畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-中型載貨汽車離合器及傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)（全套圖紙）.pdf

1 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(chǔ)上不斷改進(jìn)和提高,以適應(yīng) 新的使用條件。從國(guó)外的發(fā)展動(dòng)向來看,汽車的性能在向高速發(fā)展,發(fā)動(dòng)機(jī)的 功率和轉(zhuǎn)速不斷提高,載重汽車趨于大型化,國(guó)內(nèi)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(jiǎn) 化操作已成為離合器目前發(fā)展的趨勢(shì)。 全套圖紙加 153893706 離合器的結(jié)構(gòu)形式雖然可以各不相同,但在使用中對(duì)它們的基本要求卻 是一致的。對(duì)汽車離合器的基本要求有以下幾點(diǎn): 能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的 最大扭矩; 接合時(shí)要平順、柔和,使汽車起步時(shí)沒有抖動(dòng)和沖擊; 分離時(shí) 要迅速?gòu)氐? 離合器從動(dòng)部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小,以減輕汽車起步和換檔時(shí) 變速器齒輪輪齒間的沖擊,方便換檔; 離合器的通風(fēng)散熱應(yīng)良好; 高速回 轉(zhuǎn)時(shí)要具有可靠的強(qiáng)度,應(yīng)注意平衡問題和離心力的影響; 應(yīng)使汽車傳動(dòng) 系避免共振,并具有吸收振動(dòng),緩和沖擊和減少噪音的能力; 操縱輕便; 離合器的工作性能應(yīng)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; 要求使用壽命長(zhǎng)。 此外,離合器也要盡 量做到結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(jié)構(gòu)大為簡(jiǎn)化,并顯著地縮短了離合器的軸向尺 2 寸。其次,由于膜片彈簧與壓盤以整個(gè)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(shè)計(jì)成當(dāng)摩 擦片磨損后,彈簧壓力幾乎可以保護(hù)不變,且可減輕分離離合器時(shí)的踏板力,使 操縱輕便。另外,膜片彈簧的安裝集團(tuán)對(duì)離合器軸的中心線來說是對(duì)稱的,因 此它的壓緊力實(shí)際上不受離心力的影響。 膜片彈簧與螺旋彈簧的對(duì)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(gè) 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(gè)離 合器要用若干個(gè)螺旋彈簧作為壓緊彈簧。 相比之下前者零件數(shù)量少,結(jié)構(gòu)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(shí);零件數(shù)量多則費(fèi)時(shí)。 3、其他方面 (1) 螺旋彈簧其彈性特性為線性的,因此離合的調(diào)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(diào)整較困難。不過,適當(dāng)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(diào)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(zhǎng)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(zhuǎn)時(shí),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(zhuǎn)速下工作,膜 片彈簧的優(yōu)越性會(huì)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(shì)所必然。 3 第二章 離合器概述 2.1 離合器的主要結(jié)構(gòu) 一、 主動(dòng)部分 主動(dòng)部分包括飛輪、離合器蓋、壓盤等機(jī)件組成。這部分與發(fā)動(dòng)機(jī)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(tái)和離合器蓋上的窗口傳遞轉(zhuǎn)矩的。 二、 從動(dòng)部分 從動(dòng)部分是由單片、雙片或多片從動(dòng)盤所組成，它將主動(dòng)部分通過摩擦 傳來的動(dòng)力傳給變速器的輸入軸。從動(dòng)盤由從動(dòng)盤本體，摩擦片和從動(dòng) 盤轂三個(gè)基本部分組成。為了避免轉(zhuǎn)動(dòng)方向的共振，緩和傳動(dòng)系受到的 沖擊載荷，大多數(shù)汽車都在離合器的從動(dòng)盤上附裝有扭轉(zhuǎn)減震器。 三、 扭轉(zhuǎn)減振器 離合器接合時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)飛輪和壓盤傳給了從動(dòng)盤兩側(cè)的摩 擦片，帶動(dòng)從動(dòng)盤本體和與從動(dòng)盤本體鉚接在一起的減振器盤轉(zhuǎn)動(dòng)。從動(dòng)盤 本體和減振器盤又通過四個(gè)減振器彈簧把轉(zhuǎn)矩傳給了從動(dòng)盤轂。因?yàn)橛袕椥?