毕业设计（论文）-轻型载货汽车离合器及传动轴设计（全套图纸） 1.pdf

- 0 目录 前前 言言 2 第一章第一章 离合器的设计离合器的设计 . 3 1.1 绪论 . 3 1.2 离合器机构的选择 4 1.3 离合器主要参数的选择与计算 4 1.4 膜片弹簧的设计与计算 7 1.5 从动盘毂的设计 . 11 1.6 扭转减震器的设计 . 12 1.7 压盘尺寸设计和计算 . 15 第二章第二章 离合器操作机构的设计离合器操作机构的设计 19 2.1 离合器操纵机构的设计 . 19 第三章第三章 传动轴的设计传动轴的设计 22 3.1 传动轴的概述 . 22 3.2 传动轴的结构分析 . 24 3.3 万向传动轴的设计计算 . 24 结论结论 . 27 - 1 参考文献参考文献 . 28 致谢致谢 . 29 外文翻译外文翻译 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 - 2 前前 言言 改革开放以来，随着国家经济的迅猛发展，汽车工业也在慢慢崛起，汽车在 我们日常生活中占据了越来越重要的地位，车辆给人们出行带来了极大地方便， 因此汽车工业也被国家放在了极其重要的地位， 像吉利收购沃尔沃表明了我们国 内企业正在逐步强大， 因此能够选择车辆工程专业也是我认为一个非常正确的选 择，而汽车设计室我们车辆工程专业学生毕业时的一个重要实践环节。 这次设计中，我们五名同学共同合作，共同设计一辆轻型载货汽车，我主要 负责其中的离合器和传动轴的设计。在本次设计中，我选用的是目前比较广泛应 用的液压操纵拉式膜片弹簧离合器。这种离合器有许多优点，如操纵省力，布置 方便，结构简单等。传动轴采用的是十字轴式万向节，其与万向节叉的连接采用 外挡圈式。 通过这次的设计，我们对大学四年所学的知识进行了一次全面的回顾与总 结，并且进一步加深与巩固，同时也掌握了一些运用专业知识方法，提高了理论 联系实际的能力，为今后工作和学习打下了良好的基础。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 - 3 第一章 离合器的设计 1.1 绪论 汽车离合器的设计是汽车传动系中于发动机联系的总成。离合器在汽车中的 作用是：切断和实现对传动系的动力传递，以保证： a.汽车在起步时将发动机与传动系平顺结合，使汽车平稳起步 b.在换挡时将发动机与传动系迅速彻底分离，减少变速器中齿轮之间的冲击，便 于换挡。 c.在工作中受到过大载荷时， 靠离合器打滑保护传动系， 防止零件因过载而损坏。 为保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器提出如下基本的要求： a.在任何行驶情况下能可靠的传递发动机最大的转矩， 而且传递扭矩的能力要有 适当储备； b.分离是要彻底； c.结合时要平顺，以保证汽车起步平稳，没有抖动和冲击； d 离合器的从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时齿轮之间的冲击和便于换挡； 此外，离合器应力求做到结构简单、紧凑、重量轻，制造工艺性好和维修方 便。 - 4 1.2 离合器机构的选择 在离合器设计时，主要是根据所要设计的汽车类型和使用要求制造要求以及 三化等条件，并参照同类车型设计来合理选择离合器的基本类型与结构。 1.2.1、从动盘的选择： 根据所要求的设计参数，我们选择单盘式离合器。 1.2.2、压紧弹簧的选择： 压紧弹簧的种类很多，此次设计选用膜片弹簧。 1.2.3、膜片弹簧离合器的分离操纵方式的选择： 膜片弹簧离合器又有拉式和推式之分，其中拉式和推式相比，有不少优点， 因此选择拉式。 1.2.4、从动盘的选择: 其主要部分由从动片、摩擦片、从动盘毂、扭转减震器和花键毂组成。离合 器的摩擦材料选择铁基粉末冶金。 1.3 离合器主要参数的选择与计算 1.3.1、离合器后备系数的确定 后备系数是离合器很重要的参数，它保证离合器能可靠传递发动机转矩的 同时，还有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。 