585 輕型載貨汽車（離合器及傳動軸設計）（有cad圖）

585 輕型載貨汽車（離合器及傳動軸設計）（有cad圖）,585,輕型載貨汽車（離合器及傳動軸設計）（有cad圖）,輕型,載貨,汽車,離合器,傳動軸,設計,cad 大學畢業(yè)設計（論文）開題報告 （學生填表） 學院： 車輛與動力工程學院 2013年 04 月 12 日 課題名稱 輕型載貨汽車（離合器及傳動軸設計） 學生姓名 專業(yè)班級 課題類型 工程設計 指導教師 職稱 課題來源 組合生產(chǎn) 1. 設計（或研究）的依據(jù)與意義 設計依據(jù)：離合器總成作為汽車傳動系的重要部件之一，擔負著傳力、減震和防止系統(tǒng)過載等重要作用。今年來，伴隨著自動變速器技術及與之相配套的離合器技術的完善，離合器產(chǎn)品不論是性能結構方面還是生產(chǎn)制造方面都發(fā)生了很大變化。可見，分析研究離合器，設計出穩(wěn)定高效的離合器具有重大而現(xiàn)實的意義。 設計意義：隨著汽車運輸業(yè)的快速發(fā)展，汽車發(fā)動機轉速、功率的不斷提高以及汽車電子技術的高速發(fā)展，離合器的使用條件越來越苛刻，人們對離合器的要求也越來越高，離合器必須在原有基礎上不斷提髙改進，方能適應新的使用條件。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操作，已成為離合器目前發(fā)展趨勢. 根據(jù)任務書的要求，本次設計的是輕型載貨汽車，而膜片彈簧離合器在轎車以及輕型載貨汽車上已得到廣泛的應用。本設計也采用膜片彈簧離合器。膜片彈簧作為壓簧，可同時兼起分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，質量減小，并顯著縮短了離合器的軸向尺寸。膜片彈簧離合器是一種對稱零件，平衡性好，高速下其壓緊力降低很少，而周布置彈簧離合器在高速時，因受離心力作用會產(chǎn)生橫向撓曲，彈簧嚴重拱出，對壓盤的壓緊力降低，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降，因此對于輕型車膜片彈簧離合器的設計研究對于改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意義。 2. 國內外同類設計（或同類研究）的概況綜述 國內：在品牌價值、產(chǎn)品技術含量、產(chǎn)品質量、規(guī)模效應、生產(chǎn)效率、技術水平和員工素質方面，我國企業(yè)與國際同類先進企業(yè)相比差距較大；在勞動力成本、售價、售后服務、客戶關系和供應商關系等方面，我國企業(yè)處于明顯優(yōu)勢；在市場營銷能力、釆購成本和交貨期方面，我國企業(yè)與國外竟爭者基本持平。國內汽車離合器企業(yè)經(jīng)過不斷地產(chǎn)品結構調整，國產(chǎn)膜片彈簧離合器的品種已經(jīng)能全面覆蓋國內重、中、輕、轎、以及農(nóng)用等車型的需求，研發(fā)的新一代產(chǎn)品也取得了可喜成果，如雙質量飛輪、液力變矩器、適用于300馬力以上動力配套的由430拉式膜片彈簧離合器都獲得了成功。 國外：從國外的發(fā)展動向看，近年來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，載重汽車趨向大型化，從而對汽車離合器的要求越來越高，因而對離合器的研究顯得尤為重要。離合器的性能十分關鍵，沒有一個好的離合器，汽車發(fā)動機的壽命將大大縮減。 3. 課題設計（或研究）的內容 設計的內容：首先通過發(fā)動機的最大轉矩，確定摩擦片外徑尺寸，然后根據(jù)該尺寸對其他部件總成進行計算和設計。通過計算校核摩擦片外徑尺寸，計算選擇出其他部件的外形尺寸，再對其進行校核，確定是否能夠滿足設計要求。設計包括對從動盤總成的設計校核，對壓盤的設計校核，對離合器蓋的設計校核及離合器蓋的設計校核和優(yōu)化。具體設計計算摩擦片、膜片彈簧、扭轉減振器、壓盤、離合器蓋、從動軸、傳動片等多個部件總成。 4. 設計（或研究）方法 主要分析膜片彈簧離合器，對膜片彈簧離合器進行分類，闡述膜片彈簧離合器的原理、組成及其工作特性。通過詳細的推導過程積累大量的數(shù)據(jù)，并敘述離合器的發(fā)展現(xiàn)狀和工作原理，在此過程中，經(jīng)過對比結合，初步確定合適的離合器結構形式，選取膜片彈簧離合器，并且設置扭轉減振器，為后面的計算提供理論基礎。 5. 實施計劃 第7-10周，完成主要總圖設計； 第11-12周，完成零部件圖設計，并完成機繪圖； 第13-14周，整理、編寫設計說明書，整理圖紙及全部設計文件，最后交卷。 指導教師意見 指導教師簽字： 年 月 日 教研室意見 教研室主任簽字： 年 月 日 - 0 目錄 前 言 3 第一章 離合器的設計 .4 §1.1 緒論 .4 §1.2離合器機構的選擇 .4 §1.3離合器主要參數(shù)的選擇與計算 .5 §1.4膜片彈簧的設計與計算 .7 §1.5從動盤轂的設計 12 §1.6扭轉減震器的設計 13 §1.7壓盤尺寸設計和計算 16 第二章 離合器操作機構的設計 20 §2.1離合器操縱機構的設計 20 第三章 傳動軸的設計 23 §3.1傳動軸的概述 23 §3.2傳動軸的結構分析 24 §3.3萬向傳動軸的設計計算 25 結論 .28 - 1 參考文獻 .29 致謝 .30 外文翻譯 .31 - 2 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 在我們日常生活中占據(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)。 這次設計中，我們五名同學共同合作，共同設計一輛輕型載貨汽車，我主 要負責其中的離合器和傳動軸的設計。在本次設計中，我選用的是目前比較廣 泛應用的液壓操縱拉式膜片彈簧離合器。這種離合器有許多優(yōu)點，如操縱省力， 布置方便，結構簡單等。傳動軸采用的是十字軸式萬向節(jié)，其與萬向節(jié)叉的連 接采用外擋圈式。 通過這次的設計，我們對大學四年所學的知識進行了一次全面的回顧與總 結，并且進一步加深與鞏固，同時也掌握了一些運用專業(yè)知識方法，提高了理 論聯(lián)系實際的能力，為今后工作和學習打下了良好的基礎。 - 3 第一章 離合器的設計 §1.1 緒論 汽車離合器的設計是汽車傳動系中于發(fā)動機聯(lián)系的總成。離合器在汽車中 的作用是：切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞，以保證： A.汽車在起步時將發(fā)動機與傳動系平順結合，使汽車平穩(wěn)起步 B.在換擋時將發(fā)動機與傳動系迅速徹底分離，減少變速器中齒輪之間的沖擊， 便于換擋。 