環(huán)節(jié)的作用，所以傳動(dòng)系受的轉(zhuǎn)動(dòng)沖擊可以在此得到緩和。傳動(dòng)系中的扭轉(zhuǎn) 振動(dòng)會(huì)使從動(dòng)盤轂相對(duì)于從動(dòng)盤本體和減振器盤來回轉(zhuǎn)動(dòng)，夾在它們之間的 減震阻尼片靠摩擦消耗扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的能量，將扭轉(zhuǎn)振動(dòng)衰減下來。 為了使汽車能平穩(wěn)起步，離合器應(yīng)能柔和接合，這就需要從動(dòng)盤在軸向 具有一定彈性。為此，往往在動(dòng)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(cè)的兩片摩擦片分別與其對(duì)應(yīng) 的凸起部分相鉚接，這樣從動(dòng)盤被壓縮時(shí)，壓緊力沿翹曲的扇形部分被壓平 而逐漸增大，從而達(dá)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(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 4 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，故不需專門的分離杠桿，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(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。 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，在壓盤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(duì)要長(zhǎng)。所以在本設(shè)計(jì)中選擇拉式離合器。 五、 操縱機(jī)構(gòu) 5 操縱機(jī)構(gòu)是為駕駛員控制離合器分離與接合程度的一套專設(shè)機(jī)構(gòu)，它是 由位于離合器殼內(nèi)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(jī)件組成的分離機(jī)構(gòu) 和位于離合器殼外的離合器踏板及傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、助力機(jī)構(gòu)等組成。 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)盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動(dòng)盤上， 再由此經(jīng)過從動(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。 由于汽車在行駛過程中，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)，汽車速度方能與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速成正比。 6 第三章 離合器設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 離合器設(shè)計(jì)要求 一、 能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩； 二、 接合過程要平順柔和，使汽車起步時(shí)沒有抖動(dòng)和沖擊； 三、 分離時(shí)要迅速?gòu)氐祝?四、 離合器從動(dòng)部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小，以減輕換檔時(shí)變速器輪齒 間的沖擊力并方便換檔； 五、 高速旋轉(zhuǎn)時(shí)具有可靠的強(qiáng)度，應(yīng)注意平衡并免受離心力的影 響； 六、 應(yīng)使汽車傳動(dòng)系避免共振，具有吸收振動(dòng)，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(zhǎng)。 以上這些要求中最重要的是使用可靠，壽命長(zhǎng)以及生產(chǎn)和使用中的良好 技術(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)和環(huán)保指標(biāo)。 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(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)和使用壽命， 她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)( max mNTe來選定 D 時(shí)，有下列公式可得： A Te D max 100= （31） 根據(jù)所設(shè)計(jì)的車型和采用單片摩擦片，則 A=36。由（21）得： mmD307 36 340 100= 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 7 d=190mm,厚度 h=3.5mm,內(nèi)外徑之比585. 0=c，單位面積 2 546mmA =.驗(yàn)算摩 擦片最大圓周速度 100060 = Dn V （32） 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; smsm Dn V/65/ 4 . 54 100060 320032514 . 3 100060 = = = 即滿足設(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大； 要能防止傳動(dòng)系過載。 