汽车设计课程设计任务书1

1、汽车设计课程设计任务书一、 设计题目：汽车膜片弹簧离合器设计后备功率小二、 主要内容：1.离合器根本参数及尺寸确定。2.离合器主要部件设计计算。3.离合器操纵机构设计计算。4.绘制膜片弹簧零件图。5.绘制膜片弹簧离合器装配图。三、 具体要求及应提交的材料1.按照给定的参数进行设计。2.膜片弹簧设计计算编制程序完成，并打印出膜片弹簧特性曲线图图上必须说明六个点及主要参数。3.说明书必须独立完成，不得抄袭。4.必须按时完成。5.设计说明书按规定格式书写。6.应提交的材料：设计说明书一份、离合器总装配图一张11、膜片弹簧零件图一张11。四、 主要技术路线提示1.首先，根据数据初算摩擦片尺寸，然后，根

2、据相关约束条件进行验算。2.根据摩擦片外径初步确定膜片弹簧外径。3.初步确定膜片弹簧有关参数及用程序进行对参数调整直到满足要求为止。4.压盘传动及定中方式确定。5.操纵机构设计计算。五、 进度安排1. 准备及任务布置1天。2. 离合器根本参数及尺寸确定1天。3. 离合器主要部件设计计算3天。4. 离合器操纵机构设计计算1天。5. 绘制膜片弹簧零件图1天。6. 绘制离合器装配图3天。7. 编写设计说明书2天。8. 机动时间1天指导教师 年 月 日发动机根本参数最大功率(kW)：88最大功率转速(rpm)：6000最大扭矩(Nm)：143最大扭矩转速(rpm)：4000燃料汽油目 录前 言.1第一

3、章 离合器根本参数及尺寸确定.31.1摩擦片外径确实定.31.2 后备系数.71.3单位压力P.71.4离合器根本参数的校核.8第二章 离合器主要部件设计计算.102.1膜片弹簧的设计.102.2压盘设计.162.3离合器盖设计.172.4传动片设计.182.5从动盘毂设计.192.6从动片设计.212.7扭转减振器设计.22第三章 离合器操纵机构设计计算.273.1操纵机构方案选择.19 3.2离合器的传动计算.193.3离合器总泵设计参数确实定.213.4踏板力的计算.22总 结.25参考文献.26前 言在汽车中，离合器是作为一个独立的总成而存在的。离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动

4、局部与发动机飞轮相连，从动局部与变速器相连。为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器，实际上是一种依靠其主、从动局部间的摩擦来传递动力且能别离的机构。离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系别离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系个零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点：1、膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性；2、膜片弹簧兼起压紧弹簧和别离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；3、高速旋转

5、时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；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、膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。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也在不断地提高，因而这种离合器在轿车及微型、轻型客车上已得到广泛的采用，而且逐渐扩展到载货汽车上。从动盘选择单片式从动盘是一位其结构简单，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，降低了装配要求又有利于压盘定中。选择拉式离合器是因为其较拉式离合器零件数目更少，结构更简化，轴向尺寸更小，质量更小；并且别离杠

6、杆较大，使其踏板操纵力较轻。综上本次设计选择单片拉式膜片弹簧离合器。文档收集自网络，仅用于个人学习第1章 离合器根本参数及尺寸确定1.1摩擦片外径确实定 摩擦片外径是离合器的根本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。用下面的经验公式计算： D=KD式中，KD为经验数据，Tmax为发动机最大扭矩，查表：KD=14.6 D=14.6X=173mm根据国标GB/T 5764-1988取摩擦片外径D=180mm表1.1给出了离合器摩擦片的尺寸系列和参数。另外，所选的D应符合其最大圆周速度不超过6570m/s的要求.表2.3离合器摩擦片尺寸系列和参数外径内径厚

7、度内外径之比单位面积1601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.583466003251903.50.5855460035019540.55767800根据发动机参数该车型发动机最大转矩Temax为143Nm且离合器摩擦片外径为180mm。再查表1.1即可得到摩擦片的具体参数，如下：摩擦片外径D=180mm摩擦片内径d=125mm摩擦片厚度h=3.5mm摩擦片内外径比d/D=0.694单面面

