毕业设计柴油货车离合器及操纵机构设计和传动轴设计

1、第一章 前言全书共5章，主要阐述了3吨柴油货车中的离合器及操纵机构设计和传动轴设计。各章的主要内容包括：设计应当满足的主要要求、结构方案分析和选择、主要参数的选择、离合器的设计和计算、扭转减震器的设计、离合器的操纵机构和主要结构原件的分析、传动轴的设计与计算和结论。本书在体系和内容方面，主要参考了第三版汽车设计、第三版汽车构造和离合器设计丛书。结合我国今年来汽车工业得到迅速发展的现实，本书积极引用其介绍的优化设计、可靠性设计等新的设计方法。由于本人的学识有限，书中难免出现错误和疏漏之处，恳请各位老师和同学批评指正。第二章 离合器概述§2.1离合器设计要求对于以内燃机为动力的汽车，离合

2、器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构等四部分，组成如下：1. 主动部分：飞轮、离合器盖、压盘；2. 从动部分：从动盘；3. 压紧机构：压紧弹簧；4. 操纵机构：分离叉、分离轴承、离合器踏板、传动部件。 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，操纵机构是使主、从动部分分离的装置。 为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足如下基本要求：1. 在任何行驶条件下,既能可靠地

3、传递发动机的最大转矩,并有适当的转矩储备,又能防止传动系过载.2. 接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。3. 分离要迅速、彻底。4. 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分散热效果，以保证工作温度不至于过高，延长其使用寿命。6.应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。7、操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。8、作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。9、具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使

4、用寿命长。10、结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。§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，

5、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、2.3 离合器的功用及分类离合器是车辆（汽车）与发动机直接相连的部件。离合器在汽车上大部分时间是处与接合状态，只有需要时才暂时的切断动力传递。所以其功用主要有以下几点： 1在汽车起步时，通过离合器主、从动部分之间的滑磨 、转速的逐渐接近，确保汽车起步平稳。2当变速器换挡时，通过离合器主、从动部分的迅速分离来切断动力的传递，以减轻齿轮齿间的冲击，保证换挡时工作平顺。3当传给离合器的转矩超过其所能传递的最大转矩时，其主、从动部分之间将产生滑磨，防止传动系统过载。现代各类汽车上应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦离合器，可按从动盘数目不同、压紧弹簧布置形式不同、压紧弹簧结构形式不同和分离时作用力方向不同

7、分类如下：1.按从动盘数分类：单片、双片、多片；2.按弹簧布置形式分类：圆周布置、中央布置、斜向布置；3.按弹簧形式分类：圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧、膜片弹簧；4.按作用力方向分类：推式、拉式。§2.4离合器的结构方案汽车使用的离合器大部分都是摩擦式离合器，从它的分离受作用力来看可分为拉式和推式两种；按从动盘数可分为单片、双片和多片，按其压紧弹簧布置可分为圆周布置、中央布置和斜置式三种；按其压紧弹簧可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧。一、盘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。单片离合器结构简单，尺寸紧

8、凑，散热良好，维修太哦正方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底、结合平顺。故在本次设计中选用了单片摩擦离合器。二、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

9、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。三、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

10、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。四、扭转减振器的选

11、择它能降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率，增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振，控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声，缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。故要有扭转减振器。五、压盘驱动形式选择窗孔式、销钉式、键块式它们缺点是在联接件间有间隙，在驱动中将产生冲击噪声，而且零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低离合器传动效率。传动片式此结构中压盘与飞轮对中性好，使用平衡性好，简单可靠，寿命长。故选择传动片式。六、操纵机构的选择液压式操纵机构主要由吊挂式离合器踏板、主缸、工作缸、管路系统和回位弹簧等部分

12、组成，具有传递效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、发动机的震动和驾驶室或车架变形不会影响其正常工作离合器接合较柔和等优点，故广泛应用于各种形式的汽车中。所以在本次设计种选用了液压式传动操纵机构。第三章 离合器设计计算§3.1 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，它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，按发动机最大转矩来选定D时，有下列公式可得： （3-1）根据所设计的车型和采用单片摩擦片，则A=36。由（3-1）得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

13、,内径d=190mm,厚度h=3.5mm,内外径之比，单位面积.验算摩擦片最大圆周速度：（3-2）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;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

14、，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3吨货车，采用4缸柴油机，一般情况下不拖挂，基本上在公路上行驶，根据的取值范围=1.72.25，同时参考其它同类车型选取1.8。三、单位压力单位压力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，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，应取小些；后备系数较大时，可适当增大。采用有机材料（金属陶瓷摩擦材料钢基）时，。四、离合器压盘力的计算摩擦离合器是靠摩擦表面

