离合器课程设计说明书.doc

沈阳工学院

课程设计
9离合器设计

魏明厚

专 业 名 称： 车 辆 工 程
课 程 名 称： 汽 车 设 计
指 导 教 师 ：孙 飞 豹
完 成 日 期： 2016年6月15日

2014年6月
摘要
对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的大摩擦来传递动力且能分离的装置。离合器主要功用是切断和实现对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。
本文通过对轿车整车参数的分析，并在拆装轿车膜片弹簧离合器及对其进行结构分析的基础上，对轿车离合器进行重新设计，使得轿车离合器设计更合理。首先对轿车离合器的结构型式进行合理选择，主要是对从动盘数及干湿式的选择、压紧弹簧的结构型式及布置和从动盘的结构型式选择，并利用CAXA电子图板软件绘制轿车膜片弹簧离合器装配图；再进行离合器的基本结构尺寸和参数的选择及计算；最后进行离合器零件的结构选型及设计计算，主要是对从动盘总成设计，压盘、传力片的设计校核，膜片弹簧主要参数的选择、设计和强度校核，并绘制离合器零件图。

关键词：轿车 离合器 膜片弹簧 设计校核

目录
第一章 离合器方案的确定 4
1.1 车型分析 4
1.2 方案选择 4
第二章 离合器基本参数的确定 5
2.1 后备系数 6
2.2 单位压力 6
2.3 摩擦片外径、内径和厚度 7
2.4 摩擦因数、摩擦面数和离合器间隙 8
第三章 离合器零件的结构选型及设计计算 9
3.1 从动盘总成设计 9
3.1.1 从动盘总成的结构型式的选择 9
3.1.2 从动片结构型式的选择 10
3.2 离合器盖总成设计 10
3.2.1 离合器盖设计 10
3.2.2 压盘设计 10
3.3膜片弹簧的设计 11
3.3.1 膜片弹簧基本参数的选择 11
3.3.2 膜片弹簧材料及制造工艺 13
3.4 扭转减振器 14
3.4.1 扭转减振器的功用 14
3.4.2 扭转减振器组成 14
3.4.3 减振器的结构设计 15
3.4.4从动盘毂的设计校核 17
参考文献 18
致谢 19

第一章 离合器方案的确定
1.1 车型分析
发动机型号
发动机最大转矩
【N•m/(r/min)】
传动系传动比
驱动轮类型与规格
汽车总质量(kg)
使用
工况
离合器形式
1挡
主减速比
492QA2
179.3/2500
3.835
4.55
P215/75R15
2500
城乡
单片
具体参数见表格。

1.2 方案选择
本车选用干式摩擦式离合器,因为摩擦式离合器结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。而采用干式离合器是因为湿式离合器大多是多盘式离合器，用于需要传递较大转矩的离合器，而本车型不在此列。设计选择单片离合器，摩擦面数为2。
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。
3) 分离要迅速、彻底。
4) 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，便于换挡和减小同步器的磨损。
5) 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。
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) 操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。
8) 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，以保证其工作可靠、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。

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。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点：
（1）膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内基本保持不变，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；相对圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降，离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力。
（2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，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，弹簧压紧力降低少，性能较稳定；而圆柱螺栓弹簧压紧力则明显下降。
（4）膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。
（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。
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。因此，本车选用膜片弹簧式离合器。
综上所述，本次课程设计采用单片推式膜片弹簧离合器。
第二章 离合器基本参数的确定
摩擦离合器是靠主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩为：

式中，为摩擦面间的静摩擦因数，计算式一般取； 为压盘施加在摩擦面上的工作压力；为摩擦片的平均摩擦半径；为摩擦面数，单片离合器的，双片离合器的。
为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时应大于发动机最大转矩，即：

