599 NJ1062輕型貨車設(shè)計(jì)（離合器總成設(shè)計(jì)）
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畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)（論 文）
題目 NJ1062輕型貨車設(shè)計(jì)（離合器總成設(shè)計(jì)）
2012年6 月3 日
NJ1062輕型貨車設(shè)計(jì)（離合器總成設(shè)計(jì)）
摘要
在這三個(gè)月的時(shí)間里，我的最重要的任務(wù)之一就是設(shè)計(jì)汽車離合器、其操縱機(jī)構(gòu)，以及傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)。
眾所周知汽車底盤包括傳動(dòng)系、行駛系和轉(zhuǎn)向系，傳動(dòng)系部件包括離合器、變速器、傳動(dòng)軸、驅(qū)動(dòng)橋、半軸及驅(qū)動(dòng)輪。在傳動(dòng)系的這些部件中，離合器和變速器無(wú)疑是兩個(gè)最為重要的部件。駕駛員通過(guò)操縱離合器既可以在變速器換檔時(shí)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。離合器的設(shè)計(jì)采用膜片彈簧壓緊機(jī)構(gòu)，液壓式操縱機(jī)構(gòu)。在國(guó)外，常采用液壓操縱機(jī)構(gòu)的離合器以減輕駕駛員的疲勞，
通過(guò)對(duì)傳動(dòng)軸的傳動(dòng)類型分析，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，選擇了傳動(dòng)軸的十字軸滾針軸承的密封形式——蓋板式密封。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。
綜合各部分的設(shè)計(jì)及校核結(jié)果，所設(shè)計(jì)的離合器、傳動(dòng)軸能滿足所設(shè)計(jì)的輕型貨車的傳動(dòng)要求。
關(guān)鍵詞：離合器，傳動(dòng)軸，十字軸，操縱機(jī)構(gòu)
THE DESING OF A LIGHT TRUCK
(THE CLUTCKAND THE MANIPULATION
OF INSTITUTIONS AND SHAFT DESIGN)
ABSTRACT
In these two month-long time, one of my most vital duties is designs the automobile clutch ,Its control mechanism, as well as drive shaft design.
The well known motor car chassis including the power transmission, the travel is and the steering system, the power transmission part including the meeting and parting Transmission gearbox, drive shaft, driving axle, rear axle and driving gear. In power transmission these parts, to Gathering and the transmission gearbox are two most important parts without doubt. The pilot through operates the coupling already to be possible in The transmission gearbox shifts gears when causes the engine and the coupling separates temporarily, also may starts when the automobile cause the engine and Coupling steady joint. The coupling design used the disk spring to contract the organization, hydraulic control organization. In overseas, often uses the hydraulic control organization the coupling by to reduce pilot's weariness.
Through to the drive shaft transmission type analysis, has carried on the shaping to the type of drive and the drive shaft; Through to the drive shaft type and the structure analysis, chose the drive shaft cross axle needle bearing seal form to cover the board style seal. Through to the universal joint cross axle, the needle bearing, the universal joint sliding yoke design calculation, had determined designs these parts concrete sizes which the vehicles uses.
Synthesizes each part of designs and the check result, designs the coupling, the drive shaft can satisfy skin truck which designs to use the transport vehicle the transmission request.
KEY WORDS: Coupling drive shaft cross axle control mechanism
目 錄
前 言 ………………………………………………………1
第一章 離合器設(shè)計(jì)分析與方案選擇………………………3
§1.1 概述…………………………………………………3
§1.2 離合器結(jié)構(gòu)方案分析………………………………4
§1.2.1 從動(dòng)盤數(shù)的選擇 ………………………5
§1.2.2 壓緊彈簧和布置形式的選擇 …………6
§1.2.3 膜片彈簧支承形式 ……………………7
§1.2.4 壓盤驅(qū)動(dòng)方式的選擇 …………………8
第二章 離合器基本參數(shù)和主要尺寸選擇…………………9
§2.1 離合器基本參數(shù)計(jì)算………………………………10
§2.2 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇…………………………12
§2.3 扭轉(zhuǎn)減震器的設(shè)計(jì)…………………………………13
§2.4 離合器壓盤的設(shè)計(jì)…………………………………17
§2.5 離合器從動(dòng)盤轂花鍵的強(qiáng)度校核…………………19
§2.6 離合器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………19
第三章 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算………………………………23
§3.1 概 述………………………………………………23
§3.2 萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析………………………………24
