601 HKD260混合動力自卸汽車設計(離合器設計),601,HKD260混合動力自卸汽車設計(離合器設計),hkd260,混合,動力,汽車,設計,離合器 1 HKD260 混合動力自卸汽車設計(離合器設計) 摘要 離合器作為直接連接發(fā)動機和傳動系統(tǒng)一個獨立存在的總成.他主要包含主動 部分,從動部分,壓緊機構和操縱機構等四部分.。 主動部分,從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基 本結構.操作機構是使離合器分離的機構.正是這四部分機構之間相互協(xié)調(diào)配合,已 達到汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合,換檔式將發(fā)動機與傳動系分離,減 少變速箱內(nèi)齒輪的沖擊。 本文介紹了近年來發(fā)展的新型拉式膜片彈簧離合器的結構特點和工作原理， 并與傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器進行了對比。在相同的約束條件下，優(yōu)化后的拉 式膜片彈簧，無論是在后備系數(shù)的穩(wěn)定性、膜片的最大當量應力方面，還是在分 離力的大小方面，均優(yōu)于推式膜片彈簧。然后，對于拉式膜片彈簧的載荷-變形特 性和應力- 變形特性作了詳細分析。在分析的基礎上，闡述了拉式膜片彈簧基本參 數(shù)的選擇和設計。由于拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點，故拉式膜片彈簧離合 器是一種很有發(fā)展前途的汽車離合器。 關鍵詞：壓緊機構，離合器，膜片彈簧，新型。 2 HKD260 HYBRID DUMP TRUCK DESIGN(CLUTCH DESIGN) ABSTRACT The clutch is the lug connection engine and the transmission systems an exist independently total to become.He mainly includes the active division, follower division, compress tightly the mechanism and maneuvering gear etc. four-part cent. Active division, the follower division and compress tightly the mechanism is basic structure that guarantees that the clutch is placed in to join together the condition and can deliver the power also.Operate the mechanism is a mechanism that makes clutch separate.Exactly of this four-part cent mechanism moderates the fit mutually, joining together engine and transmissions fasten going smoothly while arriving the start of autocar already, the shift gear type fasten engine and transmissions separation, reduce the impact of the speed change case annular gear. In this paper,the constructional features and principles of operation of recently developed new style pull-type diaphragm spring clutch are described in contrast with the traditional push-type diaphragm spring clutch.In the same dimension,pull-type diaphragm spring by optimum design is better than push-type,in respect of stability of reservation coefficient maximum equivalent stress of diaphragm and magnitude of declutching force.Then,the load-deflection characteristics and stress-deflection characteristics of pull-type diaphragm spring are analysis in detail.Base on these analyses,the selection of main parameters and design of this spring are discussed.The pull-type diaphragm spring clutch possesses many advantages,therefore pull-type diaphragm spring clutch is a very prospective motor vehicle clutch. KEY WORDS: hold-down, clutch, diaphragm spring，new style. 3 4 5 目 錄 前 言 1 第一章 離合器概述 .3 §1.1 離合器的主要結構 .3 §1.2 離合器機構的選擇 5 §1.3 離合器的工作原理 7 第二章 離合器的設計計算 .9 §2.1 離合器設計要求 .9 §2.2 離合器參數(shù)的選擇 9 §2.3 從動盤總成 13 §2.4 壓盤和離合器設計計算 15 §2.5 膜片彈簧的設計計算 16 §2.6 扭轉減震器設計計算 19 §2.7 離合器操縱設計 20 第三章 傳動軸的設計 21 §3.1 萬向傳動的設計計算 21 §3.2 十字軸設計計算 22 §3.3 十字軸滾針軸承計算 23 §3.4 萬向節(jié)叉的設計計算 24 §3.5 傳動軸臨界轉速計算 27 6 §3.6 軸管強度設計計算 29 §3.7 傳動花鍵軸計算 29 結論 .31 參考文獻 .32 致謝 .33 外文資料譯文及原文 .34 7 前 言 改革開放以來，隨著國家經(jīng)濟的迅猛發(fā)展，汽車工業(yè)也在慢慢崛起，汽車在 我們?nèi)粘Ｉ钪姓紦?jù)了越來越重要的地位，車輛給人們出行帶來了極大地方便， 因此汽車工業(yè)也被國家放在了極其重要的地位，像吉利收購沃爾沃表明了我們國 內(nèi)企業(yè)正在逐步強大，因此能夠選擇車輛工程專業(yè)也是我認為一個非常正確的選 擇，而汽車設計室我們車輛工程專業(yè)學生畢業(yè)時的一個重要實踐環(huán)節(jié)。 