599_NJ1062輕型貨車設計（離合器總成設計）,_nj1062,輕型,貨車,設計,離合器,總成 畢 業(yè) 設 計（論 文） 題目 NJ1062輕型貨車設計（離合器總成設計） 2012年6 月3 日 NJ1062輕型貨車設計（離合器總成設計） 摘要 在這三個月的時間里，我的最重要的任務之一就是設計汽車離合器、其操縱機構，以及傳動軸的設計。 眾所周知汽車底盤包括傳動系、行駛系和轉向系，傳動系部件包括離合器、變速器、傳動軸、驅動橋、半軸及驅動輪。在傳動系的這些部件中，離合器和變速器無疑是兩個最為重要的部件。駕駛員通過操縱離合器既可以在變速器換檔時使發(fā)動機與離合器暫時分離，也可以在汽車起步時使發(fā)動機與離合器平穩(wěn)接合。離合器的設計采用膜片彈簧壓緊機構，液壓式操縱機構。在國外，常采用液壓操縱機構的離合器以減輕駕駛員的疲勞， 通過對傳動軸的傳動類型分析，對傳動方式和傳動軸進行了選型；通過對傳動軸的類型與結構分析，選擇了傳動軸的十字軸滾針軸承的密封形式——蓋板式密封。通過對萬向節(jié)的十字軸、滾針軸承、萬向節(jié)叉的設計計算，確定了所設計車輛使用的這些部件的具體尺寸。 綜合各部分的設計及校核結果，所設計的離合器、傳動軸能滿足所設計的輕型貨車的傳動要求。 關鍵詞：離合器，傳動軸，十字軸，操縱機構 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 離合器設計分析與方案選擇………………………3 §1.1 概述…………………………………………………3 §1.2 離合器結構方案分析………………………………4 §1.2.1　從動盤數的選擇 ………………………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　壓盤驅動方式的選擇 …………………8 第二章 離合器基本參數和主要尺寸選擇…………………9 §2.1 離合器基本參數計算………………………………10 §2.2 膜片彈簧主要參數的選擇…………………………12 §2.3 扭轉減震器的設計…………………………………13 §2.4 離合器壓盤的設計…………………………………17 §2.5 離合器從動盤轂花鍵的強度校核…………………19 §2.6 離合器操縱機構的設計計算………………………19 第三章 傳動軸的設計與計算………………………………23 §3.1 概　述………………………………………………23 §3.2 萬向節(jié)結構方案分析………………………………24 §3.3 萬向節(jié)的設計計算…………………………………24 §3.3.1 萬向節(jié)設計 ……………………………24 §3.3.2 傳動軸的設計 …………………………26 第四章 結 論 ………………………………………………29 參考文獻 ……………………………………………………30 致　 謝 ……………………………………………………31 前 言 自從十九世紀末期誕生第一輛汽車以來，汽車工業(yè)經歷了100年的發(fā)展過程。由于社會需求的不斷增長和科學技術發(fā)展的推動，汽車設計日臻精巧，其運輸生產率和各項性能都有很大提高。因此，現在汽車已成為世界各國國民經濟和社會生活中不可缺少的的一種運輸工具。汽車工業(yè)規(guī)模和其產品的質量也成為衡量一個國家技術水平的重要標志之一。 50年代以來，由于高速公路的發(fā)展，促使汽車的運輸能力和載貨量逐漸加大。目前，國外公路用牽引半掛式汽車的總質量可達40噸，車速可達100km/h以上，每年平均行駛里程約15萬km。一些工業(yè)發(fā)達國家的汽車貨運量在總貨運量的比例高達80％之多。60年代以來，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)等部門運輸量的比重也逐漸上升，各國還采用變型和集裝箱運輸方式來擴大汽車的用途和降低汽車運輸成本。在農業(yè)部門生產過程中，汽車運輸也占有很重要的地位。由此可見，汽車已滲透到國民經濟的各個部門中了。除載貨汽車外，不少國家每年還要生產數量眾多的供私人用的各種形式的轎車（在有些國家中轎車產量占整個汽車產量的80％），車主用以上下班、采購、旅游和出差時代步。在這里汽車起到了節(jié)省時間、加快生活節(jié)奏和使生活現代化的作用。因此在有些國家中，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年來汽車的產量不斷增加。據80年代初統(tǒng)計，全世界汽車年產量已達4000萬輛，保有量達4億輛以上。汽車作為路上運輸工具在社會中發(fā)揮的作用已經接近甚至超過了鐵路車輛。但它也給社會帶來了許多新問題。在車輛多的國家中造成車流密度大，交通擁擠和頻繁的交通事故；廢氣和噪聲對環(huán)境造成了污染，這些已形成了社會公害。這些都嚴重影響了社會的治安和人民的生活。所以許多國家制定了各種法規(guī)來加以防治，并對汽車設計提出了很嚴格的要求。綜上所述，今天的汽車，其作用不僅深入到國民經濟的各個部門，還與社會和人民生活息息相關，因此在汽車設計時，必須考慮到這些因素而形成自己的特點。 汽車設計的特點之一是要考慮其使用條件的復雜多變，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等就有很大的不同。以我國為例，南北之間跨越緯度很大，南部進入熱帶，北部接近寒帶，因此南北溫差懸殊；在遼闊的國土上，地形十分復雜，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，不同的氣候和地理條件對汽車的結構、材料和汽車的設計都有特殊的要求。例如：高原地區(qū)要求發(fā)動機增壓；寒冷地區(qū)要求考慮冷啟動；熱帶地區(qū)希望駕駛室有良好的通風和隔熱設備等。