596 HKD640微型客車設計(離合器及操縱機構及傳動軸設計)
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HKD640微型客車設計
(離合器及操縱機構及傳動軸設計)
摘 要
本次設計了離合器和傳動軸。在汽車傳動系的這些部件中，離合器和傳動軸是其中兩個重要的部件。在傳動系統(tǒng)中，離合器位于發(fā)動機與變速器之間，其作用是使駕駛員可以把發(fā)動機與變速器接合或分離。離合器是一種摩擦式分離裝置，與駕駛室中離合器踏板相連接。駕駛員通過操縱離合器既可以使發(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。本次設計為膜片彈簧離合器。
本設計通過對傳動軸的傳動類型分析，結合所設計微型客車的特點以及市場趨勢等因素，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，選擇傳動軸的十字軸滾針軸承的密封形式為外卡環(huán)式密封，并在其密封部位采用橡膠骨架油封和氈圈油封相結合的密封形式，以適應農村地區(qū)的惡略路況；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；通過對傳動軸的臨界轉速和計算載荷的確定，用待定系數(shù)法確定了傳動軸的花鍵軸和軸管的尺寸，并校核了其扭轉強度和臨界轉速，確定了合適的安全系數(shù)。鑒于矩形花鍵的一系列優(yōu)點和國內的生產加工水平，傳動軸花鍵采用了矩形花鍵。傳動軸的實驗室傳動軸的生產加工中的一項至關重要的程序，本文在該書中對傳動軸的試驗進行了簡要介紹，并且在設計過程中對涉及到實驗的部分有針對性查閱了同類型的產品的試驗結果，對設計結果予以修正。綜合各部分的設計及校核結果，所設計的傳動軸能滿足所設計的微型客車的傳動要求。
關鍵詞：離合器, 摩擦式, 膜片彈簧, 傳動軸, 十字軸
HKD640MINI PASSENGER CAR
—CLUTCH、CONTROL MECHANISMAND PROPELLER SHAFT DESIGN
ABSTRACT
In this thesis ,clutch、control mechanism and propeller shaft is designed .The clutch and the transmission are two important units of all .The clutch is located in the power train between the engine and the transmission .Its purpose is to permit the driver to coupe or uncouple the engine and transmission .The clutch is a friction-type device .It is linked to a clutch pedal in the driver’s compartment .The clutch allows the driver to couple the engine or uncouple the engine from transmission while he is shifting gears or starting the automobile moving rest .In the design ,we use the type of coil-pressure-spring .
The thesis introduced power transmission shaft used on farming transporters. According to the features of the farming transporter and the characters of the road in rural areas ,we chose the simply made open style power transmission shaft .For farming transporters , its cost and convenience for reparation and adaptability rather than its comfort ability and science ratio are concerned .So during the design we did not pay too much attention to the popular which is often advanced technology of the filed .On the contrary ,we just made some necessary improvement to the using form .For example ,we use involutes serration instead of rectangle serration ,so the durability of the spine will be much upgraded while its cost still low because nowadays its not more difficult to machine involutes serration than rectangle serration .To up the durability of the shaft ,we paid much attention to the seal form of the unit .We used rubber bone seal together with felt washer .
