柴油動力SUV車設(shè)計--傳動軸、離合器及操縱機構(gòu)設(shè)計

柴油動力SUV車設(shè)計--傳動軸、離合器及操縱機構(gòu)設(shè)計,柴油,動力,suv,設(shè)計,傳動軸,離合器,操縱,機構(gòu) 車輛與動力工程學院畢業(yè)設(shè)計說明書 第 一 章 前 言 離合器和傳動軸看似簡單，工作原理淺薄，但其結(jié)構(gòu)的發(fā)展經(jīng)歷了上百年，融合幾代人的智慧和心血才達到今天的地步，多年來實踐經(jīng)驗和技術(shù)上的改進，從單片干式摩擦離合器發(fā)展到雙片以及多片離合器，從原來的周置彈簧離合器、中央彈簧離合器、斜置彈簧離合器發(fā)展到膜片彈簧離合器，目前膜片彈簧離合器已廣泛利用到各種車型上，因為它有一系列優(yōu)點，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，散熱性好，結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便，尺寸緊湊，分離徹底等優(yōu)點。近年來，濕式離合器在技術(shù)上不斷改進，國外某些重型牽引汽車，開始了多片濕式離合器。 汽車后驅(qū)動橋的萬向傳動軸，簡稱傳動軸，它是有萬向節(jié)軸管及伸縮花鍵等組成，對于長軸矩汽車的分段傳動軸，還要有中間支承。在乘用車中，有時為了提高傳動系的彎曲剛度，改善傳動系的彎曲振動特性，減小噪聲，也將傳動軸分成兩段。當傳動軸分段時，需加中間支承。 實心傳動軸僅用于作為與等速萬向節(jié)相連的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的半軸，或用于作斷開式驅(qū)動橋的擺動半軸；空心傳動軸具有較小質(zhì)量，能傳遞較大轉(zhuǎn)矩，比實心傳動軸具有更高的臨界轉(zhuǎn)速，主要應用于傳動系的萬向傳動軸。傳動軸的伸縮花鍵一端不應靠近后驅(qū)動橋，而應靠近變速器或中間支承，以減小其軸向阻力和磨損。 隨著汽車發(fā)動機轉(zhuǎn)速、功率的不斷提高和汽車電子技術(shù)的高速發(fā)展，人們對離合器和萬向傳動軸的要求越來越高。離合器和萬向傳動軸設(shè)計理論也從傳統(tǒng)的機械力學領(lǐng)域深入到熱、電、材料、控制等眾多的學科領(lǐng)域。今天，技術(shù)已發(fā)展到電子化、信息化。離合器和萬向傳動軸的發(fā)展也面臨著用新技術(shù)改造和提高。 第二章 離合器設(shè)計 §2.1 離合器概述 對于以內(nèi)燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是做為一個獨傳中相連接的總成。目前，汽車上廣泛采用摩擦離合器是一種能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構(gòu)和操縱機構(gòu)。 為了保證離合器有良好的工作性能，涉及離合器應忙組如下要求： 在保證任何行駛條件下，既能可靠傳遞發(fā)動機的最大扭矩，必有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備，又能防止傳動系過載。 1．接合是要完全、平順、柔和 ，保證汽車豈不是沒有抖動和沖擊。 2．分離是要迅速、徹底。 3．從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕變速器換擋是變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 4．應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 5．應能避免和衰減傳動系的扭轉(zhuǎn)振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。 6．操縱輕便、準確，以便減輕駕駛員的疲勞。 7．作用在從動盤上的總壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中要盡可能小，以保證穩(wěn)定的工作性能。 8．結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。 隨著汽車發(fā)動機轉(zhuǎn)速、功率的不斷提高和汽車電子技術(shù)的高速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器的工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式 膜片離合器結(jié)構(gòu)正在向拉是膜片彈簧離合器發(fā)展。傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱形式發(fā)展。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(zhuǎn)速，增加離合器的傳動轉(zhuǎn)矩的能力和簡化操縱，易辰各位離合器的發(fā)展趨勢。? §2.2 離合器的結(jié)構(gòu)方案分析 現(xiàn)代各類汽車上應用最廣泛的離合器是干式盤形摩擦離合器，可按從動盤數(shù)目不同、壓緊彈簧布置形式不同、壓緊彈簧的結(jié)構(gòu)形式不同和分離時作用力方向不同分類如下： 一、從動盤的選擇 1.???單片離合器 單片離合器結(jié)構(gòu)簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，在使用時能保證分離徹底，采用軸向有彈性的從動盤可保證結(jié)合平衡。 2.??雙片離合器 雙片離合器與單片離合器相比，由于摩擦面增加一倍，因而傳遞轉(zhuǎn)矩的能力較大；結(jié)合更為平順、柔和；在傳遞相同轉(zhuǎn)矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小。 3.??多片離合器 多片離合器多為濕式，具有結(jié)合更加平順、柔和，摩擦表面溫度較低，磨損較小，使用壽命長等優(yōu)點。但分離行程大，分離不徹底，軸向尺寸和從動部分轉(zhuǎn)動慣量大，主要應用于最大總質(zhì)量大于14t的商用車上。 二、壓緊彈簧和布置形式的選擇 1.??周置彈簧離合器 過去廣泛應用于各類汽車上，現(xiàn)在已很少用。 2.??中央彈簧離合器 中央彈簧離合器結(jié)構(gòu)復雜，軸向尺寸較大，多用于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩大于400~500N·m的商用車上，以減輕其操縱力。 3.??斜置彈簧離合器 與上述兩種離合器相比，它具有工作性能穩(wěn)定、踏板力小的突出特點。此結(jié)構(gòu)在最大總質(zhì)量大于14t的商用車上。 4.??