汽车设计课程设计

1 目录目录 一 设计任务 目的及要求一 设计任务 目的及要求 2 二 二 离合器参数 结构设计离合器参数 结构设计 3 一 离合器结构方案选择 一 离合器结构方案选择 3 二二 摩擦式离合器基本参数选择摩擦式离合器基本参数选择 3 1 离合器后备系数 离合器后备系数 值确定值确定 3 2 摩擦片外径 摩擦片外径 D D 和其它尺寸确定和其它尺寸确定 3 3 离合器传扭能力计算离合器传扭能力计算 6 三 三 零件结构选型和设计计算零件结构选型和设计计算 7 1 从动盘 从动盘设计设计 7 2 压盘设计 压盘设计 10 3 膜片弹簧设计 膜片弹簧设计 11 4 膜片弹簧及工艺 膜片弹簧及工艺 18 5 扭转减振器 扭转减振器设计设计 18 三 课程设计总结三 课程设计总结 24 2 一 一 设计的目的 任务及要求设计的目的 任务及要求 1 目的 目的 1 通过选型能了解不同型式离合器之间的差异及优缺点 2 根据要求能选择合适结构型式的离合器 3 熟悉离合器设计的一般过程 4 对离合器选材 设计和制造工艺有深入了解 2 任务 任务 1 完成离合器的选型 2 完成离合器零部件 1 从动盘总成的设计与计算 2 压盘的设计与计算 3 膜片弹簧的设计与计算 3 按工程制图标准绘制摩擦片及膜片弹簧 3 要求 要求 1 该设计过程必须认真独立完成 设计要求合理 2 绘制一号图纸 1 张 装配图 三号图纸 3 张 膜片弹簧 从动盘 摩擦片 所有图纸必须满足机械工程制图要求 3 设计结束时 必须递交一份详细的课程设计及计算说明书和全部相关图纸 4 基本参数 基本参数 发动机最大功率发动机最大功率 kw 及其转速及其转速 r min 64 5500 发动机最大转矩发动机最大转矩 N m 及其转速及其转速 r min 150 2800 3 二 二 离合器参数 结构设计离合器参数 结构设计 一 一 离合器结构方案选择离合器结构方案选择 离合器的种类很多 本设计采用盘形摩擦式离合器 主要结构选择如 下 1 从动盘数 单片 2 压紧弹簧形式 膜片弹簧 3 分离时离合器受力形式 推式 4 压盘驱动形式 传力片式 a 扭转减振器 有 b 离合器操纵机构 机械式 二二 摩擦式离合器基本参数选择摩擦式离合器基本参数选择 1 离合器后备系数 离合器后备系数 值确定值确定 初选外径 D 的同时 还应初选离合器的后备系数 它反映离合器 传递发动机最大转矩的可靠程度 值选取要合适 不能太大或太小 通常 各类汽车的取值范围如下 轿车 微型和轻型汽车 1 20 1 75 中 重型货车 1 50 2 25 越野车 带拖挂的重型汽车和牵引车 1 8 4 0 本次设计离合器设计车型为轿车 取本次设计离合器设计车型为轿车 取 1 5 1 5 注 离合器的后备系数精确值要待离合器零件设计完毕后才能确定 2 摩擦片外径 摩擦片外径 D D 和其它尺寸确定和其它尺寸确定 1 摩擦片外径摩擦片外径 D D 摩擦片外径 D 是离合器的基本尺寸 可按以下经验公式初选 1 5 1 5 4 式中 D为直径系数 一般 轿车 D 14 5 轻 中型货车 单片 D 16 0 18 5 双片 D 13 5 15 0 重型货车 D 22 5 24 0 本次设计离合器设计车型为轿车本次设计离合器设计车型为轿车 故故有有 D 14 5D 14 5 则有 则有 D 14 5D 14 5 177 6 177 6 初初取取 D 180mmD 180mm 2 摩擦片内径 摩擦片内径 d 内径 d 式中 为内外径比值 按设计经验 推荐 0 53 