畢業(yè)設(shè)計(jì)--柴油貨車離合器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)和傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)

1、<p><b>　　第一章 前 言</b></p><p>　　全書共5章，主要闡述了3噸柴油貨車中的離合器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)和傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)。各章的主要內(nèi)容包括：設(shè)計(jì)應(yīng)當(dāng)滿足的主要要求、結(jié)構(gòu)方案分析和選擇、主要參數(shù)的選擇、離合器的設(shè)計(jì)和計(jì)算、扭轉(zhuǎn)減震器的設(shè)計(jì)、離合器的操縱機(jī)構(gòu)和主要結(jié)構(gòu)原件的分析、傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算和結(jié)論。</p><p>　　本書在體系和內(nèi)容方

2、面，主要參考了第三版《汽車設(shè)計(jì)》、第三版《汽車構(gòu)造》和《離合器設(shè)計(jì)》叢書。結(jié)合我國(guó)今年來(lái)汽車工業(yè)得到迅速發(fā)展的現(xiàn)實(shí)，本書積極引用其介紹的優(yōu)化設(shè)計(jì)、可靠性設(shè)計(jì)等新的設(shè)計(jì)方法。 </p><p>　　由于本人的學(xué)識(shí)有限，書中難免出現(xiàn)錯(cuò)誤和疏漏之處，懇請(qǐng)各位老師和同學(xué)批評(píng)指正。</p><p><b>　　第二章 離合器概述</b></p><p>

3、　　§2.1離合器設(shè)計(jì)要求</p><p>　　對(duì)于以內(nèi)燃機(jī)為動(dòng)力的汽車，離合器在機(jī)械傳動(dòng)系中是作為一個(gè)獨(dú)立的總成而存在的，它是汽車傳動(dòng)系中直接與發(fā)動(dòng)機(jī)相連接的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主、從動(dòng)部分之間的摩擦來(lái)傳遞動(dòng)力且能分離的裝置。它主要包括主動(dòng)部分、從動(dòng)部分、壓緊機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)等四部分，組成如下：</p><p>　　主動(dòng)部分：飛輪、離合器蓋、壓盤；&

4、lt;/p><p><b>　　從動(dòng)部分：從動(dòng)盤；</b></p><p>　　3. 壓緊機(jī)構(gòu)：壓緊彈簧；</p><p>　　4. 操縱機(jī)構(gòu)：分離叉、分離軸承、離合器踏板、傳動(dòng)部件。</p><p>　　主、從動(dòng)部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動(dòng)力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)是使主、從動(dòng)部分分離的裝置。</

5、p><p>　　為了保證離合器具有良好的工作性能，設(shè)計(jì)離合器應(yīng)滿足如下基本要求：</p><p>　　1. 在任何行駛條件下,既能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩,并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲(chǔ)備,又能防止傳動(dòng)系過(guò)載.</p><p>　　2. 接合時(shí)要完全、平順、柔和，保證汽車起步時(shí)沒(méi)有抖動(dòng)和沖擊。</p><p>　　3. 分離要迅速、徹底。</p>

6、<p>　　4. 從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小，以減輕換擋時(shí)變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。</p><p>　　5. 應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通分散熱效果，以保證工作溫度不至于過(guò)高，延長(zhǎng)其使用壽命。</p><p>　　6.應(yīng)能避免和衰減傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，并具有吸收振動(dòng)、緩和沖擊和降低噪聲的能力。</p><p>　　7、操縱輕便、準(zhǔn)確，以

7、減輕駕駛員的疲勞。</p><p>　　8、作用在從動(dòng)盤上的總壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過(guò)程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。</p><p>　　9、具有足夠的強(qiáng)度和良好的動(dòng)平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長(zhǎng)。</p><p>　　10、結(jié)構(gòu)應(yīng)簡(jiǎn)單、緊湊，質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。</p><p>　　

8、§2.2 離合器的工作原理 </p><p>　　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)盤壓緊在飛輪端面上。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩即靠飛輪與從動(dòng)盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動(dòng)盤上，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。</p><p>　　由于汽車在行駛

9、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。</p><p>　　當(dāng)需要重新恢復(fù)動(dòng)力傳遞時(shí)，為使汽車速度和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化比較平穩(wěn)，應(yīng)

10、該適當(dāng)控制離合器踏板回升的速度，使從動(dòng)盤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)，汽車速度方能與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速成正比。</p><p>　　§2.3 離合器

11、的功用及分類</p><p>　　離合器是車輛（汽車）與發(fā)動(dòng)機(jī)直接相連的部件。離合器在汽車上大部分時(shí)間是處與接合狀態(tài)，只有需要時(shí)才暫時(shí)的切斷動(dòng)力傳遞。所以其功用主要有以下幾點(diǎn)： </p><p>　　1．在汽車起步時(shí)，通過(guò)離合器主、從動(dòng)部分之間的滑磨 、轉(zhuǎn)速的逐漸接近，確保汽車起步平穩(wěn)。</p><p>　　2．當(dāng)變速器換擋時(shí)，通過(guò)離合器主、從動(dòng)部分的迅速分離來(lái)切斷