膜片彈簧離合器 膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指部分組成，膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比，具有一系列優(yōu)點：①膜片彈簧具有較理想的非線性彈性特性，彈簧壓力在摩擦片的允許磨損范圍內(nèi)基本不變，因而離合器工作中能保持傳遞的轉(zhuǎn)矩大致不變；相對圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降，離合器分離時，彈簧壓力有所下降，從而降低了踏板力。對于圓柱螺旋彈簧，其壓力則大大增加。②膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量小。③高速旋轉(zhuǎn)時，彈簧壓緊力降低很少，性能穩(wěn)定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力明顯下降。④膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻。⑤易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長。⑥膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。 但膜片彈簧的制造工藝較復雜，制造成本較高，對材質(zhì)和尺寸精度要求較高，其非線性彈性特性在生產(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，由于材料性能的提高，制造工藝和設(shè)計方法逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，膜片彈簧離合器不僅在乘用車上被大量采用，而且在各種形式的商用車上也被廣泛采用。 表2-1推式和拉式比較 項目 類型 離合器各外形 分離軸承 膜片彈簧 外徑尺寸 彈簧 應力 壓緊 載荷 支撐 環(huán)數(shù) 設(shè)計 負荷 安裝 推式 大 簡單 大 容易 相對小 大 小 2 拉式 小 復雜 小 較難 相對大 小 大 1 拉式膜片膜片彈簧離合器較推式性能上有更多優(yōu)點，由于受到分離軸承機構(gòu)設(shè)計，拆裝復雜等因素困饒，因此在許多場合還是寧愿采用推式結(jié)構(gòu)型。 §2.3 離合器的主要參數(shù)選擇 §2.3.1 后備系數(shù) 后備系數(shù)是離合器設(shè)計中的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)距的可靠程度。在選擇時，應考慮摩擦片在使用中磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)距、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)距和防止離合器滑磨時間過長， 不宜選得太?。粸槭闺x合器尺寸不致過大、使用條件好時，可選得小些；當使用條件惡劣、需要拖帶掛車時，為提高起步能力，減少離合器滑磨，應選得大些；汽車總質(zhì)量越大，業(yè)應選得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉(zhuǎn)距較不平穩(wěn)，選取的值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)距波動越小， 可選得越小；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的 值應大于彈片離合器。各類汽車離合器 得取值范圍見表2-1。 表2-2離合器后備系數(shù) 得取值范圍 車 型 后 備 系 數(shù) 乘用車及最大總質(zhì)量小于6t的商用車 1.20~1.75 最大總質(zhì)量為6~14t的商用車 1.50~2.25 掛車 1.80~4.00 §2.3.2單位壓力 單位壓力決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。對于離合器使用頻繁、發(fā)動機后備系數(shù)較小、載質(zhì)量大或經(jīng)常在壞路面上行駛的汽車，應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大。 當摩擦片采用不同的材料時，取值范圍見表2-2 表2-3 摩擦片單位壓力x的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力Map 石棉基材料 模壓 0.15~0.25 編織 0.25~0.35 粉末冶金材料 銅基 0.35~0.50 鐵基 金屬陶瓷材料 0.70~1.50 §2.3.3 摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b 摩擦片外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質(zhì)量和使用壽命有決定性的影響。 當離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)距A已知，結(jié)合式（2-6）和式（2-7），適當選取后備系數(shù) 和單位壓力x，可估算出摩擦片外徑，即單位壓力摩擦片外經(jīng)D、內(nèi)徑 d 和厚度b 最大轉(zhuǎn)矩 D= 摩擦片外徑D（mm）也可根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)距 按如下經(jīng)驗公式選用 經(jīng)驗公式D= （2-1） 直徑系數(shù) 車用車=14.6 D=＝14.6×＝219mm　　 摩擦片內(nèi)徑 可根據(jù)d/D=0.53~0.70之間來確定 式中，c為直徑系數(shù)，取值范圍見表2-3。 表2-3 直徑系數(shù) 的取值范圍 車型 直徑系數(shù) 乘用車 14.6 最大總質(zhì)量為1.8~14.0t的商用車 16.0~18.5（單片離合器） 13.5~15.0（雙片離合器） 最大總質(zhì)量大于14.0t的商用車 22.5~24.0 蕩摩擦片外徑D確定后，摩擦片內(nèi)徑d可根據(jù)d/D在0.53`0.70之間來確定。在同樣摩擦片外徑D時，選用較小的摩擦片內(nèi)徑d雖可增大摩擦面積，提高傳遞轉(zhuǎn)距的能力，但會使摩擦面上的壓力分布不均勻，使摩擦片內(nèi)、外緣圓周的相對滑磨速度差別太大而造成摩擦面磨損不均勻，且不利于散熱和扭轉(zhuǎn)減振器的安裝。摩擦片尺寸應符合尺寸系列標準GB/T57641998〈汽車用離合器面片〉，所選的D應使摩擦片最大圓周速度不超過65~70m/s，以免摩擦片發(fā)生分離。 摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三種。 §2.3.4摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙 摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因數(shù)f受工作溫度、單位壓力和滑磨速度的影響較大，而粉末冶金材料和金屬陶瓷材料的摩擦因數(shù)f較大且穩(wěn)定。