因此，汽車設計人員一定要仔細調查研究汽車的各種使用條件，精心設計，才能確定合理的方案，使汽車能對復雜的使用條件有良好的適應性，并保證可靠的動作。這是對汽車設計的第一個要求。 大多數汽車是以大量生產和大批生產為主，這是它第二個特點。由于汽車產量大，品種形式多，所以設計中必須盡可能采用部件專業(yè)化生產和實行“三化”，以達到簡化生產、提高工效和改進產品質量、降低成本的目的。所謂“三化”是指產品系列化、零部件通用化和零件設計的標準化而言，它在國外設計中得到廣泛應用。國外常由各專業(yè)化工廠分擔各種零部件生產，然后由汽車裝配廠加以選用和進行總裝以完成整車的生產。各專業(yè)廠為了即能供應各種型號汽車所需的部件，又能進行大量生產，常把產品合理分檔，組成系列，并考慮各種變形。如發(fā)動機可按缸數分為4缸、6缸、v6缸、v8缸、自然吸氣、增壓、增壓中冷等幾個品種，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，汽車設計技術在近百年中也不斷的更新，總的來說經歷了三個階段：最早是經驗設計階段；到第二次世界大戰(zhàn)后的50年代，逐步發(fā)展到以科學實驗和技術分析為基礎的設計階段；從60年代中期在設計中引入電子計算機后，就逐步形成了新的設計技術——計算機輔助設計（CAD），70年代以后，計算機功能逐步完善，使設計過程逐步走向半自動和自動的新階段。正是由于設計技術的不斷發(fā)展，才使得產品的功能不斷提高。 第一章　離合器設計分析與方案選擇 §1.1　概述 離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成，其主要功用是切斷和實現對傳動系的動力傳遞，以保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步。 在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊。 在工作中受到大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。 為了保證離合器具有良好的工作性能，對汽車離合器設計提出如下基本要求： 1.在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備。 2.接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 3.分離時要迅速、徹底。 4.離合器從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 5.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。 6.應使傳動系避免扭轉共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力。 7.操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 8.作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數在使用過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 9.應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。 摩擦離合器主要由主動部分(發(fā)動機飛輪、離合器蓋和壓盤等)、從動部分(從動盤)、壓緊機構(壓緊彈簧)和操縱機構(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件等)四部分組成。主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結構，操縱機構是使離合器主、從動部分分離的裝置。 隨著汽車發(fā)動機轉速和功率的不斷提高、汽車電子技術的高速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結構正逐步地向拉式結構發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和使用壽命，適應高轉速，增加傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。 §1.2　離合器結構方案分 析 我們小組本次的設計任務是設計一輛皮卡車，可乘坐４人，而我個人的設計任務是離合器及操縱機構的設計。 圖1-1 離合器 以下對離合器的功用和方案進行分析。 在設計離合器時，主要根據車型的類別、使用要求、制造條件以及“三化”（系列化、通用化、標準化）要求等，合理選擇離合器的結構。 汽車離合器大多是盤形摩擦離合器，按其從動盤的數目可分為單片、雙片和多片三類； 根據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；根據分離時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從動盤數的選擇 對轎車和輕型、微型貨車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大。在布置尺寸允許的條件下，離合器通常只設有一片從動盤。單片離合器(圖1-1)結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，用時能保證分離徹底、接合平順。 雙片離合器(圖1-2)與單片離合器相比，由于摩擦面數增加一倍，因而傳遞轉矩的能力較大；在傳遞相同轉矩的情況下，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散熱不良，兩 　　　　　　　　　 圖1-２　雙片離合器 片起步負載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。