15、的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为：(3-3)式中：-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，单片离合器的Z=2;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：（3-4）式中：-摩擦面单位压力，单位：；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（3-5）将式（3-4）与（3-5）代入（3-3）得：（3-6）式中：c摩擦片内外径之比，c=0.585.即在0.53-0.70之间

16、。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，设计时应大于发动机最大转矩，即（3-7）则根据以上相应计算公式及相关数据可得：由（3-7）得：由（3-6）验算单位压力，则：，在所要求范围内。由式（25）：由公式（23）：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：（3-8）式中: w单位摩擦面积滑磨功（w许用单位摩擦面积划磨功，轻型货车：w=0.33;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

17、接合一次产生总滑磨功（J）为： （3-9）式中：-汽车总质量，单位：.； -轮胎滚动半径，单位（m）；-起步时所用变速器挡位的传动比。此时计算用一挡起步；-主减速器传动比。； -发动机转速。由公式（3-9）可得：由公式（3-8）可得：即满足要求。六、单位面积传递的转矩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（3-10）式中各参数以及数值与前计算相同，则：即满足要求。§3.2 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

18、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3吨货车行使速度不高，最高车速不超过95Km/h.柴油发动机最高转速。故取从动片厚度为1.5mm.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

19、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、从动盘毂发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器输入轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器输入轴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

20、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3吨货车，工作条件较一般，所以取从动盘毂长为L=1.040=40mm。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：（3-11）式中:P花键的齿侧面压力，由下式确定：（3-12）式中：d,D花键的内外径，mm;Z-从动盘毂的数目；-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：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11.4。故所选花键尺

21、寸满足要求。§3.3 压盘和离合器盖计算一、压盘传力方式的选择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。本次设计采用凸台式连接方式但是以上的设计方式都有共同的缺陷：连接件之间都有间隙，在窗传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，降低了离合器的传动效率。现在广泛采用传力片的传动方式，有弹簧钢带制成的传力片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上。为了改善传力片的受力状况，它一般都是沿圆周切向布置，这种传力片的连接方式还简化了压盘的结构，减低了对装配精度要求，并且还有利于压盘的定中。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

22、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，使每次接合时的温升不致过高：2)压盘应具有较大的刚度，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15mm。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。校核计算公式：（3-13）式中：-温升，； 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； c压盘的热容量，对铸铁压盘：； m压盘质量，压盘由铸铁铸成由此部分可选择摩擦飞轮的厚度为18此厚度必然也

23、满足所需要求。三、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约为的碳钢板冲压而成。§3.4拉式膜片弹簧设计图3-1 膜片弹簧一、膜片弹簧主要参数的选择1.比值H/h和h的选择图3-2不同H/h值的无因次特性曲线 图3-3 膜片弹簧的弹性变性特性为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离

24、合器用膜片弹簧H/h一般为1.52.2，板厚h为24mm，据分析选为 h=3.5mm H5.6mm2 . R/r比值和R、r的选择研究表明，R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特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1.201.35，初取1.25拉式膜片弹簧r值宜取为大于或等于取r125mmR=120x1.25=157.5mm3.膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内锥高度H关系密切arctan H(R-r) H(R-r), 一般在9°15°范围内。arctan 5.6(157.5-126) °4 . 膜片弹簧工作点位置

25、的选择膜片弹簧的弹性特性曲线，如（图3-3）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3-4 膜片弹簧的弹性特性曲线5 . 分离指数目n取为186. 切槽宽度=4mm，窗孔槽宽=10mm，半径=108mm7. 支承环作用半径=152mm,与压盘接触半径=131mm§3.5 膜片弹簧的优化

26、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。一、 目标函数目前，国内关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几种；弹簧工作时的最大应力为最小。在从动盘摩擦片磨损前后，弹簧压紧力之差的绝对值为最小。在分离过程中，驾驶员作用在分离轴承上的分离操纵力的-平均值为最小。在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。选3）和4）两个目标函数为双目标。为了即保证离合器使用过程中传递转矩的稳定性，又不致严重过载，且能保证操纵省力，选取5）作为目标函数，通过两个目标函数分配不同的权重来协调它们之间的

27、矛盾，并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数，则f(x)=(x)+(x)式中，和分别为两个目标函数(x)和(x)的加权因子，视设计要求选定。二、 设计变量图3-5 子午断面绕中性点的转动图3-6 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3-5。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3-6，则有关系式 （3-14）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

28、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 三、 约束条件1) 应保证所设计的弹簧工作压紧力与要求压紧力相等，即 = （3-15）要求压紧力 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2-11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 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F1A应大于或等于新摩擦片时的压紧力F1B，即F1AF1B（3-16）符合要求。4)

29、 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的Hh与初始底锥角=应在一定范围内，即：1.6Hh2.2 9°15°5.6/3.5=1.6 =°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 3.5Rr05.0 （3-17）R/r=157.5/126=1.25 R/=157.5/45=3.5符合要求。6) 为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即(D+d)4r1D2 （3-18）(D+d)/4=128.75mm=131mm D/2=162.5mm符合要求7) 根据弹簧结构布置的要