KEY WORDS：clutch, friction-type, Diaphragm spring, power transmission shaft, cross axle
目 錄
第一章 前 言……………………………………………………1
第二章 離合器概述………………………………………………2
§2.1 離合器的主動部分…………………………………………3
§2.2 離合器的結構選擇…………………………………………5
§2.3離合器的工作原理……………………………………………6
第三章 離合器設計計算…………………………………………6
§3.1離合器設計要求……………………………………………6
§3.2離合器參數(shù)的選擇…………………………………………6
§3.3從動盤總成………………………………………………10
§3.4壓盤和離合器蓋計算………………………………………12
§3.5 膜片彈簧的設計計算………………………………………15
§3.6 扭轉減震器計算……………………………………………17
§3.7 離合器操縱系統(tǒng)設計………………………………………18
第四章 傳動軸計算……………………………………………19
§4.1 萬向傳動的計算載荷………………………………………20
§4.2 十字軸設計計算……………………………………………20
§4.3 十字軸滾針軸承的計算……………………………………22
§4.4 萬向節(jié)叉的設計計算………………………………………23
§4.5 傳動軸臨界轉速計算………………………………………25
§4.6 軸管強度計算………………………………………………27
§4.7 傳動軸花鍵軸的計算………………………………………28
第五章 結 論……………………………………………………30
參考文獻……………………………………………………………31
致 謝………………………………………………………………32
外文翻譯……………………………………………………………33
常用符號表
第二章 離合器設計計算
物理量
代號
單位
物理量
代號
單位
摩擦片外徑
D
mm
發(fā)動機最大功率時轉速
n
r/min
摩擦片最大圓周速度
V
m/s
離合器后備系數(shù)
單位壓力
靜摩擦力矩
N.m
摩擦面間的靜摩擦因數(shù)
f
壓盤施加在摩擦面上的工作壓力
F
N
摩擦面數(shù)
Z
摩擦片的平均摩擦半徑
mm
單位摩擦面積滑磨功
w
汽車總質量
Kg
輪胎滾動半徑
m
主減速器傳動比
軸的扭轉切應力
軸的抗扭截面系數(shù)
發(fā)動機最大轉矩
N.m
第三章 傳動軸計算
物理量
代號
單位
物理量
代號
單位
傳動軸計算載荷
變速器一擋傳動比
計算驅動橋數(shù)
n
萬向傳動的計算轉矩
N.m
萬向傳動的最大夾角
十字軸軸頸根部彎曲應力
滾針工作長度
mm
材料的彈性模量
E
臨界轉速
r/mi
安全系數(shù)
K
動載系數(shù)
傳動花鍵軸的扭轉切應力
齒側擠壓應力
變速器一擋傳動比
第一章 前 言
隨著汽車工業(yè)的發(fā)展,離合器也在原有的基礎上不斷改進和提高,以適應新的使用條件。從國外的發(fā)展動向來看,汽車的性能在向高速發(fā)展,發(fā)動機的功率和轉速不斷提高,載重汽車趨于大型化,國內情況也類似于此。另外,離合器的使用條件也日酷一日。因此,增加離合器的傳扭能力,提高其使用壽命,簡化操作已成為離合器目前發(fā)展的趨勢。
離合器的結構形式雖然可以各不相同,但在使用中對它們的基本要求卻是一致的。對汽車離合器的基本要求有以下幾點: ①能可靠地傳遞發(fā)動機的最大扭矩; ②接合時要平順、柔和,使汽車起步時沒有抖動和沖擊; ③分離時要迅速徹底; ④離合器從動部分的轉動慣量要小,以減輕汽車起步和換檔時變速器齒輪輪齒間的沖擊,方便換檔; ⑤離合器的通風散熱應良好; ⑥高速回轉時要具有可靠的強度,應注意平衡問題和離心力的影響; ⑦應使汽車傳動系避免共振,并具有吸收振動,緩和沖擊和減少噪音的能力; ⑧操縱輕便; ⑨離合器的工作性能應保持穩(wěn)定,這就要求作用在摩擦片上的總壓力要不因摩擦表面的磨損而變化,或者變化較小; ⑩要求使用壽命長。此外,離合器也要盡量做到結構簡單,緊湊,制造工藝性好,維修方便,重量輕等等。
基于上述要求,離合器的壓緊彈簧從普遍采用的圓柱螺旋彈簧改為膜片彈簧,其利甚多。首先,膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用,使零件數(shù)量減少,重量減輕,離合器結構大為簡化,并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。其次,由于膜片彈簧與壓盤以整個圓周接觸,使壓力分布均勻,摩擦片的接觸良好,磨損均勻,再者,由于膜片彈簧具有非線性的特性,因此,可設計成當摩擦片磨損后,彈簧壓力幾乎可以保護不變,且可減輕分離離合器時的踏板力,使操縱輕便。另外,膜片彈簧的安裝集團對離合器軸的中心線來說是對稱的,因此它的壓緊力實際上不受離心力的影響。
膜片彈簧與螺旋彈簧的對比：
1、 制造工藝方面 膜片彈簧由彈簧鋼板沖制而成,而螺旋彈簧由鋼絲卷繞而成,相比之下前者制造工藝性好。
2、 零件數(shù)量方面 膜片彈簧本身帶有分離爪,勿須另加分離桿,且一個離合器只用一張膜片彈簧作為壓緊彈簧;而螺旋彈簧要另加分離桿,且一個離合器要用若干個螺旋彈簧作為壓緊彈簧。相比之下前者零件數(shù)量少,結構緊湊;后者零件數(shù)量多。零件數(shù)量少者,拆裝、維修方便省時;零件數(shù)量多則費時。
3、其他方面
(1) 螺旋彈簧其彈性特性為線性的,因此離合器的調整比較容易。而膜片彈簧其彈性特性為非線性的,因而離合器的調整較困難。不過,適當選取H/ h 的值,適合汽車離合器使用的膜片彈簧總可以制造出來,只要我們掌握了膜片彈簧的特性,離合器調整問題也可隨之解決。
