《畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-中型載貨汽車(chē)離合器及傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)（全套圖紙）》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-中型載貨汽車(chē)離合器及傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)（全套圖紙）（34頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 第一章 前 言 隨著汽車(chē)工業(yè)的發(fā)展,離合器也在原有的基礎(chǔ)上不斷改進(jìn)和提高,以適應(yīng)新的使用條件。從國(guó)外的發(fā)展動(dòng)向來(lái)看,汽車(chē)的性能在向高速發(fā)展,發(fā)動(dòng)機(jī)的功率和轉(zhuǎn)速不斷提高,載重汽車(chē)趨于大型化,國(guó)內(nèi)情況也類(lèi)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(jiǎn)化操作已成為離合器目前發(fā)展的趨勢(shì)。 全套圖紙加153893706 離合器的結(jié)構(gòu)形式雖然可以各不相同,但在使用中對(duì)它們的基本要求卻是一致的。對(duì)汽車(chē)離合器的基本要求有以下幾點(diǎn): ①能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩; ②接合時(shí)要平順、柔和,使汽車(chē)起步時(shí)沒(méi)有抖動(dòng)和沖擊; ③分離時(shí)要迅速?gòu)氐? ④

2、離合器從動(dòng)部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小,以減輕汽車(chē)起步和換檔時(shí)變速器齒輪輪齒間的沖擊,方便換檔; ⑤離合器的通風(fēng)散熱應(yīng)良好; ⑥高速回轉(zhuǎn)時(shí)要具有可靠的強(qiáng)度,應(yīng)注意平衡問(wèn)題和離心力的影響; ⑦應(yīng)使汽車(chē)傳動(dòng)系避免共振,并具有吸收振動(dòng),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(yīng)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(zhǎng)。此外,離合器也要盡量做到結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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

3、減少,重量減輕,離合器結(jié)構(gòu)大為簡(jiǎn)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(pán)以整個(gè)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(shè)計(jì)成當(dāng)摩擦片磨損后,彈簧壓力幾乎可以保護(hù)不變,且可減輕分離離合器時(shí)的踏板力,使操縱輕便。另外,膜片彈簧的安裝集團(tuán)對(duì)離合器軸的中心線來(lái)說(shuō)是對(duì)稱(chēng)的,因此它的壓緊力實(shí)際上不受離心力的影響。 膜片彈簧與螺旋彈簧的對(duì)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(gè)離合器只用一張膜

4、片彈簧作為壓緊彈簧;而螺旋彈簧要另加分離桿,且一個(gè)離合器要用若干個(gè)螺旋彈簧作為壓緊彈簧。相比之下前者零件數(shù)量少,結(jié)構(gòu)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(shí);零件數(shù)量多則費(fèi)時(shí)。 3、其他方面 (1) 螺旋彈簧其彈性特性為線性的,因此離合的調(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(guò),適當(dāng)選取H/ h 的值,適合汽車(chē)離合器使用的膜片彈簧總可以制造出來(lái),只要我們掌握了膜片彈簧的特性,離合器調(diào)整問(wèn)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(zhǎng)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

5、響,特別是高速旋轉(zhuǎn)時(shí),其影響不可忽視。 現(xiàn)代汽車(chē)向高速發(fā)展,離合器也向高速發(fā)展,壓緊彈簧在高轉(zhuǎn)速下工作,膜片彈簧的優(yōu)越性會(huì)隨之顯示出來(lái)。膜片彈簧取代螺旋彈簧作為離合器壓緊彈簧勢(shì)所必然。 第二章 離合器概述 §2.1離合器的主要結(jié)構(gòu) 一、 主動(dòng)部分 主動(dòng)部分包括飛輪、離合器蓋、壓盤(pán)等機(jī)件組成。這部分與發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸連在一起。離合器蓋與飛輪靠螺栓連接，壓盤(pán)與離合器蓋之間是靠壓盤(pán)上的凸臺(tái)和離合器蓋上的窗口傳遞轉(zhuǎn)矩的。 二、 從動(dòng)部分 從動(dòng)部分是由單片、雙片或多片從動(dòng)盤(pán)所組成，它將主動(dòng)部分通過(guò)摩擦傳來(lái)的動(dòng)力傳給變速器的輸入軸。從動(dòng)盤(pán)由從動(dòng)盤(pán)本體，摩擦片和從動(dòng)盤(pán)轂三個(gè)基本

6、部分組成。為了避免轉(zhuǎn)動(dòng)方向的共振，緩和傳動(dòng)系受到的沖擊載荷，大多數(shù)汽車(chē)都在離合器的從動(dòng)盤(pán)上附裝有扭轉(zhuǎn)減震器。 三、 扭轉(zhuǎn)減振器 離合器接合時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)飛輪和壓盤(pán)傳給了從動(dòng)盤(pán)兩側(cè)的摩擦片，帶動(dòng)從動(dòng)盤(pán)本體和與從動(dòng)盤(pán)本體鉚接在一起的減振器盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)。從動(dòng)盤(pán)本體和減振器盤(pán)又通過(guò)四個(gè)減振器彈簧把轉(zhuǎn)矩傳給了從動(dòng)盤(pán)轂。因?yàn)橛袕椥原h(huán)節(jié)的作用，所以傳動(dòng)系受的轉(zhuǎn)動(dòng)沖擊可以在此得到緩和。傳動(dòng)系中的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)會(huì)使從動(dòng)盤(pán)轂相對(duì)于從動(dòng)盤(pán)本體和減振器盤(pán)來(lái)回轉(zhuǎn)動(dòng)，夾在它們之間的減震阻尼片靠摩擦消耗扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的能量，將扭轉(zhuǎn)振動(dòng)衰減下來(lái)。 為了使汽車(chē)能平穩(wěn)起步，離合器應(yīng)能柔和接合，這就需要從動(dòng)盤(pán)在軸向具有一定彈性。為此

7、，往往在動(dòng)盤(pán)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(cè)的兩片摩擦片分別與其對(duì)應(yīng)的凸起部分相鉚接，這樣從動(dòng)盤(pán)被壓縮時(shí)，壓緊力沿翹曲的扇形部分被壓平而逐漸增大，從而達(dá)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(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單制造容易，因此用較為廣泛。壓緊彈簧直接與壓盤(pán)接觸，易受熱退火，且當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速很高時(shí)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(zhuǎn)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(yán)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(gè)圓柱螺旋或用一個(gè)圓錐彈簧