C.在工作中受到過大載荷時，靠離合器打滑保護傳動系，防止零件因過載而損 壞。 為保證離合器具有良好的工作性能，對汽車離合器提出如下基本的要求： A.在任何行駛情況下能可靠的傳遞發(fā)動機最大的轉矩，而且傳遞扭矩的能力要 有適當儲備； B.分離是要徹底； C.結合時要平順，以保證汽車起步平穩(wěn)，沒有抖動和沖擊； D 離合器的從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時齒輪之間的沖擊和便于換擋； 此外，離合器應力求做到結構簡單、緊湊、重量輕，制造工藝性好和維修 方便。 §1.2 離合器機構的選擇 在離合器設計時，主要是根據(jù)所要設計的汽車類型和使用要求制造要求以 及三化等條件，并參照同類車型設計來合理選擇離合器的基本類型與結構。 1.2.1、從動盤的選擇： 根據(jù)所要求的設計參數(shù)，我們選擇單盤式離合器。 - 4 1.2.2、壓緊彈簧的選擇： 壓緊彈簧的種類很多，此次設計選用膜片彈簧。 1.2.3、膜片彈簧離合器的分離操縱方式的選擇： 膜片彈簧離合器又有拉式和推式之分，其中拉式和推式相比，有不少優(yōu)點， 因此選擇拉式。 1.2.4、從動盤的選擇: 其主要部分由從動片、摩擦片、從動盤轂、扭轉減震器和花鍵轂組成。離 合器的摩擦材料選擇鐵基粉末冶金。 §1.3 離合器主要參數(shù)的選擇與計算 1.3.1、離合器后備系數(shù) β 的確定 后備系數(shù) β 是離合器很重要的參數(shù)，它保證離合器能可靠傳遞發(fā)動機轉矩 的同時，還有助于減少汽車起步時的滑磨，提高離合器的使用壽命。 在開始設計離合器時，一般是參照已有的經(jīng)驗和統(tǒng)計資料，并根據(jù)汽車的 使用條件、離合器結構型式的特點等，初步選定后備系數(shù)。汽車離合器的后備 系數(shù) β 推薦如下（供參考）： 小轎車：β＝1.2~1.3； 載貨車：β＝1.7~2.25； 帶拖掛的重型車或牽引車：β=2. 0~3.0。 本次設計中，根據(jù)所給參數(shù)，結合相同類型車型，我們選取 β＝1.8。 1.3.2、摩檫系數(shù)∪的確定 在離合器接合、分離過程中，它將遭到嚴重的滑磨，在相對很短的時間內 產(chǎn)生大量的熱，因此，要求摩擦面片應有較好的綜合性能。 通過查表得:本次設計中，摩擦片材料我們選擇鐵基粉末冶金材料，在干式 情況下，摩擦系數(shù)為：0.3~0.4，許用壓強：1.2~3.0，許用溫度：＜680。 1.3.3、摩檫片外徑 D的確定 摩擦片外徑是離合器的重要尺寸之一，初步確定 D的方法有兩種： 1）用公式反算參數(shù) A，再通過 A和離合器的實際結構空間尺寸確定 D。 - 5 2）按發(fā)動機的最大轉矩 Temax（N·m）來初選 D，可參考下列公式： 385max10101.6TeMDmK??? 根據(jù)下面離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表，摩檫片的外徑粗選為 325mm。 式中， 一般載貨汽車 K＝36（單片）或 K=50（雙片） ； 對摩擦片的厚度 h，我國已規(guī)定了 3種規(guī)格：3.2㎜，3.5㎜和 4㎜。 本次設計中，摩擦片厚度選擇 4mm。 由上表得外徑為 325mm，內徑選為 190mm，內外徑比為 0.585，單面面積 54600㎡。 1.3.4、驗算單位壓力 對于采用有機材料作為基礎的摩擦面片，下列一些數(shù)據(jù)可以作為參考： 對于小轎車，D≤230㎜時，p 約為 0. 25MPa；D230㎜時，p 可由下式選取： p=1.18/ ，MPa。D 對于載貨車，D=230㎜時，p 約為 0. 2MPa；D=380~480㎜時，p 約為 0.14MPa。 對于城市公共汽車，一般單片離合器 p約為 0.13MPa；大的雙片離合器 p 約為 0.1MPa（考慮中間的散熱困難） 。 由上表的摩檫片的選材和單位壓力摩檫因素取 ，選用鐵基粉末冶金 0.3f? 材料，其單位壓力 。1.50pMPa? 我選的是單片離合器。 離合器轉矩容量的計算公式如下： 1、離合器轉矩容量 Te，根據(jù)對壓盤壓力分布的兩種假設，有兩種計算公式： （1） 假設壓盤壓力均勻分布 （1— 320RiTeZF??? 1） - 6 （1—2） ()02RiTeZF??? （2） 假設壓盤壓力從 Ri到 R0遞減 式中：Ri、R0-摩擦盤的內、外半徑，m； F-作用在壓盤上的正壓力，N； -摩擦材料的摩擦系數(shù)；? Z-摩擦盤工作面數(shù)，單盤為 2，雙盤為 4…… 2、離合器的轉矩容量與發(fā)動機最大轉矩的基本性能關系 為了保證離合器能可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，將離合器轉矩容量 Te和發(fā)動 機最大轉矩 Temax寫成如下關系式： Te＝βTemax 或寫成 βTemax ＝ ZReμF （1— 3） 式中：β 為離合器的后備系數(shù)，β 1； Re為摩擦盤上摩擦力等效作用半徑，不同的模型有不同的取值。 當引入單位壓力 p(p=F/A)這一參數(shù)時，就可把面積因素引入?？砂咽礁膶懗?βTemax =ZReμpA （1— 4） 式中 A-摩擦片單面面積，㎡。 驗算單位壓力： 假設壓盤壓力均勻分布 320RiTeZF??? 代入： 0546.3.2)9.1(25.3(8.13?????p p＝0.16Mpa 假設壓盤壓力從 Ri到 R0遞減 ()02RiTeZF??? - 7 代入： 0546.3.2)9.15.3(8.1????p P=0.164Mpa 單位許用壓力范圍：1.2~3.0 范圍內，所以參數(shù)合適。 §1.4 膜片彈簧的設計與計算 1.4.1.膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 當選用的材料為彈簧鋼 60Si2MnA或 50CrVA時，許用應力 可取為??? 1500～1700MPa。本次設計材料選 60Si2MnA。 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇： （1） 、H/h 和 h的選擇 膜片彈簧離合器多取 1.5H/h2,本次選取 h 3，H/h 1.8，所以? H 5.7mm。? （2） 、比值 R/r和 R、r 的選擇 根據(jù)結構的布置和壓緊力的要求，汽車用膜片彈簧的設計中 R/r一般在 1.20~1.3之間，本次選取為 1.25。為使摩擦片上壓力均勻分布，拉式膜片彈簧 的 R值選取為大于或等于摩擦片的平均半徑 ，此次設計中 ，cR 1.25Rr? 摩檫片的平均半徑 ， 3251908.54Rmc?? 