式中，为发动机最大转矩；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，必须大于1。
2.1 后备系数
后备系数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。在选择时，应考虑到摩擦片在使用中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、防止传动系统过载以及操纵轻便等因素。
各类汽车离合器的取值范围见表2-1。
表2-1 离合器后备系数的取值范围
车型
后备系数
乘用车及最大质量小于6t的商用车
1.20-1.75
最大总质量为6-14t的商用车
1.50-2.25
挂车
1.80-4.00
取=1.5。
2.2 单位压力Po
单位压力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。
当摩擦片采用不用的材料时，取值范围见表2-2。
表2-2 摩擦片单位压力的取值范围
摩擦片材料
单位压力
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
选择：,选取。石棉基材料，模压。
2.3 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，适当选取后备系数和单位压力，可估算出摩擦片的外径，即：

摩擦片外径也可根据发动机最大转矩按如下经验公式

式中，为直径系数，取值范围见表2-3。
表2-3 直径系数的取值范围
车 型
直径系数
乘用车
14.6
最大总质量为1.8-14.0t的商用车
16.0-18.5（单片离合器）
13.5-15.0（双片离合器）
最大总质量大于14.0t的商用车
22.5-24.0
故，由车型分析可知该车型的发动机的最大扭矩：179.3Nm/2500rpm。故可算出摩擦片外径D=214.24。
按初选以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，应符合尺寸系列标准《汽车用离合器面片》表2-4为我国摩擦片尺寸的标准。
表2-4 离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径
160
180
200
225
250
280
300
325
350
380
405
430
内径
110
125
140
150
155
165
175
190
195
205
220
230
厚度
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
4
4
4
4

0.687
0.694
0.700
0.667
0.620
0.589
0.583
0.585
0.557
0.540
0.543
0.535

0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827
0.843
0.840
0.847
单位面积
106
132
160
221
302
402
466
546
678
729
908
1037
故，摩擦片的尺寸为D=225mm，d=150mm，b=3.5mm，c=0.667,单位面积A=22089.3mm²

2.4 摩擦因数、摩擦面数和离合器间隙
摩擦片的摩擦因数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。各种摩擦材料的摩擦因数的取值范围见表2-5。
表2-5 摩擦材料的摩擦因数的取值范围
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
0.4
取。
摩擦面数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。在前面的设计分析中已经陈述了本次设计选用的是单片拉式膜片弹簧离合器，因此。
离合器间隙是指离合器处于正常接合状态、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接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙一般为3～4mm。取。
第三章 离合器零件的结构选型及设计计算
3.1 从动盘总成设计
3.1.1 从动盘总成的结构型式的选择
从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和从动盘毂3个基本组成部分。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) 转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。
2) 应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减小磨损。
3) 应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。
4)要有足够的抗爆裂强度。
1、摩擦片选择
摩擦系数稳定、工作温度、单位压力的变化对其影响要小，有足够的机械强度和耐磨性；热稳定性好，磨合性好，密度小；有利于结合平顺，长期停放离合器摩擦片不会粘着现象的。综上所述，选择石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物、粘结剂（树脂或硅胶）和特种添加剂热压制成，其摩擦系数为0.25～0.3。
2、扭转减振器
选用带扭转减振器的从动盘，从动片通常用1.3～2.0mm厚的钢板冲压而成。将其外缘的盘形部分磨薄至0.65～1.0mm，以减小其转动惯量。整体式弹性从动片一般用高碳钢或65Mn钢板，热处理硬度38-48HRC。

