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590 HKD260混合动力自卸汽车设计（离合器设计）（有cad图） HKD260 混合 动力 汽车 设计 离合器 cad

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HKD260混合动力自卸汽车设计（离合器设计） 摘 要本离合器的设计与整车中底盘、变速器、驱动桥的设计密切相关，在设计中尽量做到与车辆其它部位的最佳匹配，力求整车结构更加合理。在本方案中，离合器被布置在发动机的后面，用来切断和实现动力总成对传动系的动力传递，确保汽车平稳起步：在换档时将动力总成与传动系分离， 减少变速器中换挡齿轮的冲击；防止传动系各零件过载损坏；降低传动系的震动和噪声等。混合动力轿车可采用传统的内燃机的传动系。离合器是汽车传动系的重要组成部分，对于汽车的动力性、燃油经济性和舒适性等性有很大影响。本设计主要介绍了混合动力轿车离合器的总体设计，包括离合器的设计要求，离合器形式，如从动盘数、压紧弹簧和布置形式的选择、扭转减振器与操纵机构的选择；选择离合器主要参数，对参数进行优化设计，使其尽量满足约束条件。并详细介绍三大总成的结构方案和其设计要求，包括从动盘总成、离合器盖总成和分离轴承总成。关键词：混合动力，重型自卸，离合器形式，操纵机构，结构性能计算HKD260 HYBRID DUMP TRUCK DESIGN(CLUTCH DESIGN)ABSTRACTIn this design，the design of clutch is closely relevant to the designs of the car chassis, transmission and driving draft. The clutch is designed to be perfectly matching those parts which can make the car structure more reasonable. In my design, the clutch is installed in the rear of the engine and the motor (ISG) to continue or disengage the power from the engine. And this can start the car smoothly. When shifting the gears, the clutch petal has to be depressed for the disengagement the transmission from the engine which could minimize the shock on the gears of transmission. It can also prevent damages caused by the shock and bring down the vibration and shock of transmission system. PHEV could adopt the traditional transmission of internal combustion engine. The clutch is one of the most important sections in the transmission system and has great impact on the energy efficiency, fuel efficiency and comfort of a car. This is a design about clutch of the HEV car. It includes the requirements for clutch, choosing the form of a clutch, such as how to choose clutch disc, pressure spring, diaphragm spring and torsion damper. Then choose the parameters of clutch and optimize them to meet the limit condition requirements. The design concludes specification of the main three assemblies and the requirements for them (clutch disc assemblies, release bearing assemblies, cover assemblies). KEY WORDS: Hybrid, Heavy Dump Truck, the form of clutch, the disengagement mechanism, the calculation of structure and performance目 录第一章 前言1第二章 动力性计算32.1最小传动比的选取32.2 最大传动比的选取32.3 车速的计算42.4驱动力与阻力的计算52.4.1 空气阻力62.4.2 滚动阻力62.5 动力特性图82.6 汽车的功率平衡8第三章 离合器主要参数的选择103.1 离合器转矩容量103.2 离合器的转矩容量与发动机最大转矩的基本性能关系103.3 离合器基本结构尺寸和参数的选择113.3.1 离合器后备系数的确定113.3.2 摩檫系数的确定123.3.3 摩檫片外径D的确定133.3.4 单位压力的确定153.3.5 摩檫片的约束条件16第四章 离合器的结构选型与设计计算184.1 从动盘总成184.2 从动盘总成设计184.2.1 从动盘钢片194.2.2 从动盘毂214.2.3 从动盘摩檫片254.3 压盘和离合器盖264.3.1 压盘设计264.3.2 压盘传力结构设计294.4 离合器盖设计314.5 离合器的分离装置设计324.5.1分离杆结构型式的选择324.6 膜片弹簧设计324.6.1膜片弹簧基本参数的选择334.7扭转减振器的设计34第五章 操纵机构设计计算385.1离合器操纵机构的基本要求与常用结构类型385.1.1对离合器操纵机构的基本要求385.1.2常用离合器操纵机构的类型385.2离合器操纵机构主要参数的确定与计算38第六章 传动轴的设计与计算416.1 概述416.2万向节结构方案分析426.3万向节的设计计算426.3.1 万向节设计426.3.2 传动轴的设计446.3.3 中间支承结构466.3.4 十字轴万向节传动实验47参考文献48致 谢49 第一章 前 言汽车诞生之前马车是人类最好的陆上交通工具。1770年法国人尼古拉斯古诺（17251804）将蒸汽机装在板车上，制造出第一辆蒸汽板车，这是世界上第一辆利用机器为动力的车辆。1769年，瑞士军官普兰捷尔也造出一辆以蒸汽机为动力的额自由行驶的板车，于是有人将普兰捷尔也认定为汽车的始祖之一。