毕业设计（论文）-NJ1062轻型货车离合器总成设计（全套图纸） .pdf

毕毕 业业 设设 计（论计（论 文）文） 题目题目 nj1062 轻型货车设计（离合器总成轻型货车设计（离合器总成 设计）设计） 2012 年年 6 月月 3 日日 - 1 - nj1062 轻型货车设计（离合器总成设计） 摘要摘要 在这三个月的时间里，我的最重要的任务之一就是设计汽车离 合器、其操纵机构，以及传动轴的设计。 众所周知汽车底盘包括 传动系、行驶系和转向系，传动系部件 包括 离合器、变速器、传动轴、驱动桥、半轴及驱动轮。在传动系 的这 些部件中，离合器和变速器无疑是两个最为重要的部件。驾驶 员通 过操纵离合器既可以在变速器换档时使发动机与离合器暂时分 离， 也可以在汽车起步时使发动机与离合器平稳接合。离合器的设 计采 用膜片弹簧压紧机构，液压式操纵机构。在国外，常采用液压 操纵机构的离合器以减轻驾驶员的疲劳， 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 通过对传动轴的传动类型分析，对传动方式和传动轴进行了选 型； 通过对传动轴的类型与结构分析，选择了传动轴的十字轴滚针 轴承 的密封形 式盖板式密封。通过对万向节的十字轴、滚针轴 承、 万向节叉 的设计计 算， 确定了所设计车辆使用的这些部件的具 体尺寸。 - 2 - 综合各部分的设计及校核结果 ，所设计的离合器、传动轴能满 足所设计的轻型货车的传动要求。 关键词：离合器，传动轴，十字轴，操纵机构 the desing of a light truck (the clutckand the manipulation of institutions and shaft design) abstract in these two month- long time, one of my most vital duties is designs the automobile clutch ,its control mechanism, as well as drive shaft design. the well known motor car chassis including the power transmission, the travel is and the steering system, the power transmission part including the meeting and parting transmission gearbox, drive shaft, driving axle, rear axle and driving gear. in power - 3 - transmission these parts, to gathering and the transmission gearbox are two most important parts without doubt. the pilot through operates the coupling already to be possible in the transmission gearbox shifts gears when causes the engine and the coupling separates temporarily, also may starts when the automobile cause the engine and coupling steady joint. the coupling design used the disk spring to contract the organization, hydraulic control organization. in overseas, often uses the hydraulic control organization the coupling by to reduce pilots weariness. through to the drive shaft transmission type analysis, has carried on the shaping to the type of drive and the drive shaft; through to the drive shaft type and the structure analysis, chose the drive shaft cross axle needle bearing seal form to cover the board style seal. through to the universal joint cross axle, the needle bearing, the universal joint sliding yoke design calculation, had determined designs these parts concrete sizes which the vehicles uses. synthesizes each part of designs and