图3-1 汽车膜片弹簧离合器从动盘总成
1.摩擦片 2.从动盘本体 3.从动盘铆钉 4.减振弹簧 5.减振器6.阻尼弹簧铆钉 7.从动盘毂 8.摩擦片铆钉
3.1.2 从动片结构型式的选择
从动片设计时，要尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向结构，这样的从动片有3种结构型式：1、整体式弹性从动片；2、分开式弹性从动片；3、组合式弹性从动片。
选择整体式弹性从动片，它能满足达到轴向弹性的要求，生产率高。
3.2 离合器盖总成设计
离合器盖总成除了压紧弹簧外还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。
3.2.1 离合器盖设计
为了减轻重量和增加刚度，轿车的离合器盖常用厚度约为3～5mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。在设计中要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换挡困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，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。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。离合器盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。为了加强离合器的通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，防止摩擦表面温度过高，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口，甚至可将盖设计成带有鼓风叶片的结构。
本次设计的离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径，能将其他离合器上的部件包括在其中即可。
3.2.2 压盘设计
对压盘设计的要求：
（1）压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，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，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。
（2）压盘应具有较大的刚度，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，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的彻底分离，厚度约为。
（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补低于。
3.3膜片弹簧的设计
3.3.1 膜片弹簧基本参数的选择
（1）比值和的选择
比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大。当时，为增函数；当时，有一极值，该极值点恰为拐点；当时，有一极大值和一极小值；当时，的极小值落在横坐标上（如图5-2所示）。为保证离合器压紧力变化不打和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的一般为，板厚为。
取=2mm,则=4mm

1. 2. 3.
4. 5.
图5-2 膜片弹簧的弹性特性曲线
（2）比值和、的选择
研究表明，越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹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，一般为。为使摩擦片上的压力分布较均匀，则可取r=94mm，R=112mm。
（3）的选择
膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截高度关系密切，一般在范围内。
可算得在范围内。
（4）膜片弹簧工作点位置的选择
膜片弹簧工作点位置如图3-3所示，该曲线的拐点对应着膜片弹簧的压平位置，而且。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点一般取在凸点和拐点之间，且靠近或在点处，一般，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧力从到变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从变到。为最大限度的减小踏板力，点应尽量靠近点。

图3-3 膜片弹簧工作点位置
（5）分离指数目的选择
分离指数目常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小膜片弹簧可取12。
本次设计取。
（6）膜片弹簧小端内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，应大于。
本次设计取,。
（7）切槽宽度、及半径的确定
，,的取值应满足。
本次设计取,，，满足
（8）压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定
的取值将影响膜片弹簧的刚度。应略大于r且尽量接近，略小于且尽量接近。
取=95，=110.
3.3.2 膜片弹簧材料及制造工艺
国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其分离次，以产生一定的塑性变形，从而使膜片弹簧的表面产生与其使用状态反向的残余应力而达到强化的目的。一般来说，经强压处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷到膜片弹簧表面，使其表层产生塑性变形，从而形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高承载能力和疲劳寿命。
为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火。在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。
膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般为，分离指端硬度为，在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。碟簧部分应为均匀的回火屈氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度的3%。膜片弹簧的内、外半径公差一般为和，厚度公差为，初始底锥角公差为。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6μm，底面的平面度一般要求小于。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般都要求小于。
3.4 扭转减振器
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，从而降低传动系扭转系统的某阶（通常为三阶）固有频率，改变系统的固有振型，使之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，因而扭转减震器可有效地降低传动系共振载荷与噪声。
3.4.1 扭转减振器的功用
（1）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。
（2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振影响振幅，并衰减因冲击而产生的瞬间扭振。
（3）控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振和噪声。
（4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。
3.4.2 扭转减振器的组成
用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器得到了最广泛的应用。在这种结构中，从动片和从动盘毅上都开有6个窗口，在每个窗口中装有一个减振弹簧，因而发动机转矩由从动片传给从动盘毅时必须通过沿从动片圆周切向布置的弹簧，这样即将从动片和从动盘毅弹性地连接在一起，从而改变了传动系统的刚度。当6个弹簧属同一规格并同时起作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。这种具有线性特性的扭转减振器，结构较简单，广泛用于汽油机汽车中。当6个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进人工作时，则称为两级或三级非线性扭转减振器。这种非线性扭转减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。柴油机的怠速旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮轮齿问的敲击。为此，可使扭转减振器具有两级或三级非线性弹性特性。第一级刚度很小，称怠速级，对降低变速器怠速噪声效果显著。线性扭转减振器只能在一种载荷工况(通常为发动机最大转矩)下有效地工作，而三级非线性扭转减振器的弹性特性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围，这有利于避免传动系共振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声。
3.4.3 减振器的结构设计
(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缺口之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，与最大转矩有关，一般可取：