1860年，法国人艾蒂勒努瓦发明了一种内部燃烧的汽油发动机。1885年德国工程师卡尔奔驰（18441929）在曼海姆制成一部装有0.85马力汽油机的三轮车。德国另一位工程师戈特利布戴姆勒（18341900）也同时造出了一辆用1.1马力汽油机作动力的三轮车。他们俩被公认为以内燃机为动力的现代汽车的发明者，1886年1月29日也被公认为汽车的诞生日。汽车从无到有并迅猛发展。从20世纪初至20世纪50年代，汽车产量大幅增加，汽车技术也有很大进步，相继出现了高速汽油机、柴油机；弧齿锥齿轮和准双面锥齿轮传动、带同步器的齿轮变速器；化油器；差速器；摩擦片式离合器；等速万向节；荻第安后桥半独立悬架；液压减振器；艾克曼式转向结构；石棉制动片；充气式橡胶轮胎等。20世纪50年代至70年代，汽车的主要技术是高速、方便、舒适。流线型车身、前轮独立悬架、液力自动变速器、动力转向、全轮驱动、低压轮胎、子午线轮胎都相继出现。20世纪70年代至今，汽车技术的主要发展是提高安全性、降低排放污染。由此各种保障安全、减少排放污染的新技术、新车型相继出现，如各种防抱死系统、电子控制喷油、电子点火、三元催化转化系统、电动汽车等。现代汽车技术发展的方向主要表现在以下几个方面：(1) 安全可靠 应用汽车防抱死制动系统(ABS)、汽车驱动防滑系统(ASR)、电控稳定程序(ESP)、电子巡航控制系统(CCS)、安全带、安全气囊(SRS)等。(2) 环境保护 采用电控燃油喷射(EFI)、无分电器点火(DLI)、废气再循环控制系统、燃油蒸发排放控制系统、气门升程与配气相位可变控制系统、断油控制、进气压力波增压及废气涡轮增压控制、共轨电控柴油喷射系统等技术。(3) 节约能源 1) 整车轻量化。美国专家认为今后轻量化的途径主要是将目前占汽车质量70的钢铁材料换成轻的其它材料，特别是塑料和铝。2) 降低轮胎的滚动阻力。采用子午线轮胎、高性能专用轮胎。3) 降低空气阻力。汽车造型更加光顺圆滑。4) 变速器多挡化。5) 代用材料。采用合成燃料、液化石油气、压缩天然气、醇类燃料等代用燃料。(4) 操纵轻便、乘坐舒适 采用自动变速器、电控动力转向、电控悬架、汽车空调、全球卫星定位系统、不停车收费系统、自动避撞系统等技术。摩擦离合器是应用得最广也是历史最久的一类离合器，它基本上是由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成。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动动力的基本结构，而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置。离合器大都根据摩擦原理设计。摩擦离合器的工作表面形有盘形，锥形，鼓形三种。后两种虽有较大的传递扭矩能力，但从动部分的转动惯量太大，换挡困难，结合不够平顺，长度达，同心度不好时以卡住，因此已被淘汰。离合器按从动盘的数目可分为单片，双片和多片三类。多片离合器多为湿式，在汽车上应用较少。单片和双片离合器一般为干式，应用较为广泛。经阅读收集材料，最后本人觉得选双片干式膜片弹簧离合器比较合适。第二章 动力性计算汽车动力性指汽车在良好路面上直线行驶时由汽车受到的纵向力决定的，所能达到的平均行驶速度。汽车是一种高效率的运输工具，运输效率之高低在很大程度上取决于汽车的动力性。所以动力性是汽车各种性能中最基本最重要的性能。2.1最小传动比的选取按照最高车速的要求，即最高车速不小于45km/h。由公式 () (2-1)r车轮滚动半径（mm）其中 V汽车车速 （）n发动机转速（r/min）变速器各档速比i0主减速器传动比根据参考车型有关参数以及相关要求，我们选取r=590mm；n=2200r/min；U=45km/h 求得igi0=10.874最高档为直接挡，即此时 =1则: =10.8742.2 最大传动比的选取r车轮滚动半径为590mm1.根据最大爬坡度确定一档传动比 (2-2)其中 G汽车总质量，G=50000Nf滚动阻力系数，货车取 f=0.04i0主减速器传动比为10.874发动机最大转矩为1160 NmT传动总效率 T=0轴g0=96%，主减速器；轴=98%，传动轴和万向节；g=97%故T=0.85由于要求最大爬坡度为42% 即max=20.78 代入以上数据算得ig1 =9.305.根据最低稳定车速确定一挡传动比 (2-3)其中n发动机最低转速6005（r/min）u发动机最低稳定车速0.51（km/h）求得 ig1=15.0723综上，最大传动比为 ig1=9.305其余格挡传动比按等比数列得到：（倒档综合参考后得出的数值）倒9.3055.2603.4852.5971.8371.33918.5032.3 车速的计算 (km/h) (2-4)其中 r汽车行驶时的滚动半径（m） n发动机曲轴转速（r/min） 汽车变速器各挡传动比 i0汽车主减速器传动比车速的计算结果： nU1U2U3U4U5U6U7U倒10002.19833.88885.86957.876511.13515.27620.4552.405612002.63804.66667.04349.451813.36218.33224.5462.886814003.07765.444480217311.02715.58921.38728.6373.367916003.51736.22219.391212.60217.81624.44232.7283.849018003.95706.999910.56514.17720.04327.49836.8194.330220004.39667.777611.73915.75322.27030.55340.9104.811322004.83638.555412.91317.32824.49733.60845.0015.2924速度特性曲线2.4驱动力与阻力的计算计算公式： N (2-5)式中： 传动系各档传动比 见下表，T=0.831，各档驱动力计算结果： nFt1Ft2Ft3Ft4Ft5Ft6Ft71000104164.761307.033712823949.8517761.8513980.311459.261200147189.286629.5152463.4833842.1825098.2719754.7716192.431400158107.193055.3356355.0136352.4626959.9621220.0917393.521600153557.990377.8654733.5135306.4926184.2420609.5316893.061800142471.683852.9250781.9532757.4924293.8419121.615673.442000130771.976966.9646611.7730067.4722298.8417551.3414386.352200119785.270500.6442695.7127541.3720425.4216076.7813177.692.4.1空气阻力 按公式： （N） (2-6)式中： 空气阻力系数: 0.48； A 迎风面积： 5 ，计算结果见下表：nFw1Fw2Fw3Fw4Fw5Fw6Fw7Fw倒10000.575031.660014.52614310.8774119.7767531.9226347.513640.68970312000.8280922.3904146.51764615.6634828.4785245.9685868.419640.99317214001.1271023.253628.8712421.3197338.7624362.5683593.126731.35181816001.472094.24962611.5869327.8461850.6284781.72192121.63491.7656418001.8631155.37843214.664735.2428264.07666103.4293153.94422.23463820002.300226.6400418.1045743.5096679.10699127.6905190.05452.75881222002.7832358.03444821.9065352.6466995.71946154.5055229.9663.3381622.4.2 滚动阻力滚动阻力可按下式计算：* （N） (2-7)式中：汽车总重 N；：滚动阻力系数 对于HKD260可取0.04 ,Ff与相加即得行驶阻力见下表： nFw2+FfFw3+FfFw4+FfFw5+FfFw6+FfFw7+Ff11760.58100011761.6611764.5311770.8811779.7811791.9211807.5111760.83120011762.3911766.5211775.6611788.4811805.9711828.4211761.13140011763.2511768.8711781.3211798.7611822.5711853.1311761.47160011764.2511771.5911787.8511810.6311841.7211881.6311761.86180011765.3811774.6611795.2411824.0811863.4311913.9411762.3200011766.6411778.111803.5111839.1111887.6911950.0511762.78220011768.0311781.9111812.6511855.7211914.5111989.97为了清晰而形象的表明汽车行驶时的受力状况及平衡关系做出汽车动力平衡图：从图中可以清楚的看出不同车速是驱动力与行驶阻力之间的关系，十分方便的求解汽车动力性指标。曲线的形状，取决于滚动阻力系数f随变化。由于重型自卸车经常以较低的速度行驶，f变化不大，故在图上为平行于横坐标的一条直线；可利用公式计算出不同车速对应的值。在驱动力图上先画出曲线，再画曲线。图中可以（1）确定最高车速：汽车以最高档行驶时的最高车速，可以在图中知己找出。显然ft7曲与曲线的交点便是。此时驱动力与行驶阻力相等，汽车处于稳定的平衡状态。（2）当车速低于最高车速时，驱动力大于行驶阻力。汽车可以利用剩余的驱动力加速或爬坡。2.5 动力特性图因为汽车的道路阻力与加速度阻力与汽车重力成正比，空气阻力与汽车外形因素有关，所以不简单的根据驱动力的大小，简单的判定汽车的动力性。引入动力因数 (2-8）由上式可知，无论汽车的质量参数有什么不同，只要有相同的动力因数，就能克服同样的道路阻力和坡度阻力，同时拥有同样的加速能力。汽车的动力特性图动力特性平衡图从图上可以确定汽车最高车速、爬坡能力、加速能力。2.6 汽车的功率平衡在汽车行驶的每一瞬间，发动机发出的功率始终等于机械传动损失功率与全部运动阻力所消耗的功率之和。汽车行驶时，不仅驱动力和行驶阻力相互平衡，发动机功率和汽车行驶阻力功率也总是平衡的，汽车行驶阻力所消耗的功率由滚动阻力功率和空气阻力功率，坡度阻力功率及加速阻力功率。发动机功率和行驶阻力消耗得功率之间的关系 此式即功率平衡方程式以纵坐标表示功率，横坐标表示车速，将发动机功率，汽车经常达到的阻力功率对车速的关系曲线作在图23上，即得功率衡图平。功率平衡图分析：(1) 在不同挡位下，各曲线的起点终点发动机功率Pe是一致的，但各档位发动机功率曲线所对应车速位置不同，低挡时车速低，所占速度变化区域窄；高挡时车速高，所占变化区域宽。(2)在低速范围内为一斜直线，在较快的速率下则是车速的三次函数。二者叠加后，得到阻力功率曲线是一条斜率越来越大的曲线。第三章 离合器主要参数的选择汽车上所用的摩擦离合器，既要可靠传递发动机转矩，又要靠它的滑磨来使汽车平稳起步，工作条件甚为恶劣。因此，要合理地选择离合器的设计参数和基本结构尺寸。3.1 离合器转矩容量离合器转矩容量Te，根据对压盘压力分布的两种假设，有两种计算公式：（1） 假设压盘压力均匀分布 (3-1)（2） 假设压盘压力从Ri到R0递减 (3-2)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 两种不同的假设，产生了上述两种的计算公式，它们是把复杂的现象作一系列简化后得出的，只能起到对离合器的转矩容量作估算的作用。要精确地计算出离合器转矩容量Te，是相当复杂的，因为实用工况中，、F、Re（摩擦盘上摩擦力等效作用半径）都不是一简单的常数。3.2 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 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 式中 A-摩擦片单面面积，。3.3 离合器基本结构尺寸和参数的选择 首先要确定离合器的结构型式（如单片、多片等），而后就要确定其基本结构尺寸和参数，它们是：摩擦片外径D；单位压力p；后备系数。在选定这些尺寸和参数时，发动机最大转矩Temax；整车总质量 ma；传动系总的速比（变速器传动比主减速器速比）i；车轮滚动半径rK等一些车辆参数对它们有重大影响。3.3.1 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。国外对小轿车的离合器推荐其后备系数值为1.2，因为小轿车的离合器都采用膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加），再加上小轿车的后备功率较大，使用条件较好，故宜取小值。反之，对于有拖挂的载货汽车，由于它们起步时阻力大，相对于小轿车来说，其后备功率较小，就要选取较大的后备系数。在同类型汽车中，其后备系数也可不完全一样。例如采用压簧工作压力可以调正的离合器时，值就可以取小一些。否则，像一般螺旋弹簧离合器，摩擦片磨损后工作压力要减小，就要适当加大后备系数。由于本次是重型自卸车，=33.3.2 摩檫系数的确定摩擦系数的大小与选取的摩擦材料有直接的关系，常用摩擦材料的摩擦系数见表2-2。