轻型汽车自调式膜片弹簧离合器设计范本

#-图3-9子午断面绕中性点的转动设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷F1集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为A1，如图3-10所示。(a) (b) (c)图3-10膜片弹簧的变形则膜片弹簧的弹性特性如下式表示「nln(R]F=f(九)=7班〜)1r[fH—九箸][H―""]+h21 (3-22)1 1 6(1—日2)I(R—r»]( 1R-r人2R-rj_ 」11」 1 1 1 1 」式中E——材料弹性模量，对于钢，E=2.1x105MPa；从——泊松比，对于钢，产0.3R——自由状态下，碟形弹簧部分大端半径r—自由状态下，碟簧部分小端半径；R1——压盘加载点半径；r1——支承环加载点半径；H—自由状态下，碟簧部分内截锥高度；h——膜片弹簧钢板厚度。3.7.2膜片弹簧设计参数的确定(1)H/h比值的选择设计膜片弹簧时，要利用其线性的弹性变形规律。因此要正确选择其特性曲线的形状，以获得最佳的使用性能。一般汽车膜片弹簧H/h=1.5-2.0,板厚h为2~4mm。(2)R/r比值及R、r的选择研究表明，R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性特性曲线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，推式膜片弹簧的R值宜取为大于或等于Rc。(3)a的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角a与内截锥高度H密切相关，a=arctanH/(R一r)2H卜R一r)，一般在9°~15°范围内。(4)膜片弹簧小端半径ri及分离轴承作用半径rf的选择ri值主要由离合器结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径以便安装，分离轴承作用半径rf大于ri。(5)分离指数目7、切槽宽3广窗孔槽宽32及半径re汽车离合器膜片弹簧的分离指数n>12，一般在18左右，大尺寸可取24，小尺寸可取12采用偶数，这是便于制造时模具分度；切槽宽31=3.2〜3.5mm；窗孔槽宽re=9~10mm，窗孔内半径re一般情况下要满足(r-re)>32要求。6 (6)支承环作用半径r:和膜片弹簧与压盘接触半径R1R1和r1的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于r，R1应略小于R且尽量接近R。(7)膜片弹簧最小内径rf必须大于变速器输入轴的半径。根据以上要求，初选H=4mm，h=2.5mm，H/h=1.6，R=100mm，r=80mm，R/r=1.25，a=arctanH/(R一r)=11°，分离指数目n=18，r1=99mm，R1=83mm，rf=23mm。因为本设计因布置自调机构需要，要采用异型切槽，共设置3个大型切槽，目的是为了容纳自调环和其上的调节弹簧。3个大型切槽均布，相互间隔120°。将以上参数输入MATLAB程序，可以输出弹性特性曲线，如图3-11。

/j///j/// / , /图3-11膜片弹簧弹性特性曲线3.8膜片弹簧优化设计膜片弹簧的优化设计就是通过之前的传统设计方法确定一组弹簧的基本参数，然后对该组参数进行优化设计，使其载荷变形特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。目标函数目前，国内关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几种:(1)弹簧工作时的最大应力最小。(2)从动摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对值为最小。(3)在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分离操纵力平均值为最小。(4)在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。

