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

《畢業(yè)設(shè)計(jì)柴油貨車(chē)離合器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)和傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《畢業(yè)設(shè)計(jì)柴油貨車(chē)離合器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)和傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)（34頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 第一章 前 言 全書(shū)共5章，主要闡述了3噸柴油貨車(chē)中的離合器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)和傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)。各章的主要內(nèi)容包括：設(shè)計(jì)應(yīng)當(dāng)滿足的主要要求、結(jié)構(gòu)方案分析和選擇、主要參數(shù)的選擇、離合器的設(shè)計(jì)和計(jì)算、扭轉(zhuǎn)減震器的設(shè)計(jì)、離合器的操縱機(jī)構(gòu)和主要結(jié)構(gòu)原件的分析、傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算和結(jié)論。 本書(shū)在體系和內(nèi)容方面，主要參考了第三版《汽車(chē)設(shè)計(jì)》、第三版《汽車(chē)構(gòu)造》和《離合器設(shè)計(jì)》叢書(shū)。結(jié)合我國(guó)今年來(lái)汽車(chē)工業(yè)得到迅速發(fā)展的現(xiàn)實(shí)，本書(shū)積極引用其介紹的優(yōu)化設(shè)計(jì)、可靠性設(shè)計(jì)等新的設(shè)計(jì)方法。 由于本人的學(xué)識(shí)有限，書(shū)中難免出現(xiàn)錯(cuò)誤和疏漏之處，懇請(qǐng)各位老師和同學(xué)批評(píng)指正。

2、 第二章 離合器概述 2.1離合器設(shè)計(jì)要求 對(duì)于以內(nèi)燃機(jī)為動(dòng)力的汽車(chē)，離合器在機(jī)械傳動(dòng)系中是作為一個(gè)獨(dú)立的總成而存在的，它是汽車(chē)傳動(dòng)系中直接與發(fā)動(dòng)機(jī)相連接的總成。目前，各種汽車(chē)廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主、從動(dòng)部分之間的摩擦來(lái)傳遞動(dòng)力且能分離的裝置。它主要包括主動(dòng)部分、從動(dòng)部分、壓緊機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)等四部分，組成如下： 1. 主動(dòng)部分：飛輪、離合器蓋、壓盤(pán)； 2. 從動(dòng)部分：從動(dòng)盤(pán)； 3. 壓緊機(jī)構(gòu)：壓緊彈簧； 4. 操縱機(jī)構(gòu)：分離叉、分離軸承、離合器

3、踏板、傳動(dòng)部件。 主、從動(dòng)部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動(dòng)力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)是使主、從動(dòng)部分分離的裝置。 為了保證離合器具有良好的工作性能，設(shè)計(jì)離合器應(yīng)滿足如下基本要求： 1. 在任何行駛條件下,既能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩,并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲(chǔ)備,又能防止傳動(dòng)系過(guò)載. 2. 接合時(shí)要完全、平順、柔和，保證汽車(chē)起步時(shí)沒(méi)有抖動(dòng)和沖擊。 3. 分離要迅速、徹底。 4. 從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小，以減輕換擋時(shí)變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 5. 應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通分散熱效果，以保證工作溫度不至于過(guò)高，延長(zhǎng)其使用壽命。 6.應(yīng)能

4、避免和衰減傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，并具有吸收振動(dòng)、緩和沖擊和降低噪聲的能力。 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(pán)上的總壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過(guò)程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 9、具有足夠的強(qiáng)度和良好的動(dòng)平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長(zhǎng)。 10、結(jié)構(gòu)應(yīng)簡(jiǎn)單、緊湊，質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。 2.2 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

5、，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(chē)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(chē)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(chē)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