(2) 膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧的制造成本高一些,但壽命也比螺旋彈簧長一些。另外,膜片彈簧不受離心力的影響,而螺旋彈簧要受離心力影響,特別是高速旋轉時,其影響不可忽視。
現(xiàn)代汽車向高速發(fā)展,離合器也向高速發(fā)展,壓緊彈簧在高轉速下工作,膜片彈簧的優(yōu)越性會隨之顯示出來。膜片彈簧取代螺旋彈簧作為離合器壓緊彈簧勢所必然。
第二章 離合器概述
§2.1離合器的主要結構
一、 主動部分
主動部分包括飛輪、離合器蓋、壓盤等機件組成。這部分與發(fā)動機曲軸連在一起。離合器蓋與飛輪靠螺栓連接，壓盤與離合器蓋之間是靠壓盤上的凸臺和離合器蓋上的窗口傳遞轉矩的。
二、 從動部分
從動部分是由單片、雙片或多片從動盤所組成，它將主動部分通過摩擦傳來的動力傳給變速器的輸入軸。從動盤由從動盤本體，摩擦片和從動盤轂三個基本部分組成。為了避免轉動方向的共振，緩和傳動系受到的沖擊載荷，大多數(shù)汽車都在離合器的從動盤上附裝有扭轉減震器。
三、 扭轉減振器
離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉矩經飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側的摩擦片，帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減振器盤轉動。從動盤本體和減振器盤又通過四個減振器彈簧把轉矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉振動會使從動盤轂相對于從動盤本體和減振器盤來回轉動，夾在它們之間的減震阻尼片靠摩擦消耗扭轉振動的能量，將扭轉振動衰減下來。
為了使汽車能平穩(wěn)起步，離合器應能柔和接合，這就需要從動盤在軸向具有一定彈性。為此，往往在動盤本體圓周部分，沿徑向和周向切槽。再將分割形成的扇形部分沿周向翹曲成波浪形，兩側的兩片摩擦片分別與其對應的凸起部分相鉚接，這樣從動盤被壓縮時，壓緊力沿翹曲的扇形部分被壓平而逐漸增大，從而達到接合柔和的效果。
四、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，其結構簡單制造容易，因此用較為廣泛。壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發(fā)動機最大轉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，此結構軸向尺寸較大。
膜片彈簧的結構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。起結構特點如下：
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矩能力的情況下離合器的軸向尺寸。
2、膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，故不需專門的分離杠桿，使離合器結構大大的簡化，零件數(shù)目少，質量輕。
3、由于膜片彈簧軸向尺寸小，所以可以適當增加壓盤的厚度，提高熱容量；而且還可以在壓盤上增設散熱筋及在離合器蓋上開設較大的通風孔來改善散熱條件。
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，大批量生產時可以降低生產成本。
故在本設計中選用了膜片彈簧離合器。
離合器按它的結構形式選擇
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。結構簡單，緊湊、質量較輕。
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矩的能力；或在傳遞轉矩相同的條件下，減小壓盤的尺寸。
5、使用壽命相對要長。所以在本設計中選擇拉式離合器。
五、 操縱機構
操縱機構是為駕駛員控制離合器分離與接合程度的一套專設機構，它是由位于離合器殼內的分離杠桿（在膜片彈簧離合器中，膜片彈簧兼起分離杠桿的作用）、分離軸承、分離套筒、分離叉、回位彈簧等機件組成的分離機構和位于離合器殼外的離合器踏板及傳動機構、助力機構等組成。
·§2.2 離合器的結構選擇
汽車離合器大多數(shù)是盤形摩擦離合器，按其從動盤數(shù)目可分為單片、雙片、和多片三類；根據(jù)使用的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(jù)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(jù)分離時所受作用力的方向不同，可分為拉式和推式。由上可知，本次設計選用拉式離合器。再設計離合器時主要根據(jù)車性的類別、使用要求、制造條件以及“三化”要求等，合理選擇離合器的結構。
一、 從動盤的選擇
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，在布置允許的條件下，離合器通常只設有一片從動盤，單片離合器結構簡單，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、接合平順。
在此次設計當中，其轉矩很小，所以我采用單盤離合器。
二、驅動方式的選擇
壓盤的驅動方式主要有凸塊-窗孔式、銷釘式、鍵塊式和傳動片多種。窗孔式是單盤離合器中常采用的傳動機構，它是在壓盤上作出三個或四個凸塊深入離合器蓋對應的窗孔中。它結構簡單，但在使用中因接觸表面磨損間隙不斷增大，從而定心精度不段降低，平衡性惡化。