設計時在結構上必須采取相應的措施。這種結構一般用在傳遞轉矩較大且徑向尺寸受到限制的場合。 多片離合器多為濕式，它有分離不徹底、軸向尺寸和質量大等缺點，以往主要用于行星齒輪變速器換擋機構中。但它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小、使用壽命長等優(yōu)點，主要應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)，其特點是結構簡單、制造容易，因此應用較為廣泛。中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，此結構軸向尺寸較大。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，并通過壓桿作用在壓盤上。這種結構的顯著優(yōu)點是在摩擦片磨損或分離離合器時，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 一種具有特殊結構的碟形彈簧， 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： 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基本不變(從安裝時工作點B變化到A點)，因而離合器工作中能保持傳遞的轉矩大致不變；對于圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降(從月點變化到A，點)。離合器分離時，彈簧壓力有所下降(從B點變化到C點)，從而降低了踏板力；對于圓柱螺旋彈簧，壓力則大大增加(從月點變化到C，點)。 2)膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量小。 3)高速旋轉時，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)易于實現良好的通風散熱，使用壽命長。 6)平衡性好。 7)有利于大批量生產，降低制造成本。 但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材質和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，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構按支承環(huán)數目不同分為三種。圖1-4為雙支承環(huán)形式，其中圖1-4a用臺肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個支承，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，但結構較復雜；圖1-4c取消了鉚釘，在離合器蓋內邊緣上伸出許多舌片，將膜片彈簧、兩個支承環(huán)與離合器蓋彎合在一起，使結構緊湊、簡化、耐久性良好，因此其應用日益廣泛。 圖1-5為單支承環(huán)形式。在沖壓離合器蓋上沖出一個環(huán)形凸臺來代替后支承環(huán)(圖1-5a)使結構簡化，或在鉚釘前側以彈性擋環(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。經過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壓盤驅動方式的選擇 壓盤的驅動方式主要有凸塊一窗孔式、銷釘式、鍵塊式和傳動片式多種。前三種的共同缺點是在聯(lián)接件之間都有間隙，在驅動中將產生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器傳動效率。傳動片式是近年來廣泛采用的結構，沿周向布置的三組或四組鋼帶傳動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)，傳動片的彈性允許其作軸向移動。當發(fā)動機驅動時，鋼帶受拉；當拖動發(fā)動機時，鋼帶受壓。此結構中壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，使用可靠，壽命長。但反向承載能力差，汽車反拖時易折斷傳動片，故對材料要求較高，一般采用高碳鋼。因此我采用了傳動片式驅動方式。 第二章 離合器基本參數和主要尺寸選擇 摩擦離合器是靠摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉矩的。為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時Tc應大于發(fā)動機最大轉矩Temax，即： (2-1) 式中，Temax為發(fā)動機最大轉矩；β為離合器的后備系數，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉矩之比，β必須大于1。 離合器的靜摩擦力矩根據摩擦定律可表示為： (2-2) 式中，T，為靜摩擦力矩；／為摩擦面間的靜摩擦因數，計算時一般取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，是從動盤數的兩倍。 當摩擦片上的壓力均勻分布時，則： (2-3) (2-4) 式中，p0為摩擦面單位壓力，A為一個摩擦面的面積；D為摩擦片外徑；d為摩擦片內徑。當d／D≥0.6時，R可相當準確地由下式計算： (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　離合器基本參數計算 離合器的基本參數主要有性能參數β和p0。