由于我選的膜片彈簧為拉式彈簧 值應大于或等于 ， ，rc150Rm? 。120rm? （3）彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角 的選用? h 8.1?H m7.5 根據(jù)公式 得： （1—?? arctnRr?? - 8 5） ?? 5.7arctnarctn1.302HR??????? 在 09~13允許范圍內，所以，符合要求。 （4）寬度 ?、 2以及半徑 er的選?。??n m41 12?? 由 2).~0(??er得： mre6 （1— 6） . （5）彈簧工作點位置的選擇 膜片彈簧的彈性特性曲線，如（圖 1-1）所示。該曲線的拐點 H對應著膜 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， 膜片彈簧工作點 B一般取在凸點 M和拐點 H之間，且靠近或在 H點處，一般 λ1B =(0.8～1.0) λ1H，以保證摩擦片在最大磨損限度△λ 范圍內壓緊力從 F1B到 F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從 B變到 C，為最大限度地減 小踏板力，C 點應盡量靠近 N點。 圖 1-1 膜片彈簧的彈性特性曲線 （5）支撐環(huán)作用半徑: 支承環(huán)作用半徑 =160mm,與壓盤接觸半徑 =132mm。1R1r （6）膜片彈簧的優(yōu)化設計 膜片彈簧的優(yōu)化設計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，而且彈簧強度也滿足設計要求，以達到最佳的綜合 效 - 9 果。 a、 目標函數(shù) f(x)= (x)+ (x) （1—1wf2f 7） 式中， 和 分別為兩個目標函數(shù) (x)和 (x)的加權因子，視設計要12 1f2f 求 選定。 b、 設計變量 圖 1-2 子午斷面繞中性點 假設膜片彈簧在承載過程中，其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點 O 轉動，如圖 1-2。 通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的載荷 F1集中在支承點處，加載點間的 相對軸向變形為 λl，如圖，則有關系式 圖 1-3 膜片彈簧在不同狀態(tài)時的變形 a)自由狀態(tài) b)壓緊狀態(tài) c）分離狀態(tài) （1—8） ???? 21 11 1221ln/6RrEhRrrFf Hh?????? ???????? ?? ??????????? ? - 10 從膜片彈簧載荷變形特性公式可以看出，應選取 H、h、R、r、R1、r1 這六個尺寸參數(shù)以及在接合工作點相應于彈簧工作壓緊力 F1B的大端變形 量 λ1B 為優(yōu)化設計變量，即 X = [ x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 ]T= [ H h R r R1 r1 λ1B ]T c、 約束條件 1) 應保證所設計的彈簧工作壓緊力 與要求壓緊力 相等，即 1BFYF = （1—9）Y 要求壓緊力 ＝ ＝ N726134.0.58??YFcTfZR 2) 為了保證各工作點 A、B、C 有較合適的位置(A 點在凸點 M左邊，B 點在 拐點 H附近，C 點在凹點 N附近，如圖 1-3所示)，應正確選擇 λ1B 相對于拐點 λ1H 的位置，一般 λ1B／λ1H=0.8～1.0，則有 11.0BRrH????????? 符合要求。 3) 保證摩擦片磨損后仍能可靠地傳遞轉矩，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力 4) F1A應大于或等于新摩擦片時的壓緊力 F1B，即 F1A≥F1B （1—10）5180431??BA 符合要求。 4) 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的 H／h 應在一定范圍內，即： 1.6≤H／h≤2.2 符合要求。 5) 彈簧各部分有關尺寸比值應符合一定的范圍，即 1.20≤R／r≤1.35 （1—11） R/r=150/120=1.25 符合要求。 d、強度校核 分析表明，B 點的應力最高，通常只計算 B點應力來校核碟簧的強度。 1. 膜片彈簧工作位置 B點的最大壓應力 為：tb? - 11 = （1—12）tb?? ??????????????pprbrE?????2)(21() cos （1—13） R? （1—14）)(2rb p????? 式中 b 是膜片彈簧圓心點到子午斷面上的中性點的距離（mm） 是 達到極大值是的轉角（°）ptb? 其它參數(shù)已知。 把已知數(shù)據(jù)代入（1—13）和（1—14） ，得 =9.97op? 然后把所有有關的數(shù)據(jù)代入（1—12）式中，得 =906Mpatb? 2. 膜片彈簧工作位置 B點還受彎曲應力 ，其值為rB = （1—15）rB?2 )(6?rpnbF? 式中 是分離指根部寬度；其它參數(shù)已知。rb 代入已知參數(shù)，得 =2503MparB 3. 根據(jù)最大切應力理論,一般不大于 1500~1700Mpa。工作位置 B點的當量 應力為： MparBtBj 15970623???? 以上計算表明，所設計的膜片彈簧符合強度要求。 §1.5 從動盤轂的設計 1.5.1、動盤總成 從動盤有兩種結構型式：不帶扭轉減振器的和帶扭轉減振器的。 根據(jù)上述分析，結合所設計離合器的使用情況，確定從動盤總成的結構。 1.5.2、從動盤總成設計 - 12 下面分別敘述從動盤鋼片、從動盤轂和摩擦片等零件的結構選型和設計： （1）從動盤鋼片 從動盤鋼片應達到以下幾個方面的要求： 1、盡量小的轉動慣量 2、具有軸向彈性結構 （2）從動盤轂 由表查得從動盤的外徑 325mm，發(fā)動機轉矩 385mm。Dm?TeNM?? 所以我選用花鍵齒 ，花鍵的外徑 ，花鍵內徑 ，10n'40m'32dm 齒厚 ，有效齒長 ，擠壓應力 。5b?45l 1.6Pa? 擠壓應力的計算公式如下： （1—16）nhl P?擠 壓 式中，P——花鍵的齒側面壓力， N。它由下式確定： （1—17）ZdD Te)(2max??? d'，D'—分別為花鍵的內外直徑，m； Z—從動盤轂的數(shù)目； Temax——發(fā)動機最大轉炬，N·m； n—花鍵齒數(shù)； h—花鍵齒工作高度，m；h=（ D'- d'）/2； l —花鍵有效長度，m。 從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調質處理，其擠壓應力不應超過 20MPa。????2ax21.835962'04TePDdz??????96.15Manhl?