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。 考慮以上影響因素和所設(shè)計(jì)車型為農(nóng)用運(yùn)輸車， 采用單缸柴油機(jī)， 根據(jù) 的取值范圍=1.72.25，同時(shí)參考其它同類車型選取95 . 1 =。 三、單位壓力 0 P ： 單位壓力 0 P 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)， 0 P 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， 0 P 應(yīng)取小些； 后備系數(shù)較大時(shí)，可適當(dāng)增大 0 P 。 采用石棉基材料時(shí)，MPaP35 . 0 10 . 0 0 =。 四、離合器壓盤力的計(jì)算： 摩擦離合器是靠摩擦表面的摩擦力矩來傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩的。離合器的靜 8 摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為： cc fFZRT = (33) 式中： c T 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)，為從動(dòng)盤數(shù)兩倍。Z=2; c R 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： 4 )( 22 00 dD PAPF = （34） 式中： 0 P - - 摩擦面單位壓力，單位： a MP ； 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 22 33 dD dD Rc = （35） 將式（34）與（35）代入（33）得： )1 ( 12 33 0 cDfZPTc= （36） 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) c T 應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，即 maxec TT= （37） 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（37）得：mNTT ec .66334095 . 1 max = 由（36）驗(yàn)算單位壓力 0 P ，則： )585 . 0 1 (324 . 0 23 . 0 12 14 . 3 663 33 0 =P 9 a MPP153 . 0 0 = 在所要求范圍內(nèi)。 由式（35） ： mRc1314 . 0 )19 . 0 325 . 0 (3 19 . 0 325 . 0 22 33 = = 由公式（23） ： NF 9 . 16818 1314 . 0 3 . 0 663 = = 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(jì)劃磨功應(yīng)小于其需用值，即： )( 4 22 w dDZ W w = （38） 式中: w單位摩擦面積滑磨功（)/ 2 mmJ w許用單位摩擦面積劃磨功)/( 2 mmJ，中型貨車： w=0.33 2 /mmJ; 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(shí)離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功（J） 汽車起步時(shí)離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功（J）為： 22 0 22 2 1800 g rae ii rmn W = （39） 式中： a m - - 汽車總質(zhì)量，單位：.Kgma5300=； r r -輪胎滾動(dòng)半徑，單位（m）mrr382 . 0 =； g i -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 4.44 g i =； 0 i -主減速器傳動(dòng)比。76 . 5 0 =i； e n -發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。min/1500rne=。 由公式（29）可得： 222 22 3.1415005300 0.382 3272.26( ) 1800 5.764.44 WJ = 10 由公式（28）可得： )/(298 . 0 )190325(214 . 3 26.32724 2 22 mmJw= = 即 2 /33 . 0 mmJww=滿足要求。 六、單位面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 0c T ： 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 )( 4 0 22 0c c c T dDZ T T = （310） 式中各參數(shù)以及數(shù)值與前計(jì)算相同，則： 22 22 0 /.10342 . 0 )190325(214 . 3 6634 mmmNTc = = 即 22 00 /.1040 . 0 mmmNTT cc =。滿足要求。 3.3 從動(dòng)盤總成 從動(dòng)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(jì)從動(dòng)盤為帶扭轉(zhuǎn)減震器的型式。 從動(dòng)盤總成設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)滿足以下幾個(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)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)盡可能小； 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(dòng)盤應(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)的農(nóng)用運(yùn)輸行使速度較低，最高車 速不超過 50Km/h.