大马力拖拉机离合器设计

大马力拖拉机离合器设计 毕业设计() 30马力拖拉机离合器设计 摘要,随着科技的创新,车辆制造业得以迅速发展。离合器在拖拉机整个传动系统中起着不可替代的作用,离合器是汽车传动系中的重要部件,主要功用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,有效的降低传动系统中的振动和噪声。 为满足拖拉机动力性的要求,本设计在离合器功用类型性能要求基础上,确定了30马力拖拉机离合器的设计,并对离合器的主要零部件,摩擦盘和蝶形弹簧,进行了设计和计算,最后对离合器摩擦副所产生滑磨功进行了验算。 此设计书详细的说明了离合器的结构形式,参数选择以及计算过程。根 DD据离合器工作原理和使用要求,选择相关设计参数主要为摩擦片内外径、的12 ,确定,离合器后备系数的确定,单位压力q的确定,并进行了总成设计主要为,压盘的设计,以及从动盘设计,从动盘毂的设计,和蝶形弹簧的设计等。 关键词,离合器,碟型弹簧,从动盘,压盘,摩擦片 ABSTRACT: With the innovation of science and technology，vehicle manufactuing industry develops quickly. Clutches play a significant role in the drive system. The I 毕业设计(论文) clutch is an important component of the car transmission and main function is to cut and realize engine power transmission system, ensure the smooth start, car transmission system shift work smoothly and limit when the maximum transmission system to prevent transmission torque, overload. Reduce effectively the transmission of the vibration and noise. In order to satisfy the requirement of 30 horsepower tractor,this article determined the design-plan of clutches for 30 horsepower tractor, designed and calculated the major parts of clutches (drive system and belleville spring) ,which is based on analyzing the functions types and performances required of the clutches. Finally, this article checked the friction work of tractor clutches. This design specification detailed descriptions of the clutch structure form, and calculate the parameter selection process with the annunciator of the friction disk thickness. In accordance with the clutch system design steps and requirement, determined the following main design parameters: choice for friction slices of D,Ddiameter and ,clutch backup coefficient of beta ,unit of pressure q.And 12 the assembly design mainly for the pressure plate design, and driven plate design(platen hub design)and the belleville spring design etc. Key words: clutch ;drive plate; driven plate; belleville spring;friction work II 毕业设计(论文) 第1章 绪论 1.1 离合器概述 离合器是汽车传动系统中直接与发动机相连接的部件。按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一总成。顾名思义，离合器是“离”与“合”矛盾的统一体。离合器的工作，就是受驾驶员操纵，或者分离，或者接合，以完成其本身的任务。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其功用是能够在必要时中断动力的传递，保证汽车平稳地起步;保证传动系换档时工作平稳;限制传动系所能承受的最大扭矩，防止传动系过载。为使离合器起到以上几个作用，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器所能传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面状况等，即 弹簧离合器在技术上比较先进，经主要取决于离合器基本参数和主要尺寸。