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展,離合器也在原有的基礎上不斷改進和提高,以適應新的 使用條件。從國外的發(fā)展動向來看,汽車的性能在向高速發(fā)展,發(fā)動機的功率和轉 速不斷提高,載重汽車趨于大型化,國內(nèi)情況也類似于此。另外,離合器的使用條件 也日酷一日。因此,增加離合器的傳扭能力,提高其使用壽命,簡化操作已成為離合 器目前發(fā)展的趨勢。 離合器的結構形式雖然可以各不相同,但在使用中對它們的基本要求卻是一致 的。對汽車離合器的基本要求有以下幾點: ①能可靠地傳遞發(fā)動機的最大扭矩 ; ② 接合時要平順、柔和,使汽車起步時沒有抖動和沖擊; ③分離時要迅速徹底; ④離合 器從動部分的轉動慣量要小,以減輕汽車起步和換檔時變速器齒輪輪齒間的沖擊, 方便換檔; ⑤離合器的通風散熱應良好; ⑥高速回轉時要具有可靠的強度,應注意平 衡問題和離心力的影響; ⑦應使汽車傳動系避免共振 ,并具有吸收振動,緩和沖擊和 減少噪音的能力; ⑧操縱輕便; ⑨離合器的工作性能應保持穩(wěn)定,這就要求作用在摩 擦片上的總壓力要不因摩擦表面的磨損而變化,或者變化較小; ⑩要求使用壽命長。 此外,離合器也要盡量做到結構簡單,緊湊,制造工藝性好,維修方便,重量輕等等。 基于上述要求,離合器的壓緊彈簧從普遍采用的圓柱螺旋彈簧改為膜片彈簧, 其利甚多。首先,膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用,使零件數(shù)量減少, 重量減輕,離合器結構大為簡化,并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。其次,由于膜 片彈簧與壓盤以整個圓周接觸,使壓力分布均勻,摩擦片的接觸良好,磨損均勻,再者, 由于膜片彈簧具有非線性的特性,因此,可設計成當摩擦片磨損后,彈簧壓力幾乎可 以保護不變,且可減輕分離離合器時的踏板力,使操縱輕便。另外,膜片彈簧的安裝 集團對離合器軸的中心線來說是對稱的,因此它的壓緊力實際上不受離心力的影響。 膜片彈簧與螺旋彈簧的對比： 1、 制造工藝方面 膜片彈簧由彈簧鋼板沖制而成,而螺旋彈簧由鋼絲卷繞而 8 成,相比之下前者制造工藝性好。 2、 零件數(shù)量方面 膜片彈簧本身帶有分離爪,勿須另加分離桿,且一個離合 器只用一張膜片彈簧作為壓緊彈簧;而螺旋彈簧要另加分離桿 ,且一個離合器要用 若干個螺旋彈簧作為壓緊彈簧。相比之下前者零件數(shù)量少,結構緊湊;后者零件數(shù) 量多。零件數(shù)量少者,拆裝、維修方便省時;零件數(shù)量多則費時。 3、其他方面 (1) 螺旋彈簧其彈性特性為線性的,因此離合器的調(diào)整比較容易。而膜片彈簧 其彈性特性為非線性的,因而離合器的調(diào)整較困難。不過,適當選取 H/ h 的值,適合 汽車離合器使用的膜片彈簧總可以制造出來,只要我們掌握了膜片彈簧的特性,離 合器調(diào)整問題也可隨之解決。 (2) 膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧的制造成本高一些,但壽命也比螺旋 彈簧長一些。另外,膜片彈簧不受離心力的影響,而螺旋彈簧要受離心力影響,特別 是高速旋轉時,其影響不可忽視。 現(xiàn)代汽車向高速發(fā)展,離合器也向高速發(fā)展,壓緊彈簧在高轉速下工作,膜片彈 簧的優(yōu)越性會隨之顯示出來。膜片彈簧取代螺旋彈簧作為離合器壓緊彈簧勢所必 然。 9 第一章 離合器概述 §1.1 離合器的主要結構 一、 主動部分 主動部分包括飛輪、離合器蓋、壓盤等機件組成。這部分與發(fā)動機曲軸連在 一起。離合器蓋與飛輪靠螺栓連接，壓盤與離合器蓋之間是靠壓盤上的凸臺和離 合器蓋上的窗口傳遞轉矩的。 二、 從動部分 從動部分是由單片、雙片或多片從動盤所組成，它將主動部分通過摩擦傳來 的動力傳給變速器的輸入軸。從動盤由從動盤本體，摩擦片和從動盤轂三個基本 部分組成。為了避免轉動方向的共振，緩和傳動系受到的沖擊載荷，大多數(shù)汽車 都在離合器的從動盤上附裝有扭轉減震器。 三、 扭轉減振器 離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉矩經(jīng)飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側的摩擦片， 帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減振器盤轉動。從動盤本體和減振 器盤又通過四個減振器彈簧把轉矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所 以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉振動會使從動盤轂相 對于從動盤本體和減振器盤來回轉動，夾在它們之間的減震阻尼片靠摩擦消耗扭 轉振動的能量，將扭轉振動衰減下來。 為了使汽車能平穩(wěn)起步，離合器應能柔和接合，這就需要從動盤在軸向具有 一定彈性。為此，往往在動盤本體圓周部分，沿徑向和周向切槽。再將分割形成 的扇形部分沿周向翹曲成波浪形，兩側的兩片摩擦片分別與其對應的凸起部分相 鉚接，這樣從動盤被壓縮時，壓緊力沿翹曲的扇形部分被壓平而逐漸增大，從而 達到接合柔和的效果。 四、彈簧布置形式的選擇 周置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧，其結構簡單制造容易，因 10 此用較為廣泛。壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發(fā)動機最大轉速很 高時周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞轉 矩的能力隨之降低。此外，彈簧靠到它的定位面上，造成接觸部位嚴重磨損，甚 至出現(xiàn)彈簧斷裂的現(xiàn)象。 中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并 且布置在離合器的中心，此結構軸向尺寸較大。 膜片彈簧的結構主要特點是采用一個膜片代替?zhèn)鹘y(tǒng)的螺旋彈簧和分離杠桿。 起結構特點如下： 1、膜片彈簧的軸向尺寸較小而徑向尺寸很大,這有利于在提高離合器傳遞轉 矩能力的情況下離合器的軸向尺寸。 