畢業(yè)設(shè)計柴油貨車離合器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計和傳動軸設(shè)計

1、第一章 前 言全書共5章，主要闡述了3噸柴油貨車中的離合器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計和傳動軸設(shè)計。各章的主要內(nèi)容包括：設(shè)計應(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)計和計算、扭轉(zhuǎn)減震器的設(shè)計、離合器的操縱機(jī)構(gòu)和主要結(jié)構(gòu)原件的分析、傳動軸的設(shè)計與計算和結(jié)論。 本書在體系和內(nèi)容方面，主要參考了第三版汽車設(shè)計、第三版汽車構(gòu)造和離合器設(shè)計叢書。結(jié)合我國今年來汽車工業(yè)得到迅速發(fā)展的現(xiàn)實，本書積極引用其介紹的優(yōu)化設(shè)計、可靠性設(shè)計等新的設(shè)計方法。 由于本人的學(xué)識有限，書中難免出現(xiàn)錯誤和疏漏之處，懇請各位老師和同學(xué)批評指正。 第二章 離合器概述2.1離合器設(shè)計要求對于以內(nèi)燃機(jī)為動力的汽車，離合器在

2、機(jī)械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機(jī)相連接的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)等四部分，組成如下：1. 主動部分：飛輪、離合器蓋、壓盤；2. 從動部分：從動盤；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、傳動部件。 主、從動部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)是使主、從動部分分離的裝置。 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

3、發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩,并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備,又能防止傳動系過載.2. 接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。3. 分離要迅速、徹底。4. 從動部分轉(zhuǎn)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(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高，延長其使用壽命。6.應(yīng)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。7、操縱輕便、準(zhǔn)確，以減輕駕駛員的疲勞。8、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)度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽

4、命長。10、結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單、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)動機(jī)飛輪是離合器的主動件，帶有摩擦片的從動盤和從動轂借滑動花鍵與從動軸（即變速器的主動軸）相連。壓緊彈簧則將從動盤壓緊在飛輪端面上。發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩即靠飛輪與從動盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動盤上，再由此經(jīng)過從動軸和傳動系中一系列部件傳給驅(qū)動輪。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。由于汽車在行駛過程中，需經(jīng)常保持動力傳遞，而中斷傳動只是暫時的需要，因此汽車離合器的主動部分和從動部分是經(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，只要踩下離合器

5、操縱機(jī)構(gòu)中的踏板，套在分離套筒的環(huán)槽中的撥叉便推動分離叉克服壓緊彈簧的壓力向松開的方向移動，而與飛輪分離，摩擦力消失，從而中斷了動力的傳遞。 當(dāng)需要重新恢復(fù)動力傳遞時，為使汽車速度和發(fā)動機(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，使從動盤在壓緊彈簧壓力作用下，向接合的方向移動與飛輪恢復(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)飛輪和從動盤接合還不緊密，二者之間摩擦力矩比較小時，二者可以不同步旋轉(zhuǎn)，即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪和從動盤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，汽車速度方能與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速成正比。2.3 離合器的功用及分

6、類離合器是車輛（汽車）與發(fā)動機(jī)直接相連的部件。離合器在汽車上大部分時間是處與接合狀態(tài)，只有需要時才暫時的切斷動力傳遞。所以其功用主要有以下幾點： 1在汽車起步時，通過離合器主、從動部分之間的滑磨 、轉(zhuǎn)速的逐漸接近，確保汽車起步平穩(wěn)。2當(dāng)變速器換擋時，通過離合器主、從動部分的迅速分離來切斷動力的傳遞，以減輕齒輪齒間的沖擊，保證換擋時工作平順。3當(dāng)傳給離合器的轉(zhuǎn)矩超過其所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩時，其主、從動部分之間將產(chǎn)生滑磨，防止傳動系統(tǒng)過載?，F(xiàn)代各類汽車上應(yīng)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、壓緊彈簧結(jié)構(gòu)形式不同和分離時作用力方向不同分類如下：1.按從動盤數(shù)

7、分類：單片、雙片、多片；2.按彈簧布置形式分類：圓周布置、中央布置、斜向布置；3.按彈簧形式分類：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：推式、拉式。2.4離合器的結(jié)構(gòu)方案汽車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看可分為拉式和推式兩種；按從動盤數(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、盤的選擇對轎車和輕型、微型貨車而言，發(fā)動機(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)有一片從動盤。單片離合器結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修太哦正方便，從動部