(5)选(3)和(4)两个目标函数为双目标［11］。考虑到从动盘工作时传递转矩的稳定性，又不致于过载，且保证操纵省力，在摩擦片磨损后弹簧的压紧力变化的不大，选取从动摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对值为最小作为目标函数，即(3-23)f(%)=minF-FI(3-23)1a1b1设计变量从膜片弹簧载荷变形特性公式(3-12)可以看出，应选取这六个尺寸参数R、八R1、r1、H、h以及在接合工作点相应于弹簧工作压紧力F球的大端变形量A1B,为优化设计变量，即X-［%%%%%%%卜-HhRrRr卜 (3-24)2 3 4 5 6 7 113.8.3约束条件由于本设计方案已选定采用推式膜片弹簧，故以下各约束条件涉及到推式与拉式的不同，均只考虑推式的情况。(1)保证所设计的弹簧工作压紧力F1B与要求的压紧力FY相等F-F (3-25)1BY(2)为了保证各工作点ABC有较合适的位置，应正确选择A1B相对于拐点的位置，如图3-12所示0.8%［给0.8%［给］11<1.0(3-26)(3)为了保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠传递转矩，并考虑到磨损后摩擦系数/的下降，则摩擦片磨损后弹簧工作压紧力应大于或等于新摩擦片时的压紧力F>F (3-27)1A1B(4)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h与初始锥底角a=H/(R-r)应在一定范围内1.6<H/h<2.2 (3-28)9。<a=H/(R—r)<15。 (3-29)(5)弹簧各部分有关尺寸比值的一般取值范围应取1.20<R/r<1.35 (3-30)70<2R/r<100 (3-31)3.5<R/r<5.0 (3-32)0式中r0——膜片弹簧小端内半径，如图3-13所示。图3-13膜片弹簧设计参数示意图(6)为使膜片弹簧片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径R1应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即(D+d)/4<r<D/2 (3-33)1(7)根据弹簧结构布置的要求，R与R1、r与r1、r0与rf之差应在一定的范围内，即1<R—R<7 (3-34)10<r—r<6 (3-35)1(8)膜片弹簧的分离起杠杆的作用，因此其杠杆比应该在一定范围内选取r—r2.3<——<4.5 (3-36)R—r11(9)弹簧在工作过程中，B点的最大压应力。 应不超过其许用值，即tBmaxo <[o] (3-37)tBmaxtB(10)弹簧在工作工程中，A点的最大拉应力4Amax应不超过其相应的许用值，即o <[o] (3-38)tAmaxtA优化结果使用MATLAB优化工具箱中的FMINCON函数对膜片弹簧进行优化计算，得到的优化结果与原有参数进行比较。表3-8膜片弹簧设计参数优化结果对比H/mmh/mmR/mmr/mmR1/mmr1/mm丸/mm优化前42.51008099832.64优化后4.462.50105.3279.82104.3283.833.17将优化结果进行圆整，得到H=4.5mm，h=2.5mm，R1=104mm，r1=84mmR=105mm，r=80mm。将优化后的膜片弹簧设计参数输入MATLAB程序，绘制出新的弹性特性曲线，并与优化前的结果进行比较，见图3-14。图3-14膜片弹簧弹性特性曲线优化前后对比从优化结果可以看出，膜片弹簧压紧力略微降低，分离力更低，朝离合器分离方向弹性特性更敏感，这样有助于力感应弹簧更好的工作。膜片弹簧工作点的选取在弹性特性上选择各工作点的位置：大端加载的载荷一变形特性F1=（AJ上大端工作点A、B,C的位置Aa、4、ac可以选择如下。 a（1）新摩擦片的结合位置（B点）结合工作点变形比kx1b可以由下面公式表达k二九/九 （3-29）入/b1b1H膜片弹簧离合器变形比取值在0.80~1.03之间，本设计选取k九1『0.9。这样就可以得到B点位置h R—rX=k—=kH1__1 （3-40）1bXlbk Xlb R―r1计算得A1b=3.54mm。（2）摩擦片磨损后的结合位置（A点）：一般选在凸点乂的左边，即X=X—AX'—ZgAs （3-41）1a1b 1 0式中/A,1——摩擦片最大允许磨损量；Z 摩擦面数目；^s0 每个摩擦面的容许磨损量。摩擦片铆接时，取ds0=0.65~1.1mm；摩擦片粘结时，取ds0=1~2mm。本设计取ds0=1mm。选用时应尽量使F1bsF1a,以使离合器的容量稳定。由式(3-41)计算得A1a=2.15mm，此时恰好F1a略大于F1bo"(3)彻底分离位置(C点)一般选在凹点N附近，以减小分离操纵力F1c九二九+AX'=九+九 (3-42)1c1b 1b1f式中A1f—压盘行程(等于彻底分离时弹簧的附加变形量dA^)；ds 彻底分离时，每对摩擦面之间的间隙；df—每个从动盘中波形弹簧片从装配状态到压平位置的压缩变形量。A1f可由通过下式求出九二Ak'=ZgAs+0.5ZgAf (3-43)1f对于ds的取值，当离合器为单片式，一般取ds=0.75〜1.1mm；为双片式，取ds=0.65~0.9mm。本设计取ds=0.8mm。对df一般可取df=0.6~1.2,常用df=1mmo本设计取df=0.9mm。单片离合器通常取A1f=1.8〜2.5mm。在此，依据df、ds值由式(3-43)计算得A1f=2.5mm。并可以通过以上公式求得A1c=5.59mm。利用MATLAB软件在曲线上直接标注工作点的功能，可以求出对应各工作点的载荷，如图3-15。