2、膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，故不需專門的分離杠桿，使離合 器結構大大的簡化，零件數(shù)目少，質(zhì)量輕。 3、由于膜片彈簧軸向尺寸小，所以可以適當增加壓盤的厚度，提高熱容量； 而且還可以在壓盤上增設散熱筋及在離合器蓋上開設較大的通風孔來改善散熱條 件。 4、膜片彈簧離合器的主要部件形狀簡單，可以采用沖壓加工，大批量生產(chǎn) 時可以降低生產(chǎn)成本。 故在本設計中選用了膜片彈簧離合器。 離合器按它的結構形式選擇 根據(jù)膜片彈簧分離指在分離時所受的力是推力還是受拉力，可分為推式和拉 式彈簧離合器。拉式與推式離合器最明顯的特征就是膜片彈簧安裝方向相反。 拉式膜片彈簧離合器與推式有其明顯的優(yōu)點： 1、減少中間支撐，零件數(shù)目相對要少。結構簡單，緊湊、質(zhì)量較輕。 2、由于取消了中間支撐，減少了摩擦損失，傳動效率高，使分離時的踏板 力更少， 3、拉式膜片彈簧無論在接合還是在分離時，膜片彈簧都與離合器蓋接觸， 不會產(chǎn)生噪聲和沖擊。 4、由于拉式膜片彈簧是以其中部壓緊壓盤，在壓盤大小相同的條件下可使 用直徑相對較大的膜片彈簧，從而實現(xiàn)在不增加分離時的操縱力的前提下，提高 壓盤的壓緊力和傳遞轉矩的能力；或在傳遞轉矩相同的條件下，減小壓盤的尺寸。 11 5、使用壽命相對要長。所以在本設計中選擇拉式離合器。 五、 操縱機構 操縱機構是為駕駛員控制離合器分離與接合程度的一套專設機構，它是由位 于離合器殼內(nèi)的分離杠桿（在膜片彈簧離合器中，膜片彈簧兼起分離杠桿的作用） 、分離軸承、分離套筒、分離叉、回位彈簧等機件組成的分離機構和位于離合器 殼外的離合器踏板及傳動機構、助力機構等組成。 §1.2 離合器的結構選擇 汽車離合器大多數(shù)是盤形摩擦離合器，按其從動盤數(shù)目可分為單片、雙片、 和多片三類；根據(jù)使用的壓緊彈簧布置形式不同，可分為圓周布置、中央布置和 斜向布置等形式；根據(jù)使用的壓緊彈簧不同，可分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈 簧和膜片彈簧離合器；根據(jù)分離時所受作用力的方向不同，可分為拉式和推式。 由上可知，本次設計選用拉式離合器。再設計離合器時主要根據(jù)車性的類別、使 用要求、制造條件以及“三化”要求等，合理選擇離合器的結構。 一、 從動盤的選擇 1.單片離合器 對乘用車和最大總質(zhì)量小于 6t 的商用車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在 布置尺寸容許的條件下，離合器通常只設有一片從動盤。單片離合器結構簡單， 軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保 證分離徹底，采用軸向有彈性的從動盤可保證結合平順。 2.雙片離合器 雙片離合器與單片離合器相比，由于摩擦面積增加一倍，因而傳遞轉矩的能力較 大；結合更為平順、柔和；在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較 ??；中間壓盤通風散熱較差，容易引起摩擦片過熱，加快其磨損甚至損壞；分離 行程較大，不易分離徹底，所以設計時在結構圖上必須采取相應的措施；軸向尺 寸較大，結構復雜；從動部分的轉動慣量較大。這種結構一般用在傳遞轉矩較大 且徑向尺寸受到限制的場合。 由于本次設計的自卸車轉矩較大，所以采用雙片離合器。 12 二、驅(qū)動方式的選擇 壓盤的驅(qū)動方式主要有凸塊-窗孔式、銷釘式、鍵塊式和傳動片多種。窗深入 離合器蓋對應的窗孔中。它結構簡單，但在使用中因接觸表面磨損間隙不斷增大， 從而定心精度不段降低，平衡性惡化。 銷釘式一般用與雙盤離合器中，鍵塊式一般用驅(qū)動中間壓盤。 傳動片式驅(qū)動方式中傳動片大都為周向布置，周向布置的傳動片常用 3 或 4 組，每組 2-3 片，當發(fā)動機驅(qū)動時傳動片受拉。傳動片式驅(qū)動機構無摩擦和磨損， 無傳動間隙、效率高、無噪聲、定心精度高，使用平衡性好。 采用傳動片式驅(qū)動機構。 三、 分離軸承的選擇 在汽車離合器中采用的分離軸承多為徑向止推軸承和止推軸承。前者適用于 高轉速、低軸荷的情況。后者則適用于低轉速、高軸向負荷的情況。因為分離軸 承與膜片彈簧間有周向滑動，同時也有徑向滑動。當兩者在旋轉不同心時，徑向 滑動加劇。為了消除因不同心引起的磨損，近年來在膜片彈簧離合器中廣泛采用 自動調(diào)心式分離軸承。 本次設計采用拉式自動調(diào)心式分離軸承裝置。 四、從動片 從動片由摩擦片、傳動鋼片、減震器和花鍵轂組成。 1. 摩擦片 在性能上的要求有摩擦系數(shù)穩(wěn)定，工作溫度，滑磨速度，單位壓力的變化對 性能影響??；足夠的耐磨性；足夠的機械強度；熱穩(wěn)定性，磨合性能好；并且有 利于接合平順；長期停放，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現(xiàn)象。 離合器所用摩擦片所用的材料有石棉基、燒結金屬、金屬陶瓷等材料。其中石棉 基摩擦材料價格低，密度小，應用廣泛。而在工作條件惡劣，工作溫度很高的離 合器中，燒結金屬和金屬陶瓷材料應用較多，故其耐高溫耐磨性好，傳熱性好， 摩擦系數(shù)較高，允許較大的單位壓力。但這種材料價格較高，密度大，不能保證 柔和接合。根據(jù)發(fā)動機的具體性能指標和汽車的使用條件選用石棉基摩擦材料。 摩擦片與傳動鋼片的鏈接有鉚接法和粘結法。鉚接發(fā)連接可靠，更換摩擦片方便， 適宜在傳動鋼片上裝波形彈簧片以獲得軸向彈性，應用廣泛。粘接法雖可充分利 用摩擦片厚度，增加摩擦面積，但摩擦片更換不便，無法在傳動鋼片上裝波形彈 13 簧片以獲得軸向彈性。 故采用鉚接法 2．減震器 扭轉減震器的主要有彈性元件和阻尼元件組成。為了避免不利的傳動吸共振， 降低傳動系噪聲，可采用兩三組剛度不同的彈簧，并將裝彈簧的窗口長度做成尺 度寸不一，利用彈簧先后起作用的方法獲得邊剛度特性。減震器中的阻尼元件常 采用摩擦片，靠傳動鋼片與減震盤間的連接鉚釘建立正壓力，這種方案簡單。 §1.3 離合器的工作原理 發(fā)動機飛輪是離合器的主動件，帶有摩擦片的從動盤和從動轂借滑動花鍵與 從動軸（即變速器的主動軸）相連。壓緊彈簧則將從動盤壓緊在飛輪端面上。發(fā) 動機轉矩即靠飛輪與從動盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動盤上，再由此經(jīng)過 從動軸和傳動系中一系列部件傳給驅(qū)動輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所 能傳遞的轉矩也越大。 