the check result, designs the coupling, the drive shaft can satisfy skin truck which designs to use the transport vehicle the transmission request. key words: coupling drive shaft cross axle control mechanism - 4 - 目 录 前 言 1 第一章 离合器设计分析与方案选择3 1.1 概述3 1.2 离合器结构方案分析4 1.2.1 从动盘数的选择 5 1.2.2 压紧弹簧和布置形式的选择 6 1.2.3 膜片弹簧支承形式 7 1.2.4 压盘驱动方式的选择 8 第二章 离合器基本参数和主要尺寸选择9 2.1 离合器基本参数计算10 2.2 膜片弹簧主要参数的选择12 2.3 扭转减震器的设计13 2.4 离合器压盘的设计17 2.5 离合器从动盘毂花键的强度校核19 2.6 离合器操纵机构的设计计算19 第三章 传动轴的设计与计算23 3.1 概 述23 3.2 万向节结构方案分析24 3.3 万向节的设计计算24 3.3.1 万向节设计 24 3.3.2 传动轴的设计 26 第四章 结 论 29 参考文献 30 致 谢 31 - 5 - 前 言 自从十九世纪末期诞生 第 一辆汽车以 来，汽车 工业经历了 100 年的 发展过程。由于社会需求的不断增长和科学技术发展的推动， 汽车设计日臻精巧，其运输生产率和各项性能都有很大提高。因此， 现在 汽车已成 为世界各国国民经济和社会生活中不可缺少的的一种 运输 工具。汽车工业规模和其产品的质量也成为衡量一个国家技术 水平的重要标志之一。 50 年代以来，由于高速公路的发展，促使汽车的运输能力和载 货量逐渐加大。目前，国外公路用牵引半挂式汽车的总质量可达 40 吨，车速可达 100km/h 以上，每年平均行驶里程约 15 万 km。一些工 业发达国家的汽车货运量在总货运量的比例高达 80之多。60 年代 以来 ，载货汽车向 大型化发展，是汽车在 矿山、钢铁、建筑、石油 开发 等部门运输量 的比重也逐渐上升，各国还采用变型和集装箱运 输方 式来扩大 汽车的用 途和降低汽车运输成本。在农业部门生产过 程中 ，汽车运输也占有很重要的 地位。由此可见，汽车已渗透到国 民经 济的各个部门中了。除载货汽车外，不少国家每年还要生产数 量众 多的供私人用的各种形式的轿车（在有些国家中轿车产量占整 个汽车产量的 80） ，车主用以上下班、采购、旅游和出差时代步。 在这里汽车起到了节省时间、加快生活节奏和使生活现代化的作用。 因此 在有些国家中，轿车就成为人们生活中十分需要的工具，非常 普及。正是由于汽车的用途日益广阔，所以近 20 年来汽车的产量不 断增加。据 80 年代初统计，全世界汽车年产量已达 4000 万辆，保 有量达 4 亿辆以上。汽车作为路上运输工具在社会中发挥的作用已 经接 近甚至超 过了铁路车辆。但它也给社会带来了许多新问题。在 车辆 多的国家中造成车流密度大，交通拥挤和频繁的交通事故；废 气和 噪声对环境造 成了污染，这些已形成了社会公害。这些 都严重 影响 了社会的治安 和人民的生活。所以许多国家制定了各种法规来 加以 防治，并对汽车设计提出了很严格的要求。综上所述，今天的 汽车 ，其作用不仅深入到国民经济的各个部门，还与社会和人民生 活息 息相关，因此 在汽车设计时，必须考虑到 这些因素而形成自己 的特点。 - 6 - 汽车设计的 特点之一是要 考虑其使用 条件的复杂多变，同一辆 汽车 在各种地区所面临的使用条件，如道路、气候、维修能力和燃 料供 应等就有很大 的不同。以我 国为例，南北之间跨越纬度很大， 南部 进入热带，北部接 近寒带，因此南北温差悬殊；在辽阔的国土 上， 地形十分复杂，西部有雄伟的高原，东部为辽阔的平原和起伏 的丘 陵，西南多山地，各种地形互相交错，不同的气候和地理条件 对汽 车的结构、材料和汽车的设计都有特殊的要求。例如：高原地 区要 求发动机 增压；寒冷地区要求考虑冷启动；热带地区希望驾驶 室有 良好的通 风和隔热设备等。因此，汽车设计人员一定要仔细调 查研 究汽车的 各种使用 条件，精心设计， 才能确定合理的方案，使 汽车 能对复杂 的使用条件有良好的适应性，并保证可靠的动作。这 是对汽车设计的第一个要求。 大多数汽车是以大量生产和大批生产为主，这是它第二个特点。 由于 汽车产量大，品种形式多，所以设计中必须尽可能采用部件专 业化生产和实行“三化” ，以达到简化生产、提高工效和改进产品质 量、 降低成本的目的。所谓“三化”是指产品系列化、零部件通用 化和 零件设计的标准化而言，它在国外设计中 得到广泛应用。国外 常由 各专业化工厂分担各种零部件生产，然后由汽车装配厂加以选 用和 进行总装 以完成整车的生产。各专业厂为了即能供应各种型号 汽车 所需的部件， 又能进行大量生产，常把产品合理分档， 组成系 列，并考虑各种变形。如发动机可按缸数分为 4 缸、6 缸、v6 缸、 v8 缸、自然吸气、增压、增压中冷等几个品种，这样就可以较少的 基本型满足广泛的要求。 