，尺寸參數D和d及摩擦片厚度b。 1.后備系數β 后備系數β是離合器設計時用到的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇后備系數時，應考慮以下幾點： 1)摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩。 2)要防止離合器滑磨過大。 3)要能防止傳動系過載。 顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太??；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，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值應大于單片離合器。各類汽車后備系數推薦如下： 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 結合我們設計的車型我選取β=1.3；所以Tc=245x1.3=318.5 (N·m) 摩擦面數取z=2 摩擦面因數取f=0.25 摩擦片內外徑比c=0.62 2.單位壓力P0。 單位壓力Po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)動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數較小時，加應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，Po應取小些；后備系數較大時，可適當增大Po。 當摩擦片采用不同材料時，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 ≥0.6時， 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 所以通過計算，我采用石棉基材料，并且取P0＝0.25Mpa 摩擦片外徑D，內徑d和厚度b 摩擦片外徑D可以根據發(fā)動機最大轉矩Temax(N·m)依照經驗公式： （2-7） 由式知 KD為直徑系數其取值范圍如下表： 根據離合器摩擦片的標準化、系列化原則，根據下表： 圓整后取得：外徑D=250(mm) 內徑d=155(mm) 厚度b=3.5(mm) 內外徑比值c=d/D=0.62 摩擦片的外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度VD不超過65—70m／s，即： （2-8） 可知 故不會分離，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、外徑速差過大引起溫升而產生翹曲。 §2.2　膜片彈簧主要參數的選擇 1.比值H／h和h的選擇 比值H／h對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，且應力越高。根據結構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值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑RC。而且，對于同樣的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式大。通過比較選取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系 膜片彈簧小端半徑rf應該大于變速器第一軸花鍵外徑r0且分離軸承作用半徑應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。與內截錐高度H關系密切， α=arctanH／(R—r) ≈H／(R—r)=0.16，一般在90～150范圍內。圓錐底角可選取9.090。 5.膜片彈簧工作點位置的選擇 膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖2—1所示。該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且λ1H=(λ1M+λ1N)／2。新離合器 在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般λ1B=(0.8～1.0)且λlH，以保證摩擦片在最大磨損限度△入范圍內壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點心盡量靠近N點。 6.n的選取 分離指數目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，本設計采用18根分離指，切槽寬，取3.5m； ，取10mm；分離指半徑re應滿足r-re＞δ2=10mm的要求。所以re=80mm §2.3　扭轉減震器的設計 扭轉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剛度，從而降低傳動系扭轉系統(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。所以，扭轉減振器具有如下功能： 1)降低發(fā)動機曲軸與傳，動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。 2)增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(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與噪聲。 