图3-15膜片弹簧工作点的选取图3-15中各点从左到右为：磨损极限点A：A1a=2.15mm,F1a=6133N>FB；凸点M：A1M=2.76mm,F1M=6363N；工作点B：A1b=3.54mm,F1b=6112N；拐点H：A1H=4.25mm,F1H=5599N；离合器彻底分离点C：A1c=5.59mm,FC=4761N；凹点N：A1N=5.85mm，F1N=4726NO3.9力感应弹簧设计力感应弹簧是自调式离合器中对实现自调功能最重要的零件，它是拥有一个接近0刚度区间的无支承开槽碟形弹簧。力感应弹簧代替传统膜片弹簧离合器中的支承环，起支承作用。所以，力感应弹簧最大外径，应取决于事先膜片弹簧设计的支承环加载点半径r1。根据对LUK公司第三代SAC样品的逆向工程，可以发现力感应弹簧截面具有较复杂的形状，如图3-16所示。其中实际的工作部分为阴影部分，其他部分已开缺口，主要起分离指作用。图3-16LUK公司第三代SAC力感应弹簧截面示意图力感应弹簧需要将其弹簧感应力力设定为最大分离力与传动片弹性回复力之差式中FSDSF2max式中FSDSF2maxSDS力感应弹簧感应力；最大分离力；=F—F2maxL(3-44)FL——传动片弹性回复力。在膜片弹簧中，分离指兼起分离杠杆的作用，根据其杠杆比有以下关系。R—rF=__iF (3-45)2r一r11f式中F2——分离力，即分离轴承对膜片弹簧内段的压力；F1——弹簧压力，即膜片弹簧外端对压盘的压力。对于新摩擦片而言，最大分离力F2max是对应压紧力F1b时的分离力。由式(3-45)可以求出，F2max=2033N。则可以通过式(3-44)求出Fsds=1670N。即可按照该力大小设计力感应弹簧的弹性特性曲线。力感应弹簧不同于主膜片弹簧，它并没有支承点，因而设计参数也与主膜片弹簧不同。力感应弹簧的压力与形变量存在如下关系F=^R[K(h一“h\J+T] (3-46)10式中R——力感应弹簧碟形弹簧部分外径；r——力感应弹簧碟形弹簧部分内径；H一力感应弹簧碟形弹簧部分内锥高度；h——力感应弹簧碟形弹簧部分钢板厚度。根据与膜片弹簧类似的规律，当H=22时，力感应弹簧的弹性特性曲h线上将会有一段接近水平的区间。另外，由于受到之前设计完毕零件结构上的限制，力感应弹簧碟形部分的内外径暂时确定为R=80mm,r=75mm。经过几次试验，可以确定H=2.5mm，h=1.78mm。利用MATLAB软件作图。由图3-17中可见，在形变量41.8〜3.2的区间内，Fsds=1730〜1790，基本可以认为是0刚度区间。且略大于之前计算的Fsds=1670，这样可以保证力感应弹簧对膜片弹簧良好的支持。另外，需要对主膜片弹簧工作点区间与力感应弹簧工作点区间进行匹配。由于两弹簧是反向对装的，实际上当主膜片弹簧工作点在曲线上向左移动时，力感应弹簧工作点在曲线上向右移动[12]。在装配时，需要将主膜片弹簧工作点B时刻状态与力感应弹簧A=1.9mm对应起来。力感应弹簧的0刚度区间，跨越了约1.4mm的范围，基本上保证了摩擦片全使用寿命内的正常工作。