随着 汽车工业 的不断壮大和发展，汽车设计 技术在近百年中也 不断 的更新，总的来说经历了三个阶段：最早是经验设计阶段；到 第二次世界大战后的 50 年代，逐步发展到以科学实验和技术分析为 基础的设计阶段；从 60 年代中期在设计中引入电子计算机后，就逐 步形成了新的设计技术计算机辅助设计（cad） ，70 年代以后， 计算机功能逐步完善，使设计过程逐步走向半自动和自动的新阶段。 正是由于设计技术的不断发展，才使得产品的功能不断提高。 - 7 - 第一章第一章 离合器设计分析与方案选择离合器设计分析与方案选择 1.1 概述 离合器是汽车传动系中 直接与发动机 相连接的总成，其主要功 用是 切断和实现对传动系的动力传递，以保证汽车起步时将发动机 与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步。 在换 挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换 挡齿轮之间 的冲击。 在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩， 防止 传动系各零件因过载而损坏；有效地降低 传动系中的振动和噪 声。 为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出 如下基本要求： 1.在任 何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有 适当的转矩储备。 2.接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。 3.分离时要迅速、彻底。 4.离合器从动部分转动 惯量要小，以减轻换挡时变速器 齿轮间 的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。 5.应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温 度不致过高，延长其使用寿命。 6.应使传动系 避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减 小噪声的能力。 7.操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。 8.作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中 变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。 9.应有足够的强度 和良好的动平 衡，以保证其工作可靠、寿命 长。 摩擦离合器主要由主动部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、 从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(分离叉、分离 - 8 - 轴承、离合器踏板及传动部件等)四部分组成。主、从动部分和压紧 机构 是保证离合器 处于接合状态并能传递动力的基本结 构，操纵机 构是使离合器主、从动部分分离的装置。 随着汽车发动机转速和 功率的不断提高、汽车电子技术的高速 发 展 ，人们 对离合 器的要 求越来 越 高 。从提高 离合 器 工作性能的 角 度 出发，传 统的 推式膜片弹簧 离 合 器结构正逐步 地向拉式 结构 发 展 ，传 统的操纵 形式正向自动 操 纵 的形式发 展。 因此 ，提高离 合 器 的可 靠性和使 用 寿命 ， 适应 高 转 速， 增加 传递 转矩的能 力和 简 化 操纵， 已成 为 离合器的发 展 趋势。 1.2 离合器结构方案分 析 我 们 小组本次的设 计任务是设计 一辆 皮卡 车，可乘坐 人， 而我个人的设计任务是离合器及操纵机 构的设计。 图 1-1 离合器 以下对离合器的功用和方案进行分析。 在设计离合器时， 主要根据车型的类别、使用要 求、制造条 件 以及“三化” （系列化、通用化、标准化）要求等，合理选择离合器 的结构。 汽车离合器 大多是盘形摩擦离合器， 按其从动盘的数目可分为 单片、双片和多片三类； 根据压紧弹簧 布置形式不同，可分为 圆周布置、中央布置和斜 向布 置等形式；根据使用的压紧弹簧 不同，可分为圆柱螺旋弹簧、 圆锥 螺旋弹簧和膜片弹簧离 合器；根据分离时所受作用力的方向不 - 9 - 同，又可分为拉式和推式两种形式。 1.2.1 从动盘数的选择 对轿车和轻型 、微型货车而言，发动机的最 大转矩一般不大。 在布 置尺寸允许的条件下， 离合器通常只设有一片从动盘。单片离 合器(图 1-1)结构简单，尺寸紧凑，散热良好，用时能保证分离彻底、 接合平顺。 双片离合器(图 1-2)与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一 倍， 因而传递转矩的能力较 大；在传递相同转矩的情况下，径向尺 寸较小，踏板力较小，另外接合较为平顺但中间压盘通风散热不良， 两 图 1- 双片离合器 片起步 负载不均，因而容易烧 坏摩擦 片，分离也 不够彻底。设 计时 在结构上必须采取相应的措施。