596 HKD640微型客車設(shè)計(jì)(離合器及操縱機(jī)構(gòu)及傳動(dòng)軸設(shè)計(jì))

596 HKD640微型客車設(shè)計(jì)(離合器及操縱機(jī)構(gòu)及傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)),596,HKD640微型客車設(shè)計(jì)(離合器及操縱機(jī)構(gòu)及傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)),hkd640,微型,客車,設(shè)計(jì),離合器,操縱,機(jī)構(gòu),傳動(dòng)軸 HKD640微型客車設(shè)計(jì) (離合器及操縱機(jī)構(gòu)及傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)) 摘　要 本次設(shè)計(jì)了離合器和傳動(dòng)軸。在汽車傳動(dòng)系的這些部件中，離合器和傳動(dòng)軸是其中兩個(gè)重要的部件。在傳動(dòng)系統(tǒng)中，離合器位于發(fā)動(dòng)機(jī)與變速器之間，其作用是使駕駛員可以把發(fā)動(dòng)機(jī)與變速器接合或分離。離合器是一種摩擦式分離裝置，與駕駛室中離合器踏板相連接。駕駛員通過(guò)操縱離合器既可以使發(fā)動(dòng)機(jī)與離合器暫時(shí)分離，也可以在汽車起步時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)與離合器平穩(wěn)接合。本次設(shè)計(jì)為膜片彈簧離合器。 本設(shè)計(jì)通過(guò)對(duì)傳動(dòng)軸的傳動(dòng)類型分析，結(jié)合所設(shè)計(jì)微型客車的特點(diǎn)以及市場(chǎng)趨勢(shì)等因素，對(duì)傳動(dòng)方式和傳動(dòng)軸進(jìn)行了選型；通過(guò)對(duì)傳動(dòng)軸的類型與結(jié)構(gòu)分析，選擇傳動(dòng)軸的十字軸滾針軸承的密封形式為外卡環(huán)式密封，并在其密封部位采用橡膠骨架油封和氈圈油封相結(jié)合的密封形式，以適應(yīng)農(nóng)村地區(qū)的惡略路況；通過(guò)對(duì)萬(wàn)向節(jié)的十字軸 、滾針軸承 、萬(wàn)向節(jié)叉的設(shè)計(jì)計(jì)算，確定了所設(shè)計(jì)車輛使用的這些部件的具體尺寸；通過(guò)對(duì)傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速和計(jì)算載荷的確定，用待定系數(shù)法確定了傳動(dòng)軸的花鍵軸和軸管的尺寸，并校核了其扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度和臨界轉(zhuǎn)速，確定了合適的安全系數(shù)。鑒于矩形花鍵的一系列優(yōu)點(diǎn)和國(guó)內(nèi)的生產(chǎn)加工水平，傳動(dòng)軸花鍵采用了矩形花鍵。傳動(dòng)軸的實(shí)驗(yàn)室傳動(dòng)軸的生產(chǎn)加工中的一項(xiàng)至關(guān)重要的程序，本文在該書(shū)中對(duì)傳動(dòng)軸的試驗(yàn)進(jìn)行了簡(jiǎn)要介紹，并且在設(shè)計(jì)過(guò)程中對(duì)涉及到實(shí)驗(yàn)的部分有針對(duì)性查閱了同類型的產(chǎn)品的試驗(yàn)結(jié)果，對(duì)設(shè)計(jì)結(jié)果予以修正。綜合各部分的設(shè)計(jì)及校核結(jié)果，所設(shè)計(jì)的傳動(dòng)軸能滿足所設(shè)計(jì)的微型客車的傳動(dòng)要求。 關(guān)鍵詞：離合器, 摩擦式, 膜片彈簧, 傳動(dòng)軸, 十字軸 HKD640MINI PASSENGER CAR —CLUTCH、CONTROL MECHANISMAND PROPELLER SHAFT DESIGN ABSTRACT In this thesis ,clutch、control mechanism and propeller shaft is designed .The clutch and the transmission are two important units of all .The clutch is located in the power train between the engine and the transmission .Its purpose is to permit the driver to coupe or uncouple the engine and transmission .The clutch is a friction-type device .It is linked to a clutch pedal in the driver’s compartment .The clutch allows the driver to couple the engine or uncouple the engine from transmission while he is shifting gears or starting the automobile moving rest .In the design ,we use the type of coil-pressure-spring . The thesis introduced power transmission shaft used on farming transporters. According to the features of the farming transporter and the characters of the road in rural areas ,we chose the simply made open style power transmission shaft .For farming transporters , its cost and convenience for reparation and adaptability rather than its comfort ability and science ratio are concerned .So during the design we did not pay too much attention to the popular which is often advanced technology of the filed .On the contrary ,we just made some necessary improvement to the using form .For example ,we use involutes serration instead of rectangle serration ,so the durability of the spine will be much upgraded while its cost still low because nowadays its not more difficult to machine involutes serration than rectangle serration .To up the durability of the shaft ,we paid much attention to the seal form of the unit .We used rubber bone seal together with felt washer . KEY WORDS：clutch, friction-type, Diaphragm spring, power transmission shaft, cross axle 目 錄 第一章 前 言……………………………………………………1 第二章 離合器概述………………………………………………2 §2.1 離合器的主動(dòng)部分…………………………………………3 §2.2 離合器的結(jié)構(gòu)選擇…………………………………………5 §2.3離合器的工作原理……………………………………………6 第三章 離合器設(shè)計(jì)計(jì)算…………………………………………6 §3.1離合器設(shè)計(jì)要求……………………………………………6 §3.2離合器參數(shù)的選擇…………………………………………6 §3.3從動(dòng)盤(pán)總成………………………………………………10 §3.4壓盤(pán)和離合器蓋計(jì)算………………………………………12 §3.5 膜片彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………15 §3.6 扭轉(zhuǎn)減震器計(jì)算……………………………………………17 §3.7 離合器操縱系統(tǒng)設(shè)計(jì)………………………………………18 第四章 傳動(dòng)軸計(jì)算……………………………………………19 §4.1 萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算載荷………………………………………20 §4.2 十字軸設(shè)計(jì)計(jì)算……………………………………………20 §4.3 十字軸滾針軸承的計(jì)算……………………………………22 §4.4 萬(wàn)向節(jié)叉的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………23 §4.5 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算………………………………………25 §4.6 軸管強(qiáng)度計(jì)算………………………………………………27 §4.7 傳動(dòng)軸花鍵軸的計(jì)算………………………………………28 第五章 結(jié) 