4)緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。 減振器的扭轉剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩是兩個主要參數。其設計參數還包括極限轉矩、預緊轉矩和極限轉角等。 1.極限轉矩 極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙△1時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可?。? (N·m) 2.扭轉剛度 扭轉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剛度，使共振現象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉速范圍內。決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸,需要加在從動片上的轉矩為： (2-9) C：彈簧剛度　　Z：彈簧數目　　R1：減震器彈簧分布半徑 設計時可按經驗來初選是 ≤13=4777.5 (N·m) (2-10) 可知： =4777.5(N·m) 3.阻尼摩擦轉矩 由于減振器扭轉剛度是，受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩，通過計算與實踐表明一般可按下式初選： (2-12) 取　 4.預緊轉矩 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的方向移動，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的尺寸應盡可能大些，一般取 (2-13) 取 ＝56　　d：摩擦片內徑 6.減振彈簧個數 表2-1 減振彈簧數目參考表 摩擦片外徑D/mm 225-250 250--325 325--350 >350 減震彈簧數目 4-6 6--8 8--10 >10 取Z=6 7.減振彈簧總壓力 當限位銷與從動盤轂之間的間隙△1或△2被消除，減振彈簧傳遞轉矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力為 (2-14) 得； 由上表可知，所以每個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 (2-18) 得： G:材料的扭轉彈性模量　　鋼G=8.3×104 11.減震彈簧的總圈數 (2-19) 得： 12.極限負荷下的彈簧長度 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　離合器壓盤的設計 1.對壓盤結構設計的要求： 1)壓盤應具有較大的質量以增大熱容量、減小溫升，防止其產生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱肋或鼓風肋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可采用傳熱系數較大的鋁合金壓盤。 2)壓盤應具有較大的剛度，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)與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡。 4)壓盤高度尺寸(從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。 2.離合器壓盤的主要計算 壓盤形狀比較復雜,要求傳熱性能要好,具有較高的摩擦系數及耐磨.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構,硬度HB170-227.另外可添加少量金屬元素用以增強其機械強度.壓盤的外徑可以根據摩擦片的外徑由結構確定.應比摩擦片的外徑稍微大些,而壓盤的內徑則要比摩擦片的內徑要稍微小些.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)壓盤的質量 由于離合器一次結合的溫升不應超過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 由此可知壓盤質量必須大于7.14kg 4)壓盤的厚度計算 （2-28） 得： 由式（2-27）得： 既:壓盤厚度不應小于22mm，本設計取為22mm §2.5　離合器從動盤轂花鍵的強度校核 從動盤轂花鍵的內徑為28毫米,外徑為35毫米,花鍵的有效長度為35毫米,鍵齒寬4毫米. 對花鍵的擠壓應力進行強度校核: （2-29） 得 對花鍵的剪切應力進行強度校核: （2-30） 得 由以上兩個公式可得設計中選用的花鍵能滿足要求. §2.6 離合器操縱機構的設計計算 離合器操縱系統(tǒng)得功能是，把駕駛員對離合器踏板得輸入變成在分離軸承上得輸出，來控制離合器得分離和接合，從而完成對汽車傳動系統(tǒng)得動力切斷或傳遞。因此，離合器踏板得布置位置、相關尺寸、作用力以及行程大小都要符合人體工程學的要求。 綜合起來，設計離合器操縱系統(tǒng)時要考慮如下一些因素； 1．對操縱機構的要求 (1)踏板力要小，轎車一般在80～150N范圍內，貨車不大于150～200N。 (2)踏板行程對轎車一般在80—150mm范圍內，對貨車最大不超過180mm。 (3)踏板行程應能調整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復原。 (4)應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構因受力過大而損壞。 (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。 2．操縱機構結構形式選擇 常用的離合器操縱機構主要有機械式、液壓式等。 機械式操縱機構有桿系和繩索兩種形式。桿系傳動機構結構簡單、工作可靠，廣泛應用于各種汽車中。但其質量大，機械效率低，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困難。繩索傳動機構可克服上述缺點，且可采用適宜駕駛員操縱的吊掛式踏板結構。但其壽命較短，機械效率仍不高。此形式多用于輕型轎車中。 液壓式操縱機構主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質量小、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影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點。此形式廣泛應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?？紤]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．離合器操縱機構的主要計算液壓式操縱機構。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，本設計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；本設計 主缸直徑為28mm,工作缸直徑為30mm. 圖2.6 液壓式操縱機構示意圖 Z為摩擦面面數； 為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，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. 把以上的數據代入式）2-31）, 可得到離合器踏板行程S=91.3mm. 滿足踏板行程小于180mm的設計要求. 踏板力Ff可按下式計算 (2-32） 式中， F為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力； 本設計中壓緊彈簧對壓盤的總壓力為1860N 為操縱機構總傳動比， = ； (2-33) 代入數據得: =20.07. 為機械效率，液壓式：=80％～90％ 機械式：=70％～80％ 本設計中采用液壓式操縱機構,η=85%. 把數據代入公式(2-32), 可得Ff=109N. 滿足踏板力小于180N的設計要求. 為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。 通過以上對液壓式離合器操縱機構的工作原理的闡述及各構件的計算,可以看出,對離合器操縱機構的設計要作綜合考慮,根據駕駛員操作空間選取各構件,使操縱輕便,結構合理,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,傳動系中變速器換檔平順。 第三章 傳動軸的設計與計算 §3.1 概　述 萬向傳動軸由萬向節(jié)和傳動軸組成，有時還加裝中間支承。它主要用來在工作過程中相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉矩和旋轉運動。 萬向傳動軸設計應滿足如下基本要求： 1)保證所連接的兩軸相對位置在預計范圍內變動時，能可靠地傳遞動力。 2)保證所連接兩軸盡可能等速運轉。由于萬向節(jié)夾角而產生的附加載荷、振動和噪聲應在允許范圍內。 3)傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，維修容易等。 萬向傳動軸在汽車上應用比較廣泛。在發(fā)動機前置后輪或全輪驅動的汽車上，由于彈性懸架的變形，變速器或分動器輸出軸與驅動橋輸入軸的軸線相對位置經常變化，所以普遍采用十字軸萬向傳動軸。在轉向驅動橋中，內、外半軸之間的夾角隨行駛需要而變，這時多采用等速萬向傳動軸。當后驅動橋為獨立懸架時，也必須采用萬向傳動軸。 萬向節(jié)按扭轉方向是否有明顯的彈性，可分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)是靠零件的鉸鏈式連接傳遞動力的，可分成不等速萬向節(jié)(如十字軸式)、準等速萬向節(jié)(如雙聯(lián)式、凸塊式、三銷軸式等)和等速萬向節(jié)(如球叉式、球籠式等)。撓性萬向節(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，但平均角速度比為1的萬向節(jié)。準等速萬向節(jié)是指在設計角度下工作時以等于1的瞬時角速度比傳遞運動，而在其它角度下工作時瞬時角速度比近似等于1的萬向節(jié)。輸出軸和輸入軸以等于1的瞬時角速度比傳遞運動的萬向節(jié)，稱之為等速萬向節(jié)。 §3.2　萬向節(jié)結構方案分析 1.十字軸萬向節(jié) 典型的十字軸萬向節(jié)主要由主動叉、從動叉、十字軸、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。十字軸萬向節(jié)結構簡單，強度高，耐久性好，傳動效率高，生產成本低。但所連接的兩軸夾角不宜過大，當夾角由4°增至16°時，十字軸萬向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來的1／4。 2.雙聯(lián)式萬向節(jié) 雙聯(lián)式萬向節(jié)(圖4—3)是由兩個十字軸萬向節(jié)組合而成。為了保證兩萬向節(jié)連接的軸工作轉速趨于相等，可設有分度機構。