§3.3 萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)計(jì)算…………………………………24
§3.3.1 萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì) ……………………………24
§3.3.2 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) …………………………26
第四章 結(jié) 論 ………………………………………………29
參考文獻(xiàn) ……………………………………………………30
致 謝 ……………………………………………………31
前 言
自從十九世紀(jì)末期誕生第一輛汽車以來(lái)，汽車工業(yè)經(jīng)歷了100年的發(fā)展過(guò)程。由于社會(huì)需求的不斷增長(zhǎng)和科學(xué)技術(shù)發(fā)展的推動(dòng)，汽車設(shè)計(jì)日臻精巧，其運(yùn)輸生產(chǎn)率和各項(xiàng)性能都有很大提高。因此，現(xiàn)在汽車已成為世界各國(guó)國(guó)民經(jīng)濟(jì)和社會(huì)生活中不可缺少的的一種運(yùn)輸工具。汽車工業(yè)規(guī)模和其產(chǎn)品的質(zhì)量也成為衡量一個(gè)國(guó)家技術(shù)水平的重要標(biāo)志之一。
50年代以來(lái)，由于高速公路的發(fā)展，促使汽車的運(yùn)輸能力和載貨量逐漸加大。目前，國(guó)外公路用牽引半掛式汽車的總質(zhì)量可達(dá)40噸，車速可達(dá)100km/h以上，每年平均行駛里程約15萬(wàn)km。一些工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家的汽車貨運(yùn)量在總貨運(yùn)量的比例高達(dá)80％之多。60年代以來(lái)，載貨汽車向大型化發(fā)展，是汽車在礦山、鋼鐵、建筑、石油開發(fā)等部門運(yùn)輸量的比重也逐漸上升，各國(guó)還采用變型和集裝箱運(yùn)輸方式來(lái)擴(kuò)大汽車的用途和降低汽車運(yùn)輸成本。在農(nóng)業(yè)部門生產(chǎn)過(guò)程中，汽車運(yùn)輸也占有很重要的地位。由此可見(jiàn)，汽車已滲透到國(guó)民經(jīng)濟(jì)的各個(gè)部門中了。除載貨汽車外，不少國(guó)家每年還要生產(chǎn)數(shù)量眾多的供私人用的各種形式的轎車（在有些國(guó)家中轎車產(chǎn)量占整個(gè)汽車產(chǎn)量的80％），車主用以上下班、采購(gòu)、旅游和出差時(shí)代步。在這里汽車起到了節(jié)省時(shí)間、加快生活節(jié)奏和使生活現(xiàn)代化的作用。因此在有些國(guó)家中，轎車就成為人們生活中十分需要的工具，非常普及。正是由于汽車的用途日益廣闊，所以近20年來(lái)汽車的產(chǎn)量不斷增加。據(jù)80年代初統(tǒng)計(jì)，全世界汽車年產(chǎn)量已達(dá)4000萬(wàn)輛，保有量達(dá)4億輛以上。汽車作為路上運(yùn)輸工具在社會(huì)中發(fā)揮的作用已經(jīng)接近甚至超過(guò)了鐵路車輛。但它也給社會(huì)帶來(lái)了許多新問(wèn)題。在車輛多的國(guó)家中造成車流密度大，交通擁擠和頻繁的交通事故；廢氣和噪聲對(duì)環(huán)境造成了污染，這些已形成了社會(huì)公害。這些都嚴(yán)重影響了社會(huì)的治安和人民的生活。所以許多國(guó)家制定了各種法規(guī)來(lái)加以防治，并對(duì)汽車設(shè)計(jì)提出了很嚴(yán)格的要求。綜上所述，今天的汽車，其作用不僅深入到國(guó)民經(jīng)濟(jì)的各個(gè)部門，還與社會(huì)和人民生活息息相關(guān)，因此在汽車設(shè)計(jì)時(shí)，必須考慮到這些因素而形成自己的特點(diǎn)。
汽車設(shè)計(jì)的特點(diǎn)之一是要考慮其使用條件的復(fù)雜多變，同一輛汽車在各種地區(qū)所面臨的使用條件，如道路、氣候、維修能力和燃料供應(yīng)等就有很大的不同。以我國(guó)為例，南北之間跨越緯度很大，南部進(jìn)入熱帶，北部接近寒帶，因此南北溫差懸殊；在遼闊的國(guó)土上，地形十分復(fù)雜，西部有雄偉的高原，東部為遼闊的平原和起伏的丘陵，西南多山地，各種地形互相交錯(cuò)，不同的氣候和地理?xiàng)l件對(duì)汽車的結(jié)構(gòu)、材料和汽車的設(shè)計(jì)都有特殊的要求。例如：高原地區(qū)要求發(fā)動(dòng)機(jī)增壓；寒冷地區(qū)要求考慮冷啟動(dòng)；熱帶地區(qū)希望駕駛室有良好的通風(fēng)和隔熱設(shè)備等。因此，汽車設(shè)計(jì)人員一定要仔細(xì)調(diào)查研究汽車的各種使用條件，精心設(shè)計(jì)，才能確定合理的方案，使汽車能對(duì)復(fù)雜的使用條件有良好的適應(yīng)性，并保證可靠的動(dòng)作。這是對(duì)汽車設(shè)計(jì)的第一個(gè)要求。
大多數(shù)汽車是以大量生產(chǎn)和大批生產(chǎn)為主，這是它第二個(gè)特點(diǎn)。由于汽車產(chǎn)量大，品種形式多，所以設(shè)計(jì)中必須盡可能采用部件專業(yè)化生產(chǎn)和實(shí)行“三化”，以達(dá)到簡(jiǎn)化生產(chǎn)、提高工效和改進(jìn)產(chǎn)品質(zhì)量、降低成本的目的。所謂“三化”是指產(chǎn)品系列化、零部件通用化和零件設(shè)計(jì)的標(biāo)準(zhǔn)化而言，它在國(guó)外設(shè)計(jì)中得到廣泛應(yīng)用。國(guó)外常由各專業(yè)化工廠分擔(dān)各種零部件生產(chǎn)，然后由汽車裝配廠加以選用和進(jìn)行總裝以完成整車的生產(chǎn)。各專業(yè)廠為了即能供應(yīng)各種型號(hào)汽車所需的部件，又能進(jìn)行大量生產(chǎn)，常把產(chǎn)品合理分檔，組成系列，并考慮各種變形。如發(fā)動(dòng)機(jī)可按缸數(shù)分為4缸、6缸、v6缸、v8缸、自然吸氣、增壓、增壓中冷等幾個(gè)品種，這樣就可以較少的基本型滿足廣泛的要求。
隨著汽車工業(yè)的不斷壯大和發(fā)展，汽車設(shè)計(jì)技術(shù)在近百年中也不斷的更新，總的來(lái)說(shuō)經(jīng)歷了三個(gè)階段：最早是經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)階段；到第二次世界大戰(zhàn)后的50年代，逐步發(fā)展到以科學(xué)實(shí)驗(yàn)和技術(shù)分析為基礎(chǔ)的設(shè)計(jì)階段；從60年代中期在設(shè)計(jì)中引入電子計(jì)算機(jī)后，就逐步形成了新的設(shè)計(jì)技術(shù)——計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)（CAD），70年代以后，計(jì)算機(jī)功能逐步完善，使設(shè)計(jì)過(guò)程逐步走向半自動(dòng)和自動(dòng)的新階段。正是由于設(shè)計(jì)技術(shù)的不斷發(fā)展，才使得產(chǎn)品的功能不斷提高。
第一章 離合器設(shè)計(jì)分析與方案選擇
§1.1 概述
離合器是汽車傳動(dòng)系中直接與發(fā)動(dòng)機(jī)相連接的總成，其主要功用是切斷和實(shí)現(xiàn)對(duì)傳動(dòng)系的動(dòng)力傳遞，以保證汽車起步時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步。
在換擋時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊。
