课程设计指导书A421.docx
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课程设计指导书A421
汽车设计课程设计
指导书
2011年6月
目录
汽车设计课程设计指导书3
一、课程设计的目的3
二、课程设计的内容3
三、课程设计的步骤和方法4
四、课程设计的说明书和图纸5
五、课程设计的考核5
六、课程设计进度表6
汽车设计课程设计任务书7
一、设计要求7
二、原始数据7
三、设计任务10
四、设计要点11
五、教材及参考书18
附注：
液力变矩器锁止离合器工作原理18
汽车设计课程设计指导书
一、课程设计的目的
汽车设计课程设计是汽车设计课的重要组成部分，也是获得工程师基本训练的一个教学环节。
其目的在于：
1通过汽车部件（总成）的设计，培养学生综合运用所学过的基本理论、基本知识和基本技能分析和解决汽车工程技术实际问题的能力；
2掌握资料查询、文献检索的方法及获取新知识的方法，书面表达能力。
进一步培养学生运用现代设计方法和计算机辅助设计手段进行汽车计算机零部件设计的能力。
3培养和树立学生正确的设计思想，严肃认真的科学态度，理论联系实际的工作作风。
二、课程设计要求完成的工作内容
1各总成装配图及零件图，采用二维设计和三维设计；
2设计计算说明书1份，A4纸，18页左右。
设计计算说明书内容包括以下部分：
1）封面；
2）目录（标题及页次）；
3）设计任务（即：
设计依据和条件）；
4）方案分析及选择；
7）主要零件设计及校核计算；
9）参考文献（编号，作者、书名，出版单位，出版年月）。
三、《汽车设计课程设计》题目
设计题目：
丰田轿车自动变速器锁止离合器设计
课程设计的内容为：
在丰田轿车自动变速器的液力变矩器中设计一锁止离合器，以提高自动变速器稳定工况下的传动效率，详细要求见课程设计任务书。
四、课程设计的步骤和方法
在课程设计开始时，由指导教师向学生布置设计任务。
设计任务的内容包括：
设计题目、设计要求、设计手段、提供原始数据和主要相关资料、应完成图纸份量及设计计算说明书内容和要求。
学生根据设计任务和设计要求，在分析有关资料的基础上拟定各种设计方案，通过对比与分析确定采用的设计方案，然后进行精心设计，应按时、按质、按量地独立完成设计任务。
设计步骤如下：
1设计准备
（1）仔细阅读课程设计指导书，认真研究课程设计任务书，明确设计要求和应完成的设计任务，拟定设计进度计划；
（2）准备好有关资料、设计手册等；
（3）复习有关课程内容；
（4）准备好设计所需计算机、机时和必要的设计条件。
2确定设计方案
根据同类车型部件（总成）的实物和有关图纸、资料，通过对比分析确定所设计部件（总成）的结构方案，进行主要参数选择和性能计算，进行部件结构方案草图设计，并对主要零件的强度进行计算。
设计计算要求用计算机辅助完成。
在部件结构草图设计过程中，应根据部件工作原理、工艺要求和有关国家标准，对各零件进行结构化设计，保证各零件良好的结构工艺性、装配性；在各种工况下各运动零件不应发生干涉。
3绘制部件装配图、零件图
根据设计草图用计算机按装配图的要求绘制部件（总成）的装配图。
根据装配图用计算机绘制主要零件的零件图。
零件图要求结构合理、材料选择合适、工艺性良好，达到生产图纸的要求。
4附加：
零件的三维建模
在绘制二维零件图、装配图的基础上，利用UG、Pro-E、CATIA、solidworks等设计软件，进行一个零件的三维实体建模。
五、课程设计的说明书和图纸
按照《课程设计任务》要求的内容编写设计计算说明书。
说明书语言应简练、文理通顺、格式规范、文字排版和图表工整。
部件（总成）装配图用1：
1的比例用计算机绘制。
在图纸上应最完善地表达所设计部件的结构，投影齐全正确，要有足够的视图、剖面和剖视；应标注主要装配尺寸及配合代号、装配时需要加工的尺寸、偏差、表面粗糙度代号；应标注部件的外形尺寸，连接尺寸；写出技术要求及组成部件各零件的明细表和标题栏等。
必要时，还应标出机构运动部分的极限位置。
零件图的视图应选择合理正确，尺寸标注时应考虑基准面的选择、加工的合理性，尺寸测量检验的可能性。
图上尺寸及几何要素应标注极限偏差和形位公差，各零件表面应标出表面粗糙度代号；还应提出技术要求。
全部设计图纸的幅面尺寸、比例、字体、剖面符号、图线、视图、剖视、剖面的画法，尺寸标法和表面粗糙度标注，以及螺纹、轴承、花键的画法等都必须符合机械制图国家标准（GB4457~4460-84，GB131-83）。
零件图图纸标题栏、部件装配图图纸标题栏和明细表应符合标准。
参与三维建模的零件一般按GB/T4458.5中的规范进行建模，尺寸的公差等级可通过通用注释给定，也可以直接标注在尺寸数字上。