蝶形 济性合理，同时其性能良好，使用可靠性高寿命长，结构简单、紧凑，操作轻便。 1.2 离合器的功用和类型 拖拉机离合器的主要功用一是分离发动机传来的动力, 以使变速箱顺利挂挡或换挡; 二是柔顺地接合动力, 保证车辆平稳起步;三是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、双片式和多片式三种;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。现有轮式拖拉机和部分履带拖拉机都采用脚踏板操纵的弹簧压紧式-常接合式离合器;部分履带拖拉机采用手操纵的杠杆压紧式-非常接合式离合器。 1 毕业设计(论文) 1.3 离合器的工作原理 如图1.1所示，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成。 图1.1 离合器总成 离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮3和压盘14借摩擦作用传给从动盘，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒17和分离轴承16，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖20上的支柱为支点，而外端与压盘14连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘压紧在飞轮上，这样发动机的扭矩又传入变速器。 2 毕业设计(论文) 第2章 离合器结构方案选取 2.1 离合器车型的选定 基本参数如下: 整车质量(m):3060(kg) a T():156(N?m) 标定扭矩eb 标定转速():2400(r/min) n 发动机飞轮组转动惯量14.992千克?厘米?秒 起步档总传动比:59.202 起步档理论速度:8.46千米/小时 2.2 离合器设计的基本要求 为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足以下要求: (1) 在任何行驶条件下，都能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩 储备，又能防止传动系过载。 (2) 接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。分离要迅 速、彻底。 (3) 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。 (4) 具有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高， 延长其使用寿命。 (5) 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。 (6) 操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。 (7) 作用在从动盘上的总压力和摩擦离合器和摩擦材料的摩擦因数在离合器 工作过程中变化尽可能小，以保证有稳定的工作性能。 (8) 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。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。 1 毕业设计(论文) 2.3 离合器结构设计 2.3.1 摩擦片的选择 单片离合器由于受到压紧弹簧结构布置和设计的限制，其转矩容量也受到了限制。由于双片离合器有它技术上的优势，有时在离合器单片的转矩容量足够的情况下，有时仍考虑采用双片。原因如下:双片允许磨耗掉的体积是单片的2倍(相 ，故其使用的寿命要长;有两个摩擦片平行工作，离合器接合时从同的内外径) 动盘逐步压紧，所以起步时更平稳，变速器快速换档时的转矩峰值也小，可延长变速器的寿命，双片离合器也延长了摩擦片的磨损使用里程。因此本设计选择双片摩擦式离合器。 2.3.2 压紧弹簧布置形式的选择 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、蝶形弹簧式等。其中蝶形弹簧具有变刚度特性，离合器分离时操纵轻便，。碟型弹簧还具有轴向尺寸小、形状与摩擦片相适应(压紧力较均匀)、便于结构布置等优点，考虑到30马力离合器性能故要求采用蝶形弹簧。 2 毕业设计(论文) 第三章 离合器主要零部件的设计 3.1 从动盘设计 在现代汽车上，一般都采用带有扭转减振的从动盘，用以避免汽车传动系统的共振，缓和冲击，减少噪声，提高传动系统零件的寿命，改善汽车行驶的舒适性，并使汽车平稳起步。从动盘主要由从动片，从动盘毂，摩擦片等组成，由下 ，13分别用铆钉14，15铆在波形弹簧片上，而后者图4.1可以看出，摩擦片1 又和从动片铆在一起。从动片5用限位销7和减振12铆在一起。这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片5和减振盘12上圆周切线方向开有6个均布的长方形窗孔，在从动片和减振盘之间的从动盘毂8法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧11，以便三者弹性的连接起来。在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。在从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振片的减震摩擦所吸收。 