在工作中受到大的動(dòng)載荷時(shí)，能限制傳動(dòng)系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動(dòng)系各零件因過(guò)載而損壞；有效地降低傳動(dòng)系中的振動(dòng)和噪聲。
為了保證離合器具有良好的工作性能，對(duì)汽車離合器設(shè)計(jì)提出如下基本要求：
1.在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲(chǔ)備。
2.接合時(shí)要平順柔和，以保證汽車起步時(shí)沒(méi)有抖動(dòng)和沖擊。
3.分離時(shí)要迅速、徹底。
4.離合器從動(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。
5.應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)散熱效果，以保證工作溫度不致過(guò)高，延長(zhǎng)其使用壽命。
6.應(yīng)使傳動(dòng)系避免扭轉(zhuǎn)共振，并具有吸收振動(dòng)、緩和沖擊和減小噪聲的能力。
7.操縱輕便、準(zhǔn)確，以減輕駕駛員的疲勞。
8.作用在從動(dòng)盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過(guò)程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。
9.應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和良好的動(dòng)平衡，以保證其工作可靠、壽命長(zhǎng)。
摩擦離合器主要由主動(dòng)部分(發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、離合器蓋和壓盤等)、從動(dòng)部分(從動(dòng)盤)、壓緊機(jī)構(gòu)(壓緊彈簧)和操縱機(jī)構(gòu)(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動(dòng)部件等)四部分組成。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)是使離合器主、從動(dòng)部分分離的裝置。
隨著汽車發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和功率的不斷提高、汽車電子技術(shù)的高速發(fā)展，人們對(duì)離合器的要求越來(lái)越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)正逐步地向拉式結(jié)構(gòu)發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動(dòng)操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和使用壽命，適應(yīng)高轉(zhuǎn)速，增加傳遞轉(zhuǎn)矩的能力和簡(jiǎn)化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢(shì)。
§1.2 離合器結(jié)構(gòu)方案分
析
我們小組本次的設(shè)計(jì)任務(wù)是設(shè)計(jì)一輛皮卡車，可乘坐４人，而我個(gè)人的設(shè)計(jì)任務(wù)是離合器及操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)。 圖1-1 離合器
以下對(duì)離合器的功用和方案進(jìn)行分析。
在設(shè)計(jì)離合器時(shí)，主要根據(jù)車型的類別、使用要求、制造條件以及“三化”（系列化、通用化、標(biāo)準(zhǔn)化）要求等，合理選擇離合器的結(jié)構(gòu)。
汽車離合器大多是盤形摩擦離合器，按其從動(dòng)盤的數(shù)目可分為單片、雙片和多片三類；
根據(jù)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，又可分為拉式和推式兩種形式。
§1.2.1從動(dòng)盤數(shù)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。在布置尺寸允許的條件下，離合器通常只設(shè)有一片從動(dòng)盤。單片離合器(圖1-1)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，散熱良好，用時(shí)能保證分離徹底、接合平順。
雙片離合器(圖1-2)與單片離合器相比，由于摩擦面數(shù)增加一倍，因而傳遞轉(zhuǎn)矩的能力較大；在傳遞相同轉(zhuǎn)矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小，另外接合較為平順但中間壓盤通風(fēng)散熱不良，兩
圖1-２ 雙片離合器
片起步負(fù)載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。設(shè)計(jì)時(shí)在結(jié)構(gòu)上必須采取相應(yīng)的措施。這種結(jié)構(gòu)一般用在傳遞轉(zhuǎn)矩較大且徑向尺寸受到限制的場(chǎng)合。
多片離合器多為濕式，它有分離不徹底、軸向尺寸和質(zhì)量大等缺點(diǎn)，以往主要用于行星齒輪變速器換擋機(jī)構(gòu)中。但它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小、使用壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)，主要應(yīng)用于重型牽引車和自卸車上。
由于皮卡車屬于轎車類型，所以我選用了單片離合器。
§1.2.2 壓緊彈簧和布置形式
的選擇
周置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧(圖1—1)，其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造容易，因此應(yīng)用較為廣泛。中央彈簧離合器采用一至兩個(gè)圓柱螺旋彈簧或用一個(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。由于可選較大的杠桿比，因此可得到足夠的壓緊力，且有利于減小踏板力，使操縱輕便。斜置彈簧離合器的彈簧壓力斜向作用在傳力盤上，并通過(guò)壓桿作用在壓盤上。這種結(jié)構(gòu)的顯著優(yōu)點(diǎn)是在摩擦片磨損或分離離合器時(shí)，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。而膜片彈簧離合器(圖1-3)中的膜片彈簧是
一種具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，
主要由碟簧部分和分離指組成，它 與其它形式的離合器相比具有如下 圖1-3膜片彈簧離合器
一系列優(yōu)點(diǎn)：
1)膜片彈簧具有較理想的非線性特性
如圖2-1所示，彈簧壓力在摩擦片允許磨損范圍內(nèi)基本不變(從安裝時(shí)工作點(diǎn)B變化到A點(diǎn))，因而離合器工作中能保持傳遞的轉(zhuǎn)矩大致不變；對(duì)于圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降(從月點(diǎn)變化到A，點(diǎn))。離合器分離時(shí)，彈簧壓力有所下降(從B點(diǎn)變化到C點(diǎn))，從而降低了踏板力；對(duì)于圓柱螺旋彈簧，壓力則大大增加(從月點(diǎn)變化到C，點(diǎn))。
