0006-柴油動力SUV車設計-傳動軸、離合器及操縱機構設計【CAD圖紙+文檔】

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車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 第 一 章 前 言 離合器和傳動軸看似簡單，工作原理淺薄，但其結構的發(fā)展經歷了上百年，融合幾代人的智慧和心血才達到今天的地步，多年來實踐經驗和技術上的改進，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，從動部分轉動慣量小，散熱性好，結構簡單，調整方便，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)相連的轉向驅動橋的半軸，或用于作斷開式驅動橋的擺動半軸；空心傳動軸具有較小質量，能傳遞較大轉矩，比實心傳動軸具有更高的臨界轉速，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)動機轉速、功率的不斷提高和汽車電子技術的高速發(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計理論也從傳統(tǒng)的機械力學領域深入到熱、電、材料、控制等眾多的學科領域。今天，技術已發(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改造和提高。 第二章 離合器設計 §2.1 離合器概述 對于以內燃機為動力的汽車，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、壓緊機構和操縱機構。 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．結構簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。 隨著汽車發(fā)動機轉速、功率的不斷提高和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。從提高離合器的工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式 膜片離合器結構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)動機的高轉速，增加離合器的傳動轉矩的能力和簡化操縱，易辰各位離合器的發(fā)展趨勢。? §2.2 離合器的結構方案分析 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、壓緊彈簧的結構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 單片離合器結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，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，因而傳遞轉矩的能力較大；結合更為平順、柔和；在傳遞相同轉矩的情況下，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動慣量大，主要應用于最大總質量大于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 中央彈簧離合器結構復雜，軸向尺寸較大，多用于發(fā)動機最大轉矩大于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。此結構在最大總質量大于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構的碟形彈簧，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基本不變，因而離合器工作中能保持傳遞的轉矩大致不變；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，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量小。③高速旋轉時，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，對材質和尺寸精度要求較高，其非線性彈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設計，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構型。 §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)動機最大轉距和防止離合器滑磨時間過長， 不宜選得太小；為使離合器尺寸不致過大、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，轉距波動越小， 可選得越??；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) 乘用車及最大總質量小于6t的商用車 1.20~1.75 最大總質量為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、載質量大或經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、質量和使用壽命有決定性的影響。 當離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉距A已知，結合式（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D、內徑 d 和厚度b 最大轉矩 D= 摩擦片外徑D（mm）也可根據(jù)發(fā)動機最大轉距 按如下經驗公式選用 經驗公式D= （2-1） 直徑系數(shù) 車用車=14.6 D=＝14.6×＝219mm　　 摩擦片內徑 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徑d雖可增大摩擦面積，提高傳遞轉距的能力，但會使摩擦面上的壓力分布不均勻，使摩擦片內、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距的大小及其結構尺寸。 離合器間隙是指離合器處于正常結合狀態(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合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。該間隙 一般為3~4mm。 §2.3.5離合器的設計與計算 約束條件 1）=65~70m/s ＝3600ｒ／min為發(fā)動機的最高轉速（r/min） ?。?.345ｍ　 2）內外半徑比0.53 c 0.70 查標準系列根據(jù)經驗公式計算結果可?。模?25㎜同樣可查取ｄ＝150㎜ 3)后備系數(shù) 1.2 4.0 　 根據(jù)后備系數(shù)的選擇原則，本次設計的ＳＵＶ 選＝1.30 4）為了保證扭轉減震器的安裝摩擦片的內徑 d必須大于彈簧位置直徑２約50cm d> 2+50 即：取48㎜ 5）為了反映離合器轉矩比保護過載的能力 （2-2） （Nm/） 　 汽車設計表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／ 對于最大宗質量小于6噸的商用車：［ｗ］＝0.33Ｊ／，對于最大總質量大于6噸的商用車［ｗ］＝0.25Ｊ／， (2-3) 為汽車總質量取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 假設膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性的饒某點轉動通過支撐環(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角，ｅ中性點半徑。 　(2-5) 　令＝0 圖2-1 初達到最大值時的轉角 =(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)下圓錐底角與內截錐高度H關系密切，=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由離合器的結構決定，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 國內膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質高精度鋼板材料。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，以產生一定的塑性變形，從而使膜片彈簧的表面產生與使用狀態(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 扭轉減振器的設計 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。因此，扭轉減振器具有如下功能： 1） 降低發(fā)動機曲軸與傳動系結合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭轉固有頻率。 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沖擊載荷，改善離合器的結合平順性。 減振器的扭轉剛度和阻尼摩擦元件的阻尼摩擦轉矩 是兩個主要參數(shù)，決定了減振器的減振效果。其設計參數(shù)還包括極限轉矩 、預緊轉矩和極限轉角 等。 1．轉矩 極限轉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矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取轉矩有關，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距 與汽車后驅動輪的最大附著力 相等時，傳動系的動載荷為最小；若 ，系統(tǒng)將會產生沖擊載荷；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角剛度 ，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機正常的工作轉速范圍內。決定于減振器彈簧的線形剛度及其結構布置尺寸。 