擠 壓 所以符合條件。 - 13 §1.6 扭轉減震器的設計 1.6.1、扭轉減振器的設計 一單級線形減震器設計參數(shù) 1 極限轉矩 Tj 極限轉矩是減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時所能傳遞的 最大轉矩，一般： ??1.5~20(1.5~20)3857.~0maxTTNMje????? 本次設計取： 600N Mj? 2 扭轉角剛度 K? 為避免引起共振，要合理選擇減振起的扭轉角剛度 使共振現(xiàn)象不發(fā)生在K? 發(fā)動機工作范圍內。設計時可以按經(jīng)驗來選： N M13Tj??6078??? 3 阻尼摩檫轉矩 ? 為了在發(fā)動機工作范圍內有效減振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼 摩擦轉矩 ：T? 0.12 46.2N M??0.6~.17maxe??maxeT＝ ? 4 預緊轉矩 n 減振彈簧在安裝時需要一定的預緊。經(jīng)研究，一般 按如下的公式選用：TnN2.46385.10T17.0~5.Temaxn ????）（ 5減振彈簧的位置半徑 R 的尺寸盡可能的大，一般?。?R.5m621907.d/5.~6???）（ 所以 - 14 m6R0? , 6 減振彈簧的個數(shù) Zj 摩擦片外徑與減振彈簧的個數(shù)關系如下表： 摩擦片外徑 D/mm 225～250 250～325 325～350 ＞350Zj 4～6 6～8 8～10 ＞10 查表得 j? 7 減振彈簧的總壓力 F? .5N9026.RTF0j??? 1.6.2 減振彈簧總壓力計算 參考《機械設計手冊》 ，選擇彈簧材料為 65Mn合金鋼。 1．單個減振彈簧的工作負荷 P： .7N15036.92ZFj??? 2．減振彈簧尺寸 （1）彈簧中徑 Dc： 本次設計取 25mm。 （2）彈簧鋼絲直徑 d： ???? ?cP8d （1— 18） 式中： 取 500～600 通常 d取 3～4mm。本次設計取 d為 4mm。 （3）減振彈簧剛度 k: .3N/m190615ZR0k62j2????? - 15 （4）減振彈簧有效圈數(shù) i： （5） 17.239025.8344???kDGdic （5）減振彈簧總圈數(shù) n： n＝i＋（1.5～2） 本次設計 n取 4圈。 （6）減振彈簧最小高度 lmin: mdl 21.)(min????? （7）減振彈簧總變形量 Δl： Δl＝P／k＝6.6㎜ （8）減振彈簧自由高度 l0： mll6.28min0??? （9）減振彈簧預變形量 Δl'： Δl'＝ ＝0.61㎜0njTkZR （10）減振彈簧安裝工作高度 l：mll 2861./0???? §1.7 壓盤尺寸設計和計算 1.7.1、壓盤和離合器蓋 （1）壓盤設計 壓盤的設計主要包括幾何尺寸的選擇和傳力方式的確定兩個方面。本次設 計中，壓盤材料選擇 HT250，由于其外徑略大于摩擦片外徑的尺寸，內徑略 小于摩擦片內徑的尺寸，選擇如下： 外徑：D＝325＋2×2＝329mm； 內徑：d＝190－2×2＝186mm； 壓盤厚度選擇：一般載貨汽車不小于 15mm；本次設計選取為 20mm。 - 16 （2）壓盤幾何尺寸的確定 前面已經(jīng)分析了如何確定摩擦片的內、外徑尺寸。當摩擦片的尺寸確定后， 與它配合工作的壓盤內、外徑尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸 最后歸結為如何確定它的厚度。 在初步確定壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升，它不應超過 8~10℃。若溫升過高，可適當增加壓盤的厚度。 校核計算的公式如下： （℃） （1—19） Lcm???壓 式中， —溫升，℃；? —滑磨功，N·m，可根據(jù)式 計算（其中 Ja為汽車整車質量L 20.5aLJ? 轉化的轉動慣量，由式 計算，m a為汽車總質量，r k為車輪滾動半徑， 20aKrJi? i0為主傳動比，i k是變速器起步擋傳動比； 是離合器開始滑磨時發(fā)動機的角0 速度） ； —分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比：單片離合器壓盤， =0.50；? ? 雙片離合 器壓盤， =0.25；雙片離合器中間壓盤， =0.50；? c —壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤 c=544.28J/（kg·K） ； —壓盤質量，kg。m壓 根據(jù)自己的設計可得出： 壓盤質量： .9kg012486391.780v62???????壓 離合器結合一次所產(chǎn)生的滑磨功 W為： 式中： m汽車滿載質量，kg； r汽車車輪滾動半徑，mm；en 發(fā)動機的轉速，r/min； gi變速器的傳動比；0i 主減速器的傳動比； - 17 所以：離合器接合一次，壓盤的溫升 t可以由下式公式計算： 式中：r—傳到壓盤上的熱量所占的比例，對于單盤離合器：r＝0.5，對 于雙盤離合器：r＝0.5，中間壓盤：r＝0.5； W—滑磨功，Nm； 壓盤質量，kg； C—壓盤的比熱容，對于鑄鐵，C＝481.4J/kg 所以: .3J671.75.3418028016i180nrm22ge ????C.9.675crwt??壓 初定厚度 校核離合器的溫升，它不超過 8~10。 C 20nm 所以符合條件。 （3） 、壓盤傳力結構設計 1）傳力方式的選擇 壓盤是離合器的主動部件，它與飛輪必須有一定的聯(lián) 結關系，周向與飛輪不能有相對轉動，但軸向必須有相對移動。壓盤和飛輪間 常用的幾種典型連接方式。 傳力片（傳動片）的強度校核： 下面主要針對膜片彈簧離合器的壓盤傳力片（即最為復雜的情況）進行分 析和討論。對于較為簡單的周置螺旋彈簧離合器傳力片的強度校核可按二力桿 拉伸應力分析計算。 離合器在正常工作時，傳力片既受彎又受拉（見圖 3-20） 。為精確校核傳 力片強度，首先應建立傳力片的分析計算模型（這里略） 。 圖 1-5 傳力片分析計算圖。 - 18 （a）-傳力片結構， （b）-變形圖， （c）-彎矩圖 經(jīng)過分析研究，膜片彈簧離合器壓盤傳力片的校核包含下面三個方面： A．正向驅動應力為 （1—20）maxaxmaxax22136eefEhTflinRbih???? B． 反向驅動應力為 （1—21）maxaxmaxax22136eefEhTflinRbih???? C． 