2)膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量小。
3)高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力則明顯下降。
4)由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命。
5)易于實(shí)現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長(zhǎng)。
6)平衡性好。
7)有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。
但膜片彈簧的制造工藝較復(fù)雜，對(duì)材質(zhì)和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來(lái)，由于材料性能的提高，制造工藝和設(shè)計(jì)方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，膜片彈簧離合器不僅在轎車上被大量采用，而且在輕、中、重型貨車以及客車上也被廣泛采用。
§1.2.3 膜片彈簧支承形式
推式膜片彈簧支承結(jié)構(gòu)按支承環(huán)數(shù)目不同分為三種。圖1-4為雙支承環(huán)形式，其中圖1-4a用臺(tái)肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個(gè)支承，圖1-4b在鉚釘上裝硬化襯套和剛性擋環(huán)，可提高耐磨性和使用壽命，但結(jié)構(gòu)較復(fù)雜；圖1-4c取消了鉚釘，在離合器蓋內(nèi)邊緣上伸出許多舌片，將膜片彈簧、兩個(gè)支承環(huán)與離合器蓋彎合在一起，使結(jié)構(gòu)緊湊、簡(jiǎn)化、耐久性良好，因此其應(yīng)用日益廣泛。
圖1-5為單支承環(huán)形式。在沖壓離合器蓋上沖出一個(gè)環(huán)形凸臺(tái)來(lái)代替后支承環(huán)(圖1-5a)使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化，或在鉚釘前側(cè)以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)(圖1-5b)，以消除膜片彈簧與支承環(huán)之間的軸向間隙。經(jīng)過(guò)比較我選用了推式膜片彈簧。
圖１-４推式膜片彈簧 圖１-５推式膜片彈簧
雙支撐形式 單支撐形式
§1.2.4壓盤驅(qū)動(dòng)方式的選擇
壓盤的驅(qū)動(dòng)方式主要有凸塊一窗孔式、銷釘式、鍵塊式和傳動(dòng)片式多種。前三種的共同缺點(diǎn)是在聯(lián)接件之間都有間隙，在驅(qū)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，降低了離合器傳動(dòng)效率。傳動(dòng)片式是近年來(lái)廣泛采用的結(jié)構(gòu)，沿周向布置的三組或四組鋼帶傳動(dòng)片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接(圖1—2)，傳動(dòng)片的彈性允許其作軸向移動(dòng)。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)時(shí)，鋼帶受拉；當(dāng)拖動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)時(shí)，鋼帶受壓。此結(jié)構(gòu)中壓盤與飛輪對(duì)中性能好，使用平衡性好，使用可靠，壽命長(zhǎng)。但反向承載能力差，汽車反拖時(shí)易折斷傳動(dòng)片，故對(duì)材料要求較高，一般采用高碳鋼。因此我采用了傳動(dòng)片式驅(qū)動(dòng)方式。
第二章 離合器基本參數(shù)和主要尺寸選擇
摩擦離合器是靠摩擦表面間的摩擦力矩來(lái)傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩的。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)Tc應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax，即：
(2-1)
式中，Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；β為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩之比，β必須大于1。
離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為：
(2-2)
式中，T，為靜摩擦力矩；／為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計(jì)算時(shí)一般取0.25—0.30；F為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；R，為摩擦片的平均摩擦半徑；Z為摩擦面數(shù)，是從動(dòng)盤數(shù)的兩倍。
當(dāng)摩擦片上的壓力均勻分布時(shí)，則：
(2-3)
(2-4)
式中，p0為摩擦面單位壓力，A為一個(gè)摩擦面的面積；D為摩擦片外徑；d為摩擦片內(nèi)徑。當(dāng)d／D≥0.6時(shí)，R可相當(dāng)準(zhǔn)確地由下式計(jì)算：
(2-5)
把公式(2-3)與(2-4)帶入式
可得：
(2-6)
式中，C為摩擦片內(nèi)外徑之比，C=d／D，一般在0.53～0.70之間。
§2.1 離合器基本參數(shù)計(jì)算
離合器的基本參數(shù)主要有性能參數(shù)β和p0。，尺寸參數(shù)D和d及摩擦片厚度b。
1.后備系數(shù)β
后備系數(shù)β是離合器設(shè)計(jì)時(shí)用到的一個(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。在選擇后備系數(shù)時(shí)，應(yīng)考慮以下幾點(diǎn)：
1)摩擦片在使用中磨損后，離合器還應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。
2)要防止離合器滑磨過(guò)大。
3)要能防止傳動(dòng)系過(guò)載。
顯然，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，β不宜選取太?。粸槭闺x合器尺寸不致過(guò)大，減少傳動(dòng)系過(guò)載，保證操縱輕便，β又不宜選取太大。膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的β值應(yīng)大于單片離合器。各類汽車后備系數(shù)推薦如下：
轎車和微型、輕型貨車 β=1.20～1.75
中型和重型貨車 β=1.50～2.25
越野車、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車 β=1.80～4.00
結(jié)合我們?cè)O(shè)計(jì)的車型我選取β=1.3；所以Tc=245x1.3=318.5 (N·m)
摩擦面數(shù)取z=2
摩擦面因數(shù)取f=0.25
摩擦片內(nèi)外徑比c=0.62
2.單位壓力P0。
單位壓力Po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)，加應(yīng)取小些；當(dāng)摩擦片外徑較大時(shí)，為了降低摩擦片外緣處的熱負(fù)荷，Po應(yīng)取小些；后備系數(shù)較大時(shí)，可適當(dāng)增大Po。
當(dāng)摩擦片采用不同材料時(shí)，Po按下列范圍選?。?