各種摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍見表2-4 表2-4摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍 摩擦材料 摩擦因數(shù)f 石棉基材料 模壓 0.20~0.25 編織 0.25~0.35 粉末冶金材料 銅基 0.25~0.35 鐵基 0.35~0.50 金屬陶瓷材料 0.4 摩擦面數(shù)Z為離合器從動盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)距的大小及其結(jié)構(gòu)尺寸。 離合器間隙是指離合器處于正常結(jié)合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全結(jié)合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。該間隙 一般為3~4mm。 §2.3.5離合器的設(shè)計與計算 約束條件 1）=65~70m/s ＝3600ｒ／min為發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速（r/min） ?。?.345ｍ　 2）內(nèi)外半徑比0.53 c 0.70 查標準系列根據(jù)經(jīng)驗公式計算結(jié)果可?。模?25㎜同樣可查?。洌?50㎜ 3)后備系數(shù) 1.2 4.0 　 根據(jù)后備系數(shù)的選擇原則，本次設(shè)計的ＳＵＶ 選＝1.30 4）為了保證扭轉(zhuǎn)減震器的安裝摩擦片的內(nèi)徑 d必須大于彈簧位置直徑２約50cm d> 2+50 即：取48㎜ 5）為了反映離合器轉(zhuǎn)矩比保護過載的能力 （2-2） （Nm/） 　 汽車設(shè)計表2-4取銅基ｆ＝0.30，有表2-3取 ＝0.40Map Ｚ＝4，代入公式 ＝0.28×0.30×合適 單位面積傳遞轉(zhuǎn)矩的使用值。（N·m/ ） 離合器規(guī)格D/㎜ 210 >210~250 >250～325 >325 0.28 0.30 0.35 0.40 6）為了將地理和氣化模式的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不單位壓力，根據(jù)所用摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取。的最大值為0.10~1.50Map 即：0.10 1.50Map ＝＝0.11Maｐ滿足要求。 7)為了減小汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而燒傷，離合器每接合一次的單位摩擦面積滑磨功應小于其使用值 即： ｗ為單位摩擦面積滑磨功（Ｊ／）對于乘用車：［ｗ］＝0.40Ｊ／ 對于最大宗質(zhì)量小于6噸的商用車：［ｗ］＝0.33Ｊ／，對于最大總質(zhì)量大于6噸的商用車［ｗ］＝0.25Ｊ／， (2-3) 為汽車總質(zhì)量取2325㎏??；為輪胎滾動半徑去取0.362㎜；汽車起步時所用變速器檔位的傳動比取4.11；為主減速器的傳動比取4.6；為發(fā)動機的轉(zhuǎn)速取2000，計算時乘用車去2000r/min，商用車取1500r/min將數(shù)值代入公式 ＝18676.36Ｊ／ 又有 獎上市計算結(jié)果代入得：ｗ＝0.2114＜0.4，合　適。 校核 ＝284.8 ＝1.3合適。 根據(jù)汽車設(shè)計叢書表3.2.1選擇摩擦片系列參數(shù) Ｄ＝225㎜　　?。洌?50㎜　　　厚度3.5㎜　 ，＝ｄ／Ｄ＝0.667　　　單位面積211 §2.3.6膜片彈簧的特性 假設(shè)膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性的饒某點轉(zhuǎn)動通過支撐環(huán)和壓盤在膜片彈簧上的載荷 (2-4 ) 試中，E為彈簧的彈性模量對于鋼：E=2.1×Map; 為材料的松泊比對于鋼=0.3；H為膜片彈簧鋼板厚度；R, r分別為碟簧部分大、小端半徑；、 分別為壓盤加載點和支撐環(huán)加載點半徑。 當離合器分離時膜片彈簧的加載點將發(fā)生變化。設(shè)分離軸承分離指端所加的載荷為，相應作用點變形為，另外在分離與壓緊狀態(tài)下，只要膜片彈簧變形到相同位置有如下關(guān)系： 膜片彈簧的強度計算 膜片彈簧的子午線斷面在中性點演員周方向的切向 變?yōu)榱? 則斷面任意點（ｘ，ｙ）切向應力： ，為自由狀態(tài)時碟簧部分的圓錐角；為從自由狀態(tài)起碟簧子午線斷面轉(zhuǎn)角，ｅ中性點半徑。 　(2-5) 　令＝0 圖2-1 初達到最大值時的轉(zhuǎn)角 =(D+d)/4=93.75㎜ R大于 取R=95㎜ r=73㎜ 因為一般R/ r=1.2～1.35，95/73=1.301合適。 　　　代入數(shù)值得：18.34度。 取=0.3 ， E=2.1×Map,代入(1) 得：=1738.6Map 膜片彈簧的節(jié)本參數(shù)選擇 ⑴ 比值H/h選擇 比值H/h對膜片彈簧的影響巨大，對（1）分析當H/h小于時為增函數(shù)，H/h=時有極值，當H/h大于時有一極大值和一極小值，汽車離合器使用的膜片彈簧的H/h比值，一般為1.5~2.0，板后h為2~4㎜. ⑵ R/r比值和R、r的選擇 研究表明，R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直徑誤差的影響越大，且應力越高。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。為使摩擦片上的壓力分布較為均勻，推式磨片彈簧的R值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑Rc，拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于Rc。而且，對于同樣的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式的大 ⑶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，=arctanH/(R-r) H/(R-r),帶入數(shù)值，H=4.5,R=95,r=73一般在 ～ =11.56 ⑷ 膜片彈簧工作點位置的選擇 膜片彈簧工作點位置如圖2-14所示。該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且= （+）/2 。新離合器在結(jié)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 ，以保證摩擦片在最大磨損限度 范圍內(nèi)的壓緊力從F1B 到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C。為最大限度的減小踏板力，C點應盡量靠近N點 圖 2-2 ⑸分離指數(shù)目n的選取 分離指數(shù)目n常取為18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12。 （6）膜片彈簧小端內(nèi)半徑r0（圖2-15）及分離軸承作用半徑的確定 ： r0由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。 應大于 > 根據(jù)經(jīng)驗公式=25～27㎜，取26㎜ 取=27㎜，=28㎜ ⑺切槽寬度 \ 及半徑（圖2-15）的確定 的取值應滿足r －的要求。=9～10㎜ =3.2～3.5 ㎜ 因為r=73㎜,取=9.5㎜，代數(shù)值求得：=63.5㎜ ⑻壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑 的確定 和 的取值將影響膜片彈簧的剛度。應略大于 且盡量接近r應略小于R且盡量接近R。 r ,R 取=74㎜，=94㎜ §2.3.7膜片彈簧材料及制造工藝 國內(nèi)膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質(zhì)量等要求，需進行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理，即沿其分離狀態(tài)的工作方向，超過徹底分離點后繼續(xù)施加過量的位移，使其過分離3~8次，以產(chǎn)生一定的塑性變形，從而使膜片彈簧的表面產(chǎn)生與使用狀態(tài)反方向的殘余應力而達到強化的目的。一般來說，經(jīng)強壓處理后，在同樣的工作條件下，可提高膜片彈簧的疲勞壽命5%~30%。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理，即以高速彈丸流噴射到膜片彈簧表面，使表層產(chǎn)生塑性變形，從而形成一定厚度的表面強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高承載能力和疲勞強度。 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計 約束條件：① =A=0.11×/4×=2363N把膜片彈簧個尺寸和松泊比=0.3彈性模量 E=2.1×Map代入 =3.5 則=1027N =8.05㎜ ② =（0.8～1.0） （/） 3.0 3.75 ③ 1.6H/h2.2 ④1.20 R/r 1.35 70 2R/h 100 3.5 R/ 5.0 ⑥推式：(D+d)/4D/2 拉式：(D+d)/4D/2 本次采用推式，代入檢驗合適。 ⑦根據(jù)彈簧不知要求應滿足： 1Ｒ - 7 0－ｒ6 0－4 代入數(shù)值經(jīng)檢驗均滿足要求。 ⑧膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用因此其杠桿比應在一定范圍內(nèi)選取 推式： 2.3 （ － ）／（－） 4.5 拉 式：3.5 （－）／（－）9.0 本次采用推式，代入檢驗合適。 ⑨=1738.6Map 可以滿足要求。 第3章 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 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系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動系扭轉(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)動機轉(zhuǎn)矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。因此，扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能： 1） 降低發(fā)動機曲軸與傳動系結(jié)合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭轉(zhuǎn)固有頻率。 2） 增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的順態(tài)扭振。 3） 控制動力傳動系總成怠速時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及噪聲。 4） 緩和非穩(wěn)定工況傳動系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷，改善離合器的結(jié)合平順性。 減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼摩擦元件的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 是兩個主要參數(shù)，決定了減振器的減振效果。其設(shè)計參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩 、預緊轉(zhuǎn)矩和極限轉(zhuǎn)角 等。 1．轉(zhuǎn)矩 極限轉(zhuǎn)矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙 時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取 =（1.5～2.0） （3-1） 式中，商用車：系數(shù)取1.5；乘用車：系數(shù)取2.0。 試驗表明，當減振器傳遞的極限轉(zhuǎn)距 與汽車后驅(qū)動輪的最大附著力 相等時，傳動系的動載荷為最??；若 ，系統(tǒng)將會產(chǎn)生沖擊載荷；若 ，則會增大減振器的角剛度，使傳動系動載荷有所增大。 2.扭轉(zhuǎn)角剛度=T/（3-2） 為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)角剛度 ，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機正常的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。決定于減振器彈簧的線形剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸。 設(shè)減振器彈簧分布在半徑為 的圓周上，當從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過 時，彈簧相應變形量 。此時所需加在從動片上的扭轉(zhuǎn)角剛度 T=1000k （3-3） =1000k （3-4） 初選13=13×450=5850 取=5000Nm/rad 3.阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩　　 圖3-1 由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉(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。一般可按下式初選為 4.預緊轉(zhuǎn)矩 =（0.06～0.17） (3-5 ) 減振彈簧安裝時都有一定的預緊。研究表明，增加，共振頻率向減小向移動，這是有利的。