毕业设计（论文）-中型载货汽车离合器及传动轴设计（全套图纸）.pdf

1 第一章 前 言 随着汽车工业的发展,离合器也在原有的基础上不断改进和提高,以适应 新的使用条件。从国外的发展动向来看,汽车的性能在向高速发展,发动机的 功率和转速不断提高,载重汽车趋于大型化,国内情况也类似于此。另外,离合 器的使用条件也日酷一日。因此,增加离合器的传扭能力,提高其使用寿命,简 化操作已成为离合器目前发展的趋势。 全套图纸加 153893706 离合器的结构形式虽然可以各不相同,但在使用中对它们的基本要求却 是一致的。对汽车离合器的基本要求有以下几点: 能可靠地传递发动机的 最大扭矩; 接合时要平顺、柔和,使汽车起步时没有抖动和冲击; 分离时 要迅速彻底; 离合器从动部分的转动惯量要小,以减轻汽车起步和换档时 变速器齿轮轮齿间的冲击,方便换档; 离合器的通风散热应良好; 高速回 转时要具有可靠的强度,应注意平衡问题和离心力的影响; 应使汽车传动 系避免共振,并具有吸收振动,缓和冲击和减少噪音的能力; 操纵轻便; 离合器的工作性能应保持稳定,这就要求作用在摩擦片上的总压力要不因摩 擦表面的磨损而变化,或者变化较小; 要求使用寿命长。 此外,离合器也要尽 量做到结构简单,紧凑,制造工艺性好,维修方便,重量轻等等。 基于上述要求,离合器的压紧弹簧从普遍采用的圆柱螺旋弹簧改为膜片 弹簧,其利甚多。首先,膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用,使零件 数量减少,重量减轻,离合器结构大为简化,并显著地缩短了离合器的轴向尺 2 寸。其次,由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触,使压力分布均匀,摩擦片的接 触良好,磨损均匀,再者,由于膜片弹簧具有非线性的特性,因此,可设计成当摩 擦片磨损后,弹簧压力几乎可以保护不变,且可减轻分离离合器时的踏板力,使 操纵轻便。另外,膜片弹簧的安装集团对离合器轴的中心线来说是对称的,因 此它的压紧力实际上不受离心力的影响。 膜片弹簧与螺旋弹簧的对比： 1、 制造工艺方面 膜片弹簧由弹簧钢板冲制而成,而螺旋弹簧由钢丝卷 绕而成,相比之下前者制造工艺性好。 2、 零件数量方面 膜片弹簧本身带有分离爪,勿须另加分离杆,且一个 离合器只用一张膜片弹簧作为压紧弹簧;而螺旋弹簧要另加分离杆,且一个离 合器要用若干个螺旋弹簧作为压紧弹簧。 相比之下前者零件数量少,结构紧凑; 后者零件数量多。零件数量少者,拆装、维修方便省时;零件数量多则费时。 3、其他方面 (1) 螺旋弹簧其弹性特性为线性的,因此离合的调整比较容易。而膜片弹 簧其弹性特性为非线性的,因而离合器的调整较困难。不过,适当选取 H/ h 的 值,适合汽车离合器使用的膜片弹簧总可以制造出来,只要我们掌握了膜片弹 簧的特性,离合器调整问题也可随之解决。 (2) 膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧的制造成本高一些,但寿命也比 螺旋弹簧长一些。另外,膜片弹簧不受离心力的影响,而螺旋弹簧要受离心力 影响,特别是高速旋转时,其影响不可忽视。 现代汽车向高速发展,离合器也向高速发展,压紧弹簧在高转速下工作,膜 片弹簧的优越性会随之显示出来。膜片弹簧取代螺旋弹簧作为离合器压紧弹 簧势所必然。 3 第二章 离合器概述 2.1 离合器的主要结构 一、 主动部分 主动部分包括飞轮、离合器盖、压盘等机件组成。这部分与发动机曲轴 连在一起。离合器盖与飞轮靠螺栓连接，压盘与离合器盖之间是靠压盘上的 凸台和离合器盖上的窗口传递转矩的。 二、 从动部分 从动部分是由单片、双片或多片从动盘所组成，它将主动部分通过摩擦 传来的动力传给变速器的输入轴。从动盘由从动盘本体，摩擦片和从动 盘毂三个基本部分组成。为了避免转动方向的共振，缓和传动系受到的 冲击载荷，大多数汽车都在离合器的从动盘上附装有扭转减震器。 三、 扭转减振器 离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩 擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动。从动盘 本体和减振器盘又通过四个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。因为有弹性 环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和。传动系中的扭转 振动会使从动盘毂相对于从动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的 减震阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来。 为了使汽车能平稳起步，离合器应能柔和接合，这就需要从动盘在轴向 具有一定弹性。为此，往往在动盘本体圆周部分，沿径向和周向切槽。