6、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(chē)速度方能與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速成正比。 2.3 離合器的功用及分類(lèi) 離合器是車(chē)輛（汽車(chē)）與發(fā)動(dòng)機(jī)直接相連的部件。離合器在汽車(chē)上大部分時(shí)間是處與接合狀態(tài)，只有需要時(shí)才暫時(shí)的切斷動(dòng)力傳遞。所以其功用主要有以下幾點(diǎn)： 1．在汽車(chē)起步時(shí)，通過(guò)離合器主、從動(dòng)部分之間的滑磨 、轉(zhuǎn)速的逐漸接近，確保汽車(chē)起步平穩(wěn)。 2．當(dāng)變速器換擋時(shí)，通過(guò)離合器主

7、、從動(dòng)部分的迅速分離來(lái)切斷動(dòng)力的傳遞，以減輕齒輪齒間的沖擊，保證換擋時(shí)工作平順。 3．當(dāng)傳給離合器的轉(zhuǎn)矩超過(guò)其所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，其主、從動(dòng)部分之間將產(chǎn)生滑磨，防止傳動(dòng)系統(tǒng)過(guò)載。 現(xiàn)代各類(lèi)汽車(chē)上應(yīng)用最廣泛的離合器是干式盤(pán)形摩擦離合器，可按從動(dòng)盤(pán)數(shù)目不同、壓緊彈簧布置形式不同、壓緊彈簧結(jié)構(gòu)形式不同和分離時(shí)作用力方向不同分類(lèi)如下： 1.按從動(dòng)盤(pán)數(shù)分類(lèi)：?jiǎn)纹?、雙片、多片； 2.按彈簧布置形式分類(lèi)：圓周布置、中央布置、斜向布置； 3.按彈簧形式分類(lèi)：圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧、膜片彈簧； 4.按作用力方向分類(lèi)：推式、拉式。 2.4離合器的結(jié)構(gòu)方案 汽車(chē)使用的離合器大部分都是摩擦式離合

8、器，從它的分離受作用力來(lái)看可分為拉式和推式兩種；按從動(dòng)盤(pán)數(shù)可分為單片、雙片和多片，按其壓緊彈簧布置可分為圓周布置、中央布置和斜置式三種；按其壓緊彈簧可分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧。 一、盤(pán)的選擇 對(duì)轎車(chē)和輕型、微型貨車(chē)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(pán)。單片離合器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，散熱良好，維修太哦正方便，從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，在使用時(shí)能保證分離徹底、結(jié)合平順。 故在本次設(shè)計(jì)中選用了單片摩擦離合器。 二、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

9、，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、膜片彈簧的分離指器分離杠桿的作用，故不需專(zhuān)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)

10、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。 三、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

11、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。 四、扭轉(zhuǎn)減振器的選擇 它能降低發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸與傳動(dòng)系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動(dòng)系扭振固有頻率，增加傳動(dòng)系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振，控制動(dòng)力傳動(dòng)系總成怠速時(shí)離

12、合器與變速器的扭振與噪聲，緩和非穩(wěn)定工況下傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。 故要有扭轉(zhuǎn)減振器。 五、壓盤(pán)驅(qū)動(dòng)形式選擇 窗孔式、銷(xiāo)釘式、鍵塊式它們?nèi)秉c(diǎn)是在聯(lián)接件間有間隙，在驅(qū)動(dòng)中將產(chǎn)生沖擊噪聲，而且零件相對(duì)滑動(dòng)中有摩擦和磨損，降低離合器傳動(dòng)效率。傳動(dòng)片式此結(jié)構(gòu)中壓盤(pán)與飛輪對(duì)中性好，使用平衡性好，簡(jiǎn)單可靠，壽命長(zhǎng)。 故選擇傳動(dòng)片式。 六、操縱機(jī)構(gòu)的選擇 液壓式操縱機(jī)構(gòu)主要由吊掛式離合器踏板、主缸、工作缸、管路系統(tǒng)和回位彈簧等部分組成，具有傳遞效率高、質(zhì)量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、發(fā)動(dòng)機(jī)的震動(dòng)和駕駛室或車(chē)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)，