12、動(dòng)力的傳遞，以減輕齒輪齒間的沖擊，保證換擋時(shí)工作平順。</p><p>　　3．當(dāng)傳給離合器的轉(zhuǎn)矩超過(guò)其所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，其主、從動(dòng)部分之間將產(chǎn)生滑磨，防止傳動(dòng)系統(tǒng)過(guò)載。</p><p>　　現(xiàn)代各類汽車上應(yīng)用最廣泛的離合器是干式盤形摩擦離合器，可按從動(dòng)盤數(shù)目不同、壓緊彈簧布置形式不同、壓緊彈簧結(jié)構(gòu)形式不同和分離時(shí)作用力方向不同分類如下：</p><p>　　1

13、.按從動(dòng)盤數(shù)分類：?jiǎn)纹㈦p片、多片；</p><p>　　2.按彈簧布置形式分類：圓周布置、中央布置、斜向布置；</p><p>　　3.按彈簧形式分類：圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧、膜片彈簧；</p><p>　　4.按作用力方向分類：推式、拉式。</p><p>　　§2.4離合器的結(jié)構(gòu)方案</p><p>

14、;　　汽車使用的離合器大部分都是摩擦式離合器，從它的分離受作用力來(lái)看可分為拉式和推式兩種；按從動(dòng)盤數(shù)可分為單片、雙片和多片，按其壓緊彈簧布置可分為圓周布置、中央布置和斜置式三種；按其壓緊彈簧可分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧。</p><p><b>　　一、盤的選擇</b></p><p>　　對(duì)轎車和輕型、微型貨車而言，發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩一般不大，在布置尺寸

15、允許的條件下，離合器通常只設(shè)有一片從動(dòng)盤。單片離合器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，散熱良好，維修太哦正方便，從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，在使用時(shí)能保證分離徹底、結(jié)合平順。</p><p>　　故在本次設(shè)計(jì)中選用了單片摩擦離合器。</p><p>　　二、彈簧布置形式的選擇</p><p>　　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

16、與壓盤接觸，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。</p><p>　　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。</p><p>　　膜片彈簧的結(jié)構(gòu)主要特點(diǎn)是采用一個(gè)膜

17、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：</p><p>　　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。</p><p>　　2、膜片彈簧的分離指器分離杠桿的作用，故不需專門的分離杠桿，使離合器結(jié)構(gòu)大大的簡(jiǎn)化，零件數(shù)目少，質(zhì)量輕。</p><p>　　3、由于膜片彈簧軸向尺寸小，所以可以適當(dāng)增加壓盤的

18、厚度，提高熱容量；而且還可以在壓盤上增設(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。</p><p>　　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。</p><p>　　故在本設(shè)計(jì)中選用了膜片彈簧離合器。</p><p>　　三、離合器按它的結(jié)構(gòu)形式選擇</p><p>　　根據(jù)膜片彈簧分離

19、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。</p><p>　　拉式膜片彈簧離合器與推式有其明顯的優(yōu)點(diǎn)：</p><p>　　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。</p><p>　　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，<

20、/p><p>　　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。</p><p>　　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(duì)較大的膜片彈簧，從而實(shí)現(xiàn)在不增加分離時(shí)的操縱力的前提下，提高壓盤的壓緊力和傳遞轉(zhuǎn)矩的能力；或在傳遞轉(zhuǎn)矩相同的條件下，減小壓盤的尺寸。</p><p>　　5、使用壽命相對(duì)

21、要長(zhǎng)。</p><p>　　所以在本設(shè)計(jì)中選擇拉式離合器。</p><p>　　四、扭轉(zhuǎn)減振器的選擇</p><p>　　它能降低發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸與傳動(dòng)系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動(dòng)系扭振固有頻率，增加傳動(dòng)系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振，控制動(dòng)力傳動(dòng)系總成怠速時(shí)離合器與變速器的扭振與噪聲，緩和非穩(wěn)定工況下傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接

22、合平順性。</p><p><b>　　故要有扭轉(zhuǎn)減振器。</b></p><p>　　五、壓盤驅(qū)動(dòng)形式選擇</p><p>　　窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們?nèi)秉c(diǎn)是在聯(lián)接件間有間隙，在驅(qū)動(dòng)中將產(chǎn)生沖擊噪聲，而且零件相對(duì)滑動(dòng)中有摩擦和磨損，降低離合器傳動(dòng)效率。傳動(dòng)片式此結(jié)構(gòu)中壓盤與飛輪對(duì)中性好，使用平衡性好，簡(jiǎn)單可靠，壽命長(zhǎng)。</p>

23、<p><b>　　故選擇傳動(dòng)片式。</b></p><p><b>　　六、操縱機(jī)構(gòu)的選擇</b></p><p>　　液壓式操縱機(jī)構(gòu)主要由吊掛式離合器踏板、主缸、工作缸、管路系統(tǒng)和回位彈簧等部分組成，具有傳遞效率高、質(zhì)量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、發(fā)動(dòng)機(jī)的震動(dòng)和駕駛室或車架變形不會(huì)影響其正常工作離合器接合較柔和

24、等優(yōu)點(diǎn)，故廣泛應(yīng)用于各種形式的汽車中。</p><p>　　所以在本次設(shè)計(jì)種選用了液壓式傳動(dòng)操縱機(jī)構(gòu)。</p><p>　　第三章 離合器設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　§3.1 離合器參數(shù)的選擇</p><p>　　一、摩擦片外徑的確定</p><p>　　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