8、分轉(zhuǎn)動慣量小，在使用時能保證分離徹底、結(jié)合平順。故在本次設(shè)計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)簡單制造容易，因此用較為廣泛。壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當(dāng)發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)速很高時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圓柱螺旋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(jié)構(gòu)軸向尺寸較大。膜片彈簧的結(jié)構(gòu)主要特點是采用一個膜片代替?zhèn)鹘y(tǒng)的螺旋彈簧和分離杠桿。起結(jié)構(gòu)特點如下：1、膜

9、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，故不需專門的分離杠桿，使離合器結(jié)構(gòu)大大的簡化，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)增加壓盤的厚度，提高熱容量；而且還可以在壓盤上增設(shè)散熱筋及在離合器蓋上開設(shè)較大的通風(fēng)孔來改善散熱條件。4、膜片彈簧離合器的主要部件形狀簡單，可以采用沖壓加工，大批量生產(chǎn)時可以降低生產(chǎn)成本。 故在本設(shè)計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

10、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：1、減少中間支撐，零件數(shù)目相對要少。結(jié)構(gòu)簡單，緊湊、質(zhì)量較輕。2、由于取消了中間支撐，減少了摩擦損失，傳動效率高，使分離時的踏板力更少，3、拉式膜片彈簧無論在接合還是在分離時，膜片彈簧都與離合器蓋接觸，不會產(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，在壓盤大小相同的條件下可使用直徑相對較大的膜片彈簧，從而實現(xiàn)在不增加分離時的操縱力的前提下，提高壓盤的壓緊力和傳遞轉(zhuǎn)矩的能力；或在傳遞轉(zhuǎn)矩相同的條件下，減小壓盤的尺寸。5、使用壽命相對要長。所以在本設(shè)計中選擇拉式離合器。四、扭轉(zhuǎn)減振器的選擇它能降低發(fā)動機(jī)曲軸與傳動系接合部分

11、的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率，增加傳動系扭振阻尼，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，控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭振與噪聲，緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉(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、壓盤驅(qū)動形式選擇窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們?nèi)秉c是在聯(lián)接件間有間隙，在驅(qū)動中將產(chǎn)生沖擊噪聲，而且零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低離合器傳動效率。傳動片式此結(jié)構(gòu)中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，簡單可靠，壽命長。故選擇傳動片式。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

12、便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、發(fā)動機(jī)的震動和駕駛室或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，故廣泛應(yīng)用于各種形式的汽車中。所以在本次設(shè)計種選用了液壓式傳動操縱機(jī)構(gòu)。第三章 離合器設(shè)計計算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)動機(jī)轉(zhuǎn)矩是重要參數(shù)，按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩來選定d時，有下列公式可得： （3-1）根據(jù)所設(shè)計的車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

13、徑之比，單位面積.驗算摩擦片最大圓周速度： （3-2）式中：d-摩擦片外徑，mm;n-發(fā)動機(jī)最大功率時轉(zhuǎn)速，r/min;v-摩擦片最大圓周速度，m/s;即滿足設(shè)計要求。二、離合器后備系數(shù)的確定后備系數(shù)是離合器設(shè)計時應(yīng)到的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時，應(yīng)考慮以下幾點：摩擦片在使用中磨損后，離合器還能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；要能防止離合器滑磨過大；要能防止傳動系過載。為可靠傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨過大，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，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)動機(jī)缸數(shù)越多

14、，轉(zhuǎn)矩波動越小，可選取小些?？紤]以上影響因素和所設(shè)計車型為3噸貨車，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，同時參考其它同類車型選取1.8。三、單位壓力單位壓力對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應(yīng)考慮離合器的工作條件，發(fā)動機(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)動機(jī)后備系數(shù)較小時，應(yīng)取小些；當(dāng)摩擦片外徑較大時，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，可適當(dāng)增大。采用有機(jī)材料（金屬陶瓷摩擦材料鋼基）時，。四、離合器壓盤力的計算摩擦離合器是靠摩擦表面的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩的。離合器的靜摩擦

15、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

16、傳遞發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計時應(yīng)大于發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，即（3-7）則根據(jù)以上相應(yīng)計算公式及相關(guān)數(shù)據(jù)可得：由（3-7）得：由（3-6）驗算單位壓力，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起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，每一次接合的單位摩擦面計劃磨功應(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：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汽車起步時離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功（j）汽車起步時離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功（j）為： （3

