轻型乘用车离合器的设计研究说明书

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1、轻型乘用车离合器的设计研究目 录1概述12离合器的结构方案分析12.1从动盘数的选择 12.2压紧弹簧和布置形式的选择 22.3膜片弹簧的支承形式 32.4压盘的驱动形式 43离合器主要参数的选择43.1后备系数43.2单位压力53.3摩擦片外径D、径d和厚度b 53.4摩擦因数f,摩擦面数Z和离合器间隙t64离合器的设计与计算64.1离合器基本参数的优化 64.2膜片弹簧基本参数的选择 84.3膜片弹簧 94.4膜片弹簧的优化设计115扭转减振器的设计 125.1扭转减振器基本参数选择125.2减振弹簧的详细设计135.3限位销与从动盘毂缺口侧边间隙146从动盘总成设计 146.1从动盘总成

2、概述与设计要求146.2从动盘毂146.3摩擦片166.4从动片177离合器盖总成 177.1离合器盖概述与设计要求177.2离合器盖187.3压盘188离合器操纵机构设计 18参考文献 191.概述离合器是汽车传动系中的重要部件,主要功用是是切断和实现发动机对传动系的动力传递,保证汽车平稳起步,保证传动系统换挡时工作平顺以及限制传动系统所承受的最大转矩,防止传动系统过载。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、操纵机构四部分。膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器,它的转矩容量大而且较稳定,操作轻便,高速是平衡性好、结构简单且较紧凑、散热通风性能好、使用寿命长,也能大量

3、生产,对于它的研究已经变得越来越重要。此设计说明书详细的说明了汽车膜片弹簧离合器的结构形式,参数选择以及计算过程。通过整个设计计算过程,力争把离合器设计系统化,让离合器在任何行驶条件下,既能可靠的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。结合时要完全、平顺、柔和,保证起初起步时没有抖动和冲击。分离时要迅速、彻底。从动部分转动惯量要小,以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击,便于换档和减小同步器的磨损。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。操纵方便、准确,以减少驾驶员的疲劳。具有足够的强度和良好的动平衡,以保证其工作可靠、使用寿命长。2.离合器的结构方案分析

4、2.1从动盘数的选择 根据从动盘数目离合器可以分为单片离合器、双片离合器和多片离合器。对于乘用车和最大总质量小于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。根据本设计任务书的要求,选择单片离合器。单片离合器结构简单,轴向尺寸紧凑,散热良好,维修调整方便,从动部分转动惯量小,在使用时能保证分离彻底,采用轴向有弹性的从动盘可保证接合平顺。2.2压紧弹簧和布置形式的选择根据弹簧形式离合器可以分为圆柱螺旋弹簧离合器、圆锥螺旋弹簧离合器和膜片弹簧离合器,弹簧的布置形式也有圆周布置、中央布置和斜向布置。综合以上,选择设计为膜片弹簧离合器。膜片弹簧式一种由弹

5、簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧,主要有碟簧部分和分离指部分组成。膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比具有以下几个优点：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围能保证大致不变,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；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；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；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；易于实现良好的通风散热,使用寿命长；平衡性好；有利于大

6、批量生产,降低制造成本。但膜片弹簧的制造工艺较复杂,对材料质量和尺寸精度要求高,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,由于材料性能的提高,制造工艺和设计方法的逐步完善,膜片弹簧的制造已日趋成熟。膜片弹簧离合器有分为推式膜片弹簧离合器和拉式膜片弹簧离合器,拉式膜片弹簧离合器中的膜片弹簧安装方向,与传统的推式结构相反,并将支承点移到了膜片弹簧的大端附近。接合时,膜片弹簧的大端支承点在离合器盖上,以中部压紧在压盘上,将分离轴承向外拉离飞轮实现离合器的分离。与推式相比,拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支承各零件,并不用支承环或只用一个支承环,使其结构更简单、

7、紧凑,零件数目更少,质量更少；拉式膜片弹簧是中部与压盘相压在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧,提高了压紧力与传递转矩的能力,且并不增大踏板力,在传递相同的转矩时,可采用尺寸较小的结构；在接合或分离状态下,离合器盖的变形量小,刚度大,分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比,且中间支承减少了摩擦损失,传动效率较高,踏板操纵更轻便,拉式的踏板力比推式的一般可减少约；无论在接合状态或分离状态,拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触,在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程,不会产生冲击和哭声；使用寿命更长。因此,本设计选用拉式膜片弹簧离合器。2.3膜片弹簧的支承形式 本设