由于雙聯(lián)式萬向節(jié)軸向尺寸較大，為使主銷軸線的延長線與地面交點到輪胎的接地印跡中心偏離不大，就必須用較大的主銷內傾角。 3.球籠式萬向節(jié) 球籠式萬向節(jié)是目前應用最為廣泛的等速萬向節(jié)。這種等速萬向節(jié)無論轉動方向如何，六個鋼球全都傳遞轉矩，它可在兩軸之間的夾角達35°～37°的情況下工作。由于傳遞轉矩時六個鋼球均同時參加工作，其承載能力和耐沖擊能力強，效率高，結構緊湊，安裝方便。但是滾道的制造精度高，成本較高。 我通過對以上三個不同的萬向節(jié)進行比較，確定采用結構相對簡單的十字軸萬向節(jié)，雖然不能夠進行等速傳遞轉矩，但已經可以滿足本次設計的動力傳遞要求。 §3.3　萬向節(jié)的設計計算 §3.3.1 萬向節(jié)設計 1.萬向傳動的計算載荷 萬向傳動軸因布置位置不同，計算載荷是不同的。 (3-1) 得： 其中： Temax=185N·m kd=1 η=98% ig1=5.06 2.十字軸結構尺寸的確定 十字軸萬向節(jié)的尺寸主要決定于十字軸的尺寸，根據實際情況參照參考車輛從下表中選出適合本次設計的十字軸尺寸。 表3—1 序 號 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：*滾針數目； * *花鍵齒數——外徑×內徑×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 3.十字軸強度校核 在設計十字軸萬向節(jié)時候應該保證十字軸頸有足夠的抗彎強度。設作用在軸頸中點的力為F,則： 　　　　 (3-2) 得： 圖3-1 　 　　　　　　 式中： Ts為萬向節(jié)的計算轉矩(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為萬向傳動的最大夾角。 1)十字軸軸頸根部的彎曲應力： (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]為彎曲應力許用值，為250～350MPa。 2)十字軸軸頸的切應力τ為： (3-4) 得： 選用的十字軸符合要求。 §3.3.2 傳動軸的設計　　　　　　 　　　　 傳動軸總成主要由傳動軸及其兩端焊接的花鍵軸和萬向節(jié)叉組成。傳動軸中一般設有由滑動叉和花鍵軸組成的滑動花鍵，以實現傳動長度的變化。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，以免裝錯破壞傳動軸總成的動平衡。 傳動軸的長度和夾角及它們的變化范圍由汽車總布置設計決定。設計時應保證在傳動軸長度處在最大值時，花鍵套與軸有足夠的配合長度；而在長度處在最小時不頂死。 根據總體設計的要求傳動軸長L=1500(mm). 傳動軸主要承受扭矩的作用。在傳動軸橫截面上，應力的分布情況是外圓最大，向中心逐漸減小至零。因此，汽車傳動軸常常采用空心軸。 1.傳動軸在實際運行中的最高轉速 輕型貨車的最高車速為: vmax=92km/h=1533.3m/min 所以傳動軸最高轉速為： （3-5） 得： 2.傳動軸的臨界轉速計算 傳動軸兩端接萬向節(jié)，可以把它看作為兩端自由支撐的梁，我們再假設傳動軸的各個截面都相等。則傳動軸的臨界轉速為： （3-6） 公式中：nk—臨界轉速，[nk ]為r/min； L—傳動軸長度，即兩個萬向節(jié)中心之間的距離，mm； D—傳動軸軸管的外徑，mm； d—傳動軸軸管的內徑，mm。 通過類比參考車型的傳動軸，?。? D=60mm；d=54mm。則： 取安全系數K=nk／nmax=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，nmax為傳動軸的最高轉速(r／min)。 本次設計K的取值為: （3-7） 得： 所以傳動軸管滿足臨界轉速的要求。 3.傳動軸管與傳動軸花鍵軸的強度校核 1)傳動軸軸管斷面尺寸除滿足臨界轉速的要求外，還應保證有足夠的扭轉強度。軸管的扭轉切應力τc應滿足： （3-8） 得： 式中: Ts 為萬向節(jié)的計算轉矩(N·m)，TS = min[Tse，Tss]； 　　　由于Tse＜Tss　 所以Ts=5917.38(N·m)； [τc]為許用扭轉切應力，為300Mpa. 傳動軸有足夠的扭轉強度。 2)對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算其扭轉切應力Th，許用切應力一般按安全系數為2～3確定，即： （3-9） 得： [τ]為切應力 τ 許用值，為80～120MPa。 傳動軸的花鍵軸也滿足扭轉切應力的要求。 第四章 結 論 由于本次設計的周期比較短，從熟悉設計任務書、搜集查閱資料到總體方案的擬定、分析、比較和確定，再到后來的圖形設計與繪制、編寫說明書，基本上是按照規(guī)定的進度計劃逐步完成的。本次設計中的結構方案是經過反復的分析比較后，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，是由于這種結構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。 由于，沒有條對設計出來的零件、結構進試驗和學生的水平問題，設計的產品難免存在很多不足，其中的摩擦片的設計，我們只能按有關資料上介紹的一般方法及經驗公式去設計，再與NJ1062《汽車用離合器面片》介紹的摩擦片尺寸系列進行比較，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，這樣設計出來的摩擦片難免存在不合理的一面。還有本次設計中選用的是推式，相對于拉式來說它雖具有很多優(yōu)點，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,傳動效率高,使分離的踏板力更小. 傳