汽车设计课程设计之扭转减震器 -上传

汽车设计课程设计

——基于UG的扭转减震器设计

目录

一．背景介绍 (3)

二．基本理论

2.1主要参数的选择 (4)

2.2设计计算 (6)

2.3辅助设计计算

2.3.1减震弹簧的设计计算 (10)

2.3.2花键的某些参数选取 (14)

三．基于UG的扭转减震器设计

第一部分扭转减震盘的绘制 (15)

第二部分减震弹簧的绘制 (17)

第三部分装配 (19)

四．结论 (19)

五．UG成果图 (22)

一．背景介绍

随着社会经济的发展，汽车走进了千家万户，人们在享受着汽车带来的便利的同时也对汽车的性能提出了更高的要求。离合器作为汽车上一个必不可少的部件，除了能通断动力传动以外，还有减振调频的功能，越来越受人们的重视。

汽车传动系中扭转振动将加大传动系零部件如轴、轴承、齿轮、壳体等的载荷，提高车厢内的噪声水平，降低汽车行驶舒适性，汽车传动系的振动也是导致整车振动的主要原因。据统计，我国因运输车辆的振动使包装不妥的产品受损，所造成的经济损失一年达数亿元。同时由于轿车、客运车市场的发展,对汽车平顺性的要求也越来越高，振动使乘客产生不舒适的感觉，使驾驶者易疲劳降低了安全性，也使汽车零部件因振动而减少寿命，甚至使汽车的燃油经济性变差。因此，需要分析研究汽离合器在汽车传动系统中的作用，建立传动系的振动模型，找出离合器最优工作状态和最优参数，为改善传动系的扭转振动状况找到一些新思路，为厂家研究开发新型离合器提供理论依据。

现今所用的盘片式离合器的先驱的多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。多片离合器最主要的优点是，在汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。20世纪20年代末，直到进入30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上使用多片离合器。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向与首选单片干式摩擦

离合器，因为它具有从动部件转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点，而且在结构上采取一定措施，已能做到接合平顺，因此现在广泛用于大、中、小各类车型中。如今单片干式摩擦离合器在结构设计方面相当完善。采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器接合时的平顺性。离合器从动盘总成中装有扭转减振器，防止了传动系统的扭转共振，减小了传动系噪声和动载荷，随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，汽车上愈来愈多地采用具有双质量飞轮的扭转减振器，能更有效地降低传动系统的噪声。

二．基本理论

2.1 主要参数的选择

选用东风EQ1090E型汽车，为载货商用车，其所用的发动机为东风EQ6100-1型多点电喷汽油发动机，其发动机选用东风EQ1090E型汽车，其所用的发动机为东风EQ6100-1型多点电喷汽油发动机，发动机的主要参数如下，表1：

离合器类型：单片干式摩擦离合器

A.1确定摩擦片外径D（mm），可根据发动机最大转矩T e max（N·m）按如下经验公式选用：

D=K D T e max（2.1-1）式中, K D为直径系数.直径系数选取如下，表2：

东风EQ1090E型汽车有关质量参数如下，表3：

根据Ma和离合器类型：单片干式摩擦离合器，选取K D=17.3，由发动机参数可知T e max=353 N·m,代入式(2.1-1), D=325.04mm

依据以下表格，表4选取标准值：

D=325.04mm接近325mm，故选取D=325mm。

A.2验算过程

摩擦片外径D(mm)的选取应使最大圆周速度v D不超过65～70m/s，即

v

D =

60

∏n e max

D ×103

- （2.1-2） 式中,

v

D

为摩擦片最大圆周速度(m/S); n e max 为发动机最高转速

(r/min)。

发动机额定转速与最高转速之间的关系：

n

e max

=(1+10%)×n e （2.1-3）

由发动机参数可知n e =3000 r/min ，n e max =3300 r/min ，,由上可得

D =325mm ，

v

D =56.2 m/S ＜

)

7065(min

-=65 m/S ，故能够选取，选取

合理。

B.确定摩擦片内径d （mm ） 摩擦片内径一般可以根据此式选取

c =

d /D (2.1-4)

摩擦片的内外径比c 应在0.53～0.70范围内，即：0.53≤c ≤0.70 根据表4选取标准值d =190mm ，c =0.585，在范围内，选取合理。故选取的参数如下：

2.2 设计计算 减振器的扭转刚度

k ϕ和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩T

μ

是两个主要

参数。其设计参数还包括极限转矩T j 、预紧转矩T n 和极限转角ϕj

等。

1.极限转矩T j

极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关， 一般可取

T j=（1.5～2.0）T e max（2.2-1）式中：商用车：系数取1.5;乘用车：系数取2.0。

由于T e max=353N·m，选用车型为商用车，取1.5，则T j=529.5 N·m.

2.扭转角刚度kϕ

为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。

kϕ决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。

设减振弹簧分布在半径为R0的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过ϕ（rad）时，弹簧相应变形量为ϕ

R0。此时所需加在从动片上的转矩为

T=1000K Z jϕ

R20（2.2-2）式中，T为使从动片相对从动盘毂转过ϕ（rad）所需加的转矩(N·m)；K为每个减振弹簧的线刚度(N/ mm)；Z j为减振弹簧个数；R0为减振弹簧位置半径(m)。

根据扭转刚度的定义，kϕ=T/ϕ则

kϕ=1000K Z j R20（2.2-3）式中，kϕ为减振器扭转刚度(N·m／rad)，Z j为减振弹簧个数；R0为减振弹簧位置半径(m)。

设计时，可按经验初选kϕ为ϕ（rad）时，弹簧相应变形量为

kϕ≤13T j (2.2-4) kϕ≤13T j=13×529.5=6883.5,取kϕ=6000 N·m／rad.

3.阻尼摩擦转矩Tμ