但是不應大于，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故取 =（0.06～0.17）×225=13.5～38.25 Nm 初選13=13×450=5850 取=5000Nm/rad 4.預緊轉(zhuǎn)矩 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊，研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率方向移動，這是有利的。但是不應大于，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作。 =（0.05～0.15） (3-6 ) =（0.05～0.15）×225=11.25～33.75 N·m 取=20 N·m 5.減振彈簧的位置半徑件 的尺寸應盡可能大 =（0.6～0.75）×75=42～51㎜ (3-7) 取=48㎜ 6.減振彈簧的個數(shù) 摩擦片外徑 225～250 250～350 325～350 >350 z 4～6 6～8 8～10 >10 經(jīng)濟可取=6 7.減振彈簧的總壓力 當限位銷與從動盤轂之間的間隙被消除，減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達到最大值，減振彈簧受到的壓力為 = / ( 3-8) =11～15 取=14㎜ 彈簧鋼絲直徑d= (3-9) p取600Map 代入數(shù)值得：d=3㎜ 減振彈簧的有效圈數(shù)i= (3-10 ) 代入數(shù)值 的：i=6 k== 8.極限轉(zhuǎn)角 減振器從預緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩，從動片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角為=2arcsin/2 對汽車平順要求高或發(fā)動機工作不均勻時，取上限。 通常取３～，代入數(shù)值：=3.52 9.限位銷直徑取10㎜ 第四章 離合器的操縱機構(gòu) §4.1?對離合器操作機構(gòu)的要求 1）?踏力板要盡可能小，乘用車一般在80~150N范圍內(nèi)，商用車不大于150~200N。 2）?踏板行程一般在80~150mm范圍內(nèi)，最大不應超過180mm。 3）?應有踏板行程調(diào)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(gòu)的零件因受力過大而損壞。 5）?應具有足夠的剛度。 6）?傳動效率要高。 7）?發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。 8）?工作可靠、壽命長，維修保養(yǎng)方便。 2.?操作機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇 1）?常用的離合器操縱機構(gòu)，主要有機械式、液壓式、機械式和液壓式的助力器、氣壓式和自動操縱機構(gòu)等。 機械式操縱機構(gòu)有桿系和繩索兩種形式。桿系操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠，廣泛應用于各種汽車中。但其質(zhì)量大，傳動效率低，發(fā)動機的振動和車架和駕駛室的變形會影響其正常工作，在遠距離操縱時，布置較為困難。繩索操縱機構(gòu)可克服上述缺點，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，機械效率仍不高，多用于發(fā)動機排量小于1.6L的乘用車中。 液壓式操縱機構(gòu)主要由吊掛式離合器踏板、主缸、工作缸、管路系統(tǒng)和回位彈簧組成，具有傳動效率高、質(zhì)量小、布置方便、便于采用吊掛式套板、駕駛市容易密封、發(fā)動機的振動和變形不會影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點，故廣泛應用于各種形式的汽車中。 本次設(shè)計的柴油SUV采用液壓式操縱機構(gòu)。 圖4-1 §4.2.2?離合器操縱機構(gòu)的設(shè)計計算 踏板行程S由自由行程 和工作行程 兩部分組成，即 S=+=（+ ）/ （4-1） =10～16 =2.7～5.4 代入得上式：S=133㎜ 離合器操縱機構(gòu)的設(shè)計計算 分離軸承的自由行程，一般為1.5~3.0mm；反映了自由踏板上的自由行程 一般為20~30mm； 分別為主缸和工作缸直徑；Z為摩擦片面數(shù)； 為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：=0.85～1.30㎜,雙片：=0.75～0.90㎜ 不考慮回位彈簧的作用，分離離合器所作的功 ，根據(jù)具壓盤的質(zhì)量初估踏板得力為135N 把數(shù)值代入： 考慮回位彈簧時：合適 在規(guī)定的踏板力和行程的允許范圍內(nèi)，駕駛員分離離合器所作的功不應大于30J。 第五章 ?離合器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 §5.1、從動盤總成 從動盤總成主要由從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉(zhuǎn)減振器等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，設(shè)計時應滿足如下要求： 1）? 從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 2）? 從動盤具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。 3）? 應安裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 §5.1.1?從動盤轂 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受了由發(fā)動機傳來的全部轉(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩選取。 從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0~1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛剛，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部的硬度一般在26~32HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及從動片配合處，應進行高頻處理。 §5.1.2摩擦片 離合器摩擦片在性能上 應滿足如下要求： 1）?摩擦因數(shù)較高且較穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要??； 2）?具有足夠的機械強度和耐磨性。 