再将 分割形成的扇形部分沿周向翘曲成波浪形，两侧的两片摩擦片分别与其对应 的凸起部分相铆接，这样从动盘被压缩时，压紧力沿翘曲的扇形部分被压平 而逐渐增大，从而达到接合柔和的效果。 四、弹簧布置形式的选择 周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧， 其结构简单制造容易， 因此用较为广泛。压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最大 转速很高时周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离 合器传递转矩的能力随之降低。此外，弹簧靠到它的定位面上，造成接触部 4 位严重磨损，甚至出现弹簧断裂的现象。 中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋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。 膜片弹簧的结构主要特点是采用一个膜片代替传统的螺旋弹簧和分离杠 杆。起结构特点如下： 1、膜片弹簧的轴向尺寸较小而径向尺寸很大,这有利于在提高离合器传 递转矩能力的情况下离合器的轴向尺寸。 2、膜片弹簧的分离指器分离杠杆的作用，故不需专门的分离杠杆，使离 合器结构大大的简化，零件数目少，质量轻。 3、由于膜片弹簧轴向尺寸小，所以可以适当增加压盘的厚度，提高热容 量；而且还可以在压盘上增设散热筋及在离合器盖上开设较大的通风孔来改 善散热条件。 4、膜片弹簧离合器的主要部件形状简单，可以采用冲压加工，大批量生 产时可以降低生产成本。 故在本设计中选用了膜片弹簧离合器。 离合器按它的结构形式选择 根据膜片弹簧分离指在分离时所受的力是推力还是受拉力，可分为推式 和拉式弹簧离合器。拉式与推式离合器最明显的特征就是膜片弹簧安装方向 相反。 拉式膜片弹簧离合器与推式有其明显的优点： 1、减少中间支撑，零件数目相对要少。结构简单，紧凑、质量较轻。 2、由于取消了中间支撑，减少了摩擦损失，传动效率高，使分离时的踏 板力更少， 3、 拉式膜片弹簧无论在接合还是在分离时， 膜片弹簧都与离合器盖接触， 不会产生噪声和冲击。 4、由于拉式膜片弹簧是以其中部压紧压盘，在压盘大小相同的条件下可 使用直径相对较大的膜片弹簧， 从而实现在不增加分离时的操纵力的前提下， 提高压盘的压紧力和传递转矩的能力；或在传递转矩相同的条件下，减小压 盘的尺寸。 5、使用寿命相对要长。所以在本设计中选择拉式离合器。 五、 操纵机构 5 操纵机构是为驾驶员控制离合器分离与接合程度的一套专设机构，它是 由位于离合器壳内的分离杠杆（在膜片弹簧离合器中，膜片弹簧兼起分离杠 杆的作用） 、分离轴承、分离套筒、分离叉、回位弹簧等机件组成的分离机构 和位于离合器壳外的离合器踏板及传动机构、助力机构等组成。 2.2 离合器的工作原理 发动机飞轮是离合器的主动件，带有摩擦片的从动盘和从动毂借滑动花 键与从动轴（即变速器的主动轴）相连。压紧弹簧则将从动盘压紧在飞轮端 面上。 发动机转矩即靠飞轮与从动盘接触面之间的摩擦作用而传到从动盘上， 再由此经过从动轴和传动系中一系列部件传给驱动轮。压紧弹簧的压紧力越 大，则离合器所能传递的转矩也越大。 由于汽车在行驶过程中，需经常保持动力传递，而中断传动只是暂时的 需要，因此汽车离合器的主动部分和从动部分是经常处于接合状态的。摩擦 副采用弹簧压紧装置即是为了适应这一要求。当希望离合器分离时，只要踩 下离合器操纵机构中的踏板，套在分离套筒的环槽中的拨叉便推动分离叉克 服压紧弹簧的压力向松开的方向移动，而与飞轮分离，摩擦力消失，从而中 断了动力的传递。 当需要重新恢复动力传递时， 为使汽车速度和发动机转速变化比较平稳， 应该适当控制离合器踏板回升的速度，使从动盘在压紧弹簧压力作用下，向 接合的方向移动与飞轮恢复接触。二者接触面间的压力逐渐增加，相应的摩 擦力矩也逐渐增加。当飞轮和从动盘接合还不紧密，二者之间摩擦力矩比较 小时，二者可以不同步旋转，即离合器处于打滑状态。随着飞轮和从动盘接 合紧密程度的逐步增大，二者转速也渐趋相等。直到离合器完全接合而停止 打滑时，汽车速度方能与发动机转速成正比。 6 第三章 离合器设计计算 3.1 离合器设计要求 一、 能可靠地传递发动机的最大转矩； 二、 接合过程要平顺柔和，使汽车起步时没有抖动和冲击； 三、 分离时要迅速彻底； 四、 离合器从动部分的转动惯量要小，以减轻换档时变速器轮齿 间的冲击力并方便换档； 五、 高速旋转时具有可靠的强度，应注意平衡并免受离心力的影 响； 六、 应使汽车传动系避免共振，具有吸收振动，冲击和减小噪声 的能力； 七、操纵轻便，工作性能稳定，使用寿命长。 以上这些要求中最重要的是使用可靠，寿命长以及生产和使用中的良好 技术经济指标和环保指标。 3.2 离合器参数的选择 一、摩擦片外径的确定： 摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构和使用寿命， 她和离合器所需传递的转矩大小有一定的关系。