17、-9）式中：-汽車總質(zhì)量，單位：.； -輪胎滾動半徑，單位（m）；-起步時所用變速器擋位的傳動比。此時計算用一擋起步；-主減速器傳動比。； -發(fā)動機(jī)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)值與前計算相同，則：即滿足要求。3.2 從動盤總成從動盤有兩種結(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)計從動盤為帶扭轉(zhuǎn)減震器的型式。從動盤總成設(shè)計時應(yīng)滿足以下幾個方面的要求：為了減少變速器換擋時輪齒間的沖擊，從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡可能??；為了保證汽車

18、平穩(wěn)起步，摩擦面片上的壓力分布更均勻等，從動盤應(yīng)具有軸向彈性；為了避免傳動系的扭轉(zhuǎn)共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應(yīng)裝有扭轉(zhuǎn)減震器；具有足夠的抗爆裂強(qiáng)度。一、從動片設(shè)計從動片時，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)動慣量。從動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)計的3噸貨車行使速度不高，最高車速不超過95km/h.柴油發(fā)動機(jī)最高轉(zhuǎn)速。故取從動片厚度為1.5mm.為了使離合器接合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)。這樣，在離合器的接合過程中，助動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的。具有軸向彈性的

19、從動片有整體式、分開式和組合式三種型式。比較三種形式的優(yōu)缺點，本次所設(shè)計從動片采用整體式彈性從動片。整體式彈性從動片能達(dá)到軸向彈性的要求，且生產(chǎn)效率高，生產(chǎn)成本低。二、從動盤轂發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔內(nèi)。從動盤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)計花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸時參照國標(biāo)gb1144-1974的花鍵標(biāo)準(zhǔn)，從動盤轂花鍵尺寸如下：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：l=45mm.為了保證從動盤轂在變速器輸入軸上滑動時不產(chǎn)生歪斜，影響離合器的徹的分離，從動盤轂的軸向長度不宜過小，一

20、般取其尺寸與花鍵外徑大小相同，對在復(fù)雜情況下工作的離合器，其盤轂長度更大?？紤]所設(shè)計3噸貨車，工作條件較一般，所以取從動盤轂長為l=1.040=40mm。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而全破壞，所以花鍵要進(jìn)行擠壓應(yīng)力計算。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-從動盤轂的數(shù)目；-發(fā)動機(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花鍵有效長度，m.由已知條件：從動盤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11.4。故所選花鍵尺寸滿足要求。3.3 壓盤和離合器蓋計算一、壓盤

21、傳力方式的選擇壓盤和飛輪間常用的連接方式有凸臺式連接、鍵式連接和銷式連接。本次設(shè)計采用凸臺式連接方式但是以上的設(shè)計方式都有共同的缺陷：連接件之間都有間隙，在窗傳動中將產(chǎn)生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率?，F(xiàn)在廣泛采用傳力片的傳動方式，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化了壓盤的結(jié)構(gòu)，減低了對裝配精度要求，并且還有利于壓盤的定中。二、壓盤幾何尺寸的確定 在摩擦片的尺寸確定后，與它摩擦相接觸的壓盤內(nèi)外徑尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結(jié)為

22、如何去確定它的厚度。壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點：1）壓盤應(yīng)具有足夠的質(zhì)量，使每次接合時的溫升不致過高：2)壓盤應(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)計壓盤厚度取15mm。在初步確定壓盤厚度以后，應(yīng)校核離合器接合一次時的溫升，它不應(yīng)超過。校核計算公式： （3-13）式中：-溫升，； l滑磨功，n.m;-分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合器壓盤； c壓盤的熱容量，對鑄鐵壓盤：； m壓盤質(zhì)量， 壓盤由鑄鐵鑄成由此部分可選擇摩擦飛輪的厚度為18此厚度必然也滿足所需要求。三、離合器蓋設(shè)計離合器蓋與飛輪用螺栓固定

23、在一起，通過它傳遞發(fā)動機(jī)的一部分轉(zhuǎn)矩給壓盤。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，可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱部分的傳動效率，嚴(yán)重時可能導(dǎo)致分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會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 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，汽車離合器用膜片彈簧h/h一般為1.52.2，板厚h為24mm，