3）?密度要小，以減小從動盤的轉(zhuǎn)動慣量。 4）?熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出來的粘合劑少，無味，不易燒焦。 5）?磨合性好，不致刮傷飛輪和壓盤表面； 6）?接合時應平順而不產(chǎn)生“咬合”或“抖動”現(xiàn)象。 7）?長期停放后，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現(xiàn)象。 離合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因數(shù)較高、密度較小、制造容易、價格低廉等優(yōu)點。但它性能不夠穩(wěn)定，摩擦因數(shù)受工作溫度、單位壓力、滑磨速度的影響較大，故目前主要應用于中、輕載荷下工作。由于石棉在生產(chǎn)或使用過程中對環(huán)境有污染，對人體有害，故以玻璃纖維、金屬纖維等代替石棉纖維。粉末冶金和金屬陶瓷摩擦材料具有傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數(shù)較高且穩(wěn)定、能承受單位壓力較高以及壽命較長等優(yōu)點，但價格較貴，密度較大，接合平順性較差，主要應用于載質(zhì)量較大的商用車上。 摩擦片與從動片的連接方式有鉚接和粘接兩種。鉚接方式可靠，更換摩擦片方便，適宜在從動片的安裝波形片，但其摩擦面積利用率小，使用壽命短。 §5.1.3 從動片 從動片要求質(zhì)量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料常用中碳鋼板或低碳鋼板。一般厚度為1.3~2.5mm，表面硬度為35~40HRC。 §5.1.4 波形片和減振彈簧 波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度為40~46HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍處理。減振彈簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等彈簧鋼絲。 §5.2 離合器蓋總成 離合器蓋總成除了壓緊彈簧外，還有離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支承環(huán)等。 §5.2.1??離合器蓋 對離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計要求： 1）?應具有足夠的剛度，否則將影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時不能使摩擦面徹底分離。為此可采取如下措施：適當增大蓋的板厚，一般為2.5~4.0mm；在蓋上沖制加強肋或在蓋內(nèi)圓周處翻邊；尺寸大的離合器可改用鑄鐵鑄造。 2）?應與飛輪保持良好對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。對中方式采用定位銷或定位螺栓，也可采用止口對中。 3）?蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 4）?為了便于通風和散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設(shè)通風扇片等。 乘用車和載質(zhì)量較小的商用車的離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板、載質(zhì)量較大的商用車則常用鑄鐵件和鋁合金鑄件。 §5.2.2 壓盤 對壓盤結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求： 1）?壓盤應具有較大的質(zhì)量，以增大熱容量、減小溫升，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可以設(shè)置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。 2）?壓盤具有較大的剛度，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及與離合器的徹底分離厚度約為15~25mm。 3）?與飛輪保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度不低于15~20g·cm。 4）?壓盤高度公差要小。壓盤的厚度初步確定后，應根據(jù)下式來校核離合器依次接合的溫升 ?壓盤 （5-1） ｔ＝８～10 Ｃ＝481.4Ｊ／㎏·ｃ ＝0.5單， ＝0.25雙，中間壓盤＝0.5　　?。祝?876.36Ｊ　?。恚健　　。剑?8×㎏/ 代入數(shù)值得：ｍ＝13.76kg 代入數(shù)值。ｔ＝1.3度。合適 壓盤形狀復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，通常采用灰鑄鐵，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度為170~227HBS。也有少數(shù)采用合金壓鑄件。 §5.2.3???傳動片 傳動片的作用是離合器接合時，離合器蓋通過它來驅(qū)動壓盤共同旋轉(zhuǎn)，分離時，利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。由于各傳動片沿圓周均勻分布，它們的變形不會影響壓盤的對中性和離合器的平衡。 傳動片常用3~4組，每組2~3片，每片厚度0.5~1.0mm，一般由彈簧鋼帶65Mn制成。 §5.2.4分離杠桿 對分離杠桿裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計要求： (1)?分離杠桿應具有較大的彎曲剛度，以免分離時桿件彎曲變形過大，減小了壓盤行程，使分離不徹底。 (2)?應使分離杠桿和支承機構(gòu)與壓盤驅(qū)動機構(gòu)在運動上不發(fā)生干涉。 (3) 分離杠桿內(nèi)端高度應能調(diào)整，使各內(nèi)端位于平行于壓盤的同有平面，其高度差不大于0.2mm。 (4)?分離杠桿的支承處應采用滾針軸承、滾銷或刀口支承，以減小摩擦和磨損。 (5)?應避免在高速轉(zhuǎn)動時因分離杠桿的離心力作用而降低了壓緊力。 (6)?為了提高通風散熱能力，可將分離杠桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風。 分離杠桿主要由08低碳鋼板沖壓和35等中碳鋼成形而成。 §5.2.5支承環(huán) 　　支承環(huán)和支承鉚釘?shù)陌惭b尺寸精度要高，耐磨性好。支承環(huán) 一般采用3.0~4.0的碳素彈簧鋼絲。 §5.3分離軸承總成 分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成。分離軸承在工作中主要承受軸向分離力，同時還承受在高速旋轉(zhuǎn)時離心力作用下的徑向力。本次設(shè)計SUV采用推力球軸承。 