8、作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，此結(jié)構(gòu)軸向尺寸較大。 膜片彈簧的結(jié)構(gòu)主要特點(diǎn)是采用一個(gè)膜片代替?zhèn)鹘y(tǒng)的螺旋彈簧和分離杠桿。起結(jié)構(gòu)特點(diǎn)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(zhuǎn)矩能力的情況下離合器的軸向尺寸。 2、膜片彈簧的分離指器分離杠桿的作用，故不需專(zhuān)門(mén)的分離杠桿，使離合器結(jié)構(gòu)大大的簡(jiǎn)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(dāng)增加壓盤(pán)的厚度，提高熱容量；而且還可以在壓盤(pán)上增設(shè)散熱筋及在離合器蓋上開(kāi)設(shè)較大的通風(fēng)孔來(lái)改善散熱條件。 4、膜片彈簧離合器的主要部件形狀簡(jiǎn)單，可以采用沖壓加工，大批量生產(chǎn)時(shí)可以降低生產(chǎn)成本。

9、故在本設(shè)計(jì)中選用了膜片彈簧離合器。 離合器按它的結(jié)構(gòu)形式選擇 根據(jù)膜片彈簧分離指在分離時(shí)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(diǎn)： 1、減少中間支撐，零件數(shù)目相對(duì)要少。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(dòng)效率高，使分離時(shí)的踏板力更少， 3、拉式膜片彈簧無(wú)論在接合還是在分離時(shí)，膜片彈簧都與離合器蓋接觸，不會(huì)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(pán)，在壓盤(pán)大小相同的條件下可使用直徑相對(duì)較大的膜片彈簧，從而實(shí)現(xiàn)在不增加分離時(shí)的操

10、縱力的前提下，提高壓盤(pán)的壓緊力和傳遞轉(zhuǎn)矩的能力；或在傳遞轉(zhuǎn)矩相同的條件下，減小壓盤(pán)的尺寸。 5、使用壽命相對(duì)要長(zhǎng)。所以在本設(shè)計(jì)中選擇拉式離合器。 五、 操縱機(jī)構(gòu) 操縱機(jī)構(gòu)是為駕駛員控制離合器分離與接合程度的一套專(zhuān)設(shè)機(jī)構(gòu)，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(jī)件組成的分離機(jī)構(gòu)和位于離合器殼外的離合器踏板及傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、助力機(jī)構(gòu)等組成。 §2.2 離合器的工作原理 發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪是離合器的主動(dòng)件，帶有摩擦片的從動(dòng)盤(pán)和從動(dòng)轂借滑動(dòng)花鍵與從動(dòng)軸（即變速器的主動(dòng)軸）相連。壓緊彈簧則將從動(dòng)盤(pán)壓緊在飛輪端面上。發(fā)

11、動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩即靠飛輪與從動(dòng)盤(pán)接觸面之間的摩擦作用而傳到從動(dòng)盤(pán)上，再由此經(jīng)過(guò)從動(dòng)軸和傳動(dòng)系中一系列部件傳給驅(qū)動(dòng)輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉(zhuǎn)矩也越大。 由于汽車(chē)在行駛過(guò)程中，需經(jīng)常保持動(dòng)力傳遞，而中斷傳動(dòng)只是暫時(shí)的需要，因此汽車(chē)離合器的主動(dòng)部分和從動(dòng)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(yīng)這一要求。當(dāng)希望離合器分離時(shí)，只要踩下離合器操縱機(jī)構(gòu)中的踏板，套在分離套筒的環(huán)槽中的撥叉便推動(dòng)分離叉克服壓緊彈簧的壓力向松開(kāi)的方向移動(dòng)，而與飛輪分離，摩擦力消失，從而中斷了動(dòng)力的傳遞。 當(dāng)需要重新恢復(fù)動(dòng)力傳遞時(shí)，為使汽車(chē)速度和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化比較平穩(wěn)，應(yīng)該適當(dāng)控制離合器踏板回

12、升的速度，使從動(dòng)盤(pán)在壓緊彈簧壓力作用下，向接合的方向移動(dòng)與飛輪恢復(fù)接觸。二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應(yīng)的摩擦力矩也逐漸增加。當(dāng)飛輪和從動(dòng)盤(pán)接合還不緊密，二者之間摩擦力矩比較小時(shí)，二者可以不同步旋轉(zhuǎn)，即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪和從動(dòng)盤(pán)接合緊密程度的逐步增大，二者轉(zhuǎn)速也漸趨相等。直到離合器完全接合而停止打滑時(shí)，汽車(chē)速度方能與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速成正比。 第三章 離合器設(shè)計(jì)計(jì)算 §3.1 離合器設(shè)計(jì)要求 一、 能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩； 二、 接合過(guò)程要平順柔和，使汽車(chē)起步時(shí)沒(méi)有抖動(dòng)和沖擊； 三、 分離時(shí)要迅速?gòu)氐祝? 四、 離合器從動(dòng)部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小，

13、以減輕換檔時(shí)變速器輪齒間的沖擊力并方便換檔； 五、 高速旋轉(zhuǎn)時(shí)具有可靠的強(qiáng)度，應(yīng)注意平衡并免受離心力的影響； 六、 應(yīng)使汽車(chē)傳動(dòng)系避免共振，具有吸收振動(dòng)，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(zhǎng)。 以上這些要求中最重要的是使用可靠，壽命長(zhǎng)以及生產(chǎn)和使用中的良好技術(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)和環(huán)保指標(biāo)。 §3.2 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(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)和使用壽命，她和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小有一定的關(guān)系。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩是重要參數(shù)，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩來(lái)選定D時(shí)，有下列公式可得： （3－1）

14、 根據(jù)所設(shè)計(jì)的車(chē)型和采用單片摩擦片，則A=36。由（2－1）得： 查摩擦片尺寸的系列化和標(biāo)準(zhǔn)化，選取標(biāo)準(zhǔn)摩擦片外徑D=325mm,內(nèi)徑d=190mm,厚度h=3.5mm,內(nèi)外徑之比，單位面積.驗(yàn)算摩擦片最大圓周速度 （3—2） 式中：D—摩擦片外徑，mm; N—發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速，r/min; V—摩擦片最大圓周速度，m/s; 即滿足設(shè)計(jì)要求。 二、離合器后備系數(shù)的確定： 后備系數(shù)是離合器設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)到的一個(gè)重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時(shí)，應(yīng)考慮以下幾點(diǎn)： 摩擦片在使用中磨損后，離合器還能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；

15、要能防止離合器滑磨過(guò)大； 要能防止傳動(dòng)系過(guò)載。 為可靠傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨過(guò)大，不易選取太小，當(dāng)使用條件惡劣，為提高起步能力，減小離合器滑磨，應(yīng)選取大些；采用柴油機(jī)時(shí)，由于工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取值應(yīng)大些；發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動(dòng)越小，可選取小些。 考慮以上影響因素和所設(shè)計(jì)車(chē)型為農(nóng)用運(yùn)輸車(chē)，采用單缸柴油機(jī)，根據(jù)的取值范圍β=1.7～2.25，同時(shí)參考其它同類(lèi)車(chē)型選取。 三、單位壓力： 單位壓力對(duì)離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時(shí)應(yīng)考慮離合器的工作條件，發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)后備系數(shù)較小時(shí)，應(yīng)