銷釘式一般用與雙盤離合器中，鍵塊式一般用驅動中間壓盤。
傳動片式驅動方式中傳動片大都為周向布置，周向布置的傳動片常用3或4組，每組2-3片，當發(fā)動機驅動時傳動片受拉。傳動片式驅動機構無摩擦和磨損，無傳動間隙、效率高、無噪聲、定心精度高，使用平衡性好。
采用傳動片式驅動機構。
三、 分離軸承的選擇
在汽車離合器中采用的分離軸承多為徑向止推軸承和止推軸承。前者適用于高轉速、低軸荷的情況。后者則適用于低轉速、高軸向負荷的情況。因為分離軸承與膜片彈簧間有周向滑動，同時也有徑向滑動。當兩者在旋轉不同心時，徑向滑動加劇。為了消除因不同心引起的磨損，近年來在膜片彈簧離合器中廣泛采用自動調心式分離軸承。
考慮到自動調心式分離軸承制造工藝比較復雜，而且成本高，所以選用止推軸承。
四、從動片
從動片由摩擦片、傳動鋼片、減震器和花鍵轂組成。
1. 摩擦片
在性能上的要求有摩擦系數(shù)穩(wěn)定，工作溫度，滑磨速度，單位壓力的變化對性能影響小；足夠的耐磨性；足夠的機械強度；熱穩(wěn)定性，磨合性能好；并且有利于接合平順；長期停放，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現(xiàn)象。
離合器所用摩擦片所用的材料有石棉基、燒結金屬、金屬陶瓷等材料。其中石棉基摩擦材料價格低，密度小，應用廣泛。而在工作條件惡劣，工作溫度很高的離合器中，燒結金屬和金屬陶瓷材料應用較多，故其耐高溫耐磨性好，傳熱性好，摩擦系數(shù)較高，允許較大的單位壓力。但這種材料價格較高，密度大，不能保證柔和接合。根據(jù)發(fā)動機的具體性能指標和汽車的使用條件選用石棉基摩擦材料。
摩擦片與傳動鋼片的鏈接有鉚接法和粘結法。鉚接發(fā)連接可靠，更換摩擦片方便，適宜在傳動鋼片上裝波形彈簧片以獲得軸向彈性，應用廣泛。粘接法雖可充分利用摩擦片厚度，增加摩擦面積，但摩擦片更換不便，無法在傳動鋼片上裝波形彈簧片以獲得軸向彈性。
故采用鉚接法
2．減震器
扭轉減震器的主要有彈性元件和阻尼元件組成。為了避免不利的傳動吸共振，降低傳動系噪聲，可采用兩三組剛度不同的彈簧，并將裝彈簧的窗口長度做成尺度寸不一，利用彈簧先后起作用的方法獲得邊剛度特性。減震器中的阻尼元件常采用摩擦片，靠傳動鋼片與減震盤間的連接鉚釘建立正壓力，這種方案簡單。
§2.3 離合器的工作原理
發(fā)動機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)動機轉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，再由此經過從動軸和傳動系中一系列部件傳給驅動輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉矩也越大。
由于汽車在行駛過程中，需經常保持動力傳遞，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這一要求。當希望離合器分離時，只要踩下離合器操縱機構中的踏板，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。
當需要重新恢復動力傳遞時，為使汽車速度和發(fā)動機轉速變化比較平穩(wěn)，應該適當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接觸。二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應的摩擦力矩也逐漸增加。當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，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)動機轉速成正比。
第三章 離合器設計計算
§3.1 離合器設計要求
一、 能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩；
二、 接合過程要平順柔和，使汽車起步時沒有抖動和沖擊；
三、 分離時要迅速徹底；
四、 離合器從動部分的轉動慣量要小，以減輕換檔時變速器輪齒間的沖擊力并方便換檔；
五、 高速旋轉時具有可靠的強度，應注意平衡并免受離心力的影響；
六、 應使汽車傳動系避免共振，具有吸收振動，沖擊和減小噪聲的能力；
七、操縱輕便，工作性能穩(wěn)定，使用壽命長。
以上這些要求中最重要的是使用可靠，壽命長以及生產和使用中的良好技術經濟指標和環(huán)保指標。
§3.2 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，它關系到離合器的結構和使用壽命，她和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定的關系。發(fā)動機轉矩是重要參數(shù)，按發(fā)動機最大轉矩來選定D時，有下列公式可得：
（3－1）
根據(jù)所設計的車型和采用單片摩擦片，則Kd=17。由（3－1）得：
查摩擦片尺寸的系列化和標準化，選取標準摩擦片外徑D=180mm,內徑d=125mm,厚度h=3.5mm,內外徑之比C=0.694，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)動機最大功率時轉速，r/min;
V—摩擦片最大圓周速度，m/s;
即滿足設計要求。
二、離合器后備系數(shù)的確定
后備系數(shù)是離合器設計時應到的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇時，應考慮以下幾點：
