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1、轻型货车离合器设计摘要在临近毕业的时间里，我以高度的责任心和使命感对待本次毕业 设计，这是对我专业技术学习的一个总结。在老师和同学们的帮助下， 我顺利地完成了轻型货车离合器的总体设计，合理地设计了操纵机构 和传动轴等零部件。汽车底盘作为汽车三大件之一，相当于汽车的承载结构，路面对 汽车的各种反响全部都作用到底盘上，它的设计好坏对汽车功用的影 响是巨大的。离合器属于汽车底盘传动系统中的一个功能部件，它和 变速器一样，都是传递动力的部件。离合器安装在发动机和变速箱之 间，控制动力输出和断开。在汽车驾驶内，离合器踏板就是离合器的 操纵机构，无人为操作下，踏板是松开的，发动机和变速箱处于连接 状态，可
2、以传递动力；踏板被踩下时，发动机和变速箱是断开的，无 法传递动力。常见的有液压式离合器和膜片弹簧离合器。由于液压式 离合器能够降低驾驶员的劳累感，国外的汽车大多安装这种离合器。依据传动轴的特点，选用特定的传动部件，确定了轻型货车的传 动方式；根据总体方案，设计传动轴，根据传动特点，细化传动轴的 具体结构，选择圆柱滚针轴承，密封形式采用盖板式密封。通过对传 动轴的动力学分析，查阅机械设计手册，完成了圆柱滚针轴承、花键、器 合 离 片 单器 合 离 片 单1.2. 1x从动盘数的选择对于小型车而言，电机的最大扭矩一般不大，对离合器的转矩容 量要求不高。在空间布置宽度允许的条件下，离合器一般只配备一
3、个 从动盘。而单片式高速离合器车（图1-1）由于构造简单，尺寸小巧，摩 擦系数小，因摩擦产生的热量少，耐热效果好，在使用时可确保脱离 彻底、连接顺畅，使用时方便快捷。双片高速离合器有2个摩擦片，摩擦力大幅增加，转矩容量大幅 增加，所以允许传递的扭矩也更大；在传输相同扭矩的情形下，由于径 向尺寸较小，踏板力较小，且中间压盘通风排热能力较差，两个摩擦片 片之间负荷不均，所以较易烧坏摩擦片，因此通常适用于传递扭矩较 大而径向宽度受到限制的场合。图1-2 双片离合器1. 2. 2 压紧弹簧和布置形式的选择膜片弹簧离合器，由膜片弹簧和别离机构组成。弹簧布置在离合 器的中央位置，这种结构也属于中央弹簧离合
4、器范畴。膜片弹簧离合 器的结构简单，综合弹性特点突出，在一定的弹力范围内，具有自动 调节的能力。使用操作时高效快捷，动作传递到位，膜片弹簧的综合 性能要比螺旋弹簧的综合性能好。膜片弹簧通风散热性能好，使用寿 命长，可靠性高，稳定性强，功能完备；螺旋弹簧长时间受用，容易 失效。综合比照之后，膜片弹簧离合器更适用于轻型货车。膜片弹簧 离合器结构如下（图1-3） o图1-3 膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器已经成为国内的主流产品，在各类车型上应用广 泛，并得到了汽车行业的一致认可。在未来相当一段长的时间内，我 国仍将继续研究膜片弹簧离合器，并长期使用。 1. 2. 3 膜片弹簧支承形式通常选用单环支撑，
5、具体来讲，安装膜片弹簧时，用弹簧的大端 顶住离合器端盖，构成支撑环的结构，这样就防止了轴向间隙的产生。膜片弹簧常见的有推式和拉式。推式膜片弹簧本身即起压紧弹簧 作用，又起别离杠杆作用，结构简化，质量轻巧，轴向尺寸减小。操 作轻便，平衡性好，具有高速时压紧力稳定的特点。轻型货车更适合 用推式膜片弹簧离合器。1. 2. 4压盘驱动方式的选择压盘的驱动方式很多，常用的有键块式、销钉式和传动片式。前 两种由于联接件之间存在空隙，使用过程中有零件之间撞击，并且会 发出异常的声响，零件长时间摩擦，长时间使用损坏严重，传动效率 降低。汽车上大多采用传动片式结构，压盘与飞轮对中性能好，能够 保持相对位置不变，
6、平衡性能好，可靠性高，平安系数高，能在各种 工况下使用，综合性能突出。我综合分析之后，选择了传动片式结构。第二章离合器基本参数和主要尺寸选择摩擦离合器是利用摩擦力的特点工作的，力的作用是相互的，发 动机将力传给离合器，离合器才能够把力传给变速器。实际使用中， 为了最大限度的利用摩擦力，在任何场合都能稳定地传递发动机的最 大转矩，设计时L应远大于发动机最大转矩Temax，即： = emax(2- 1 )上式中，Temax为发动机最大转矩；B为离合器的后备系数，定 义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，B大 于1。离合器的静摩擦力矩，根据摩擦定律得：底=fFZR c(2-2)式中