式中，适用乘用车，适用商用车，本设计为商用车，选取。
代入数据可得，Tj=269Nm。
(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转角刚度，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸。
可按下列公式初选角刚度：

可算得，T<3497Nm。
(3) 阻尼摩擦转矩
由于减振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地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般可按下式初选为：

取，可算得=21.52Nm。
(4) 预紧力矩
减振弹簧安装时应有一定的预紧。这样，在传递同样大小的极限转矩它将降低减振器的刚度，这是有利的，但预紧力值一般不应该大于摩擦力矩否则在反向工作时，扭转减振器将停止工作。一般选取:

取=17.93Nm。
(5) 减振弹簧位置半径
减振弹簧位置半径的尺寸应尽可能大一些，一般取：

其中为摩擦片内径，取系数，代入数值，得=53mm
(6)减振弹簧个数
参照表5-1选取。
表3-1减振弹簧个数的选取
摩擦片外径
225~250
250~325
325~350

4~6
6~8
8~10

取D=225mm，故选取Z=5。
(7)减振弹簧总压力
当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大，此时，减振弹簧受到的压力为：

可算得F=5.08KN
由此可知单个减震器的工作压力P=1016.
3.4.4从动盘毂的设计校核
从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它装在变速器输入轴前端的花键上，一般采用齿侧定心的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢(如45，40Cr等)，表面和心部硬度一般在。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理。
减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。
花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标（表631）选取。
表3-1 花键轴规格表
从动盘外径 D(mm)
发动机最大扭矩(NM)
花键齿数n
花键外径
(mm)
花键内径
(mm)
齿厚(mm)
有效齿长(mm)
225
150
10
32
26
4
30
250
200
10
35
28
4
35
280
280
10
35
28
4
40
300
310
10
40
32
5
50
325
380
10
40
32
5
50
350
480
10
40
32
5
55
380
600
10
40
32
5
60
410
720
10
45
36
5
65
430
800
10
45
36
5
65
根据发动机最大转矩为=179.3Nm，故D=250mm。

参考文献
[1] 王望予主编. 汽车设计. 第4版.北京.机械工业出版社，2010
[2] 徐石安,江发潮. 汽车离合器[M].清华大学出版社.2005
[3] 陈家瑞主编. 汽车构造（下册）. 第3版.北京.机械工业出版社，2009

致谢
作为车辆工程专业本科三年级的学生，具有一定的汽车零部件与装置设计的能力。因此在学习完《汽车设计》课程后，紧接着进行配套的设计实践显得尤为必要，以便于我们通过实践深化理论知识的理解与掌握，从而更好地了解汽车的思想、方法和过程。
我所进行的课程设计题目是：离合器设计。在接受布置的设计任务时，一时不知何处着手开始工作，这让我们感到非常的迷惑和不安，但在就此问题后请教指导老师后，我有了指导性方向。在之后的设计过程中，也存在一些问题，如发动机参数的查取、离合器零件的结构选型及设计计算等，我们都有请教指导老师，并获得了耐心详尽的讲解，解决了我们的疑问。在设计的末尾阶段，老师也能仔细审查我们的设计说明书、工程图等设计成果，给出了重要的指示和修改意见，对我们的设计改进帮助作用非常重要，在此特别感谢！
同时，在此设计过程中，我与本专业同学相互讨论，针对共同遇到的问题加以讨论，并得出问题的答案。在运用AutoCAD绘制主要零件图、装配图时也遇到了一些困难，但在与其它同学讨论和交流后能够得到解决，使我能在有限的时间里完成了这项任务，在此一并谢过。
总之，通过这次课程设计使我受益匪浅，为今后的学习与工作打下了一个坚实的基础。在此，衷心感谢老师的帮助和指导，感谢同学的帮助和协作。