co40-Lco35/-R瓢黠00000000co40-Lco35/-R瓢黠00000000302520151000-500-0-0 0.5 15图3-17力感应弹簧弹性特性曲线3.10自调环设计自调环是钢板冲压加工的零件，它处于离合器盖与膜片弹簧之间。自调环与力感应弹簧共同组成一对动支承夹持膜片弹簧，另一方面，它通过斜面机构与离合器盖上冲压出的斜面相配合。在自调环上还套装着几个调节弹簧，自调环通过斜面机构将调节弹簧力作用下自调环的周向的转动转化为轴向位移，起到补偿间隙的作用。分析斜面机构力学模型，如图3-18所示。图3-18图3-18自调环与离合器盖斜面机构力学模型当自调环处在角度为P的斜面B(即离合器盖上冲压出的斜面)上，补偿力F补偿垂直作用在自调环A上，弹簧力F弹簧水平作用在自调环上。假设自调环以等速沿斜面下滑，F补偿为驱动力，而F弹簧为工作阻力，这时斜面B加于自调环A的总反力)摩擦与F弹簧的夹角为B-a，其中a=arctanf为摩擦角(f是静滑动摩擦系数，,与相互接触的材料有关)。接力平衡方程F补偿+F弹簧+F摩擦=0作力多边形。可得F=Ftan(0—a) (3-47)弹簧补偿斜面机构在应用时，一般滑块上升为正行程，下滑为反行程。当归a时，由式可得F弹簧<0，这表明只有将反行程时原工作阻力反向作用在自调环上，即工作阻力变为驱动力，自调环才能运动。B<a也就是字条机构反行程的自锁条件。为了使自调环在补偿力的作用下，不发生移动，使得膜片弹簧的支承点在离合器分离时固定，要满足自调环和离合器盖之间的斜面夹角B小于或等于摩擦角a，从而实现自调环自锁。根据自调环和离合器盖的材料可得摩擦因数f=0.15,即可得a=arctan0.15=8.5°，故自调环斜面角度归8.5°。本设计取斜面角度B=6°，并根据其他零件的既有结构尺寸，设计自调环内外径分别为150mm和170mm。3.11调节弹簧设计为了实现自调机构的调节功能，在摩擦片全寿命内，其最大磨损量41=L4mm。由式(3-41)可得到21a=2.15mm，与之对应的F1a=6133N。则补偿力可以通过下式求出F=F—F (3-48)补偿1b1a可求得F补偿=210N。之前已经选定了斜面机构角度为B=6°，可以通过下面的公式来计算弹簧力F=tanPF (3-49)弹簧 补偿可求得F弹簧二27N。由于在自调环上共设置3组调节弹簧，每个弹簧受力就应该为9N。根据弹簧所受载荷，设计弹簧参数如表3-9所示。

表3-9调节弹簧设计参数表弹簧中径D/mm0.5 c 材料直径d/mm6有效圈数n10自由长度LmaX/mm12至此，离合器总成各零件设计完毕。在CATIA中进行各零件的三维实体建立和虚拟装配，如图3-20和图3-21所示。图3-19离合器总成装配剖视图图3-20离合器总成装配爆炸图3.12本章小结本章设计了各零件的主要结构尺寸，并简要分析了零件的加工方法和材料。在摩擦片尺寸和膜片弹簧设计过程中引入了优化设计方法，来获得最优解。在本章的零部件设计中，采用了边设计边建模的平行施工法，各零件的设计不是孤立的，而是在设计开始之初就考虑到装配性，在设计过程中又根据其他零件的限制和要求不断进行修改，这样才能得到较好的设计结果。第4章离合器零件的校核计算和实体模型的有限元分析由于摩擦片和膜片弹簧两处引入了优化设计的方法，并且在优化设计程序中的一部分约束条件就是由校核公式转化而来的，经优化设计得到的结果必然能通过约束条件中含有的校核计算。另外本设计将对膜片弹簧和离合器盖进行有限元分析，有限元分析实际上就是一种依托CAE的先进的校核方法。所以摩擦片、离合器盖和膜片弹簧等零件不再进行传统意义上的校核计4.1从动盘毂花键校核花键需要校核侧工作面的挤压强度PO二 挤压nhl(4-1)式中P——侧面力；h——花键工作高度。侧面力可通过下面公式求出4TP=-f emax—DXddZz(4-2)式中Z—花键毂数目；D——花键外径；d——花键内径。可以求得。挤压=14.3MPa。o挤压勺o挤压］=20MPa,满足使用条件。4.2压盘校核压盘需要校核温升7上mcY式中①——单位面积滑磨功；(4-3)Y——传给压盘的热量比例，单片式y=0.5；m丫 压盘质量(kg)；c——压盘材料比热容，铸铁c=544(J/kg・°C)；[t]——每次起步时许用温升，不应超过10°C。单位面积滑磨功①可由下式求出(4-4)4w(4-4)一兀Z。2—d2)式中w——车辆一次起步所产生的滑磨功，可由下式计算■e1800i■e1800i2i2I1g(4-5)由式(4-5)可得，w=6846J压盘质量mY=10.5kg,进而可通过式(4-3)可求得t=6°C勺t]=10°C。4.3传动片校核传动片的有效长度可这样表示(4-6)l=1—1.5d(4-6)1式中1——传动片长；d 孑L^径。由式(4-6)可得，1「40mm。在之前的设计计算中已经确定了Jx=1.5，FL=Pmax=363N，Ks=181.44N/mm。根据上述分析，计算以下3种工况的最大驱动应力及传动片的最小分离力：(1)彻底分离时按设计要求f=0，Te=0，由正向驱动应力公式(4-7)(4-8)3fEh6(4-7)(4-8)O=max-emaxemax+emax