发动机转矩是重要参数，按 发动机最大转矩)( max mNTe来选定 D 时，有下列公式可得： A Te D max 100= （31） 根据所设计的车型和采用单片摩擦片，则 A=36。由（21）得： mmD307 36 340 100= 查摩擦片尺寸的系列化和标准化，选取标准摩擦片外径 D=325mm,内径 7 d=190mm,厚度 h=3.5mm,内外径之比585. 0=c，单位面积 2 546mmA =.验算摩 擦片最大圆周速度 100060 = Dn V （32） 式中：D摩擦片外径，mm; N发动机最大功率时转速，r/min; V摩擦片最大圆周速度，m/s; smsm Dn V/65/ 4 . 54 100060 320032514 . 3 100060 = = = 即满足设计要求。 二、离合器后备系数 的确定： 后备系数 是离合器设计时应到的一个重要参数，它反映了离合器传递 发动机最大转矩的可靠程度。在选择 时，应考虑以下几点： 摩擦片在使用中磨损后，离合器还能可靠地传递发动机最大转矩； 要能防止离合器滑磨过大； 要能防止传动系过载。 为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大， 不易选取太小， 当使用条件恶劣，为提高起步能力，减小离合器滑磨， 应选取大些；采用 柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳， 选取值应大些；发动机缸 数越多，转矩波动越小， 可选取小些。 考虑以上影响因素和所设计车型为农用运输车， 采用单缸柴油机， 根据 的取值范围=1.72.25，同时参考其它同类车型选取95 . 1 =。 三、单位压力 0 P ： 单位压力 0 P 对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑 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， 0 P 应取小些； 当摩擦片外径较大时， 为降低摩擦片外源出的热负荷， 0 P 应取小些； 后备系数较大时，可适当增大 0 P 。 采用石棉基材料时，MPaP35 . 0 10 . 0 0 =。 四、离合器压盘力的计算： 摩擦离合器是靠摩擦表面的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静 8 摩擦力矩根据摩擦定律可表示为： cc fFZRT = (33) 式中： c T 为静摩擦力矩，单位 N.m; F摩擦面间的静摩擦因数，取 f=0.30; F压盘施加在摩擦面上的工作压力，单位：N; Z摩擦面数，为从动盘数两倍。Z=2; c R 摩擦片的平均摩擦半径，单位：mm. 假设摩擦片上工作压力均匀，则有： 4 )( 22 00 dD PAPF = （34） 式中： 0 P - - 摩擦面单位压力，单位： a MP ； A-一个摩擦面的面积； D摩擦片外径，单位：mm; d摩擦片内径，单位：mm. 摩擦片的平均摩擦半径 Rc 根据压力均匀的假设，可表示 )(3 22 33 dD dD Rc = （35） 将式（34）与（35）代入（33）得： )1 ( 12 33 0 cDfZPTc= （36） 式中：c摩擦片内外径之比，c=0.585.即在 0.53- 0.70 之间。 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 c T 应大于发动机最大转矩，即 maxec TT= （37） 则根据以上相应计算公式及相关数据可得： 由（37）得：mNTT ec .66334095 . 1 max = 由（36）验算单位压力 0 P ，则： )585 . 0 1 (324 . 0 23 . 0 12 14 . 3 663 33 0 =P 9 a MPP153 . 0 0 = 在所要求范围内。 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、单位面积滑磨功： 为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨， 防止摩擦片表面温度过高而发 生烧伤，每一次接合的单位摩擦面计划磨功应小于其需用值，即： )( 4 22 w dDZ W w = （38） 式中: w单位摩擦面积滑磨功（)/ 2 mmJ w许用单位摩擦面积划磨功)/( 2 mmJ，中型货车： w=0.33 2 /mmJ; Z摩擦面数，Z=2; D摩擦片外径，D=325mm; d摩擦片内径，d=190mm; W汽车起步时离合器接合一次产生总滑磨功（J） 汽车起步时离合器接合一次产生总滑磨功（J）为： 22 0 22 2 1800 g rae ii rmn W = （39） 式中： a m - - 汽车总质量，单位：.Kgma5300=； r r -轮胎滚动半径，单位（m）mrr382 . 0 =； g i -起步时所用变速器挡位的传动比。