在开始设计离合器时，一般是参照已有的经验和统计资料，并根据汽车的使 用条件、离合器结构型式的特点等，初步选定后备系数。汽车离合器的后备系数 推荐如下（供参考） ： 小轿车：1.21.3； 载货车：1.72.25； 带拖挂的重型车或牵引车：=2. 03.0。 本次设计中，根据所给参数，结合相同类型车型，我们选取1.8。 1.3.2、摩檫系数的确定 在离合器接合、分离过程中，它将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产 - 5 生大量的热，因此，要求摩擦面片应有较好的综合性能。 通过查表得:本次设计中， 摩擦片材料我们选择铁基粉末冶金材料， 在干式情 况下，摩擦系数为：0.30.4，许用压强：1.23.0，许用温度：680。 1.3.3、摩檫片外径 d 的确定 摩擦片外径是离合器的重要尺寸之一，初步确定 d 的方法有两种： 1）用公式反算参数 a，再通过 a 和离合器的实际结构空间尺寸确定 d。 2）按发动机的最大转矩 temax（nm）来初选 d，可参考下列公式： 385 max 100100331.66 36 te m dmm k = 根据下面离合器摩擦片尺寸系列和参数表，摩檫片的外径粗选为 325mm。 式中， 一般载货汽车 k36（单片）或 k=50（双片） ； 对摩擦片的厚度 h，我国已规定了 3 种规格：3.2 ，3.5 和 4 。 本次设计中，摩擦片厚度选择 4mm。 由上表得外径为 325mm， 内径选为 190mm， 内外径比为 0.585， 单面面积 54600 。 1.3.4、验算单位压力 对于采用有机材料作为基础的摩擦面片，下列一些数据可以作为参考： 对于小轿车，d230 时，p 约为 0. 25mpa；d230 时，p 可由下式选取： p=1.18/ d，mpa。 对于载货车， d=230 时， p 约为 0. 2mpa； d=380480 时， p 约为 0.14mpa。 对于城市公共汽车，一般单片离合器 p 约为 0.13mpa；大的双片离合器 p 约为 0.1mpa（考虑中间的散热困难） 。 由上表的摩檫片的选材和单位压力摩檫因素取 0.3f = ，选用铁基粉末冶金 材料，其单位压力 1.5 0 pmp a = 。 我选的是单片离合器。 离合器转矩容量的计算公式如下： 1、离合器转矩容量 te，根据对压盘压力分布的两种假设，有两种计算公式： - 6 （1） 假设压盘压力均匀分布 33 2 0 22 3 0 rri tez f rri = （11） () 0 2 rri tez f + = （12） （2） 假设压盘压力从 ri 到 r0 递减 式中：ri、r0-摩擦盘的内、外半径，m； f-作用在压盘上的正压力，n； -摩擦材料的摩擦系数； z-摩擦盘工作面数，单盘为 2，双盘为 4 2、离合器的转矩容量与发动机最大转矩的基本性能关系 为了保证离合器能可靠地传递发动机的转矩，将离合器转矩容量 te 和发动 机最大转矩 temax 写成如下关系式： tetemax 或写成temax zref （13） 式中：为离合器的后备系数， 1； re 为摩擦盘上摩擦力等效作用半径，不同的模型有不同的取值。 当引入单位压力 p(p=f/a)这一参数时，就可把面积因素引入。可把式改写成 temax =zrepa （14） 式中 a-摩擦片单面面积，。 验算单位压力： 假设压盘压力均匀分布 33 2 0 22 3 0 rri tez f rri = 代入： 0546. 03 . 02 ) 2 9 . 1 () 2 25. 3 (3 ) 2 9 . 1 () 2 25. 3 (2 3858 . 1 22 33 + =p p0.16mpa - 7 假设压盘压力从 ri 到 r0 递减 () 0 2 rri tez f + = 代入： 0546. 03 . 02 2 ) 2 9 . 1 2 25. 3 ( 3858 . 1 + =p p=0.164mpa 单位许用压力范围：1.23.0 范围内，所以参数合适。 1.4 膜片弹簧的设计与计算 1.4.1.膜片弹簧基本参数的选择 当选用的材料为弹簧钢 60si2mna 或 50crva 时，许用应力 可取为 1500 1700mpa。本次设计材料选 60si2mna。 