3-2常用摩表擦材料的摩擦系数、许用应力和许用温度摩擦副摩擦系数许用压强p/MPa许用温度/摩擦材料对偶材料干式湿式干式湿式干式湿式淬火钢淬火钢0.150.20(0.120.16)0.050.10(0.040.08)0.20.40.61.0260120铸铁铸铁、钢0.150.25(0.120.16)0.050.12(0.040.08)0.20.40.61.0250青铜铸铁、钢、青铜0.150.20(0.120.16)0.050.12(0.050.10)0.20.40.61.0150钢基粉末冶金铸铁、钢0.250.33(0.200.30)0.100.12(0.050.10)1.03.01.24.0560铁基粉末冶金铸铁、钢0.30.40.100.121.23.02.03.0680石棉基摩擦材料铸铁、钢0.250.400.080.120.20.30.40.6260120纸基摩擦材料铸铁、钢0.100.20(0.040.08)1.0石墨基摩擦材料钢0.120.15(0.090.11)3.06.0半金属基摩擦材料钢0.260.370.120.201.68350120夹布胶木铸铁、钢0.100.120.40.6150皮革0.30.40.120.150.070.150.150.28110软木0.30.50.150.250.050.100.100.15110摩擦片所用的材料一般有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。其特性分别如下：石棉基摩擦材料具有摩擦系数高、密度小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦系数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，目前主要应用于中、轻型货车中。由于石棉在生产和使用过程中对坏境有污染且对人体有害，所以用玻璃纤维、金属纤维等替代石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性能好、热稳定性、耐热性能、耐磨性能、摩擦因数高且稳定、能承受的单位压力高以及使用寿命较长等优点，但价格昂贵，密度较大，结合平顺性差，主要应用于重型车上。结合以上因素，选用铁基粉末冶金摩擦材料较为合适。3.3.3 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，它直接影响离合器所能传递的转矩大小，也关系到离合器的结构重量和使用寿命。在确定尺寸D时，发动机最大转矩参数必须是已知的。在确定外径D时，根据公式 式中：摩擦片外径，mm 发动机最大转矩，N m A和车型及使用情况有关的系数，小轿车A47；一般载货汽车A36（单片）或A50（双片），取A50.所给题目中的最大转矩为1450 N m，则摩擦片外径为540mm.无论用哪种方法初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，就近套用标准尺寸。表2-3为我国摩擦片尺寸的标准。表3-3离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/160180200225250280300325350380405430内径d/110125140150155165175190195205220230厚度/3 .23.53.53.53.53.53.53.54444C=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351- C30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单面面积/21061321602213024024665466787299081037在实际应用中结合生产厂家重型自卸车资料故选用外径430mm，内径230mm的离合器。摩擦片内径d不作为一个独立的参数，它和外径D有一定关系，用比值来反映，定义为 (3-3)比值关系到从动盘钢片总成的结构设计和使用性能。具体来说，由于现在广泛采用扭转减振器，所以布置扭转减振器时要求加大内径d，从而要变大；但过分加大C值会使摩擦面积变小，这也是不利的。按照目前的设计经验，推荐0.530.7 一般来说，发动机转速越高，取值越大 对摩擦片的厚度h，我国已规定了3种规格：3.2，3.5和4三种。 由上表得外径为430mm，内径选为230mm。 (3-4)3.3.4 单位压力的确定确定单位压力p的时候，应从两个方面考虑。一是摩擦材料的耐压强度（可从表3-2中查到）；二是摩擦材料的耐磨性，影响摩擦片磨损的直接物理量是pv，表面上看，单独考虑p的大小对摩擦片耐磨性的影响是没有直接意义的，但是对同一转矩容量的离合器来说，降低p值就意味着要增加摩擦片面积，这样就增大了摩擦材料的可磨损体积，直接意义是提高了摩擦离合器的使用寿命。因此，在一定意义上来说，p的大小反映了离合器的使用寿命，p值小，寿命长；p值大，寿命短。这样，在确定摩擦片上的单位压力p值时，在保证离合器的可靠使用性能的前提下，应尽可能选择小的p值，以利于提高离合器的寿命。如果知道离合器的工作条件，选择p的原则是：当离合器使用频繁（如城市公共汽车和矿用载重车）时，相对滑磨的时间就长，单位压力p取较小的值为好。因为只有降低单位压力p，增大摩擦面积，加大容许的磨耗的体积，才能延长使用时间。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/，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f=0.3 静摩檫力： (3-5) (3-6) 结合两式得： (3-7) 3.3.5 摩檫片的约束条件（1）摩檫片的外径D应满足： 所以符合条件（2）摩檫片的内外径应满足 C=0.535符合条件（3）后备系数应满足 所以符合条件。（4）摩檫片内径d必须大于减震器弹簧直径的约 所以符合条件。（5）为反映离合器传递转矩并保护过载的能力。单位摩檫面积传递的转矩应小于其许用值 单位摩擦面积传递的转矩应满足的条件离合器规格D/mm210250250325325/0.280.300.350.40 (3-8)所以符合条件。（6）为了降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩檫片受损。 满足条件（7）为了减少汽车起程中离合器每次接合的单位摩檫面积滑磨功应小于许用值 (3-9) 对于重型自卸车 所以符合条件。第四章 离合器的结构选型与设计计算离合器的结构类型很多，以下主要以单片干式摩擦离合器为主，详细介绍其主要零件的结构选型及设计计算。4.1 从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。不带扭转减振器的从动盘结构简单，重量较轻，转动惯量小，主要使用在早期和多片离合器的载货汽车上。带扭转减振器的从动盘，可以避免汽车传动系的共振，缓和冲击，减少噪声，提高传动系零件的寿命，改善汽车行驶的舒适性，并使汽车起步平稳，已被现代汽车广泛采用。不论从动盘是否带有减振器，它们都有从动盘钢片、摩擦片和从动盘毂等3个基本组成部分。两者不同之处在于，不带扭转减振器的从动盘中从动盘钢片直接铆在从动盘毂上；而在带扭转减振器的从动盘中，其从动盘钢片和从动盘毂之间是通过减振弹簧弹性地连接在一起。