24、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h對應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而

25、且1h= (1m +1n)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，膜片彈簧工作點從b變到c，為最大限度地減小踏板力，c點應(yīng)盡量靠近n點。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,與壓盤接觸半徑=131mm3.5 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計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

26、滿足設(shè)計要求，以達(dá)到最佳的綜合效果。一、 目標(biāo)函數(shù)目前，國內(nèi)關(guān)于膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計的目標(biāo)函數(shù)主要有以下幾種；彈簧工作時的最大應(yīng)力為最小。在從動盤摩擦片磨損前后，彈簧壓緊力之差的絕對值為最小。在分離過程中，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值的平均值為最小。選3）和4）兩個目標(biāo)函數(shù)為雙目標(biāo)。為了即保證離合器使用過程中傳遞轉(zhuǎn)矩的穩(wěn)定性，又不致嚴(yán)重過載，且能保證操縱省力，選取5）作為目標(biāo)函數(shù)，通過兩個目標(biāo)函數(shù)分配不同的權(quán)重來協(xié)調(diào)它們之間的矛盾，并用轉(zhuǎn)換函數(shù)將兩個目標(biāo)合成一個目標(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

27、兩個目標(biāo)函數(shù)(x)和(x)的加權(quán)因子，視設(shè)計要求選定。二、 設(shè)計變量圖3-5 子午斷面繞中性點的轉(zhuǎn)動圖3-6 膜片彈簧在不同狀態(tài)時的變形a)自由狀態(tài) b)壓緊狀態(tài) c）分離狀態(tài)假設(shè)膜片彈簧在承載過程中，其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點o轉(zhuǎn)動，如圖3-5。通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的載荷f1集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為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這六個尺寸參數(shù)以及在接合工作點相應(yīng)于彈簧工作壓緊力f1b的大端變形量1b為優(yōu)化設(shè)計變量，即x = x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7

28、t= h h r r r1 r1 1b t 三、 約束條件1) 應(yīng)保證所設(shè)計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a、b、c有較合適的位置(a點在凸點m左邊，b點在拐點h附近，c點在凹點n附近，如圖2-11所示)，應(yīng)正確選擇1b相對于拐點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的壓緊力f1b，即f1af1b （3-16） 符合要求。4) 為了滿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：1.6hh2.2 915

29、5.6/3.5=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加載點半徑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

30、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點的應(yīng)力最高，通常只計算b點應(yīng)力來校核碟簧的強(qiáng)度。1. 膜片彈簧工作位置b點的最大壓應(yīng)力為：= （3-20） cos （3-21） （3-22）式中 b是膜片彈簧圓心點到子午斷面上的中性點的距離（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

31、應(yīng)力理論,一般不大于15001700n。工作位置b點的當(dāng)量應(yīng)力為：921.06n以上計算表明，所設(shè)計的膜片彈簧符合強(qiáng)度要求。3.6 扭轉(zhuǎn)減震器計算 一、極限轉(zhuǎn)矩極限轉(zhuǎn)矩為減震器在消除限位銷與從動盤轂缺口間的間隙時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩 。二、減震彈簧的位置半徑r1 r1=（0.60.75）d/2 因為r70mm,由d=190mm所以r1=5771.25mm,且r70mm.三、減震彈簧個數(shù)z摩擦片外徑d=325mm，根據(jù)推薦選取減震彈簧個數(shù)z=6 。四、減震彈簧總壓力當(dāng)限位銷與從動盤轂之間的間隙被消除，減震彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá)最大值時，減震彈簧受到的壓力為：單個減震彈簧壓力：3.7 離合器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計一、

32、踏板位置離合器踏板位置以人體左右對稱中心外準(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所劃過的距離。踏板一般行程在80150mm范圍內(nèi)，最大不應(yīng)超過180mm。三、踏板力對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)的傳動比，加大傳動比會使踏板力減小但行程增加。踏板力大小直接影響到對離合器操縱的輕便性。一般來說，轎車在80130n，載貨汽車四、離合器操縱傳動不應(yīng)超過150200n。常用的離合器操縱傳動由機(jī)械式和液壓式。本次設(shè)計采用液壓式傳動。 五、離合器操縱機(jī)構(gòu)的主要計算1、 液壓式操縱機(jī)構(gòu)示意圖圖3-7液壓操