16、取小些； 當(dāng)摩擦片外徑較大時(shí)，為降低摩擦片外源出的熱負(fù)荷，應(yīng)取小些；后備系數(shù)較大時(shí)，可適當(dāng)增大。 采用石棉基材料時(shí)，。 四、離合器壓盤(pán)力的計(jì)算： 摩擦離合器是靠摩擦表面的摩擦力矩來(lái)傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩的。離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為： (3—3) 式中：—為靜摩擦力矩，單位N.m; F—摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，取f=0.30; F—壓盤(pán)施加在摩擦面上的工作壓力，單位：N; Z—摩擦面數(shù)，為從動(dòng)盤(pán)數(shù)兩倍。Z=2; —摩擦片的平均摩擦半徑，單位：mm. 假設(shè)摩擦片上工作壓力均勻，則有： （3—4）

17、式中：--摩擦面單位壓力，單位：； A--一個(gè)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(shè)，可表示 （3—5） 將式（3—4）與（3—5）代入（3—3）得： （3—6） 式中：c—摩擦片內(nèi)外徑之比，c=0.585.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(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，即 （3—7） 則根據(jù)以上相

18、應(yīng)計(jì)算公式及相關(guān)數(shù)據(jù)可得： 由（3—7）得： 由（3—6）驗(yàn)算單位壓力，則： 在所要求范圍內(nèi)。 由式（3—5）： 由公式（2—3）： 五、單位面積滑磨功： 為了減少汽車(chē)起步過(guò)程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過(guò)高而發(fā)生燒傷，每一次接合的單位摩擦面計(jì)劃磨功應(yīng)小于其需用值，即： （3—8） 式中: w—單位摩擦面積滑磨功（ [w]—許用單位摩擦面積劃磨功，中型貨車(chē)：[w]=0.33; Z—摩擦面數(shù)，Z=2; D—摩擦片外徑，D=325mm; d—摩擦片內(nèi)徑，d=190mm; W—汽車(chē)起步時(shí)離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功（J） 汽車(chē)起步

19、時(shí)離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功（J）為： （3—9） 式中：--汽車(chē)總質(zhì)量，單位：.； --輪胎滾動(dòng)半徑，單位（m）； --起步時(shí)所用變速器擋位的傳動(dòng)比。此時(shí)計(jì)算用一擋起步； --主減速器傳動(dòng)比。； --發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。。 由公式（2—9）可得： 由公式（2—8）可得： 即滿足要求。 六、單位面積傳遞的轉(zhuǎn)矩： 為了反映離合器傳遞轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過(guò)載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，即 （3—10） 式中各參數(shù)以及數(shù)值與前計(jì)算相同，則： 即。滿足要求。 §3.3 從動(dòng)盤(pán)總成 從動(dòng)盤(pán)有兩

20、種結(jié)構(gòu)型式，帶扭轉(zhuǎn)減震器的和不帶扭轉(zhuǎn)減震器的 。本次設(shè)計(jì)從動(dòng)盤(pán)為帶扭轉(zhuǎn)減震器的型式。 從動(dòng)盤(pán)總成設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)滿足以下幾個(gè)方面的要求： 為了減少變速器換擋時(shí)輪齒間的沖擊，從動(dòng)盤(pán)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)盡可能?。? 為了保證汽車(chē)平穩(wěn)起步，摩擦面片上的壓力分布更均勻等，從動(dòng)盤(pán)應(yīng)具有軸向彈性； 為了避免傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)共振以及緩和沖擊載荷，從動(dòng)盤(pán)中應(yīng)裝有扭轉(zhuǎn)減震器； 具有足夠的抗爆裂強(qiáng)度。 一、從動(dòng)片： 設(shè)計(jì)從動(dòng)片時(shí)，應(yīng)盡量減輕其重量，并應(yīng)使其質(zhì)量的分布盡可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。從動(dòng)片一般都做得比較薄，通常使用1.3-2.0mm厚的鋼板沖制而成。本次設(shè)計(jì)的農(nóng)用運(yùn)輸行使速度較低，最高車(chē)速不超

21、過(guò)50Km/h.柴油發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速。故取從動(dòng)片厚度為1.6mm. 為了使離合器接合平順，保證汽車(chē)平穩(wěn)起步，單片離合器的從動(dòng)片一般都做成具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)。這樣，在離合器的接合過(guò)程中，助動(dòng)盤(pán)和從動(dòng)盤(pán)之間的壓力是逐漸增加的。 具有軸向彈性的從動(dòng)片有整體式、分開(kāi)式和組合式三種型式。比較三種形式的優(yōu)缺點(diǎn)，本次所設(shè)計(jì)從動(dòng)片采用整體式彈性從動(dòng)片。整體式彈性從動(dòng)片能達(dá)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(jì)算： 軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為： （3—11） 式中：--軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，； T—軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩，N.mm; --軸的抗扭截面

22、系數(shù)，； 對(duì)于實(shí)心軸，將代入（2—11）可得： （3—12） 由可得： 三、從動(dòng)盤(pán)轂： 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動(dòng)盤(pán)轂的花鍵空輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔內(nèi)。從動(dòng)盤(pán)轂和變速器輸入州的花鍵接合方式采用齒側(cè)定心的矩形花鍵。 設(shè)計(jì)花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸時(shí)參照國(guó)標(biāo)GB1144-1974的花鍵標(biāo)準(zhǔn)，從動(dòng)盤(pán)轂花鍵尺寸如下：花鍵齒數(shù)：n=10;花鍵外徑：D=40mm；花鍵內(nèi)徑:d=32mm; 齒厚：b=5mm; 有效尺長(zhǎng)：l=45mm. 為了保證從動(dòng)盤(pán)轂在變速器輸入軸上滑動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生歪斜，影響離合器的徹的分離，從動(dòng)盤(pán)轂的軸向長(zhǎng)度不宜過(guò)小，一般取其尺寸與花鍵外徑大小相同，對(duì)在復(fù)雜

23、情況下工作的離合器，其盤(pán)轂長(zhǎng)度更大。考慮所設(shè)計(jì)中型載貨汽車(chē)，工作條件較復(fù)雜，所以取從動(dòng)盤(pán)轂長(zhǎng)為L(zhǎng)=1.2540=50mm。 由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過(guò)大而全破壞，所以花鍵要進(jìn)行擠壓應(yīng)力計(jì)算。由公式： （3—13） 式中:P—花鍵的齒側(cè)面壓力，由下式確定： （3—14） 式中：d,D—花鍵的內(nèi)外徑，mm; Z---從動(dòng)盤(pán)轂的數(shù)目； --發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N.m; n—花鍵齒數(shù)； h—花鍵工作高度,m.h=(D+d)/2; l—花鍵有效長(zhǎng)度，m. 由已知條件： 從動(dòng)盤(pán)轂由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)

