汽车设计课程设计之扭转减震器 -上传

1、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 42.2设计计算 62.3辅助设计计算2.3.1减震弹簧的设计计算 102.3.2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、

2、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

3、，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

4、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（mm），可根据发动机最大转矩（N·m）按如下经验公式选用：= （2.1-1） 式中, 为直径系数.直径系数选取如下，表2：

5、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=17.3，由发动机参数可知=353 N·m,代入式(2.1-1), =325.04mm依据以下表格，表4选取标准值：=325.04mm接近325mm，故选取=325mm。A.2验算过程摩擦片外径(mm)的选取应使最大圆周速度不超过6570m/s，即=× （2.1-2）式中, 为摩擦片最大圆周速度(m/S); 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：=(1+10%)× （2.1-3） 由发动机参数可知=3000 r/min，=3300 r/mi

6、n，,由上可得=325mm，=56.2 m/S=65 m/S，故能够选取，选取合理。B.确定摩擦片内径（mm）摩擦片内径一般可以根据此式选取=/ (2.1-4) 摩擦片的内外径比应在0.530.70范围内，即：0.530.70根据表4选取标准值=190mm，=0.585，在范围内，选取合理。故选取的参数如下：/mm325/mm190h/mm3.52.2 设计计算减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。1.极限转矩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

7、， 一般可取=（1.52.0） （2.2-1）式中：商用车：系数取1.5;乘用车：系数取2.0。由于=353N·m，选用车型为商用车，取1.5，则=529.5 N·m.2.扭转角刚度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。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的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过（rad）时，弹簧相应变形量为。此时所需加在从动片上的转矩为T=1000K （2.2-2）式中，T为使从动片相对从动盘毂转过（rad）所需加的转矩(N·m)；K为每个减振弹簧的线刚度(N/ mm)

8、；为减振弹簧个数；为减振弹簧位置半径(m)。根据扭转刚度的定义，=/则=1000K （2.2-3）式中， 为减振器扭转刚度(N·mrad)，为减振弹簧个数；为减振弹簧位置半径(m)。设计时，可按经验初选为（rad）时，弹簧相应变形量为13 (2.2-4)13=13×529.5=6883.5,取=6000 N·mrad.3.阻尼摩擦转矩由于减振器扭转刚度是，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=（0.060.17） (2.2-5)取系数为0.11，则=38.83

9、 N·m4.预紧转矩减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是不应大于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取=（0.050.15） (2.2-6)取系数为0.1，则=35.3 N·m。5.减震弹簧的位置半径的尺寸应尽可能大一些，一般取=(0.600.75)/2 (2.2-7)取系数为0.68，由上可得=190mm，则=64.6mm。验算过程：为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径必须大于减震器弹簧位置直径约50mm，即+50mm (2.2-8)由上可得，=64.6mm ，=190mm，+50mm=179.2mm

10、，故选取合理。6.减震弹簧个数参照表选取由=325mm，故选取=6。7.减震弹簧总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力为=/ (2.2-9)由上可得，=529.5 N·m，=64.6mm，则=8196.6N。8.极限转角减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为= (2.2-10)式中，为减震弹簧的工作变形量。通常取3°12°，对汽车平顺性要求高或发动机工作不均匀时，取上限。选取=10°。由上，基本参数为：2.3辅助设计计算2.3.1减震弹簧的设计计算2.3.1.1减震弹簧的位置

11、半径由上可得，=64.6mm。2.3.1.2减震弹簧的数量由上可得，=6。2.3.1.3减震弹簧总压力由上可得，=8196.6N。2.3.1.4单个减震弹簧的工作负荷根据式=/ (2.3-1)代入数据计算可得，=1366.1N。2.3.1.5减震弹簧尺寸2.3.1.5.1弹簧中径弹簧中径一般由结构位置决定，通常=1115mm左右，取=14mm，弹簧钢丝直径：= (2.3-2)式中，扭转许用应力可取550600Mpa取=600Mpa，由上，=14mm，=1366.1N，则=4.3mm，由一般取34mm，取=4mm。本设计中取=4mm，通过计算可取得材料为65Mn钢。2.3.1.5.2减震弹簧刚度

12、根据以下式子求解= (2.3-3)由上，=6000 N·mrad，=6，=64.6mm，求得=239.6N/mm。2.3.1.5.3减震弹簧的有效圈数= (2.3-4)式中，为材料的剪切弹性模量，对65Mn可取=8.3×Mpa。由上，=4mm，=14mm，K=239.6 N/mm，代入数据可得：=4。2.3.1.5.4减震弹簧的总圈数减振弹簧总圈数一般在六圈左右，总圈数和有效圈数之间关系为=+（1.52） (2.3-5)由上，=4，取系数为2，则取=6。2.3.1.5.5减震弹簧最小长度减震弹簧最小长度是指减震弹簧在最大工作负荷下的工作长（高）度，考虑到此时弹簧的压缩各圈中