13、故廣泛應(yīng)用于各種形式的汽車(chē)中。 所以在本次設(shè)計(jì)種選用了液壓式傳動(dòng)操縱機(jī)構(gòu)。 第三章 離合器設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 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，它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小有一定的關(guān)系。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩是重要參數(shù)，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩來(lái)選定D時(shí)，有下列公式可得： （3-1） 根據(jù)所設(shè)計(jì)的車(chē)型和采用單片摩擦片，則A=36。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=325mm,內(nèi)徑d=190mm,厚度h=3.5mm,內(nèi)外徑之比，單位面積. 驗(yàn)算摩擦

14、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

15、，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(chē)型為3噸貨車(chē)，采用4缸柴油機(jī)，一般情況下不拖掛，基本上在公路上行駛，根據(jù)的取值范圍β=1.7～2.25，同時(shí)參考其它同類(lèi)車(chē)型選取1.8。 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。 采用有機(jī)材料（金屬陶瓷摩擦材料鋼基）時(shí)，。 四、離合器壓盤(pán)力

16、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=0.30; 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)，單片離合器的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

17、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=0.585.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（2—5）： 由公式（2—3）： 五、單位面積滑磨功 為了減少汽車(chē)起步過(guò)程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫

18、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，輕型貨車(chē)：[w]=0.33; Z—摩擦面數(shù)，Z=2; D—摩擦片外徑，D=325mm; d—摩擦片內(nèi)徑，d=190mm; W—汽車(chē)起步時(shí)離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功（J） 汽車(chē)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(chē)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)

19、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。 3.2 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(chē)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

20、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3噸貨車(chē)行使速度不高，最高車(chē)速不超過(guò)95Km/h.柴油發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速。故取從動(dòng)片厚度為1.5mm. 為了使離合器接合平順，保證汽車(chē)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

21、。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、從動(dòng)盤(pán)轂 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動(dòng)盤(pán)轂的花鍵孔輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔內(nèi)。從動(dòng)盤(pán)轂和變速器輸入軸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=10;花鍵外徑：D=40mm；花鍵內(nèi)徑:d=32mm; 齒厚：b=5mm; 有效尺長(zhǎng)：l=45mm. 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

22、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)3噸貨車(chē)，工作條件較一般，所以取從動(dòng)盤(pán)轂長(zhǎng)為L(zhǎng)=1.040=40mm。 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： （3-11） 式中:P—花鍵的齒側(cè)面壓力，由下式確定： （3-12） 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

23、造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)11.4。故所選花鍵尺寸滿足要求。 3.3 壓盤(pán)和離合器蓋計(jì)算 一、壓盤(pán)傳力方式的選擇 壓盤(pán)和飛輪間常用的連接方式有凸臺(tái)式連接、鍵式連接和銷(xiāo)式連接。本次設(shè)計(jì)采用凸臺(tái)式連接方式但是以上的設(shè)計(jì)方式都有共同的缺陷：連接件之間都有間隙，在窗傳動(dòng)中將產(chǎn)生沖擊和噪聲，而且在零件相對(duì)滑動(dòng)中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動(dòng)效率。 現(xiàn)在廣泛采用傳力片的傳動(dòng)方式，有彈簧鋼帶制成的傳力片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤(pán)上。為了改善傳力片的受力狀況，它一般都是沿圓周切向布置，這種傳力片的連接方式還簡(jiǎn)化了壓盤(pán)的結(jié)構(gòu)，減低了對(duì)裝配精度要求，并且還有利于壓盤(pán)的定中。

24、 二、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)的溫升不致過(guò)高：2)壓盤(pán)應(yīng)具有較大的剛度，以保證在受熱的情況下不致因產(chǎn)生翹曲變形而影響離合器的徹底分離和磨擦片的均勻壓緊。 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： （3-13） 式中：--溫升，； L—滑磨功，N.m; --分配到壓盤(pán)上的滑磨功所占