0 7 一般来说 发动机转速越高 取 值越大 具体值查离合器摩擦片尺寸系列 表 1 离合器摩擦片尺寸系列和参数 3 摩擦片厚度 摩擦片厚度 h h 我国规定了三种规格 3 2 3 5 4 mm 由上表 由上表 初选初选 D 180mmD 180mm d 125mmd 125mm h 3 5mmh 3 5mm 与从动盘毂花键系列从动盘外径冲突 最终选 与从动盘毂花键系列从动盘外径冲突 最终选 D D 225225mmmm d d 150150mmmm h 3 5mmh 3 5mm 离合器尺寸应符合尺寸系列标准 GB5764 86 汽车用离合器片 D 14 5D 14 5 初初取取 D 180mmD 180mm D 225mmD 225mm d 150mmd 150mm h 3 5mmh 3 5mm 5 所选外径 D 应使摩擦片最大圆周速度不超过 65m s 以免摩擦片飞离 60 emax 10 3 65 70m s 带入参数 得带入参数 得 64 764 7m sm s 符合要求 符合要求 4 单位压力单位压力 确定确定 摩擦面上的单位压力 0值和离合器本身的工作条件 摩擦片直径大 小 后备系数以及摩擦片材料及其质量等因素有关 单位压力 0的选取有一具体建议 对小轿车 当摩擦片外径 D 230mm 0 2 5kg cm2 0 25 MPa 当摩擦片外径 D 230mm 0 1 18 MPa 对载重汽车 当摩擦片外径 D 230mm 0 2 0kg cm2 0 2 MPa 当摩擦片外径 D 380mm 和 408mm 0 1 4kg cm2 0 14 MPa 对市内公共汽车 一般单片离合器 0 1 3kg cm2 0 13 MPa 大的多片离合器 0 1 0kg cm2 0 10 MPa 另外 也可按图 1 来选取 图 1 单位压力与摩擦片外径的关系 1 适用于小轿车 2 适用于载重车 6 当摩擦片选用不同材料时 0按下列范围选取 石棉基材料 0 0 10 Mpa 0 35 MPa 粉末冶金材料 0 0 35 Mpa 0 60 MPa 金属陶瓷材料 0 0 70 Mpa 1 50 MPa 由图得由图得 2 5 2 5 1010 0 0001 0 25 MPa 0 0001 0 25 MPa 使用石棉基材料使用石棉基材料 根据发动机的最大转矩 cmax 用式 4 校核摩擦片单位压力 P0 是否在允许范围内 3 离合器传扭能力计算离合器传扭能力计算 离合器传扭能力取决于摩擦力矩的大小 即摩擦面的压紧力 摩擦力 作用半径 摩擦幅材料以及摩擦片工作面数决定 理论公式为 式中 cmax 为离合器的最大摩擦力矩 为作用在离合器面上 总的压紧力 为摩擦系数 为平均摩擦半径 它由摩擦片外径 D D 和 内径 d d 决定 即 或 为摩擦工作面数 2n n 为从动片数 对单片离合器 2 为保证离合器能可靠传递发动机扭矩 离合器传递发动机最大扭 矩 cmax 所需的最大摩擦力矩关系如下 式中 cmax为离合器的最大摩擦力矩 emax为离合器所传递发动机的最大扭矩 为离合器的后备系数 一般 1 0 25 MPa 0 25 MPa 石棉基石棉基材料材料 2 7 则有 则有 1 5 1 5 150N150N m 225Nm 225N mm 为了满足可靠传扭 要求 为保证离合器有足够的使用寿命 式 1 中 应有足够大的摩擦面 积来承受 即单位面积上的压力 0不能太大 式中 0为单位面积上的压力 kg cm2 A 为摩擦片单面摩擦面积 cm2 综上所述 得离合器基本公式 式中 D 为摩擦片外径 cm