柴油發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速min/2000rne=。故取從動(dòng)片厚度為 11 1.6mm. 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(dòng)片一般 都做成具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)。這樣，在離合器的接合過程中，助動(dòng)盤和從動(dòng) 盤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、變速器第一軸軸徑的計(jì)算： 軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為： T T T W T = （311） 式中： T - - 軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力， a MP ； T軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩，N.mm; T W -軸的抗扭截面系數(shù)， 3 mm ； 對(duì)于實(shí)心軸，將16/ 3 dWT=代入（211）可得： 3 3 3 109550( 5 n P c n P d T = （312） 由 n P T 3 109550=可得： 00696 . 0 109550 66460 3 = = n P mm n P cd 5 . 1800696 . 0 97 3 3 = 三、從動(dòng)盤轂： 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動(dòng)盤轂的花鍵空輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔 內(nèi)。從動(dòng)盤轂和變速器輸入州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)盤轂的軸向長(zhǎng)度不宜過小，一般取其尺寸與花鍵外徑大小相 12 同，對(duì)在復(fù)雜情況下工作的離合器，其盤轂長(zhǎng)度更大?？紤]所設(shè)計(jì)中型載貨 汽車，工作條件較復(fù)雜，所以取從動(dòng)盤轂長(zhǎng)為 L=1.2540=50mm。 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(jì)算。由公式： nhl P = （313） 式中:P花鍵的齒側(cè)面壓力，由下式確定： ZdD T P e )( 4 max + = （314） 式中：d,D花鍵的內(nèi)外徑，mm; Z-從動(dòng)盤轂的數(shù)目； maxe T-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： NP17.5656 1)021 . 0 026 . 0 ( 3404 = + = a MP 3 . 11 020 . 0 25.00 . 0 10 17.5656 = = 從動(dòng)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 20 a MP 。故所選花鍵尺寸滿足要求。 3.4 壓盤和離合器蓋計(jì)算 一、壓盤傳力方式的選擇： 壓盤時(shí)離合器的主動(dòng)部分，在傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩時(shí)，它和飛輪以期帶 動(dòng)從動(dòng)盤轉(zhuǎn)動(dòng)，所以它和飛輪有一定的聯(lián)系，但這種聯(lián)系又允許壓盤在 離合器分離過程中能自由做軸向移動(dòng)，使壓盤和從動(dòng)盤脫離接觸。壓盤 和飛輪間常用的連接方式有凸臺(tái)式連接、鍵式連接和銷式連接。本次設(shè) 13 計(jì)采用凸臺(tái)式連接方式。 離合器蓋用螺栓固定在摩擦飛輪上，在蓋上開有長(zhǎng)方形的窗口，崖畔上 則鑄有相應(yīng)的凸臺(tái)，凸臺(tái)伸進(jìn)蓋上的窗口，由離合器蓋帶動(dòng)壓盤?？紤]到摩 擦片磨損后壓盤向前移，硬是壓盤凸臺(tái)適當(dāng)高處蓋上窗口以外，以保證摩擦 片磨損后至極限時(shí)仍能可靠傳動(dòng)。 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(diǎn)：1）壓盤應(yīng)具有足夠的質(zhì)量，使每次 接合時(shí)的溫聲不致過高：2)壓盤營(yíng)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)壓盤厚度取 25mm。在初步確定壓盤厚 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c 00 108 。 校核計(jì)算公式： cm L = （315） 式中： - - 溫升， C 0 ； 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 50 . 0 =； c壓盤的熱容量，對(duì)鑄鐵壓盤：)./( 4 . 481KKgJc =； m壓盤質(zhì)量，Kg Kgvm321 . 2 015 . 0 10221100 . 7 43 = K66 . 0 321 . 2 4 . 481 78.14815 . 