25、使用壽命，它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：</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　根據(jù)所設(shè)計(jì)的車型和采用單片摩擦片，則A=36。由（3-1）得 </p><p>　　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

26、=190mm,厚度h=3.5mm,內(nèi)外徑之比，單位面積.</p><p>　　驗(yàn)算摩擦片最大圓周速度：</p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　式中：D--摩擦片外徑，mm;</p><p>　　n--發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速，r/min;</p><p>　　V--摩擦片

27、最大圓周速度，m/s;</p><p><b>　　即滿足設(shè)計(jì)要求。</b></p><p>　　二、離合器后備系數(shù)的確定</p><p>　　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)：</p><p>　　摩擦片在使用中磨損后，離合器還能可靠地傳遞發(fā)

28、動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；</p><p>　　要能防止離合器滑磨過(guò)大；</p><p>　　要能防止傳動(dòng)系過(guò)載。</p><p>　　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。</p>

29、<p>　　考慮以上影響因素和所設(shè)計(jì)車型為3噸貨車，采用4缸柴油機(jī)，一般情況下不拖掛，基本上在公路上行駛，根據(jù)的取值范圍β=1.7～2.25，同時(shí)參考其它同類車型選取1.8。</p><p><b>　　三、單位壓力</b></p><p>　　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

30、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)取小些；</p><p>　　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。</p><p>　　采用有機(jī)材料（金屬陶瓷摩擦材料鋼基）時(shí)，。</p><p>　　四、離合器壓盤力的計(jì)算</p><p>　　摩擦離合器是靠摩擦表面的摩擦力矩

31、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：</p><p><b>　　(3-3)</b></p><p>　　式中：--為靜摩擦力矩，單位N.m;</p><p>　　f--摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，取f=0.30;</p><p>　　F--壓盤施加在摩擦面上的工作壓力，單位：N;</p>

32、<p>　　Z—摩擦面數(shù)，單片離合器的Z=2;</p><p>　　—摩擦片的平均摩擦半徑，單位：mm.</p><p>　　假設(shè)摩擦片上工作壓力均勻，則有：</p><p><b>　　（3-4）</b></p><p>　　式中：--摩擦面單位壓力，單位：；</p><p>　　A

33、--一個(gè)摩擦面的面積；</p><p>　　D—摩擦片外徑，單位：mm;</p><p>　　d—摩擦片內(nèi)徑，單位：mm.</p><p>　　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</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p>　　將式（3-4）與（3-5）代入（3

34、-3）得：</p><p><b>　?。?-6）</b></p><p>　　式中：c—摩擦片內(nèi)外徑之比，c=0.585.即在0.53-0.70之間。</p><p>　　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</p><p><b>　　（3-7）</

35、b></p><p>　　則根據(jù)以上相應(yīng)計(jì)算公式及相關(guān)數(shù)據(jù)可得：</p><p><b>　　由（3-7）得：</b></p><p>　　由（3-6）驗(yàn)算單位壓力，則：</p><p><b>　　，在所要求范圍內(nèi)。</b></p><p><b>　　由式

36、（2—5）：</b></p><p><b>　　由公式（2—3）：</b></p><p><b>　　五、單位面積滑磨功</b></p><p>　　為了減少汽車起步過(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：</p><p&g

37、t;<b>　?。?-8）</b></p><p>　　式中: w—單位摩擦面積滑磨功（</p><p>　　[w]—許用單位摩擦面積劃磨功，輕型貨車：[w]=0.33;</p><p>　　Z—摩擦面數(shù)，Z=2;</p><p>　　D—摩擦片外徑，D=325mm;</p><p>　　d—摩擦

38、片內(nèi)徑，d=190mm;</p><p>　　W—汽車起步時(shí)離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功（J）</p><p>　　汽車起步時(shí)離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功（J）為：</p><p><b>　?。?-9）</b></p><p>　　式中：--汽車總質(zhì)量，單位：.； </p><p>　　--輪胎滾動(dòng)

39、半徑，單位（m）；</p><p>　　--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；</p><p>　　--主減速器傳動(dòng)比。； </p><p><b>　　--發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。。</b></p><p>　　由公式（3-9）可得：</p><p>　　由公式（3-8）可得：</p&

40、gt;<p><b>　　即滿足要求。</b></p><p>　　六、單位面積傳遞的轉(zhuǎn)矩</p><p>　　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</p><p><b>　?。?-10）</b></p><p>　　式中各參數(shù)以及數(shù)值與前

41、計(jì)算相同，則：</p><p><b>　　即</b></p><p><b>　　滿足要求。</b></p><p>　　§3.2 從動(dòng)盤總成</p><p>　　從動(dòng)盤有兩種結(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)盤為帶扭轉(zhuǎn)減震器的型式。</p><

42、;p>　　從動(dòng)盤總成設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)滿足以下幾個(gè)方面的要求：</p><p>　　為了減少變速器換擋時(shí)輪齒間的沖擊，從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)盡可能??；</p><p>　　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(dòng)盤應(yīng)具有軸向彈性；</p><p>　　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)盤中應(yīng)裝有扭轉(zhuǎn)減震器；具有足夠的抗爆裂強(qiáng)度。</p>