max12 niRbh2 niRbh1或反向驱动应力公式3fEh6T fTO=max+emaxemax—emax

max12 niRbh2 niRbh1式中f 传动片的轴向最大变形(mm)。max

可知应力0=0。(2)压盘和离合器盖组装成盖总成时 Te=0,通过分析计算得fmax=3.60mm,由下式计算最大应力3fEhO= max (4-9)max l21计算得Omax=350MPa。(3)离合器扭转时分正向驱动和反向驱动，fmax出现在离合器摩擦片磨损到极限状况，通过尺寸链的计算可知小欧=2.45黑。由正向或反向驱动应力公式可得，，正向或反向驱动时，。max分别为197MPa和419MPa，可见反向驱动最危险。由于计算载荷时比较,保守，载荷明显偏大，因此传动片的许用应力可取其屈服极限。基于传动片的应力分析，应选用45号钢调质处理才能够满足强度要求。传动片的最小弹性恢复力发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损，离合器在接合状态下的弹性弯曲变形量此时最小，根据设计确定f=1.7mm。由式(2-33)可得到F=Kgf (4-10)弹z计算求得，F弹=205N，满足要求。力感应弹簧校核⑴定载荷作用下的强度计算静载荷作用下进行OM点压应力的验算OOM4OOM4E°1253匚记gKD2gt早

1e(4-11)式中K——计算系数。1K1可由下式得出(R-r¥(4-12)IRJ(4-12)'+r2R-rlnR

求得K=0.4166,o=620MPa,小于［。］=1400~1600MPa,在允许范OMOMOM围内。(2)动载荷作用下的强度计算根据高厚比Z=1.45,外内径比C=1.34375，在碟形弹簧疲劳破坏关键部位的判断曲线确定疲劳破坏关键部位是大径端加载点内侧，进行o〃〃的应力计算4E12九1(4-13)o二一 g g—g—(4-13)tin 1-H2KKD2 tC式中K2——计算系数；K3——计算系数。K2可由下面公式求出6IR兀6IR兀ln—rg;r;R—r(4-14)K3可由下面公式求出(4-15)3(R-r)T7-R兀rIn(4-15)r代入参数得到K2=1.056,K3=1.1114,可得41n=745MPa。4nW4nJ=950MPa,在允许范围内。螺旋弹簧校核实践证明，弹簧的破坏大多由弹簧丝截面内侧开始，而且该处的应力最大，因此应对其进行应力校核。弹簧丝内侧的最大应力可表示为(4-16)8CF(4-16)T=Kg-r兀d2式中K——曲度系数，K=4C-1+0空,其中C=D/d。K 4C-4C代入计算得t=374MPa,低于[t]=513~618MPa,故应力校核合格。膜片弹簧的有限元分析膜片弹簧的有限元分析，首先确定约束和载荷。根据使用条件，可以确定约束应加在支承点处，载荷加在与压盘凸台接触处。为方便进行有限元分析载荷的加载，对零件外形进行了简单的修整。如图4-1所示，膜片弹簧的最大应力出现在支承点附近，最大应力为57.3MPa。远小于45钢的屈服强度335MPa,可认为比较安全。:57.3MPa。远小于45钢的屈服强度335MPa,可认为比较安全。:inite-Elem&rtFdcidd“onMisiressfnc-dalvdlN_m25J3e-1-0D75.16e+Q074.5&S+QD74JDle+0D73^+OD72品2+0072J9e+0D7—疗L15e+OD75捡礴丁』女一网5OnBoundaryMiiteridls1EtaticCa-sEinksMdnisgef.iNodefjndEltmeritsPrapertiM1图4-1膜片弹簧有限元分析应力图离合器盖的有限元分析离合器盖约束加在与飞轮相连接的孔处，载荷加载在传动片销孔处。见图4-2。离合器盖的最大应力出现在传动片销孔处，如图4-3所示。其最大应力为19.5MPa，远小于钢的屈服强度，认为比较安全。