8、积F=13200mm21.2 后备系数 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开始时还有些增长，再加上小轿车的后备功率比拟大，使用条件较好，宜取较小值，故取1.3。 1.3 单位压力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表3.2.1可知，对于小轿车当D=230mm时,那么 P1.18/ Mpa； 当D 230mm时，那么 P0.25Mpa. 所以由于D180mm,取 P0.25Mpa. 故根据?汽车设计?王望予编著，机械工业出版社出版表22可知：当0.15MpaP 0.35Mpa时，摩擦片材料选择石棉基材料。1.4离合器根本参数

9、的校核 设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。这些参数确实定在前面是采用先初选、后校核的方法。下面采用优化的方法来确定这些参数。1取应使最大圆周速度不超过，即根据根据参考文献1公式2-10 式中, 为摩擦片最大圆周速度;为发动机最高转速。所以符合要求。2摩擦片的内、外径比c应在范围内，本次设计得C=0.694，符合要求。3为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同的车型的值应在一定范围内，最大范围为 ，本次设计取 ，符合要求。4为降低离合器滑磨时的热负荷,防止摩擦片损伤,对于不同车型,单位压力根据所用的摩擦材料在一定范围

10、内选取，的最大范围为。本次设计取 ，符合要求。5) 为了反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即根据根据参考文献1公式：式中，为单位摩擦面积传递的转矩；为其允许值，取=根据参考文献表25 6) 为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片外表温度过高而发生烧伤，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值。汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功为：根据根据参考文献1公式2-13W = () = 13697(J) 式中， 为汽车总质量(kg)；为轮胎滚动半径(m)；为汽车起步时所用变速器档位的传动比； 为主减速器传动比；为起步时所用变速器档位的传动

11、比；n为发动机转速(r/min)；乘用车n取2000 r/min 。根据根据参考文献1公式2-12 = = =Rc=76.25mm. 故取r=85mm,再结合实际环境取R/r=1.257,那么R=106.8mm 1.5.3 的选择arctanH/(R-r)=arctan4.3/(106.8-85)11.15，满足915的范围。 1.5.4 分散指数量n的选取 取为n=182.1.5 膜片弹簧小端内半径r0 及分散轴承作用半径r1 确实定。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。r1应大于r0 。由?机械设计?d=Kd 公式，可求得d=24.355mm,那么取 d25mm,再取

12、分散轴承d30mm.2.1.6 切槽宽度1、2及半径r0 取13.2mm,2=10mm, 满足r-re =2,那么 re350 10以上6、扭转减振器减振弹簧的总压力当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩到达最大Tj P总=612.5 式中P总的计算应按Tj的大者来进行P总=612.5N。每个弹簧工作压力 =153.125N。 7、 从动片相对从动盘毂的最大转角 =4.52 8、限位销与从动盘缺口侧边的间隙 式中：R2为限位销的安装半径，一般为2.54mm。本设计取=3。9、限位销直径限位销直径按结构布置选定，一般=9.512mm，本设计取=11。10、从动盘毂缺口宽度及安装窗口

13、尺寸为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的局部窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些，如图4.2所示 图4.2 从动盘窗口尺寸简图一般推荐A1-A=a=1.416mm。这样，当地面传来冲击时，开始只有局部弹簧参加工作，刚度较小，有利于缓和冲击。本设计取a=1.5mm，A=25mm，A1=26.54.4.4减振弹簧的尺寸确定在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。弹簧的平均直径：一般由结构布置决定，通常选取=1115左右。本设计选取=12。弹簧钢丝直径： 式中：扭转许用应力=550600MPa，D1算出后应该圆整为标准值，一般为34mm左右。代入数

14、值，得=3.398，符合上述要求。8 减振弹簧刚度： =200.9N/mm 减振弹簧的有效圈数： = 式中：G为材料的扭转弹性模数，对钢=83000N/mm2，代入数值，得=3.984。 减振弹簧的总圈数=5.98。减振弹簧在最大工作压力P时最小长度：=22.37式中：=0.337为弹簧圈之间的间隙。减振弹簧的总变形量： =3.51减振弹簧的自由高度： =25.88减振弹簧的预变形量： =0.21减振弹簧安装后的工作高度： =24.13第三章 离合器操纵机构设计计算3.1操纵机构方案选择 踏板机构的选择：采用吊挂是踏板机构 离合器驱动形式的选择：采用液压驱动和气动助力的复合驱动式3.2离合器的