石棉基材料 Po=0.10～0.35Mpa
粉末冶金材料 Po=0.35～0.60Mpa
金屬陶瓷材料 Po=0.70～1.50Mpa
當(dāng) ≥0.6時(shí)，
由式（2-5）知
Tc=318.5 (N·m)
由式（2-2）知
6291.3N
P0=4F/3.14(D2-d2)=0.21Mpa
所以通過(guò)計(jì)算，我采用石棉基材料，并且取P0＝0.25Mpa
摩擦片外徑D，內(nèi)徑d和厚度b
摩擦片外徑D可以根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax(N·m)依照經(jīng)驗(yàn)公式：
（2-7）
由式知
KD為直徑系數(shù)其取值范圍如下表：
根據(jù)離合器摩擦片的標(biāo)準(zhǔn)化、系列化原則，根據(jù)下表：
圓整后取得：外徑D=250(mm) 內(nèi)徑d=155(mm)
厚度b=3.5(mm)
內(nèi)外徑比值c=d/D=0.62
摩擦片的外徑D（mm）的選取應(yīng)使最大圓周速度VD不超過(guò)65—70m／s，即：
（2-8）
可知
故不會(huì)分離，又有d/D=0.62< 0.7，選擇合理，防止了磨損不均，滑磨以及由于內(nèi)、外徑速差過(guò)大引起溫升而產(chǎn)生翹曲。
§2.2 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇
1.比值H／h和h的選擇
比值H／h對(duì)膜片彈簧的彈性特性影響極大。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的H／h一般為1.6—2.2，板厚丸為2～4mm。
取H=4，h=2，H/h=2
2.比值R／r和R、r的選擇
研究表明，R／r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧剛度越大，彈性特性曲線受直徑誤差影響越大，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。為使摩擦片上壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應(yīng)取為大于或等于摩擦片的平均半徑RC。而且，對(duì)于同樣的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式大。通過(guò)比較選取R／r＝1.2。
取R=108mm,r=90mm
3.膜片彈簧小端半徑與分離軸承作用半的關(guān)系
膜片彈簧小端半徑rf應(yīng)該大于變速器第一軸花鍵外徑r0且分離軸承作用半徑應(yīng)大于膜片彈簧小端半徑，即：rf＞r0
取rf=35mm,r0=30mm 圖2-1膜片彈簧的彈性特性曲線
4.α的選擇
膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角。與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切，
α=arctanH／(R—r) ≈H／(R—r)=0.16，一般在90～150范圍內(nèi)。圓錐底角可選取9.090。
5.膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇
膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖2—1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)且λlH，以保證摩擦片在最大磨損限度△入范圍內(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)心盡量靠近N點(diǎn)。
6.n的選取
分離指數(shù)目n常取為18，大尺寸膜片彈簧有些取24，小尺寸膜片彈簧有些取12，本設(shè)計(jì)采用18根分離指，切槽寬，取3.5m； ，取10mm；分離指半徑re應(yīng)滿足r-re＞δ2=10mm的要求。所以re=80mm
§2.3 扭轉(zhuǎn)減震器的設(shè)計(jì)
扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動(dòng)系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩主諧量激勵(lì)引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動(dòng)能量。所以，扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能：
1)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。
2)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。
3)控制動(dòng)力傳動(dòng)系總成怠速時(shí)離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振與噪聲。
4)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合平順性。
減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩是兩個(gè)主要參數(shù)。其設(shè)計(jì)參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩和極限轉(zhuǎn)角等。
1.極限轉(zhuǎn)矩
極限轉(zhuǎn)矩為減振器在消除限位銷與從動(dòng)盤轂缺口之間的間隙△1時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時(shí)的轉(zhuǎn)矩。它與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可?。?
(N·m)
2.扭轉(zhuǎn)剛度
扭轉(zhuǎn)剛度是為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)常用工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。決定于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸,需要加在從動(dòng)片上的轉(zhuǎn)矩為：
(2-9)
C：彈簧剛度 Z：彈簧數(shù)目 R1：減震器彈簧分布半徑
設(shè)計(jì)時(shí)可按經(jīng)驗(yàn)來(lái)初選是
≤13=4777.5 (N·m) (2-10)
可知：
=4777.5(N·m)
3.阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩
由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度是，受結(jié)構(gòu)及發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩，通過(guò)計(jì)算與實(shí)踐表明一般可按下式初選：
(2-12)
取
4.預(yù)緊轉(zhuǎn)矩
減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動(dòng)，這是有利的。但是不應(yīng)大于，否則在反向工作時(shí)，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故?。?
＝＝24.5N·m
5.減振彈簧的位置半徑R1
R1的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取
(2-13)
取
＝56 d：摩擦片內(nèi)徑
6.減振彈簧個(gè)數(shù)
表2-1 減振彈簧數(shù)目參考表
摩擦片外徑D/mm
225-250
250--325
325--350
>350
減震彈簧數(shù)目
4-6
6--8
8--10
>10
取Z=6
7.減振彈簧總壓力
當(dāng)限位銷與從動(dòng)盤轂之間的間隙△1或△2被消除，減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值時(shí)，減振彈簧受到的壓力為
(2-14)
得；
由上表可知，所以每個(gè)彈簧所承受的工作壓力為：
(2-15)
得；
8.減震彈簧尺寸的確定
1）彈簧鋼絲的參考尺寸：
(2-16)
D2=20 τp=1000
通過(guò)多方面考慮選取d=3(mm)
減震器彈簧中徑D2=13(mm)
減震器彈簧內(nèi)徑D1=13-3=10(mm)
減震器彈簧外徑D3=13+3=16(mm)
9.減震彈簧剛度的確定
(2-17)
得：
10.減震彈簧的工作圈數(shù)
(2-18)
得：
G:材料的扭轉(zhuǎn)彈性模量 鋼G=8.3×104
11.減震彈簧的總?cè)?shù)
(2-19)
得：
12.極限負(fù)荷下的彈簧長(zhǎng)度
Lmin=n(d+s) (2-20)
得：
Lmin= 1.1dn=19.8(mm)
s=0.1d=0.36 （彈簧圈間隙）
13.減震彈簧總變形量
(2-21)
得：
（mm）
14.減震彈簧自由高度
(2-22)
得：
15.減震彈簧預(yù)變形量
(2-23)
得：
因此可得安裝后的高度為：
（2-24）
§2.4 離合器壓盤的設(shè)計(jì)
1.對(duì)壓盤結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求：
1)壓盤應(yīng)具有較大的質(zhì)量以增大熱容量、減小溫升，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時(shí)可設(shè)置各種形狀的散熱肋或鼓風(fēng)肋，以幫助散熱通風(fēng)。中間壓盤可鑄出通風(fēng)槽，也可采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。
2)壓盤應(yīng)具有較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊以及與離合器的徹底分離。
3)與飛輪應(yīng)保持良好的對(duì)中，并要進(jìn)行靜平衡。
4)壓盤高度尺寸(從承壓點(diǎn)到摩擦面的距離)公差要小。
2.離合器壓盤的主要計(jì)算
壓盤形狀比較復(fù)雜,要求傳熱性能要好,具有較高的摩擦系數(shù)及耐磨.故壓盤通常都是由灰鑄鐵HT200鑄造而成的,金相組織呈珠光體結(jié)構(gòu),硬度HB170-227.另外可添加少量金屬元素用以增強(qiáng)其機(jī)械強(qiáng)度.壓盤的外徑可以根據(jù)摩擦片的外徑由結(jié)構(gòu)確定.應(yīng)比摩擦片的外徑稍微大些,而壓盤的內(nèi)徑則要比摩擦片的內(nèi)徑要稍微小些.所以我確定壓盤的外觀尺寸為:
D=250+5=255(mm)
d=155-5=150(mm)
1)壓盤工作壓力
（2-25）
得：
2)壓盤的滑磨功
（2-26）
得：
3)壓盤的質(zhì)量
由于離合器一次結(jié)合的溫升不應(yīng)超過(guò)100,所以取壓盤溫升為80C
即:
（2-27）
得：
C:比熱容 鑄鐵C=481.4J/kg·0C
由此可知壓盤質(zhì)量必須大于7.14kg
4)壓盤的厚度計(jì)算
（2-28）
得：
由式（2-27）得：
既:壓盤厚度不應(yīng)小于22mm，本設(shè)計(jì)取為22mm
§2.5 離合器從動(dòng)盤轂花鍵的強(qiáng)度校核
從動(dòng)盤轂花鍵的內(nèi)徑為28毫米,外徑為35毫米,花鍵的有效長(zhǎng)度為35毫米,鍵齒寬4毫米.