論……………………………………………………30 參考文獻(xiàn)……………………………………………………………31 致 謝………………………………………………………………32 外文翻譯……………………………………………………………33 常用符號(hào)表 第二章 離合器設(shè)計(jì)計(jì)算 物理量 代號(hào) 單位 物理量 代號(hào) 單位 摩擦片外徑 D mm 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速 n r/min 摩擦片最大圓周速度 V m/s 離合器后備系數(shù) 單位壓力 靜摩擦力矩 N.m 摩擦面間的靜摩擦因數(shù) f 壓盤(pán)施加在摩擦面上的工作壓力 F N 摩擦面數(shù) Z 摩擦片的平均摩擦半徑 mm 單位摩擦面積滑磨功 w 汽車總質(zhì)量 Kg 輪胎滾動(dòng)半徑 m 主減速器傳動(dòng)比 軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的抗扭截面系數(shù) 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 N.m 第三章 傳動(dòng)軸計(jì)算 物理量 代號(hào) 單位 物理量 代號(hào) 單位 傳動(dòng)軸計(jì)算載荷 變速器一擋傳動(dòng)比 計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù) n 萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 N.m 萬(wàn)向傳動(dòng)的最大夾角 十字軸軸頸根部彎曲應(yīng)力 滾針工作長(zhǎng)度 mm 材料的彈性模量 E 臨界轉(zhuǎn)速 r/mi 安全系數(shù) K 動(dòng)載系數(shù) 傳動(dòng)花鍵軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 齒側(cè)擠壓應(yīng)力 變速器一擋傳動(dòng)比 第一章 前 言 隨著汽車工業(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,載重汽車趨于大型化,國(guó)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(jiǎn)化操作已成為離合器目前發(fā)展的趨勢(shì)。 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,使汽車起步時(shí)沒(méi)有抖動(dòng)和沖擊; ③分離時(shí)要迅速?gòu)氐? ④離合器從動(dòng)部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小,以減輕汽車起步和換檔時(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(guò),適當(dāng)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(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響,特別是高速旋轉(zhuǎn)時(shí),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(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，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、膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，故不需專門(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。 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 離合器的結(jié)構(gòu)選擇 汽車離合器大多數(shù)是盤(pán)形摩擦離合器，按其從動(dòng)盤(pán)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(shí)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(shè)計(jì)選用拉式離合器。再設(shè)計(jì)離合器時(shí)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(jié)構(gòu)。 一、 從動(dòng)盤(pán)的選擇 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，在布置允許的條件下，離合器通常只設(shè)有一片從動(dòng)盤(pán)，單片離合器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，在使用時(shí)能保證分離徹底、接合平順。 在此次設(shè)計(jì)當(dāng)中，其轉(zhuǎn)矩很小，所以我采用單盤(pán)離合器。 二、驅(qū)動(dòng)方式的選擇 壓盤(pán)的驅(qū)動(dòng)方式主要有凸塊-窗孔式、銷釘式、鍵塊式和傳動(dòng)片多種。窗孔式是單盤(pán)離合器中常采用的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，它是在壓盤(pán)上作出三個(gè)或四個(gè)凸塊深入離合器蓋對(duì)應(yīng)的窗孔中。它結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(pán)離合器中，鍵塊式一般用驅(qū)動(dòng)中間壓盤(pán)。 傳動(dòng)片式驅(qū)動(dòng)方式中傳動(dòng)片大都為周向布置，周向布置的傳動(dòng)片常用3或4組，每組2-3片，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)時(shí)傳動(dòng)片受拉。傳動(dòng)片式驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)無(wú)摩擦和磨損，無(wú)傳動(dòng)間隙、效率高、無(wú)噪聲、定心精度高，使用平衡性好。 采用傳動(dòng)片式驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)。 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(zhuǎn)速、低軸荷的情況。后者則適用于低轉(zhuǎn)速、高軸向負(fù)荷的情況。因?yàn)榉蛛x軸承與膜片彈簧間有周向滑動(dòng)，同時(shí)也有徑向滑動(dòng)。當(dāng)兩者在旋轉(zhuǎn)不同心時(shí)，徑向滑動(dòng)加劇。為了消除因不同心引起的磨損，近年來(lái)在膜片彈簧離合器中廣泛采用自動(dòng)調(diào)心式分離軸承。 考慮到自動(dòng)調(diào)心式分離軸承制造工藝比較復(fù)雜，而且成本高，所以選用止推軸承。 四、從動(dòng)片 從動(dòng)片由摩擦片、傳動(dòng)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(duì)性能影響??；足夠的耐磨性；足夠的機(jī)械強(qiáng)度；熱穩(wěn)定性，磨合性能好；并且有利于接合平順；長(zhǎng)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(jié)金屬、金屬陶瓷等材料。其中石棉基摩擦材料價(jià)格低，密度小，應(yīng)用廣泛。而在工作條件惡劣，工作溫度很高的離合器中，燒結(jié)金屬和金屬陶瓷材料應(yīng)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(jià)格較高，密度大，不能保證柔和接合。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的具體性能指標(biāo)和汽車的使用條件選用石棉基摩擦材料。 摩擦片與傳動(dòng)鋼片的鏈接有鉚接法和粘結(jié)法。鉚接發(fā)連接可靠，更換摩擦片方便，適宜在傳動(dòng)鋼片上裝波形彈簧片以獲得軸向彈性，應(yīng)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(wú)法在傳動(dòng)鋼片上裝波形彈簧片以獲得軸向彈性。 故采用鉚接法 2．減震器 扭轉(zhuǎn)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(dòng)吸共振，降低傳動(dòng)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(zhǎng)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(dòng)鋼片與減震盤(pán)間的連接鉚釘建立正壓力，這種方案簡(jiǎn)單。 §2.3 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)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，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） 根據(jù)所設(shè)計(jì)的車型和采用單片摩擦片，則Kd=17。由（3－1）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=180mm,內(nèi)徑d=125mm,厚度h=3.5mm,內(nèi)外徑之比C=0.694，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； 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)車型為微型客車，，根據(jù)的取值范圍β=1.2～4，同時(shí)參考其它同類車型選取。 