摩擦片在使用中磨損后，離合器還能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩；
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)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，不易選取太小，當使用條件惡劣，為提高起步能力，減小離合器滑磨，應選取大些；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取值應大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，可選取小些。
考慮以上影響因素和所設計車型為微型客車，，根據(jù)的取值范圍β=1.2～4，同時參考其它同類車型選取。
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(shù)等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數(shù)較小時，應取小些；
當摩擦片外徑較大時，為降低摩擦片外源出的熱負荷，應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大。
采用石棉基材料時，。
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)動機轉矩的。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=0.273;
F—壓盤施加在摩擦面上的工作壓力，單位：N;
Z—摩擦面數(shù)，為從動盤數(shù)兩倍。Z=2;
—摩擦片的平均摩擦半徑，單位：mm.
假設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，可表示
（3—5）
將式（3—4）與（3—5）代入（3—3）得：
（3—6）
式中：c—摩擦片內外徑之比，c=0.694.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)動機的最大轉矩，設計時應大于發(fā)動機最大轉矩，即
（3—7）
則根據(jù)以上相應計算公式及相關數(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。
由式（3—5）：
由公式（3—3）：
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，中型貨車：[w]=0.33;
Z—摩擦面數(shù)，Z=2;
D—摩擦片外徑，D=180mm;
d—摩擦片內徑，d=125mm;
W—汽車起步時離合器接合一次產生總滑磨功（J）
汽車起步時離合器接合一次產生總滑磨功（J）為：
（3—9）
式中：--汽車總質量，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)動機轉速。。
由公式（3—9）可得：
由公式（3—8）可得：
即滿足要求。
六、單位面積傳遞的轉矩：
為了反映離合器傳遞轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，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。
§3.3 從動盤總成
從動盤有兩種結構型式，帶扭轉減震器的和不帶扭轉減震器的 。本次設計從動盤為帶扭轉減震器的型式。
從動盤總成設計時應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，從動盤的轉動慣量應盡可能??；
為了保證汽車平穩(wěn)起步，摩擦面片上的壓力分布更均勻等，從動盤應具有軸向彈性；
為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減震器；
具有足夠的抗爆裂強度。
一、從動片：
設計從動片時，應盡量減輕其重量，并應使其質量的分布盡可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。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。本次設計的微型客車行使速度較低，最高車速不超過95Km/h.柴油發(fā)動機最高轉速。故取從動片厚度為2mm.
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構。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，本次所設計從動片采用整體式彈性從動片。整體式彈性從動片能達到軸向彈性的要求，且生產效率高，生產成本低。
二、變速器第一軸軸徑的計算：
軸的扭轉強度條件為：
（3—11）
式中：--軸的扭轉切應力，；
T—軸所傳遞的轉矩，N.mm;
--軸的抗扭截面系數(shù)，；
對于實心軸，將代入（3—11）可得：
（3—12）
由可得：
初選mm。
三、從動盤轂：
發(fā)動機轉矩是經從動盤轂的花鍵空輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔內。從動盤轂和變速器輸入州的花鍵接合方式采用齒側定心的矩形花鍵。
設計花鍵的結構尺寸時參照國標GB1144-1974的花鍵標準，從動盤轂花鍵尺寸如下：花鍵齒數(shù)：n=18;花鍵外徑：D=23mm；花鍵內徑:d=18mm;
齒厚：b=3mm; 有效尺長：l=25mm.