由于汽車在行駛過程中，需經(jīng)常保持動力傳遞，而中斷傳動只是暫時的需要， 因此汽車離合器的主動部分和從動部分是經(jīng)常處于接合狀態(tài)的。摩擦副采用彈簧 壓緊裝置即是為了適應這一要求。當希望離合器分離時，只要踩下離合器操縱機 構中的踏板，套在分離套筒的環(huán)槽中的撥叉便推動分離叉克服壓緊彈簧的壓力向 松開的方向移動，而與飛輪分離，摩擦力消失，從而中斷了動力的傳遞。 當需要重新恢復動力傳遞時，為使汽車速度和發(fā)動機轉速變化比較平穩(wěn)，應 該適當控制離合器踏板回升的速度，使從動盤在壓緊彈簧壓力作用下，向接合的 方向移動與飛輪恢復接觸。二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應的摩擦力矩也逐 漸增加。當飛輪和從動盤接合還不緊密，二者之間摩擦力矩比較小時，二者可以 不同步旋轉，即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪和從動盤接合緊密程度的逐步增 大，二者轉速也漸趨相等。直到離合器完全接合而停止打滑時，汽車速度方能與 發(fā)動機轉速成正比。 14 15 第二章 離合器設計計算 §2.1 離合器設計要求 一、 能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩； 二、 接合過程要平順柔和，使汽車起步時沒有抖動和沖擊； 三、 分離時要迅速徹底； 四 、 離 合 器 從 動 部 分 的 轉 動 慣 量 要 小 ， 以 減 輕 換 檔 時 變 速 器 輪 齒 間 的 沖 擊 力 并 方 便 換 檔 ； 五 、 高 速 旋 轉 時 具 有 可 靠 的 強 度 ， 應 注 意 平 衡 并 免 受 離 心 力 的 影 響 ； 六 、 應 使 汽 車 傳 動 系 避 免 共 振 ， 具 有 吸 收 振 動 ， 沖 擊 和 減 小 噪 聲 的 能 力 ； 七 、 操 縱 輕 便 ， 工 作 性 能 穩(wěn) 定 ， 使 用 壽 命 長 。 以上這些要求中最重要的是使用可靠，壽命長以及生產(chǎn)和使用中的良好技術 經(jīng)濟指標和環(huán)保指標。 §2.2 離合器參數(shù)的選擇 一、摩擦片外徑的確定 摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構和使用壽命，她和 離合器所需傳遞的轉矩大小有一定的關系。發(fā)動機轉矩是重要參數(shù)，按發(fā)動機最 大轉矩 來選定 D 時，有下列公式可得：)(maxNTe? D = Error! No bookmark name given. = 413.6mm 330)(12maxcfZpTe?π β （ 2－ 1） 當摩擦片外徑 D 確定后，摩擦片內(nèi)徑 d 可根據(jù) d/D 在 0.53～0.70 之間來確定。 取 c = d/D =0.54 ，d = 0.6D = 0.54 413.6 =223.344 mm? 查摩擦片尺寸的系列化和標準化，選取標準摩擦片外徑 D=430mm,內(nèi)徑 16 d=230mm,厚度 h=4mm,內(nèi)外徑之比 C=0.535.驗算摩擦片最大圓周速度 =49.5165m/s （ 2—2）106??DnV? 式中：D—摩擦片外徑，mm; N—發(fā)動機最大功率時轉速，r/min; V—摩 擦 片 最 大 圓 周 速 度 ， m/s; 即滿足設計要求。 二、離合器后備系數(shù) 的確定? 后備系數(shù) 是離合器設計時應到的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動? 機最大轉矩的可靠程度。在選擇 時，應考慮以下幾點： 摩擦片在使用中磨損后，離合器還能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩； 要能防止離合器滑磨過大； 要能防止傳動系過載。 為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大， 不易選取太小，當使? 用條件惡劣，為提高起步能力，減小離合器滑磨， 應選取大些；采用柴油機時， 由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)， 選取值應大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波? 動越小， 可選取小些。? 考慮以上影響因素和所設計車型為重型自卸車，根據(jù) 的取值范圍? β=1.2 ～4，同時參考其它同類車型選取 。3? 三、單位壓力 0P 單位壓力 對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮 離合0 器的工作條件，發(fā)動機后備功率大小，摩擦片尺寸，材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等 因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數(shù)較小時， 應取小些；0P 當 摩 擦 片 外 徑 較 大 時 ， 為 降 低 摩 擦 片 外 源 出 的 熱 負 荷 ， 應 取 小 些 ； 后0 備 系 數(shù) 較 大 時 ， 可 適 當 增 大 。0P 采用石棉基材料時， 。Ma35.1.?? 四、離合器壓盤力的計算 摩擦離合器是靠摩擦表面的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉矩的。離合器的靜摩擦 17 力矩根據(jù)摩擦定律可表示為： (2—3)ccfFZRT? 式中： —為靜摩擦力矩，單位 N.m;cT F—摩 擦 面 間 的 靜 摩 擦 因 數(shù) ， 取 f=0.3; F—壓 盤 施 加 在 摩 擦 面 上 的 工 作 壓 力 ， 單 位 ： N; Z—摩 擦 面 數(shù) ， 為 從 動 盤 數(shù) 兩 倍 。 Z=2; —摩 擦 片 的 平 均 摩 擦 半 徑 ， 單 位 ： mm.cR 假 設 摩 擦 片 上 工 作 壓 力 均 勻 ， 則 有 ： （ 2—4）4)( 20dDPAF??? 式中： --摩擦面單位壓力，單位： ；0PaM A--一 個 摩 擦 面 的 面 積 ； D—摩 擦 片 外 徑 ， 單 位 ： mm; d—摩 擦 片 內(nèi) 徑 ， 單 位 ： mm. 摩 擦 片 的 平 均 摩 擦 半 徑 Rc 根 據(jù) 壓 力 均 勻 的 假 設 ， 可 表 示 （ 2—5） )(32 3dDc?? 將式（3—4）與（3—5）代入（3—3）得： （ 2—6） )1(230cfZPTc? 式中：c—摩擦片內(nèi)外徑之比，c=0.694. 