无论选择什么类型的从动盘，它都应该满足以下要求：（1）为了减少变速器换挡时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。（2）为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性。 （3）要有足够的抗爆裂强度。（4）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应尽量选装扭转减振器。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。4.2 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：4.2.1 从动盘钢片从动盘钢片应达到以下几个方面的要求：（1） 尽量小的转动惯量设计从动盘钢片时，要尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。从动盘钢片一般都比较薄，通常是用 1.32.0 厚的钢板冲制而成。为了进一步减小从动盘钢片的转动惯量，有时将从动盘钢片外缘的盘形部分磨薄至0.651.0，使其质量分布更加靠近旋转中心。（2） 具有轴向弹性结构为了使离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动盘钢片一般都做成具有轴向弹性的结构。这样，在离合器盘接合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。现代常用的具有轴向弹性的从动盘钢片，主要有以下3种结构类型。1）整体式弹性从动盘钢片整体式弹性从动盘钢片的结构如图3-10所示。为使具有轴向弹性，将钢片沿半径方向开槽，将钢片外缘部分分割成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形，两边的摩擦片则分别铆在扇形片上。在离合器接合时，从动盘钢片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分逐渐被压平，从动盘摩擦面片所传递的转矩逐渐增大，使接合过程（即转矩增长过程）较平顺、柔和。图4-10整体式弹性从动盘钢片1-从动盘钢片，2-摩擦片，3-铆钉根据从动盘钢片尺寸的大小可制成612个切槽。这种切槽还有利于减少从动盘钢片的翘曲。为了进一步减小从动盘钢片的刚度，增加其弹性，减少应力集中，常常将切槽的跟部切成T形。2）分开式弹性从动盘钢片它是将刚片沿半径尺寸方向分开，装配后才能达到刚片的使用尺寸，结构组成见图3-11。优点是具有更小的转动惯量，因为波形弹簧片较薄，且位于从动盘钢片的最大半径上，从动盘钢片的尺寸较大，但它在旋转中心。图3-6中的从动盘刚片也是这种结构。图4-11分开式弹性从动盘钢片（a）-分开式弹性从动盘总成 （b）-波形弹簧片1-波形弹簧片，2、6-摩擦片，3-摩擦片铆钉，4-从动盘钢片，5-波形弹簧片铆钉 3）组合式弹性从动盘钢片前面两种结构的从动盘钢片都属于双向轴向弹性，在传动负荷不太大的小型车上广泛采用，它们工作的特点是，在离合器分离与结合的过程当中，两边的摩擦片都要产生变形，引起从动盘毂沿变速器第一轴轴向移动，有可能造成从动盘在飞轮一侧分离不彻底（从动盘毂花键滑动阻力较大时），影响变速器挂挡性能。因此在载货汽车上常采用另一种所谓组合式的从动盘钢片（图3-12）。所谓组合式弹性从动盘钢片，就是将从动盘钢片沿轴向分开，在从动盘钢片上附加一些波形弹簧片。设计和装配时一定要注意使靠近飞轮的一侧无波形弹簧片，否则，这种结构失去它的意义。显然，这种组合式从动盘钢片的转动惯量比前两种的大，但对于要求刚度较高、传动负荷比较大的大型从动盘钢片来说，这个缺点是可以容忍的。图3-4的从动盘钢片结构也属于此类。图4-12组合式弹性从动盘钢片1-从动盘钢片，2-摩擦片铆钉，3-波形弹簧片铆钉，4-摩擦片，5-波形弹簧片在设计时，为了保证从动盘钢片的弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可取为0.81.1 之间，至少不应小于0.6。从动盘钢片轴向弹性变化规律（即轴向加载与其变形的关系）的大致趋势是抛物线形，即在开始变形时力较小，而后随着变形的增加，力的增长很快，最后被压平。采用具有轴向弹性的从动盘钢片结构将比较复杂，此外由于轴向弹性需要增加分离行程才能保证离合器的彻底分离。因此某些特殊情况下（如双片离合器），从动盘钢片采用刚性的更有利。从动盘钢片的材料与所采用的结构型式有关，不带波形弹簧片的从动盘钢片（即整体式）一般用高碳钢板或弹簧钢板冲压而成，经热处理后达到所要求的硬度。采用波形弹簧片时（即分开式或组合式），从动盘钢片可用低碳钢板，波形弹簧片用弹簧钢板。无论何种从动盘钢片都要保证其结构形状的热稳定性，防止翘曲变形，以免摩擦面片压力不匀。4.2.2 从动盘毂从动盘毂结构形状如图3-13，需要确定的主要参数有：扭转减振器弹簧装配窗孔半径；花键相关尺寸等。扭转减振器弹簧装配窗孔半径尺寸受到摩擦片内径的限制，在结构条件允许的情况下，该尺寸尽可能大一点。从动盘毂的花键孔与变速器第1轴的花键轴配合，目前大都采用齿侧定心的矩形花键，花键副之间为动配合，目的是在离合器分离和接合过程中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动。花键相关尺寸包含两个方面：（1）花键形状尺寸花键形状尺寸可以采用两种结构形式：1）采用SAE（美国汽车工程师学会）标准，结构见图3-14，有关尺寸见表3-4。图4-13从动盘毂结构1-扭转减振器弹簧装配窗孔图4-14从动盘毂花键结构（a）-花键孔，（b）-花键轴表4-4 SAE矩形花键尺寸系列 SAE标记DD1L1D2D3L218.520.4123125.5128.2130.75133.2138.05135.8240.82）按表4-5选取花键结构参数，花键结构尺寸的选择依据是从动盘外径和发动机转矩，更详细的内容请参阅GB1144-2001。表4-5从动盘毂花键尺寸系列从动盘外径D/发动机转矩TeNm花键齿数n:花键外径D/花键内径d/齿厚b/有效齿长/挤压应力/MPa16018020022525028030032535038041043045050701101502002803103804806007208009501010101010101010101010101023262932353540404040454552182123262832323232323636413344445555556202025303540404550556065651011.811.311.510.412.710.711.613.215.213.113.512.5（2）花键毂轴向工作长度 应满足以下两个方面的要求：1)导向要求 为了保证从动盘毂在变速器第1轴上滑动时不产生自锁，花键毂的轴向长度不宜过小，一般应与花键外径大小相同，对于工作条件恶劣的离合器，其盘毂的长度更大，可达花键外径的1.4倍。 