7、，Tc为静摩擦力矩；/为摩擦面间的静摩擦因数，设计时通 常取0. 25 0. 30； F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；R为从动盘 摩擦半径；z为摩擦面数。一般认为摩擦片上的压力是均布载荷，贝k口一A_7T(D2-d2)(2-3)(2-4)F - Po -3(02片)上式中，Po为摩擦面单位压力，A为一个摩擦面的面积；D为摩 擦片外径；d为摩擦片内径。当d/DN0.6时、R可由下式求得：(2-5)把公式(2-3)与(2-4)带入式 =fFZRc 可得：Tc=-fZP()Dl-C3)I(2-6)公式中，c为摩擦片内外径之比，C=d/D,通常为0. 53-0. 70范围取值。2.1离合器基本参数计
8、算设计离合器，最重要的是确定它的主要参数，又具体分为性能参 数和尺寸参数。性能参数包括后备系数和单位压力，尺寸参数主要有 外径、内径和摩擦片厚度。1 .后备系数B后备系数是离合器设计的一个重要的性能参数。它用来表示离合 器传递最大转距的可靠性。查阅资料得：轿车和微型、轻型货车8=1.201.75选取 B=L6；所以限二 185x1.6 = 296 (N m)z = 2f=0.27c = 0. 62.单位压力Poo单位压力P。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，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。国内的汽车厂，通常采用石棉基材料，查阅机
9、械设计手册得至kPo=0. 100.35Mpa当%三0. 6时，由式(2-5)知Rc =2 = 101.25 c 4TC = 296 (N m)由式(2-2)知TcF = - = 5414 fzRcP0=4F/3. 14(D2-d2)=0. 179所以通过计算，我采用石棉基材料，并且取P=0. 25Mpa摩擦片外径D,内径d和厚度b摩擦片外径D可以根据发动机最大转矩Teniax(Nm)依照经验公 式：D = KZ2-7)由式知D = 17xV185 =231.22(mm)Kd为直径系数，查手册得，轿车：Kd=14.5；根据经验取：外径D = 260 (mm)内径d = 160 (mm)厚度 b
10、 = 3. 6 (mm)内外径比值d/D = 0. 62摩擦片的外径D的选取应使最大圆周速度VD不超过6570m / S,即：71(2-8)(2-8)一360U = X3800 X 250X10-3。60vD = 50m/ 5 65 - 70m/ 5所以不会别离，又有d/D = 0.58ri.圆锥底角a的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角。与内截锥高度H关系密切，a =arctanH / （R一r）七 H/ （R一r）, 一般在 915 范围内。圆 锥底角可选取10o.别离指数n的选取针对轻型货车的离合器，可以令n=18,切槽宽6=3.23.5 , & = 910 ,别离指半径口应满足r-re 5
11、 2的要求。2 .3扭转减震器的设计扭转减振器是汽车离合器的重要部件，主要由弹性元件和阻尼元 件等组成。扭转减振器能够降低发动机曲轴与传动系接合局部的扭转刚度， 从而降低传动系扭振固有频率；增加传动系扭转阻尼，抑制扭转共振 相应的振幅，并衰减因冲击产生的瞬态扭振。设计减振器时，扭转刚度和摩擦转距是最重要的参数。此外，还 要考虑极限转距、预紧转距和极限转角等参数。综合处理这些参数之间的关系，才能更好的保证减震器的性能。1 .极限转矩极限转矩为与发动机最大转矩有关，通常为下式：T = (1.5 2.0)7；max = 1.6x185 = 296 (N m)2 .扭转刚度扭转刚度”通常由减振弹簧的线