此时计算用一挡起步 4.44 g i =； 0 i -主减速器传动比。76 . 5 0 =i； e n -发动机转速。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=满足要求。 六、单位面积传递的转矩 0c T ： 为了反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩 应小于其许用值，即 )( 4 0 22 0c c c T dDZ T T = （310） 式中各参数以及数值与前计算相同，则： 22 22 0 /.10342 . 0 )190325(214 . 3 6634 mmmNTc = = 即 22 00 /.1040 . 0 mmmNTT cc =。满足要求。 3.3 从动盘总成 从动盘有两种结构型式，带扭转减震器的和不带扭转减震器的 。本次设 计从动盘为带扭转减震器的型式。 从动盘总成设计时应满足以下几个方面的要求： 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； 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； 为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减 震器； 具有足够的抗爆裂强度。 一、从动片： 设计从动片时，应尽量减轻其重量，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。从动片一般都做得比较薄，通常使用 1.3- 2.0mm 厚的钢板冲制而成。本次设计的农用运输行使速度较低，最高车 速不超过 50Km/h.柴油发动机最高转速min/2000rne=。故取从动片厚度为 11 1.6mm. 为了使离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般 都做成具有轴向弹性的结构。这样，在离合器的接合过程中，助动盘和从动 盘之间的压力是逐渐增加的。 具有轴向弹性的从动片有整体式、分开式和组合式三种型式。比较三种 形式的优缺点，本次所设计从动片采用整体式弹性从动片。整体式弹性从动 片能达到轴向弹性的要求，且生产效率高，生产成本低。 二、变速器第一轴轴径的计算： 轴的扭转强度条件为： T T T W T = （311） 式中： T - - 轴的扭转切应力， a MP ； T轴所传递的转矩，N.mm; T W -轴的抗扭截面系数， 3 mm ； 对于实心轴，将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、从动盘毂： 发动机转矩是经从动盘毂的花键空输出，变速器输入轴就插在该花键孔 内。从动盘毂和变速器输入州的花键接合方式采用齿侧定心的矩形花键。 设计花键的结构尺寸时参照国标 GB1144- 1974 的花键标准，从动盘毂花 键尺寸如下：花键齿数：n=10;花键外径：D=40mm；花键内径:d=32mm; 齿厚：b=5mm; 有效尺长：l=45mm. 为了保证从动盘毂在变速器输入轴上滑动时不产生歪斜，影响离合器的 彻的分离，从动盘毂的轴向长度不宜过小，一般取其尺寸与花键外径大小相 12 同，对在复杂情况下工作的离合器，其盘毂长度更大。考虑所设计中型载货 汽车，工作条件较复杂，所以取从动盘毂长为 L=1.2540=50mm。 由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而全破坏，所以花键要 进行挤压应力计算。由公式： nhl P = （313） 式中:P花键的齿侧面压力，由下式确定： ZdD T P e )( 4 max + = （314） 式中：d,D花键的内外径，mm; Z-从动盘毂的数目； maxe T-发动机最大转矩，N.m; n花键齿数； h花键工作高度,m.h=(D+d)/2; l花键有效长度，m. 由已知条件： NP17.5656 1)021 . 0 026 . 0 ( 3404 = + = a MP 3 . 11 020 . 0 25.00 . 0 10 17.5656 = = 从动盘毂由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过 20 a MP 。故所选花键尺寸满足要求。 3.4 压盘和离合器盖计算 一、压盘传力方式的选择： 压盘时离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮以期带 动从动盘转动，所以它和飞轮有一定的联系，但这种联系又允许压盘在 离合器分离过程中能自由做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。压盘 和飞轮间常用的连接方式有凸台式连接、键式连接和销式连接。本次设 13 计采用凸台式连接方式。 离合器盖用螺栓固定在摩擦飞轮上，在盖上开有长方形的窗口，崖畔上 则铸有相应的凸台，凸台伸进盖上的窗口，由离合器盖带动压盘。