13、仍需留有一定的间隙，可确定为=（+）1.1 (2.3-6)由上，=4mm，=6，则=26.4mm。2.3.1.5.6减震弹簧总变形量减震弹簧总变形量是指弹簧在最大工作负荷下所产生的最大压缩变形，为=/ (2.3-7)由上，=1366.1N，=239.6N/mm，则=5.7mm。2.3.1.5.7减震弹簧自由高度减震弹簧自由高度是指弹簧无负荷时的高度，为=+ (2.3-8)由上=26.4mm，=5.7mm，=32.1mm。2.3.1.5.8减震弹簧预变形量减震弹簧预变形量是指减震弹簧安装时的预压缩变形，它和选取的预紧力矩有关，为= (2.3-9)由上，=35.3N·m，=239.6N/

14、mm，=6，=64.6mm，则求得=0.38mm。2.3.1.5.9减震弹簧安装工作高度它关系到从动盘毂等零件窗口尺寸的设计，为=- (2.3-10)由上，=32.1mm，=0.38mm，则=31.72mm。2.3.1.6从动片相对于从动盘毂的最大转角减震器从预紧转矩增加至极限转矩时，从动盘钢片相对于从动盘毂的极限转角为= (2.3-11) 式中，为减震弹簧的工作变形量。通常取3°12°，对汽车平顺性要求高或发动机工作不均匀时，取上限。由上，=5.7mm，=64.6mm，则=5.1°2.3.1.7限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙= (2.3-12)式中：为限位销安装

15、半径，值一般为2.56mm。取=6mm。则=67.5mm2.3.1.8限位销直径按结构布置选定，一般=9.512mm。取=12mm。2.3.1.9减震弹簧窗口尺寸A查找汽车设计手册其推荐值A=2527mm。本设计中取A=26mm。窗口高H=+4mm=22mm。2.3.2花键的某些参数选取从动盘毂一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径与发动机的最大转矩由下表取：由上，=325mm，=353N·m,则可根据以上表选取：从动盘外径D/mm发动机转矩Temax/N·m花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm键齿宽b/mm有效齿长l/mm挤压

16、应力o/MPa32538010403254511.6则由于花键与扭转减震盘的配合关系选取扭转减震盘的孔径=花键外径D+4mm,即=44mm。由于在标准从动盘外径下，我此次选用的车型发动机最大扭矩=353N·m380 N·m，故不需要进行花键的校核。三基于UG的扭转减震器设计本次绘图所用的版本为UG7.0.根据以上数据我们可以了解减震盘和减震弹簧的相关尺寸，具体的UG绘图过程可分为三大部分：第一部分为扭转减震盘的绘制；第二部分为减震弹簧的绘制；第三部分为扭转减震盘和减震弹簧的装配，这是最最复杂和关键的部分。如下所示：第一部分：扭转减震盘首先打开UG，新建模型，注意选取单位为“

17、毫米”，然后进入首选项，选取草图，把其中的尺寸标签下拉框，选取“值”选项。然后在绘制的时候要先把规定尺寸用自动判断尺寸的方法定好，再画必需的辅助线。进而，利用镜像命令，将图补充完整。最后，修建检查，确定最终草图。草图如下：然后进行拉伸命令，注意设置参数，参数由上述表格可查。最后拉伸成型的效果图如下：第二部分 减震弹簧首先要先画螺旋线，要求设定好参数，如下：然后要先找好端点并建立一个基准平面，在基准平面内画好一个大小为弹簧丝直径的圆，如下：然后进行扫掠命令，选取截面为刚刚所画的圆，选取引导线为螺旋线，效果如下：最后再进行弹簧削平和截短过程，以便于后面过程中的装配环节。分别对两端进行以下操作：首先

18、依照已有X-Y基准平面新建基准平面，距离依照自己的需要而定；然后在该基准平面内绘制草图，该草图为直径大于整个弹簧外圆直径的圆；最后进行拉伸命令，要求拉伸的距离要大于新基准平面到最末端弹簧的长度，以保证削平完全。另一端也重复此操作，最后达到的效果图如下：第三部分 装配首先打开刚刚做绘制的扭住减震器盘的UG模型，然后在“开始”菜单下选取装配，再点击添加组件，即打开刚刚所绘制的减震弹簧文件，这时候就可以通过下拉菜单框中的各种条件和选项进行操作，其中一个减震弹簧装配到正确的位置。另外的几个位置可以再通过镜像装配进行装配，这其中，需要合理地添加辅助平面。具体的效果图如下所示：到此，UG绘图已完成，整个基于UG的扭转减震器设计全部完成。五 结论完成这次课程设计，我克服了许许多多的困难，同时也收获了满满的充足和最后那一瞬间的成就感，接下来我就主要讲讲我在这次课程设计当中遇到的一些问题以及解决办法。主要从设计过程以及软件操作过