軸向彈性恢復力為 =12 （1—maxP3max1/Jifl 22） 式中： -傳力片有效長度， ＝ -1.5d（d 為螺釘孔直徑） ；1l 1l i-傳力片組數(shù)；n-每組有傳力片數(shù)； -每一傳力片的截面慣性矩; E-材料彈性模量;xJ -正常工作時傳力片的軸向最大變形量 ;h-傳力片厚度；maf R-傳力片布置半徑； b-傳力片厚寬度； T emax-發(fā)動機最大轉矩。 由于在簡化計算載荷時比較保守，取值偏大，因此，傳力片的許用應力可 取 材料的屈服極限。 共設 3組傳力片 每組 4片786maxTNMe?? 寬 厚 傳力片上兩孔間的距離 m86l?25b1hm 孔的直徑 傳力片切向布置，圓周半徑0d 17R 傳力片材料的彈性模量 通過參數(shù)計算520EPa??4.7axf 傳力片上有效長度 ：1l mm861.57l?? 計算傳力片的彎曲總剛度 - 19 5312071.MNKm???? 計算正向驅動應力為： painRbhTiflEhee 4.366f3ax2max21maxa ??? Miiflee72fax2ax21axa ?? （4） 、離合器蓋設計 離合器蓋是離合器的主動件之一，它必須與飛輪固定在一起，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。 在設計時應特別注意剛度通風散熱對中等問題。 第二章 離合器操作機構的設計 §2.1 離合器操縱機構的設計 2.1.1、離合器操縱機構的基本要求 1）踏板力要盡可能小，乘用車一般在 80～150N 范圍內，商用車不大于 150～200N。 2）踏板行程一般在 80～150㎜內，最大不應超過 180㎜。 3）應有踏板行程調整裝置，以保證摩擦片磨損后，分離軸承的自由行程可 以復原。 4）應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因受力過大而損壞。 5）應有足夠的剛度，傳動效率要高，工作可靠，壽命長，維修保養(yǎng)方便。 2.1.2、常用離合器操縱機構的類型 - 20 常用的離合器操縱機構，主要有機械式、液壓式、氣壓式和自動操縱機構 等，其中有些操縱機構還帶有助力器。 本次設計選液壓式。 2.1.3、離合器操縱機構主要參數(shù)的確定與計算 在設計離合器操縱系統(tǒng)時，為了滿足前述對踏板力和踏板行程的要求，需 根據(jù)離合器的具體結構類型和操縱系統(tǒng)傳動線路，合理地定出操縱系統(tǒng)的傳動 比 ic。 常用離合器的結構類型和操縱系統(tǒng)傳動線路簡圖見圖 3-37 本次采用液壓式離合器操縱機構 1總傳動比和總行程的計算 gS???? 式中： —踏板總行程； ?S —自由行程； gS—工作行程； 對于液壓操縱機構，其總傳動比 yi?和總行程 y?: 圖 2-1常用離合器的結構類型和操縱系統(tǒng)傳動線路簡圖 （a）機械式 （b）液壓式 （c）帶空氣助力的液壓式 - 21 54.682.12078153421 ??????????yySibdacS 式中： — 分離軸承自由行程，一般取 2~4mm，反映到踏板上一般為： 20~30mm。 S—壓盤行程；5.217.0??????mSZc —離合器的摩擦面數(shù)； —離合器自由狀態(tài)下對偶摩擦面間的間隙；單片取 0.75~1.0mm。 —離合器結合狀態(tài)下，從動盤的變形量；對具有軸向彈性的從動盤取 1.0~1.5mm。 2、離合器分離時踏板力計算： hQiP????max 式中： ax —離合器徹底分離時的壓緊彈簧力； ?i—操縱機構總傳動 比； ? —傳動效率； hQ—克服回味彈簧拉力所需的踏板 力； NQiPh4.128.04537max????? 符合要求 分離離合器所做的功： ?/)(5.maxsnPW? 式中： P —離合器結合狀態(tài)下的彈簧壓緊力； maxP —離合器分離時的 彈簧壓緊力； sn —彈簧數(shù)； s—壓盤行程； —傳動效率； JWs 6.95108.26)390518(.0/)(5.0 3max ????????? 符合要求。 - 22 第三章 傳動軸的設計 §3.1 傳動軸的概述 萬向傳動軸由萬向節(jié)，軸管，以及伸縮花鍵等組成，主要用于工作過程中 相對位置不斷改變的兩根軸間的傳遞轉矩和旋轉運動。 3.1.1傳動軸的設計要求 1、 保證所連接的兩軸的夾角以及相對位置在一定范圍的變化時，能可 靠的傳遞動力； 2、 保證做連接的兩軸盡可能的等速運轉，由于萬向節(jié)產(chǎn)生的附加載荷， 振動和噪聲在允許的范圍內，在使用車速范圍內不應產(chǎn)生共振現(xiàn)象； 3、 傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，維修容易等。 3.1.2萬向節(jié)的選擇 - 23 萬向節(jié)分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)，剛性萬向節(jié)是靠零件的鉸鏈連 接來傳遞動力的，由分為不等速萬向節(jié)，準等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)；撓 性萬向節(jié)是靠彈性零件來傳遞動力的，具有緩沖減震作用。 本次設計選用的是十字軸式等速萬向節(jié)。 萬向傳動軸的計算載荷: mNkiTdge .7261498.03.6851max ???? 3.1.3十字軸的設計計算 十字軸材料：一般為中碳合金鋼或低碳合金鋼 十字軸參數(shù)選?。?作用于十字軸軸頸的中部力 F：?cos21rTF? 式中： 1—傳動軸的計算轉矩； r—合力作用線到十字軸中心的距離； —主、從動叉軸最大夾角；則： mNrTF.4297.cos45261cos01 ???? 十字軸軸頸根部的彎曲應力 w?： Mpadsw 5.38)20(14.3.)(34421???? 十字軸軸頸根部的切應力 ?： padF1)820(14.3.97)(21 ??????? 由于 ??Mpaw5?， ???，所以符合要求。 一、 十字滾針的設計: jnLFd????)1(270j （2—1） 式中： 0—滾針直徑； ?—滾針工作長度； nF—合力作用下一個滾針受到的 - 24 最大載荷； mNiZFn .354217.96.4.??? 其中： 為滾針列數(shù)，Z 為每列滾針數(shù)。 代入（2—1）計算： ??Mpaj308.9513.42)0(7j ?????? 符合要求。 §3.2 傳動軸的結構分析 傳動軸由壁厚均勻，易平衡，壁?。?.5~3.0）的管徑較大,扭轉強度高,彎 曲剛度大,適用于高速旋轉的低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成. 伸縮花鍵矩形或漸開線齒形,用于補償由于汽車運動時傳遞兩端萬向節(jié)之間 的長度變化。