汽车离合器用膜片弹簧的H/h 一般为1.5~2.0, 板厚 h 为2～4 mm 。
取h = 2.5 mm , H/h =1.7 , 即 H = 1.7h =4.25 mm
4.1.2自由状态下碟簧部分大端R、 小端r的选择和比值
研究表明。R/r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大, 且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求。R/r一般为1.20～1.35 。为使摩擦片上的压力分布较均匀, 拉式膜片弹簧的R值宜为大于或等于。即
摩擦片外径径180mm 取R=80mm
取,
4.1.3膜片弹簧起始圆锥底角的选择
膜片弹簧自由状态下圆锥角α与内截锥高度H关系密切, , α一般在9°～15°范围内。
, 符合要求。

4.1.4 分离指数目n的选取
分离指数目n常取18, 大尺寸膜片弹簧可取24, 小尺寸膜片弹簧可取12 。取分离之数目n =18 。
4.1.5 膜片弹簧最小端内半径及分离轴承作用半径
由离合器的结构决定, 其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。应该大于。
4.1.6 切槽宽度δ1、 δ2及半径
取δ1＝3.3mm, δ2=10mm, 满足r->=δ2,则, 故取＝50mm。
4.1.7 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定
R1和r1需满足下列条件:
,
故选择R1＝75mm, r1＝62mm.
4.1.8膜片弹簧材料
制造膜片弹簧用的材料, 应具有高的弹性极限和屈服极限, 高的静力强度及疲劳强度, 高的冲击强度, 同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求, 国内常见的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA或50CrVA。
4.2膜片弹簧的弹性特性曲线
碟形弹簧的载荷F与变形量弹性公式:
( 4-1)

E—钢片弹性模量, 钢E=206Gpa
－泊桑比,钢=0.3

表4-1碟形弹簧系数
D/d
A
C
C
1.3
0.388
1.044
1.092
1.4
0.464
1.062
1.135
1.5
0.523
1.098
1.178
1.6
0.571
1.124
1.219
1.7
0.612
1.149
1.260
由于D/d在1.3~1.4之间, 因此
工作点B
把上述数据代入碟形弹簧的载荷F与变形量弹性公式用Matlab编辑程序可得膜片弹簧弹性曲线图4-1: λ

图4-1膜片弹簧弹性曲线

表4-2膜片弹簧的相关参
截锥高度H
板厚h
分离指数n
圆底锥角
4．25mm
2.5mm
18
12.2°

第5章 扭转减振器的设计
扭转减振器主要由弹性元件( 减振弹簧或橡胶) 和阻尼元件( 阻尼片) 等组成。
弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度, 改变系统的固有振型, 尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振。阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。
5.1扭转减振器主要参数
当前, 在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器 。三级非线性减振器的扭转特性如图5-1所示。

图5-1三级非线性减震器扭转特性曲线
5.1.1极限转矩
极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂切口之间的间隙时所能传递的最大转矩, 即限位销起作用是的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素, 与发动机最大转矩有关, 一般可取

对于商用车, 系数取1.5, 计算得
5.1.2扭转角刚度
为了避免引起传动系统的共振, 要合理选择减振器的扭角转刚度, 使共振现象不发生在发动机常见的工作转速范围内。
由经验公式初选 , , 故取的值为3000N.m/rad。
5.1.3 阻尼摩擦转矩
由于减震器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制, 不可能很低, 故为了在发动机工作转速范围内最有效的消振, 必须合理选择减震器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般可按公式初选

取
5.1.4 预紧转矩
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明, 增加, 共振频率将向减小频率的方向移动, 这是有利的。可是不应该大于, 否则在反向工作时, 扭转减震器将提前停止工作, 故满足以下关系:
且, 而, 则初选
5.1.5 减振弹簧的位置半径
的尺寸应尽可能大些, 一般取,则取=,取为35mm.
5.1.6 减振弹簧个数
当摩擦片外径D250mm时,
=4～6
故取=6
5.1.7 减振弹簧总压力F
当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时, 减振弹簧受到的压力F为
(5-1)
5.1.8 极限转角
减震器从预紧转矩增加到极限转矩时, 从动片相对从动盘毂的极限转角为
(5-2)
式中, 为减震弹簧的工作变形量。
一般取3~12度, 对汽车平顺性要求高或者发动机工作不均匀时, 取上限。本次设计车型取。
5.2 减振弹簧的计算
在初步选定减振器的主要参数以后, 即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。

5.2.1 减振弹簧的分布半径
的尺寸应尽可能大些, 一般取=(0.60～0.75)d/2, 式中, d为离合器摩擦片内径, 故=0.7d/2=0.7×100/2=35(mm), 即为减振器基本参数中的
5.2.2单个减振器的工作压力P
(5-3)
5.2.3 减振弹簧尺寸
1) 弹簧中径Dc
其一般由布置结构来决定, 一般
Dc=11～15mm
故取Dc=12mm
2) 弹簧钢丝直径d
d===3.92mm (5-4)
式中, 扭转许用应力可取550～600Mpa,故取为580Mpa
d取4 mm
3) 减振弹簧刚度k
应根据已选定的减振器扭转刚度值及其布置尺寸R1确定, 即
(5-5)
4) 减振弹簧有效圈数
(5-6)
5) 减振弹簧总圈数n
其一般在6圈左右, 与有效圈数之间的关系为
n=+(1.5～2)=6
6) 减振弹簧最小高度
(5-7)
7) 弹簧总变形量
(5-8)
8) 减振弹簧总变形量
(5-9)
9) 减振弹簧预变形量
(5-10)
10) 减振弹簧安装工作高度
(5-11)
11) 从动片相对从动盘毂的最大转角
最大转角和减振弹簧的工作变形量有关, 其值为
(5-12)
12) 限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙
, 式中, 为限位销的安装尺寸。值一般为2.5～4mm。
因此可取为3mm, 为41mm。
13) 限位销直径
按结构布置选定, 一般＝9.5～12mm。可取为10mm
表5-1扭转减振器相关参数
极限转矩Tj
阻尼摩擦转矩Tμ
预紧转矩Tn
减振弹簧的位置半径R0
减振弹簧个数Zj
240N·m
18N·m
18 N·m
35mm
6