2）强度要求 花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。从上节由表45表查得从动盘外径D/发动机转矩TeNm花键齿数n:花键外径D/花键内径d/齿厚b/有效齿长/挤压应力/MPa43080010453656513.5花键尺寸选定后应进行强度校核，由于花键损坏的主要形式是由于受挤压过大而损坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。挤压应力的计算公式如下： (4-1)式中，P花键的齿侧面压力， N。它由下式确定： (4-2) 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=0.045m；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。 矩形花键的链接方式为静链接，使用和制造情况中等，齿面经热处理取 所以符合条件。4.2.3 从动盘摩檫片在离合器接合、分离过程中，它将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求摩擦面片应有下列一些综合性能：(1）在工作时有相对较高且稳定的摩擦系数；(2）具有小的转动惯量，材料加工性能良好；(3）在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的热稳定性能；(4）能承受较高的压盘作用载荷；(5）能抵抗高转速下，相对较大的离心力载荷而不破坏；(6）有足够的剪切强度；(7）摩擦副对偶面有高度的容污性能，不易影响它们的摩擦作用；(8）具有优良的性能价格比，不会污染环境。摩擦面片来说，有两个方面要选择确定，一是结构尺寸，内、外直径已在前面选定，厚度可根据使用寿命确定。二是材料，近年来，摩擦材料的种类增长极快，常用的摩擦材料有：(1)石棉基摩擦材料石棉基摩擦材料是由石棉纤维和铜丝或锌丝绕制成石棉线绳制成。它的特点是，石棉有良好的耐热性能，而铜丝或锌丝有相对高的强度。是一种性能比较良好的摩擦材料。但它的粉尘对环境有污染，国外已经淘汰。它的摩擦系数大约在0.3左右（即在0.250.4之间），其允许的单位压力在0. 20.3MPa左右，详见表3-2。(2）替代石棉的有机摩擦材料美国杜邦公司曾开发出一种由芳香族聚酰胺纤维派生出来的摩擦材料，属于高分子尼龙家族，商业名称为芳纶（kevlar aramid）。它相对石棉基的面片有如下一些工作特性：1）在正常工作压力和温度范围内有较高的耐磨性能，在高的工作温度下有稳定的摩擦特性，温度达到425以后才开始烧裂（而不是变软、熔化），这种状况持续到500。2）重量比石棉材料轻，因而从动盘的转动惯量小，其抗拉强度是钢的5倍。3）有较高的抗离心力强度，能有效抵抗摩擦面片的飞裂。用有机材料代替石棉材料时，离合器的结构等完全相同。3）金属陶瓷摩擦材料离合器面片所用的金属陶瓷摩擦材料是由金属基体、陶瓷成分和润滑剂组成的一种多元复合材料。金属基体的主要作用是以机械结合方式将陶瓷成分和润滑剂保持其中，形成具有一定机械强度的整体；陶瓷组分主要起摩擦剂的作用；而润滑剂组分则主要起提高材料抗咬合性和抗粘接性的润滑作用，特别有利于降低对偶件材料的磨损，并使摩擦副工作平稳。润滑剂组分和陶瓷组分一起共同形成金属陶瓷摩擦磨损性能的调节剂。金属陶瓷面片的单位面积允许压力通常为0.440.82MPa，摩擦系数在0.350.4之间。4.3 压盘和离合器盖4.3.1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。 （1）压盘几何尺寸的确定压盘的结构形状与传力、压紧和分离方式有关。当采用周布圆柱螺旋弹簧压紧时，压盘上应铸有圆柱形凸台作为弹簧的导向座。当采用膜片弹簧或中央弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之用。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。压盘厚度的确定主要依据以下两点。（1）压盘应具有足够的质量由离合器工作原理可知，在离合器的接合和分离过程中都要产生大量的热，而每次接合和分离的时间很短（大约3s左右），因此热量根本来不及全部散发出去，大部分热量滞留在摩擦副中，必然导致摩擦副的温升。为了使每次接合和分离时的温升不致过高，故要求压盘具有足够大的质量来吸收热量。（2）压盘应具有较大的刚度 要使压盘在正常工作的情况下，不产生翘曲变形，则压盘必须具有较大的刚度。为满足上述要求，压盘应做得厚些（一般不小于l0）。此外，还应注意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔，见图3-16。近年来这种结构也开始在单片离合器的压盘中采用。压盘形状一般都比较复杂，而且还要求耐磨、传热性好和具有较理想的摩擦性能，通常由灰铸铁铸成（注意：不能用低碳钢来代替铸铁，因为在低碳钢表面容易引成擦痕），其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170227，为了增加其机械强度，可另外增添少量合金元素（如镍、铁锰合金等）。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： （） （4-3）式中，温升，；L滑磨功，Nm，可根据式计算（其中Ja为汽车整车质量转化的转图4-16黄河JN150型汽车离合器中间压盘（材料：HT1836）动惯量，由式计算，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；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）；压盘质量，kg。根据自己的设计可得出： (4-4) (4-5) (4-6)压盘的外径应大于摩檫片的外径 内径应小于等于摩檫片的内径 初定厚度 校核离合器的温升，它不超过810C 所以符合条件。4.3.2 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。图3-17是压盘和飞轮间常用的几种典型连接方式。图4-17压盘的几种传力（动）方式（a）凸台式，（b）键式(轴向键)，（c）键式（径向键），（d）销式，（e）传力片式（2）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4-20）。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4-20 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 （4-7）B 反向驱动应力为 （4-8）C 轴向弹性恢复力为 =12 （4-9）式中：-传力片有效长度，-1.5d（d为螺钉孔直径）； i-传力片组数； n-每组有传力片数； -每一传力片的截面惯性矩; E-材料弹性模量; -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。 