膜片弹簧主要参数的选择： （1） 、h/h 和 h 的选择 膜片弹簧离合器多取 1.5h/h2,本次选取 h=3，h/h=1.8，所以 h=5.7mm。 （2） 、比值 r/r 和 r、r 的选择 根据结构的布置和压紧力的要求，汽车用膜片弹簧的设计中 r/r 一般在 1.201.3 之间，本次选取为 1.25。为使摩擦片上压力均匀分布，拉式膜片弹簧 的 r 值选取为大于或等于摩擦片的平均半径 c r ，此次设计中 1.25 r r = ， 摩檫片的平均半径 325 190 128.5 4 rmm c + = ， 由于我选的膜片弹簧为拉式弹簧r值应大于或等于 rc ， 150rmm= ， 120rmm= 。 （3）弹簧自由状态下圆锥底角的选用 mmh3= 8 . 1= h h mmh7 . 5= - 8 根据公式 () arctan h rr = 得： （15） () 5.7 arctanarctan11.3 150 120 h rr = 在 0 9 0 13 允许范围内，所以，符合要求。 （4）宽度 1 、 2 以及半径 e r 的选取： 18=n mm4 1 = mm12 2 = 由 2 )4 . 18 . 0( e rr 得： mmre116= （16） . （5）弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧的弹性特性曲线，如（图 1-1）所示。该曲线的拐点 h 对应着膜片 弹簧的压平位置，而且1h= (1m +1n)2。新离合器在接合状态时，膜片 弹簧工作点 b 一般取在凸点 m 和拐点 h 之间，且靠近或在 h 点处，一般1b =(0.81.0) 1h，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从 f1b 到 f1a 变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从 b 变到 c，为最大限度地减小踏板 力，c 点应尽量靠近 n 点。 图 1-1 膜片弹簧的弹性特性曲线 （5）支撑环作用半径: 支承环作用半径 1 r =160mm,与压盘接触半径 1 r =132mm。 （6）膜片弹簧的优化设计 膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数， 使其弹性特性满足离 合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效 果。 a、 目标函数 - 9 f(x)= 1 w 1 f (x)+ 2 w 2 f (x) （17） 式中， 1 w 和 2 w 分别为两个目标函数 1 f (x)和 2 f (x)的加权因子，视设计要求 选定。 b、 设计变量 图 1-2 子午断面绕中性点 假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点 o 转动，如图 1-2。 通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷 f1 集中在支承点处，加载点间的 相对轴向变形为l，如图，则有关系式 图 1-3 膜片弹簧在不同状态时的变形 a)自由状态 b)压紧状态 c）分离状态 （18） 从膜片弹簧载荷变形特性公式可以看出，应选取 h、h、r、r、r1、r1 这六个尺寸参数以及在接合工作点相应于弹簧工作压紧力 f1b 的大端变形 量1b 为优化设计变量，即 x = x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 t= h h r r r1 r1 1b t c、 约束条件 () () () () 2 11 1112 2 1111 11 ln/ 26 1 r rehrrrr ffhhh rrrr rr =+ - 10 1) 应保证所设计的弹簧工作压紧力 1b f 与要求压紧力 y f 相等，即 1b f = y f （19） 要求压紧力 y f c c t fzr n7276 134. 023 . 