當承受轉矩的花鍵在伸縮時，產(chǎn)生軸向的摩擦力矩 aF，為：rTfFja? ，其中：j —傳動軸傳遞轉矩； f—花鍵齒側工作表面中徑； r—摩擦系數(shù)； 由于花鍵齒側工作表面系數(shù)較小，在大的軸向力矩摩擦作用下將加速化鍵 的磨損，引起不平和震動，為提高鍵齒表面的硬度和光潔度，應進行磷化處理， 噴涂尼龍，改善潤滑，減小摩擦阻力及磨損。 花鍵應有可靠的潤滑及防塵措施，間隙不應過大，以免引起傳動軸的震動， 內花鍵應對中，為減小鍵齒摩擦表面的壓力磨損，應使鍵齒長 與其最大的直 徑的比不小于 2?；ㄦI齒與鍵槽應按對應標記裝配，以免破壞傳動軸的總動平 衡，動平衡的不平衡度由點焊在軸管的外表面上的平衡片補償，裝車時，傳動 軸的伸縮花鍵一端不應靠近后驅動橋，應靠近變速器的中間支承，以減少其軸 向摩擦力及磨損。 - 25 中間支承用于長軸距汽車的分段傳動軸，以及提高傳動軸的臨界轉速，避 免共振，減少噪聲。 §3.3 萬向傳動軸的設計計算 3.3.1傳動軸的結構選擇 實心軸僅用于作為與等速萬向節(jié)相連的轉向驅動橋的半軸或用作開式驅動 橋和的 dedion橋的擺動半軸，實心的軸管具有較小的質量，但能傳遞較大的轉 矩，且比實心軸具有更高的臨界轉速。 所以本次設計中傳動軸的材料也選擇空心軸管 傳動軸軸管由低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成，軸管外徑及壁厚是根據(jù)所傳 的最大轉矩，最高轉速，及長度按有關標準選的，并校核臨界轉速和扭轉強度。 3.3.2、臨界轉速的計算 所謂臨界轉速時指傳動軸失去穩(wěn)定性的最低轉速，他取決于傳動軸結構， 尺寸，及支撐情況，按下式計算： 2810.ckLdDn??? （3— 1） 式中： k— 臨界轉速傳動軸； cL—傳動軸支撐長度； cD—傳動軸軸管 外徑； cd—傳動軸軸管內徑； 代入 （3—1）： min/8.5064702.28rnk ???? 3.3.3 傳動軸的強度校核計算： 萬向傳動軸除滿足臨界轉速要求外，還要保證有足夠的扭轉強度，其最大 的扭轉應力，對于傳動軸管上，可以表示為： - 26 )(164dDT???? （3— 2） 其中： —傳動軸的計算轉矩， D—傳動軸外徑； d傳動軸內徑； ?— 不應大于 300Mpa； 代入數(shù)據(jù)： Mpa129)64.07.(13????? 符合要求。 3.3.4 傳動軸花鍵計算: 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—3） 316hdTs??? 式中: --傳動花鍵軸的扭轉切應力；h? --傳動軸傳遞載荷；sT --花鍵軸的花鍵內徑；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 mh4?，則： p1560.137263?? 安全系數(shù)為 9.?K 。即滿足要求。 傳動軸滑動花鍵采用矩形花鍵，齒側擠壓應力為： （ 3—4）0 ')2)(4(nLdDKThhhsy???? 式中： --花鍵處轉矩分布不均勻系數(shù)。 =1.3-1.4 ；本次取 1.3。'K' --花鍵外徑，取 mh5? ；hD - 27 --花鍵內徑，取 mdh4? ；hd --花鍵的有效工作長度， Lh70 ；L --花鍵齒數(shù)， 10n ； 則：0nMpay 274)25()4(.63.1??????? 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) 38.2150?K ，滿足要求強度。 - 28 結論 三個月的畢業(yè)設計已經(jīng)結束,我設計的是推式膜片彈簧離合器以及液壓操縱 機構和傳動軸。 在此次設計中，我參考的大量的有關離合器設計的書籍，并根據(jù)自己設計 車輛的實際情況，進行了總結和歸納，從材料選擇，工作方式選取，以及具體 數(shù)據(jù)的計算和確定，都花了很大的時間和精力，并且和本組同學互相合作，配 合。使本次設計盡量合理，經(jīng)濟上節(jié)約，操縱簡單。 在這此設計中，我主要從摩擦片、膜片彈簧、減振彈簧、操縱機構這幾方 面進行了相關的計算和校核。基本上滿足了預期的要求。但是，由于設計經(jīng)驗 的不足，存在不少的錯誤，比如實踐經(jīng)驗較少，對于一些結構的工藝性考慮不 夠等。還有壓盤的徑向定位等。 由于本人能力有限，在設計中難免有錯誤，請老師批評改正。 - 29 參考文獻 1．汽車離合器設計 徐石安 江發(fā)潮 編著 清華大學出版社 2005 2．聯(lián)軸器、離合器設計與選用指南 阮忠唐 編著 化學工業(yè)出版社 2006 3．離合器及機械變速器 張 毅 編著 化學工業(yè)出版社 2005 4．離合器、制動器選用手冊 周明衡 編著 化學工業(yè)出版社 2003 5．離合器結構圖冊 段廣漢 編著 國防工業(yè)出版社 1985 6朱冬梅，胥兆瀾主編 畫法幾何及機械制圖第 5版 高等教育出版社 2000 年 12月 7 劉鴻文主編 簡明材料力學 高等教育出版社 1997 年 7月 8 孫恒，陳作模主編 機械原理第六版 高等教育出版社 2004 年 3月 9 濮良貴，紀名剛主編 機械設計第 7版 高等教育出版社 2001 年 6月 10 徐謹主編 機械設計手冊 機械工業(yè)出版社 2000 年 6月 11 吳宗澤主編 機械設計使用手冊 化學工業(yè)出版社 2001 年 5月 12蔡春源主編 機械零件設計手冊第 3版 冶金工業(yè)出版社 1995 年 10月 13王予望主編 汽車設計第 4版 機械工業(yè)出版社 2004 年 8月 14 陳家瑞主編 汽車構造第 2版 機械工業(yè)出版社 2005 年 1月 15張則曹主編 汽車構造圖冊 人民交通出版社 1998 年 2月 16 林清福主編 國外汽車構造最新構造圖冊 機械工業(yè)出版社 1996 年 5月 - 30 致謝 這次畢業(yè)設計受益匪淺，特別得到了曹艷玲老師和同學門的許多幫助，找 出以前學習的不足，汲取教訓。讓我能夠把所學同工程實際相接合，這對我以 后的學習和工作都有很好的幫助。在開始階段，我感覺無從下手，多次計算， 多次返工。曹老師耐心的幫我校對，同學們也積極的幫我找資料，在老師和同 學門的大力幫助下，我克服一個個困難，完成了這次畢業(yè)設計。在這次設計中 我認識到了自己的優(yōu)點和缺點，使我更加清楚的了解自己，這樣在以后的學習 和工作中以便發(fā)揚優(yōu)點，克服缺點。在本次設計中感覺收獲了不少知識，把一 些原先學過并忘記的知識又重新復習和掌握，另外查閱了大量資料擴大了知識 面，豐富了知識面，增強了自己的分析問題能力和實際動手能力。這都在平時 的學習中不能學到的。 我能完成這次畢業(yè)設計離不開老師和同學們的幫助，在次我向幫助我的所 有老師和同學致以衷心的感謝。 - 31 外文翻譯 UNDERSTAND CLUTCH IS THE FIRST STEP TO REPAIR For all the cars on the road, we only have two choices. Our own shift or make cars themselves shift, the third foot on duty will let me tell these car belongs to which type. The third foot pedals are the clutch is the first part of the system, we will see a common forms of the clutch. And the fault and repair of various forms. Many mechanic ignore the clutch system, they only observe internal parts of the guest clutch. In any decision I have before, I declare that I said, not a mechanic engineer. There is no computer, this does not mean that the clutch is not high. They are high, but sometimes we as a high-tech mechanic, technology is still we need. Gm has established several different ways of repair clutch system. Early system resemble each other. Pedal and connecting mains mains, one can enter the clutch control lever shell. Mechanical connection is not applicable to a four-wheel drive car. Except in an old car, we find the connection system, so I will no longer discuss connection system. A clutch system has a cable manipulation. This form is more onefold, they mainly used for the old car. But they were widely used, so I'm going to talk about. One of these early cable system was installed in Chevette Chevrolet obstfeld and Pontiac T - 1000. At the end of the role in the cable is a string. A conditioning nut on the string used to start regulator. Cable and the bearing is whirly fork out for it, and we have seen seem instead, but in the clutch is bearing outer shell, rather than on the inside. Stupid big double regulator not that used to other motors, but due to the front wheel drive, cable system seems to become the hottest system, the automatic clutch regulator is now. - 32 A plastic gear system was applied in turn pole mechanical assembly, when the clutch plate, adjust and cable disappear stop. Plastic turned pole is an elastic one-way gear assembly. When the clutch is loose, spring will pull re-rotating cable. When the clutch assembly is completely wear, cables will be spring up to a one-way gear to the next. When the clutch cable is worn or adjusting spring loose and free adjustment is useless. If you want to adjust again with toes [the clutch. Such regulator will be back to normal, when the clutch is pressed, it will decline, or is not working, or sometimes rapid updates. Due to the rapid rotation, heat release, in the most rapid, it will be very annoying, is very dangerous. Fortunately, the regulator seldom fully failure, whether regulator is wrong, will make it back for example. Instead, including allowing smooth momentum from the foot pedals on reserve pin. Then lift the regulator, the brake pedal separate clutch cable ends. When moving the regulator, must pay attention to help, but the problem still exists, and maintenance will appear again soon, the first to relocate cable, then eliminate trouble. In order to eliminate mechanical