一般先建立模型的主体结构（例如框架、底座等），然后再建立模型的细节特征（如小孔、倒角等）。
某些几何要素的形状、方向和位置由理论尺寸确定时，应按理论尺寸进行建模。
推荐采用参数化建模，并充分考虑零部件与零部件间参数的相互关联。
在满足应用要求的前提下，尽量使模型简化，使模型数据减至最少。
六、课程设计的考核
1．阶段考核（30分）
按设计步骤进行阶段考核。
1）方案设计阶段
2）设计计算阶段
3）绘图阶段
2．设计说明书（70分）
根据设计说明书给出论文成绩。
设计说明书成绩和各阶段的考核成绩作为总成绩的主要依据。
七、课程设计进度表
完成整个课程设计时间为2周，时间大致安排如下：
次序
项目
时间（天）
1
布置设计任务，设计前准备
2
2
设计方案分析
2
3
确定设计方案（草图设计、主要参数设计计算及尺寸确定、性能和强度计算等）
4
4
绘制装配图和零件图
4
5
编写设计计算说明书
2
执笔：
薛晶
汽车设计课程设计任务书
设计题目：
丰田轿车自动变速器锁止离合器设计
一、设计要求
1与丰田轿车所用自动变速器的液力变矩器配套安装；
2操纵控制部分尽量利用原自动变速器操纵控制系统。
二、原始数据
第一组：
发动机最大功率：
220马力
发动机最大功率时转速：
4400r/min
发动机最大扭矩：
42kgm
发动机最大扭矩时转速：
2800-3000r/min
车轮B-d：
8.20-15英寸
汽车总质量：
Ga=3060Kg
最高车速：
170km/h
变速器传动比：
I1=1.72,I2=1,IR=2.39
锁止传动比：
Im=0.82
最大变矩比：
k=2.45
主减速器传动比：
Io=3.54
液力变矩器中最高油压：
4.2kg/cm2
液力变矩器容量：
12.5公升
液力变矩器工作温度：
82~95oC
液压油最高许用温度：
115~120oC
全油门车速90~100km/h时换入直接档
离合器结合时间：
取0.5s
离合器储备系数：
1.2
离合器分离间隙：
0.4~0.6mm
结合期间最大吸热率：
114J/s.c㎡
操纵控制系统有关参数：
空档和前进档时：
发动机800r/min
主油路压力6.0~6.5kg/cm2
倒车时：
发动机1600r/min主油路压力16~19kg/cm2
钢与纸质浸树材料摩擦系数：
0.14
钢与粉末冶金摩擦系数：
0.08
第二组：
发动机最大功率：
200马力
发动机最大功率时转速：
4000r/min
发动机最大扭矩：
40kgm
发动机最大扭矩时转速：
2850-3100r/min
车轮B-d：
6.90-13英寸
汽车总质量：
Ga=2950Kg
最高车速：
160km/h
变速器传动比：
I1=1.70,I2=1,IR=2.40
锁止传动比：
Im=0.82
最大变矩比：
k=2.45
主减速器传动比：
Io=3.50
液力变矩器中最高油压：
4.2kg/cm2
液力变矩器容量：
12.5公升
液力变矩器工作温度：
82~95oC
液压油最高许用温度：
115~120oC
全油门车速95~110km/h时换入直接档
离合器结合时间：
取0.55s
离合器储备系数：
1.2
离合器分离间隙：
0.4~0.5mm
结合期间最大吸热率：
110J/s.c㎡
操纵控制系统有关参数：
空档和前进档时：
发动机750r/min
主油路压力6.0~6.5kg/cm2
倒车时：
发动机1600r/min主油路压力16~19kg/cm2
钢与纸质浸树材料摩擦系数：
0.14
钢与粉末冶金摩擦系数：
0.08
第三组：
发动机最大功率：
240马力
发动机最大功率时转速：
4500r/min
发动机最大扭矩：
40kgm
发动机最大扭矩时转速：
2500-3200r/min
车轮B-d：
6.90-13英寸
汽车总质量：
Ga=3050Kg
最高车速：
175km/h
变速器传动比：
I1=1.80,I2=1,IR=2.45
锁止传动比：
Im=0.82
最大变矩比：
k=2.55
主减速器传动比：
Io=3.50
液力变矩器中最高油压：
4.2kg/cm2
液力变矩器容量：
12.5公升
液力变矩器工作温度：
82~95oC
液压油最高许用温度：
115~120oC
全油门车速85~100km/h时换入直接档
离合器结合时间：
取0.45s
离合器储备系数：
1.25
离合器分离间隙：
0.4~0.5mm
结合期间最大吸热率：
110J/s.c㎡
操纵控制系统有关参数：
空档和前进档时：
发动机750r/min
主油路压力6.0~6.5kg/cm2
倒车时：
发动机1600r/min主油路压力16~19kg/cm2
钢与纸质浸树材料摩擦系数：
0.14
钢与粉末冶金摩擦系数：
0.08
第四组：