0 585 = 2) 为了保证各工作点 a、b、c 有较合适的位置(a 点在凸点 m 左边，b 点在 拐点 h 附近，c 点在凹点 n 附近，如图 1-3 所示)，应正确选择1b相对于拐点 1h的位置，一般1b1h=0.81.0，则有 1 11 1.0 b rr hrr = 符合要求。 3) 保证摩擦片磨损后仍能可靠地传递转矩，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力 4) f1a应大于或等于新摩擦片时的压紧力 f1b，即 f1af1b （110） 51805434 11 = ba ff 符合要求。 4) 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 hh 应在一定范围内，即： 1.6hh2.2 符合要求。 5) 弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即 1.20rr1.35 （111） r/r=150/120=1.25 符合要求。 d、强度校核 分析表明，b 点的应力最高，通常只计算 b 点应力来校核碟簧的强度。 1. 膜片弹簧工作位置 b 点的最大压应力 tb 为： tb = + pp rb rb r e 2 )( 21 ( 2 )2 （112） 2 rr rb = cos （113） )(2rb p += （114） - 11 式中 b 是膜片弹簧圆心点到子午断面上的中性点的距离（mm） p 是 tb 达到极大值是的转角（） 其它参数已知。 把已知数据代入（113）和（114） ，得 p =9.97 然后把所有有关的数据代入（112）式中，得 tb =906mpa 2. 膜片弹簧工作位置 b 点还受弯曲应力 rb ，其值为 rb = 2 2 )(6 r p nb frr （115） 式中 r b 是分离指根部宽度；其它参数已知。 代入已知参数，得 rb =2503mpa 3. 根据最大切应力理论,一般不大于 15001700mpa。工作位置 b 点的当量 应力为： mpa rbtbbj 以上计算表明，所设计的膜片弹簧符合强度要求。 1.5 从动盘毂的设计 1.5.1、动盘总成 从动盘有两种结构型式：不带扭转减振器的和带扭转减振器的。 根据上述分析，结合所设计离合器的使用情况，确定从动盘总成的结构。 1.5.2、从动盘总成设计 下面分别叙述从动盘钢片、从动盘毂和摩擦片等零件的结构选型和设计： （1）从动盘钢片 从动盘钢片应达到以下几个方面的要求： 1、尽量小的转动惯量 2、具有轴向弹性结构 （2）从动盘毂 - 12 由表查得从动盘的外径d mm =325mm，发动机转矩 te nm =385mm。 所以我选用花键齿10n =，花键的外径 40dmm=，花键内径 32dmm=， 齿厚5b =，有效齿长45lmm=，挤压应力11.6mp mpa a =。 挤压应力的计算公式如下： nhl p = 挤压 （116） 式中，p花键的齿侧面压力， n。它由下式确定： zdd t p e )( 2 max + = （117） d，d分别为花键的内外直径，m； z从动盘毂的数目； temax发动机最大转炬，nm； n花键齿数； h花键齿工作高度，m；h=（ d- d）/2； l 花键有效长度，m。 从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过 20mpa。 () () 2 max2 1.8 385 9625 0.0400.0322 te p ddz = + + 9625 5.3 10 0.004 0.045 p ma nhl = 挤压 所以符合条件。 1.6 扭转减震器的设计 1.6.1、扭转减振器的设计 一单级线形减震器设计参数 1 极限转矩tj 极限转矩是减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的 - 13 最大转矩，一般： ()1.5 2.0(1.5 2.0) 385577.5 770 max ttnm je = 本次设计取： j t =600nm 2 扭转角刚度k 为避免引起共振，要合理选择减振起的扭转角刚度k使共振现象不发生在 发动机工作范围内。