汽车课程设计

1、目录前言3课程设计内容及要求3离合器主要参数的确定5根据已知参数确定离合器形式5离合器主要参数的确定52.1 后备系数52.2 单位压力P052.3 初选摩擦片外径 D、内径 d、厚度 b52.4摩擦因数 f、离合器间隙t6摩擦片尺寸校核与材料选择。63.1 判断 d/D:63.2 判断D是否符合要求:63.3 判断d是否符合要求7扭转减震器的设计8.扭转减震器选型：84.1 扭转减震器主要参数的确定84.1.1 极限转矩 Tj84.1.2 扭转刚度 k84.1.3 阻尼摩擦转矩 T ,预紧转矩Tn84.1.4 减振弹簧的位置半径 R084.1.5 减振弹簧个数Zj84.1.6 减振弹簧总压力

2、 F95.1 减振弹簧的分布半径R095.2.1 弹簧中径 Dc95.2.2 单个减震器的工作压力 P95.2.3 弹簧钢丝直径 d95.2.4 减振弹簧刚度 k95.2.5 减振弹簧有效圈数95.2.6 减振弹簧总圈数 n105.2.6.1 减振弹簧最小高度Imin105.2.6.2 全部减震弹簧总的工作负荷105.2.6.3 单个减震弹簧的工作负荷 P105.2.6.4 减震弹簧总变形量105.2.6.5 减震弹簧自由高度l010减震弹簧预变形量l,105.2.6.7 减震弹簧安装高度l11膜片弹簧的设计11比值H/h和h的选择116.1.2 R/r的比值和R、r的选择116.1.3 的选

3、择116.1.4 分离指数目 n 的选取126.1.5 膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承作用半径rf的确定126.1.6 切槽宽度1、2 及半径re126.1.7 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定126.2 膜片弹簧的弹性特性126.3 膜片弹簧工作点位置的选择136.3.1 B点136.3.2 A点146.3.3 C点146.4 强度校核14心得体会15参考文献15前言设计的背景:离合器是汽车传动系中的重要部件主要功用是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。膜片弹簧离合器是近年来在轿

4、车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器。它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，高速是平衡性好、结构简单且较紧凑、散热通风性能好、使用寿命长，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。此设计说明书详细的说明了轻型汽车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。设计的目的和意义：本次设计，力争把离合器设计系统化，离合器在任何行驶条件下，能可靠的传递发动机的最大转矩，有适当的转矩储备，能防止过载。结合时要完全、平顺、柔和，证起初起步时没有抖动和冲击。分离是要迅速、彻底。从动部分转动惯量要小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。应有足够的吸热能力和良好的通风效果，保证工作温度不

5、致过高，延长寿命。操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。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。为离合器设计者提供一定的参考价值课程设计内容及要求课程设计内容及步骤1、离合器主要参数的确定（1）根据已知参数，确定离合器形式。（2）确定离合器主要参数：后备系数；单位压力；摩擦片内外径D、d和厚度b；摩擦因素f、摩擦面数Z和离合器间隙。（3）摩擦片尺寸校核与材料选择。2、扭转减震器的设计（1）扭转减震器选型（2）扭转减震器主要参数确定（3）减震弹簧尺寸确定3、膜片弹簧的设计（1）膜片弹簧基本参数确定（2）膜片弹簧强度计算课程设计要求1根据使用条件确定离合器结构，进行膜片弹簧离合器

6、的总体结构设计。2确定膜片弹簧的结构参数，主要的零部件进行强度计算。3绘制一张(A3)图纸离合器膜片弹簧图。4完成设计说明书。第1组车型参数如下：汽车型号Audi A3 标准型发动机最大功率（kW）/(r/min)74/5600总质量ma（Kg）1600发动机最大扭矩（Nm）/(r/min)145/3800轮胎规格195/65VR15最高车速（km/h）188车轮半径r（mm）317.2最高转速（r/min）5600后桥主减速比4.25载重量（kg）510变速器一档传动比3.46本车设计采用单片膜片弹簧离合器。本车采用的摩擦式离合器是因为其结构简单，可靠性强，维修方便。目前大多数汽车都采用这种

