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)

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(mǎn)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。 第二章 離合器概述2.1離合器設(shè)計(jì)要求對(duì)于以?xún)?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(mǎn)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，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、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?，F(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㈦p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，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)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)，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(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。二、離合器后備系數(shù)的確定后備系數(shù)是離合器設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)到的一個(gè)重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時(shí)，應(yīng)考慮以下幾點(diǎn)：摩擦片在使用中磨損后，離合器還能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；要能防止離合器滑磨過(guò)大；要能防止傳動(dòng)系過(guò)載。為可靠傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨過(guò)大，不易選取太小，當(dāng)使用條件惡劣，為提高起步能力，減小離合器滑磨，應(yīng)選取大些；采用柴油機(jī)時(shí)，由于工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取值應(yīng)大些；發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動(dòng)越小，可選取小些?？紤]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=1.72.25，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（25）：由公式（23）：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)轉(zhuǎn)速。由公式（3-9）可得：由公式（3-8）可得：即滿(mǎn)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(mǎn)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(mǎn)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)盡可能小；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。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。考慮所設(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(mǎn)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。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18此厚度必然也滿(mǎn)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1.52.2，板厚h為24mm，據(jù)分析選為 h=3.5mm H5.6mm2 . 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1.201.35，初取1.25拉式膜片彈簧r值宜取為大于或等于取r125mmR=120x1.25=157.5mm3. 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內(nèi)錐高度H關(guān)系密切arctan H(R-r) H(R-r), 一般在915范圍內(nèi)。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1H= (1M +1N)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1B =(0.81.0) 1H，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內(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)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186. 切槽寬度=4mm，窗孔槽寬=10mm，半徑=108mm7. 支承環(huán)作用半徑=152mm,與壓盤(pán)接觸半徑=131mm3.5 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(mǎn)足離合器的使用性能要求，而且彈簧強(qiáng)度也滿(mǎn)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。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)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l，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1B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 T= H h R r R1 r1 1B 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1B相對(duì)于拐點(diǎn)1H的位置，一般1B1H=0.81.0，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力F1A應(yīng)大于或等于新摩擦片時(shí)的壓緊力F1B，即F1AF1B （3-16） 符合要求。4) 為了滿(mǎn)足離合器使用性能的要求，彈簧的Hh與初始底錐角=應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即：1.6Hh2.2 9155.6/3.5=1.6 = 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1.20Rr1.35 3.5Rr05.0 （3-17） 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)4r1D2 （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1R1-R7 0r1-r6 0rf-r04 （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=358.76N2. 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 =562.30N3. 根據(jù)最大切應(yīng)力理論,一般不大于15001700N。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。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=（0.60.75）d/2 因?yàn)镽<70mm,由d=190mm所以R1=5771.25mm,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：?jiǎn)蝹€(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80150mm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80130N，載貨汽車(chē)四、離合器操縱傳動(dòng)不應(yīng)超過(guò)150200N。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,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： （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（31）：對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷取，安全系數(shù)一般取2.5-3.0 。4.2 十字軸設(shè)計(jì)計(jì)算 十字軸萬(wàn)向節(jié)的損壞形式主要有十字軸軸頸和滾針軸承的磨損，十字軸軸頸和滾針軸承碗工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。一般情況下，當(dāng)磨損或壓痕超過(guò)0.15mm時(shí)，十字軸萬(wàn)向節(jié)便應(yīng)報(bào)廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部的斷裂，所以在設(shè)計(jì)十字軸萬(wàn)向節(jié)時(shí)，應(yīng)保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強(qiáng)度。