24、調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)20。故所選花鍵尺寸滿足要求。 §3.4 壓盤(pán)和離合器蓋計(jì)算 一、壓盤(pán)傳力方式的選擇： 壓盤(pán)時(shí)離合器的主動(dòng)部分，在傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩時(shí)，它和飛輪以期帶動(dòng)從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)，所以它和飛輪有一定的聯(lián)系，但這種聯(lián)系又允許壓盤(pán)在離合器分離過(guò)程中能自由做軸向移動(dòng)，使壓盤(pán)和從動(dòng)盤(pán)脫離接觸。壓盤(pán)和飛輪間常用的連接方式有凸臺(tái)式連接、鍵式連接和銷(xiāo)式連接。本次設(shè)計(jì)采用凸臺(tái)式連接方式。 離合器蓋用螺栓固定在摩擦飛輪上，在蓋上開(kāi)有長(zhǎng)方形的窗口，崖畔上則鑄有相應(yīng)的凸臺(tái)，凸臺(tái)伸進(jìn)蓋上的窗口，由離合器蓋帶動(dòng)壓盤(pán)?？紤]到摩擦片磨損后壓盤(pán)向前移，硬是壓盤(pán)凸臺(tái)適當(dāng)高處蓋上窗口以外，以保證摩擦片磨損

25、后至極限時(shí)仍能可靠傳動(dòng)。 二、壓盤(pán)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(pán)內(nèi)外徑尺寸也就基本確定下來(lái)了。這樣，壓盤(pán)幾何尺寸最后歸結(jié)為如何去確定它的厚度。 壓盤(pán)厚度的確定主要依據(jù)以下兩點(diǎn)：1）壓盤(pán)應(yīng)具有足夠的質(zhì)量，使每次接合時(shí)的溫聲不致過(guò)高：2)壓盤(pán)營(yíng)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(shè)計(jì)壓盤(pán)厚度取25mm。在初步確定壓盤(pán)厚度以后，應(yīng)校核離合器接合一次時(shí)的溫升，它不應(yīng)超過(guò)。 校核計(jì)算公式： （3—15） 式中：--溫升，； L—滑磨功，N.m;

26、--分配到壓盤(pán)上的滑磨功所占的百分比，單片離合器壓盤(pán)； c—壓盤(pán)的熱容量，對(duì)鑄鐵壓盤(pán)：； m—壓盤(pán)質(zhì)量，． 壓盤(pán)由鑄鐵鑄成．由此部分可選擇摩擦飛輪的厚度為18ｍｍ．此厚度必然也滿足所需要求。 三、凸臺(tái)強(qiáng)度校核： 當(dāng)采用壓盤(pán)的凸臺(tái)傳力時(shí)，由于它與離合器蓋的接觸面積很小，所以必須進(jìn)行擠壓應(yīng)力校核計(jì)算，至于凸臺(tái)的彎曲應(yīng)力校核比較起來(lái)就顯得不那麼重要。這是因?yàn)橥古_(tái)彎曲時(shí)，力的作用臂很小，再加上凸臺(tái)根部抗彎斷面系數(shù)有比較大，所以彎曲應(yīng)力一般不會(huì)很大。 擠壓應(yīng)力的計(jì)算公式如下： （3—16） 式中：F——作用在每一個(gè)凸臺(tái)上的力，Ｎ； 　

27、A――離合器蓋與凸臺(tái)的接觸面積，。 計(jì)算面積A時(shí)，應(yīng)考慮到由于摩擦片的磨損，壓盤(pán)前移而使接觸面積減少的情況。 計(jì)算F時(shí)，分配給該壓盤(pán)上的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩按該壓盤(pán)摩擦面的數(shù)目Ｚ和離合器的全部摩擦面的數(shù)目之比來(lái)確定。單片離合器的壓盤(pán)。則由公式： （3—17） 式中：――發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，； 　　 ――分配到該壓盤(pán)上的轉(zhuǎn)矩占發(fā)動(dòng)機(jī)總轉(zhuǎn)矩的百分比； 　　 ――凸臺(tái)分布的平均半徑，； 　　 ――凸臺(tái)數(shù)目。 由式（2—16）和（2—17）可得： 凸臺(tái)擠壓需用應(yīng)力為。 四、離合器蓋設(shè)計(jì)： 離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過(guò)它傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的一部分轉(zhuǎn)矩給壓盤(pán)。此外它還是離合器壓緊彈

28、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(dāng)離合器分離時(shí)，可能會(huì)使蓋產(chǎn)生較大的變形，這樣就會(huì)降低離合器操縱部分的傳動(dòng)效率，嚴(yán)重時(shí)可能導(dǎo)致分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會(huì)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。 §3.5膜片彈簧的設(shè)計(jì)與計(jì)算 一、主要參數(shù)的選擇 1.比值H/h和h選擇 汽車(chē)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=2.0 故H=（1.5~2.0），h=3~4，取為3.75。 H/h=1.208。 2、 比值R/r及R，

29、r的選擇： 因?yàn)槟Σ疗钠骄霃剑? 拉式膜片彈簧的r值取，故取 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(yīng)力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R/r一般為1.5~1.35。所以： R=162.5 R/r=1.25 3、a的選擇 a值一般在范圍內(nèi) 故符合要求。 4、 n的選擇 n取為18。 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì) 一、約束條件 應(yīng)保證所設(shè)計(jì)的彈簧工作壓緊力與要求壓緊力相等，即 為了保證各工作點(diǎn)有較合適的工作位置，應(yīng)正確選擇相對(duì)與的位置，一般：

30、 故符合要求。 為了摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩，并考慮到摩擦因數(shù)的下降，應(yīng)使： 因 =4126 =3589 42163589 故符合要求。 為了滿足離合器使用性能的要求應(yīng)使： 9 因 =1.739 故符合要求。 彈簧各部分有關(guān)尺寸應(yīng)符合一定的范圍內(nèi)，即： 故符合要求。 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，應(yīng)使： 因

31、 故符合要求。 7. 根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求,應(yīng)使 而，， 12.57，026 ，014。 故符合要求。 8.磨片彈簧的分離指起分離杠桿作用,因此其杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取,即： 故符合要求。 §3.6 扭轉(zhuǎn)減震器計(jì)算 一、極限轉(zhuǎn)矩：極限轉(zhuǎn)矩為減震器在消除限位銷(xiāo)與從動(dòng)盤(pán)轂缺口間的間隙時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩 。 二、減震彈簧的位置半徑： 三、減震彈簧個(gè)數(shù)Z：摩擦片外徑D=