25、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， ． ℃ 壓盤(pán)由鑄鐵鑄成．由此部分可選擇摩擦飛輪的厚度為18ｍｍ．此厚度必然也滿足所需要求。 三、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約為的碳鋼板沖壓而成。 3.4拉式膜片

26、彈簧設(shè)計(jì) 圖3-1 膜片彈簧 一、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 1. 比值H/h和h的選擇 圖3-2 不同H/h值的無(wú)因次特性曲線 圖3-3 膜片彈簧的彈性變性特性 為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車(chē)離合器用膜片彈簧H/h一般為1.5～2.2，板厚h為2～4mm，據(jù)分析選為 h=3.5mm H＝5.6mm 2 . 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(yīng)力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R/r一般為1.20～1.35，初取1.25拉式膜片彈簧r

27、值宜取為大于或等于 取r＝125mm R=120x1.25=157.5mm 3. 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角α與內(nèi)錐高度H關(guān)系密切 α＝arctan H／(R-r) ≈H／(R-r), 一般在9～15范圍內(nèi)。 α＝arctan 5.6／(157.5-126) ≈ 4 . 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3-3）所示。該曲線的拐點(diǎn)H對(duì)應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且λ1H= (λ1M +λ1N)／2。新離合器在接合狀態(tài)時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)B一般取在凸點(diǎn)M和拐點(diǎn)H之間，且靠近或在H點(diǎn)處，一般λ1B =(0.8～1.0) λ1H，以保證摩擦片在最大磨損限度△λ范圍內(nèi)

28、壓緊力從F1B到F1A變化不大。當(dāng)分離時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點(diǎn)應(yīng)盡量靠近N點(diǎn)。 圖3-4 膜片彈簧的彈性特性曲線 5 . 分離指數(shù)目n取為18 6. 切槽寬度=4mm，窗孔槽寬=10mm，半徑=108mm 7. 支承環(huán)作用半徑=152mm,與壓盤(pán)接觸半徑=131mm 3.5 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì) 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)就是要確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其彈性特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強(qiáng)度也滿足設(shè)計(jì)要求，以達(dá)到最佳的綜合效果。 一、 目標(biāo)函數(shù) 目前，國(guó)內(nèi)關(guān)于膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)主要有以下幾種； 彈簧工作時(shí)的最大應(yīng)力為最小。

29、 在從動(dòng)盤(pán)摩擦片磨損前后，彈簧壓緊力之差的絕對(duì)值為最小。 在分離過(guò)程中，駕駛員作用在分離軸承上的分離操縱力的-平均值為最小。 在摩擦片磨損極限范圍內(nèi)，彈簧壓緊力變化的絕對(duì)值的平均值為最小。 選3）和4）兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)為雙目標(biāo)。 為了即保證離合器使用過(guò)程中傳遞轉(zhuǎn)矩的穩(wěn)定性，又不致嚴(yán)重過(guò)載，且能保證操縱省力，選取5）作為目標(biāo)函數(shù)，通過(guò)兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)分配不同的權(quán)重來(lái)協(xié)調(diào)它們之間的矛盾，并用轉(zhuǎn)換函數(shù)將兩個(gè)目標(biāo)合成一個(gè)目標(biāo)，構(gòu)成統(tǒng)一的總目標(biāo)函數(shù)，則 f(x)=(x)+(x) 式中，和分別為兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)(x)和(x)的加權(quán)因子，視設(shè)計(jì)要求選定。 二、 設(shè)計(jì)變量 圖3-5 子午斷面繞中性點(diǎn)