為了保證從動盤轂在變速器輸入軸上滑動時不產生歪斜，影響離合器的徹的分離，從動盤轂的軸向長度不宜過小，一般取其尺寸與花鍵外徑大小相同，對在復雜情況下工作的離合器，其盤轂長度更大?？紤]所設計微型汽、客車，工作條件較復雜，所以取從動盤轂長為L=1.2525=31.25mm。
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，所以花鍵要進行擠壓應力計算。由公式：
（3—13）
式中:P—花鍵的齒側面壓力，由下式確定：
（3—14）
式中：d,D—花鍵的內外徑，mm;
Z---從動盤轂的數(shù)目；
--發(fā)動機最大轉矩，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，并經調質處理，其擠壓應力不應超過20。故所選花鍵尺寸滿足要求。
§3.4 壓盤和離合器蓋計算
一、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為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）壓盤應具有足夠的質量，使每次接合時的溫聲不致過高：2)壓盤營具有較大的剛度，以保證在受熱的情況下不致因產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，本次設計壓盤厚度取15mm。在初步確定壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升，它不應超過。
校核計算公式：
（3—15）
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—壓盤質量，．
°
二、離合器蓋設計：
離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩給壓盤。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，則當離合器分離時，可能會使蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱部分的傳動效率，嚴重時可能導致分離不徹底，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越為的碳鋼板沖壓而成。
§3.5膜片彈簧的設計與計算
一、主要參數(shù)的選擇
1.比值H/h和h選擇
汽車用的膜片彈簧H/h一般為1.6~2.2，板厚h為2~4，所以 參數(shù)選為：
h=3.0
故H=（1.5~2.0），h=3~4，取為5.1。
H/h=1.7。
2、 比值R/r及R，r的選擇：
因為摩擦片的平均半徑：
拉式膜片彈簧的r值取，故取r=74
研究表明：R/r越大，彈簧材料利用率于低，彈簧越硬彈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1.5~1.1。所以：
R=86
R/r=1.16
3、a的選擇
a值一般在范圍內
故符合要求。
4、 n的選擇
n取為18。
膜片彈簧的優(yōu)化設計
5、約束條件
應保證所設計的彈簧工作壓緊力與要求壓緊力相等，即
為了保證各工作點有較合適的工作位置，應正確選擇相對與的位置，一般：
故符合要求。
為了摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞發(fā)動機的轉矩，并考慮到摩擦因數(shù)的下降，應使：
因 =2633.675 =1587
故符合要求。
為了滿足離合器使用性能的要求應使：
9
因 =1.7
故符合要求。
彈簧各部分有關尺寸應符合一定的范圍內，即：
故符合要求。
為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，應使：
因
故符合要求。
6.、 根據(jù)彈簧結構布置的要求,應使
而，，
127，026 ，044。
故符合要求。
7、磨片彈簧的分離指起分離杠桿作用,因此其杠桿比應在一定范圍內選取,即：
故符合要求。
§3.6 扭轉減震器計算
一、極限轉矩：極限轉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矩 。
二、減震彈簧的位置半徑：
三、減震彈簧個數(shù)Z：摩擦片外徑D=180mm，根據(jù)推薦選取減震彈簧個數(shù)Z=6 。
四、減震彈簧總壓力：當限位銷與從動盤轂之間的間隙被消除，減震彈簧傳遞轉矩達最大值時，減震彈簧受到的壓力為：
單個減震彈簧壓力：
§3.7 離合器操縱系統(tǒng)設計
一、踏板位置: 離合器踏板位置以人體左右對稱中心外準向左移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。踏板最大行程應小于175mm 。
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，對于轎車和輕型卡車，其踏板力為：輕的踏板力小于100N ，較重的踏板力大于130N 。
四、離合器操縱傳動：
常用的離合器操縱傳動由機械式和液壓式。本次設計采用液壓式。
第四章 傳動軸設計計算
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擦，提高傳動效率。但這種結構較復雜，成本較高。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。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。本次設計傳動軸布置在變速器與驅動橋之間。計算載荷的設計方法有三種：1）按發(fā)動機最大轉矩和一擋傳動比來確定；2）按驅動輪打滑來確定；3）按日常平均使用轉矩來確定。