设计时可以按经验来选： 13ktj 13 6007800=nm 3 阻尼摩檫转矩t 为了在发动机工作范围内有效减振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼 摩擦转矩t： ()0.06 0.17 max tte =0.12 maxe t46.2nm 4 预紧转矩tn 减振弹簧在安装时需要一定的预紧。经研究，一般tn按如下的公式选用： mn 2 . 463852.10t17 . 0 5.00t emaxn =）（ 5 减振弹簧的位置半径 0 r 0 r 的尺寸尽可能的大，一般取： .5mm66 2 190 7 . 02d/5.70.60r0=）（ 所以 mm66r0= , 6 减振弹簧的个数z j 摩擦片外径与减振弹簧的个数关系如下表： 摩擦片外径 d/mm 225250 250325 325350 350 z j 46 68 810 10 - 14 查表得 6z j = 7 减振弹簧的总压力f .5n9022 665.00 600 r t f 0 j = 1.6.2 减振弹簧总压力计算 参考机械设计手册 ，选择弹簧材料为 65mn 合金钢。 1单个减振弹簧的工作负荷 p： .7n1503 6 .59022 z f p j = 2减振弹簧尺寸 （1）弹簧中径 dc： 本次设计取 25mm。 （2）弹簧钢丝直径 d： = c pd8 d （118） 式中： 取 500600 通常 d 取 34mm。本次设计取 d 为 4mm。 （3）减振弹簧刚度 k: .3n/mm191 10661000 5000 zr1000 k k 62 j 2 0 = = （4）减振弹簧有效圈数 i： （5） 17 . 2 3 . 191025 . 0 8 005. 083000 8 3 4 3 4 = = kd gd i c （5）减振弹簧总圈数 n： ni（1.52） 本次设计 n 取 4 圈。 （6）减振弹簧最小高度 lmin: mmdndnl221 . 1)( min =+= - 15 （7）减振弹簧总变形量l： lpk6.6 （8）减振弹簧自由高度 l0： mmlll 6 . 28 min0 =+= （9）减振弹簧预变形量l： l 0 n j t kz r 0.61 （10）减振弹簧安装工作高度 l： mmlll2861. 06 .28 / 0 = 1.7 压盘尺寸设计和计算 1.7.1、压盘和离合器盖 （1）压盘设计 压盘的设计主要包括几何尺寸的选择和传力方式的确定两个方面。本次设 计中，压盘材料选择 ht250，由于其外径略大于摩擦片外径的尺寸，内径略 小于摩擦片内径的尺寸，选择如下： 外径：d32522329mm； 内径：d19022186mm； 压盘厚度选择：一般载货汽车不小于 15mm；本次设计选取为 20mm。 （2）压盘几何尺寸的确定 前面已经分析了如何确定摩擦片的内、外径尺寸。当摩擦片的尺寸确定后， 与它配合工作的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最 后归结为如何确定它的厚度。 在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超过 810。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。 校核计算的公式如下： - 16 l cm = 压 （） （119） 式中，温升，； l滑磨功，nm，可根据式 2 0 0.5 a lj = 计算（其中 ja 为汽车整车质量转 化的转动惯量，由式 2 2 2 0 a k a k m r j i i =计算，ma为汽车总质量，rk为车轮滚动半径，i0 为主传动比，ik是变速器起步挡传动比； 0 是离合器开始滑磨时发动机的角速 度） ； 分配到压盘上的滑磨功所占的百分比：单片离合器压盘， =0.50；双 片离合 器压盘， =0.25；双片离合器中间压盘， =0.50； c 压盘的比热容，对铸铁压盘 c=544.28j/（kgk） ； m压压盘质量，kg。 根据自己的设计可得出： 压盘质量： .9kg01020 4 186329 14. 