图4-2离合器盖有限元分析力与约束的加载图4-3离合器盖有限元分析应力图本章小结本章针对不同的零件，采用了传统的校核计算和有限元分析两种方法来校核验证离合器各零件工作的情况，确保了离合器强度能够满足设计要求。结论本设计通过对自调式膜片弹簧离合器的设计，了解这种结构新颖的新式离合器工作原理和结构特点，重温了汽车零部件设计的基本流程，增强了将书本知识实际运用到工程设计中的能力。同时，学习了优化设计的方法，掌握了MATLAB软件的一些功能，熟练掌握了CATIA软件的建模方法，为日后的工作打下了坚实的基础。1．本设计采用传统设计方法对离合器设计各参数进行选取和估算，又在重要部分引入优化设计方法，求最优解。经过本设计，在对比中充分的展示了先进设计方法的优势。另外，离合器设计中的各步骤各公式，已经熟练掌握。2．在零件的实体三维建模过程中，本设计尽量贴近工程实际，全面的考虑通风散热、动平衡、结构配合、加工方法等诸多问题，最终得到了较为优秀的工程设计方案。3．对建立好的三维模型进行有限元分析，来考察离合器盖、膜片弹簧工作中的实际受力情况，找到它们工作中最危险的情况，验证了设计和优化的结果符合设计要求。总体来说，本设计离合器不仅正常工作，满足车辆在起步、换挡和过载中的性能要求，并且自调机构功能可以正常实现，达到了减轻驾驶员劳动强度和延长离合器使用寿命的设计目标。在设计后期，随着设计工作越来越深入，也越来越感觉到自己欠缺的东西很多，由于篇幅和时间限制以及自身能力问题，难免有诸多纰漏，留下少许遗憾，望各位老师谅解。致谢衷心感谢指导老师崔胜民老师在论文选题、研究和撰写过程中所给予的精心指导，感谢崔老师在毕业设计学习过程中，从学习、生活和工作上所给予我的帮助。崔老师渊博的知识、严谨的治学态度、勤恳的钻研精神使我受益匪浅。在课题研究中遇到困难时，崔老师高屋建瓴的指导，总能让我茅塞顿开，回到正确的方向。崔老师所给予我的这些指导，将成为我今后的学习、工作、生活中的宝贵财富。同时，在论文研究、撰写过程中，我还得到了宋金平老师的帮助，他帮我解决了设计过程中所遇到的很多难题，使我的设计和论文的质量有了进一步的提高。在本设计的研究工作中，利用CATIA软件建模过程中得到了王剑锋老师的亲切指导，在参考文献翻译中也得到了杨娜老师的热情帮助。另外答辩组的姜立标老师和张冠哲老师总是在我迷茫时，给我自信；在我松懈时，及时督促我更努力的投入研究工作。各位老师都在专业知识给予我指导，在学术素养上都是我学习的榜样。在这里对各位老师表示衷心的感谢。参考文献牛铭奎.双离合器式自动变速器的开发与研究.吉林大学硕士学位论文.2003:20~21Karl-LudwigKimmig.TheSelf-AdjustingClutchofthe2ndGeneration.LUKColloquium.1994,1:5~22马岳,崔胜民.自调式膜片弹簧离合器优化设计.机械设计与制造.2009,(10):19~20韦远飞