d 为摩擦片内径 cm 0为单位压力 kg cm2 为摩擦工作面数 cmax为离合器的最大摩擦力矩 kg cm emax为离合器所传递发动机的最大扭矩 kg cm 为离合器的后备系数 一般 1 通常 在设计时 式 4 作为校核用 三三 零件结构选型和设计计算零件结构选型和设计计算 1 从动盘 从动盘设计设计 设计从动盘时应注意满足以下三个方面的要求 1 为减少变速器换挡时齿轮间的冲击 从动盘的转动惯量应近可 能小 2 为保证汽车起步平稳 从动盘在轴向应有弹性 225N m 8 3 为避免传动系扭转共振和缓和冲击载荷 从动盘上应装有扭转 减振器 1 从动片从动片 结构形式结构形式 常有三种典型形式 a 整体式弹性从动片 b 分开式弹性动片 c 组合式弹性从动片 材料选择材料选择 从动片材料与所用的结构型式有关 不带波形弹簧片的从从动片 即 整体式 一般用高碳钢或弹簧刚片冲压而成 经热处理后达到硬度要求 采用波形片 即分开式或组合式 时 从动片用低碳钢 波形片用弹簧钢 从动片基本尺寸从动片基本尺寸 从动片直径对照摩擦片尺寸确定 为减小从动盘转动惯量 从动片一 般较薄 通常为 1 3 2 0mm 厚钢板冲压而成 从动片的外沿部分 即波 形弹簧那片 厚度在 0 65 1 0mm 之间 2 从动毂从动毂 花键毂装在变速器第一轴前端 是离合器承受载荷最大的零件 目 前 常采用齿侧定心的矩形花键 花键之间为动配合 花键毂一般采用锻钢 如 45 钢 40Cr 钢等 表面和心部硬度为 26 32HRC 花键毂轴向长度不宜过小 一般取 1 0 1 4 倍花键轴直径 1 从动盘毂设计参照表 2 推荐的标准 或查相应的国标 表 2 从动盘毂花键尺寸系列 9 根据发动机参数 最大扭矩为根据发动机参数 最大扭矩为 150N m 选择从动盘外径为 选择从动盘外径为 225mm 的从动毂花键尺寸的从动毂花键尺寸 则有 则有 从动盘外径从动盘外径 D mm 花键齿数花键齿数 n 花键外径花键外径 mm 225 10 32 花键内径花键内径 mm 齿厚齿厚 b mm 有效齿长有效齿长 l mm 26 4 30 2 花键设计参照相应的机械设计手册 3 花键强度校核 花键破坏的主要形式是表面受力过大而破坏 因此要进行花键的挤压 应力校核 应力过大可增加花键毂的轴向长度 挤压应力公式 式中 p 为花键的侧面压力 N 其中 D d 分别为花键的内外径 m Z 为从动盘毂数 n 为花键的齿数 l 为花键的有效长度 m h 为花键的工作高度 m 应力校核 将将参数带入参数带入 得 得 p 10 3kPa 压 压 11 5MPa h 3mmh 3mm 压 压 1 11 51 5MpaMpa 20Mpa20Mpa 花键花键参数参数符合要求符合要求 3 摩擦片 摩擦片 石棉摩擦片的摩擦系数 大约为 0 3 左右 即在 0 2 0 5 之间 粉末冶金摩擦材料核金属陶磁摩擦材料的摩擦系数在 0 5 左右 摩擦片核从动盘之间有两种固解方法 1 铆接法 2 粘接法 D 225mmD 225mm n 10n 10 32mm 32mm 26mm 26mm b b 4mm 4mm l 30mml 30mm p 11 5MPa h 3mmh 3mm 压 压 1 11 51 5MpaMpa 10 本次设计采用铆接法本次设计采用铆接法 2 压盘设计 压盘设计 压盘设计包括传力方式选择及其几何尺寸的确定两个方面 1 1 压盘传力方式选择压盘传力方式选择 压盘常有以下几种传力方式 a 凸台式连接方式 b 键式连接方式 c 销式连接方式 d 