43、;<p><b>　　一、從動(dòng)片</b></p><p>　　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3噸貨車行使速度不高，最高車速不超過(guò)95Km/h.柴油發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速。故取從動(dòng)片厚度為1.5mm.</p><p>　　為

44、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(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)盤和從動(dòng)盤之間的壓力是逐漸增加的。</p><p>　　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。</p><p><b>　　

45、二、從動(dòng)盤轂</b></p><p>　　發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動(dòng)盤轂的花鍵孔輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔內(nèi)。從動(dòng)盤轂和變速器輸入軸的花鍵接合方式采用齒側(cè)定心的矩形花鍵。</p><p>　　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;</p><p&g

46、t;　　齒厚：b=5mm; 有效尺長(zhǎng)：l=45mm.</p><p>　　為了保證從動(dòng)盤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)雜情況下工作的離合器，其盤轂長(zhǎng)度更大。考慮所設(shè)計(jì)3噸貨車，工作條件較一般，所以取從動(dòng)盤轂長(zhǎng)為L(zhǎng)=1.040=40mm。</p><p>　　由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過(guò)

47、大而全破壞，所以花鍵要進(jìn)行擠壓應(yīng)力計(jì)算。由公式：</p><p><b>　?。?-11）</b></p><p>　　式中:P—花鍵的齒側(cè)面壓力，由下式確定：</p><p><b>　?。?-12）</b></p><p>　　式中：d,D—花鍵的內(nèi)外徑，mm;</p><p

48、>　　Z---從動(dòng)盤轂的數(shù)目；</p><p>　　--發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N.m;</p><p><b>　　n—花鍵齒數(shù)；</b></p><p>　　h—花鍵工作高度,m.h=(D+d)/2;</p><p>　　l—花鍵有效長(zhǎng)度，m.</p><p><b>　　由已知條件：

49、</b></p><p>　　從動(dòng)盤轂由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)11.4。故所選花鍵尺寸滿足要求。</p><p>　　§3.3 壓盤和離合器蓋計(jì)算</p><p>　　一、壓盤傳力方式的選擇</p><p>　　壓盤和飛輪間常用的連接方式有凸臺(tái)式連接、鍵式連接和銷式連接。本次設(shè)計(jì)采用凸臺(tái)式連接方

50、式但是以上的設(shè)計(jì)方式都有共同的缺陷：連接件之間都有間隙，在窗傳動(dòng)中將產(chǎn)生沖擊和噪聲，而且在零件相對(duì)滑動(dòng)中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動(dòng)效率。</p><p>　　現(xiàn)在廣泛采用傳力片的傳動(dòng)方式，有彈簧鋼帶制成的傳力片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上。為了改善傳力片的受力狀況，它一般都是沿圓周切向布置，這種傳力片的連接方式還簡(jiǎn)化了壓盤的結(jié)構(gòu)，減低了對(duì)裝配精度要求，并且還有利于壓盤的定中。</p&g

51、t;<p>　　二、壓盤幾何尺寸的確定 </p><p>　　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(lái)了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結(jié)為如何去確定它的厚度。</p><p>　　壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點(diǎn)：1）壓盤應(yīng)具有足夠的質(zhì)量，使每次接合時(shí)的溫升不致過(guò)高：2)壓盤應(yīng)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

52、磨擦片的均勻壓緊。</p><p>　　鑒于以上兩原因，本次設(shè)計(jì)壓盤厚度取15mm。在初步確定壓盤厚度以后，應(yīng)校核離合器接合一次時(shí)的溫升，它不應(yīng)超過(guò)。</p><p><b>　　校核計(jì)算公式：</b></p><p><b>　　（3-13）</b></p><p><b>　　式中：-

53、-溫升，；</b></p><p>　　L—滑磨功，N.m;</p><p>　　--分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合器壓盤；</p><p>　　c—壓盤的熱容量，對(duì)鑄鐵壓盤：；</p><p><b>　　m—壓盤質(zhì)量， ．</b></p><p><b>　　

54、℃</b></p><p>　　壓盤由鑄鐵鑄成．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。</p><p><b>　　三、離合器蓋設(shè)計(jì)</b></p><p>　　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。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

55、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。</p><p>　　離合器蓋常采用厚度約為的碳鋼板沖壓而成。</p><p>　　§3.4拉式膜片彈簧設(shè)計(jì)</p><p>　　圖3-1 膜片彈簧</p><p&g

56、t;　　一、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇</p><p>　　1. 比值H/h和h的選擇 </p><p>　　圖3-2 不同H/h值的無(wú)因次特性曲線 圖3-3 膜片彈簧的彈性變性特性</p><p>　　為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧H/h一般為1.5～2.2，板厚h為2～4mm，據(jù)分析選為</p>&l

57、t;p>　　h=3.5mm H＝5.6mm</p><p>　　2 . R/r比值和R、r的選擇</p><p>　　研究表明，R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特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1.20～1.35，初取1.25拉式膜片彈簧r值宜取為大于或等于</p><p><b>　　

58、取r＝125mm</b></p><p>　　R=120x1.25=157.5mm</p><p>　　3. 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角α與內(nèi)錐高度H關(guān)系密切</p><p>　　α＝arctan H／(R-r) ≈H／(R-r), 一般在9°～15°范圍內(nèi)。</p><p>　　α＝arctan 5.6／(