12、刚度及其结构布置决定，需要加 在从动片上的转矩为：T = 1000CZ R2(2-9)设计时可按经验来初选是“c。W 13% = 3848 (N m)(2-10)可知：% = 3848 (N m)3 .阻尼摩擦转矩77查阅相关设计资料得到，5通常按下式取值：Tf =(0.06-0.17)7；max(2-12)取77=0-Zmax=18.5N4 .预紧转矩，*安装减震弹簧时都会施加一个预紧力。实验数据说明，7；不应大 于所以得到：Tv =乙=18. 5 N m y J5 .减振弹簧的位置半径R113的尺寸应尽可能大些，一般取7?, =(0.600.75)-(2-13)取=0.65x= 50.4(
13、mm) d：摩擦片内径。2r6 .减振弹簧个数Z表2-1减振弹簧数目参考表摩擦片外径D/mm225-250250 325325 350350减震弹簧数目4-66 88-1010取Z = 67 .减振弹簧总压力七当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减振弹簧 传递转矩到达最大值时乌,减振弹簧受到的压力Fg为心= TJR(2-14)得；耳二五常= 5873N由上表可知，所以每个弹簧所承受的工作压力为:尸=竺 = 978.8N(2-15)n 6得；073F = = 978.8N 68 .减震弹簧尺寸确实定1)弹簧钢丝的参考尺寸：小呼(2-16)V兀Id =3.1(例2)D2=20t p=1000通过
14、多方面考虑选取d=3.6(mm)减震器弹簧中径D2 = 20(mm)减震器弹簧内径D, = 20-3. 6=16. 4 (mm)减震器弹簧外径D3=20 + 3. 6=23. 6 (mm)9 .减震弹簧刚度确实定T = 1000 - KnROR.(2-17)得：13x7.K 二J一 二 250(N/ mm)1000x(0.0504)2 x610 .减震弹簧的工作圈数Gxd8xD3K得：Gxd4 _8.3x104x3.64SxD3K 8x123 x250G:材料的扭转弹性模量 钢G=8.11 .减震弹簧的总圈数n = i + 2得：n = i + 2 = 6圈12 .极限负荷下的弹簧长度Lmin
15、=n (d + s)得：Lmin= 1. 1 dn = 23. 76 (mm)s = 0. ld = 0. 36 (弹簧圈间隙)13 .减震弹簧总变形量L = F/k得：AL = 3.9 ( mm)14 .减震弹簧自由高度H0=L + Lmin得：Ho =3.9+ 23.76 = 27.66(mm)15 .减震弹簧预变形量TAf =(2-18)X 104(2-19)(2-20)(2-21)(2-22)(2-23)(2-18)X 104(2-19)(2-20)(2-21)(2-22)(2-23)KZR、得：时= 0.245(/?im)KZR、 250x6x0.0504因此可得安装后的高度为：”=
16、0 V = 27.6 0.245 = 27.355 （丽(2-24)2.4离合器压盘的设计1 .压盘的结构压盘应具有较大的质量以增大热容量、降低温升，防止其产生裂 纹和破碎，有时可设置各种形状的散热肋或鼓风肋，以帮助散热通风。此外，压盘还应有较大的刚度，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。压盘与飞轮对中性良好，并要进行静 平衡试验。压盘高度尺寸公差要小。2 .离合器压盘的主要计算离合器压盘的形状复杂，传热性要好，散热性也要好，耐磨系数 高。根据这些要求，国内大局部汽车离合器的压盘通常都选用灰铸铁 HT200铸造而成。金相组织均匀整齐，呈亮光体结构，硬度HB170-227o根
17、据以上设计得，压盘具体尺寸为:D=260-5=255 (mm)d=145+5=150(mm)1）压盘工作压力TF =一fxRJ m(2-25)得：TF =一fxRJ m= 11008 N 0.27 x 0.093752）压盘的滑磨功22兀 ne marrco niax q* 2 218OOzo k(2-26)密封圈、十字轴万向节等零件的选型，完全符合功能和强度要求。通过每一局部的认真设计和计算，仔细查阅相关材料，咨询老师 的意见，设计完成的离合器和传动轴可以实现轻型货车的动力需求。关键词：传动系统，离合器，操纵机构，传动轴THE DESING OF A LIGHT TRUCK (THE CLU