考虑到摩 擦片磨损后压盘向前移，硬是压盘凸台适当高处盖上窗口以外，以保证摩擦 片磨损后至极限时仍能可靠传动。 二、压盘几何尺寸的确定： 在摩擦片的尺寸确定后，与它摩擦相接触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去确定它的厚度。 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，使每次 接合时的温声不致过高：2)压盘营具有较大的刚度，以保证在受热的情况下 不致因产生翘曲变形而影响离合器的彻底分离和磨擦片的均匀压紧。 鉴于以上两原因，本次设计压盘厚度取 25mm。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c 00 108 。 校核计算公式： cm L = （315） 式中： - - 温升， C 0 ； L滑磨功，N.m; -分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘 50 . 0 =； c压盘的热容量，对铸铁压盘：)./( 4 . 481KKgJc =； m压盘质量，Kg Kgvm321 . 2 015 . 0 10221100 . 7 43 = K66 . 0 321 . 2 4 . 481 78.14815 . 0 = = 压盘由铸铁铸成)200(HT 由此部分可选择摩擦飞轮的厚度为 18 此 厚度必然也满足所需要求。 三、凸台强度校核： 当采用压盘的凸台传力时，由于它与离合器盖的接触面积很小，所以必 须进行挤压应力校核计算，至于凸台的弯曲应力校核比较起来就显得不那麽 重要。这是因为凸台弯曲时，力的作用臂很小，再加上凸台根部抗弯断面系 14 数有比较大，所以弯曲应力一般不会很大。 挤压应力的计算公式如下： A F j = （316） 式中：F作用在每一个凸台上的力，； A离合器盖与凸台的接触面积， 2 mm 。 计算面积 A 时，应考虑到由于摩擦片的磨损，压盘前移而使接触面积减 少的情况。 计算 F 时，分配给该压盘上的发动机转矩按该压盘摩擦面的数目和离 合器的全部摩擦面的数目 c Z 之比来确定。单片离合器的压盘2, 1= c ZZ。则 由公式： tc e ZRZ Z TF 3 max 1 = （317） 式中： maxe T发动机最大转矩，mN.； c ZZ分配到该压盘上的转矩占发动机总转矩的百分比； 3 R 凸台分布的平均半径， mm； t Z 凸台数目。 由式（216）和（217）可得： A T ZR ZZ e t c j max 3 = 凸台挤压需用应力为 a MP1510。 四、离合器盖设计： 离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，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。离合器分离杆支承 在离合器盖上，如果盖的刚度不够，则当离合器分离时，可能会使盖产生较 大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时可能导致分离 不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换挡困难。 离合器盖常采用厚度越为mm53的碳钢板冲压而成。 15 3.5 膜片弹簧的设计与计算 一、主要参数的选择 1.比值 H/h 和 h 选择 汽车用的膜片弹簧 H/h 一般为 1.62.2，板厚 h 为 24，所以 参数选为： h=2.0 故 H=（1.52.0） ，h=34，取为 3.75。 H/h=1.208。 2、 比值 R/r 及 R，r 的选择： 因为摩擦片的平均半径： C R 325 190 128.75 44 Dd+ = 拉式膜片弹簧的 r 值取 C R ，故取 130r = 研究表明：R/r 越大，弹簧材料利用率于低，弹簧越硬弹性曲线受直径 误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r 一般为 1.51.35。所以： R=162.5 R/r=1.25 3、a 的选择 a 值一般在 00 9 15 范围内 arctan10.17 () HH a RrRr = 故符合要求。 4、 n 的选择 n 取为 18。 膜片弹簧的优化设计 一、约束条件 应保证所设计的弹簧工作压紧力与要求压紧力相等， 即 1 3402 Br FFN= 16 为了保证各工作点有较合适的工作位置，应正确选择 1B 相对与 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。 为了摩擦片磨损后仍能可靠的传递发动机的转矩，并考虑到摩擦因数的 下降，应使： 11AB FF 因 1A F =4126 1B F =3589 42163589 故符合要求。 为了满足离合器使用性能的要求应使： 1.62.2 H h 9 00 15 () H a Rr 因 H h =1.739 0 10 故符合要求。 