59、157.5-126) ≈°</p><p>　　4 . 膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇</p><p>　　膜片彈簧的彈性特性曲線，如（圖3-3）所示。該曲線的拐點(diǎn)H對(duì)應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且λ1H= (λ1M +λ1N)／2。新離合器在接合狀態(tài)時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)B一般取在凸點(diǎn)M和拐點(diǎn)H之間，且靠近或在H點(diǎn)處，一般λ1B =(0.8～1.0) λ1H，以保證摩擦片在最大磨損限度△λ

60、范圍內(nèi)壓緊力從F1B到F1A變化不大。當(dāng)分離時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點(diǎn)應(yīng)盡量靠近N點(diǎn)。</p><p>　　圖3-4 膜片彈簧的彈性特性曲線</p><p>　　5 . 分離指數(shù)目n取為18</p><p>　　6. 切槽寬度=4mm，窗孔槽寬=10mm，半徑=108mm</p><p>　　7. 支承環(huán)作用

61、半徑=152mm,與壓盤接觸半徑=131mm</p><p>　　§3.5 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)</p><p>　　膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)就是要確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其彈性特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強(qiáng)度也滿足設(shè)計(jì)要求，以達(dá)到最佳的綜合效果。</p><p><b>　　一、 目標(biāo)函數(shù)</b></p><

62、p>　　目前，國(guó)內(nèi)關(guān)于膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)主要有以下幾種；</p><p>　　彈簧工作時(shí)的最大應(yīng)力為最小。</p><p>　　在從動(dòng)盤摩擦片磨損前后，彈簧壓緊力之差的絕對(duì)值為最小。</p><p>　　在分離過(guò)程中，駕駛員作用在分離軸承上的分離操縱力的-平均值為最小。</p><p>　　在摩擦片磨損極限范圍內(nèi)，彈簧壓緊力變化

63、的絕對(duì)值的平均值為最小。</p><p>　　選3）和4）兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)為雙目標(biāo)。</p><p>　　為了即保證離合器使用過(guò)程中傳遞轉(zhuǎn)矩的穩(wěn)定性，又不致嚴(yán)重過(guò)載，且能保證操縱省力，選取5）作為目標(biāo)函數(shù)，通過(guò)兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)分配不同的權(quán)重來(lái)協(xié)調(diào)它們之間的矛盾，并用轉(zhuǎn)換函數(shù)將兩個(gè)目標(biāo)合成一個(gè)目標(biāo)，構(gòu)成統(tǒng)一的總目標(biāo)函數(shù)，則</p><p>　　f(x)=(x)+(x)<

64、/p><p>　　式中，和分別為兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)(x)和(x)的加權(quán)因子，視設(shè)計(jì)要求選定。</p><p><b>　　二、 設(shè)計(jì)變量</b></p><p>　　圖3-5 子午斷面繞中性點(diǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)</p><p>　　圖3-6 膜片彈簧在不同狀態(tài)時(shí)的變形</p><p>　　a)自由狀態(tài) b)壓緊狀

65、態(tài) c）分離狀態(tài)</p><p>　　假設(shè)膜片彈簧在承載過(guò)程中，其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點(diǎn)O轉(zhuǎn)動(dòng)，如圖3-5。</p><p>　　通過(guò)支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的載荷F1集中在支承點(diǎn)處，加載點(diǎn)間的相對(duì)軸向變形為λl，如圖3-6，則有關(guān)系式</p><p><b>　　（3-14）</b></p><p>　

66、　從膜片彈簧載荷變形特性公式可以看出，應(yīng)選取H、h、R、r、R1、r1這六個(gè)尺寸參數(shù)以及在接合工作點(diǎn)相應(yīng)于彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量λ1B為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量，即</p><p>　　X = [ x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 ]T= [ H h R r R1 r1 λ1B ]T </p><p><b>　　三、 約束條件<

67、;/b></p><p>　　1) 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 </p><p>　　= （3-15）</p><p><b>　　要求壓緊力 ＝＝</b></p><p>　　2) 為了保證各工作點(diǎn)A、B、C有較合適的位置(A點(diǎn)在凸點(diǎn)M左邊，B點(diǎn)

68、在拐點(diǎn)H附近，C點(diǎn)在凹點(diǎn)N附近，如圖2-11所示)，應(yīng)正確選擇λ1B相對(duì)于拐點(diǎn)λ1H的位置，一般λ1B／λ1H=0.8～1.0，則有 </p><p><b>　　符合要求。</b></p><p>　　3) 保證摩擦片磨損后仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力F1A應(yīng)大于或等于新摩擦片時(shí)的壓緊力F1B，即</p><p>　　F1A

69、≥F1B （3-16）</p><p><b>　　符合要求。</b></p><p>　　4) 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H／h與初始底錐角</p><p>　　α=應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即：</p><p>　　1.6≤H／h≤2.2

70、 9°≤α≤15°</p><p>　　5.6/3.5=1.6 α==° </p><p><b>　　符合要求。</b></p><p>　　5) 彈簧各部分有關(guān)尺寸比值應(yīng)符合一定的范圍，即</p><p>　　1.20≤R／r≤1.35 3.5≤R／r0≤5