30、的轉(zhuǎn)動(dòng) 圖3-6 膜片彈簧在不同狀態(tài)時(shí)的變形 a)自由狀態(tài) b)壓緊狀態(tài) c）分離狀態(tài) 假設(shè)膜片彈簧在承載過(guò)程中，其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點(diǎn)O轉(zhuǎn)動(dòng)，如圖3-5。 通過(guò)支承環(huán)和壓盤(pán)加在膜片彈簧上的載荷F1集中在支承點(diǎn)處，加載點(diǎn)間的相對(duì)軸向變形為λl，如圖3-6，則有關(guān)系式 （3-14） 從膜片彈簧載荷變形特性公式可以看出，應(yīng)選取H、h、R、r、R1、r1這六個(gè)尺寸參數(shù)以及在接合工作點(diǎn)相應(yīng)于彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量λ1B為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量，即 X = [ x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7

31、 ]T= [ H h R r R1 r1 λ1B ]T 三、 約束條件 1) 應(yīng)保證所設(shè)計(jì)的彈簧工作壓緊力與要求壓緊力相等，即 = （3-15） 要求壓緊力 ＝＝ 2) 為了保證各工作點(diǎn)A、B、C有較合適的位置(A點(diǎn)在凸點(diǎn)M左邊，B點(diǎn)在拐點(diǎn)H附近，C點(diǎn)在凹點(diǎn)N附近，如圖2-11所示)，應(yīng)正確選擇λ1B相對(duì)于拐點(diǎn)λ1H的位置，一般λ1B／λ1H=0.8～1.0，則有 符合要求。 3) 保證摩擦片磨損后仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊

32、力F1A應(yīng)大于或等于新摩擦片時(shí)的壓緊力F1B，即 F1A≥F1B （3-16） 符合要求。 4) 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H／h與初始底錐角 α=應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即： 1.6≤H／h≤2.2 9≤α≤15 5.6/3.5=1.6 α== 符合要求。 5) 彈簧各部分有關(guān)尺寸比值應(yīng)符合一定的范圍，即 1.20≤R／r≤1.35 3.5≤R／r0≤5.0 （3-17）

33、 R/r=157.5/126=1.25 R/=157.5/45=3.5 符合要求。 6) 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧的壓盤(pán)加載點(diǎn)半徑r1應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即 (D+d)／4≤r1≤D／2 （3-18） (D+d)/4=128.75mm =131mm D/2=162.5mm 符合要求 7) 根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求，R1與R、r1與r、rf與r0之差應(yīng)在一定范圍，即

34、 1≤R1-R≤7 0≤r1-r≤6 0≤rf-r0≤4 （3-19） ，符合要求 8) 膜片彈簧的杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即 拉式：3.5≤ ≤9.0 符合要求 四、強(qiáng)度校核 分析表明，B點(diǎn)的應(yīng)力最高，通常只計(jì)算B點(diǎn)應(yīng)力來(lái)校核碟簧的強(qiáng)度。 1. 膜片彈簧工作位置B點(diǎn)的最大壓應(yīng)力為： = （3-20） cos （3-21） （3-22） 式中 b是膜片

35、彈簧圓心點(diǎn)到子午斷面上的中性點(diǎn)的距離（mm） 是達(dá)到極大值是的轉(zhuǎn)角（） 其它參數(shù)已知。 把已知數(shù)據(jù)代入（3-21）和（3-22），得 =10.02 然后把所有有關(guān)的數(shù)據(jù)代入（3-20）式中，得 =358.76N 2. 膜片彈簧工作位置B點(diǎn)還受彎曲應(yīng)力，其值為 = （3-23） 式中 是分離指根部寬度；其它參數(shù)已知。 代入已知參數(shù)，得 =562.30N 3. 根據(jù)最大切應(yīng)力理論,一般不大于1500~1700N。工作位置B點(diǎn)的當(dāng)量應(yīng)力為： 921.06N 以上計(jì)算表明，所設(shè)計(jì)的膜片彈簧符合強(qiáng)度要求