这种结构一般用在传递转矩较 大且径向尺寸受到限制的场合。 多片离合器 多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等 缺点 ，以往主要用 于行星齿轮变速器换挡机构中。 但它具有接合平 顺柔 和、摩擦 表面温度较低、磨损较小、使用寿命长等优点，主要 应用于重型牵引车和自卸车上。 - 10 - 由于皮卡车属于轿车类型，所以我选用了单片离合器。 1.2.2 压紧弹簧和布置形式 的选择 周置弹簧离合器的压紧弹簧均 采用圆柱螺旋弹簧(图 11)，其特 点是结构简单、制造容易，因此应 用较为广泛。中央弹簧离合器采用 一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆 锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在 离合器的中心，此结构轴向尺寸较 大。由于可选较大的杠杆比，因此 可得到足够的压紧力，且有利于减 小踏板力，使操纵轻便。斜置弹簧 离合器的弹簧压力斜向作用在传力 盘上，并通过压杆作用在压盘上。 这种结构的显著优点是在摩擦片磨 损或分离离合器时，压盘所受的压 紧力几乎保持不变。而膜片弹簧离 合器(图 1-3)中的膜片弹簧是 一种具有特殊结构的碟形弹簧， 主要由碟簧部分和分离指组成，它 与其它 形式的离合器相比具有如下 图 1-3 膜片弹簧离合器 一系列优点： 1)膜片弹簧具有较理想的非线性特性 如图 2-1 所示，弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内基本不变(从 安装时工作点 b 变化到 a 点)，因而离合器工作中能保持传递的转矩 大致不变；对于圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降(从月点变化到 a， 点)。离合器分离时，弹簧压力有所下降(从 b 点变化到 c 点)，从而 降低了踏板力；对于圆柱螺旋弹簧，压力则大大增加(从月点变化到 c，点)。 2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑， - 11 - 轴向尺寸小，零件数目少，质量小。 3)高速旋转时，弹簧压紧 力降低很少 ，性能较稳定；而圆柱螺 旋弹簧压紧力则明显下降。 4)由于膜片弹簧大断面环形与压盘接 触，故其压力分布均匀， 摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命。 5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长。 6)平衡性好。 7)有利于大批量生产，降低制造成本。 但膜片弹簧的 制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高，其 非线 性特性在生产中不易控 制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨 损。 近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完 善， 膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，膜片弹簧离合器不仅在轿 车上 被大量采用， 而且在轻 、中、重型货车以及客车上也被广泛采 用。 1.2.3 膜片弹簧支承形式 推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。图 1-4 为 双支承环形式，其中图 1-4a 用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承， 图 1-4b 在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环， 可提高耐磨性和使用寿命， 但结构较复杂；图 1-4c 取消了铆钉，在离合器盖内边缘上伸出许多 舌片 ，将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起，使 结构紧 凑、简化、耐久性良好，因此其应用日益广泛。 图 1-5 为单支承环形式。在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台 来代替后支承环(图 1-5a)使结构简化，或在铆钉前侧以弹性挡环代 替前支承环(图 1-5b)，以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙。 经过比较我选用了推式膜片弹簧。 图-推式膜片弹簧 图-推式膜片弹簧 - 12 - 双支撑形式 单 支撑形式 1.2.4 压盘驱动方式的选择 压盘的驱动 方式主要有凸块一窗孔式、销钉式、键块式和传动 片式 多种。前三种的共同缺 点是在联接件之间都有间隙，在驱动中 将产 生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了 离合 器传动效率。