7、形式的离合器。采用膜片弹簧离合器是因为膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，是操纵轻便。其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好。再者，膜片弹簧本身兼其压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著的缩短了其轴向尺寸。另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，是压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平

8、也在不断的提高，因而这种离合器在轿车及微型轻型客车上得到了广泛的应用，而且逐渐扩展到了载货汽车上。从动盘选择单片式从动盘是一个结构简单，调整方便。压盘驱动方式采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求有有利于压盘定中。离合器主要参数的确定根据已知参数确定离合器形式从动盘数：由于设计的是乘用车，发动机扭矩一般不大，所以选择：单片离合器。压紧弹簧和布置形式选择：综上所述，本次设计选择推式膜片弹簧离合器。离合器主要参数的确定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，应考虑摩擦片在使用过程中磨损后离合器仍能可靠的传

9、递发动机最大转矩，防止离合器滑磨时间过长，防止传动系过载以及操纵轻便等因素。由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小，再加上小轿车的后备功率比较大，使用条件较好，宜取较小值，故初取=1.20。2.2 单位压力P0单位压力P0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。对于离合器使用频繁、发动机后备系数较小、载质量大或经常在坏路上行驶的汽车，P0应取些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，P0应取小些，后备系数较大时，可适当增大P

10、0。表2-2摩擦片单位压力P0的取值范围摩擦材料单位压力P0/Mpa石棉基材料模压编织粉末冶金材料铜基铁基金属陶瓷材料0.4查表 2-2,选择粉末冶金材料铁基取: P0=0.352.3 初选摩擦片外径 D、内径 d、厚度 b查汽车设计表 2-3得乘用车的直径系数KD=14.6由公式估算得D=KDTemax=14.6145175.8mm由表可知摩擦片推荐值外径D(mm)内径d(mm)厚度t(mm)单面面积a(cm2)2251503.52212501553.5302取 D=250mm d=155mm b=3.5mm2.4摩擦因数 f、离合器间隙t摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度

11、、单位压力和滑磨速度等因素，摩擦片的主要材料有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因数f受工作温度、单位压力和滑磨速度的影响极大，而粉末冶金材料和陶瓷材料的摩擦因数f较大且稳定，各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表2-4表2-4摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦材料摩擦因数f石棉基材料模压编织粉末冶金材料铜基铁基金属陶瓷材料0.4取摩擦因数f=0.35离合器间隙一般为 3-4mm 此处取t=3mm选用单片从动片所以摩擦面数取 Z=2摩擦片尺寸校核与材料选择。3.1 判断 d/D:因为d/D=155/250=0.62, 符合 d/D=(0.530.70)的要求3.2 判断

12、D是否符合要求:因为发动机的最高转速为:Vemax=6000(r/min), 故根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）公式2-10得VD=60nemaxD10-3=60560025010-3=73.3m/s6570m/s所以D当慎重选择3.3 判断d是否符合要求为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减震器弹簧位置直径2R0约50mm 即d2R0+50mm先确定R0: 一般R0=（）d/2，此处取R0=0.60d/2，所以R0=0.60155/2=46.5(mm) 即 2R0+50=143mm，而 d=155mm 所以d2R0+50mm 符合！（参考汽车设计（王望予编著，机械工业

13、出版社出版） 为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许可值即=4WZ(D2-d2), 对乘用车=0.4J/mm2 , W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J) 可以由下式求的W=2ne21800(marr2i02ig2) 计算时对于乘用车ne=2000r/min ，由以上公式求得W=22000218001600+510317.223.4624.252=21511.24(J), =421511.242(2502-1552)=0.356J/mm2 所以w210250250325325Tc0/10-20.280.3

14、0.350.40知,因为D=250mm, Tc0=0.003Nm/mm2,所以Tc0Tc0符合要求扭转减震器的设计.扭转减震器选型：根据汽车设计（王望予编著机械工业出版社出版）选单级线性减震器。4.1 扭转减震器主要参数的确定4.1.1 极限转矩 Tj极限转矩 Tj是指减震器在消除的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。根据汽车设计(王望予编著，机械工业出版社出版)式(2-31)知，极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取Tj= (1.52.0)Temax 对于乘用车，系数取2.0。则Tj=2.0Temax=2.0145=29