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)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=0.273; 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） 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=0.694.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(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（3—3）： 五、單位面積滑磨功 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： （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：[w]=0.33; Z—摩擦面數(shù)，Z=2; D—摩擦片外徑，D=180mm; d—摩擦片內(nèi)徑，d=125mm; W—汽車起步時(shí)離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功（J） 汽車起步時(shí)離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功（J）為： （3—9） 式中：--汽車總質(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（3—9）可得： 由公式（3—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)的微型客車行使速度較低，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2mm. 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(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; --軸的抗扭截面系數(shù)，； 對(duì)于實(shí)心軸，將代入（3—11）可得： （3—12） 由可得： 初選mm。 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=18;花鍵外徑：D=23mm；花鍵內(nèi)徑:d=18mm; 齒厚：b=3mm; 有效尺長(zhǎng)：l=25mm. 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)雜情況下工作的離合器，其盤(pán)轂長(zhǎng)度更大?？紤]所設(shè)計(jì)微型汽、客車，工作條件較復(fù)雜，所以取從動(dòng)盤(pán)轂長(zhǎng)為L(zhǎng)=1.2525=31.25mm。 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)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)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15mm。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; --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，． ° 二、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=3.0 故H=（1.5~2.0），h=3~4，取為5.1。 H/h=1.7。 2、 比值R/r及R，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r=74 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1.5~1.1。所以： R=86 R/r=1.16 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) 5、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： 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 =2633.675 =1587 故符合要求。 為了滿足離合器使用性能的要求應(yīng)使： 9 因 =1.7 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 故符合要求。 6.、 根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求,應(yīng)使 而，， 127，026 ，044。 故符合要求。 7、磨片彈簧的分離指起分離杠桿作用,因此其杠桿比應(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=180mm，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)離合器操縱的輕便性。一般來(lái)說(shuō)，對(duì)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(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。 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。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=4.26； —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—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)不同噸位載重汽車的十字軸總成初選其尺寸： 十字軸：H=84mm d=20mm h=16mm 設(shè)各滾針對(duì)十字軸軸頸作用力的合力為F，則： （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=12mm； --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： （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)0.2-0.4mm 。 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； 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4-1 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=0.267 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?？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。 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。 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?。? 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： （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?。? 式中：--相應(yīng)于最高車速時(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=460mm; 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; --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=474810N.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 ，。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： （4—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)，14 ； 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 。 52 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)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，根據(jù)其使用要求和使用條件，同時(shí)參考同類車型的設(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。 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?yán)碚摚ǖ谌妫?北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000 [2] 劉茂光.汽車輪胎手冊(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)家微型汽車車型及配件目錄.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