32、325mm，根據(jù)推薦選取減震彈簧個(gè)數(shù)Z=6 。 四、減震彈簧總壓力：當(dāng)限位銷(xiāo)與從動(dòng)盤(pán)轂之間的間隙被消除，減震彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá)最大值時(shí)，減震彈簧受到的壓力為： 單個(gè)減震彈簧壓力： §3.7 離合器操縱系統(tǒng)設(shè)計(jì) 一、踏板位置: 離合器踏板位置以人體左右對(duì)稱(chēng)中心外準(zhǔn)向左移80-100mm，作為離合器踏板中心線的位置 。 二、踏板行程：離合器踏板最大行程是指從踏板最高點(diǎn)所劃過(guò)的距離。踏板最大行程應(yīng)小于175mm 。 三、踏板力：對(duì)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(dòng)比，加大傳動(dòng)比會(huì)使踏板力減小但行程增加。踏板力大小直接影響到對(duì)離合

33、器操縱的輕便性。一般來(lái)說(shuō)，對(duì)于轎車(chē)和輕型卡車(chē)，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(dòng)： 常用的離合器操縱傳動(dòng)由機(jī)械式和液壓式。本次設(shè)計(jì)采用液壓式。 §3.8 離合器試驗(yàn) 在離合器開(kāi)發(fā)過(guò)程中，要確保產(chǎn)品質(zhì)量，僅靠理論分析和經(jīng)驗(yàn)的指導(dǎo)是不夠的，最終還要進(jìn)行試驗(yàn)。故離合器產(chǎn)品的試驗(yàn)室開(kāi)發(fā)過(guò)程中不可缺少的重要環(huán)節(jié)。 試驗(yàn)是評(píng)價(jià)離合器整個(gè)系統(tǒng) 、分系統(tǒng)或其中任何一種零件好壞的重要方法和最終手段。只有通過(guò)試驗(yàn)才能最終確認(rèn)產(chǎn)品的設(shè)計(jì)或選用是否恰當(dāng)、合理 。 離合器試驗(yàn)分室內(nèi)試驗(yàn) 、零部件試驗(yàn)、 操縱系統(tǒng)試驗(yàn)及離合器在車(chē)上的試驗(yàn) 。通過(guò)離合

34、器試驗(yàn)來(lái)最終確定其性能 零部件質(zhì)量以及檢測(cè)離合器師傅還存在哪些性能問(wèn)題，以便對(duì)所設(shè)計(jì)產(chǎn)品進(jìn)行修改和優(yōu)化設(shè)計(jì)。 §3.9 國(guó)外離合器發(fā)展 國(guó)外離合器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，是以干式單片摩擦離合器為主，默片彈簧式離合器在轎車(chē)，輕 中型載貨汽車(chē)和重型卡車(chē)上也日益廣泛使用。從動(dòng)盤(pán)都裝有扭轉(zhuǎn)減震器，以提高減震能力降低振動(dòng)噪聲。 國(guó)外汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)在降低油耗的同時(shí)，增加輸出功率和提高發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，并對(duì)汽車(chē)的平順性能提出了更高的要求，這要求離合器具有足夠的轉(zhuǎn)矩容量，保證高速時(shí)安全可靠，接合平順，具有結(jié)構(gòu)緊湊和操縱輕便等性能，現(xiàn)已廣泛使用拉式離合器以及自動(dòng)操縱離合器，雙質(zhì)量飛輪也日益推廣。 一、壓盤(pán)及離合器蓋總

35、成 由于國(guó)外汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)向大功率 高轉(zhuǎn)速 低油耗方向發(fā)展，國(guó)外離合器生產(chǎn)企業(yè)除規(guī)定離合器具有足夠大的轉(zhuǎn)矩容量外，還提高了離合器的安全轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)速的高低取決于汽車(chē)廠家。隨著發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率的不斷增加，離合器轉(zhuǎn)矩容量在逐漸提高，為了增加離合器的轉(zhuǎn)矩容量，又不致使得尺寸過(guò)大和壓緊負(fù)荷過(guò)高，在載荷汽車(chē)中采用兩種方案，一個(gè)采用雙片離合器，另外采用拉式離合器。 為了適應(yīng)汽車(chē)技術(shù)不斷發(fā)展的要求，國(guó)外汽車(chē)離合器及離合器的基本結(jié)構(gòu)保持了傳統(tǒng)的形式，壓緊原件為膜片彈簧，為單片干式摩擦離合器，在一些細(xì)節(jié)上做了改進(jìn)。如采用CP、 DST等結(jié)構(gòu)，使得離合器的軸向尺寸，重量減輕，并通過(guò)離合器蓋的翻鉚接，取代支承鉚釘，另外再

36、蓋上沖制支承環(huán)，替代焊接式支承環(huán)，使得零件數(shù)量大為減少，而且是離合器的軸向尺寸減少。目前主要用于轎車(chē)及輕型、中型貨車(chē)上。 離合器中，通過(guò)將膜片彈簧的支撐點(diǎn)和作用點(diǎn)位置改變，使其與傳統(tǒng)的膜片式離合器相反，將傳統(tǒng)的壓式操縱改為拉式操縱。由于支點(diǎn)變更，使得分離杠桿比有所擴(kuò)大，提高了分離效率，降低了分離載荷，所得離合器操縱更為輕便。另外拉式離合器由于最大程度利用壓盤(pán)該內(nèi)部的空間，使得同樣尺寸的離合器能具有更大的載荷，提高了傳扭能力，另外由于支撐點(diǎn)的改變，使得分離杠桿比提高，減低了分離負(fù)荷。由于分離的受力方向改變，使得拉式離合器膜片彈簧始終緊貼著壓盤(pán)蓋，有利于解決離合器摩擦后的噪聲。 近年來(lái)國(guó)外在壓

37、盤(pán)及蓋總成又有了新的結(jié)構(gòu)，再蓋總成中采用一些自動(dòng)調(diào)整裝置，使得蓋總成中壓盤(pán)的摩擦量得以自動(dòng)補(bǔ)償，使得膜片彈簧的工作壓力保證一致。 二、從動(dòng)盤(pán)總成 國(guó)外汽車(chē)離合器從動(dòng)盤(pán)總成，基本上保持了傳統(tǒng)的典型結(jié)構(gòu)，在提高減振性能和降低噪聲方面是了更多工作。汽車(chē)傳動(dòng)系近似于多自由度的彈性體，工作時(shí)出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)共振，將引起連續(xù)的沖擊并產(chǎn)生噪聲，另外由于傳動(dòng)系中齒輪及花鍵聯(lián)接，避免不了有一定的間隙存在，隨著汽車(chē)的摩擦也會(huì)產(chǎn)生一定的間隙，各種振動(dòng)和噪聲可以發(fā)生在汽車(chē)的不同工況：怠速、 等速行駛及加速減矩過(guò)程，為了很好的解決這個(gè)問(wèn)題，在從動(dòng)盤(pán)中引入了扭轉(zhuǎn)減振系統(tǒng)，扭轉(zhuǎn)減振系統(tǒng)地發(fā)展衍變，隨著汽車(chē)對(duì)振動(dòng)和噪聲要求的提高