第6章 离合器主要零部件的结构设计
6.1从动盘毂的设计
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, 花键的迟钝可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩T来选择, 相关参数如表6-1所示:
表6-1从动盘毂相关参数
摩擦片外径 D/mm
发动机最大转矩T/(N·m)
花键尺寸
挤压应力/MPa
齿数n
外径D’/mm
内径d’/mm
齿厚t/mm
有效尺长l/mm
180
180
10
35
28
4
35
10.2
6.2从动片的设计
从动盘对离合器工作性能影响很大, 设计时应满足如下要求:
1. 从动盘的转动惯量应尽可能小, 以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。
2. 从动盘应具有轴向弹性, 使离合器结合平顺, 便于起步, 而且使摩擦面压力均匀, 以减小磨损。
3. 应安装扭转减振器, 以避免传动系共振, 并缓和冲击。
本次设计初选从动片厚度为1.8mm。
6.3离合器盖结构设计的要求
1. 应具有足够的刚度, 否则影响离合器的工作特性, 增大操纵时的分离行程, 减小压盘升程, 严重时使摩擦面不能彻底分离。
2. 应与飞轮保持良好的对中, 以免影响总成的平衡和正常的工作。
3. 盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。
4. 为了便于通风散热, 防止摩擦表面温度过高, 可在离合器盖上开较大的通风窗孔, 或在盖上加设通风扇片等。
乘用车离合器盖一般用08、 10钢等低碳钢板。
本次设计初选08钢板厚度为3mm
6.4压板的设计
对压盘结构设计的要求:
1. 压盘应具有较大的质量,以增大热容量, 减小温, 防止其产生裂纹和破碎, 有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋, 以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽, 也能够采用传热系数较大的铝合金压盘。
2. 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离, 厚度约为15～25 mm 。选18mm。
3. 与飞轮应保持良好的对中, 并要进行静平衡, 压盘单件的平衡精度应不低于15～20 g·cm 。
4. 压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。
5. 压盘形状较复杂, 要求传热性好, 具有较高的摩擦因数, 一般采用灰铸铁, 一般采用HT200、 HT250、 HT300, 硬度为170～227HBS。
压盘厚度选18mm。
6.5压板的结构设计与选择
t = (6-1)
m = = (6-2)
t==3.09
式中, W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功, W=10251J
γ为传到压盘的热量所占的比例, 对单片离合器压盘. γ=0.5;
m为压盘质量(kg)
V为压盘估算面积;
c为压盘的比热容, 铸铁: c=481.4 J/(kg·);
为铸铁密度, 取7800 kg/m;
为摩擦片外径取225;
为摩擦片内径取150;
h为压盘厚度, 取=15 mm;
t为压盘温升( ) 满足压盘温升不超过8~10要求。

第7章 离合器轴的选取与校核

离合器轴与从动盘盘毂相配合, 因此所选参数与从动盘盘毂一致, 及表7-1所示:
表7-1离合器传动轴
摩擦片外径 D/mm
发动机最大转矩T/(N·m)
花键尺寸
挤压应力/MPa
齿数n
外径D’/mm
内径d’/mm
齿厚t/mm
有效尺长l/mm
180
180
10
35
28
4
35
10.2

7.1离合器轴的扭转强度校核
(7-1)
D—离合器轴危险断面的外径,如是花键轴取其平均直径.
d—离合器轴危险断面的内径
K—应力集中系数:对花键﹑横孔﹑环槽K=2, 对平缓过渡K=1.1

符合扭转强度要求。
7.2离合器花键轴剪切强度校核
(7-2)
D﹑d—花键外﹑内径, b—花键的宽度
L—从动盘轮毂的长度
Z—花键的齿数

符合剪切强度要求
7.3离合器轴的花键挤压强度校核
(7-3)

满足挤压强度要求
参考文献
[1].徐石安,江发潮.汽车离合器/汽车设计丛书 [M].北京: 清华大学出版社,
[2].王望予.汽车设计[M]. 北京: 机械工业出版社,
[3]. 濮良贵, 纪名刚.机械设计第八版[M].北京: 高等教育出版社,
[4].陈家瑞.汽车构造[M].北京: 人民交通出版社,
[5].刘惟信.汽车设计 [M].北京: 清华大学出版社,
[6].巩云鹏, 田万禄, 张祖立, 黄秋波.机械设计课程设计[M].沈阳: 东北大学出版社,

致谢:
感谢教研室安排了这次离合器设计, 它让我学到了很多东西, 也认识到了自身上的很多不足。更要感谢我们的导师刘老师的细心指导, 使我能顺利完成了这次设计。