图3.1 带扭转减振器的从动盘 1，13,摩擦片 2，14，15,铆钉 3,波形弹簧片 4,平衡块 5,从动片 6，9,减振摩擦片 7,限位销 8,从动盘毂 10,调整垫片 11,减震弹簧 12,减振盘 3 毕业设计(论文) 从动盘总成由摩擦片、从动片、扭转减振器和从动盘毂等组成。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: 1) 为了减少变速器换挡时齿轮间冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。 2) 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。 3) 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。 4) 要有足够的抗爆裂强度。 3.1.1 从动片的选择和设计 设计从动片时要尽量减轻质量，并使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得小的转动惯量。这是因为汽车在行驶中进行换档时，首先要分离离合器，从动盘的转速必然要在离合器换档的过程中发生变化，或是增速(由高档换为低档)或降速(由低档换为高档)。离合器的从动盘转速的变化将引起惯性力，而使变速器换档齿轮之间产生冲击或者变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减小转动惯量，从动片都做的比较薄，通常是用厚的薄钢板冲压而成，为了进一步减小从动片的转动惯量，有时1.3,2.0mm 将从动片外缘的盘形部分磨至，使其质量更加靠近旋转中心。 0.65,1.0mm 在本设计中，因为设计的是30马力离合器，故可以采用分开式弹性从动片。为了防止由于工作温度升高后使从动盘产生翘曲而引起离合器分离不彻底的缺陷，还在从动刚片上沿径向开有几条切口。 3.1.2 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，它几乎承受发动机传来的全部转矩。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GB1144-74选取。 emax 从动盘的轴向长度不易过小，以免在花键轴上滑动产生偏斜而使分离不彻 4 毕业设计(论文) 底，一般取1.0,1.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢(如35、45、40Cr等)，并经调质处理。为提高花键内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。 3.1.3 摩擦片的材料选取 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，根据汽车的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求: 1) 应具有较稳定的摩擦系数、温度、单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的 影响小。 2) 要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。 3) 要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好。 4) 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。 5) 磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面。 6) 油水对摩擦性能的影响应最小。 7) 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、耐高热、耐磨和较高摩擦系数(可达0.5左右)的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。 在该设计中为满足30马力拖拉机的性能要求选取的是铜丝石棉摩擦材料。 3.2 蝶形弹簧的设计 本设计中的压紧弹簧是蝶形弹簧，碟形弹簧是一种用薄弹簧钢板冲制的截锥形弹簧，其主要结构参数和载荷-变形特性曲线见图5.1，这种弹簧具有变刚度和轴向尺寸小、形状与摩擦面相适应、便于结构布置等优点。碟形弹簧的内截锥高H222,,,H和钢板厚度是影响其刚度特性的主要参数。离合器上广泛采用, 5 毕业设计(论文) 的碟形弹簧，其设计计算如下: 图3.2 (1)选取弹簧外径D，使之等于或略大于摩擦面的平均直径;选取弹簧内径d(国 ,,产拖拉机D/d=1.45-1.65);初定内截锥高度H 0.5(D-d)tan (国产拖拉 00,810,机为);选取钢板厚度(一般H/=1.7-2.4)。摩擦面的平均直径为,, (254+150)/2=202mm，弹簧外径D取为229mm，d=229/(1.45-1.65)=139-158, 00810,,,本设计取为158mm。初定内锥高度H0.5(229-135)tan()6.6-8.3，这取6.6mm;选取钢板的厚度=6.6/2.4=2.75mm。 , (2)作弹簧的载荷-变形特性曲线，找出特征点s、t、u。蝶形弹簧的载荷P与变形量的关系如下: 4E,,,，，2()()HH,,，,,P= 式(3-1) 22,,(1)2,DA,，， 式中: E-弹性模量，钢的E=206GPa; μ-泊松比，钢的μ=0.3; A-系数，见表2; H、、D-见图3.2。 , 根据式(3-1)可作出图3的特性曲线，其上有三个特征点:s、t、u，这些特征 Ps点就是曲线上的极大值、极小值和拐点。其中，s是最大载荷点(是弹簧的最高压力),变形量 22H2,=3.5mm;t是最小载荷点(是弹簧的最低压力)，变形,,,,HS33 量 22H2,,=9.7mm，u是弹簧压平点，变形量=H=6.6mm。 ,，,,H,t33 PPPP(3)离合器结合时的弹簧载荷是压紧力Q。由图3.2知小于，大于，根bbsuP,,,据从曲线上找出对应的(通常=(0.65-0.8)H)取=0.67H=4.42mm。由bbbb 6 毕业设计(论文) PP图3.2可以看出离合器彻底分离时的载荷接近于，所以离合器操纵省力。 ct (4)验算强度。蝶形弹簧工作时各处的应力是不同的，以截锥形上底的应力最,大，该处的应力与变形量的关系为: ,, 4E,,，，CHC(),， = 式(3-2) ,,1222,,(1)2,DA,，， CC式中:A、 、—系数(查表3-1)。 12 蝶形弹簧选用60Si2MnA，其许用应力为1.4-1.5GPa。 CC本设计中D/d=229/158=1.4,则A=0.464、=1.062、=1.135。应力的极12 C''''2,，,，=H+时。如果，应按计算应力;如果，大值出现在变形量,,,,,ccC1'',，,由于弹簧的实际变形量并没有达到，故应按计算应力。本设计中，故,,cc ,应按计算应力。将以上算得的参数代入公式(3-2)，可得=0.5GPa1.4GPa，，,c 故上述所选的参数及材料符合要求。 CC表3-1 系数A、、 12 CCD/d A 12 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 HH(5)根据已经确定的结构参数最后核算锥底角和自由高度(,)。 ,H，,00 6.6H0则=arctan=arctan= ,11()/2Dd,35.5 H=H+=6.6+2.75=9.35mm ,0 为了保证截锥形的上底和下底(弹簧的支撑面)相互平行，需要进行修磨，修磨宽度随弹簧外径D的增大而加宽。当外径D为120-300mm时，修磨宽为1-1.5mm，本设计中的修磨宽度取为1.5mm。 7 毕业设计(论文) 第四章 离合器基本结构参数的确定 4.1离合器储备系数的确定 , TT储备系数是离合器的最大摩擦转矩与发动机标定转矩之比，可写,Lmaxeb成: TT =/ 式(4-1) ,Lmaxeb 储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，为了保证离合器工作过程中能传递发动机全部扭矩，并减少接合过 程中的滑磨功，选择时，应从以下几个方面考虑:在工作繁重、离合频繁, 或发动机转速高时，应取较大些，如果摩擦系数和压紧力较稳定，则可,, 取小些。太小，在压紧力或摩擦系数降低时，使离合器不能可靠地传递发, 动机全部转矩，并会使滑磨功增加;增大可减少滑磨功，减轻发热和磨损，, 但离合器尺寸重量以及操纵力和操纵功变大，传动系过载保护减弱。对于弹 簧压紧式和带有补偿弹簧的杠杆压紧式离合器，一般=2.5-2.8;双作用离, 合器中的副离合器的储备系数可低于主离合器，但不宜小于1.3-1.5。本设 计要设计的是30马力拖拉机离合器，可选主离合器的储备系数=2.6，副离, 合器的储备系数=1.6. , TLmax最大摩擦扭矩由下列参数确定: TLmaxR=μQi 式(4-2) P 式中 μ—摩擦系数; Q—摩擦面所受压紧力; R—摩擦合力作用半径; P i—摩擦面对数。 摩擦系数μ与摩擦材料、温度、相对滑磨速度和单位压力等有关，设计时假设只与材料有关，从下表(4-1)选取。计算干式石棉对铜或钢的摩擦副时，本设计取μ=0.35。 8 毕业设计(论文) 表4-1 摩擦因数,与单位压力 q ,摩 擦 副 材 料 q 模压 0.2 0.10,0.25 石棉基材料 编织 0.3 0.25,0.35 铜基 0.3 0.30左右 粉末冶金材料 铁基 0.4 0.30左右 金属陶瓷 0.4 0.35,0.65 无石棉有机摩擦材料 0.2,0.4 0.20,0.40 当摩擦面为环状时，摩擦合力作用半径可精确的取为外径和内径的平均值: DRD=0.25(+) 式(4-3) P12 DD式中:、—摩擦面的内直径和外直径。 12 DD4.2 离合器摩擦片内外径、的确定 12 D摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用2 寿命有决定性的影响。 DT摩擦片外径可根据发动机最大转矩()按如下经验公式选用 N,m2eb 3DT= 式(4,4) K2Deb 式中: --------- 直径系数，在48-55范围内取值。 KD T由选车型 =156N?m，本设计采用双片结构，以发动机最大转矩之半代入式eb K(4-1)，取=48代入式后计算得D=254(mm)。 D DD 选定外径后，如缩小内径可增加摩擦面积，但会使摩擦面所受的压力分布21 不均、内外沿的相对滑磨速度的差距加大，造成摩擦面的磨损不均匀。因此一般 DDD趋向于使d与D较为接近，多数拖拉机=(0.55-0.75) ,本设计取=150mm。121 R进而有式(4-3)可算得:=101mm。摩擦面对数i=m+n-1(m—主动片数，n—从P 动片数)，本设计中i=1。取上述参数后，可算出压紧力Q TRQ=β/μi 式(4-5) ebP 由式(4-5)可算得主离合器的压紧力Q=11474N。 9 毕业设计(论文) 验算单位压力 q=Q/F 式(4-6) 22,D,d式中:F—每个摩擦面的面积，环状摩擦面F=0.25()。 222,0.2540.15,m本设计中F=0.25()=0.033。 