18、TCKAND THE MANIPULATION OF INSTITUTIONS AND SHAFT DESIGN)ABSTRACTNear the time of graduation, I treat this graduation project with a high sense of responsibility and mission, which is a summary of my professional and technical learning. With the help of teachers and classmates, I successfully comple
19、ted the overall design of light truck clutch, reasonably designed the control mechanism and transmission shaft and other partsAutomobile chassis as one of 3 big car, the equivalent of auto bearing structure, road surface reactions all function on the car to the chassis, the design is good or bad inf
20、luence on motor function is huge clutch is a feature of an automobile chassis drive system, it as well as the transmission, are passing power components Clutch is installed between the engine and gearbox, control power output and disconnect得：得：22兀 ne marr1800i2，J3.142 x 380()2 x 4245x0.377521800x5.8
21、32 x5.062= 54982.9(，)3）压盘的质量因为离合器一次结合的温升不应超过12,所以取压盘温升为9ycomeycome(2-27)ytc得：VCDm =tc8x481.4=7.14(版)C:比热容 铸铁0481. 4J/kg C 由此可知压盘质量必须大于7. 14kg 4）压盘的厚度计算Q 铸铁=78 x 1kg/rr(2-28)7.14铸铁-d?)得：7.147.8x103(0.2552 -0.1502)=0.022 m = 22 mmVCDVCDt =n m = metc由式(2-27 )得:0.5x54982.9 、盛商 = 714(砥既：压盘厚度不应小于22毫米2.5离合
22、器从动盘毂花键的强度校核花键的外径为36毫米，内径为30毫米，有效长度为38毫米，键齿宽5毫米.对花键的挤压应力进行强度校核:(2-29)e max=0.055 Mpa o-J = 30Mpa=0.055 Mpa a2 bi、b2 c、c?为杠杆尺寸。取值如下 al=40mm a2 = 250mm bl = 75mm b2 = 95mm c l = 55mm c2=310mm.把以上的数据代入式2-31),计算后得到，踏板行程S = 90. 2mm。小于170nlin,符合设计要求。踏板力Ff可按下式计算(2-32)(2-32)F、Ff =+ Fs f Hn式中，F为离合器别离状态下，压紧弹簧
23、对压盘的总压力； 在这次计算中，压紧弹簧对压盘的总压力为1750N 左为操纵机构总传动比，(2-33)代入数据得:八二2007.为机械效率，液压式：=80%90%机械式： = 70%80%本设计中采用液压式操纵机构，H =85%.把数据代入公式（2-32）, 可得Ff=115N. 符合踏板力小于170N的条件。第三章传动轴的设计与计算3. 1 概述万向传动轴包括传动轴和万向节两局部，如果传动轴较长，还会 有中间支承。它用来给相对位置不断改变的两根轴传递转矩，使其坚 持做旋转运动。设计万向传动轴时，要重点保证以下功能：1）能够稳定的地传递动力。2）万向节所连接的两跟轴应尽量等速运转。3）传动效率