connection and cable, general adopted the next logical stage started using hydraulic clutch controller in every car and vans. Hydraulic clutch is not a new invention, in my memory, they have been used for many years, but never striking. Mechanical system is cheap, simple. When our car is becoming more and more fuel efficient, save a space, the heavy mechanical system soon lost market. Liquid so adjust parts. The regulator may QiLingBaSui old and new regulators need to recover. It reminds you of puzzle game. When your reshipment new regulator to ensure you the clutch pedal in the correct position. Otherwise, we will release regulator claw or completely to lift the clutch pedal and right foot. Whatever adjustment, clutch cable occasionally wear. Sometimes, cable will wear off in a terminal or. Sometimes the cable in clutch shell internal grinding bad or in the middle. Produce higher results and wear. These wear side may become very serious obstacle to clutch bearings, clutch skid or loose rapid wear. - 33 Don't try to lubricate cable, solid lubricant can press, than to be more useful clutch motor and transmission of the person concerned. The water hydraulic hoses even clutch foot pedals. It can be around or through many mechanical systems to reach. Hydraulic brake system operating as brake system, the clutch pedal to push a foot pole into total control of cylinder. Total control of cylinder is a single piston shape and with a room, a drain hole, you may also require a more simple total control of the cylinder. The liquid through a high-pressure water hose pressure rather than the delivery of brake, it is then pressed into liquid water reservoir. Water is a single reservoir, the piston cylinder reminds you of a single wheel cylinder was blocked. Under pressure. The piston driven force, then reverse clutch bearings manipulation. Because water reservoir with hydraulic operation. Stop hydraulic form, no special requirements of regulating the normal durability. Liquid water is stored in only reservoir and returns control cylinder. When the clutch is worn or self adjusting, this may be the first big re-rotating the state, if the total middle finger cylinder storage pools is lower, total control cylinder will wear or will have liquid leakage, however, a complete tank is not necessarily mean cylinder wear, someone may have to fill the tank. Although hydraulic clutch not solve many problems, it also general invented a new problem. With these problems, the experimental determination and simplify the symptoms. Whenever you doubt hydraulic sliding, don't blame hydraulic system, if the control, hydraulic cylinder failure may is the culprit. These may be caused by leakage control of the cylinder or wear, or store water delivery. Hydraulic problems likely also by system obstacles, internal leakage and hydraulic port expansion of sealing device for hydraulic line is the obstacles or expansion of the sealing cylinde