33、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）;為離合器分離時對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175mm，一般為150mm，所以符合設(shè)計要求3、 踏板力踏板力可由下式計算得到 (3-25)式中，為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力，為克服回

34、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 傳動軸設(shè)計計算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(shè)有由滑動叉和花鍵軸組成的滑動花鍵，以實現(xiàn)傳動長度的變化。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(jìn)行磷化處理或噴涂尼龍層；有的則在花鍵槽中放入滾針、滾柱或滾珠等滾動元件，以滾動摩擦代替滑動摩

35、擦，提高傳動效率。但這種結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，成本較高。有時對于有嚴(yán)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(yīng)有潤滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不宜過大，且應(yīng)按對應(yīng)標(biāo)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(shè)計決定。設(shè)計時應(yīng)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。傳動軸夾角的大小直接影響到萬向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬向傳動的效率和十字軸旋轉(zhuǎn)的不均勻性。4.1 萬向傳動的計算載荷 萬向節(jié)傳動軸因布置位置不同，計算載荷是不同的。本次設(shè)計傳動軸布置在變速器與驅(qū)動橋之間。計算載荷的設(shè)計方法有三種：1）按

36、發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動比來確定；2）按驅(qū)動輪打滑來確定；3）按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來確定。在此設(shè)計中采用根據(jù)發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動比來計算。由公式： （4-1）式中：-傳動軸計算載荷，單位：；-猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，在此取=2； -發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，單位：n.m； k -液力變矩器變矩系數(shù)，k=1; -變速器一擋傳動比，； -分動器傳動比，； -發(fā)動機(jī)到萬向傳動軸之間的傳動效率，； n計算驅(qū)動橋數(shù)，為1。由公式（31）：對萬向傳動軸進(jìn)行靜強(qiáng)度計算時，計算載荷取，安全系數(shù)一般取2.5-3.0 。4.2 十字軸設(shè)計計算 十字軸萬向節(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

37、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0.15mm時，十字軸萬向節(jié)便應(yīng)報廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部的斷裂，所以在設(shè)計十字軸萬向節(jié)時，應(yīng)保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強(qiáng)度。本次設(shè)計參考底盤設(shè)計（吉林工業(yè)大學(xué)出版），根據(jù)不同噸位載重汽車的十字軸總成初選其尺寸：十字軸：h=90mm d=20mm h=16mm 設(shè)各滾針對十字軸軸頸作用力的合力為f，則： （4-2）式中：-萬向傳動的計算轉(zhuǎn)矩，； r-合力f作用線到十字軸中心之間的距離，r=37mm； -萬向傳動的最大夾角，取 。則由式（42）可得:十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力應(yīng)滿足： （4-3）式中：-十字軸軸頸根部彎曲應(yīng)力，單位：

38、； -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，否則會加重載荷在滾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；而間隙過小時，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

39、好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度。使其既有較高的承載能力，又不致因滾針果場發(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，； -滾針工作長度，。其中，為合力f作用下一個滾針?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，許用接觸應(yīng)力為3000-3200，即滿足接觸強(qiáng)度要求。計算結(jié)果:滾針直徑； 工作高度； 列數(shù) i=1； 單列滾針數(shù)z=224.4 萬向節(jié)叉的設(shè)計計算由于十

40、字軸萬向節(jié)主、從動叉軸轉(zhuǎn)矩 、的作用，在主、從動萬向節(jié)叉上產(chǎn)生相應(yīng)的切向力 、和軸向力 、 。圖4-1 作用在萬向節(jié)叉及十字軸上的力（a） 初始位置 時；（b）主動叉軸轉(zhuǎn)角時 （4-7）式中：r切向力作用線與萬向節(jié)叉軸之間的距離；-轉(zhuǎn)向節(jié)主動叉軸之轉(zhuǎn)角； -轉(zhuǎn)向節(jié)主、從動叉軸之夾角。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）為主動叉位于與初始位置的受力狀況，此時 ，達(dá)最大值： （4-9）圖（b）為主動叉軸轉(zhuǎn)角時的受力狀況，這時 、及均達(dá)最大值： （4-10） 圖4-2 萬向節(jié)叉危險截面示意圖萬向節(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