传动片式连接方式 压盘的结构除与传力方式有关外 还与压紧方式和分离方式有关 2 压盘几何尺寸确定 压盘几何尺寸确定 前面已经分析了确定摩擦片内外径的方法 与摩擦片相接合的压盘 的内外径也就基本确定了下来 因此 压盘的几何尺寸归结为确定它的厚 度 压盘厚度确定主要依据以下两点 1 压盘应具有足够的质量 以吸收结合时摩擦产生的热量 2 压盘应具有足够大的强度 以保证受热时不变形 压盘厚度一 般不小于 15 mm 设计压盘时 在初步确定压盘厚度后 应校核离合器接合一次时的 温升 每次接合大约 3 秒钟左右 它不应超过 8 10 度 若温升过 高 可适当增加压盘的厚度 校核公式为 式中 0为升温 L 为滑磨功 kg m 其中 为离合器主动部分的转动惯量 铆接法铆接法 11 为整个汽车的惯性质量转化到离合器从动部分上的当量转动惯量 n0 为发动机最大转矩时的转速 而 其中 为汽车的总重 kg r 为驱动轮的滚动半径 m 0为主传动比 gi为变速器传动比 分配压盘上的滑磨功所占的百分比 单片离合器压盘 0 50 双片离合器压盘 0 25 双片离合器中间压盘 0 50 C 为压盘的比热 C 0 115 千卡 kg 铸铁压盘 G 压为压盘重量 kg 3 压盘及传力片的材料 压盘及传力片的材料 压盘通常采用灰铸铁 即 HT200 HT250 HT300 也有少量合 金压铸铁 硬度为 HB170 227 传力片常采用中碳钢 35 硬度 HRC55 62 渗碳处理 4 传力片的强度校核 传力片的强度校核 对传力片要进行拉应力校核 3 膜片弹簧设计 膜片弹簧设计 膜片弹簧是由弹簧钢板冲压而成 其设计思想是先初选一组基本几何 参数 然后进行结构设计 最后作应力校核 1 膜片弹簧基本参数选择 膜片弹簧基本参数选择 0 50 0 50 12 1 H h H h 比值选择比值选择 设计膜片弹簧时 要利用其非线性弹性变形规律 以获得最佳使用性 能 汽车用膜片弹簧 H h 一般在 1 6 2 2 之间 板厚 h 在 2 4 之间 本次设计 取本次设计 取 H h H h 2 2 h 3mmh 3mm 可得 可得 H 6mmH 6mm 2 膜片弹簧工作点位置选择膜片弹簧工作点位置选择 图 5 膜片弹簧工作点位置图 基本思想 先画出 1 1特性曲线 利用该特性曲线合理选择工作点 A B C D 的位置 B 点为新离合器压紧状态时工作点的位置 一般来 说 在该点保证膜片弹簧有足够大的压紧力 1 此时 大端变形量 1 应按下式选择 1 0 65 0 8 H 当摩擦片磨损 后 工作点到 A 点 摩擦片 总的最大磨损量 按下式计算 式中 为摩擦片总的工作面数 对于单片 2 H h 2H h 2 h 3mm h 3mm H 6mmH 6mm 13 S0为每一摩擦工作面最大允许磨损量 可取 S0 0 5 1mm 离合器彻底分离时 工作点位置在 D 点 取取 0 7H 4 2mm 0 7H 4 2mm 0 8mm 0 8mm 则 则 1 6mm 1 6mm 3 R R 及及 R rR r 的确定的确定 比值 R r 的关系到碟形材料的利用 通常取 R r12 一般为 18 左右 切槽宽度 1 3 5mm 2 10mm半径 与 2有关 一般来说 2 r 2 4 2mm 4 2mm 0 8mm 0 8mm 1 6mm 1 6mm R r 1 25R r 1 25 R 100mmR 100mm r r 80mm 80mm 1717 30mm 35mm n n 18 18 14 取取n n 18 18 3 5mm 10mm 由 