24、高，磨损小，装配容易，拆卸简单等。在汽车领域，万向联轴器的用处很多。用来联接不同机构中的两 根轴，使之共同旋转以传递扭矩的机械零件。它结构简单，传动效率 高，能够减少汽车震动，减小零件的摩擦损坏，工作时噪音小，延长 部件的工作时间。3.2万向节结构方案分析万向节在汽车领域有着广泛的应用，它用来连接两根不同机构的 轴的旋转运动。不同的万向节的扭转特性不同，可分为挠性万向节和 刚性万向节。刚性万向节属于刚性连接，不具有弹性；挠性万向节是 由弹性零件连接的，能够起到缓冲减振的作用。挠性万向节一般用于 轿车，能够确保良好的舒适性。汽车工业常用的有十字轴万向节（不 等速万向节），双联式万向节（准等速万向
25、节），球笼式万向节（等 速万向节）。我认真比拟上述三种万向节的结构和功能特点，并咨询 指导老师的意见，最终决定采用结构相对简单的十字轴万向节，完全 可以满足轻型货车的动力传递要求。3.3万向节的设计计算 3. 3. 1 万向节设计1 .万向传动的计算载荷万向传动轴因使用位置不同，计算载荷也不同。7 = （maxX& Xig| X4（3T）得：7 = 185x1x5.06x0.98 = 917.38其中：Temax=185N * Hlkd=ln =98%igl = 5. 062 .十字轴结构尺寸确实定确定十字轴万向节的尺寸关键在十字轴，综合本次设计，参照相 关车辆，从下表中选出合适的的十字轴尺寸
26、。表3 1序号最大扭矩T十字轴总成花键十字轴及其轴承滚针n * *-D，d|XbDdhHd01z*1552514. 860672. 0142610-30 X 26 X42902817. 676832. 514251032 X 26 X431353220. 080892. 516281635 X 35 X 3. 542003623. 190982. 5163216 38 X 33 X 3. 553004025. 51081182. 518351650 X 43 X564504529. 51201302. 522401650 X 43 X576755033. 51451563. 024381660
27、 X 52 X5810005638. 21581703. 027441665 X 56 X5915006344. 01581703. 027491672 X 62 X61022007150. 62002143. 030562092 X 82 X6注：*滚针数目；* *花键齿数外径X内径X键宽；所有尺寸单位均为mm.选用的十字轴的尺寸为：D=36;d=23.1;h=90;H=98.十字轴强度校核选择十字轴万向节后，一定要仔细 计算轴颈受力，保证十字轴颈有足够的 抗弯强度。假设施加在轴颈中点的力为 F,那么：F =4一(3-2)2rcos得：017 38F =乙W = 12920. 85N2x37
28、x103xcos16式中：Ts为万向节的转矩(N-m),Ts = min Tse, Tss，得 Ts = 568. 89 (N m)；a为万向传动的最大夹角。1)万向轴颈根部的弯曲应力：32d、Fs(7 =!图3-1(3-3)刈)得：M_ 32 x 0,023 x 12920 ,85 x 0,008 _ 76,083.14x(0.0234 -0.0084) - 8.7 x IO-7=66A9Mpaaw = 66A9Mpa crH = 250Mpa式中：dl为十字轴轴颈直径；(h为十字轴油道孔直径；。J为弯曲应力许用值，实际取值范围是250350MPa。2)十字轴轴颈的切应力t为：4F7i (d
29、 ； d ；)(3-4)得：4x12920.853.14 x (0.0232 -0.0082)51683 A0.0015=34.46 Mpat = 34A6Mpa r = SOMpa选用的十字轴符合要求。3. 3. 2 传动轴的设计传动轴总成包括传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉。传动 轴总成两端的花键分别用于连接轮毂和差速器。汽车在高速行驶过程中，传动轴一直在高速旋转，而且还传递转 矩，在设计过程中一定要合理选择轴的材质，仔细核算传动轴的强度， 这对汽车的平安稳定性是十分重要的。根据轻型货车的总体尺寸，结合发动机、变速箱、减速器的布置 方案，综合确定传动轴的长度。最后取轴长L=1480 (