由式(4-6)可算得q=0.35MPa，查表(1)可知符合规定，同理可算得副离合器上的q=7061/0.033=0.21MPa,符合表4-1相关规定。上述选取的摩擦片规格符合相关要求。 4.3 离合器滑磨功的验算 离合器接合过程中由于主，从动片转速不同，产生相对滑磨，滑磨产生的热量使离合器的摩擦元件温度升高，摩擦系数降低，传递转矩的能力下降，甚至导致摩擦衬面因过热而烧损。可见离合器接合过程中，滑磨功产生的热量是影响离合器寿命的重要因素。所以必须对离合器的滑磨功进行验算。 离合器接合过程的滑磨功W(J)用下式计算: 2WeN W= 式(4-7) 1112(1)(),，,JJWW式中:——发机机角速度(rad,s)，=2n/60=(2，3.14，2400)/60=251.2 ,eneNeN rad,s; β——离合器储备系数，β=2.6; Je---换算到离合器主动盘上的发动机转动惯量，一般按飞轮转动惯量Jm的1.2 222m倍计算(kg. )，即Je=0.14992kg *1.2=0.179904 kg? mm J ---换算到离合器从动盘上的拖拉机机组的转动惯量n 22J(/)ri(kg?),=M，其中M为拖拉机机组质量，一般按拖拉机使mndq,,, ri用时整机质量与所带满载拖车质量之和计算(kg);为驱动半径(m);为传dq, rMi动系的总传动比，由=3060 kg，=554 mm，=59.202，得dq,, 2J=0.2680kg?。将上述参数代入公式(4-7)得 mn2251.2W= =5519J 11122(1)(),，251.22.60.1799040.2680同理可得副离合器得滑磨功W==9056J 1112(1)(),，1.60.1799040.2680但滑磨功不能作为比较离合器磨损的指标，因为磨损功相同、但摩擦面积不同的 10 毕业设计(论文) 离合器，其磨损和发热情况显然是不一样的。通常以单位摩擦面积的滑磨功w来评价: WW= 式(4-8) Fi 式(4-8)中F和i分别是每个摩擦面的面积和摩擦面对数。对于石棉摩擦材料， 2单位滑磨功w通常不超过0.3J/m。 m W62=5519/(0.0332)=0.08J/ 于是可求得主离合器上的单位滑磨功W=，，10mmFiW62同理可求得副离合器上的单位滑磨功W==9056/(0.0332)=0.14 J/ ，，10mmFi 2两者都小于0.3 J/m，故可以采用干式离合器。 m 11 毕业设计(论文) 结束语 本设计是在我的指导教师付文信老师的亲切关怀和悉心指导下完成的。他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深感染和激励着我。从课题的选择到此设计的最终完成，付老师都给了我细心的指导和不懈的支持。两个月来，付老师不仅在毕业设计上给我以精心指导，同时还在思想工作作风上给了我很大启发。 在毕业设计即将完成之际，从课题的选择到论文的顺利完成其中经历了多次的挫折，不免会发生种种失误，甚至有的部分不得不从新整理经历了一次又一次的演算，从中我也体会到学术工作方面的严谨由不得半点马虎，这也为我以后的工作或研究奠定了坚实的基础。这段时间老师同学给了我无尽的帮助，在此做出深深的感谢。 12 毕业设计(论文) 参考文献 [1] 王望予.汽车设计 第3版. 机械工业出版社.2000. [2] 余志生.汽车理论 第3版.机械工业出版社.2000. [3] 林世裕.膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造.东南大学出版社.1995. [4] 陈家瑞.汽车构造.机械工业出版社.2000. [5] 徐石安.离合器.人民交通出版社.1981. [6] 张洪欣.汽车设计.机械工业出版社.1989. [7] 《汽车设计资料手册基础篇》编辑委员会.汽车设计标准资料手册.吉林科学技术出 版社.1992. [8] 田其铸.汽车设计手册(整车?底盘卷).长春汽车研究所.1998. [9] 徐石安，江发潮.汽车离合器设计.清华大学出版社.2005. [10] 中华人民共和国汽车行业标准委员会.汽车干摩擦离合器总成技术条件.中国标准出版 社.2004. [11] 王望予.汽车设计 第4版.机械工业出版社.2004. [12] 陈家瑞.汽车构造 第3版.机械工业出版社.2009. [13] (德)Czarnowski.关于石棉摩擦片的制造问题 方梁译.吉林工业大学学报.1994. [14] 汽车工程手册编辑委员会编.汽车工程手册 基础篇.人民交通出版社.2001. [15] 机械工程手册、电机工程手册编辑委员会编.机械工程手册 第3卷专用机械卷 第2 版.机械工业出版社.1997. [16] 汽车工程手册编辑委员会编.汽车工程手册 设计篇.人民交通出版社.2001. [17] 机械工程手册编辑委员会编.机械设计手册(新版).机械工业出版社.2004. [18] 刘惟信.汽车设计.清华大学出版社.2003. [19] 濮良贵、纪名刚.机械设计.高等教育出版社. 13 毕业设计(论文) 致谢 本设计的顺利完成是在大学所学课程基础上，通过毕业设计指导教师以及同学的帮助才得以完成的。在此衷心的感谢付文信老师，此设计的选题，设计方案和研究都是在付老师的指导和帮助下完成的。各部分的设计与整合都离不开付老师的耐心指导。付老师为人诚恳、实事求是的为人作风和和耐心认真的工作态度是此设计圆满完成的保障，在同学心中树立了良好的榜样。同时也要感谢学校图书馆的各位老师，此设计的参考文献多数是在图书馆老师的指引下而得到的。最后感谢对此设计提供过帮助及纠正的同学，是在同学的指点下此设计才得以逐渐完善，当然限于个人水平有限不足之处肯定在所难免，希各位老师及专业人士纠错指正。 14