對(duì)花鍵的擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核:
（2-29）
得
對(duì)花鍵的剪切應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核:
（2-30）
得
由以上兩個(gè)公式可得設(shè)計(jì)中選用的花鍵能滿足要求.
§2.6 離合器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算
離合器操縱系統(tǒng)得功能是，把駕駛員對(duì)離合器踏板得輸入變成在分離軸承上得輸出，來(lái)控制離合器得分離和接合，從而完成對(duì)汽車傳動(dòng)系統(tǒng)得動(dòng)力切斷或傳遞。因此，離合器踏板得布置位置、相關(guān)尺寸、作用力以及行程大小都要符合人體工程學(xué)的要求。
綜合起來(lái)，設(shè)計(jì)離合器操縱系統(tǒng)時(shí)要考慮如下一些因素；
1．對(duì)操縱機(jī)構(gòu)的要求
(1)踏板力要小，轎車一般在80～150N范圍內(nèi)，貨車不大于150～200N。
(2)踏板行程對(duì)轎車一般在80—150mm范圍內(nèi)，對(duì)貨車最大不超過(guò)180mm。
(3)踏板行程應(yīng)能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復(fù)原。
(4)應(yīng)有對(duì)踏板行程進(jìn)行限位的裝置，以防止操縱機(jī)構(gòu)因受力過(guò)大而損壞。
(5)應(yīng)具有足夠的剛度。
(6)傳動(dòng)效率要高。
(7)發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)及車架和駕駛室的變形不會(huì)影響其正常工作。
2．操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇
常用的離合器操縱機(jī)構(gòu)主要有機(jī)械式、液壓式等。
機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)有桿系和繩索兩種形式。桿系傳動(dòng)機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠，廣泛應(yīng)用于各種汽車中。但其質(zhì)量大，機(jī)械效率低，車架和駕駛室的變形會(huì)影響其正常工作，在遠(yuǎn)距離操縱時(shí)布置較困難。繩索傳動(dòng)機(jī)構(gòu)可克服上述缺點(diǎn)，且可采用適宜駕駛員操縱的吊掛式踏板結(jié)構(gòu)。但其壽命較短，機(jī)械效率仍不高。此形式多用于輕型轎車中。
液壓式操縱機(jī)構(gòu)主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動(dòng)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、駕駛室和車架變形不會(huì)影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點(diǎn)。此形式廣泛應(yīng)用于各種形式的汽車中。
工作缸直徑d2的確定與液壓系統(tǒng)所允許的最大油壓有關(guān)。考慮到橡膠軟管及其管接頭的密封要求，最大允許油壓一般為5—8MPa
3．離合器操縱機(jī)構(gòu)的主要計(jì)算液壓式操縱機(jī)構(gòu)。如圖2.6
踏板行程S由自由行程Sl和工作行程S2兩部分組成：
（2-31）
式中，
Sof為分離軸承自由行程，一般為1．5～3．0mm，本設(shè)計(jì)Sof=3.0mm反映到踏板上的自由行程。Sl一般為20—30mm；
dd2分別為主缸和工作缸的直徑；本設(shè)計(jì) 主缸直徑為28mm,工作缸直徑為30mm.
圖2.6 液壓式操縱機(jī)構(gòu)示意圖
Z為摩擦面面數(shù)；
為離合器分離時(shí)對(duì)偶摩擦面間的間隙，單片：
=0．85～1．30mm，雙片：=0．75—0．90mm。
a1、a2、bl、b2、c1、c2為杠桿尺寸。
其取值分別為 a1=50mm、a2=260mm、b1=80mm、b2=90mm、c1=60mm、c2=305mm.
把以上的數(shù)據(jù)代入式）2-31）,
可得到離合器踏板行程S=91.3mm. 滿足踏板行程小于180mm的設(shè)計(jì)要求.
踏板力Ff可按下式計(jì)算
(2-32）
式中，
F為離合器分離時(shí)，壓緊彈簧對(duì)壓盤的總壓力；
本設(shè)計(jì)中壓緊彈簧對(duì)壓盤的總壓力為1860N
為操縱機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比，
= ； (2-33)
代入數(shù)據(jù)得:
=20.07.
為機(jī)械效率，液壓式：=80％～90％
機(jī)械式：=70％～80％
本設(shè)計(jì)中采用液壓式操縱機(jī)構(gòu),η=85%.
把數(shù)據(jù)代入公式(2-32),
可得Ff=109N. 滿足踏板力小于180N的設(shè)計(jì)要求.