30、mm).离合器的传动轴主要受来自于发动机的扭矩作用。根据应力分析 公式，等截面条件下，传动轴外圆处应力最大，向内逐步减小至零。 根据应力分布特性，离合器的传动轴大多项选择用空心轴。1 .传动轴在实际运行中的最高转速轻型货车的最高车速为：vmax = 92km/h = l533. 3m/min传动轴最高转速为:“maxvmax2町.x，o(3-5)得：max1533.3 .xi2万；1533 .32 x 3.14 x 0.3755x5.83 = 3791 r/min2 .传动轴的临界转速计算传动轴两端连接万向节，可以把它近似当做两端自由支撑的梁,假设传动轴的各个截面都相同，根据公式，临界转速为:
31、(3-6)o 十力nk =l,2xl()8/ ,4公式中：山一临界转速，r/min；D一传动轴轴管的外径，mm； d传动轴轴管的内径，mmo参考相同车型的传动轴，取:D=60mm； d=54mmo 贝U：nk =l-2xl08+ =b2xio8415002=4060 - 34r/min取平安系数K=nk / nmax=l. 22. 0, K= L 2 ； &、为轴的最高转速（r/ min) o本次设计K的取值为:(3-7)得：K - 4060.3VA _/3791= 1.27所以传动轴管满足临界转速的要求。3 .传动轴管和花键轴的强度校核1）轴管的扭转切应力Tc,可按下式计算;(3-8)16
32、DJsY)得：=195.7 Mpa3.14x(0.064 -0.0544)tc = 195.7Mpa tc = 300Mpa其中：Ts为万向节的计算转矩（N m） , Ts = min Tse, Tss； 得二5846. 19 （N m）；t J为许用扭转切应力，为300Mpa.传动轴有足够的扭转强度。16Tq2）对于花键轴，根据经验，大多以底径计算其扭转切应力Th,平安 系数为23,即：(3-9)得：16x917.3814678.080.00011284218=9055079646。= 90.6MpaTk = 90.6Mpa 100J = OOMpat为切应力的许用值，实际取值范围是8012
33、0MPa。花键轴强度也满足扭转切应力的要求。第四章结论毕业设计时间紧、任务重，从接到任务书，就开始各项准备工作。 指导老师帮助我们确定总体方案，我们每个人根据各自的任务有条不 紊地往下进行，确定变速器的结构，绘制零件图，编纂设计说明书， 每一步都是按照时间节点完成的。指导老师和同学们屡次分析、比拟 之后，发现推式膜片弹簧离合器构造简便，实用性强，液压操纵机构 省力，效率高，能够满足功能要求。因为只是理论设计，并没有真正制造出零件，并在实验中检验零 件的强度和功能性，产品可能存在缺乏之处，尤其是摩擦片的设计， 仅仅依据资料上讲述的一般方法及经验公式进行设计，在手册里选择 尺寸相差不多的摩擦片，这
34、中设计存在很大的误差。咨询指导老师的意见，十字轴式万向节在汽车领域有着广泛的应 用，大多用于小型汽车，针对轻型货车，也同样适用。设计过程中缺少大量反复的实验论证，产品必然会存在一些不合 理之处。在以后的学习工作中，我们会不断研究和改进，大胆地进行 创新设计，并且将理论与实践紧密结合，力争设计出更科学、更合理、 功能更完善的离合器。in the car driving, clutch pedal is the clutch control mechanism, without manual operation, the pedal is loosened, the engine and gear
35、box are connected, can transfer power; When the pedal is pressed down, the engine and gearbox are disconnected, unable to transfer power common hydraulic clutch and diaphragm spring clutch .Because the hydraulic clutch can reduce the drivers fatigue, most of the foreign use this kind of clutch.Accor