36、。 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(xiāo)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R1 R1=（0.6~0.75）d/2 因?yàn)镽<70mm,由d=190mm 所以R1=57~71.25mm,且R<70mm. 三、減震彈簧個(gè)數(shù)Z 摩擦片外徑D=325mm，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(xiāo)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 離合器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 一、踏板位置 離合器踏板位置以人體左右對(duì)稱(chēng)中心外準(zhǔn)向

37、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。踏板一般行程在80~150mm范圍內(nèi)，最大不應(yīng)超過(guò)180mm。 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)，轎車(chē)在80~130N，載貨汽車(chē) 四、離合器操縱傳動(dòng) 不應(yīng)超過(guò)150~200N。 常用的離合器操縱傳動(dòng)由機(jī)械式和液壓式。本次設(shè)計(jì)采用液壓式傳動(dòng)。 五、離合器操縱機(jī)構(gòu)的主要計(jì)算 1、 液壓式操縱機(jī)構(gòu)示意圖

38、 圖3-7液壓操縱機(jī)構(gòu) 2、 踏板行程 踏板行程S由自由行程和工作行程兩部分組成，即 S=+= （3-24） 式中，——分離軸承自由行程（一般為1.5自由行程一般20-30mm）; ——分別為主缸和工作缸的直徑（mm）;——為離合器分離時(shí)對(duì)偶摩擦面之間的間隙（單片：=0.85-1.30mm,雙片：=0.75-0.90）; ——杠桿尺寸。 參數(shù)選擇： 、=25mm =1.2mm. 則操縱機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比和踏板自由行程為： 因此可以有（3-24）式,

39、帶入數(shù)據(jù)算出踏板行程S，即 離合器踏板最大行程不超過(guò)175mm，一般為150mm，所以符合設(shè)計(jì)要求 3、 踏板力 踏板力可由下式計(jì)算得到 (3-25) 式中，為離合器分離時(shí)，壓緊彈簧對(duì)壓盤(pán)的總壓力，為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力; 、分別為操縱機(jī)構(gòu)的總傳動(dòng)比和機(jī)械效率，取85﹪.則有一下關(guān)系踏板力（忽略回位彈簧拉力） （） 不考慮離合器回位彈簧的作用，分離離合器所做的功 式中為離合器接合狀

40、態(tài)下膜片彈簧的總壓緊力。=2388.51N 在規(guī)定的踏板力和行程允許的范圍內(nèi)，駕駛員分離離合器所做的功不應(yīng)大于30J。 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

41、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(chē)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：

42、 （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，； --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

43、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(chē)的十字軸總成初選其尺寸： 十字軸：H=90mm 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

44、（4—2）可得: 十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力應(yīng)滿足： （4-3） 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=8mm； --彎曲許用值，為 。 由公式（3—3）可得： 滿足強(qiáng)度要求。 十字軸軸頸的切應(yīng)力應(yīng)滿足： （4-4） 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

45、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

46、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

47、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

48、 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=80mm b=18mm k=0.246 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)

49、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。空心的軸管具有較小的質(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(chē)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

50、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）

51、傳動(dòng)軸管： 式中：D、d—軸管的外徑及內(nèi)徑，mm. D=80mm,d=76mm; 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（3-13），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，并取： 式中：--相應(yīng)于最高車(chē)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)

52、計(jì)中，已知D=80mm，d=76mm,L=1200mm; 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=2598820N.mm； D d—傳動(dòng)軸管的外徑和內(nèi)徑，D=80mm,d=76mm; 傳動(dòng)軸管扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不大

53、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 ，安全系數(shù)一般在2-3左右。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

54、鍵內(nèi)徑，取 ； --花鍵的有效工作長(zhǎng)度， ； --花鍵齒數(shù)， ； 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 。 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(chē)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(chē)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(chē)傳動(dòng)系中的重要組成部分它的性能好壞直接影響整車(chē)的整體性能。在本次設(shè)計(jì)中，