共设4组传力片 每组3片 宽 厚 传力片上两孔间的距离 孔的直径 传力片切向布置，圆周半径 传力片材料的弹性模量 通过参数计算传力片上有效长度 计算传力片的弯曲总刚度 计算正向驱动应力为： 4.4 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以下几个问题。（1）刚度问题为了增加刚度，小轿车和一般载货汽车的离合器盖常用厚度约为35 的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。重型汽车由于批量少，为了降低成本、增加刚度则常采用铸铁的离合器盖。（2）通风散热问题为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开设多个通风窗口。（3）对中问题离合器盖内装有压盘、分离杆、压紧弹簧等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。对中方式常用的有以下两种：一是用止口对中，铸造的离合器盖以外圆与飞轮上的内圆止口对中。二是用定位销或定位螺栓对中，这种定位对中方式中的定位销孔或定位螺栓孔要现场“配做”。4.5 离合器的分离装置设计离合器的分离装置包括分离杆、分离轴承和分离套筒。4.5.1分离杆结构型式的选择在采用膜片弹簧作为压紧弹簧的离合器中，分离杆的作用由膜片弹簧中的分离指来完成的，故分离指设计的有关内容请参阅膜片弹簧设计章节。而在这里讨论膜片弹簧与离合器盖的连接问题。拉式膜片弹簧离合器中，膜片弹簧与离合器盖的连接方式比较简单，这里不在叙述；对于推式，连接方式很多，图3-21示出了几种，供设计时参考。图4-21膜片弹簧与离合器盖的连接方式1-离合器盖，2-压盘，3-膜片弹簧，4-铆钉，5-支乘环，6-支乘点，7-梳状板图4-21(a)中，膜片弹簧3由其上、下面两个支承环5通过铆钉4和离合器盖1相连接。图4-21(b）的结构型式，减少了两个支承环，结构简单。图4-21(c)的结构，其下支承环改制成弹性的支承环5，安装时有一定的预紧度，消除了间隙，工作稳定性较高。图4-21(d)的结构，离合器盖边不折弯，改用梳状板7来支承环5，提高了支承刚性。4.6 膜片弹簧设计膜片弹簧的设计计算比较复杂，这里只给出膜片弹簧的结构参数选择范围及有关性能和强度的计算公式，要了解膜片弹簧设计计算公式的详细推导过程，请参阅蝶形弹簧设计的相关资料。4.6.1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15001700MPa。模片弹簧主要参数的选择：（1）摩檫片的平均半径由于我选的膜片弹簧为拉式弹簧值应大于或等于 因此满足要求 分离时指根宽度 分离指数n选24外端支撑 接合时加载半径 膜片弹簧的优化设计与强度校核 (4-10) (4-11)把膜片弹簧各尺寸和泊松比 弹性模量(4-10)和(4-11)联立并导入各个参数得：6.4（2）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧与初始底锥角应在一定的范围内即： 而 所以符合条件。（3) 弹簧各部分有关尺寸比值应符合 符合条件。(4) 符合条件。(5) 代入数据都符合条件4.7扭转减振器的设计 扭转减震器主要有弹性元件（减震弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶（通常为三阶）固有频率，而改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主阶量刺激引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效的耗散震动能量。所以，扭转减震器的主要功能是： (1) 降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭转固有频率。(2) 增加传动系扭转阻尼，抑制扭转共振相应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭转。 (3)控制动力传动系统总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器的扭振与噪声。 (4) 缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改变离合器的接合平顺性。扭转减震器具有线性和非线性两种。单级线性减震器弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用在汽油机汽车中。当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮间的敲击，从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。在扭转减震器中另设置一组刚度较小的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声，此时可到两级非线性特性，第一级的刚度较小，称为怠速级，第二级的刚度较大。目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减震器。在扭转减震器中，也有采用橡胶代替螺旋弹簧作为弹性元件，以液体阻尼器代替干摩擦阻尼的新结构。扭转减震器主要参数通常根据经验公式和统计资料进行初选，然后经试验修正。 (1) 极限转矩极限转矩是指减震器在消除了限位销与从动盘鼓缺口之间的间隙t时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减震弹簧的许用应力等因素，于发动机最大转矩有关，一般可取：=(1.52.0)结合我们设计的车型，取：=1.5=1.51450Nm =2175Nm(2) 扭转角刚度为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减震器的扭转角刚度,使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。决定于减震弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。根据扭转刚度的定义：=设计时，我们按经验初选为：13=28275Nm/rad(3) 阻尼摩擦转矩由于减震器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效的减震，必须合理选择减震器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般可按下式初选：=（0.60.17）= 0.1=145Nm(4)预紧转矩减震弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向频率小的方向移动，这是有利的。