設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過 時，彈簧相應變形量 。此時所需加在從動片上的扭轉角剛度 T=1000k （3-3） =1000k （3-4） 初選13=13×450=5850 取=5000Nm/rad 3.阻尼摩擦轉矩　　 圖3-1 由于減振器扭轉剛度受結構及發(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。一般可按下式初選為 4.預緊轉矩 =（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.極限轉角 減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩，從動片相對從動盤轂的極限轉角為=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?。场?，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 §4.1?對離合器操作機構的要求 1）?踏力板要盡可能小，乘用車一般在80~150N范圍內，商用車不大于150~200N。 2）?踏板行程一般在80~150mm范圍內，最大不應超過180mm。 3）?應有踏板行程調整裝置，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.?操作機構結構形式選擇 1）?常用的離合器操縱機構，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等。 機械式操縱機構有桿系和繩索兩種形式。桿系操縱機構結構簡單、工作可靠，廣泛應用于各種汽車中。但其質量大，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，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。 本次設計的柴油SUV采用液壓式操縱機構。 圖4-1 §4.2.2?離合器操縱機構的設計計算 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㎜ 離合器操縱機構的設計計算 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，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構設計 §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、扭轉減振器等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求： 1）? 從動盤的轉動慣量應盡可能小，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)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側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，并經調質處理，表面和心部的硬度一般在26~32HRC。為提高花鍵內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小； 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 對離合器蓋結構設計要求： 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，或在蓋上加設通風扇片等。 乘用車和載質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，有時可以設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　　　Ｗ＝1876.36Ｊ　?。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動壓盤共同旋轉，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構設計要求： (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與壓盤驅動機構在運動上不發(fā)生干涉。 (3) 分離杠桿內端高度應能調整，使各內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時離心力作用下的徑向力。本次設計SUV采用推力球軸承。 第六章 萬向傳動軸的設計 §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. 保證所連接的兩軸的夾角及相對位置在一定范圍內變化時，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。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的范圍內，在使用車速范圍內不應產生共振現(xiàn)象。 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的應用比較廣泛。發(fā)動機前置后輪或全輪驅動汽車行駛時，由于懸架不斷變形，變速器或分動器的輸出軸與驅動橋輸入軸軸線之間的相對位置經常變化，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；對于轉向驅動橋，左、右驅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)結構方案分析 §6.2.1十字軸式萬向節(jié) 根據(jù)在扭轉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。卡環(huán)式又分為外卡式和內卡式兩種，它們具有結構簡單、工作可靠、零件少和質量小的優(yōu)點。 十字軸式萬向節(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。 §6.2.2 十字軸式萬向節(jié)設計 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，所以設計時應保證該處有足夠的抗彎強度。 設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。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。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中碳鋼等調質處理。 §6.3 傳動軸結構分析與設計 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。當傳遞轉矩的花鍵伸縮時，產生的軸向阻力 （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)相連的轉向驅動橋的半軸，或用于作斷開式驅動橋的擺動半軸；空心傳動軸具有較小質量，能傳遞較大轉矩，比實心傳動軸具有更高的臨界轉速，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、扭轉強度高、彎曲高度大、適用于高速旋轉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，由汽車總布置設計決定。設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速。所謂臨界轉速就是當傳動軸的工作轉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速，它決定于傳動軸的尺寸、結構及其支承情況。 §6.4 萬向傳動軸的設計計算 ⑴十字軸萬向節(jié)設計? 在設計傳動軸時，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速 。 傳動軸設計算傳動軸的臨界轉速 （6-7） 安全系數(shù) K=/ =1.2~2.0 實心軸比空心軸的臨界轉速低，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中間支承。 傳動軸軸管斷面尺寸除應滿足臨界轉速的要求以外，還應保證具有足夠的扭轉強度。軸管扭轉應力應滿足傳動軸的扭轉應力 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，當高速旋轉時，將產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 中間支承結構分析與設計 在長軸距汽車上，為了提高傳動軸的臨界轉速，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為中間支承懸置質量，它等于傳動軸落在中間支承上的一部分質量與中間支承軸承及其軸承座所承受的質量之和。 在設計中間支承時，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速n=60 f0 盡可能低于傳動軸的傳動轉速范圍，以免共振，保證隔振效果好。許用臨界轉速為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 論 通過兩個多月的畢業(yè)設計，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計，因為我發(fā)現(xiàn)我可以從中學到很多東西。 在本次設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?？茖W技術出版社，2002年 [6]?徐石安主編. 汽車設計叢書. 清華大學出版社，2005年8月 [7]?諸文農主編. 底盤設計上冊. 機械工業(yè)出版社，1981年7月 [8]?王望予主編. 汽車設計. 第四版. 北京：機械工業(yè)出版社，2006年1月 [9]?董麗霞主編. 簡明汽車技術詞典. 人民交通出版社，2003年9月 [10] 汽車技術編輯組. 漢英汽車技術詞典. 第三版. 人民交通出版社，2005年1月 [11] 康展權等主編. 汽車工程手冊（設計篇）. 人民交通出版社，2001年5月 [12]?王昆主編. 機械設計機械基礎 課程設計. 高等教育出版社，1995年12月 [13]?崔振民主編. 汽車底盤構造與維修. 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