30、求，R1与R、r1与r、rf与r0之差应在一定范围，即1R1-R7 0r1-r6 0rf-r04 （3-19），符合要求8) 膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取，即拉式：3.59.0符合要求四、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点的最大压应力为：= （3-20）cos （3-21） （3-22）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）是达到极大值是的转角（°）其它参数已知。把已知数据代入（3-21）和（3-22），得=10.02º然后把所有有关的数据代入（3-20）式中，得=358.76N2. 膜

31、片弹簧工作位置B点还受弯曲应力，其值为= （3-23）式中 是分离指根部宽度；其它参数已知。代入已知参数，得 =562.30N3. 根据最大切应力理论,一般不大于15001700N。工作位置B点的当量应力为：921.06N以上计算表明，所设计的膜片弹簧符合强度要求。§3.6 扭转减震器计算 一、极限转矩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 。二、减震弹簧的位置半径R1 R1=（0.60.75）d/2 因为R<70mm,由d=190mm所以R1=5771.25mm,且R<70mm.三、减震弹簧个数Z摩擦片外径D=325mm，根据推荐选取减震

32、弹簧个数Z=6 。四、减震弹簧总压力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时，减震弹簧受到的压力为：单个减震弹簧压力：§3.7 离合器操纵机构设计一、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。踏板一般行程在80150mm范围内，最大不应超过180mm。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，轿车在80130N，

33、载货汽车四、离合器操纵传动不应超过150200N。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传动。五、离合器操纵机构的主要计算1、 液压式操纵机构示意图图3-7液压操纵机构2、 踏板行程踏板行程S由自由行程和工作行程两部分组成，即S=+= （3-24）式中，分离轴承自由行程（一般为1.5自由行程一般20-30mm）;分别为主缸和工作缸的直径（mm）;为离合器分离时对偶摩擦面之间的间隙（单片：=0.85-1.30mm,双片：=0.75-0.90）;杠杆尺寸。参数选择：、=25mm=1.2mm. 则操纵机构总传动比和踏板自由行程为：因此可以有（3-24）式,带入数据算出踏板行程S，即

34、离合器踏板最大行程不超过175mm，一般为150mm，所以符合设计要求3、 踏板力踏板力可由下式计算得到 (3-25)式中，为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力，为克服回位弹簧1、2的拉力所需的踏板力;、分别为操纵机构的总传动比和机械效率，取85.则有一下关系踏板力（忽略回位弹簧拉力） （）不考虑离合器回位弹簧的作用，分离离合器所做的功式中为离合器接合状态下膜片弹簧的总压紧力。=2388.51N在规定的踏板力和行程允许的范围内，驾驶员分离离合器所做的功不应大于30J。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

35、，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

36、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： （4-1）式中：-传动轴计算载荷，单位：；-猛接离合器所产生的动载系数，在此取=2；-发动机最大转矩，单位：N.m；K -液力变矩器变矩系数，k=1;-变速器一挡传动比，；-分动器传动比，；-发动机到万向传动轴之间的传动效率，； n计算驱动桥数，为1。由公式（31）：对

37、万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷取，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=20mm h=16mm设各滚针对十字轴轴颈作用力的合力为F，则： （4-2）式中：-万向传动的计算转矩，；r-合力

38、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 。则由式（42）可得:十字轴轴颈根部的弯曲应力应满足： （4-3）式中：-十字轴轴颈根部弯曲应力，单位：；-十字轴轴颈直径，；-十字轴油道孔直径，； s-合力F作用线到轴颈根部的距离，s=8mm；-弯曲许用值，为 。由公式（33）可得：满足强度要求。十字轴轴颈的切应力应满足： （4-4）则由已知数据可得：满足切应力许用范围 。§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

39、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： （4-5）式中：-滚针直径，；-十字轴轴颈直径，；-滚针工作长度，。其中，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:(4-6)式中：i滚针列数，i=1； Z每列中滚针数，Z=22 。则:由公式（4-5）可得:当滚针和十字轴轴颈表面硬

40、度在58HRC以上时，许用接触应力为3000-3200，即满足接触强度要求。计算结果:滚针直径； 工作高度； 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 、的作用，在主、从动万向节叉上产生相应的切向力 、和轴向力 、 。图4-1 作用在万向节叉及十字轴上的力（a） 初始位置 时；（b）主动叉轴转角时 （4-7）式中：R切向力作用线与万向节叉轴之间的距离；-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： （4-8）图（a）为主动叉位于与初始位置的受力状况，此时 ，达最大