37800vm 6 22 = = 压 离合器结合一次所产生的滑磨功 w 为： 式中： m m 汽车满载质量，kg； r r 汽车车轮滚动半径，mm； e n 发动机的转速，r/min； g i 变速器的传动比； 0 i 主减速器的传动比； 所以：离合器接合一次，压盘的温升 t 可以由下式公式计算： 式中：r传到压盘上的热量所占的比例，对于单盘离合器：r0.5，对于 双盘离合器：r0.5，中间压盘：r0.5； w滑磨功，nm； 压盘质量，kg； c压盘的比热容，对于铸铁，c481.4j/kg 所以: - 17 .3j67771 7.7675.341800 28004.1316.408000 i1800i nrm w 22 222 2 0 2 g 2 e 22 rm = = c.87 .448119.09 .36771.50 cm rw t 0 = = 压 初定厚度20nmm= 校核离合器的温升，它不超过 810 。c 所以符合条件。 （3） 、压盘传力结构设计 1）传力方式的选择 压盘是离合器的主动部件，它与飞轮必须有一定的联 结关系，周向与飞轮不能有相对转动，但轴向必须有相对移动。压盘和飞轮间常 用的几种典型连接方式。 传力片（传动片）的强度校核： 下面主要针对膜片弹簧离合器的压盘传力片（即最为复杂的情况）进行分 析和讨论。 对于较为简单的周置螺旋弹簧离合器传力片的强度校核可按二力杆拉 伸应力分析计算。 离合器在正常工作时，传力片既受弯又受拉（见图 3-20） 。为精确校核传力 片强度，首先应建立传力片的分析计算模型（这里略） 。 图 1-5 传力片分析计算图。 （a）-传力片结构， （b）-变形图， （c）-弯矩图 经过分析研究，膜片弹簧离合器压盘传力片的校核包含下面三个方面： a正向驱动应力为 maxmaxmaxmax max 22 1 36 ee fehtft linrbhinrbh =+ （120） - 18 b 反向驱动应力为 maxmaxmaxmax max 22 1 36 ee fehtft linrbhinrbh =+ （121） c 轴向弹性恢复力为 max p =12 3 max1 / x ej nifl （122） 式中： 1 l -传力片有效长度， 1 l l-1.5d（d 为螺钉孔直径） ； i-传力片组数；n-每组有传力片数； x j -每一传力片的截面惯性矩; e-材料弹性模量; max f-正常工作时传力片的轴向最大变形量;h-传力片厚度； r-传力片布置半径； b-传力片厚宽度； temax-发动机最大转矩。 由于在简化计算载荷时比较保守，取值偏大，因此，传力片的许用应力可取 材料的屈服极限。 786 max tnm e = 共设 3 组传力片 每组 4 片 宽25bmm= 厚1hmm= 传力片上两孔间的距离 mm86l = 孔的直径10dmm= 传力片切向布置，圆周半径178rmm= 传力片材料的弹性模量 5 2 10emp a = 通过参数计算4.74 max f= 传力片上有效长度 1 l ： 86 1.5 1071 1 l = mm 计算传力片的弯曲总刚度 53 12 2 1071 0.17 12 25 12 1000 mn k m = 计算正向驱动应力为： mpa inrbh t inrbh ft l eh ee 4 .366 6f3 max 2 maxmax 2 1 max max =+= mpa inrbh t inrbh ft l eh ee 762 6f3 max 2 maxmax 2 1 max max =+= - 19 （4） 、离合器盖设计 离合器盖是离合器的主动件之一，它必须与飞轮固定在一起，通过它传递发 动机的一部分转矩给压盘。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。在 设计时应特别注意刚度通风散热对中等问题。 第二章 离合器操作机构的设计 2.1 离合器操纵机构的设计 2.1.1、离合器操纵机构的基本要求 1） 踏板力要尽可能小， 乘用车一般在 80150n 范围内， 商用车不大于 150 200n。 2）踏板行程一般在 80150 内，最大不应超过 180 。 3）应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后，分离轴承的自由行程可 以复原。 