15、传动计算 有效行程式中为有效行程，反映到踏板上；为摩擦片别离间隙总和；为踏板臂长，；为踏板驱动臂长，；别离叉外摆臂长，；为别离叉臂长，；为别离杠杠驱动臂长，。空行程式中，为放映到踏板上的空行程；为别离杠杠和别离轴承端面间隙；为助力油缸直径；为油缸推杆直径；为离合器总泵直径。总行程3.离合器总泵设计参数确实定离合器总泵缸径d=15.78mm，助力邮箱直径D=22mm，推杆直径d0=8mm，液力传动比 踏板传动比 别离拨叉传动比 别离杠杠比 总传动比 有效行程 空行程 踏板总行程 踏板行程的推荐值在之间，原那么上是在满足彻底别离及踏板力允许情况下，其踏板总行程越小越好。3.4总泵及助力泵行程的计算

16、 3.4.1总泵的设计行程为总泵油缸活塞移动的最大距离，本设计总泵的设计行程为36mm，一般工作最大行程必须小于该设计行程。其差值称为踏板行程调整量。 3.4.2总泵的实际工作最大行程指本设计踏板总行程内，踏板踏到底时，总泵活塞移动的最大距离。总泵实际工作最大行程为 该计算值小于设计行程值，故本泵与助力缸的匹配是合理的。3.5踏板力的计算 一般再有助力缸的条件下，其踏板力的计算值只按无助力的情况下进行设计，其道理很明确，即考虑到助力系统失败的情况下，离合器仍可以借人力操纵而将车开会基地，这样踏板力踏板力可以比普通的无助力的离合器操纵力大一些，但一般不得大于300N。最大踏板力一般踏板力的推荐值

17、为160190，本设计的踏板力考虑在助力失败时为225.5N并不算高。总 结本设计分析了本设计所要采用的的膜片弹簧离合器，对膜片弹簧离合器进行了分类，阐述了膜片弹簧离合器的原理和组成，及其特性。通过详细的推导过程积累了大量的数据，并成功的绘制出了膜片弹簧离合器的成品图。主要表达了离合器的开展现状，和它的工作原理，在此过程中，经过比照结合，初步确定了适宜的离合器结构形式，选取了拉式膜片弹簧离合器，并且带有扭转减振器，为后面的计算提供了理论根底。在计算中，首先确定摩擦片外径尺寸，然后根据该尺寸对其他部件总成进行了计算和设计。通过计算校核摩擦片外径尺寸，计算选择出其他部件的外形尺寸，再对其进行校核，

18、确定是否能到达设计要求。设计包括对从动盘总成的设计校核，对压盘的设计校核，对离合器盖的设计校核及离合器盖的设计校核和优化。具体设计计算了摩擦片、扭转减振器、膜片弹簧、压盘、离合器盖、传动片等多个部件总成在上述工作完成之后，通过计算机cad软件的学习运用，对离合器总体装配图、膜片弹簧进行了绘制，在绘制的过程中对离合器的装配又有了进一步的理解，并且完善了计算局部的遗漏。这次的设计，可以对原有离合器的设计提出优化和修改的建议，对其以后的设计过程起参考作用。通过这次设计到达了优化改良原有离合器，提高该型汽车使用性，舒适性，并提高了汽车的工作效率的目的。参考文献1臧杰,阎岩.汽车构造M.机械工业出版社,2005,8.2王望予主编.汽车设计M.机械工业出版社,2004,8. 3徐石安，江发潮.汽车离合器M.清华大学出版社,2005,2.4刘惟信主编.汽车设计M.清华大学出版社,2001,7.5林世裕主编.膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造M.东北大学,2005.6汽车标准汇编(20002004) M.中国汽车技术研究中心标准研究所,2005.7阎春利,张希栋.汽车离合器膜片弹簧的优化设计J. 林业机械与木工设备,2006,3.8廖林清,曹建国.汽车离合器膜片弹簧的