15、0N/m4.1.2 扭转刚度 k为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减震器的扭转刚度 k，使共振现象不发生在发动机常用的工作转数范围内。根据汽车设计(王望予编著,机械工业出版社出版)式(2-35)可知,由经验公式初选k13Tj,则k13Tj=13290=3770（Nm/rad）4.1.3 阻尼摩擦转矩 T ,预紧转矩Tn根据汽车设计(王望予编著,机械工业出版社出版)式(2-36)可知, 可按公式初选T, T= (0.06-0.17)Temax 此处取Tu=0.1145=14.5Nm. 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。根据汽车设计(王望予编著,机械工业出版社出版)式(2-37)知Tn (0.0

16、50.15) Temax，且TnT,因为（0.050.15）Temax=7.2521.75Nm 此处取Tn=12 Nm4.1.4 减振弹簧的位置半径 R0由以上知R0=46.5mm4.1.5 减振弹簧个数Zj根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表（2-6）知当摩擦片外径 D250mm 时，Zj=46， 故取Zj=4 减振弹簧总压力 F当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj 时，减振弹簧受到的压力F为F=TjR0=29046.510-3=6236.6N.减震弹簧尺寸确定。5.1 减振弹簧的分布半径R0即为减振器基本参数中的 R0, R0=46.5mm5.2 减振弹簧尺寸5.2.1 弹簧中径

17、 Dc根据汽车离合器(徐石安,江发潮编著，清华大学出版社出版)知，其一般由布置结构来决定，通常 Dc=1115mm，此处取Dc=12mm5.2.2 单个减震器的工作压力 PP=F/Zj=6236.6/41600N5.2.3 弹簧钢丝直径 dd=8PDc, 式中扭转许用应力 可取 550600Mpa, 此处取=550Mpa所以有公式求得d=3816001210-3550106=4.46mm5.2.4 减振弹簧刚度 k根据汽车离合器(徐石安,江发潮编著,清华大学出版社出版)式知,应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R0确定, 即:k=K1000R02Zj求得k=37701000(46.51

18、0-3)24435.9N/mm5.2.5 减振弹簧有效圈数根据汽车离合器(徐石安,江发潮编著,清华大学出版社知i=Gd48Dc3k G为材料的剪切弹性模量,对碳钢可取 G=8.3x104Mpa, 所以i=Gd48Dc3k=8.3104106(4.4610-3)48(1210-3)3435.9=5.5所以I =5.55.2.6 减振弹簧总圈数 n根据汽车离合器(徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版)知其一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为n=I +(1.52) 此处取n=75.2.6.1 减振弹簧最小高度Imin根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知Imin=nd+1.1

19、dn=1.14.467=34.342mm5.2.6.2 全部减震弹簧总的工作负荷根据汽车离合器(徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版)知Pz=TjR0=290/46.510-3=6236.56N5.2.6.3 单个减震弹簧的工作负荷 P根据汽车离合器(徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版)知p=pzzj=6236.564=1559.14N5.2.6.4 减震弹簧总变形量根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知l=pk=1559.14435.9=3.57mm5.2.6.5 减震弹簧自由高度l0根据汽车离合器(徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版)知l0=lmin+l=34

20、.342+3.57=37.912mm5.2.6.6减震弹簧预变形量l,根据汽车离合器(徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版)知l,=TnkZjR0=12435.9446.510-3=0.148mm5.2.6.7 减震弹簧安装高度l根据汽车离合器(徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版)知l=l0-l,=37.912-0.148=37.764mm5.2.7 从动片相对从动毂的最大转角j根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）公式（2-40）知大转角和减振弹簧的工作变形量l,(l,=l-l,) 有关，减震弹簧的工作变形量l,=l-l,=3.422mm, 所以其值为：j=2sin-1l,2R