即在 0.53-0.70 之間。 為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時 應大于發(fā)動機最大轉矩，即cT （ 2—7）maxecT?? 則根據(jù)以上相應計算公式及相關數(shù)據(jù)可得： 由（3—7）得： =3×1100=3300maxec 由（3—6）驗算單位壓力 ，則：0P)54.1(3.23.014. 3???? 在 所 要 求 范 圍 內(nèi) 。aM8.? 18 由式（3—5）： mRc 167.0)23.4.0(3???? 由公式（3—3）： NF.1940267.10 五、單位面積滑磨功 為 了 減 少 汽 車 起 步 過 程 中 離 合 器 的 滑 磨 ， 防 止 摩 擦 片 表 面 溫 度 過 高 而 發(fā) 生 燒 傷 ， 每 一 次 接 合 的 單 位 摩 擦 面 計 劃 磨 功 應 小 于 其 需 用 值 ， 即 ： （ 2—8） ][)(42wdDZWw???? 式 中 : w—單 位 摩 擦 面 積 滑 磨 功 （ )/2mJ [w]—許 用 單 位 摩 擦 面 積 劃 磨 功 ， 重 型 貨 車 ： [w]=0.25( ;2/mJ Z—摩 擦 面 數(shù) ， Z=4; D—摩 擦 片 外 徑 ， D=430mm; d—摩 擦 片 內(nèi) 徑 ， d=230mm; W—汽 車 起 步 時 離 合 器 接 合 一 次 產(chǎn) 生 總 滑 磨 功 （ J） 汽車起步時離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功（J）為： （ 2—9）20 218graeimn?? 式中： --汽車總質(zhì)量，單位：. ； a Kgma20? --輪 胎 滾 動 半 徑 ， 單 位 （ m） ；r r.95 --起 步 時 所 用 變 速 器 擋 位 的 傳 動 比 。 此 時 計 算 用 一 擋 起 步gi ；8.3? --主 減 速 器 傳 動 比 。 ； 0i 9.70?i --發(fā) 動 機 轉 速 。 。enin/15rne 由公式（3—9）可得： W = ( ) =162397.84 180n 2eπ graim(J) 19 由公式（3—8）可得： )/(216.0)340(21.8.69722mJw???? 即 滿足要求。/5.][mJ? 六、單位面積傳遞的轉矩 ：0cT 為了反映離合器傳遞轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小 于其許用值，即 （ 2—10）][)(4020cccTdDZT???? 式中各參數(shù)以及數(shù)值與前計算相同，則： 2220 /.104.)304(1.3 mNc ???? 即 。滿足要求。0/.18.][mTc??? §2.3 從動盤總成 從動盤有兩種結構型式，帶扭轉減震器的和不帶扭轉減震器的 。本次設計 從動盤為帶扭轉減震器的型式。 從動盤總成設計時應滿足以下幾個方面的要求： 為了減少變速器換擋時輪齒間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能?。?為了保證汽車平穩(wěn)起步，摩擦面片上的壓力分布更均勻等，從動盤應具有軸 向彈性； 為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減震器； 具有足夠的抗爆裂強度。 一、從動片： 設計從動片時，應盡量減輕其重量，并應使其質(zhì)量的分布盡可能地靠近旋轉 中心，以獲得最小的轉動慣量。從動片一般都做得比較薄，通常使用 1.3-2.5mm 厚的鋼板沖制而成。本次設計的重型自卸車車行使速度較低，最高車速不超過 55Km/h.柴油發(fā)動機最高轉速 。故取從動片厚度為 2.5mm.min/20rne? 20 為了使離合器接合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做 成具有軸向彈性的結構。這樣，在離合器的接合過程中，助動盤和從動盤之間的 壓力是逐漸增加的。 具有軸向彈性的從動片有整體式、分開式和組合式三種型式。比較三種形式 的優(yōu)缺點，本次所設計從動片采用整體式彈性從動片。整體式彈性從動片能達到 軸向彈性的要求，且生產(chǎn)效率高，生產(chǎn)成本低。 二、變速器第一軸軸徑的計算 軸的扭轉強度條件為： （ 2—11）][TTW???? 式中： --軸的扭轉切應力， ；aMP T—軸 所 傳 遞 的 轉 矩 ， N.mm; --軸 的 抗 扭 截 面 系 數(shù) ， ；3 對于實心軸，將 代入（3—11）可得：16/dT?? （ 2—12）33095(][nPcdT??? 由 可得：31?mnPcd4202.433??? 初 選 d=42mm。 三、從動盤轂： 發(fā)動機轉矩是經(jīng)從動盤轂的花鍵空輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔內(nèi)。 從動盤轂和變速器輸入州的花鍵接合方式采用齒側定心的矩形花鍵。 設計花鍵的結構尺寸時參照國標 GB1144-1974 的花鍵標準，從動盤轂花鍵尺 寸如下：花鍵齒數(shù)：n=18; 花鍵外徑：D=52mm ；花鍵內(nèi)徑 :d=41mm; 齒厚：b=6mm; 有效尺長： l=65mm. 為了保證從動盤轂在變速器輸入軸上滑動時不產(chǎn)生歪斜，影響離合器的徹的 分離，從動盤轂的軸向長度不宜過小，一般取其尺寸與花鍵外徑大小相同，對在 復雜情況下工作的離合器，其盤轂長度更大。由于花鍵損壞的主要形式是由于表 21 面受擠壓過大而全破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算。由公式： （ 2—13）nhlP?? 式中:P—花鍵的齒側面壓力，由下式確定： （ 2—14）ZdDTe)(4max? 式中：d,D—花鍵的內(nèi)外徑，mm; Z---從 動 盤 轂 的 數(shù) 目 ； --發(fā) 動 機 最 大 轉 矩 ， N.m;maxeT n—花 鍵 齒 數(shù) ； h—花 鍵 工 作 高 度 ,m.h=(D+d)/2; l—花 鍵 有 效 長 度 ， m. 由已知條件： NP.42150)04.52.(1????aMP3.968? 從動盤轂由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應力不應超過 20 。aMP 故所選花鍵尺寸滿足要求。 §2.4 壓盤和離合器蓋計算 一、壓盤幾何尺寸的確定： 在摩擦片的尺寸確定后，與它摩擦相接觸的壓盤內(nèi)外徑尺寸也就基本確定下 來了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結為如何去確定它的厚度。 壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點：1）壓盤應具有足夠的質(zhì)量，使每次接 合時的溫聲不致過高：2)壓盤營具有較大的剛度，以保證在受熱的情況下不致因 產(chǎn)生翹曲變形而影響離合器的徹底分離和磨擦片的均勻壓緊。 鑒 于 以 上 兩 原 因 ， 本 次 設 計 壓 盤 厚 度 取 20mm。 在 初 步 確 定 壓 盤 厚 度 以 后 ， 22 應 校 核 離 合 器 接 合 一 次 時 的 溫 升 ， 它 不 應 超 過 。c018? 校核計算公式： （ 2—15）cmL??? 式中： --溫升， ；?C0 L—滑 磨 功 ， N.m; --分 配 到 壓 盤 上 的 滑 磨 功 所 占 的 百 分 比 ， 單 片 離 合 器 壓 盤? ；50.? c—壓 盤 的 熱 容 量 ， 對 鑄 鐵 壓 盤 ： ；)./(4.81KgJc? m—壓 盤 質(zhì) 量 ， ．Kgv 79.02.3.2108.74???? °6.394.1805.???? 二、離合器蓋設計： 離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩給壓盤。 此外它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。離合器分離桿支承在離合器蓋 上，如果蓋的剛度不夠，則當離合器分離時，可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形，這樣 就會降低離合器操縱部分的傳動效率，嚴重時可能導致分離不徹底，引起摩擦片 的早期磨損，還會造成變速器換擋困難。 離合器蓋常采用厚度越為 的碳鋼板沖壓而成。m53? §2.5 膜片彈簧的設計與計算 一、主要參數(shù)的選擇 1.比值 H/h 和 h 選擇 汽車用的膜片彈簧 H/h 一般為 1.6~2.2，板厚 h 為 2~4，所以 參數(shù)選為： h=4.0 故 H=（1.5~2.0 ） ，h=3~4，取為 8。 H/h=2。 23 2、 比值 R/r 及 R，r 的選擇： 因為摩擦片的平均半徑： = =165C4230? 研究表明：R/r 越大，彈簧材料利用率于低，彈簧越硬彈性曲線受直徑誤差 的影響越大，且應力越高。根據(jù)結構布置和壓緊力的要求，R/r 一般為 1.5~1.1。 所以： R=212 r=165 R/r=1.28 3、a 的選擇 a 值一般在 范圍內(nèi)09~15 a=9.98° 故符合要求。 4、 n 的選擇 n 取為 18。 膜片彈簧的優(yōu)化設計 5、約束條件 應保證所設計的彈簧工作壓緊力與要求壓緊力相等，即 1587BrFN?? 為了保證各工作點有較合適的工作位置，應正確選擇 相對與 的位置，?H 一般： 10.8~BH??112.8674()()0.825Rr?? 故符合要求。 為了摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞發(fā)動機的轉矩，并考慮到摩擦因數(shù)的下降， 應使： 1ABF? 因 =2633.675 =15871AF1BF 24 故符合要求。 為了滿足離合器使用性能的要求應使： 9 1.62.Hh?0015()HaRr??? 因 =1.7 9.98°? 故符合要求。 彈簧各部分有關尺寸應符合一定的范圍內(nèi)，即： 1.0.35Rr?0.5.Rr? 28.6r?5.63821r?。 故符合要求。 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，應使： 1 ()42Ddr?? 因 56 故符合要求。 6.、 根據(jù)彈簧結構布置的要求,應使 10764fRr?? 符合要求。 7、磨片彈簧的分離指起分離杠桿作用,因此其杠桿比應在一定范 圍內(nèi)選取,即： 25 0.975.63r 0.9r5.311???Rff 故符合要求。 §2.6 扭轉減震器計算 一、極限轉矩 ：極限轉矩為減震器在消除限位銷與從動盤轂缺口間?Tj 的間隙時所能傳遞的最大轉矩 。 T =3x1000=3000N/mj 二、減震彈簧的位置半徑 ： R。=0.6x230/2=69mm?。 三、減震彈簧個數(shù) Z：摩擦片外徑 D=430mm，根據(jù)推薦選取減震彈簧個 數(shù) Z=8。 四、減震彈簧總壓力 ：當限位銷與從動盤轂之間的間隙被消除，減震?P 彈簧傳遞轉矩達最大值 時，減震彈簧受到的壓力 為：jT?P 085./42190.5jPTRN??? 單個減震彈簧壓力： 6/318.4?? §2.7 離合器操縱系統(tǒng)設計 一、踏板位置 離合器踏板位置以人體左右對稱中心外準向左移 80-100mm，作為離合器踏 板中心線的位置 。 26 二、踏板行程 離合器踏板最大行程是指從踏板最高點所劃過的距離。踏板最大行程應小于 175mm 。 三、踏板力 對于一定的離合器總成，離合器踏板力取決于離合器分離軸承的輸出力及操 縱系統(tǒng)的傳動比，加大傳動比會使踏板力減小但行程增加。踏板力大小直接影響 到對離合器操縱的輕便性。一般來說，對于轎車和輕型卡車，其踏板力為：輕的 踏板力小于 100N ，較重的踏板力大于 130N 。 四、離合器操縱傳動 常用的離合器操縱傳動由機械式和液壓式。本次設計采用液壓式。 第三章 傳動軸設計計算 傳動軸總成主要由傳動軸及其兩端焊接的花鍵軸和萬向節(jié)叉組成。傳動軸中 一般設有由滑動叉和花鍵軸組成的滑動花鍵，以實現(xiàn)傳動長度的變化。為了減小 滑動花鍵的軸向滑動阻力和磨損，有時對花鍵齒進行磷化處理或噴涂尼龍層；有 的則在花鍵槽中放入滾針、滾柱或滾珠等滾動元件，以滾動摩擦代替滑動摩擦， 27 提高傳動效率。但這種結構較復雜，成本較高。有時對于有嚴重沖擊載荷的傳動， 還采用具有彈性的傳動軸。傳動軸上的花鍵應有潤滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽 間隙不宜過大，且應按對應標記裝配，以免裝錯破壞傳動軸總成的動平衡。 傳動軸的長度和夾角及它們的變化范圍由汽車總布置設計決定。設計時應保 證在傳動軸長度處在最大值時，花鍵套與軸有足夠的配合長度；而在長度處在最 小時不頂死。傳動軸夾角的大小直接影響到萬向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬 向傳動的效率和十字軸旋轉的不均勻性。 §3.1 萬向傳動的計算載荷 萬向節(jié)傳動軸因布置位置不同，計算載荷是不同的。本次設計傳動軸布置在 變速器與驅(qū)動橋之間。計算載荷的設計方法有三種：1）按發(fā)動機最大轉矩和一 擋傳動比來確定；2）按驅(qū)動輪打滑來確定；3）按日常平均使用轉矩來確定。 