4）应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。 5）应有足够的刚度，传动效率要高，工作可靠，寿命长，维修保养方便。 2.1.2、常用离合器操纵机构的类型 常用的离合器操纵机构，主要有机械式、液压式、气压式和自动操纵机构 等，其中有些操纵机构还带有助力器。 本次设计选液压式。 2.1.3、离合器操纵机构主要参数的确定与计算 在设计离合器操纵系统时，为了满足前述对踏板力和踏板行程的要求，需根 据离合器的具体结构类型和操纵系统传动线路，合理地定出操纵系统的传动比 ic。 - 20 常用离合器的结构类型和操纵系统传动线路简图见图 3-37 本次采用液压式离合器操纵机构 1 总传动比和总行程的计算 g ss += s 式中： s 踏板总行程； s 自由行程； g s 工作行程； 对于液压操纵机构，其总传动比 y i 和总行程 y s : 图 2-1 常用离合器的结构类型和操纵系统传动线路简图 （a）机械式 （b）液压式 （c）带空气助力的液压式 54.6828.148 . 2 207070 28105340 2 2 2 2 1 2 2 =+ =+= yy si bdd acd s 式中： 分离轴承自由行程，一般取 24mm，反映到踏板上一般为： 2030mm。 s压盘行程； 5 . 2175 . 0 2=+=+=mszs c c z 离合器的摩擦面数； - 21 s 离合器自由状态下对偶摩擦面间的间隙；单片取 0.751.0mm。 m离合器结合状态下，从动盘的变形量；对具有轴向弹性的从动盘取 1.01.5mm。 2、离合器分离时踏板力计算： h q i p q+= max 式中： max p 离合器彻底分离时的压紧弹簧力； i 操纵机构总传动比； 传动效率； h q 克服回味弹簧拉力所需的踏板 力； nq i p q h 4 .121 8 . 028.14 5 .1387 max = =+= 符合要求 分离离合器所做的功： /)(5 . 0 max snppw s += 式中：p 离合器结合状态下的弹簧压紧力； max p 离合器分离时的弹 簧压紧力； s n 弹簧数； s压盘行程； 传动效率； jsnppw s 6 .95108 . 08 . 26)39305180(5 . 0/)(5 . 0 3 max =+=+= 符合要求。 - 22 第三章 传动轴的设计 3.1 传动轴的概述 万向传动轴由万向节，轴管，以及伸缩花键等组成，主要用于工作过程中相 对位置不断改变的两根轴间的传递转矩和旋转运动。 3.1.1 传动轴的设计要求 1、保证所连接的两轴的夹角以及相对位置在一定范围的变化时，能可靠的 传递动力； 2、保证做连接的两轴尽可能的等速运转，由于万向节产生的附加载荷，振 动和噪声在允许的范围内，在使用车速范围内不应产生共振现象； 3、传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。 3.1.2 万向节的选择 万向节分为刚性万向节和挠性万向节，刚性万向节是靠零件的铰链连 接来传递动力的，由分为不等速万向节，准等速万向节和等速万向节；挠性 万向节是靠弹性零件来传递动力的，具有缓冲减震作用。 本次设计选用的是十字轴式等速万向节。 万向传动轴的计算载荷: mnkitt dge .7 .261498. 0293. 6385 1max = 3.1.3 十字轴的设计计算 - 23 十字轴材料：一般为中碳合金钢或低碳合金钢 十字轴参数选取： 作用于十字轴轴颈的中部力 f： cos2 1 r t f = 式中： 1 t 传动轴的计算转矩； r合力作用线到十字轴中心的距离； 主、从动叉轴最大夹角；则： mn r t f.4 .2947 7 . 9cos452 7 .2614 cos2 0 1 = = 十字轴轴颈根部的弯曲应力 w ： mpa dd fsd w 5 .38 )820(14. 3 7 .5894102032 )( 32 444 2 4 1 1 = = = 十字轴轴颈根部的切应力： mpa dd f 11 )820(14. 