為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設(shè)計(jì)時(shí)，可忽略之。
通過(guò)以上對(duì)液壓式離合器操縱機(jī)構(gòu)的工作原理的闡述及各構(gòu)件的計(jì)算,可以看出,對(duì)離合器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)要作綜合考慮,根據(jù)駕駛員操作空間選取各構(gòu)件,使操縱輕便,結(jié)構(gòu)合理,使汽車的離合器的分離與接合可以控制,保證汽車平穩(wěn)起步,傳動(dòng)系中變速器換檔平順。
第三章 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算
§3.1 概 述
萬(wàn)向傳動(dòng)軸由萬(wàn)向節(jié)和傳動(dòng)軸組成，有時(shí)還加裝中間支承。它主要用來(lái)在工作過(guò)程中相對(duì)位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。
萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下基本要求：
1)保證所連接的兩軸相對(duì)位置在預(yù)計(jì)范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)，能可靠地傳遞動(dòng)力。
2)保證所連接兩軸盡可能等速運(yùn)轉(zhuǎn)。由于萬(wàn)向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動(dòng)和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。
3)傳動(dòng)效率高，使用壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，維修容易等。
萬(wàn)向傳動(dòng)軸在汽車上應(yīng)用比較廣泛。在發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪或全輪驅(qū)動(dòng)的汽車上，由于彈性懸架的變形，變速器或分動(dòng)器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋輸入軸的軸線相對(duì)位置經(jīng)常變化，所以普遍采用十字軸萬(wàn)向傳動(dòng)軸。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋中，內(nèi)、外半軸之間的夾角隨行駛需要而變，這時(shí)多采用等速萬(wàn)向傳動(dòng)軸。當(dāng)后驅(qū)動(dòng)橋?yàn)楠?dú)立懸架時(shí)，也必須采用萬(wàn)向傳動(dòng)軸。
萬(wàn)向節(jié)按扭轉(zhuǎn)方向是否有明顯的彈性，可分為剛性萬(wàn)向節(jié)和撓性萬(wàn)向節(jié)。剛性萬(wàn)向節(jié)是靠零件的鉸鏈?zhǔn)竭B接傳遞動(dòng)力的，可分成不等速萬(wàn)向節(jié)(如十字軸式)、準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)(如雙聯(lián)式、凸塊式、三銷軸式等)和等速萬(wàn)向節(jié)(如球叉式、球籠式等)。撓性萬(wàn)向節(jié)是靠彈性零件傳遞動(dòng)力的，具有緩沖減振作用。
不等速萬(wàn)向節(jié)是指萬(wàn)向節(jié)連接的兩軸夾角大于零時(shí)，輸出軸和輸入軸之間以變化的瞬時(shí)角速度比傳遞運(yùn)動(dòng)，但平均角速度比為1的萬(wàn)向節(jié)。準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)是指在設(shè)計(jì)角度下工作時(shí)以等于1的瞬時(shí)角速度比傳遞運(yùn)動(dòng)，而在其它角度下工作時(shí)瞬時(shí)角速度比近似等于1的萬(wàn)向節(jié)。輸出軸和輸入軸以等于1的瞬時(shí)角速度比傳遞運(yùn)動(dòng)的萬(wàn)向節(jié)，稱之為等速萬(wàn)向節(jié)。
§3.2 萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析
1.十字軸萬(wàn)向節(jié)
典型的十字軸萬(wàn)向節(jié)主要由主動(dòng)叉、從動(dòng)叉、十字軸、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。十字軸萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，強(qiáng)度高，耐久性好，傳動(dòng)效率高，生產(chǎn)成本低。但所連接的兩軸夾角不宜過(guò)大，當(dāng)夾角由4°增至16°時(shí)，十字軸萬(wàn)向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來(lái)的1／4。
2.雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)
雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)(圖4—3)是由兩個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)組合而成。為了保證兩萬(wàn)向節(jié)連接的軸工作轉(zhuǎn)速趨于相等，可設(shè)有分度機(jī)構(gòu)。由于雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)軸向尺寸較大，為使主銷軸線的延長(zhǎng)線與地面交點(diǎn)到輪胎的接地印跡中心偏離不大，就必須用較大的主銷內(nèi)傾角。
3.球籠式萬(wàn)向節(jié)
球籠式萬(wàn)向節(jié)是目前應(yīng)用最為廣泛的等速萬(wàn)向節(jié)。這種等速萬(wàn)向節(jié)無(wú)論轉(zhuǎn)動(dòng)方向如何，六個(gè)鋼球全都傳遞轉(zhuǎn)矩，它可在兩軸之間的夾角達(dá)35°～37°的情況下工作。由于傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)六個(gè)鋼球均同時(shí)參加工作，其承載能力和耐沖擊能力強(qiáng)，效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，安裝方便。但是滾道的制造精度高，成本較高。
我通過(guò)對(duì)以上三個(gè)不同的萬(wàn)向節(jié)進(jìn)行比較，確定采用結(jié)構(gòu)相對(duì)簡(jiǎn)單的十字軸萬(wàn)向節(jié)，雖然不能夠進(jìn)行等速傳遞轉(zhuǎn)矩，但已經(jīng)可以滿足本次設(shè)計(jì)的動(dòng)力傳遞要求。
§3.3 萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)計(jì)算
§3.3.1 萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì)
1.萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算載荷
萬(wàn)向傳動(dòng)軸因布置位置不同，計(jì)算載荷是不同的。
(3-1)
得：
其中：
Temax=185N·m kd=1
η=98% ig1=5.06
2.十字軸結(jié)構(gòu)尺寸的確定
十字軸萬(wàn)向節(jié)的尺寸主要決定于十字軸的尺寸，根據(jù)實(shí)際情況參照參考車輛從下表中選出適合本次設(shè)計(jì)的十字軸尺寸。
表3—1
序
號(hào)
最大扭矩 T
十字軸總成
花 鍵
十字軸及其軸承
滾 針
* *
n—D1×d1×b
D
d
h
H
d0
l
z*
1
55
25
14.8
60
67
2.0
14
26
10—30×26×4
2
90
28
17.6
76
83
2.5
14
25
10—32×26×4
3
135
32
20.0
80
89
2.5
16
28
16—35×35×3.5
4
200
36
23.1
90
98
2.5
16
32
16—38×33×3.5
5
300
40
25.5
108
118
2.5
18
35
16—50×43×5
6
450
45
29.5
120
130
2.5
22
40
16—50×43×5
7
675
50
33.5
145
156
3.0
24
38
16—60×52×5
8
1000
56
38.2
158
170
3.0
27
44
16—65×56×5
9
1500
63
44.0
158
170
3.0
27
49
16—72×62×6
10
2200
71
50.6
200
214
3.0
30
56
20—92×82×6
注：*滾針數(shù)目；
* *花鍵齒數(shù)——外徑×內(nèi)徑×鍵寬;
所有尺寸單位均為mm.