41、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) ，對于本設(shè)計中矩形截面： （4-12）根據(jù)相關(guān)設(shè)計參數(shù)可知： h=80mm b=18mm k=0.246 a=16mm e=45mm 則： 萬向節(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)計計算所得結(jié)果滿足條件要求。4.5 傳動軸臨界轉(zhuǎn)速計算萬向傳動軸的結(jié)構(gòu)與其所連接的萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)有關(guān)。通常，萬向傳動軸由中間部分和端部組成，中間部分可為實心軸或為空心軸管。本次設(shè)計采用空心軸管?？招牡妮S管具有較小的質(zhì)量但能傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，且較實心軸具有更高的臨界轉(zhuǎn)速，故用作汽車傳動系的萬向傳動軸。傳動軸管由低碳鋼板卷制的電

42、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。傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速與其長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)速下會導(dǎo)致軸管的斷裂。所謂傳動軸的臨界轉(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（見下圖）：圖4-3 傳動軸臨界轉(zhuǎn)速計算示意圖設(shè)軸的質(zhì)量m集中于o點，且o點偏離旋轉(zhuǎn)軸線的量為e，當(dāng)軸以角速度旋轉(zhuǎn)時，產(chǎn)生的離心力為： 式中：y軸

43、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，傳動軸將破壞，即，則有： （4-13）傳動軸管： 式中：d、d軸管的外徑及內(nèi)徑，mm. d=80mm,d=76mm; l傳動軸的支撐長度，取兩萬向節(jié)之中心距，mm； -軸管材料的密度，對于鋼 ；將上述c、j及m的表達(dá)式代入（3-13），令 則得傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速為： （4-14）由于傳動軸動平衡的誤差，伸縮花間聯(lián)接的間隙以及支承的非剛性等，傳動軸的實際臨界轉(zhuǎn)速要低于所計算

44、的臨界轉(zhuǎn)速。因此引進(jìn)安全系數(shù)k，并?。?式中：-相應(yīng)于最高車速時傳動軸最大轉(zhuǎn)速，r/min; -傳動軸臨界轉(zhuǎn)速,r/min;在本次設(shè)計中，已知d=80mm，d=76mm,l=1200mm; 已知發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速。安全系數(shù)。4.6 軸管強(qiáng)度計算萬向傳動軸的尺寸除了要有足夠的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度，傳動軸的最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力可按下式計算：（4-15）式中：-發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，n.m; -變速器一擋傳動比； -動載系數(shù)； -抗扭截面系數(shù)。傳動軸采用空心結(jié)構(gòu)，則： （4-16）式中：t傳動軸計算轉(zhuǎn)矩，t=2598820n.mm； d d傳動軸管的外徑和內(nèi)徑，d=80mm,d=76mm; 傳動軸管扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不大于，安全系數(shù) 。4

45、.7 傳動軸花鍵軸的計算對于傳動軸上的花鍵軸，應(yīng)保證在傳遞轉(zhuǎn)矩時有足夠的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。通常以底徑計算其扭轉(zhuǎn)且應(yīng)力。 （4-17）式中: -傳動花鍵軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力； -傳動軸傳遞載荷； -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。傳動軸滑動花鍵采用矩形花鍵，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 ； -花鍵的有效工作長度， ； -花鍵齒數(shù)， ； 則：對于齒面硬度大于35hrc的滑動花鍵，齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力為 。故安全系數(shù) ，

46、滿足要求強(qiáng)度。根據(jù)以前計算傳動軸管強(qiáng)度，可取滑動叉軸直徑為56mm 。第五章 結(jié) 論在本次設(shè)計的整個過程中，首先要做的是對所設(shè)計整車有一個全面的、系統(tǒng)的、整體的認(rèn)識，明確各自的任務(wù)以及與整車設(shè)計過程中的聯(lián)系。在這次設(shè)計中，我個人承擔(dān)了離合器及傳動軸連部分的設(shè)計任務(wù)。離合器是汽車傳動系中的重要組成部分它的性能好壞直接影響整車的整體性能。在本次設(shè)計中，首先對離合器的類型和各自的特點進(jìn)行分析，然后結(jié)合所設(shè)計整車的性能要求確定離合器的結(jié)構(gòu)型式。接下來根據(jù)所確定離合器的形式，按照離合器設(shè)計要求，對每個零件進(jìn)行設(shè)計計算。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、從動盤轂連接花鍵齒、壓盤厚度以及離合器蓋等的各個參數(shù)。并在計算過程中，注重個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)計的拉式膜片彈簧離