8、计选用无支承环形式,将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上。2.4压盘的驱动形式 压盘的驱动方式主要有凸块窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式。前三种的共同缺点是在连接件之间都有间隙,在传动中将产生冲击和噪声,而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损,降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是近年来广泛采用的驱动方式,沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接,传动片的弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时,传动片受拉,当拖动发动机时,传动片受压。弹性传动片驱动方式的结构简单,压盘与飞轮对中性能好,使用平衡性好,工作可靠,寿命长。因此,本设计选用弹性传动

9、片式,薄弹簧钢带的组数为三组。3离合器主要参数的选择3.1后备系数后备系数是离合器的重要参数,反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度,选择时,应从以下几个方面考虑：a. 摩擦片在使用中有一定磨损后,离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车=1.21.75。故选择=1.5。则有可有表3.1查得 1.5。表3.1后备系数的取值围车型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.201.75最大总质量为614t的商用车1.502.25挂车1.804.003.2单位压力当D230mm时,则Mpa；当D 230mm时,则0.25

10、Mpa；所以由于D200mm,取0.25Mpa；也可以根据石棉基材料编织摩擦片单位压力的取值围0.25-0.35MPa,也可确定为0.25MPa。3.3摩擦片外径D、径d和厚度b摩擦片外径Dmm可以根据发动机最大转矩N.m按如下经验公式选用：式中,为直径系数,取值围见表3.2根据= 160Nm,=14.6,则将各参数值代入经验公式后计算得 D=184.68mm表3.2 直径系数的取值围车型直径系数乘用车14.6最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.513.515.0最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0表3.3 离合器摩擦片尺寸系列和参数即GB145774外径D/mm16

11、0180200225250280300325350径d/mm110125140150155165175190195厚度h/3.23.53.53.53.53.53.53.54=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.54010.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827单位面积F/106132160221302402466546678根据摩擦片的标准化、系列化原则,根据上表选择如下：外径D=200mm,径d=140mm,厚度b=3.5mm径与外径比值C=0.700 1=0.653.4摩擦因数f,摩擦面数

12、Z和离合器间隙t石棉基材料编织的f取值围为0.250.35,因而取f=0.30。摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍,因此Z=2。t=3mm。4.离合器的设计与计算4.1离合器基本参数的优化4.1.1 设计变量后备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,离合器基本参数的优化设计变量选为：4.1.2目标函数离合器基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结构尺寸尽可能小,即目标函数为4.1.3约束条件1最大圆周速度式中,为摩擦片最大圆周速度m/s；为发动机最高转速r/min,所以故符合条件。2摩

13、擦片、外径之比cc=0.7,满足0.53的条件围。3后备系数后备系数1.25。4减振器位置弹簧直径R。暂取R。=0.6d/2=0.6140/2=42mmd-2R。=140-242=5650mm5为降低离合器滑磨时的热负荷,防止摩擦片损伤,对于不同车型,单位压力p。根据所选用的摩擦材料在一定围选取,p。的最大围为0.101.50MPa,p。=0.25MPa,符合0.10MPaP。1.5MPa。6计算总滑磨功W=8568Jw=0.27 J/w=0.33J/4.2膜片弹簧基本参数的选择4.2.1比值和h的选择为了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一般为1.52.0,板厚h为2

14、4mm。故初选h=3mm,=1.8则H=1.8h=5.4mm。4.2.2比值和R、r的选择根据结构布置和压紧力的要求,R/r一般为1.201.35,取R/r=1.33。摩擦片的平均半径=85.882mm为使摩擦片上的压力分布较均匀,拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于,因此初选r=96mm,因此R=1.3396=127.68mm,取R=128mm。4.2.3的选择arctanH/=arctan5.4/9.58,满足915的围。4.2.4分离指数目n的选取常取取为n=18。4.2.5膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径的确定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,暂取36mm,暂取