在此設計中采用根據(jù)發(fā)動機最大轉矩和一擋傳動比來計算。由公式： （3—1）n ikTKfedse?1max? 式 中 ： —傳 動 軸 計 算 載 荷 ， 單 位 ： ；s mN. —猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，在此取 =2；d dK —發(fā)動機最大轉矩，單位：N.m；maxeT K —液力變矩器變矩系數(shù)，k=1; —變速器一擋傳動比，i=8.38；1i —分動器傳動比， ；f 1?fi —發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率， ％；? 98?? n—計算驅(qū)動橋數(shù)，為 1。 由公式（3—1）： 2574.60.9847.1seTNm???? 對萬向傳動軸進行靜強度計算時，計算載荷 取 ，安全系數(shù)一般取 2.5-sTe 3.0 。 28 §3.2 十字軸設計計算 十字軸萬向節(jié)的損壞形式主要有 十字軸軸頸和滾針軸承的磨損，十字軸軸 頸和滾針軸承碗工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。一般情況下，當磨損或壓痕超過 0.15mm 時，十字軸萬向節(jié)便應報廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部的斷裂， 所以在設計十字軸萬向節(jié)時，應保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強度。 本次設計參考《底盤設計》 （吉林工業(yè)大學出版） ，根據(jù)不同噸位載重汽車的 十字軸總成初選其尺寸： 十 字 軸 ： H=84mm d=20mm h=16mm 201? 設各滾針對十字軸軸頸作用力的合力為 F，則： （ 3—2）?cos2rTF? 式中： --萬向傳動的計算轉矩， ；sTN.8147 r--合 力 F 作 用 線 到 十 字 軸 中 心 之 間 的 距 離 ， r=37mm； --萬 向 傳 動 的 最 大 夾 角 ， 取 。?'029? 則由式（4—2）可得: NF2.5349cos037.81'0??? 十字軸軸頸根部的彎曲應力 應滿足：w? （ 3—3）][)(421wdFs??? 式 中 ： --十 字 軸 軸 頸 根 部 彎 曲 應 力 ， 單 位 ： ；? aMP --十 字 軸 軸 頸 直 徑 ， ；1dm1? --十 字 軸 油 道 孔 直 徑 ， ；2 d82 s--合 力 F 作 用 線 到 軸 頸 根 部 的 距 離 ， s=12mm； --彎 曲 許 用 值 ， 為 。][w?aP350? 由公式（4—3）可得： aw M8.16)20(154???? 滿足強度要求。 十字軸軸頸的切應力 應滿足：? 29 （ 3—4）][)(421??????dF 則由已知數(shù)據(jù)可得： aMP.6)820(14.3.54??? 滿足切應力許用范圍 。)120(? §3.3 十字軸滾針軸承的計算 滾針軸承中的滾針直徑一般不小于 1.6mm，以免壓碎。而且差別要小，否則 會加重載荷在滾針間分配的不均勻性。一般控制在 0.003mm 以內(nèi)。滾針軸承徑向 間隙過大時，承受載荷的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性；而間隙過小時， 有可能出現(xiàn)所熱卡住或因贓物阻滯卡住，合適的間隙為 0.009-0.095mm .滾針軸承 得軸向總間隙以 0.08-0.30mm 為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度。使其既 有較高的承載能力，又不致因滾針果場發(fā)生歪斜而造成應力集中。滾針得軸向間 隙一般不超過 0.2-0.4mm 。 滾針軸承的接觸應力為： （ 3—5） bnj LFd)1(270??? 式中： --滾針直徑， ；0dm30 --十 字 軸 軸 頸 直 徑 ， ；1 21? --滾 針 工 作 長 度 ， 。bLb4 其 中 ， 為 合 力 F 作 用 下 一 個 滾 針 所 受 的 最 大 載 荷 （ N） ， 可 有 下 式 求n 得 : (3—6) iZn6.4? 式中：i—滾針列數(shù)，i=1； Z—每 列 中 滾 針 數(shù) ， Z=22 。 則: NFn 1.921.536.4??? 30 由公式（4—5）可得: mpaj 2014.39)20(7????? 當滾針和十字軸軸頸表面硬度在 58HRC 以上時，許用接觸應力為 3000-3200 ，即滿足接觸強度要求。aMP 計算結果: 滾針直徑 ；d30? 工 作 高 度 ；mLb14 列 數(shù) i=1； 單 列 滾 針 數(shù) Z=22 §3.4 萬向節(jié)叉的設計計算 由于十字軸萬向節(jié)主、從動叉軸轉矩 、 的作用，在主、從動萬向節(jié)叉1T2 上產(chǎn)生相應的切向力 、 和軸向力 、 。1tF2t aF 圖 3-1 作 用 在 萬 向 節(jié) 叉 及 十 字 軸 上 的 力 （ a） 初 始 位 置 時 ； （ b） 主 動 叉 軸 轉 角 時 02??019?? （ 3—7）????21112 1112 tansiincos)(tacos/)2i??RTFat 式中：R —切向力作用線與萬向節(jié)叉軸之間的距離； --轉 向 節(jié) 主 動 叉 軸 之 轉 角 ；1 31 --轉 向 節(jié) 主 、 從 動 叉 軸 之 夾 角 。? 在十字軸軸線所在平面內(nèi)并作用于十字軸的切向力與軸向力的合力為： （ 3—8）???21tansi2??RQ 圖（a）為主動叉位于與初始位置的受力狀況，此時 ， 達最021??2aF 大值： （ 3—9）sin)2(12TFa? 圖（b）為主動叉軸轉角 時的受力狀況，這時 、 及 均達最019??O2t1a 大值： （ 3—10）?tan)2/(cos1max12 aRTFOt? 圖 3-2 萬 向 節(jié) 叉 危 險 截 面 示 意 圖 萬向節(jié)叉在 力作用下承受彎曲和扭轉載荷，在截面 B-B 處，彎曲應力maxO 和扭轉應力 分別為：w?t? （ 3—11）ttWa emx?? 式中: 、 --抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù) ，對于本設計中矩形截面：t 32 （ 3—12）6/2bhW?2khbt? 根據(jù)相關設計參數(shù)可知： H=60mm b=18mm k=0.267 a=16mm e=45mm 則： 2 8/4/ ????h 09.57?kt NRTO 2.53)4cos372(1.)cos/( '1max ??? aw MPWe 8.28.04536?? tt 195./ax ?? 