传动片式 是近年来广泛采用的结构，沿周向布置 的三 组或四组钢带传动片两 端分别与离合器盖和压盘以 铆钉或螺栓 联接(图 12)，传动片的弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时， 钢带 受拉；当拖动发动机时 ，钢带受压。此结构中压盘与飞轮对中 性能 好，使用平衡性好，使用可 靠，寿命长。但反向承载能力差， 汽车 反拖时易折断传动片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。 因此我采用了传动片式驱动方式。 - 13 - 第二章 离合器基本参数和主要尺寸选择 摩擦离合器是 靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转 矩的。 为了 保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩， 设计时 tc应大于发动机最大转矩 temax，即： maxec tt= (2-1) 式中，temax 为发动机最大转矩；为离合器的后备系数，定义 为离 合器所能传递的最 大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，必 须大于 1。 离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为： cc ffzrt = (2-2) 式中，t，为静摩擦力矩；为摩擦面间的静摩擦因数，计算时 一般取 0.250.30；f 为压盘施加在摩擦面上的工作压力；r，为摩 擦片的平均摩擦半径；z 为摩擦面数，是从动盘数的两倍。 当摩擦片上的压力均匀分布时，则： 4 )( 22 00 dd papf = (2-3) )(3 22 33 dd dd rc = (2-4) 式中，p0为摩擦面单位压力，a 为一个摩擦面的面积；d 为摩擦 片外径；d 为摩擦片内径。当 dd0.6 时，r 可相当准确地由下式 计算： 4 dd rc + = (2-5) 把公式(2-3)与(2-4)带入式 cc ffzrt = 可得： - 14 - )1 ( 12 33 0 cdfzptc= (2-6) 式中，c 为摩擦片内外径之比，c=dd，一般在 0.530.70 之 间。 2.1 离合器基本参数计算 离合器的基本参数主要有性能参数和 p0。 ，尺寸参数 d 和 d 及 摩擦片厚度 b。 1.后备系数 后备系数是离合器设计时用到的一个重要 参数，它反映了离 合器 传递发动机最 大转矩的 可靠程度。在选择后备系数时，应考虑 以下几点： 1)摩擦 片在使用中 磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最 大转矩。 2)要防止离合器滑磨过大。 3)要能防止传动系过载。 显然，为可 靠传递发动机最大转矩和防止离合器 滑磨过大， 不宜 选取太小；为使离合器 尺寸不致过大，减少传动系过载，保证 操纵 轻便，又不宜选取太大。膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后 压力 保持较稳定，选取的 值可比螺旋弹簧离合器 小些；双片离合 器的值应大于单片离合器。各类汽车后备系数推荐如下： 轿车和微型、轻型货车 =1.201.75 中型和重型货车 =1.502.25 越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车 =1.804.00 结 合 我 们 设 计 的 车 型 我 选 取 =1.3； 所 以tc=245x1.3=318.5 (nm) 摩擦面数取 z=2 摩擦面因数取 f=0.25 摩擦片内外径比 c=0.62 2.单位压力 p0。 单位压力 po 对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时 - 15 - 应考 虑离合器的工作条 件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材 料及 其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数 较小 时，加应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘 处的热负荷，po 应取小些；后备系数较大时，可适当增大 po。 当摩擦片采用不同材料时，po 按下列范围选取： 石棉基材料 po=0.100.35mpa 粉末冶金材料 po=0.350.60mpa 金属陶瓷材料 po=0.701.50mpa 当 d d 0.6 时， 由式（2-5）知 25.101 4 dd rc= + = tc=318.5 (nm) 由式（2-2）知 = fzrc tc f6291.3n p0=4f/3.14(d 2-d2)=0.21mpa 所以通过计算，我采用石棉基材料，并且取 p00.25mpa 摩擦片外径 d，内径 d 和厚度 b 摩擦片外径 d 可以根据发动机最大转矩 temax(nm)依照经验公 式： maxed tkd = （2-7） 由式知 )mm( 4 . 250245 0 . 