弹簧各部分有关尺寸应符合一定的范围内，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。 为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，应使： 1 () 42 DdD r + 因 1 128.75132162.5r= 故符合要求。 7. 根据弹簧结构布置的要求,应使 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.磨片弹簧的分离指起分离杠杆作用,因此其杠杆比应在一定范围内选 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 扭转减震器计算扭转减震器计算 一、极限转矩 j T ：极限转矩为减震器在消除限位销与从动盘毂缺口间的 间隙时所能传递的最大转矩 。 max 1.51.5 340510. je TTN m= 二、减震弹簧的位置半径 0 R ： 0 510 0.64225 2 Rmm= 三、减震弹簧个数 Z：摩擦片外径 D=325mm，根据推荐选取减震弹簧个 数 Z=6 。 四、减震弹簧总压力 P ：当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减震 弹簧传递转矩达最大值 j T 时，减震弹簧受到的压力 P 为： 0 550/0.05110784.3 j PTRN = 单个减震弹簧压力： 410784.3/61797.38PPN = 18 3.7 离合器操纵系统设计 一、踏板位置: 离合器踏板位置以人体左右对称中心外准向左移 80- 100mm，作为离合器踏板中心线的位置 。 二、踏板行程：离合器踏板最大行程是指从踏板最高点所划过的距离。 踏板最大行程应小于 175mm 。 三、踏板力：对于一定的离合器总成，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， 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。一般来说，对于轿车和轻型 卡车，其踏板力为：轻的踏板力小于 100N ，较重的踏板力大于 130N 。 四、离合器操纵传动： 常用的离合器操纵传动由机械式和液压式。本次设计采用液压式。 3.8 离合器试验 在离合器开发过程中，要确保产品质量，仅靠理论分析和经验的指导是 不够的，最终还要进行试验。故离合器产品的试验室开发过程中不可缺少的 重要环节。 试验是评价离合器整个系统 、 分系统或其中任何一种零件好坏的重要方 法和最终手段。只有通过试验才能最终确认产品的设计或选用是否恰当、合 理 。 离合器试验分室内试验 、零部件试验、 操纵系统试验及离合器在车上 的试验 。通过离合器试验来最终确定其性能 零部件质量以及检测离合器师 傅还存在哪些性能问题，以便对所设计产品进行修改和优化设计。 3.9 国外离合器发展 国外离合器的结构特点，是以干式单片摩擦离合器为主，默片弹簧式离 19 合器在轿车，轻 中型载货汽车和重型卡车上也日益广泛使用。从动盘都装有 扭转减震器，以提高减震能力降低振动噪声。 国外汽车发动机在降低油耗的同时，增加输出功率和提高发动机转速， 并对汽车的平顺性能提出了更高的要求， 这要求离合器具有足够的转矩容量， 保证高速时安全可靠，接合平顺，具有结构紧凑和操纵轻便等性能，现已广 泛使用拉式离合器以及自动操纵离合器，双质量飞轮也日益推广。 一、压盘及离合器盖总成 由于国外汽车发动机向大功率 高转速 低油耗方向发展，国外离合器生 产企业除规定离合器具有足够大的转矩容量外， 还提高了离合器的安全转速， 转速的高低取决于汽车厂家。随着发动机输出功率的不断增加，离合器转矩 容量在逐渐提高，为了增加离合器的转矩容量，又不致使得尺寸过大和压紧 负荷过高，在载荷汽车中采用两种方案，一个采用双片离合器，另外采用拉 式离合器。 为了适应汽车技术不断发展的要求，国外汽车离合器及离合器的基本结 构保持了传统的形式，压紧原件为膜片弹簧，为单片干式摩擦离合器，在一 些细节上做了改进。如采用 CP、 DST 等结构，使得离合器的轴向尺寸，重 量减轻，并通过离合器盖的翻铆接，取代支承铆钉，另外再盖上冲制支承环， 替代焊接式支承环，使得零件数量大为减少，而且是离合器的轴向尺寸减少。 目前主要用于轿车及轻型、中型货车上。 离合器中，通过将膜片弹簧的支撑点和作用点位置改变，使其与传统的 膜片式离合器相反，将传统的压式操纵改为拉式操纵。由于支点变更，使得 分离杠杆比有所扩大，提高了分离效率，降低了分离载荷，所得离合器操纵 更为轻便。另外拉式离合器由于最大程度利用压盘该内部的空间，使得同样 尺寸的离合器能具有更大的载荷，提高了传扭能力，另外由于支撑点的改变， 使得分离杠杆比提高，减低了分离负荷。由于分离的受力方向改变，使得拉 式离合器膜片弹簧始终紧贴着压盘盖，有利于解决离合器摩擦后的噪声。 