萬向節(jié)叉由 45 鋼制造，其彎曲應力 不應大于 ，扭轉應力w?a)0( 不應大于 。而設計計算所得結果滿足條件要求。t?aMP)1608(? §3.5 傳動軸臨界轉速計算 萬向傳動軸的結構與其所連接的萬向節(jié)的結構有關。通常，萬向傳動軸由中 間部分和端部組成，中間部分可為實心軸或為空心軸管。本次設計采用空心軸管。 空心的軸管具有較小的質(zhì)量但能傳遞較大的轉矩，且較實心軸具有更高的臨界轉 速，故用作汽車傳動系的萬向傳動軸。 傳動軸管由低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成，軸管外徑及內(nèi)徑是根據(jù)所傳遞最 大轉矩、最高轉速及長度按有關標準（YB242-63）選定，并校核臨界轉速及扭矩 強度。 傳動軸的臨界轉速與其長度及斷面尺寸等有關。由于沿軸管表面鋼材質(zhì)量分 布的不均勻性以及在旋轉使其本身質(zhì)量產(chǎn)生的離心力所引起的靜撓度，使軸管產(chǎn) 生彎曲應力，后者在一定的轉速下會導致軸管的斷裂。所謂傳動軸的臨界轉速是 指旋轉軸失去穩(wěn)定的最低轉速，它決定于傳動軸的尺寸、結構及其支撐情況。為 了確定臨界轉速，可研究一下兩端自由支撐與剛性球鉸上的軸（見下圖）： 33 圖 3-3 傳 動 軸 臨 界 轉 速 計 算 示 意 圖 設軸的質(zhì)量 m 集中于 O 點，且 O 點偏離旋轉軸線的量為 e，當軸以角速度 旋轉時，產(chǎn)生的離心力為：? )(yeF?? 式中：y—軸在其離心力作用下產(chǎn)生的撓度。 與離心力相平衡的彈性力為： cP 式中：c—周的側向剛度，對于質(zhì)量分布均勻且兩端自由地支撐于球形鉸接 的軸，其側向剛度為： )/(53843LEJ? E—材 料 的 彈 性 模 量 ， 可 取 ；aMPE510.2?? J—軸 管 截 面 的 抗 彎 慣 性 矩 。64/)]([4dDJ?? 因 cyPemF???2? 故有： )/(2y 認為在達到臨界轉速的角速度 時，傳動軸將破壞，即 ，則有：c???y 0??m （ 3—13）c 傳動軸管： ??LdDm)]([25.02?? 式中：D、d—軸管的外徑及內(nèi)徑，mm. D=60mm,d=56mm; 34 L—傳 動 軸 的 支 撐 長 度 ， 取 兩 萬 向 節(jié) 之 中 心 距 ， mm； --軸 管 材 料 的 密 度 ， 對 于 鋼 ；? 35/108.Kg???? 將上述 c、J 及 m 的表達式代入（4-13） ，令 cn?? 則得傳動軸的臨界轉速 為：in)/(rc （ 3—14）2810.LdDnc??? 由于傳動軸動平衡的誤差，伸縮花間聯(lián)接的間隙以及支承的非剛性等，傳動 軸的實際臨界轉速要低于所計算的臨界轉速。因此引進安全系數(shù) K，并?。?0.21/max??nKc 式中： --相應于最高車速時傳動軸最大轉速，r/min; --傳 動 軸 臨 界 轉 速 ,r/min;c 在本次設計中，已知 D=60mm，d=56mm,L=460mm; i/1054.640612. 328 rnc ????? 已知發(fā)動機額定轉速 。maxnn 安全系數(shù) 。3.5/8.K §3.6 軸管強度計算 萬向傳動軸的尺寸除了要有足夠的扭轉強度，傳動軸的最大扭轉應力 可按下式計算：)(aMP? （ 3—15）tdgeWKiT/1mx? 式中： --發(fā)動機最大轉矩，N.m;a --變 速 器 一 擋 傳 動 比 ；1gi --動 載 系 數(shù) ；d --抗 扭 截 面 系 數(shù) 。t 傳動軸采用空心結構，則： （ 3—16）)(164dDT???? 式中：T—傳動軸計算轉矩，T=474810N.mm； 35 D d—傳 動 軸 管 的 外 徑 和 內(nèi) 徑 ， D=60mm,d=56mm;aMP3.1)560(14.3784????? 傳動軸管扭轉應力不大于 ，安全系數(shù) 。a058.9310?K §3.7 傳動軸花鍵軸的計算 對于傳動軸上的花鍵軸，應保證在傳遞轉矩時有足夠的扭轉強度。通常以底 徑計算其扭轉且應力。 （ 3—17）316hdTs??? 式中: --傳動花鍵軸的扭轉切應力； --傳 動 軸 傳 遞 載 荷 ；s --花 鍵 軸 的 花 鍵 內(nèi) 徑 ；hd 軸的許用扭轉切應力為 ，可初取花鍵軸直徑計算，然后進行強度校aMP30 核。取 ，則：mh36?a7.180.142?? 安全系數(shù)為 ， 。即滿足要求。6.3?K 傳動軸滑動花鍵采用矩形花鍵，齒側擠壓應力為： （ 3—18）0 ')2)(4(nLdDThhhsy???? 式中： --花鍵處轉矩分布不均勻系數(shù)。 =1.3-1.4 ；'K'K --花 鍵 外 徑 ， 取 ；h mh43? --花 鍵 內(nèi) 徑 ， 取 ；dd6 --花 鍵 的 有 效 工 作 長 度 ， ；hLLh --花 鍵 齒 數(shù) ， 14 ； 則 ：0n 36 ay MP51.4017)2364()3(819???????? 對于齒面硬度大于 35HRC 的滑動花鍵，齒側許用擠壓應力為 。aMP502? 故安全系數(shù) ，滿足要求強度。54.1./??K 根據(jù)以前計算傳動軸管強度，可取滑動叉軸直徑為 56mm 。 37 第四章 結 論 在本次設計的整個過程中，首先要做的是對所設計整車有一個全面的、系統(tǒng) 的、整體的認識，明確各自的任務以及與整車設計過程中的聯(lián)系。在這次設計中， 我個人承擔了離合器及傳動軸連部分的設計任務。 離合器是汽車傳動系中的重要組成部分它的性能好壞直接影響整車的整體性 能。在本次設計中，首先對離合器的類型和各自的特點進行分析，然后結合所設 計整車的性能要求確定離合器的結構型式。接下來根據(jù)所確定離合器的形式，按 照離合器設計要求，對每個零件進行設計計算。其中最重要的是確定離合器的后 備系數(shù)、摩擦片的內(nèi)外徑大小、從動盤轂連接花鍵齒、壓盤厚度以及離合器蓋等 的各個參數(shù)。并在計算過程中，注重個零部件之間的相互聯(lián)系，即滿足相互之間 的約束條件關系。本次設計的膜片彈簧離合器經(jīng)計算校核能夠滿足所需設計要求。 傳動軸同離合器一樣，在汽車傳動系中起著重要的作用。傳動軸設計過程中 最重要的就是傳動軸的動平衡以及臨界轉速的校核。此次設計的中型載貨汽車， 根據(jù)其使用要求和使用條件，同時參考同類車型的設計特點。在設計中采用十字 軸式萬向節(jié)。通過一系列參數(shù)的計算和校核，十字軸式萬向節(jié)能夠滿足設計的要 求。傳動軸連接花鍵的設計也是設計過程中重要的一環(huán)?；ㄦI齒強度和有效接合 長度直