0 = = 壓盤由鑄鐵鑄成)200(HT 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、凸臺(tái)強(qiáng)度校核： 當(dāng)采用壓盤的凸臺(tái)傳力時(shí)，由于它與離合器蓋的接觸面積很小，所以必 須進(jìn)行擠壓應(yīng)力校核計(jì)算，至于凸臺(tái)的彎曲應(yīng)力校核比較起來就顯得不那麼 重要。這是因?yàn)橥古_(tái)彎曲時(shí)，力的作用臂很小，再加上凸臺(tái)根部抗彎斷面系 14 數(shù)有比較大，所以彎曲應(yīng)力一般不會(huì)很大。 擠壓應(yīng)力的計(jì)算公式如下： A F j = （316） 式中：F作用在每一個(gè)凸臺(tái)上的力，； A離合器蓋與凸臺(tái)的接觸面積， 2 mm 。 計(jì)算面積 A 時(shí)，應(yīng)考慮到由于摩擦片的磨損，壓盤前移而使接觸面積減 少的情況。 計(jì)算 F 時(shí)，分配給該壓盤上的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩按該壓盤摩擦面的數(shù)目和離 合器的全部摩擦面的數(shù)目 c Z 之比來確定。單片離合器的壓盤2, 1= c ZZ。則 由公式： tc e ZRZ Z TF 3 max 1 = （317） 式中： maxe T發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，mN.； c ZZ分配到該壓盤上的轉(zhuǎn)矩占發(fā)動(dòng)機(jī)總轉(zhuǎn)矩的百分比； 3 R 凸臺(tái)分布的平均半徑， mm； t Z 凸臺(tái)數(shù)目。 由式（216）和（217）可得： A T ZR ZZ e t c j max 3 = 凸臺(tái)擠壓需用應(yīng)力為 a MP1510。 四、離合器蓋設(shè)計(jì)： 離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動(dòng)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(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越為mm53的碳鋼板沖壓而成。 15 3.5 膜片彈簧的設(shè)計(jì)與計(jì)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 1.62.2，板厚 h 為 24，所以 參數(shù)選為： h=2.0 故 H=（1.52.0） ，h=34，取為 3.75。 H/h=1.208。 2、 比值 R/r 及 R，r 的選擇： 因?yàn)槟Σ疗钠骄霃剑?C R 325 190 128.75 44 Dd+ = 拉式膜片彈簧的 r 值取 C R ，故取 130r = 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(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 1.51.35。所以： R=162.5 R/r=1.25 3、a 的選擇 a 值一般在 00 9 15 范圍內(nèi) arctan10.17 () HH a RrRr = 故符合要求。 4、 n 的選擇 n 取為 18。 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì) 一、約束條件 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 1 3402 Br FFN= 16 為了保證各工作點(diǎn)有較合適的工作位置，應(yīng)正確選擇 1B 相對(duì)與 1H 的位 置，一般： 1 1 0.81.0 B H = 11 111 2.8 162.5 130 ()()0.998 3.75160 111 BB H Rr HRr = 故符合要求。 為了摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩，并考慮到摩擦因數(shù)的 下降，應(yīng)使： 11AB FF 因 1A F =4126 1B F =3589 42163589 故符合要求。 為了滿足離合器使用性能的要求應(yīng)使： 1.62.2 H h 9 00 15 () H a Rr 因 H h =1.739 0 10 故符合要求。 彈簧各部分有關(guān)尺寸應(yīng)符合一定的范圍內(nèi)，即： 1.201.35 R r 0 3.55.0 R r 162.5 1.25 130 R r = 0 162.5 4.69 28.8 R r = 故符合要求。 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，應(yīng)使： 1 () 42 DdD r + 因 1 128.75132162.5r= 故符合要求。 7. 根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求,應(yīng)使 17 1 1 0 17 06 04 f RR rr rr 而5 . 2160 5 . 162 1 = RR，2132134 1 = rr， 12728 0 = rrf 12.57，026 ，014。 故符合要求。 8.磨片彈簧的分離指起分離杠桿作用,因此其杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選 取,即： 0 . 97 . 45 . 3 7 . 4 132160 28160 r r 0 . 9 r r 5 . 3 11 1 11 1 = = R R R R f f 故符合要求。 3.6 扭轉(zhuǎn)減震器計(jì)算扭轉(zhuǎn)減震器計(jì)算 一、極限轉(zhuǎn)矩 j T ：極限轉(zhuǎn)矩為減震器在消除限位銷與從動(dòng)盤轂缺口間的 間隙時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩 。 