近年来国外在压盘及盖总成又有了新的结构，再盖总成中采用一些自动 调整装置，使得盖总成中压盘的摩擦量得以自动补偿，使得膜片弹簧的工作 压力保证一致。 二、从动盘总成 国外汽车离合器从动盘总成，基本上保持了传统的典型结构，在提高减 20 振性能和降低噪声方面是了更多工作。 汽车传动系近似于多自由度的弹性体， 工作时出现扭转共振，将引起连续的冲击并产生噪声，另外由于传动系中齿 轮及花键联接，避免不了有一定的间隙存在，随着汽车的摩擦也会产生一定 的间隙，各种振动和噪声可以发生在汽车的不同工况：怠速、 等速行驶及加 速减矩过程，为了很好的解决这个问题，在从动盘中引入了扭转减振系统， 扭转减振系统地发展衍变，随着汽车对振动和噪声要求的提高一起提高，线 性扭转减振系统从单极向多级发展，阻尼装置也从单级向多极发展。由于汽 车的传动系共振一般发生在两个区域，一个是低速区，也就是怠速附近，通 过引进地刚度减震系统，使得共振区域前移，另一个在高速附近，通过减震 系统使得频率改变，让共振发生在很少工作的区域，以降低振动的噪声。而 振动最后要通过阻尼系统来吸收，这样必须在地刚度减震系统中设置较小的 阻尼器与其匹配，在高刚度的减震系统中，设置较大的阻尼器，可很好的解 决振动及噪声问题。 三、摩擦衬片新材料 由于国外汽车向着大功率，高转速方向发展，要求离合器具有高扭矩容 量和高安全转速，这就对摩擦材料提出了更高的要求。石棉基的摩擦片虽然 具有热稳定性和耐磨性能好及价格低廉的优势，而高速旋转强度低，对人体 危害都大，现已在欧美禁止使用。取而代之以玻璃纤维，钢纤维等其它纤维 为增强纤维的摩擦材料，另外在部分车辆采用粉末冶金，而如今由于环保日 益受到重视，在摩擦衬片上已禁止使用重金属。 四、国外最新应用成果 由于汽车市场竞争较为激烈，这样对汽车的舒适性要求较高，尤其振动 及噪声，而离合器在汽车中起的作用之一就是降低振动和噪声。因为受到布 置空间的限制，减振阻尼系统不能很好起到作用，现在有一种双质量飞轮能 起到这个效果，就是把从动盘的扭转减振系统撞到飞轮之中。另外为了解决 发动机轴向方面振动，出现了柔性飞轮，也就是在飞轮中引入弹性系统，在 国外汽车中应用最为广泛的为自动离合器，就是在离合器操纵系统中引入电 子装置，通过变速器的操纵杆来操纵离合器，减去了离合器操纵踏板。 最近 20 年来，由于汽车工业的技术发展，汽车离合器向着高可靠性、长 寿命、操纵轻便和无保养方向发展，重点课题是可靠性和减少传动系扭转振 动的噪声，另外离合器的摩擦衬片环境保护问题也日益得到重视。 21 第四章 传动轴设计计算 传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉组成。传动 轴中一般设有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。 为了减小滑动花键的轴向滑动阻力和磨损，有时对花键齿进行磷化处理或喷 涂尼龙层；有的则在花键槽中放入滚针、滚柱或滚珠等滚动元件，以滚动摩 擦代替滑动摩擦，提高传动效率。但这种结构较复杂，成本较高。有时对于 有严重冲击载荷的传动，还采用具有弹性的传动轴。传动轴上的花键应有润 滑及防尘措施，花键齿与键槽间隙不宜过大，且应按对应标记装配，以免装 错破坏传动轴总成的动平衡。 传动轴的长度和夹角及它们的变化范围由汽车总布置设计决定。设计时 应保证在传动轴长度处在最大值时，花键套与轴有足够的配合长度；而在长 度处在最小时不顶死。传动轴夹角的大小直接影响到万向节十字轴和滚针轴 承的寿命、万向传动的效率和十字轴旋转的不均匀性。 4.1 万向传动的计算载荷 万向节传动轴因布置位置不同，计算载荷是不同的。本次设计传动轴布 置在变速器与驱动桥之间。计算载荷的设计方法有三种：1）按发动机最大转 矩和一挡传动比来确定；2）按驱动轮打滑来确定；3）按日常平均使用转矩 来确定。 在此设计中采用根据发动机最大转矩和一挡传动比来计算。由公式： n ikiTK T fed se 1max = （41） 式中： se T 传动轴计算载荷，单位： mN. ； d K 猛接离合器所产生的动载系数，在此取 d K =2； maxe T 发动机最大转矩，单位：N.m； K 液力变矩器变矩系数，k=1; 1 i 变速器一挡传动比，i=4.44； 22 f i 分动器传动比， 1= f i ； 发动机到万向传动轴之间的传动效率， 98= ； n计算驱动桥数，为 1。 由公式（31） ： 2 340 1 4.44 1 0.98 3000. 1 se TN m = 对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷 s T 取 se T ，安全系数一般取 2.5- 3.0 。 4.2 十字轴设计计算 十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字 轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕 超过 0.15mm 时，十字轴万向节便应报废。