16=d kd为直径系数其取值范围如下表： - 16 - 根据离合器摩擦片的标准化、系列化原则，根据下表： 圆整后取得：外径 d=250(mm) 内径 d=155(mm) 厚度 b=3.5(mm) 内外径比值 c=d/d=0.62 摩擦片的外径 d（mm）的选取应使最大圆周速度 vd 不超过 65 70ms，即： 3 max 10 60 =dnv ed （2-8） 可知 smsm v v d d /7065/ 9 .41 102503200 60 3 = = 故不会分离，又有 d/d=0.62 350 - 20 - 减震弹簧数目 4-6 6-8 8-10 10 取 z=6 7.减振弹簧总压力 f 当限位销与从动盘毂之间的间隙1 或2 被消除，减振弹 簧传递转矩达到最大值时 j t ，减振弹簧受到的压力 f 为 1 / rtf j = (2-14) 得； nf7 .5286 1056 296 3 = = 由上表可知，所以每个弹簧所承受的工作压力为： n n f f95.880 6 7 .5285 = (2-15) 得； nf95.880 6 7 .5285 = 8.减震弹簧尺寸的确定 1）弹簧钢丝的参考尺寸： 3 2 8 fd d = (2-16) )( 1 . 3mmd = d2=20 p=1000 通过多方面考虑选取 d=3(mm) 减震器弹簧中径 d2=13(mm) 减震器弹簧内径 d1=13-3=10(mm) 减震器弹簧外径 d3=13+3=16(mm) 9.减震弹簧刚度的确定 11 1000rknrt= (2-17) 得： )/( 5 . 318 6)0504 . 0 (1000 13 2 mmn t k j = = 10.减震弹簧的工作圈数 - 21 - kd dg i 3 4 8 = (2-18) 得： 圈4 5 . 318128 6 . 3103 . 8 8 3 44 3 4 = = kd dg i g:材料的扭转弹性模量 钢 g=8.310 4 11.减震弹簧的总圈数 2+= in (2-19) 得： 圈62 =+= in 12.极限负荷下的弹簧长度 lmin=n(d+s) (2-20) 得： lmin= 1.1dn=19.8(mm) s=0.1d=0.36 （弹簧圈间隙） 13.减震弹簧总变形量 k f l = (2-21) 得： 85. 3=l（mm） 14.减震弹簧自由高度 min0 llh+= (2-22) 得： )(65.23 8 . 1985 . 3 0 mmh=+= 15.减震弹簧预变形量 1 kzr t f y = (2-23) 得： )(24 . 0 0504 . 0 6 5 . 318 5 . 18 1 mm kzr t f y = = 因此可得安装后的高度为： fhh= 0 （2-24） )( 4 . 2324 . 0 65.23 0 mmfhh= - 22 - 2.4 离合器压盘的设计 1.对压盘结构设计的要求： 1)压盘应具有较大的质量以增大热容量、减小温升，防止其产生 裂纹 和破碎，有时可设 置各 种形状的散热肋或鼓风肋，以帮助散热 通风 。中间压盘可 铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压 盘。 2)压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均 匀并 减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧以及与离 合器的彻底分离。 3)与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡。 4)压盘高度尺寸(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。 2.离合器压盘的主要计算 压盘形状比较复杂,要求传热性能要好,具有较高的摩擦系数及 耐磨.故压盘通常都是由灰铸铁 ht200 铸造而成的,金相组织呈珠光 体 结 构,硬度 hb170-227.另外可添加少量 金属元素用以增强其机械 强度.压盘的外径可以根据摩擦片的外径由结构确定.应比摩擦片的 外径稍微大些,而压盘的内径则要比摩擦片的内径要稍微小些.所以 我确定压盘的外观尺寸为: d=250+5=255(mm) d=155-5=150(mm) 1)压盘工作压力 m c rf t f = （2-25） 得： n rf t f m c 11008 09375 . 0 27 . 0 296 = = = 2)压盘的滑磨功 2 1 2 0 2 2 max 1800 g rae ii rmn = （2-26） 得： - 23 - )( 9 . 54982 06 . 5 83 . 5 1800 3775 . 0 4245380014 . 3 1800 22 222 2 1 2 0 2 2 max j ii rmn g rae = = 3)压盘的质量 由于离合器一次结合的温升不应超过 10 0,所以取压盘温升为 80c 即: tc m mc t = （2-27） 得： )(14 . 7 4 . 4818 9 . 549825 . 0 kg tc m= = c:比热容 铸铁 c=481.4j/kg 0c 由此可知压盘质量必须大于 7.14kg 4)压盘的厚度计算 33 /108 . 