選用的十字軸的尺寸為：
D=36;d=23.1;h=90;H=98
3.十字軸強(qiáng)度校核
在設(shè)計(jì)十字軸萬(wàn)向節(jié)時(shí)候應(yīng)該保證十字軸頸有足夠的抗彎強(qiáng)度。設(shè)作用在軸頸中點(diǎn)的力為F,則：
(3-2)
得： 圖3-1
式中：
Ts為萬(wàn)向節(jié)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)，
TS = min[Tse，Tss]，
由于Tse＜Tss，所以Ts=568.89(N·m)；
r為合力F作用線到十字軸中心之間的距離；
α為萬(wàn)向傳動(dòng)的最大夾角。
1)十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力：
(3-3)
得：
式中：d1為十字軸軸頸直徑；
d2為十字軸油道孔直徑；
s為合力F 作用線到軸頸根部的距離；
[σw]為彎曲應(yīng)力許用值，為250～350MPa。
2)十字軸軸頸的切應(yīng)力τ為：
(3-4)
得：
選用的十字軸符合要求。
§3.3.2 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)
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。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。
根據(jù)總體設(shè)計(jì)的要求傳動(dòng)軸長(zhǎng)L=1500(mm).
傳動(dòng)軸主要承受扭矩的作用。在傳動(dòng)軸橫截面上，應(yīng)力的分布情況是外圓最大，向中心逐漸減小至零。因此，汽車傳動(dòng)軸常常采用空心軸。
1.傳動(dòng)軸在實(shí)際運(yùn)行中的最高轉(zhuǎn)速
輕型貨車的最高車速為:
vmax=92km/h=1533.3m/min
所以傳動(dòng)軸最高轉(zhuǎn)速為：
（3-5）
得：
2.傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算
傳動(dòng)軸兩端接萬(wàn)向節(jié)，可以把它看作為兩端自由支撐的梁，我們?cè)偌僭O(shè)傳動(dòng)軸的各個(gè)截面都相等。則傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速為：
（3-6）
公式中：nk—臨界轉(zhuǎn)速，[nk ]為r/min；
L—傳動(dòng)軸長(zhǎng)度，即兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)中心之間的距離，mm；
D—傳動(dòng)軸軸管的外徑，mm；
d—傳動(dòng)軸軸管的內(nèi)徑，mm。
通過(guò)類比參考車型的傳動(dòng)軸，取：
D=60mm；d=54mm。則：
取安全系數(shù)K=nk／nmax=1.2～2.0，K=1.2用于精確動(dòng)平衡、高精度的伸縮花鍵及萬(wàn)向節(jié)間隙比較小時(shí)，nmax為傳動(dòng)軸的最高轉(zhuǎn)速(r／min)。
本次設(shè)計(jì)K的取值為:
（3-7）
得：
所以傳動(dòng)軸管滿足臨界轉(zhuǎn)速的要求。
3.傳動(dòng)軸管與傳動(dòng)軸花鍵軸的強(qiáng)度校核
1)傳動(dòng)軸軸管斷面尺寸除滿足臨界轉(zhuǎn)速的要求外，還應(yīng)保證有足夠的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。軸管的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τc應(yīng)滿足：
（3-8）
得：
式中: Ts 為萬(wàn)向節(jié)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)，TS = min[Tse，Tss]； 由于Tse＜Tss 所以Ts=5917.38(N·m)；
[τc]為許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，為300Mpa.
傳動(dòng)軸有足夠的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。
2)對(duì)于傳動(dòng)軸上的花鍵軸，通常以底徑計(jì)算其扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力Th，許用切應(yīng)力一般按安全系數(shù)為2～3確定，即：
（3-9）
得：
[τ]為切應(yīng)力 τ 許用值，為80～120MPa。
傳動(dòng)軸的花鍵軸也滿足扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的要求。
第四章 結(jié) 論
由于本次設(shè)計(jì)的周期比較短，從熟悉設(shè)計(jì)任務(wù)書、搜集查閱資料到總體方案的擬定、分析、比較和確定，再到后來(lái)的圖形設(shè)計(jì)與繪制、編寫說(shuō)明書，基本上是按照規(guī)定的進(jìn)度計(jì)劃逐步完成的。本次設(shè)計(jì)中的結(jié)構(gòu)方案是經(jīng)過(guò)反復(fù)的分析比較后，最終確定選用干式單片液壓操縱的推式膜片彈簧離合器，之所以選用這種方案，是由于這種結(jié)構(gòu)的離合器中的許多零件和連接方式具有很多鮮明的優(yōu)點(diǎn)。
由于，沒(méi)有條對(duì)設(shè)計(jì)出來(lái)的零件、結(jié)構(gòu)進(jìn)試驗(yàn)和學(xué)生的水平問(wèn)題，設(shè)計(jì)的產(chǎn)品難免存在很多不足，其中的摩擦片的設(shè)計(jì)，我們只能按有關(guān)資料上介紹的一般方法及經(jīng)驗(yàn)公式去設(shè)計(jì)，再與NJ1062《汽車用離合器面片》介紹的摩擦片尺寸系列進(jìn)行比較，選擇一組與算出的尺寸相近且能滿足所有要求的摩擦片尺寸，這樣設(shè)計(jì)出來(lái)的摩擦片難免存在不合理的一面。還有本次設(shè)計(jì)中選用的是推式，相對(duì)于拉式來(lái)說(shuō)它雖具有很多優(yōu)點(diǎn)，但也有不足之處，拉式的杠桿比大于推式的杠桿比,且中間支撐少,減少了摩擦損失,傳動(dòng)效率高,使分離的踏板力更小.
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