38、一起提高，線性扭轉(zhuǎn)減振系統(tǒng)從單極向多級(jí)發(fā)展，阻尼裝置也從單級(jí)向多極發(fā)展。由于汽車(chē)的傳動(dòng)系共振一般發(fā)生在兩個(gè)區(qū)域，一個(gè)是低速區(qū)，也就是怠速附近，通過(guò)引進(jìn)地剛度減震系統(tǒng)，使得共振區(qū)域前移，另一個(gè)在高速附近，通過(guò)減震系統(tǒng)使得頻率改變，讓共振發(fā)生在很少工作的區(qū)域，以降低振動(dòng)的噪聲。而振動(dòng)最后要通過(guò)阻尼系統(tǒng)來(lái)吸收，這樣必須在地剛度減震系統(tǒng)中設(shè)置較小的阻尼器與其匹配，在高剛度的減震系統(tǒng)中，設(shè)置較大的阻尼器，可很好的解決振動(dòng)及噪聲問(wèn)題。 三、摩擦襯片新材料 由于國(guó)外汽車(chē)向著大功率，高轉(zhuǎn)速方向發(fā)展，要求離合器具有高扭矩容量和高安全轉(zhuǎn)速，這就對(duì)摩擦材料提出了更高的要求。石棉基的摩擦片雖然具有熱穩(wěn)定性和耐磨性

39、能好及價(jià)格低廉的優(yōu)勢(shì)，而高速旋轉(zhuǎn)強(qiáng)度低，對(duì)人體危害都大，現(xiàn)已在歐美禁止使用。取而代之以玻璃纖維，鋼纖維等其它纖維為增強(qiáng)纖維的摩擦材料，另外在部分車(chē)輛采用粉末冶金，而如今由于環(huán)保日益受到重視，在摩擦襯片上已禁止使用重金屬。 四、國(guó)外最新應(yīng)用成果 由于汽車(chē)市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)較為激烈，這樣對(duì)汽車(chē)的舒適性要求較高，尤其振動(dòng)及噪聲，而離合器在汽車(chē)中起的作用之一就是降低振動(dòng)和噪聲。因?yàn)槭艿讲贾每臻g的限制，減振阻尼系統(tǒng)不能很好起到作用，現(xiàn)在有一種雙質(zhì)量飛輪能起到這個(gè)效果，就是把從動(dòng)盤(pán)的扭轉(zhuǎn)減振系統(tǒng)撞到飛輪之中。另外為了解決發(fā)動(dòng)機(jī)軸向方面振動(dòng)，出現(xiàn)了柔性飛輪，也就是在飛輪中引入彈性系統(tǒng)，在國(guó)外汽車(chē)中應(yīng)用最為廣泛的為

40、自動(dòng)離合器，就是在離合器操縱系統(tǒng)中引入電子裝置，通過(guò)變速器的操縱桿來(lái)操縱離合器，減去了離合器操縱踏板。 最近20年來(lái)，由于汽車(chē)工業(yè)的技術(shù)發(fā)展，汽車(chē)離合器向著高可靠性、長(zhǎng)壽命、操縱輕便和無(wú)保養(yǎng)方向發(fā)展，重點(diǎn)課題是可靠性和減少傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的噪聲，另外離合器的摩擦襯片環(huán)境保護(hù)問(wèn)題也日益得到重視。 第四章 傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算 傳動(dòng)軸總成主要由傳動(dòng)軸及其兩端焊接的花鍵軸和萬(wàn)向節(jié)叉組成。傳動(dòng)軸中一般設(shè)有由滑動(dòng)叉和花鍵軸組成的滑動(dòng)花鍵，以實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)長(zhǎng)度的變化。為了減小滑動(dòng)花鍵的軸向滑動(dòng)阻力和磨損，有時(shí)對(duì)花鍵齒進(jìn)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(dòng)元件，以滾動(dòng)摩

41、擦代替滑動(dòng)摩擦，提高傳動(dòng)效率。但這種結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，成本較高。有時(shí)對(duì)于有嚴(yán)重沖擊載荷的傳動(dòng)，還采用具有彈性的傳動(dòng)軸。傳動(dòng)軸上的花鍵應(yīng)有潤(rùn)滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不宜過(guò)大，且應(yīng)按對(duì)應(yīng)標(biāo)記裝配，以免裝錯(cuò)破壞傳動(dòng)軸總成的動(dòng)平衡。 傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度和夾角及它們的變化范圍由汽車(chē)總布置設(shè)計(jì)決定。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)保證在傳動(dòng)軸長(zhǎng)度處在最大值時(shí)，花鍵套與軸有足夠的配合長(zhǎng)度；而在長(zhǎng)度處在最小時(shí)不頂死。傳動(dòng)軸夾角的大小直接影響到萬(wàn)向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬(wàn)向傳動(dòng)的效率和十字軸旋轉(zhuǎn)的不均勻性。 §4.1 萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算載荷 萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸因布置位置不同，計(jì)算載荷是不同的。本次設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸布置在變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間

42、。計(jì)算載荷的設(shè)計(jì)方法有三種：1）按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動(dòng)比來(lái)確定；2）按驅(qū)動(dòng)輪打滑來(lái)確定；3）按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來(lái)確定。 在此設(shè)計(jì)中采用根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動(dòng)比來(lái)計(jì)算。由公式： （4—1）式中：—傳動(dòng)軸計(jì)算載荷，單位：； —猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，在此取=2； —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，單位：N.m； K —液力變矩器變矩系數(shù)，k=1; —變速器一擋傳動(dòng)比，i=4.44； —分動(dòng)器傳動(dòng)比，； —發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率，％； n—計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，為1。 由公式（3

43、—1）： 對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷取，安全系數(shù)一般取2.5-3.0 。 §4.2 十字軸設(shè)計(jì)計(jì)算 十字軸萬(wàn)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(dāng)磨損或壓痕超過(guò)0.15mm時(shí)，十字軸萬(wàn)向節(jié)便應(yīng)報(bào)廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部的斷裂，所以在設(shè)計(jì)十字軸萬(wàn)向節(jié)時(shí)，應(yīng)保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強(qiáng)度。 本次設(shè)計(jì)參考《底盤(pán)設(shè)計(jì)》（吉林工業(yè)大學(xué)出版），根據(jù)不同噸位載重汽車(chē)的十字軸總成初選其尺寸： 十字軸：H=90mm d=18mm h=16mm 設(shè)各滾針對(duì)十字軸軸頸作用力的合力為F，則：

44、 （4—2） 式中：--萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，； r--合力F作用線到十字軸中心之間的距離，r=37mm； --萬(wàn)向傳動(dòng)的最大夾角，取 。 則由式（4—2）可得: 十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力應(yīng)滿足： （3—3） 式中：--十字軸軸頸根部彎曲應(yīng)力，單位：； --十字軸軸頸直徑，； --十字軸油道孔直徑，； s--合力F作用線到軸頸根部的距離，s=8mm； --彎曲許用值，為 。 由公式（4—3）可得： 滿足強(qiáng)度要求。 十字軸軸頸的切應(yīng)力應(yīng)滿足：

45、 （3—4） 則由已知數(shù)據(jù)可得： 滿足切應(yīng)力許用范圍 。 §4.3 十字軸滾針軸承的計(jì)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(huì)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(guò)大時(shí)，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(guò)小時(shí)，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(zhǎng)度一般不超過(guò)軸頸的長(zhǎng)度。使其既有較高的承載能力，又不致因滾針果場(chǎng)發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。滾針得軸向間隙一般不超過(guò)0.2-0.