71、.0 （3-17） </p><p>　　R/r=157.5/126=1.25 R/=157.5/45=3.5 </p><p><b>　　符合要求。</b></p><p>　　6

72、) 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑r1應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即</p><p>　　(D+d)／4≤r1≤D／2 （3-18）</p><p>　　(D+d)/4=128.75mm =131mm D/2=162.5mm</p><p><b>　　符合要求</b>&

73、lt;/p><p>　　7) 根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求，R1與R、r1與r、rf與r0之差應(yīng)在一定范圍，即</p><p>　　1≤R1-R≤7 0≤r1-r≤6 0≤rf-r0≤4 （3-19）</p><p><b>　　，符合要求</b></p><p>　　8) 膜片彈簧的

74、杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即</p><p>　　拉式：3.5≤ ≤9.0</p><p><b>　　符合要求</b></p><p><b>　　四、強(qiáng)度校核</b></p><p>　　分析表明，B點(diǎn)的應(yīng)力最高，通常只計(jì)算B點(diǎn)應(yīng)力來(lái)校核碟簧的強(qiáng)度。</p><p>　　

75、膜片彈簧工作位置B點(diǎn)的最大壓應(yīng)力為：</p><p>　　= （3-20）</p><p>　　cos （3-21）</p><p><b>　　（3-22）</b></p><p>　　式中 b是膜片彈簧圓心點(diǎn)到子午斷面上的中性點(diǎn)的距離（mm）</

76、p><p>　　是達(dá)到極大值是的轉(zhuǎn)角（°）</p><p><b>　　其它參數(shù)已知。</b></p><p>　　把已知數(shù)據(jù)代入（3-21）和（3-22），得</p><p><b>　　=10.02º</b></p><p>　　然后把所有有關(guān)的數(shù)據(jù)代入（

77、3-20）式中，得</p><p><b>　　=358.76N</b></p><p>　　膜片彈簧工作位置B點(diǎn)還受彎曲應(yīng)力，其值為</p><p>　　= （3-23）</p><p>　　式中 是分離指根部寬度；其它參數(shù)已知。</p><p>

78、　　代入已知參數(shù)，得 =562.30N</p><p>　　根據(jù)最大切應(yīng)力理論,一般不大于1500~1700N。工作位置B點(diǎn)的當(dāng)量應(yīng)力為：</p><p><b>　　921.06N</b></p><p>　　以上計(jì)算表明，所設(shè)計(jì)的膜片彈簧符合強(qiáng)度要求。</p><p>　　§3.6 扭轉(zhuǎn)減震器計(jì)算 &l

79、t;/p><p><b>　　一、極限轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　極限轉(zhuǎn)矩為減震器在消除限位銷與從動(dòng)盤轂缺口間的間隙時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩 。</p><p>　　二、減震彈簧的位置半徑R1 </p><p>　　R1=（0.6~0.75）d/2 </p><p>　　因?yàn)镽<70mm,由d

80、=190mm</p><p>　　所以R1=57~71.25mm,且R<70mm.</p><p><b>　　三、減震彈簧個(gè)數(shù)Z</b></p><p>　　摩擦片外徑D=325mm，根據(jù)推薦選取減震彈簧個(gè)數(shù)Z=6 。</p><p><b>　　四、減震彈簧總壓力</b></p>

81、;<p>　　當(dāng)限位銷與從動(dòng)盤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：</p><p><b>　　單個(gè)減震彈簧壓力：</b></p><p>　　§3.7 離合器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p><b>　　一、踏板位置</b></p><p>　

82、　離合器踏板位置以人體左右對(duì)稱中心外準(zhǔn)向左移80-100mm，作為離合器踏板中心線的位置 。</p><p><b>　　二、踏板行程</b></p><p>　　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。踏板一般行程在80~150mm范圍內(nèi)，最大不應(yīng)超過(guò)180mm。</p><p><b>　　三、踏板力</b>&

83、lt;/p><p>　　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)離合器操縱的輕便性。一般來(lái)說(shuō)，轎車在80~130N，載貨汽車</p><p><b>　　四、離合器操縱傳動(dòng)</b></p><p>　　不應(yīng)超過(guò)150~200N。</p>

84、<p>　　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)采用液壓式傳動(dòng)。 </p><p>　　五、離合器操縱機(jī)構(gòu)的主要計(jì)算</p><p>　　1、 液壓式操縱機(jī)構(gòu)示意圖</p><p>　　圖3-7液壓操縱機(jī)構(gòu)</p><p><b>　　2、 踏板行程</b></p><p>

85、　　踏板行程S由自由行程和工作行程兩部分組成，即</p><p>　　S=+= （3-24）</p><p>　　式中，——分離軸承自由行程（一般為1.5自由行程一般20-30mm）;</p><p>　　——分別為主缸和工作缸的直徑（mm）;——為離合器分離時(shí)對(duì)偶摩擦面之間的間隙（單片：=0.85-1.30mm,雙片：=0.75-0.90）;&l

86、t;/p><p><b>　　——杠桿尺寸。</b></p><p><b>　　參數(shù)選擇：</b></p><p>　　、=25mm =1.2mm. 則操縱機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比和踏板自由行程為：</p><p>　　因此可以有（3-24）式,帶入數(shù)據(jù)算出踏板行程S，即