但是不应大于否则在反向工作时，扭转减震器将提前停止工作，故取：=（0.050.15）= 0.09=130.5Nm(5）减震弹簧的计算1）减震弹簧的位置半径的尺寸应尽可能大一些，一般取：=（0.60.75）d/2 =6986.25mm 取=80mm式中，d为离合器摩擦片内径。 2） 减震弹簧数量Z：可参看下表选取。摩擦片外径D/mm225250250325325350350Z466881010我们取Z=6。3）减震弹簧总工作负荷当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除，减震弹簧传递的转矩达到最大值时，减震弹簧受到的压力为=27187.5N 4）单个减震弹簧的工作负荷F：F=/Z=4531N 5）减震弹簧尺寸弹簧中径:一般由结构布置来决定，通常=1115mm左右。取=13mm。弹簧钢丝直径d:通常取d=34mm。取d=4mm。减震弹簧刚度k:应根据已选定的减震器扭转刚度及其位置半径，由下式得： 减震弹簧有效圈数i： 式中，G为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取。 减震弹簧总圈数n：一般在6圈数左右，总圈数n和有效圈数i间的关系为：n=i+（1.52） 取n=6 减震弹簧最小高度：指减震弹簧在最大工作负荷下的工作长度，考虑到此时弹簧的压缩各圈之间仍需留一定的间隙，可确定为 = 1.1dn=26.4mm 减震弹簧总变形量：指减震弹簧在最大工作负荷下所产生的最大压缩变形，为=P/k =6.15mm 减震弹簧自由高度：指减震弹簧无负荷时的高度，为 =+=32.55mm 减震弹簧预变形量：指减震弹簧安装时的预压缩变形，它和选取的预紧力矩Tn有关，为 减震弹簧安装工作高度l：它关系到从动盘毂等零件窗口尺寸的设计，为 l=-=32.18mm（6）从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角和减震弹簧的工作变形量有关，其值为 第五章 操纵机构设计计算5.1离合器操纵机构的基本要求与常用结构类型5.1.1对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150200N。(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。5.1.2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。机械式操纵机构有杆系式和拉索式两种，杆系操纵机构结构简单、工作可靠、早期广泛应用于各种车辆当中，但其质量大，传动效率低，车架、车身的变形会造成离合器在接合过程中出现抖动现象，特别是远距离操纵时，布置比较困难。拉索式可克服上述缺点，且可采用适宜驾驶员操纵的吊挂式踏板结构。液压式操纵机构，具有质量小、布置方便、传动效率高、便于采用吊挂式踏板、驾驶室容易密封、发动机的振动和驾驶室与车架变形不影响其正常工作、离合器结合比较柔顺等优点，故广泛应用于各种形式的汽车中。5.2 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。常用离合器的结构类型和操纵系统传动线路简图见图5-1图5-1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采用液压式离合器操纵机构（1）踏板行程S踏板行程S由自由行程工作行程两部分组成，即 (5-1) 为分离轴承的自由行程，一般为1.53.0mm，反映到踏板上的自由行程一般为2030mm；Z为摩擦片面数；为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：=0.851.30mm；，分别为主缸和工作缸的直径；、为杠杆尺寸。 根据上述，选定=2mm，=1.00mm，=22mm，=24mm，杠杆尺寸：=70mm，=300mm，=112mm，=224mm，=16mm，=83mm 自由行程： (5-2) 踏板行程：180mm (5-3) 符合要求（2）踏板力 离合器踏板力取决于离合器分离轴承的输出力及操纵系统的传动比(或杠杆比)，加大传动比会使踏板力减小但行程增加。踏板力大小直接影响到对离合器操纵的轻便性。 (5-4)式中，为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；为操纵机构传动比，；为机械效率，液压式：=80%90%；为克服回位弹簧1、2所需的踏板力，在初步设计时，可忽略。 则 ： 第六章 传动轴的设计与计算6.1 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。6.2万向节结构方案分析（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，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，根据基本设计要求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。6.3万向节的设计计算6.3.1 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。 (6-1)得： =14509.22221=26743.8Nm其中： =1450Nm =2 =1 =9.222（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。表61序号最大扭矩 T十字轴总成花键十字轴及其轴承滚 针* *nD1d1bDdhHd0lz*1552514.860672.0142610302642902817.676832.51425103226431353220.080892.516281635353.542003623.190982.516321638333.553004025.51081182.51835165043564504529.51201302.52240165043576755033.51451563.024381660525810005638.21581703.027441665565915006344.01581703.0274916726261022007150.62002143.030562092826注：*滚针数目；* *花键齿数外径内径键宽; 所有尺寸单位均为mm.选用的十字轴的尺寸为：D=63;d=44;h=158;H=170（3）十字轴强度校核在设计十字轴万向节时候应该保证十字轴颈有足够的抗弯强度。设作用在轴颈中点的力为F,则： (6-2)得： F= 式中：为万向节的计算转矩(Nm)， 图6-1 = min， 由于，所以Ts=568.89(Nm)； r为合力F作用线到十字轴中心之间的距离； 为万向传动的最大夹角。1)十字轴轴颈根部的弯曲应力： (6-3)得： 即式中：d1为十字轴轴颈直径；d2为十字轴油道孔直径；s为合力F 作用线到轴颈根部的距离；w为弯曲应力许用值，为250350MPa。2)十字轴轴颈的切应力为： (6-4)得： 选用的十字轴符合要求。6