15、38mm。4.2.6切槽宽度1、2及半径的确定1=3.3mm、2=9.5mm,r-2=96-9.5=86.5mm,取=8mm。4.2.7压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定=100mm,=124mm。4.3膜片弹簧4.3.1膜片弹簧的结构特点介绍本设计选用拉式膜片弹簧离合器,现将膜片弹簧的基本结构介绍如下： 膜片弹簧在结构形状上分为两部分。在膜片弹簧的大端处为一完整的截锥体,它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样,故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。碟形弹簧的弹性作用是这样：沿其轴线方向加载,碟簧受压变平,卸载后又恢复原形所。可以说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特

16、殊结构形式。所不同的是,在膜片弹簧上还包括有径向开槽部分。膜片弹簧上的径向开槽部分像一圈瓣片,它的作用是,当离合器分离时作为分离杠杆。故它又称分离爪。分离爪与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方圆形孔。这样做,一方面可以减少分离爪根部应力集中,一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧,分离爪根部的过渡圆角R4.5。4.3.2膜片弹簧的弹性变形特性膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分,碟簧部分的弹性变形特性和螺旋弹簧是不一样的,它是一中非线性的弹簧,其特性和碟簧部分的原始截锥高H及弹簧片厚h的比值H/h有关。不同的H/h值可以得到不同的特性变形特性。一般可以分成下列四中情况： 1如下图4.1中H/h=0.

17、5的曲线,其曲线形状表现为:载荷P的增加,变形总是不断增加.这种弹簧的刚度很大,可以承受很大的载荷,适合与作为缓冲装置中的行程限制器。2=如图4.1中H/h=1.5的曲线,弹性特性曲线在中间有一段很平直,变形的增加,载荷P几乎不变.这种弹簧叫做零刚度弹簧.32如图4.1中=2.75者,弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域,即当变形增加时,载荷反而减少具有这种特性的膜片弹簧很适合用于作为离合器的压紧弹簧,因为可利用其负刚度区,达到分离离合器时载荷下降,操纵省力的目的,当然负刚度过大也不适宜,以免弹簧工作位置略微变动造成弹簧压紧力过大.4如下图4.2,这种弹簧的的特性曲线中具有更大的负刚度不稳定工作区

18、,而且有载荷为负值的区域.这种弹簧适合于汽车液力传动中的锁止机构。图4.1 三种不同H/h值时的无因次特曲线图4.2各种不同H/h值时的无因次弹性变形特性4.4膜片弹簧的优化设计4.4.1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=H/应在一定的围,即1.6H/h2.2,H/h=1.8满足要求；915,=9.58满足要求。4.4.2弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的围,即1.20R/r1.35,R/r=1.33；702R/h100,2R/h=85.33;3.5R/5.0,R/=3.56以上比值均符合要求。4.4.3为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀,拉式膜片弹簧的压盘加载点半径应

19、位于摩擦片的平均半径与外半径之间,即/4D/2,85100100符合要求。4.4.4根据弹簧结构布置要求,与R,与r,与之差应在一定围,即1R-7,R-=128-124=4；0-r6,-r=100-96=4；0-4,-=2。4.4.5膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用,因此其杠杆比应在一定围选取,即拉式：3.59.0,=3.58符合要求。5.扭转减振器的设计5.1扭转减振器基本参数选择5.1.1极限转矩极限转矩是指减振器在徐奥出了限位销与从动盘毂缺口中间的间隙时所能传递的最大转矩,即限位销起作用时的转矩。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,一般取=式中,乘用车,系数取2.0。

20、因此=2.0160=320N5.1.2扭转角刚度13=4160 N/rad5.1.3阻尼摩擦转矩=0.11160=17.6 N5.1.4预紧转矩=0.10160=16 N5.1.5极限转角取8,进而有=2=5.86mm5.2减振弹簧的详细设计5.2.1减振器弹簧位置半径之前已经求出,=42mm5.2.2减振弹簧个数=65.2.3减震弹簧总压力=7619N,平均每个弹簧的受力F=1270N5.2.4弹簧材料选择弹簧材料根据要求选择50VA,其许用切应力=750MPa。5.2.5选取旋转比C=58,取C=5,则K=+=1.35.2.6试算弹簧直径dd=5.33mm经查GB/T1358-1193,取