在此設計中采用根據(jù)發(fā)動機最大轉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：；
—猛接離合器所產生的動載系數(shù)，在此取=2；
—發(fā)動機最大轉矩，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，i=4.26；
—分動器傳動比，；
—發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，％；
n—計算驅動橋數(shù)，為1。
由公式（3—1）：
對萬向傳動軸進行靜強度計算時，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，十字軸萬向節(jié)便應報廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部的斷裂，所以在設計十字軸萬向節(jié)時，應保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強度。
本次設計參考《底盤設計》（吉林工業(yè)大學出版），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=84mm d=20mm h=16mm
設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（4—2）可得:
十字軸軸頸根部的彎曲應力應滿足：
（3—3） 式中：--十字軸軸頸根部彎曲應力，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=12mm；
--彎曲許用值，為 。
由公式（4—3）可得：
滿足強度要求。
十字軸軸頸的切應力應滿足：
（3—4）
則由已知數(shù)據(jù)可得：
滿足切應力許用范圍 。
§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。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作用下一個滾針所受的最大載荷（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3000-3200，即滿足接觸強度要求。
計算結果: 滾針直徑；
工作高度；
列數(shù) i=1；
單列滾針數(shù)Z=22
§4.4 萬向節(jié)叉的設計計算
由于十字軸萬向節(jié)主、從動叉軸轉矩 、的作用，在主、從動萬向節(jié)叉上產生相應的切向力 、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；
--轉向節(jié)主動叉軸之轉角；
--轉向節(jié)主、從動叉軸之夾角。
在十字軸軸線所在平面內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 ，達最大值：
（4—9）
圖（b）為主動叉軸轉角時的受力狀況，這時 、及均達最大值：
（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載荷，在截面B-B處，彎曲應力和扭轉應力分別為：
（4—11）
式中: 、--抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù) ，對于本設計中矩形截面：
（4—12）
根據(jù)相關設計參數(shù)可知：
H=60mm b=18mm k=0.267 a=16mm e=45mm
則：
萬向節(jié)叉由45鋼制造，其彎曲應力不應大于 ，扭轉應力不應大于 。而設計計算所得結果滿足條件要求。
§4.5 傳動軸臨界轉速計算
萬向傳動軸的結構與其所連接的萬向節(jié)的結構有關。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。本次設計采用空心軸管。空心的軸管具有較小的質量但能傳遞較大的轉矩，且較實心軸具有更高的臨界轉速，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焊鋼管制成，軸管外徑及內徑是根據(jù)所傳遞最大轉矩、最高轉速及長度按有關標準（YB242-63）選定，并校核臨界轉速及扭矩強度。
傳動軸的臨界轉速與其長度及斷面尺寸等有關。由于沿軸管表面鋼材質量分布的不均勻性以及在旋轉使其本身質量產生的離心力所引起的靜撓度，使軸管產生彎曲應力，后者在一定的轉速下會導致軸管的斷裂。所謂傳動軸的臨界轉速是指旋轉軸失去穩(wěn)定的最低轉速，它決定于傳動軸的尺寸、結構及其支撐情況。為了確定臨界轉速，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 傳動軸臨界轉速計算示意圖
設軸的質量m集中于O點，且O點偏離旋轉軸線的量為e，當軸以角速度旋轉時，產生的離心力為：
式中：y—軸在其離心力作用下產生的撓度。
與離心力相平衡的彈性力為：
式中：c—周的側向剛度，對于質量分布均勻且兩端自由地支撐于球形鉸接的軸，其側向剛度為：
E—材料的彈性模量，可??；
J—軸管截面的抗彎慣性矩。
因
故有：
認為在達到臨界轉速的角速度時，傳動軸將破壞，即，則有：
（4—13）
傳動軸管：
式中：D、d—軸管的外徑及內徑，mm. D=60mm,d=56mm;
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的表達式代入（4-13），令
則得傳動軸的臨界轉速為：
（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速要低于所計算的臨界轉速。因此引進安全系數(shù)K，并?。?