由 r r 取取 6 65mm5mm 7 支撑环平均半径支撑环平均半径 e 和膜片弹簧与压盘的接触半径和膜片弹簧与压盘的接触半径 L L e 和 L 大小将影响膜片弹簧的刚度 一般来说 e 应尽量接近于 r 而略大于 r L 应接近于 R 而略小于 R e e r 2 82mm r 2 82mm L L R R 2 98mm2 98mm 2 膜片弹簧设计计算 膜片弹簧设计计算 1 压紧力 压紧力 和膜片弹簧大端变形和膜片弹簧大端变形 的关系的关系 图 2 1 大端变形 1 压紧时大端变形 1 分离时大端附加变形 2 压紧力 2 小端变形 2 分离时小端附加变形 2 分离力 图 3 膜片弹簧尺寸符号示意图 3 5mm 10mm 6 65mm5mm e e 82mm 82mm L L 98mm 98mm 15 代入数据 得代入数据 得 14kN 14kN 式中 E 为弹性模量 钢材取 E 2 1x104 kg mm2 为泊松比 钢材取 3 0 h 为弹簧片厚 mm 1为大端变形 mm R 为碟簧部分外半径 大端半径 mm r 为碟簧部分内半径 mm L 为碟片弹簧与压盘的接触半径 mm e 为支撑环平均半径 mm 利用该式可绘出膜片弹簧 1 1特性曲线 2 当膜片弹簧小端分离轴承处作用有外加载荷当膜片弹簧小端分离轴承处作用有外加载荷 分离力 分离力 时 时 则则 大端变形大端变形 与与 关系如下 关系如下 式中 为分离轴承作用半径 mm 代入数据 得 代入数据 得 14kN 14kN 16 4 8kN 4 8kN 3 在 在 力作用下 膜片弹簧小端分离轴承处的变形力作用下 膜片弹簧小端分离轴承处的变形 计算计算 图 4 膜片弹簧小端受载时的变形图 式中 2 为 2在力的作用下 因碟簧部分的角变形引起的小端变形 2 为 2 在力的作用下 分离爪的附加变形 可按下列公式计算 式中 为分离轴承作用半径 mm 2为分离轴承的作用力 kg 为分离爪前端最宽处的半径 mm 1分离爪前部的宽度系数 2分离爪根部的宽度系数 4 8kN 4 8kN 17 1分离爪前部的切槽宽度 mm 2分离爪根部的切槽宽度 mm n 为膜片弹簧分离爪的数目 为膜片弹簧小端内半径 mm 代入数据 得 代入数据 得 0 82 0 78 4 膜片弹簧强度校核膜片弹簧强度校核 膜片弹簧在各种变形情况下 其碟形部分的内半径 B 的处应力总 大于其它各点 故需求 B 点的当量应力 当 对 B 点进行强度校核 由于 B 点的当量应力 当随大端变形 1而变化 当 1 时 即 时 当达到 极大值 因此 当离合器分离叉大端变形量 1 时 当中的 1 1 1 时 取 1 B 点的当量应力 强度校核时 要求 当 当 否则 重新选择几何参数进行 设计 直到应力符合要求 代入数据 得 代入数据 得 当 当 367 7Mpa 1500 1700Mpa 应力符合要求应力符合要求 0 82 0 78 当 当 367 7Mpa 18 4 膜片弹簧及工艺 膜片弹簧及工艺 膜 片 弹 簧 材 料 多 为 60Si2MuA 硅 锰 钢 许 用 应 力 1500 1700Mpa 汽车离合器膜片弹簧尺寸要求较严 弹簧自由高度 原 始锥角 内径 外径 板厚及表面状态等均要严格控制 载荷公差控制在 8 以内 热处理 淬火 回火 回火后硬度为 HRC44 50 5 扭转减振器 扭转减振器设计设计 1 扭转减振器主要参数的选择扭转减振器主要参数的选择 减振器的主要参数是减振器的角刚度 K 和减振器的摩擦力矩 T 摩 它们决定减振器的衰减传动系扭转振动的能力 1