本次設(shè)計(jì)參考底盤(pán)設(shè)計(jì)（吉林工業(yè)大學(xué)出版），根據(jù)不同噸位載重汽車(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（42）可得:十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力應(yīng)滿(mǎn)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（33）可得：滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。十字軸軸頸的切應(yīng)力應(yīng)滿(mǎn)足： （4-4）則由已知數(shù)據(jù)可得：滿(mǎn)足切應(yīng)力許用范圍 。4.3 十字軸滾針軸承的計(jì)算滾針軸承中的滾針直徑一般不小于1.6mm，以免壓碎。而且差別要小，否則會(huì)加重載荷在滾針間分配的不均勻性。一般控制在0.003mm以?xún)?nèi)。滾針軸承徑向間隙過(guò)大時(shí)，承受載荷的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性；而間隙過(guò)小時(shí)，有可能出現(xiàn)所熱卡住或因贓物阻滯卡住，合適的間隙為0.009-0.095mm .滾針軸承得軸向總間隙以0.08-0.30mm為好。滾針的長(zhǎng)度一般不超過(guò)軸頸的長(zhǎng)度。使其既有較高的承載能力，又不致因滾針果場(chǎng)發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。滾針得軸向間隙一般不超過(guò)0.2-0.4mm 。滾針軸承的接觸應(yīng)力為： （4-5）式中：-滾針直徑，； -十字軸軸頸直徑，； -滾針工作長(zhǎng)度，。其中，為合力F作用下一個(gè)滾針?biāo)艿淖畲筝d荷（N），可有下式求得: (4-6)式中：i滾針列數(shù)，i=1； Z每列中滾針數(shù)，Z=22 。則:由公式（4-5）可得:當(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC以上時(shí)，許用接觸應(yīng)力為3000-3200，即滿(mǎn)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=224.4 萬(wàn)向節(jié)叉的設(shè)計(jì)計(jì)算由于十字軸萬(wàn)向節(jié)主、從動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)矩 、的作用，在主、從動(dòng)萬(wàn)向節(jié)叉上產(chǎn)生相應(yīng)的切向力 、和軸向力 、 。圖4-1 作用在萬(wàn)向節(jié)叉及十字軸上的力（a） 初始位置 時(shí)；（b）主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)角時(shí) （4-7）式中：R切向力作用線與萬(wàn)向節(jié)叉軸之間的距離；-轉(zhuǎn)向節(jié)主動(dòng)叉軸之轉(zhuǎn)角； -轉(zhuǎn)向節(jié)主、從動(dòng)叉軸之夾角。在十字軸軸線所在平面內(nèi)并作用于十字軸的切向力與軸向力的合力為： （4-8）圖（a）為主動(dòng)叉位于與初始位置的受力狀況，此時(shí) ，達(dá)最大值： （4-9）圖（b）為主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)角時(shí)的受力狀況，這時(shí) 、及均達(dá)最大值： （4-10） 圖4-2 萬(wàn)向節(jié)叉危險(xiǎn)截面示意圖萬(wàn)向節(jié)叉在力作用下承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，在截面B-B處，彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力分別為： （4-11）式中: 、-抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù) ，對(duì)于本設(shè)計(jì)中矩形截面： （4-12）根據(jù)相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)可知： H=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(mǎn)足條件要求。4.5 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算萬(wàn)向傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)與其所連接的萬(wàn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)有關(guān)。通常，萬(wàn)向傳動(dòng)軸由中間部分和端部組成，中間部分可為實(shí)心軸或?yàn)榭招妮S管。本次設(shè)計(jì)采用空心軸管。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，可取；J軸管截面的抗彎慣性矩。因 故有 認(rèn)為在達(dá)到臨界轉(zhuǎn)速的角速度時(shí)，傳動(dòng)軸將破壞，即，則有： （4-13）傳動(dòng)軸管： 式中：D、d軸管的外徑及內(nèi)徑，mm. D=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)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(mǎn)足要求。傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵采用矩形花鍵，齒側(cè)擠壓應(yīng)力為： （4-18）式中：-花鍵處轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)。=1.3-1.4 ； -花鍵外徑，取 ； -花鍵內(nèi)徑，取 ； -花鍵的有效工作長(zhǎng)度， ； -花鍵齒數(shù)， ； 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(mǎn)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，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(mǎn)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(mǎn)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(mǎn)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)。花鍵齒強(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(mǎn)足設(shè)計(jì)需要。此次設(shè)計(jì)，是對(duì)以前所學(xué)知識(shí)的一次全面回顧和掌握的過(guò)程，同時(shí)也是對(duì)運(yùn)用所學(xué)知識(shí)解決實(shí)際問(wèn)題的一次鍛煉。在設(shè)計(jì)過(guò)程中，是我認(rèn)識(shí)到了自己知識(shí)的缺乏，使我明白了在以后工作過(guò)程中不斷學(xué)習(xí)的重要性。由于自身知識(shí)和能力的限制，此次設(shè)計(jì)難免存在不足之處。例如，某些計(jì)算部分不夠完整，計(jì)算數(shù)據(jù)不夠合理，整體設(shè)計(jì)不夠合理等。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，19952陳家瑞. 汽車(chē)構(gòu)造 北京：人民交通出版社，第二版，20073張文春. 汽車(chē)?yán)碚?北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20074王望予. 汽車(chē)設(shè)計(jì) 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，第四版，20065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，20066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，20057金國(guó)棟. 汽車(chē)概論 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20008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,19869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，199710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，199211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，199012孫恒,陳作模. 機(jī)械原理第六版 北京：高等教育出版社，200413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， 200515全國(guó)棟. 汽車(chē)概論 北京： 機(jī)械工業(yè)出版社，2000 16徐謹(jǐn). 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 北京： 機(jī)械工業(yè)出版社， 200017蔡春源. 機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)第3版 北京：冶金工業(yè)出版社， 199518劉鴻文. 簡(jiǎn)明材料力學(xué) 北京：高等教育出版社 ，2005致 謝此次設(shè)計(jì)，是對(duì)以前所學(xué)知識(shí)的一次全面回顧和掌握的過(guò)程，同時(shí)也是對(duì)運(yùn)用所學(xué)知識(shí)解決實(shí)際問(wèn)題的一次鍛煉。在設(shè)計(jì)過(guò)程中，是我認(rèn)識(shí)到了自己知識(shí)的缺乏，使我明白了在以后工作過(guò)程中不斷學(xué)習(xí)的重要性。由于自身知識(shí)和能力的限制，此次設(shè)計(jì)難免存在不足之處。例如，某些計(jì)算部分不夠完整，計(jì)算數(shù)據(jù)不夠合理，整體設(shè)計(jì)不夠合理等。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