3 4 .29474 )( 4 222 2 2 1 = = = 由于 mpa w 250= ， mpa80= ，所以符合要求。 一、 十字滚针的设计: j n l f dd +=) 11 (272 01 j （21） 式中： 0 d 滚针直径； l 滚针工作长度； n f 合力作用下一个滚针受到的最 大载荷； mn iz f fn.3 .542 251 7 .29476 . 46 . 4 = = 其中：i为滚针列数，z 为每列滚针数。 代入（21）计算： mpa j 30008 .895 15 3 .542 ) 4 1 20 1 (272 j =+= - 24 符合要求。 3.2 传动轴的结构分析 传动轴由壁厚均匀，易平衡，壁薄（1.53.0）的管径较大,扭转强度高,弯 曲刚度大,适用于高速旋转的低碳钢板卷制的电焊钢管制成. 伸缩花键矩形或渐开线齿形,用于补偿由于汽车运动时传递两端万向节之间 的长度变化。当承受转矩的花键在伸缩时，产生轴向的摩擦力矩 a f ，为： r t ff j a = ，其中： j t 传动轴传递转矩； f 花键齿侧工作表面中径； r摩擦系数； 由于花键齿侧工作表面系数较小，在大的轴向力矩摩擦作用下将加速化键的 磨损，引起不平和震动，为提高键齿表面的硬度和光洁度，应进行磷化处理，喷 涂尼龙，改善润滑，减小摩擦阻力及磨损。 花键应有可靠的润滑及防尘措施，间隙不应过大，以免引起传动轴的震动， 内花键应对中，为减小键齿摩擦表面的压力磨损，应使键齿长 与其最大的直径 的比不小于 2。花键齿与键槽应按对应标记装配，以免破坏传动轴的总动平衡， 动平衡的不平衡度由点焊在轴管的外表面上的平衡片补偿，装车时，传动轴的伸 缩花键一端不应靠近后驱动桥，应靠近变速器的中间支承，以减少其轴向摩擦力 及磨损。 中间支承用于长轴距汽车的分段传动轴，以及提高传动轴的临界转速，避免 共振，减少噪声。 3.3 万向传动轴的设计计算 3.3.1 传动轴的结构选择 - 25 实心轴仅用于作为与等速万向节相连的转向驱动桥的半轴或用作开式驱动 桥和的 dedion 桥的摆动半轴，实心的轴管具有较小的质量，但能传递较大的转 矩，且比实心轴具有更高的临界转速。 所以本次设计中传动轴的材料也选择空心轴管 传动轴轴管由低碳钢板卷制的电焊钢管制成，轴管外径及壁厚是根据所传的 最大转矩，最高转速，及长度按有关标准选的，并校核临界转速和扭转强度。 3.3.2、临界转速的计算 所谓临界转速时指传动轴失去稳定性的最低转速，他取决于传动轴结构，尺 寸，及支撑情况，按下式计算： 2 22 8 102 . 1 c cc k l dd n + = （31） 式中： k n 临界转速传动轴； c l 传动轴支撑长度； c d 传动轴轴管外 径； c d 传动轴轴管内径； 代入 （31） ： min/8 .5085 1500 6470 102 . 1 2 22 8 rnk= + = 3.3.3 传动轴的强度校核计算： 万向传动轴除满足临界转速要求外，还要保证有足够的扭转强度，其最大的 扭转应力，对于传动轴管上，可以表示为： )( 16 44 dd dt = （32） 其中：t传动轴的计算转矩， d传动轴外径； d传动轴内径； 不应大于 300mpa； 代入数据： mpa129 )64. 007. 0(14. 3 7 .261407. 016 44 = = 符合要求。 3.3.4 传动轴花键计算: - 26 对于传动轴上的花键轴，应保证在传递转矩时有足够的扭转强度。通常以底 径计算其扭转且应力。 3 16 h h d ts = （33） 式中: h -传动花键轴的扭转切应力； s t -传动轴传递载荷； h d -花键轴的花键内径； 轴的许用扭转切应力为 a mp300 ，可初取花键轴直径计算，然后进行强度校 核。取 mmdh44= ，则： mpa h 156 044. 014. 3 7 .261416 3 = = 安全系数为 9 . 1 156 300 =k 。即满足要求。 传动轴滑动花键采用矩形花键，齿侧挤压应力为： 0 ) 2 )( 4 (nl dddd kt h hhhh s y + = （34） 式中： k -花键处转矩分布不均匀系数。 k =1.3-1.4 ；本次取 1.3。 h d -花键外径，取 mmdh50=