发动机最大功率：
230马力
发动机最大功率时转速：
4450r/min
发动机最大扭矩：
44kgm
发动机最大扭矩时转速：
2850-3100r/min
车轮B-d：
8.10-14英寸
汽车总质量：
Ga=3080Kg
最高车速：
173km/h
变速器传动比：
I1=1.75,I2=1,IR=2.42
锁止传动比：
Im=0.83
最大变矩比：
k=2.48
主减速器传动比：
Io=3.60
液力变矩器中最高油压：
4.2kg/cm2
液力变矩器容量：
12.5公升
液力变矩器工作温度：
82~95oC
液压油最高许用温度：
115~120oC
全油门车速95~105km/h时换入直接档
离合器结合时间：
取0.52s
离合器储备系数：
1.25
离合器分离间隙：
0.4~0.6mm
结合期间最大吸热率：
115J/s.c㎡
操纵控制系统有关参数：
空档和前进档时：
发动机830r/min
主油路压力6.0~6.5kg/cm2
倒车时：
发动机1600r/min主油路压力16~19kg/cm2
钢与纸质浸树材料摩擦系数：
0.14
钢与粉末冶金摩擦系数：
0.08
三、设计任务
1完成离合器总成装配图一张、零件图两张，三维模型一个。
2完成设计计算说明书一份。
说明书的内容应包括：
（1）离合器结构型式的选择
（2）离合器参数选择及性能计算
（3）主要零件的设计与强度计算（扭转减振器、从动盘毂等）
（4）离合器操纵控制系统简图及验算
（5）安装调试、使用保养说明
（6）设计参考资料
四、设计要点
1．设计要求
（1）结合面受力均匀
（2）摩擦面积尽量大
（3）间隙无需人工调节
（4）结合平顺，分离迅速彻底
2．设计计算
（1）计算力矩
为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机最大转矩，即：
Tc离合器能传递的最大转矩，N·m
Temax发动机最大转矩，N·m
β后备系数，后备系数β是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。
定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，β必须大于1。
在选择β时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。
f摩擦副的摩擦系数
Z摩擦片工作面
*F离合器工作压紧力，等于变矩器工作压力产生的压紧力和由于液体离心力产生的压紧力之和。
Rc摩擦片平均摩擦半径，m，根据压力均匀假设，可表示为
根据Tc初选摩擦片外径D，m。
摩擦片外径是离合器基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和寿命，它和离合器所需传递转矩大小有一定关系。
d摩擦片内径，m
（2）摩擦片内外径比值c=d/D
一般c≈0.5~0.7。
摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：
1）应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。
2）要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。
3）要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好。
4）热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦。
5）磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面。
6）油水对摩擦性能的影响应最小。
7）结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象。
表1离合器摩擦片尺寸系列和参数表
外径D/mm
160
180
200
225
250
280
300
325
350
380
405
内径d/mm
110
125
140
150
155
165
175
190
195
205
220
厚度b/mm
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
4
4
4
c=d/D
0.687
0.694
0.700
0.667
0.620
0.589
0.583
0.585
0.557
0.540
0.543
1-c3
0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827
0.843