十字轴的主要失效形式是轴颈根 部的断裂，所以在设计十字轴万向节时，应保证十字轴轴颈有足够的抗弯强 度。 本次设计参考底盘设计 （吉林工业大学出版） ，根据不同吨位载重汽 车的十字轴总成初选其尺寸： 十字轴：H=90mm d=18mm h=16mm mmh20 1 = 设各滚针对十字轴轴颈作用力的合力为 F，则： cos2r T F s = （42） 式中： s T - - 万向传动的计算转矩，mNTs.55.1220=； r-合力 F 作用线到十字轴中心之间的距离，r=37mm； -万向传动的最大夹角，取 042 9= 。 则由式（42）可得: NF11.16258 429cos037 . 0 2 55.1220 0 = = 十字轴轴颈根部的弯曲应力 w 应满足： )( 32 4 2 4 1 1 ww dd Fsd = （33） 23 式中： w -十字轴轴颈根部弯曲应力，单位： a MP ； 1 d -十字轴轴颈直径，mmd18 1 =； 2 d -十字轴油道孔直径，mmd8 2 =； s-合力 F 作用线到轴颈根部的距离，s=8mm； w -弯曲许用值，为 a MP350250 。 由公式（43）可得： aw MP51.236 )818(14 . 3 811.162581832 44 = = 满足强度要求。 十字轴轴颈的切应力 应满足： )( 4 4 2 4 1 = dd F （34） 则由已知数据可得： a MP66.79 )818(14 . 3 11.162584 44 = = 满足切应力许用范围 a MP)12080( 。 4.3 十字轴滚针轴承的计算 滚针轴承中的滚针直径一般不小于 1.6mm，以免压碎。而且差别要小， 否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性。一般控制在 0.003mm 以内。滚针 轴承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性； 而间隙过小时，有可能出现所热卡住或因赃物阻滞卡住，合适的间隙为 0.009- 0.095mm .滚针轴承得轴向总间隙以 0.08- 0.30mm 为好。滚针的长度一 般不超过轴颈的长度。使其既有较高的承载能力，又不致因滚针果场发生歪 斜而造成应力集中。滚针得轴向间隙一般不超过 0.2- 0.4mm 。 滚针轴承的接触应力为： b n j L F dd ) 11 (272 01 += （45） 式中： 0 d - - 滚针直径，mmd3 0 =； 24 1 d -十字轴轴颈直径，mmd18 1 =； b L -滚针工作长度，mmLb14=。 其中， n F 为合力 F 作用下一个滚针所受的最大载荷（N） ，可有下式 求得: iZ F Fn 6 . 4 = (46) 式中：i滚针列数，i=1； Z每列中滚针数，Z=22 。 则: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=+= 当滚针和十字轴轴颈表面硬度在 58HRC 以上时，许用接触应力为 3000- 3200 a MP ，即满足接触强度要求。 计算结果: 滚针直径mmd3 0 =； 工作高度mmLb14=； 列数 i=1； 单列滚针数 Z=22 4.4 万向节叉的设计计算 由于十字轴万向节主、从动叉轴转矩 1 T 、 2 T 的作用，在主、从动万向节 叉上产生相应的切向力 1t F 、 2t F 和轴向力 1a F 、 2a F 。 25 图 3-1 作用在万向节叉及十字轴上的力 （a）初始位置 0 21 0=时； （b）主动叉轴转角 0 1 90=时 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切向力作用线与万向节叉轴之间的距离； 1 -转向节主动叉轴之转角； -转向节主、从动叉轴之夹角。 在十字轴轴线所在平面内并作用于十字轴的切向力与轴向力的合力为： 2 1 2 tansin1 2 += R Q （48） 图（a）为主动叉位于与初始位置的受力状况，此时 0 21 0= ， 2a F 达 最大值： sin)2( 12 RTFa= （49） 图（b）为主动叉轴转角 0 1 90=时的受力状况，这时O 、 2t F 及 1a F 均达 最大值： tan)2/( )cos2( )cos2( 1max1 1max2 1max RTF RTF RTO a t = = = （410） 26 图 4-2 万向节叉危险截面示意图 万向节叉在 max O力作用下承受弯曲和扭转载荷，在截面 B- B 处，弯曲应 力 w 和扭转应力 t 分别为： t t w W aO W eO max max = = （411） 式中:W 、 t W - - 抗弯截面系数和抗扭截面系数 ， 对于本设计中矩形截面： 6/ 2 bhW = 2 khbWt= （412） 根据相关设计参数可知： H=60mm b=18mm k=0.246 a=16mm e=45mm 则： 622 10 8 . 106/064 . 0 018 . 0