36、ding to the characteristics of the transmission shaft, the transmission mode of light truck is determined by selecting specific transmission parts. According to the overall scheme, design the shaft, according to the transmission characteristics of refinement of the shaft concrete structure, choice o
37、f cylindrical roller bearing, seal form sealed with cover plate By analyzing the dynamics of the shaft, refer to mechanical design manual, completed the spline cylindrical roller bearing sealing ring Universal joint cross shaft parts, such as selection, fully comply with the requirement of function
38、and strength.Through careful design and calculation of each part, careful reference of relevant materials, and consultation with teachers, the clutch and drive shaft can be designed to meet the power requirements of light trucks.参考文献1陈家瑞主编.汽车构造（第3版）.北京：机械工业出版社20012刘惟信编著.汽车制动系的结构分析与设计计算.北京：机械工业版社，200
39、43刘惟信主编.汽车设计（第清华大学出版社,20014余志生主编.汽车理论（第北京:清华大学出版社,20025王望予主编.汽车设计（第机械工业出版社,20026张那么曹主编.汽车构造图册（底盘）人民交通出版社,19987张洪欣主编.汽车设计（第2版）机械工业出版社,19958邓楚南主编.8邓楚南主编.轿车构造.北京：人民交通出版社，20019王巍，钱可强主编. 机械工程图册.北京：机械工业出版社,200010李传禹主编.汽车设计标准资料手册.长春：吉林科学技术出 版社，199211甘永立主编.几何量公差与检测.上海：上海科学技术出版 社，200112汪卸建主编.汽车底盘简明教学图解.北京：电子
40、工业出版社， 199313刘世梢主编.汽车的传动系.北京：人民交通出版社，197814羊拯民主编.传动轴于万向节.北京：人民交通出版社，1986口 5藏新群主编.汽车滚动轴承应用手册.北京：机械工业出版 社，199716自调式离合器膜片弹簧优化设计及有限元分析J.孟姝君，崔 胜民，孙宇航.机械设计与制造. 2011(10)17正交法及其在汽车离合器膜片弹簧设计中的应用J.史建慧. 交通标准化.2011 (19)18膜片弹簧离合器工作过程的仿真研究J.吴君棋，丁建明，殷小 亮.机电工程.2011 (07)19别离指结构对膜片弹簧载荷-变形特性的影响J.杨井银，张铁 山. 拖拉机与农用运输车.20
41、11 (02)20离合器摩擦片摩擦性能影响因素研究J.罗晓晔，李雅娴，陈锡 伟，吴铃海. 制造技术与机床.201 1 (03)21膜片弹簧力学特性有限元分析J.林恩，桂良进，范子 杰. 汽车工程.2010(10)22有限元法的开展现状及应用J.陈锡栋，杨婕，赵晓栋，范细秋. 中国制造业信息化.2010(11)23用蒙特卡洛法对非线性零部件的优化设计J.张枫念.传动技 术.2009 (03)24基于混合遗传模拟退火算法的离合器蝶形压紧弹簧优化设计J. 黄伟华.机械强度. 2009 (04)25轿车离合器膜片弹簧的优化设计J.李涛，王晓广，刘玉红.科技 创新导报.2009 (23)26基于非线性有限元法的膜片弹簧特性曲线计算J.袁旦，李芳， 郑方赐.浙江工业大学学报. 2009 (03)27捷达轿车离合器膜