0.840
单位面积a
106
132
160
221
302
402
466
546
678
729
908
（3）摩擦面单位压力p（N/mm2）
摩擦面上的单位压力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，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。
离合器使用频繁,工作条件比较恶劣单位压力P较小为好。
当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力P。
因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力P应随摩擦片外径的增加而降低。
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。
F是压紧力；
f是摩擦片的摩擦因数；Z是摩擦面数量；
是摩擦片单片面积（mm2）；
[p]摩擦面许用压力，见参考书目1。
（4）单位滑磨功
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，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于其许用值[w]。
[w]摩擦面许用单位滑磨功。
*W结合一次摩擦面总滑磨功。
见参考书目1
W=
ma汽车总质量,kg
rr轮胎滚动半径,m
i0主减速器传动比
ig汽车起步变速器档位传动比
ne发动机转速
（5）温升速率HR
表征摩擦片结合与分离时摩擦生热导致摩擦片温度升高的量。
公路轿车，
取1/8；
总机械效率
取0.88；
滚动阻力系数f取0.015，一般沥青和混凝土道路。
HR/A≤[HR/A]
A为摩擦片总面积，mm2；
许用值[HR/A]为3.88（N·m/mm2·s1/2），小轿车。
（6）扭转减振器的设计计算
带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图1所示弹簧摩擦式:
图1带扭转减振器的从动盘总成结构示意图
1—从动盘；2—减振弹簧；3—碟形弹簧垫圈；4—紧固螺钉；
5—从动盘毂；6—减振摩擦片；7—减振盘；8—限位销
1）扭转减振器极限转矩Tj
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=（1.5～2.0）
，对于乘用车，系数取2.0。
2）扭转刚度k
（N·m/rad）
由经验公式初选k
Tj
3）阻尼摩擦转矩Tμ
可按公式初选Tμ，Tμ＝（0.06～0.17）
4）预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
Tn满足以下关系：
Tn＝（0.05～0.15）
，且Tn
Tμ
5）减振弹簧的位置半径R0
R0的尺寸应尽可能大些，一般取R0=（0.60～0.75）d/2
6）减振弹簧个数Zj
表2减振弹簧个数的选取
摩擦片外径D／mm
225~250
250~325
325~350
>350
Zj
4~6
6~8
8~10
>10
7）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
＝Tj/R0
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
式中，△l为减振弹簧的工作变形量。
通常取3º~12º，对汽车平顺性要求高或发动机工作不均匀时，
取上限。
见参考书目1《汽车设计》。
（7）从动盘毂的设计计算
从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。
从动盘毂的花键孔与变速器第一轴的花键轴配合，目前大都采用齿侧定心的矩形花键，花键副之间为间隙配合。
花键结构尺寸的选择可依据从动盘外径D和发动机最大转矩Temax，按表3选取从动盘毂花键尺寸。
表3从动盘毂花键尺寸系列
摩擦片外径D/mm
发动机最大转矩Temax/（N·m）
花键尺寸
挤压应力
/MPa
齿数n
外径D’/mm
内径d’/mm
齿厚t/mm
有效尺长l/mm
250
200
10
35
28
4
35
10.4
280
280
10
35
32
4
40
12.7
300
310
10
40
32
5
40
10.7
325
380
10
40
32
5
45
11.6
350
480
10
40
32
5
50
13.2
380
600
10
40
32
5
55
15.2
410
720
10
45
36
5
60
13.1