第六章 萬向傳動軸的設(shè)計 §6.1概述 萬向傳動軸由萬向節(jié)、軸管及其伸縮花鍵等組成，對于長軸距的汽車，有時還加裝中間支承。它主要用于工作過程中相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運動。 萬向傳動軸設(shè)計應滿足如下基本要求： 1. 保證所連接的兩軸的夾角及相對位置在一定范圍內(nèi)變化時，能可靠而穩(wěn)定地傳遞動力。 2.保證所連接的兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn)。由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動和噪聲應在允許的范圍內(nèi)，在使用車速范圍內(nèi)不應產(chǎn)生共振現(xiàn)象。 3.傳動效率高，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，維修容易等。 萬向傳動軸在汽車上的應用比較廣泛。發(fā)動機前置后輪或全輪驅(qū)動汽車行駛時，由于懸架不斷變形，變速器或分動器的輸出軸與驅(qū)動橋輸入軸軸線之間的相對位置經(jīng)常變化，因而普遍采用可伸縮的十字軸萬向傳動軸；某些汽車根據(jù)總布置要求需將離合器與變速器、變速器與分動器之間拉開一段距離，考慮到它們之間很難保證軸與軸同心及車架的變形，所以常采用十字軸萬向傳動軸或擾性萬向傳動軸；對于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，左、右驅(qū)動輪需要隨汽車行駛軌跡變化而改變方向，這時多采用等速萬向傳動軸。 §6.2?萬向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析 §6.2.1十字軸式萬向節(jié) 根據(jù)在扭轉(zhuǎn)方向上是否有明顯的彈性，萬向節(jié)分為剛性萬向節(jié)和擾性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)是靠零件的鉸鏈式連接傳遞動力，又分成不等速萬向節(jié)、準等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)；擾性萬向節(jié)是靠彈性零件傳遞動力的，具有緩沖減振作用不等速萬向節(jié)是指萬向節(jié)連接的兩軸夾角大于零時，輸出軸和輸入軸之間以變化的瞬時角速度比傳遞運動，但平均角速度相等的萬向節(jié)。準等速萬向節(jié)是指在設(shè)計角度下以相等的瞬時角速度傳遞運動，而在其他角度下以近似相等的瞬時角速度傳遞運動的萬向節(jié)。輸出軸和輸入軸以始終相等的瞬時角速度傳遞運動的萬向節(jié)，稱之為等速萬向節(jié)。 普通的十字軸式萬向節(jié)主要由主動叉、從動叉、十字軸、滾針軸承及其軸向定位和橡膠密封件等組成。 目前，常見的滾針軸承軸向定位方式有蓋板式、卡環(huán)式、瓦蓋固定式和塑料環(huán)定位式等?？ōh(huán)式又分為外卡式和內(nèi)卡式兩種，它們具有結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、零件少和質(zhì)量小的優(yōu)點。 十字軸式萬向節(jié)結(jié)構(gòu)簡單，強度高，耐久性好，傳動效率高，生產(chǎn)成本低；但所連接的兩軸夾角不宜過大。 §6.2.2 十字軸式萬向節(jié)設(shè)計 十字軸式萬向節(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，當磨損或壓痕超過0.15mm時便應報廢。十字軸主要失效形式是軸頸根部斷裂，所以設(shè)計時應保證該處有足夠的抗彎強度。 設(shè)作用于十字軸軸頸中點的力為 ?F= （6-1） =927N 為主從動叉軸的最大夾角。 十字軸滾針軸承中的滾針直徑 通常不小于1.6mm，以免壓碎，而且尺寸差別較小，否則回加重載荷在滾針間分配不均勻性，公差帶控制在0.003mm以內(nèi)。滾針軸承頸向間隙過大時，承受載荷的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性；間隙過小又有可能出現(xiàn)受熱卡住或因臟物阻滯卡住。滾針的長度一般不超過軸竟頸的長度，這可使其既具有較高的承載能力，又不致因滾針過長發(fā)生歪斜而造成應力集中。 初選 Map （6-2） （6-3）十字軸滾針軸承中的滾針直徑 通常不小于1.6mm，以免壓碎，而且尺寸差別較小，否則回加重載荷在滾針間分配不均勻性，公差帶控制在0.003mm以內(nèi)。滾針軸承頸向間隙過大時，承受載荷的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性；間隙過小又有可能出現(xiàn)受熱卡住或因臟物阻滯卡住。滾針的長度一般不超過軸竟頸的長度，這可使其既具有較高的承載能力，又不致因滾針過長發(fā)生歪斜而造成應力集中。十字滾針軸承 （6-4） 式中N （6-5） 代入數(shù)值得：=89.9Map 滿足 當滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC以上時，許用接觸應力為3000~3200Mpa。 通常情況下，十字軸式萬向節(jié)的傳動效率越為97%~99%。 十字軸常用材料為20CrMnTi、20Cr、20MnVB等低碳合金鋼，軸頸表面進行滲碳淬火處理，滲碳層深度為0.8~1.2mm，表面硬度為58~64HRC，軸頸端面硬度不低于55HRC，心部硬度為33~48HRC。萬向節(jié)叉一般采用35、40、45中碳鋼等調(diào)質(zhì)處理。 §6.3 傳動軸結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計 傳動軸中由滑動叉和矩形或漸開線花鍵軸組成的滑動花鍵來實現(xiàn)傳動長度的變化。當傳遞轉(zhuǎn)矩的花鍵伸縮時，產(chǎn)生的軸向阻力 （6-6） =4340.9N 初古軸長尾L=2760㎜ 為了減小滑動花鍵的軸向滑動阻力和磨損，有時對花鍵齒進行磷化處理或噴涂尼龍層。有時對于有嚴重沖擊載荷的傳動，還采用具有彈性的傳動軸。傳動軸上的花鍵應有潤滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不宜過大，且應按對應標記裝配，以免裝錯而破壞傳動軸總成的動平衡。 實心傳動軸僅用于作為與等速萬向節(jié)相連的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的半軸，或用于作斷開式驅(qū)動橋的擺動半軸；空心傳動軸具有較小質(zhì)量，能傳遞較大轉(zhuǎn)矩，比實心傳動軸具有更高的臨界轉(zhuǎn)速，主要應用于傳動系的萬向傳動軸。傳動軸的伸縮花鍵一端不應靠近后驅(qū)動橋，而應靠近變速器或中間支承，以減小其軸向阻力和磨損。 傳動軸管由壁厚均勻易平衡、壁薄、管徑較大、扭轉(zhuǎn)強度高、彎曲高度大、適用于高速旋轉(zhuǎn)的低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成。 