21、d=5.5mm5.2.7弹簧的其他主要参数计算1弹簧中径D=Cd=55.5=27.5,查标准有D=28mm2弹簧工作圈数n=2.033径=D-d=28-5.5=22.5mm,外径=D+d=28+5.5=33.5mm4旋转比C=D/d=5,长细比b=/D=1.145总圈数=n+2=4圈6节距p=0.4D=0.428=11.2mm7自由高度或长度=pn+d=11.221.75.5=31.75mm 经查国标,取=32mm8轴向间距=11.2-5.5=5.7mm9展开长度L=355mm10螺旋=7.26取711质量=Lr=0.06kg5.2.8验算最大循环切应力=713MPa750MPa5.3限位销与

22、从动盘毂缺口侧边间隙=3.5mm,=25mm限位销直径=10mm。6从动盘总成设计6.1从动盘总成概述与设计要求从动盘总成由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。它虽然对离合器工作性能影响很大的构件,但是其工作寿命薄弱,因此在结构和材料上的选择是设计的重点。从动盘总成应满足如下设计要求：为了减少变速器换档时齿轮间的冲击,从动盘的转动惯量应尽可能小；为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性；为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷,从动盘中应装有扭转减振器；要有足够的抗爆裂强度。6.2从动盘毂从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件,它几乎承受发动机传来的全部转矩。

23、它一般采用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上,花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩按国标GB114474选取。从动盘的轴向长度不宜过小,以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底,从动盘毂的轴向长度取32mm。从动盘毂一般采用锻钢如35、45、40Cr等,并经调质处理。为提高花键孔表面硬度和耐磨性,可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合,应进行高频处理。表6.1 离合器从动盘毂花键尺寸系列摩擦片外径D/mm发动机的最大转矩Temax/Nm花键尺寸挤压应力j/Mpa齿数N外径D/mm径d/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm1605010231832010180701026213

24、2011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2根据摩擦片外径D=200mm和发动机最大转矩=160Nm,可选择从动盘毂花键的尺寸如下：齿数n=10,外径D=35mm,径d=28mm,齿厚t=4mm,有效尺长l=35mm。6.3摩擦片摩擦片的工作条件比较恶劣,为了保证它能长期稳定的工作,根据汽车的的使用条件,摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：应具有较稳定的摩擦系数

25、,温度,单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。要有足够的耐磨性,尤其在高温时应耐磨。要有足够的机械强度,尤其在高温时的机械强度应较好。热稳定性要好,要求在高温时分离出的粘合剂较少,无味,不易烧焦。磨合性能要好,不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面。油水对摩擦性能的影响应最小。结合时应平顺而无咬住和抖动现象。由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片,是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成,其摩擦系数大约在0.3左右。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定,温度,滑磨速度及单位压力的增加都将摩擦系数的下降和磨损的加剧。 所以目前正在研制具有传热性好、强度高、耐

26、高温、耐磨和较高摩擦系数可达0.5左右的粉末冶金摩擦片和瓷摩擦材料等。在本设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接,采用这种方法后,当在高温条件下工作时,黄铜铆接有较高的强度,同时,当钉头直接与主动盘表面接触时,黄铜铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损,磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。6.4从动片从动片要求质量轻,具有轴向弹性,硬度和平面度要求高。材料选用中碳钢板50号,厚度为取为2mm,表面硬度为3540HRC。7离合器盖总成7.1离合器盖概述与设计要求离合器盖一般

27、都与飞轮固定在一起,通过它传递发动机的一部分转矩。此外,它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。因此,在设计中应注意以下几个问题：1离合器的刚度离合器分离杠杆支承在离合器盖上,如果盖的刚度不够,即当离合器分离时,可能会使盖产生较大的变形,这样就会降低离合器操纵机构的传动效率,严重时还可能造成离合器分离不彻底,引起摩擦片的早期磨损,还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度,该离合器盖采用厚度约为4的低碳钢板如08钢板冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。2离合器的通风散热为了加强离合器的冷却离合器盖必须开有许多通风窗口,通常在离合器压紧弹簧座处开有通风窗口。3离合器的对中问题离合器盖装有

28、分离杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件,因此它相对与飞轮必须有良好的对中,否则会破坏离合器的平衡,严重影响离合器的工作。离合器盖的对中方式有两种,一种是用止口对中,另有种是用定位销或定位螺栓对中,由于本设计选用的是传动片传动方式,因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的圆止口对中。7.2离合器盖应具有足够的刚度,板厚取2mm,乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。7.3压盘7.3.1压盘传动方式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的缺点,故选择已被广泛采用的传动片传动方式。选用膜片弹簧作为压力弹簧时,则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。7.