花键毂轴向工作长度应满足以下两项要求：
a.导向要求。
为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动时不产生自锁，花键毂的轴向长度不宜过小，一般应与花键外径大小相同，对于工作条件恶劣的离合器，其盘毂的长度更大，可达花键外径的1.4倍。
b.强度要求。
花键尺寸选定后应进行挤压应力强度校核。
F为花键的齿侧面压力，N；
分别为花键的内外直径，m；Z为从动盘毂的数目；Temax为发动机最大转矩，N·m；n为花键齿数；h为花键齿工作高度，m；l为花键有效长度，m。
挤压应力不应超过20MPa。
五、教材及参考书
1《汽车设计》第四版主编：
王望予
出版社：
机械工业出版社
2《汽车设计课程设计指导书》主编：
王丰元马明星
出版社：
中国电力出版社
3《汽车设计课程设计指导书》主编：
王国权龚国庆
出版社：
机械工业出版社
4《汽车工程手册—设计篇》主编：
出版社：
出版社
5《汽车设计》主编：
刘涛
出版社：
北京大学出版社
6《车辆自动变速理论与设计》主编：
葛安林
出版社：
机械工业出版社
附注：
液力变矩器锁止离合器工作原理
1．固定导轮的液力变矩器
K（变扭比）=
I（转速比）=
（传动效率）=
1）变扭比随涡轮转速减小而增大，即行驶阻力大时，液力变矩器自动输出大转矩，适应性好。
2）汽车起步后，涡轮转速逐渐增大，涡轮输出转矩逐渐减小，k=1时，涡轮的转矩等于泵轮转矩，此时称为耦合点。
3）变矩器的传动效率随涡轮转速的增大而增大，在低速区虽然传动效率低，但变扭比大，液力变矩器输出大转矩，在转速比为0.8时，传动效率最高，为95%左右。
由于导轮的存在，传动效率为抛物线形状，转折点在耦合点附近，超过耦合点传动效率迅速下降，且此时变扭比也迅速下降，原因是导轮不能旋转，使导轮的反作用力方向为负值造成的，为避免，可在导轮上加装单向离合器，不允许导轮逆时针时转动，导轮锁止。
2．有单向离合器的液力变矩器
3．有锁止离合的液力变矩器
（1）锁止离合器的作用：
液力变矩器工作时依靠自动变速器（ATF油）的循环流动传递动力，在泵轮与涡轮之间存在着至少4％～5％的转速差。
所以，变矩器并不是将发动机的动力100％地传递至变速器，液压油的内部摩擦会造成一定的能量损失，因此传动效率较低，损失的能量转化为热能，又加速了油温的升高，所以现在的液力变矩器均为闭锁式液力变矩器，即在原泵轮、涡轮的基础上，又设计了锁止离合器，在汽车高速行驶（50km/h以上）时，锁止离合器工作，液力变矩器的压盘将泵轮与涡轮连在一起，使发动机产生的动力几乎100％地传递至变速器，提高汽车的传动效率，减少能量损失，降低油耗，以提高高速时汽车的经济性和动力性。
（2）锁止离合器的结构：
这种变矩器内有一个由液压油操纵的锁止离合器。
锁止离合器的主动盘即为变矩器壳体，从动盘是一个可作轴向移动的压盘，它通过花键套与涡轮连接。
压盘背面的液压油与变矩器泵轮、涡轮中的液压油相通，保持一定的油压（该压力称为变矩器压力）；压盘左侧（压盘与变矩器壳体之间）的液压油通过变矩器输出轴中间的控制油道与阀板总成上的锁止控制阀相通。
锁止控制阀由自动变速器电脑通过锁止电磁阀来控制。
锁止离合器装在涡轮转轮毂上，位于涡轮转轮前端。
减振弹簧在离合器接合时，吸收扭力，防止产生振动。
在变矩器壳体或变矩器锁止活塞上粘有一种摩擦材料，用以防止离合器接合时打滑。
（3）工作过程：
闭锁离合器的主动盘为变矩器壳体，从动盘是可在轴向移动的压盘，与涡轮输出轴相连，主动盘和从动盘相接触的工作面上有磨擦片，压盘右边的油液与泵轮，涡轮中的压力油相通，经驱动轮毂和固定套管之间的环形空腔A与控制阀体上的锁止继动阀相通。
压盘左面的油液通过变矩器输出轴中间的控制油道B与控制阀体总成上的锁止继动阀相通。
1）锁止离合器处于分离状态：
如下图所示：
锁止继动阀阀芯在弹簧力下处于下端，来自调压阀调节的变矩器油压通过锁止继动阀由变矩器输出轴，也即是行星齿轮机构的输入轴中心油道进入压盘左侧，控制离合器处于分离状态，之后变矩器工作油液经泵轮与涡轮间隙及泵轮与导轮间隙（或涡轮与导轮间隙）从驱动轮毂与固定套管环形空腔排向锁止继动阀，又经锁止继动阀通向冷却器，对变矩器内的油液进行冷却。
动力须通过泵轮与涡轮传递给输出轴。
2）锁止离合器处于接合状态：
如下图所示：
当变矩器内锁止离合器满足锁止条件时，来自锁止信号阀的控制油压进入锁止继动阀，使锁止继动阀芯上移，变矩器工作油液经锁止继动阀由驱动轮毂与固定套管环形空腔进入变矩器，向压盘施压，而压盘左侧经变矩器输出轴中心油道，通过锁止继动阀泄油；在压力差作用下，
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