46、4mm 。 滾針軸承的接觸應(yīng)力為： （4—5） 式中：--滾針直徑，； --十字軸軸頸直徑，； --滾針工作長(zhǎng)度，。 其中，為合力F作用下一個(gè)滾針?biāo)艿淖畲筝d荷（N），可有下式求得: (4—6) 式中：i—滾針列數(shù)，i=1； Z—每列中滾針數(shù)，Z=22 。 則: 由公式（4—5）可得: 當(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC以上時(shí)，許用接觸應(yīng)力為3000-3200，即滿足接觸強(qiáng)度要求。 計(jì)算結(jié)果: 滾針直徑； 工作高度；

47、 列數(shù) i=1； 單列滾針數(shù)Z=22 §4.4 萬(wàn)向節(jié)叉的設(shè)計(jì)計(jì)算 由于十字軸萬(wàn)向節(jié)主、從動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)矩 、的作用，在主、從動(dòng)萬(wàn)向節(jié)叉上產(chǎn)生相應(yīng)的切向力 、和軸向力 、 。 圖3-1 作用在萬(wàn)向節(jié)叉及十字軸上的力 （a）初始位置 時(shí)；（b）主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)角時(shí) （4—7） 式中：R—切向力作用線與萬(wàn)向節(jié)叉軸之間的距離； --轉(zhuǎn)向節(jié)主動(dòng)叉軸之轉(zhuǎn)角； --轉(zhuǎn)向節(jié)主、從動(dòng)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： （4—8） 圖（a）為主

48、動(dòng)叉位于與初始位置的受力狀況，此時(shí) ，達(dá)最大值： （4—9） 圖（b）為主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)角時(shí)的受力狀況，這時(shí) 、及均達(dá)最大值： （4—10） 圖4-2 萬(wàn)向節(jié)叉危險(xiǎn)截面示意圖 萬(wàn)向節(jié)叉在力作用下承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，在截面B-B處，彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力分別為： （4—11） 式中: 、--抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù) ，對(duì)于本設(shè)計(jì)中矩形截面： （4—12） 根據(jù)相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)可知： H=60mm b=18mm k=0.246

49、 a=16mm e=45mm 則： 萬(wàn)向節(jié)叉由45鋼制造，其彎曲應(yīng)力不應(yīng)大于 ，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不應(yīng)大于 。而設(shè)計(jì)計(jì)算所得結(jié)果滿足條件要求。 §4.5 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算 萬(wàn)向傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)與其所連接的萬(wàn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)有關(guān)。通常，萬(wàn)向傳動(dòng)軸由中間部分和端部組成，中間部分可為實(shí)心軸或?yàn)榭招妮S管。本次設(shè)計(jì)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(zhuǎn)矩，且較實(shí)心軸具有更高的臨界轉(zhuǎn)速，故用作汽車(chē)傳動(dòng)系的萬(wàn)向傳動(dòng)軸。 傳動(dòng)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(zhuǎn)矩、最高轉(zhuǎn)速及長(zhǎng)度按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)（YB2

50、42-63）選定，并校核臨界轉(zhuǎn)速及扭矩強(qiáng)度。 傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速與其長(zhǎng)度及斷面尺寸等有關(guān)。由于沿軸管表面鋼材質(zhì)量分布的不均勻性以及在旋轉(zhuǎn)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(yīng)力，后者在一定的轉(zhuǎn)速下會(huì)導(dǎo)致軸管的斷裂。所謂傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速是指旋轉(zhuǎn)軸失去穩(wěn)定的最低轉(zhuǎn)速，它決定于傳動(dòng)軸的尺寸、結(jié)構(gòu)及其支撐情況。為了確定臨界轉(zhuǎn)速，可研究一下兩端自由支撐與剛性球鉸上的軸（見(jiàn)下圖）： 圖4-3 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算示意圖 設(shè)軸的質(zhì)量m集中于O點(diǎn)，且O點(diǎn)偏離旋轉(zhuǎn)軸線的量為e，當(dāng)軸以角速度旋轉(zhuǎn)時(shí)，產(chǎn)生的離心力為： 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

51、性力為： 式中：c—周的側(cè)向剛度，對(duì)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(cè)向剛度為： E—材料的彈性模量，可取； J—軸管截面的抗彎慣性矩。 因 故有： 認(rèn)為在達(dá)到臨界轉(zhuǎn)速的角速度時(shí)，傳動(dòng)軸將破壞，即，則有： （4—13） 傳動(dòng)軸管： 式中：D、d—軸管的外徑及內(nèi)徑，mm. D=60mm,d=56mm; L—傳動(dòng)軸的支撐長(zhǎng)度，取兩萬(wàn)向節(jié)之中心距，mm； --軸管材料的密度，對(duì)于鋼 ； 將上述c、J及m的表達(dá)式代入（4-13），令 則得傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速為：

52、 （4 —14） 由于傳動(dòng)軸動(dòng)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(dòng)軸的實(shí)際臨界轉(zhuǎn)速要低于所計(jì)算的臨界轉(zhuǎn)速。因此引進(jìn)安全系數(shù)K，并取： 式中：--相應(yīng)于最高車(chē)速時(shí)傳動(dòng)軸最大轉(zhuǎn)速，r/min; --傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速,r/min; 在本次設(shè)計(jì)中，已知D=60mm，d=56mm,L=327.65mm; 已知發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速。 安全系數(shù)。 §4.6 軸管強(qiáng)度計(jì)算 萬(wàn)向傳動(dòng)軸的尺寸除了要有足夠的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度，傳動(dòng)軸的最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力可按下式計(jì)算： （4—15） 式中：--發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N.m;

53、 --變速器一擋傳動(dòng)比； --動(dòng)載系數(shù)； --抗扭截面系數(shù)。 傳動(dòng)軸采用空心結(jié)構(gòu)，則： （4—16） 式中：T—傳動(dòng)軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩，T=1220550N.mm； D d—傳動(dòng)軸管的外徑和內(nèi)徑，D=60mm,d=56mm; 傳動(dòng)軸管扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不大于，安全系數(shù) 。 §4.7 傳動(dòng)軸花鍵軸的計(jì)算 對(duì)于傳動(dòng)軸上的花鍵軸，應(yīng)保證在傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)有足夠的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。通常以底徑計(jì)算其扭轉(zhuǎn)且應(yīng)力。 （4—17） 式中: --傳動(dòng)花鍵軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力； --傳動(dòng)軸傳遞載荷； --花鍵