max 1.51.5 340510. je TTN m= 二、減震彈簧的位置半徑 0 R ： 0 510 0.64225 2 Rmm= 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 P ：當(dāng)限位銷與從動(dòng)盤轂之間的間隙被消除，減震 彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá)最大值 j T 時(shí)，減震彈簧受到的壓力 P 為： 0 550/0.05110784.3 j PTRN = 單個(gè)減震彈簧壓力： 410784.3/61797.38PPN = 18 3.7 離合器操縱系統(tǒng)設(shè)計(jì) 一、踏板位置: 離合器踏板位置以人體左右對(duì)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(diǎn)所劃過的距離。 踏板最大行程應(yīng)小于 175mm 。 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。一般來說，對(duì)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(dòng)： 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。 3.8 離合器試驗(yàn) 在離合器開發(fā)過程中，要確保產(chǎn)品質(zhì)量，僅靠理論分析和經(jīng)驗(yàn)的指導(dǎo)是 不夠的，最終還要進(jìn)行試驗(yàn)。故離合器產(chǎn)品的試驗(yàn)室開發(fā)過程中不可缺少的 重要環(huán)節(jié)。 試驗(yàn)是評(píng)價(jià)離合器整個(gè)系統(tǒng) 、 分系統(tǒng)或其中任何一種零件好壞的重要方 法和最終手段。只有通過試驗(yàn)才能最終確認(rèn)產(chǎn)品的設(shè)計(jì)或選用是否恰當(dāng)、合 理 。 離合器試驗(yàn)分室內(nèi)試驗(yàn) 、零部件試驗(yàn)、 操縱系統(tǒng)試驗(yàn)及離合器在車上 的試驗(yàn) 。通過離合器試驗(yàn)來最終確定其性能 零部件質(zhì)量以及檢測(cè)離合器師 傅還存在哪些性能問題，以便對(duì)所設(shè)計(jì)產(chǎn)品進(jìn)行修改和優(yōu)化設(shè)計(jì)。 3.9 國(guó)外離合器發(fā)展 國(guó)外離合器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，是以干式單片摩擦離合器為主，默片彈簧式離 19 合器在轎車，輕 中型載貨汽車和重型卡車上也日益廣泛使用。從動(dòng)盤都裝有 扭轉(zhuǎn)減震器，以提高減震能力降低振動(dòng)噪聲。 國(guó)外汽車發(fā)動(dòng)機(jī)在降低油耗的同時(shí)，增加輸出功率和提高發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速， 并對(duì)汽車的平順性能提出了更高的要求， 這要求離合器具有足夠的轉(zhuǎn)矩容量， 保證高速時(shí)安全可靠，接合平順，具有結(jié)構(gòu)緊湊和操縱輕便等性能，現(xiàn)已廣 泛使用拉式離合器以及自動(dòng)操縱離合器，雙質(zhì)量飛輪也日益推廣。 一、壓盤及離合器蓋總成 由于國(guó)外汽車發(fā)動(dòng)機(jī)向大功率 高轉(zhuǎn)速 低油耗方向發(fā)展，國(guó)外離合器生 產(chǎn)企業(yè)除規(guī)定離合器具有足夠大的轉(zhuǎn)矩容量外， 還提高了離合器的安全轉(zhuǎn)速， 轉(zhuǎn)速的高低取決于汽車廠家。隨著發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率的不斷增加，離合器轉(zhuǎn)矩 容量在逐漸提高，為了增加離合器的轉(zhuǎn)矩容量，又不致使得尺寸過大和壓緊 負(fù)荷過高，在載荷汽車中采用兩種方案，一個(gè)采用雙片離合器，另外采用拉 式離合器。 為了適應(yīng)汽車技術(shù)不斷發(fā)展的要求，國(guó)外汽車離合器及離合器的基本結(jié) 構(gòu)保持了傳統(tǒng)的形式，壓緊原件為膜片彈簧，為單片干式摩擦離合器，在一 些細(xì)節(jié)上做了改進(jìn)。如采用 CP、 DST 等結(jié)構(gòu)，使得離合器的軸向尺寸，重 量減輕，并通過離合器蓋的翻鉚接，取代支承鉚釘，另外再蓋上沖制支承環(huán)， 替代焊接式支承環(huán)，使得零件數(shù)量大為減少，而且是離合器的軸向尺寸減少。 目前主要用于轎車及輕型、中型貨車上。 離合器中，通過將膜片彈簧的支撐點(diǎn)和作用點(diǎn)位置改變，使其與傳統(tǒng)的 膜片式離合器相反，將傳統(tǒng)的壓式操縱改為拉式操縱。由于支點(diǎn)變更，使得 分離杠桿比有所擴(kuò)大，提高了分離效率，降低了分離載荷，所得離合器操縱 更為輕便。另外拉式離合器由于最大程度利用壓盤該內(nèi)部的空間，使得同樣 尺寸的離合器能具有更大的載荷，提高了傳扭能力，另外由于支撐點(diǎn)的改變， 使得分離杠桿比提高，減低了分離負(fù)荷。由于分離的受力方向改變，使得拉 式離合器膜片彈簧始終緊貼著壓盤蓋，有利于解決離合器摩擦后的噪聲。 近年來國(guó)外在壓盤及蓋總成又有了新的結(jié)構(gòu)，再蓋總成中采用一些自動(dòng) 調(diào)整裝置，使得蓋總成中壓盤的摩擦量得以自動(dòng)補(bǔ)償，使得膜片彈簧的工作 壓力保證一致。 