87、</p><p>　　離合器踏板最大行程不超過(guò)175mm，一般為150mm，所以符合設(shè)計(jì)要求</p><p><b>　　3、 踏板力</b></p><p>　　踏板力可由下式計(jì)算得到</p><p><b>　　(3-25)</b></p><p>　　式中，為離合器分離

88、時(shí)，壓緊彈簧對(duì)壓盤的總壓力，為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力; 、分別為操縱機(jī)構(gòu)的總傳動(dòng)比和機(jī)械效率，取85﹪.則有一下關(guān)系踏板力（忽略回位彈簧拉力）</p><p><b>　?。ǎ?lt;/b></p><p>　　不考慮離合器回位彈簧的作用，分離離合器所做的功</p><p>　　式中為離合器接合狀態(tài)下膜片彈簧的總壓緊力。=2388.51

89、N</p><p>　　在規(guī)定的踏板力和行程允許的范圍內(nèi)，駕駛員分離離合器所做的功不應(yīng)大于30J。</p><p>　　第四章 傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　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；

90、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。</p><p>　　傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度和夾角及它們的變化范圍由汽車總布置設(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

91、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。</p><p>　　§4.1 萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算載荷 </p><p>　　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。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）

92、按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來(lái)確定。</p><p>　　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：</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中：--傳動(dòng)軸計(jì)算載荷，單位：；</p><p>　　--猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，在此取=2；</p><p>　

93、　--發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，單位：N.m；</p><p>　　K --液力變矩器變矩系數(shù)，k=1;</p><p>　　--變速器一擋傳動(dòng)比，；</p><p>　　--分動(dòng)器傳動(dòng)比，；</p><p>　　--發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率，％；</p><p>　　n—計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，為1。</p>&

94、lt;p><b>　　由公式（3—1）：</b></p><p>　　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 。</p><p>　　§4.2 十字軸設(shè)計(jì)計(jì)算 </p><p>　　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)

95、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。</p><p>　　本次設(shè)計(jì)參考《底盤設(shè)計(jì)》（吉林工業(yè)大學(xué)出版），根據(jù)不同噸位載重汽車的十字軸總成初選其尺寸：</p><p>　　十字軸：H=90mm d=20mm h=16mm </p><p>　

96、　設(shè)各滾針對(duì)十字軸軸頸作用力的合力為F，則：</p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　式中：--萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，；</p><p>　　r--合力F作用線到十字軸中心之間的距離，r=37mm；</p><p>　　--萬(wàn)向傳動(dòng)的最大夾角，取 。</p><p>　　

97、則由式（4—2）可得:</p><p>　　十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力應(yīng)滿足：</p><p><b>　　（4-3）</b></p><p>　　式中：--十字軸軸頸根部彎曲應(yīng)力，單位：；</p><p>　　--十字軸軸頸直徑，；</p><p>　　--十字軸油道孔直徑，；</p>

98、<p>　　s--合力F作用線到軸頸根部的距離，s=8mm；</p><p>　　--彎曲許用值，為 。</p><p>　　由公式（3—3）可得：</p><p><b>　　滿足強(qiáng)度要求。</b></p><p>　　十字軸軸頸的切應(yīng)力應(yīng)滿足：</p><p><b>

99、　?。?-4）</b></p><p><b>　　則由已知數(shù)據(jù)可得：</b></p><p>　　滿足切應(yīng)力許用范圍 。</p><p>　　§4.3 十字軸滾針軸承的計(jì)算</p><p>　　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。

100、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)0.2-0.4mm 。</p><p>　　滾針軸承的

101、接觸應(yīng)力為：</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p>　　式中：--滾針直徑，；</p><p>　　--十字軸軸頸直徑，；</p><p>　　--滾針工作長(zhǎng)度，。</p><p>　　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:</p>

102、<p><b>　　(4-6)</b></p><p>　　式中：i—滾針列數(shù)，i=1；</p><p>　　Z—每列中滾針數(shù)，Z=22 。</p><p><b>　　則:</b></p><p>　　由公式（4-5）可得:</p><p>　　當(dāng)滾針和十字軸軸

103、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。</p><p>　　計(jì)算結(jié)果:滾針直徑；</p><p><b>　　工作高度；</b></p><p>　　列數(shù) i=1；</p><p><b>　　單列滾針數(shù)Z=22</b></p>

104、<p>　　§4.4 萬(wàn)向節(jié)叉的設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　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 、 。</p><p>　　圖4-1 作用在萬(wàn)向節(jié)叉及十字軸上的力</p><p>　　初始位置 時(shí)；（b）主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)角時(shí) </p><p><b>　?。?/p>

105、4-7）</b></p><p>　　式中：R—切向力作用線與萬(wàn)向節(jié)叉軸之間的距離；</p><p>　　--轉(zhuǎn)向節(jié)主動(dòng)叉軸之轉(zhuǎn)角；</p><p>　　--轉(zhuǎn)向節(jié)主、從動(dòng)叉軸之夾角。</p><p>　　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：</p><p><b>　　

106、（4-8）</b></p><p>　　圖（a）為主動(dòng)叉位于與初始位置的受力狀況，此時(shí) ，達(dá)最大值：</p><p><b>　?。?-9）</b></p><p>　　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：</p><p><b>　　（4-10）</b></