54、軸的花鍵內(nèi)徑； 軸的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為，可初取花鍵軸直徑計(jì)算，然后進(jìn)行強(qiáng)度校核。取，則： 安全系數(shù)為 ，安全系數(shù)一般在2-3左右。即滿足要求。 傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵采用矩形花鍵，齒側(cè)擠壓應(yīng)力為： （3—18） 式中：--花鍵處轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)。=1.3-1.4 ； --花鍵外徑，取 ； --花鍵內(nèi)徑，取 ； --花鍵的有效工作長(zhǎng)度， ； --花鍵齒數(shù)， ； 則： 對(duì)于齒面硬度大于35HRC的滑動(dòng)花鍵，齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力為 。故安全系數(shù) ，滿足要求強(qiáng)度。 根據(jù)以前計(jì)算傳動(dòng)軸管強(qiáng)度，可取滑動(dòng)叉軸直徑為56mm

55、 。 34 第五章 結(jié)　論 在本次設(shè)計(jì)的整個(gè)過(guò)程中，首先要做的是對(duì)所設(shè)計(jì)整車(chē)有一個(gè)全面的、系統(tǒng)的、整體的認(rèn)識(shí)，明確各自的任務(wù)以及與整車(chē)設(shè)計(jì)過(guò)程中的聯(lián)系。在這次設(shè)計(jì)中，我個(gè)人承擔(dān)了離合器及傳動(dòng)軸連部分的設(shè)計(jì)任務(wù)。 離合器是汽車(chē)傳動(dòng)系中的重要組成部分它的性能好壞直接影響整車(chē)的整體性能。在本次設(shè)計(jì)中，首先對(duì)離合器的類(lèi)型和各自的特點(diǎn)進(jìn)行分析，然后結(jié)合所設(shè)計(jì)整車(chē)的性能要求確定離合器的結(jié)構(gòu)型式。接下來(lái)根據(jù)所確定離合器的形式，按照離合器設(shè)計(jì)要求，對(duì)每個(gè)零件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)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(dòng)盤(pán)轂連接花鍵齒、壓盤(pán)厚度以及離合器蓋等的各個(gè)參數(shù)。并在計(jì)

56、算過(guò)程中，注重個(gè)零部件之間的相互聯(lián)系，即滿足相互之間的約束條件關(guān)系。本次設(shè)計(jì)的膜片彈簧離合器經(jīng)計(jì)算校核能夠滿足所需設(shè)計(jì)要求。 傳動(dòng)軸同離合器一樣，在汽車(chē)傳動(dòng)系中起著重要的作用。傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)過(guò)程中最重要的就是傳動(dòng)軸的動(dòng)平衡以及臨界轉(zhuǎn)速的校核。此次設(shè)計(jì)的中型載貨汽車(chē)，根據(jù)其使用要求和使用條件，同時(shí)參考同類(lèi)車(chē)型的設(shè)計(jì)特點(diǎn)。在設(shè)計(jì)中采用十字軸式萬(wàn)向節(jié)。通過(guò)一系列參數(shù)的計(jì)算和校核，十字軸式萬(wàn)向節(jié)能夠滿足設(shè)計(jì)的要求。傳動(dòng)軸連接花鍵的設(shè)計(jì)也是設(shè)計(jì)過(guò)程中重要的一環(huán)?；ㄦI齒強(qiáng)度和有效接合長(zhǎng)度直接決定傳動(dòng)軸是否能夠有效地傳遞轉(zhuǎn)矩。因此在設(shè)計(jì)中對(duì)傳動(dòng)花鍵進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算之后，要進(jìn)行必要的校核，以確定其能滿足設(shè)計(jì)需要。

57、 此次設(shè)計(jì)，是對(duì)以前所學(xué)知識(shí)的一次全面回顧和掌握的過(guò)程，同時(shí)也是對(duì)運(yùn)用所學(xué)知識(shí)解決實(shí)際問(wèn)題的一次鍛煉。在設(shè)計(jì)過(guò)程中，是我認(rèn)識(shí)到了自己知識(shí)的缺乏，使我明白了在以后工作過(guò)程中不斷學(xué)習(xí)的重要性。由于自身知識(shí)和能力的限制，此次設(shè)計(jì)難免存在不足之處。例如，某些計(jì)算部分不夠完整，計(jì)算數(shù)據(jù)不夠合理，整體設(shè)計(jì)不夠合理等。特別是傳動(dòng)軸部分的設(shè)計(jì)，由于整體布置和其它傳動(dòng)部分設(shè)計(jì)不夠緊湊，造成傳動(dòng)軸部分空間長(zhǎng)度過(guò)短，使傳動(dòng)軸實(shí)際長(zhǎng)度較短，給生產(chǎn)和加工造成困難。這些都有待日后進(jìn)一步的學(xué)習(xí)提高。 參考文獻(xiàn) [1] 余志生，趙六奇，夏群生.汽車(chē)?yán)碚摚ǖ谌妫?北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000 [2] 劉茂光.

58、汽車(chē)輪胎手冊(cè).北京：人民交通出版社，1987 [3] 諸文農(nóng).底盤(pán)設(shè)計(jì)（上冊(cè)）北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1981 [4] 徐灝,邱可謙,蔡春源.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第四卷）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1991 [5] 陳家瑞.汽車(chē)構(gòu)造（第三版）.北京：人民交通出版社，2000 [6] 王望予,林逸,張建文.汽車(chē)設(shè)計(jì)（第三版）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000 [7] 夏俊博.歐陽(yáng)勝.張連友.國(guó)家微型汽車(chē)車(chē)型及配件目錄.北京：中國(guó)物資出版社，1989 [8] 劉小年.機(jī)械制圖（第二版）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1999 [9] 劉惟信.機(jī)械最優(yōu)化設(shè)計(jì)（第二版）.北京：清華大學(xué)出版社，1994 [10] 劉惟信.機(jī)械可靠性設(shè)計(jì).北京：清華大學(xué)出版社，1996 [11] 閻蔭棠.幾何量精度設(shè)計(jì)與檢測(cè).北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1995 [12] 吳宗澤.機(jī)械設(shè)計(jì)使用手冊(cè).北京：化學(xué)工業(yè)出版社，1998 [13] 徐石安，江發(fā)潮.汽車(chē)離合器.北京：清華大學(xué)出版社，2005 [14] 彭文生，李志明，黃華梁.機(jī)械設(shè)計(jì).北京：高等教育出版社，2002 [15] 小林明（日）.汽車(chē)工程手冊(cè)（第一版）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1986 致 謝