二、從動(dòng)盤總成 國(guó)外汽車離合器從動(dòng)盤總成，基本上保持了傳統(tǒng)的典型結(jié)構(gòu)，在提高減 20 振性能和降低噪聲方面是了更多工作。 汽車傳動(dòng)系近似于多自由度的彈性體， 工作時(shí)出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)共振，將引起連續(xù)的沖擊并產(chǎn)生噪聲，另外由于傳動(dòng)系中齒 輪及花鍵聯(lián)接，避免不了有一定的間隙存在，隨著汽車的摩擦也會(huì)產(chǎn)生一定 的間隙，各種振動(dòng)和噪聲可以發(fā)生在汽車的不同工況：怠速、 等速行駛及加 速減矩過程，為了很好的解決這個(gè)問題，在從動(dòng)盤中引入了扭轉(zhuǎn)減振系統(tǒng)， 扭轉(zhuǎn)減振系統(tǒng)地發(fā)展衍變，隨著汽車對(duì)振動(dòng)和噪聲要求的提高一起提高，線 性扭轉(zhuǎn)減振系統(tǒng)從單極向多級(jí)發(fā)展，阻尼裝置也從單級(jí)向多極發(fā)展。由于汽 車的傳動(dòng)系共振一般發(fā)生在兩個(gè)區(qū)域，一個(gè)是低速區(qū)，也就是怠速附近，通 過引進(jìn)地剛度減震系統(tǒng)，使得共振區(qū)域前移，另一個(gè)在高速附近，通過減震 系統(tǒng)使得頻率改變，讓共振發(fā)生在很少工作的區(qū)域，以降低振動(dòng)的噪聲。而 振動(dòng)最后要通過阻尼系統(tǒng)來吸收，這樣必須在地剛度減震系統(tǒng)中設(shè)置較小的 阻尼器與其匹配，在高剛度的減震系統(tǒng)中，設(shè)置較大的阻尼器，可很好的解 決振動(dòng)及噪聲問題。 三、摩擦襯片新材料 由于國(guó)外汽車向著大功率，高轉(zhuǎn)速方向發(fā)展，要求離合器具有高扭矩容 量和高安全轉(zhuǎn)速，這就對(duì)摩擦材料提出了更高的要求。石棉基的摩擦片雖然 具有熱穩(wěn)定性和耐磨性能好及價(jià)格低廉的優(yōu)勢(shì)，而高速旋轉(zhuǎn)強(qiáng)度低，對(duì)人體 危害都大，現(xiàn)已在歐美禁止使用。取而代之以玻璃纖維，鋼纖維等其它纖維 為增強(qiáng)纖維的摩擦材料，另外在部分車輛采用粉末冶金，而如今由于環(huán)保日 益受到重視，在摩擦襯片上已禁止使用重金屬。 四、國(guó)外最新應(yīng)用成果 由于汽車市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)較為激烈，這樣對(duì)汽車的舒適性要求較高，尤其振動(dòng) 及噪聲，而離合器在汽車中起的作用之一就是降低振動(dòng)和噪聲。因?yàn)槭艿讲?置空間的限制，減振阻尼系統(tǒng)不能很好起到作用，現(xiàn)在有一種雙質(zhì)量飛輪能 起到這個(gè)效果，就是把從動(dòng)盤的扭轉(zhuǎn)減振系統(tǒng)撞到飛輪之中。另外為了解決 發(fā)動(dòng)機(jī)軸向方面振動(dòng)，出現(xiàn)了柔性飛輪，也就是在飛輪中引入彈性系統(tǒng)，在 國(guó)外汽車中應(yīng)用最為廣泛的為自動(dòng)離合器，就是在離合器操縱系統(tǒng)中引入電 子裝置，通過變速器的操縱桿來操縱離合器，減去了離合器操縱踏板。 最近 20 年來，由于汽車工業(yè)的技術(shù)發(fā)展，汽車離合器向著高可靠性、長(zhǎng) 壽命、操縱輕便和無保養(yǎng)方向發(fā)展，重點(diǎn)課題是可靠性和減少傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振 動(dòng)的噪聲，另外離合器的摩擦襯片環(huán)境保護(hù)問題也日益得到重視。 21 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向節(jié)十字軸和滾針軸 承的壽命、萬向傳動(dòng)的效率和十字軸旋轉(zhuǎn)的不均勻性。 4.1 萬向傳動(dòng)的計(jì)算載荷 萬向節(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)比來確定；2）按驅(qū)動(dòng)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(jì)中采用根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動(dòng)比來計(jì)算。由公式： n ikiTK T fed se 1max = （41） 式中： se T 傳動(dòng)軸計(jì)算載荷，單位： mN. ； d K 猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，在此取 d K =2； maxe T 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; 1 i 變速器一擋傳動(dòng)比，i=4.44； 22 f i 分動(dòng)器傳動(dòng)比， 1= f i ； 發(fā)動(dòng)機(jī)到萬向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率， 98= ； n計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，為 1。 由公式（31） ： 2 340 1 4.44 1 0.98 3000. 