55、首先對(duì)離合器的類(lèi)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(chē)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)的拉式膜片彈簧離合器經(jīng)計(jì)算校核能夠滿足所需設(shè)計(jì)要求。而在離合器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算中也遇到了困難，比如找各個(gè)參數(shù)和杠桿力等等，還有踏板行程和踏板力。 傳動(dòng)軸同離合器一樣，在汽車(chē)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

56、及臨界轉(zhuǎn)速的校核。此次設(shè)計(jì)的3噸柴油貨車(chē)，根據(jù)其使用要求和使用條件，同時(shí)參考同類(lèi)車(chē)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)

57、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。這些都有待日后進(jìn)一步的學(xué)習(xí)提高。 參考文獻(xiàn) [1]劉惟信. 汽車(chē)設(shè)計(jì) 北京：清華大學(xué)出版社，1995 [2]陳家瑞. 汽車(chē)構(gòu)造 北京：人民交通出版社，第二版，2007 [3]張文春. 汽車(chē)?yán)碚? 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007 [4]王望予. 汽車(chē)設(shè)計(jì) 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，第四版，2006 [5]王昆,何小柏等. 機(jī)械設(shè)計(jì)/機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ) 課程設(shè)計(jì) 北京：高等教育出版社，2006 [6]徐石發(fā),江發(fā)潮. 汽車(chē)色合計(jì)叢書(shū)《汽車(chē)離合器》 北京：清華大學(xué)出版社，2005 [7]金

58、國(guó)棟. 汽車(chē)概論 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000 [8]羊拯民. 汽車(chē)設(shè)計(jì)叢書(shū)《傳動(dòng)軸與萬(wàn)向節(jié)》 北京:人民交通出版社,1986 [9]臧新群. 汽車(chē)滾動(dòng)軸承應(yīng)用手冊(cè) 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1997 [10]李傳禹. 汽車(chē)設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)資料手冊(cè) 長(zhǎng)春：吉林科學(xué)技術(shù)出版社，1992 [11]郭聚臣,凌桐森. 拖拉機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè) 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1990 [12]孫恒,陳作模. 機(jī)械原理第六版 北京：高等教育出版社，2004 [13]張則曹. 汽車(chē)構(gòu)造圖冊(cè) 北京： 人民交通出版社， 1998 [14]張毅. 離合器及機(jī)械變速器 北京： 化學(xué)工業(yè)出版社， 2005

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60、，計(jì)算數(shù)據(jù)不夠合理，整體設(shè)計(jì)不夠合理等。 在設(shè)計(jì)中，李水良老師提出的要求和建議使我們學(xué)到了如何認(rèn)真的對(duì)待一項(xiàng)工作，也使我們養(yǎng)成了對(duì)待任何事情都要認(rèn)真、嚴(yán)肅的態(tài)度，同時(shí)也使我們學(xué)會(huì)了如何在工作中克服浮躁心理。李水良老師本人治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)?shù)膽B(tài)度給我們留下了非常深刻的印象，從他的身上我們學(xué)到了許多課本上學(xué)不到的寶貴經(jīng)驗(yàn)，這一切使我們受益匪淺。還有馬心坦老師在修改我的說(shuō)明書(shū)時(shí)給予了很大的幫助，他嚴(yán)格認(rèn)真細(xì)致的態(tài)度給我留下了很深的印象，我想會(huì)對(duì)我今后的學(xué)習(xí)和工作有很大的影響。 此外，在本次設(shè)計(jì)中，我得到了同班其他同學(xué)的大力幫助，更得到了車(chē)輛研究所多位老師的熱情指導(dǎo)，他們給我提供了許多寶貴的建議，在這里特此以我向他們致以最誠(chéng)摯的謝意！ 再次感謝設(shè)計(jì)過(guò)程中關(guān)心和幫助過(guò)我的老師和同學(xué)！ 感謝參與評(píng)審的老師！ 曹殿波 2008年5月30日 34