傳動軸的長度和夾角及它們的變化范圍，由汽車總布置設(shè)計決定。設(shè)計時應保證在傳動軸處在最大值時，花鍵套與花鍵軸有足夠的配合長度；而在長度處于最小時，兩者不頂死。傳動軸夾角大小影響萬向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬向傳動效率和十字軸旋轉(zhuǎn)的不均勻性。 在長度一定時，傳動軸的斷面尺寸應保證傳動軸具有足夠的強度和足夠高的臨界轉(zhuǎn)速。所謂臨界轉(zhuǎn)速就是當傳動軸的工作轉(zhuǎn)速接近于其彎曲固有震動頻率時，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動軸折斷時的轉(zhuǎn)速，它決定于傳動軸的尺寸、結(jié)構(gòu)及其支承情況。 §6.4 萬向傳動軸的設(shè)計計算 ⑴十字軸萬向節(jié)設(shè)計? 在設(shè)計傳動軸時，取安全系數(shù)K=1.2~2.0，K=1.2用于精確動平衡、高精度的伸縮花鍵及萬向節(jié)間隙比較小時為傳動軸的最高轉(zhuǎn)速 。 傳動軸設(shè)計算傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速 （6-7） 安全系數(shù) K=/ =1.2~2.0 實心軸比空心軸的臨界轉(zhuǎn)速低，且浪費材料。另外，當傳動軸超1.5m時，為了提高 以及總布置上的考慮，常將傳動軸斷開成兩根或三根，萬向節(jié)用三個或四個，而在中間傳動軸上加設(shè)中間支承。 傳動軸軸管斷面尺寸除應滿足臨界轉(zhuǎn)速的要求以外，還應保證具有足夠的扭轉(zhuǎn)強度。軸管扭轉(zhuǎn)應力應滿足傳動軸的扭轉(zhuǎn)應力 Map （6-8） 代入數(shù)值，得： = 90.68Map 對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算其扭轉(zhuǎn)應力，許用應力一般按安全系數(shù)2~3確定。 = （6-9） ?傳動軸花鍵的齒側(cè)擠壓應力 （6-10） =927 =1.3~1.4，取1.3 代入數(shù)值求得：40㎜ =50㎜ 傳動軸總成的不平衡是傳動系彎曲振動的一個激勵源，當高速旋轉(zhuǎn)時，將產(chǎn)生明顯的振動和噪聲。萬向節(jié)中十字軸的軸向竄動、傳動軸的滑動花鍵中的間隙、傳動軸總成兩端的連接處的定心精度、高速回轉(zhuǎn)時傳動軸的彈性變形、傳動軸上點焊平衡片的熱影響等因素。都能改變傳動軸總成的不平衡度。提高滑動花鍵的耐磨性和萬向節(jié)花鍵的配合精度、縮短傳動軸長度并增加其彎曲剛度，都能降低傳動軸的不平衡度。為了消除點焊平衡片的熱影響，應在冷卻后再進行動平衡檢驗。傳動軸的不平衡度，對于乘用車。在3000~6000r/min時應大于25~35g·cm；對于商用車，在1000~4000r/min時不大于50~100 g·cm。另外，傳動軸的總成的徑向全跳動不應大于0.5~0.8mm。 §6.5 中間支承結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計 在長軸距汽車上，為了提高傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速，避免共振以及考慮整車總體布置上讀需要，常將傳動軸分段。在乘用車中，有時為了提高傳動系的彎曲剛度，改善傳動系彎曲振動特性，減小噪聲，也將傳動軸分成兩段。當傳動軸分段時，需加設(shè)中間支承。中間支承通常安裝在車架橫梁上或車身底架上，以補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及車輛行駛過程中由于彈性支承的發(fā)動機的竄動和車架變形所引起的位移。 中間支承的固有頻率可按下式計算 中間支撐 （6-11） 式中，f0為中間支承的固，有頻率；中間支承橡膠彈性元件的徑向剛度， m為中間支承懸置質(zhì)量，它等于傳動軸落在中間支承上的一部分質(zhì)量與中間支承軸承及其軸承座所承受的質(zhì)量之和。 在設(shè)計中間支承時，應合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度 ，使固有頻率對應的臨界轉(zhuǎn)速n=60 f0 盡可能低于傳動軸的傳動轉(zhuǎn)速范圍，以免共振，保證隔振效果好。許用臨界轉(zhuǎn)速為1000~2000r/min，對于乘用車，取下限。 n=60 f0 =1000/60=66.7赫茲 大于55000N/mm 結(jié) 論 通過兩個多月的畢業(yè)設(shè)計，使我將大學四年所學的理論知識用于實踐，我從一開始就認真對待本次設(shè)計，因為我發(fā)現(xiàn)我可以從中學到很多東西。 在本次設(shè)計過程中遇到過不少難題，但我不急于求成，努力將任務往前趕，遇到難題首先自己去思考，然后去校圖書館、院資料室查閱相關(guān)資料，或去汽車研究所陳列室去考查，另一方面，主動與同組特別是相同部件設(shè)計的同學進行討論驗證，并虛心請教其他同學和老師，使問題得到解決。 總之，我從畢業(yè)設(shè)計中我學會了如何思考、查閱資料，也學會了CAD繪圖，也學會了應用一些計算機軟件，讓我感覺到有很大收獲，但其中還有不完善的地方尚待努力提高。 ? ? ? 參考文獻 [1]?藏杰主編. 汽車構(gòu)造下冊. 北京：機械工業(yè)出版社，2005年9月 [2]?陳家瑞主編. 汽車構(gòu)造下冊. 第二版. 北京：機械工業(yè)出版社，2005年1月 [3]?余志生主編. 汽車理論. 第三版. 北京：機械工業(yè)出版社，2000年 [4]?劉惟信主編. 汽車設(shè)計. 清華大學出版社，2001年7月 [5]?顧劍青主編. 現(xiàn)代轎車知識手冊. 上海科學技術(shù)出版社，2002年 [6]?徐石安主編. 汽車設(shè)計叢書. 清華大學出版社，2005年8月 [7]?諸文農(nóng)主編. 底盤設(shè)計上冊. 機械工業(yè)出版社，1981年7月 [8]?王望予主編. 汽車設(shè)計. 第四版. 北京：機械工業(yè)出版社，2006年1月 [9]?董麗霞主編. 簡明汽車技術(shù)詞典. 人民交通出版社，2003年9月 [10] 汽車技術(shù)編輯組. 漢英汽車技術(shù)詞典. 第三版. 人民交通出版社，2005年1月 [11] 康展權(quán)等主編. 汽車工程手冊（設(shè)計篇）. 人民交通出版社，2001年5月 [12]?王昆主編. 機械設(shè)計機械基礎(chǔ) 課程設(shè)計. 高等教育出版社，1995年12月 [13]?崔振民主編. 汽車底盤構(gòu)造與維修. 第一版. 人民交通出版社，2004年10月 [14]?林世裕主編. 膜片彈簧與碟形彈簧離合器的設(shè)計與制造. 南京：東南大學出版社，1995年 [15]羊拯民主編. 傳動軸和萬向節(jié). 北京：人民交通出版社. 1986年 致 謝 本次設(shè)計中多次得到李水良老師的多次悉心指導，并得到本組刑華佩同學、謝軍紅及他同學的熱情幫助與支持在此一起表示衷心的感謝！ 附錄 31