1 se TN m = 對(duì)萬向傳動(dòng)軸進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷 s T 取 se T ，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 0.15mm 時(shí)，十字軸萬向節(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 車的十字軸總成初選其尺寸： 十字軸：H=90mm d=18mm h=16mm mmh20 1 = 設(shè)各滾針對(duì)十字軸軸頸作用力的合力為 F，則： cos2r T F s = （42） 式中： s T - - 萬向傳動(dòng)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，mNTs.55.1220=； r-合力 F 作用線到十字軸中心之間的距離，r=37mm； -萬向傳動(dòng)的最大夾角，取 042 9= 。 則由式（42）可得: NF11.16258 429cos037 . 0 2 55.1220 0 = = 十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力 w 應(yīng)滿足： )( 32 4 2 4 1 1 ww dd Fsd = （33） 23 式中： w -十字軸軸頸根部彎曲應(yīng)力，單位： a MP ； 1 d -十字軸軸頸直徑，mmd18 1 =； 2 d -十字軸油道孔直徑，mmd8 2 =； s-合力 F 作用線到軸頸根部的距離，s=8mm； w -彎曲許用值，為 a MP350250 。 由公式（43）可得： aw MP51.236 )818(14 . 3 811.162581832 44 = = 滿足強(qiáng)度要求。 十字軸軸頸的切應(yīng)力 應(yīng)滿足： )( 4 4 2 4 1 = dd F （34） 則由已知數(shù)據(jù)可得： a MP66.79 )818(14 . 3 11.162584 44 = = 滿足切應(yīng)力許用范圍 a MP)12080( 。 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 以內(nèi)。滾針 軸承徑向間隙過大時(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 0.2- 0.4mm 。 滾針軸承的接觸應(yīng)力為： b n j L F dd ) 11 (272 01 += （45） 式中： 0 d - - 滾針直徑，mmd3 0 =； 24 1 d -十字軸軸頸直徑，mmd18 1 =； b L -滾針工作長(zhǎng)度，mmLb14=。 其中， n F 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: iZ F Fn 6 . 4 = (46) 式中：i滾針列數(shù)，i=1； Z每列中滾針數(shù)，Z=22 。 則:NFn 4 . 3399 21 11.162586 . 4 = 由公式（45）可得: N j 13.2643 14 4 . 3399 ) 3 1 18 1 (272=+= 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 a MP ，即滿足接觸強(qiáng)度要求。 計(jì)算結(jié)果: 滾針直徑mmd3 0 =； 工作高度mmLb14=； 列數(shù) i=1； 單列滾針數(shù) Z=22 4.4 萬向節(jié)叉的設(shè)計(jì)計(jì)算 由于十字軸萬向節(jié)主、從動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)矩 1 T 、 2 T 的作用，在主、從動(dòng)萬向節(jié) 叉上產(chǎn)生相應(yīng)的切向力 1t F 、 2t F 和軸向力 1a F 、 2a F 。 25 圖 3-1 作用在萬向節(jié)叉及十字軸上的力 （a）初始位置 0 21 0=時(shí)； （b）主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)角 0 1 90=時(shí) 2 1 2 112 111 2 1 2 112 11 tansin1sincos)2( tansin)2( cos/ )coscos2)(sin2( 2 += = += = RTF RTF RTF RTF a a t t （47） 式中：R切向力作用線與萬向節(jié)叉軸之間的距離； 1 -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： 2 1 2 tansin1 2 += R Q （48） 圖（a）為主動(dòng)叉位于與初始位置的受力狀況，此時(shí) 0 21 0= ， 2a F 達(dá) 最大值： sin)2( 12 RTFa= （49） 圖（b）為主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)角 0 1 90=時(shí)的受力狀況，這時(shí)O 、 2t F 及 1a F 均達(dá) 最大值： tan)2/( )cos2( )cos2( 1max1 1max2 1max RTF RTF RTO a t = = = （410） 26 圖 4-2 萬向節(jié)叉危險(xiǎn)截面示意圖 萬向節(jié)叉在 max O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 w 和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 t 分別為： t t w W aO W eO max max = = （411） 式中:W 、 t W - - 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： 6/ 2 bhW = 2 khbWt= （412） 根據(jù)相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)可知： H=60mm b=18mm k=0.246 a=16mm e=45mm 則： 622 10 8 . 106/064 . 0 018 . 0