式中：--相應于最高車速時傳動軸最大轉速，r/min;
--傳動軸臨界轉速,r/min;
在本次設計中，已知D=60mm，d=56mm,L=460mm;
已知發(fā)動機額定轉速。
安全系數(shù)。
§4.6 軸管強度計算
萬向傳動軸的尺寸除了要有足夠的扭轉強度，傳動軸的最大扭轉應力可按下式計算：
（4—15）
式中：--發(fā)動機最大轉矩，N.m;
--變速器一擋傳動比；
--動載系數(shù)；
--抗扭截面系數(shù)。
傳動軸采用空心結構，則：
（4—16）
式中：T—傳動軸計算轉矩，T=474810N.mm；
D d—傳動軸管的外徑和內徑，D=60mm,d=56mm;
傳動軸管扭轉應力不大于，安全系數(shù) 。
§4.7 傳動軸花鍵軸的計算
對于傳動軸上的花鍵軸，應保證在傳遞轉矩時有足夠的扭轉強度。通常以底徑計算其扭轉且應力。
（4—17）
式中: --傳動花鍵軸的扭轉切應力；
--傳動軸傳遞載荷；
--花鍵軸的花鍵內徑；
軸的許用扭轉切應力為，可初取花鍵軸直徑計算，然后進行強度校核。取，則：
安全系數(shù)為 ，。即滿足要求。
傳動軸滑動花鍵采用矩形花鍵，齒側擠壓應力為：
（4—18）
式中：--花鍵處轉矩分布不均勻系數(shù)。=1.3-1.4 ；
--花鍵外徑，取 ；
--花鍵內徑，取 ；
--花鍵的有效工作長度， ；
--花鍵齒數(shù)，14 ； 則：
對于齒面硬度大于35HRC的滑動花鍵，齒側許用擠壓應力為 。故安全系數(shù) ，滿足要求強度。
根據(jù)以前計算傳動軸管強度，可取滑動叉軸直徑為56mm 。
52
第五章 結 論
在本次設計的整個過程中，首先要做的是對所設計整車有一個全面的、系統(tǒng)的、整體的認識，明確各自的任務以及與整車設計過程中的聯(lián)系。在這次設計中，我個人承擔了離合器及傳動軸連部分的設計任務。
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。在本次設計中，首先對離合器的類型和各自的特點進行分析，然后結合所設計整車的性能要求確定離合器的結構型式。接下來根據(jù)所確定離合器的形式，按照離合器設計要求，對每個零件進行設計計算。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系。本次設計的膜片彈簧離合器經計算校核能夠滿足所需設計要求。
傳動軸同離合器一樣，在汽車傳動系中起著重要的作用。傳動軸設計過程中最重要的就是傳動軸的動平衡以及臨界轉速的校核。此次設計的中型載貨汽車，根據(jù)其使用要求和使用條件，同時參考同類車型的設計特點。在設計中采用十字軸式萬向節(jié)。通過一系列參數(shù)的計算和校核，十字軸式萬向節(jié)能夠滿足設計的要求。傳動軸連接花鍵的設計也是設計過程中重要的一環(huán)?；ㄦI齒強度和有效接合長度直接決定傳動軸是否能夠有效地傳遞轉矩。因此在設計中對傳動花鍵進行設計計算之后，要進行必要的校核，以確定其能滿足設計需要。
此次設計，是對以前所學知識的一次全面回顧和掌握的過程，同時也是對運用所學知識解決實際問題的一次鍛煉。在設計過程中，是我認識到了自己知識的缺乏，使我明白了在以后工作過程中不斷學習的重要性。由于自身知識和能力的限制，此次設計難免存在不足之處。例如，某些計算部分不夠完整，計算數(shù)據(jù)不夠合理，整體設計不夠合理等。特別是傳動軸部分的設計，由于整體布置和其它傳動部分設計不夠緊湊，造成傳動軸部分空間長度過短，使傳動軸實際長度較短，給生產和加工造成困難。這些都有待日后進一步的學習提高。
參考文獻
[1] 余志生，趙六奇，夏群生.汽車理論（第三版）.北京：機械工業(yè)出版社，2000
[2] 劉茂光.汽車輪胎手冊.北京：人民交通出版社，1987
[3] 諸文農.底盤設計（上冊）北京：機械工業(yè)出版社，1981
[4] 徐灝,邱可謙,蔡春源.機械設計手冊（第四卷）.北京：機械工業(yè)出版社，1991
[5] 陳家瑞.汽車構造（第三版）.北京：人民交通出版社，2000
[6] 王望予,林逸,張建文.汽車設計（第三版）.北京：機械工業(yè)出版社，2000
[7] 夏俊博.歐陽勝.張連友.國家微型汽車車型及配件目錄.北京：中國物資出版社，1989
[8] 劉小年.機械制圖（第二版）.北京：機械工業(yè)出版社，1999
[9] 劉惟信.機械最優(yōu)化設計（第二版）.北京：清華大學出版社，1994
[10] 劉惟信.機械可靠性設計.北京：清華大學出版社，1996
[11] 閻蔭棠.幾何量精度設計與檢測.北京：機械工業(yè)出版社，1995
[12] 吳宗澤.機械設計使用手冊.北京：化學工業(yè)出版社，1998
[13] 徐
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