41、值： （4-9）图（b）为主动叉轴转角时的受力状况，这时 、及均达最大值： （4-10）图4-2 万向节叉危险截面示意图万向节叉在力作用下承受弯曲和扭转载荷，在截面B-B处，弯曲应力和扭转应力分别为： （4-11）式中: 、-抗弯截面系数和抗扭截面系数 ，对于本设计中矩形截面： （4-12）根据相关设计参数可知：H=80mm b=18mm k=0.246 a=16mm e=45mm则： 万向节叉由45钢制造，其弯曲应力不应大于 ，扭转应力不应大于 。而设计计算所得结果满足条件要求。§4.5 传动轴临界转速计算万向传动轴的结构与其所连接的万向节的结构有关。通常，万向传动轴由中间部分和端

42、部组成，中间部分可为实心轴或为空心轴管。本次设计采用空心轴管。空心的轴管具有较小的质量但能传递较大的转矩，且较实心轴具有更高的临界转速，故用作汽车传动系的万向传动轴。传动轴管由低碳钢板卷制的电焊钢管制成，轴管外径及内径是根据所传递最大转矩、最高转速及长度按有关标准（YB242-63）选定，并校核临界转速及扭矩强度。传动轴的临界转速与其长度及断面尺寸等有关。由于沿轴管表面钢材质量分布的不均匀性以及在旋转使其本身质量产生的离心力所引起的静挠度，使轴管产生弯曲应力，后者在一定的转速下会导致轴管的断裂。所谓传动轴的临界转速是指旋转轴失去稳定的最低转速，它决定于传动轴的尺寸、结构及其支撑情况。为了确定临

43、界转速，可研究一下两端自由支撑与刚性球铰上的轴（见下图）：图4-3 传动轴临界转速计算示意图设轴的质量m集中于O点，且O点偏离旋转轴线的量为e，当轴以角速度旋转时，产生的离心力为：式中：y轴在其离心力作用下产生的挠度。与离心力相平衡的弹性力为：式中：c周的侧向刚度，对于质量分布均匀且两端自由地支撑于球形铰接的轴，其侧向刚度为：E材料的弹性模量，可取；J轴管截面的抗弯惯性矩。因故有 认为在达到临界转速的角速度时，传动轴将破坏，即，则有： （4-13）传动轴管：式中：D、d轴管的外径及内径，mm. D=80mm,d=76mm; L传动轴的支撑长度，取两万向节之中心距，mm；-轴管材料的密度，对于钢

44、 ；将上述c、J及m的表达式代入（3-13），令则得传动轴的临界转速为：（4-14）由于传动轴动平衡的误差，伸缩花间联接的间隙以及支承的非刚性等，传动轴的实际临界转速要低于所计算的临界转速。因此引进安全系数K，并取：式中：-相应于最高车速时传动轴最大转速，r/min;-传动轴临界转速,r/min;在本次设计中，已知D=80mm，d=76mm,L=1200mm;已知发动机额定转速。安全系数。§4.6 轴管强度计算万向传动轴的尺寸除了要有足够的扭转强度，传动轴的最大扭转应力可按下式计算：（4-15）式中：-发动机最大转矩，N.m;-变速器一挡传动比；-动载系数；-抗扭截面系数。传动轴采用

45、空心结构，则： （4-16）式中：T传动轴计算转矩，T=2598820N.mm； D d传动轴管的外径和内径，D=80mm,d=76mm;传动轴管扭转应力不大于，安全系数 。§4.7 传动轴花键轴的计算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。 （4-17）式中: -传动花键轴的扭转切应力；-传动轴传递载荷；-花键轴的花键内径；轴的许用扭转切应力为，可初取花键轴直径计算，然后进行强度校核。取，则：安全系数为 ，安全系数一般在2-3左右。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： （4-18）式中：-花键处转矩分布不均匀系数。=

46、1.3-1.4 ；-花键外径，取 ；-花键内径，取 ；-花键的有效工作长度， ；-花键齿数， ； 则：对于齿面硬度大于35HRC的滑动花键，齿侧许用挤压应力为 。故安全系数 ，满足要求强度。根据以前计算传动轴管强度，可取滑动叉轴直径为56mm 。第五章 结 论在本次设计的整个过程中，首先要做的是对所设计整车有一个全面的、系统的、整体的认识，明确各自的任务以及与整车设计过程中的联系。在这次设计中，我个人承担了离合器及传动轴连部分的设计任务。离合器是汽车传动系中的重要组成部分它的性能好坏直接影响整车的整体性能。在本次设计中，首先对离合器的类型和各自的特点进行分析，然后结合所设计整车的性能要求确定离合器的结构型式。接下来根据所确定离合器的形式，按照离合器设计要求，对每个零件进行设计计算。其中最重要的是确定离合器的后备系数、摩擦片的内外径大小、从动盘毂连接花键齿、压盘厚度以及离合器盖等的各个参数。并在计算过程中，注重个零部件之间的相互联系，即满足相互之间的约束条件关系