29、3.2传动片由于各传动片沿圆周均匀分布,它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。一般由弹簧钢带65Mn制成。共三片。7.3.3分离轴承由于=4000r/min,离心力造成的径向力很大,因此采用角接触式径向推力球轴承。8离合器操纵机构设计本设计只选用较为简单的杠杆机构简单模拟操纵原理。参考文献【1】 家瑞 汽车构造第五版 人民交通 20XX【2】 王望予 汽车设计第四版 机械工业 20XX【3】 濮良贵 机械设计第八版 高等教育 20XX【4】 新亚 汽车为什么会跑 机械工业 20XX汽车设计课程设计任务书设计题目： 轻型乘用车离合器的设计研究一设计的目的和意义课程设计题目-轻型乘用车

30、离合器设计是针对2008级汽车方向汽车设计课程设计而设置的。设置本选题具有以下的目的和意义：1通过对轻型乘用车离合器的设计,可以使我们的理论知识更扎实,加深我们对于汽车构造、汽车理论、汽车设计等专业知识的理解,同时使我们学到的理论知识得以应用。2在设计的过程中,需要对参考车型的零部件进行测绘、装配、设计、验证,通过这个过程,可以使我们了解产品的研发过程,位我们步入工作岗位,快速适应工作打下良好的基础。3本次设计运用三维设计软件CATIA、UG、Pro-E、Solidworks、Solidedge进行建模和仿真,使我们有机会学习和应用目前三维软件领域最为领先的软件的具体操作,了解行业最前沿,同时

31、使用三维软件进行设计可以缩短产品开发周期,提高设计质量。二、设计参数分为四组：A组：发动机最大扭矩120Nm,最高转速6000rpm。B组：发动机最大扭矩140Nm,最高转速6000rpm。C组：发动机最大扭矩160Nm,最高转速4000rpm。D组：发动机最大扭矩200Nm,最高转速4000rpm。三课程设计容本课题要求包括两个部分：1离合器各组成部分的理论研究,参数选择设计；2离合器的各组成部件包括飞轮、从动盘、摩擦片、扭转减震器、从动轴、分离装置、离合器执行机构、压紧弹簧、压盘和离合器壳等的结构设计与计算。3离合器的各组成零部件三维实体模型的建立与整体装配。4有余力同学建议进行各零件运动

32、学干涉分析、有限元分析和工程图的生成。四设计方法1零部件的选型：即根据使用情况,初步确定零部件的形式。2参数计算与设计：根据总体设计要求,选择各参数,并进行相关的强度、刚度、疲劳等校核,最终确定出零部件的各个合理参数。该步骤是设计的关键步骤。3计算机三维造型：根据理论计算的主要参数,对所设计部件各零件和总成进行三维造型和装配,要遵循三维造型的原则,注意造型细部规划,并按照软件设计小组的要求进行相关格式的转变。该步骤是设计的重要组成部分。五设计成果要求1交毕业设计说明书一份。要求容完整,排版整齐,条理清楚,文字通顺,书写规。含目录、摘要、正文、感想等。要求正文字数应在7000-8000字。2提交完整的零部件三维模型和装配模型。五考核提交成果时,现场提问和答辩,包括参数选择,计算方法及建模过程等。六离合器设计进程表时间:第1819周12.26根据课题容进行调研,查找与课题相关的参考文献和资料、熟悉离合器构造、原理、设计方法,熟悉三维设计软件等。12.27现场拆装膜片离合器、螺旋弹簧离合器等离合器,测绘部分零部件结构尺寸,以为后续计算与设计提供参考。12.28-31计算并设计离合器主要结构参数,并将计算结果整理成word文档。1.2-1.5根据设计结果利用三维软件进行实体建模、设计与装配。1.6整理数据和模型,提交成果和参与答辩。24 / 24