21、0=4.22膜片弹簧的设计6.1 膜片弹簧的基本参数的选择6.1.1比值H/h和h的选择 比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的Hh一般为1.52.0，板厚h为 24mm。故初选h=2.5mm, Hh=1.7,则H=4.25mm R/r的比值和R、r的选择 研究表明，R/r越大，弹性材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响极大，且应力越高，根据结构布置及压紧力的要求，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值应取大于或等于摩擦片的平均半径Rc，拉式膜片弹簧的R值宜取大于或等于Rc

22、。而且，对于同样的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式的大。由于摩擦片平均半径Rc=23(D2)3-(d2)3(D2)2-(d2)2=23(2502)3-(1552)3(2502)2-(1552)2=103.1mm对于推式膜片弹簧的R值应满足关系 RRc=103.1mm故取 R=120mm, R/r 一般为 1.201.35,再结合实际情况取 R/r=1.237,则 r=97mm。6.1.3 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，= arc tan H/(R-r) H/(R-r)，一般在 915范围内。= arc tan H/(R-r)=arctan4.25/(120-97)10.

23、59, 满足 915的范围6.1.4 分离指数目 n 的选取分离指数目常取为 n=18。6.1.5 膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承作用半径rf的确定 弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围 即1.20R/r1.3702R/h1003.5R/r05.Or0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R外=16mm,则取 r0=30mm根据弹簧结构布置的要求,R1与R，r1与r，rf与r0之差在一定范围内，即1R-R170r1-r60rf-r04再取分离轴承rf=33mm6.1.6 切槽宽度1、2 及半径re1=3.2-3.5mm, 2=9-10mm, re满足r-re2的要求，则r

24、er-2=97-10=87mm故取re=87mm6.1.7 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定根据汽车设计(王望予编著，机械工业出版社出版)知R1和r1需满足下列条件1R-R170r1-r6故选择R1=119mm，r1=98mm6.2 膜片弹簧的弹性特性根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）和汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）知假设膜片弹簧在承载过程中其子午线刚性地绕上地某中性点转动。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷 P1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为 x1(mm)。则膜片弹簧的弹性特性如下式表示F1=(x1)=Ehx16(1-2)l

25、n(Rr)(R1-r1)2H-x1R-rR1-r1H-x12R-rR1-r1+h2式中E弹性模量，钢材料取 E=2.1105Mpa 泊松比，钢材料取 =0.3R自由状态下碟簧部分大端半径120mmr自由状态下碟簧部分小端半径97mmR1压盘加载点半径119mmr1支点半径98mmH自由状态下碟簧部分内截锥高度4.25mmh膜片弹簧钢板厚度2.5mm利用 MATLAB 软件进行 P1-x1 特性曲线的绘图图形如下6.3 膜片弹簧工作点位置的选择6.3.1 B点通过膜片弹簧的特性曲线由 MATLAB 得l1M=2.6372mml1N=5.1237mm所以l1H=l1M+l1N2=3.88mm因为l

26、1Bl1H=0.81.0(此处取0.9)则l1B=3.492mm由特性曲线图可查得膜片弹簧在 B 点的压紧力p1=p=3687.2N校核后备系数:=pfRcZTemax=3687.20.27103.110-32145=1.415计算时一般取 0.25-0.30 ，此处取0.271.415在范围1.201.75 内，所以合格6.3.2 A点由汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知：s0为每摩擦工作面最大允许磨损量l=Zs0s0在0.65-1.1mm之间。此处取s0=0.75mm，则l=1.5mm所以l1A=l1B-l=3.492-1.5=1.99mm考虑到弹力衰减,A点（1.99

27、，37106e+003）处的膜片弹簧预紧力较B点（3.492，3.6872e+003）点略高，所以l1A符合要求6.3.3 C点由汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知它一般在特性曲线凹点附近，此时分离力较小，C点位置确定于压盘升程l1f=Zs，s为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，单片式可取0.75-1mm此处取s=0.8 则l1f=21=2mml1f=r1-rfR1-r1l1f=6.19mm所以膜片弹簧大端的最大变形量（离合器彻底分离时）l1C=l1B+l1f=5.49mm6.4 强度校核由汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知膜片弹簧最大应力发生在离合器分离状态时，因此只需校核离合器在分离状态时 B 点(汽车设计（王望予编著，机