7mkg= 铸铁 )d 14 . 7 22 = d h （ 铸铁 （2-28） 得： mmmh22022 . 0 )150 . 0 255 . 0 108 . 7 14 . 7 223 = = （ 由式（2-27）得： )(14 . 7 4 . 4818 9 . 549825 . 0 kg tc m mc t= = 既:压盘厚度不应小于 22mm，本设计取为 22mm 2.5 离合器从动盘毂花键的强度校核 从动盘毂花键的内径为 28 毫米,外径为 35 毫米,花键的有效长 度为 35 毫米,键齿宽 4 毫米. 对花键的挤压应力进行强度校核: znldd te j )( 8 22 max = （2-29） - 24 - 得 mpampa znldd t j e j 30055 . 0 035 . 0 21010)155250( 1858 )( 8 62222 max = = = 对花键的剪切应力进行强度校核: znlbdd te j )( 4 max + = （2-30） 得 mpampa znlbdd t j e j 1565. 0 004. 0035. 010210)155250( 4185 )( 4 3 max = + = + = 由以上两个公式可得设计中选用的花键能满足要求. 2.6 离合器操纵机构的设计计算 离合器操纵系 统得功能 是，把驾驶员对离合器踏板得输入变成 在分 离轴承上得输出，来控 制离合器得分离和接合，从而完成对汽 车传 动系统得动力切断或传递。因此，离合器 踏板得布置位置、相 关尺寸、作用力以及行程大小都要符合人体工程学的要求。 综合起来，设计离合器操纵系统时要考虑如下一些因素； 1对操纵机构的要求 (1)踏板力要小， 轿车一般在 80150n 范围内， 货车不大于 150 200n。 (2)踏板行程对轿车一般在 80150mm 范围内，对货车最大不超 过 180mm。 (3)踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行 程可以复原。 (4)应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过 大而损坏。 (5)应具有足够的刚度。 (6)传动效率要高。 (7)发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。 - 25 - 2操纵机构结构形式选择 常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。 机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系传动机构结构 简单 、工作可靠，广泛应用于各种汽车中。但其质量大 ，机械效率 低， 车架和驾驶室的变形会影响其正常工作，在远距离操纵时布置 较困 难。绳索传动机构可克服上述缺点，且可采用 适宜驾驶员操纵 的吊 挂式踏板结构。但其寿命较短，机械效率仍不高。此形式多用 于轻型轿车中。 液压式操纵机构主要由 主缸、工作缸和管路等部分组成，具有 传动 效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易 密封 、驾驶室和车 架变形不会影响其正常工作、离合器接合 较柔和 等优点。此形式广泛应用于各种形式的汽车中。 工作缸直径 d2的确定与液压系统所允许的最大油压有关。考虑 到橡胶软管及其管接头的密封要求，最大允许油压一般为 58mpa 3离合器操纵机构的主要计算液压式操纵机构。如图 2.6 踏板行程 s 由自由行程 sl和工作行程 s2两部分组成： 2 111 2 222 1 2 021 )( dba dba c c szssss f +=+= （2-31） 式中， sof 为分离轴承自由行程， 一般为 1 53 0mm， 本设计 sof=3.0mm 反映到踏板上的自由行程。sl 一般为 2030mm； dd2分 别 为 主 缸 和工 作 缸 的直径； 本设计 主缸 直 径 为 28mm,工作缸直径为 30mm. - 26 - 图 2.6 液压式操纵机构示意图 z 为摩擦面面数； s 为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片： s =085130mm，双片： s =075090mm。 a1、a2、bl、b2、c1、c2为杠杆尺寸。 其取值分别为 a1=50mm、 a2=260mm、 b1=80mm、 b2=90mm、 c1=60mm、 c2=305mm. 把以上的数据代入式）2-31）, 可得到离合器踏板行程 s=91.3mm. 满足踏板行程小于 180mm 的 设计要求. 踏板力 ff 可按下式计算 fs i f ff+= (2-32） 式中， f 为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力； 本设计中压紧弹簧对压盘的总压力为 1860n i 为操纵机构总传动比， i = 2 111 2 222 dba dba ； (2-33) 代入数据得: i =20.07. 