107、p><p>　　圖4-2 萬(wàn)向節(jié)叉危險(xiǎn)截面示意圖</p><p>　　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：</p><p><b>　?。?-11）</b></p><p>　　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：</p><p&g

108、t;<b>　　（4-12）</b></p><p>　　根據(jù)相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)可知：</p><p>　　H=80mm b=18mm k=0.246 a=16mm e=45mm </p><p><b>　　則： </b></p><p>　　萬(wàn)向節(jié)叉由45鋼制造，其彎曲應(yīng)力不應(yīng)大于

109、，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。</p><p>　　§4.5 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算</p><p>　　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?？招牡妮S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，故用作汽車傳動(dòng)系的萬(wàn)向傳動(dòng)軸。</p&

110、gt;<p>　　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)（YB242-63）選定，并校核臨界轉(zhuǎn)速及扭矩強(qiáng)度。</p><p>　　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)

111、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）：</p><p>　　圖4-3 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算示意圖</p><p>　　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：</p><p>　　式中：y—軸在其離心力作用下產(chǎn)生的撓度。</

112、p><p>　　與離心力相平衡的彈性力為：</p><p>　　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：</p><p>　　E—材料的彈性模量，可??；</p><p>　　J—軸管截面的抗彎慣性矩。</p><p><b>　　因 </b></p&

113、gt;<p><b>　　故有 </b></p><p>　　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：</p><p><b>　?。?-13）</b></p><p><b>　　傳動(dòng)軸管：</b></p><p>　　式中：D、d—軸管的外徑及

114、內(nèi)徑，mm. D=80mm,d=76mm;</p><p>　　L—傳動(dòng)軸的支撐長(zhǎng)度，取兩萬(wàn)向節(jié)之中心距，mm；</p><p>　　--軸管材料的密度，對(duì)于鋼 ；</p><p>　　將上述c、J及m的表達(dá)式代入（3-13），令 </p><p>　　則得傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速為：</p><p><b>　?。?/p>

115、4-14）</b></p><p>　　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?。?lt;/p><p>　　式中：--相應(yīng)于最高車速時(shí)傳動(dòng)軸最大轉(zhuǎn)速，r/min;</p><p>　　--傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速,r/min;</p><p>　　在本次設(shè)

116、計(jì)中，已知D=80mm，d=76mm,L=1200mm;</p><p>　　已知發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速。</p><p><b>　　安全系數(shù)。</b></p><p>　　§4.6 軸管強(qiáng)度計(jì)算</p><p>　　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：</p>&

117、lt;p><b>　　（4-15）</b></p><p>　　式中：--發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N.m;</p><p>　　--變速器一擋傳動(dòng)比；</p><p><b>　　--動(dòng)載系數(shù)；</b></p><p><b>　　--抗扭截面系數(shù)。</b></p>

118、<p>　　傳動(dòng)軸采用空心結(jié)構(gòu)，則：</p><p><b>　?。?-16）</b></p><p>　　式中：T—傳動(dòng)軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩，T=2598820N.mm；</p><p>　　D d—傳動(dòng)軸管的外徑和內(nèi)徑，D=80mm,d=76mm;</p><p>　　傳動(dòng)軸管扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不大于，安全系數(shù) 。</

119、p><p>　　§4.7 傳動(dòng)軸花鍵軸的計(jì)算</p><p>　　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。</p><p><b>　?。?-17）</b></p><p>　　式中: --傳動(dòng)花鍵軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力；</p><p>　　--傳動(dòng)軸

120、傳遞載荷；</p><p>　　--花鍵軸的花鍵內(nèi)徑；</p><p>　　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：</p><p>　　安全系數(shù)為 ，安全系數(shù)一般在2-3左右。即滿足要求。</p><p>　　傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵采用矩形花鍵，齒側(cè)擠壓應(yīng)力為：</p><p><b>

121、;　?。?-18）</b></p><p>　　式中：--花鍵處轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)。=1.3-1.4 ；</p><p>　　--花鍵外徑，取 ；</p><p>　　--花鍵內(nèi)徑，取 ；</p><p>　　--花鍵的有效工作長(zhǎng)度， ；</p><p>　　--花鍵齒數(shù)， ； 則：</p&g

122、t;<p>　　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。</p><p>　　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 。</p><p><b>　　第五章 結(jié) 論</b></p><p>　　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)整車有一個(gè)全面的、系統(tǒng)的、整體

123、的認(rèn)識(shí)，明確各自的任務(wù)以及與整車設(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)。</p><p>　　離合器是汽車傳動(dòng)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(shè)計(jì)中，首先對(duì)離合器的類型和各自的特點(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

124、擦片的內(nèi)外徑大小、從動(dòng)盤轂連接花鍵齒、壓盤厚度以及離合器蓋等的各個(gè)參數(shù)。并在計(jì)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)的拉式膜片彈簧離合器經(jīng)計(jì)算校核能夠滿足所需設(shè)計(jì)要求。而在離合器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算中也遇到了困難，比如找各個(gè)參數(shù)和杠桿力等等，還有踏板行程和踏板力。</p><p>　　傳動(dòng)軸同離合器一樣，在汽車傳動(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