为机械效率，液压式： =8090 机械式： =7080 本设计中采用液压式操纵机构,=85%. 把数据代入公式(2-32), 可得 ff=109n. 满足踏板力小于 180n 的设计要求. fs为克服回位弹簧 1、2 的拉力所需的踏板力，在初步设计时， 可忽略之。 通过以 上对液压式离合器操纵机构的 工作原理的阐述及各构件 的 计 算 ,可 以 看 出 ,对 离 合 器 操 纵 机 构 的 设 计 要 作 综 合 考 虑 ,根 据 驾 - 27 - 驶 员 操 作 空 间 选 取 各 构 件 ,使 操 纵 轻 便 ,结 构 合 理 ,使 汽 车 的 离 合 器 的分离与接合可以 控制,保证汽车平稳起步,传动系中变速器换档平 顺。 第三章 传动轴的设计与计算 3.1 概 述 万向传动轴 由万向节和传动轴 组成，有时还加装 中间支承。它 - 28 - 主要 用来在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋 转运动。 万向传动轴设计应满足如下基本要求： 1)保证所连接的两轴相对位置在预计范围内变动时， 能可靠地传 递动力。 2)保证所连接两轴尽可能等速运转。 由于万向节夹角而产生的附 加载荷、振动和噪声应在允许范围内。 3)传动效率高，使用寿 命长，结构简单，制造方便，维修容易 等。 万向传动轴在汽车 上应 用比较广泛。在发动机前置后轮或全轮 驱动 的汽车上，由于弹性悬架的变形，变速器 或分动器输出轴与驱 动桥 输入轴的轴线相对位置经常变化，所以普遍采用十字轴万向传 动轴 。在转向驱动桥中，内、外半轴之间的夹角随行驶需要而变， 这时 多采用等速万向传动轴。当后驱动桥为独立悬架时，也 必须采 用万向传动轴。 万向节按扭转方向是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和挠 性万 向节。刚性万向节是靠 零件的铰链式连接传递动力的，可分成 不等速万向节(如十字轴式)、准等速万向节(如双联式、凸块式、三 销轴式等)和等速万向节(如球叉式、球笼式等)。挠性万向节是靠弹 性零件传递动力的，具有缓冲减振作用。 不等速万向节是指万向节连接的两轴 夹角大于零时，输出轴和 输入 轴之间以变化的瞬时角速度比传递运动，但平均角速度比为 1 的万向节。准等速万向节是指在设计角度下工作时以等于 1 的瞬时 角速度比传递运动，而在其它角度下工作时瞬时角速度比近似等于 1 的万向节。输出轴和输入轴以等于 1 的瞬时角速度比传递运动的万 向节，称之为等速万向节。 3.2 万向节结构方案分析 1.十字轴万向节 典型的十字 轴万向节主要由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴 承及 其轴向定位件和橡胶密封件等组成。十字轴万向节结构简单， - 29 - 强度 高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。但所连接的两轴夹 角不宜过大，当夹角由 4增至 16时，十字轴万向节滚针轴承寿命 约下降至原来的 14。 2.双联式万向节 双联式万向节(图 43)是由两个十字轴万向节组合而成。为了 保证 两万向节连接的轴 工作转速趋于相等，可设有分度机构。由于 双联 式万向节轴向 尺寸较大，为使主销轴线的延长线与地面交点到 轮胎的接地印迹中心偏离不大，就必须用较大的主销内倾角。 3.球笼式万向节 球笼 式万向节是目前应用最为广泛的等速万向节。这种等速万 向节 无论转动 方向如何，六个钢球全都传递转矩，它可在两轴之间 的夹角达 3537的情况下工作。由于传递转矩时六个钢球均同 时参 加工作，其承载能力和耐冲击能力强，效率高，结构紧凑，安 装方便。但是滚道的制造精度高，成本较高。 我通过 对以上三个不同的万向节进行比较，确定采用结构相对 简单 的十字轴万向节，虽然不能够进行等速传递转矩，但已经可以 满足本次设计的动力传递要求。 3.3 万向节的设计计算 3.3.1 万向节设计 1.万向传动的计算载荷 万向传动轴因布置位置不同，计算载荷是不同的。 = 1maxgde iktt (3-1) 得： 38.91798. 006. 51185=t 其中： temax=185nm kd=1 =98% ig1=5.06 2.十字轴结构尺寸的确定 十字轴万向节的尺寸主 要决定于十字 轴的尺寸，根据实际情况 参照参考车辆从下表中选出适合本次设计的十字轴尺寸。 - 30 - 表 31 序 号 最大 扭矩 t 十字轴总成 花 键 十字轴及其轴承 滚 针 * * nd1d1b d d h h d0 l z* 1 55 25 14.8 60 67 2.0 14 26 1030264 2 90 28 17.6 76 83 2.5 14 25 1032264 3 135 32 20.0 80 89 2.5 16 28 1635353.5 4 200 36 23.1 90 98 2.5 16 32 1638333.5 5 300 40 25.5 108 118 2.5 18 35 1650435 6 450 45 29.5 120 130 2.5 22 40 1650435 7 675 50 33.5 145 156 3.0 24 38 166