【文章內(nèi)容簡介】 器彈簧外徑D3=13+3=16(mm) (217)得： (218)得：G:材料的扭轉(zhuǎn)彈性模量　　鋼G=104 (219)得：Lmin=n(d+s) (220)得：Lmin= =(mm)s== （彈簧圈間隙） (221)得：（mm） (222)得： (223)得：因此可得安裝后的高度為： （224）167?！‰x合器壓盤的設計： 1)壓盤應具有較大的質(zhì)量以增大熱容量、減小溫升，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱肋或鼓風肋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。 2)壓盤應具有較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊以及與離合器的徹底分離。3)與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡。4)壓盤高度尺寸(從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。壓盤形狀比較復雜,要求傳熱性能要好,金相組織呈珠光體結(jié)構(gòu),:D=250+5=255(mm)d=1555=150(mm)1)壓盤工作壓力 （225）得：2)壓盤的滑磨功 （226） 得：3)壓盤的質(zhì)量由于離合器一次結(jié)合的溫升不應超過100,所以取壓盤溫升為80C即: （227）得：C:比熱容 鑄鐵C=0C4)壓盤的厚度計算 （228）得：由式（227）得：既:壓盤厚度不應小于22mm，本設計取為22mm167。　離合器從動盤轂花鍵的強度校核從動盤轂花鍵的內(nèi)徑為28毫米,外徑為35毫米,花鍵的有效長度為35毫米,鍵齒寬4毫米.對花鍵的擠壓應力進行強度校核: （229）得對花鍵的剪切應力進行強度校核: （230）得由以上兩個公式可得設計中選用的花鍵能滿足要求.167。 離合器操縱機構(gòu)的設計計算離合器操縱系統(tǒng)得功能是，把駕駛員對離合器踏板得輸入變成在分離軸承上得輸出，來控制離合器得分離和接合，從而完成對汽車傳動系統(tǒng)得動力切斷或傳遞。因此，離合器踏板得布置位置、相關尺寸、作用力以及行程大小都要符合人體工程學的要求。綜合起來，設計離合器操縱系統(tǒng)時要考慮如下一些因素；1．對操縱機構(gòu)的要求(1)踏板力要小，轎車一般在80～150N范圍內(nèi)，貨車不大于150～200N。(2)踏板行程對轎車一般在80—150mm范圍內(nèi)，對貨車最大不超過180mm。(3)踏板行程應能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復原。(4)應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構(gòu)因受力過大而損壞。(5)應具有足夠的剛度。(6)傳動效率要高。(7)發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。2．操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇常用的離合器操縱機構(gòu)主要有機械式、液壓式等。 機械式操縱機構(gòu)有桿系和繩索兩種形式。桿系傳動機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠，廣泛應用于各種汽車中。但其質(zhì)量大，機械效率低，車架和駕駛室的變形會影響其正常工作，在遠距離操縱時布置較困難。繩索傳動機構(gòu)可克服上述缺點，且可采用適宜駕駛員操縱的吊掛式踏板結(jié)構(gòu)。但其壽命較短，機械效率仍不高。此形式多用于輕型轎車中。液壓式操縱機構(gòu)主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質(zhì)量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、駕駛室和車架變形不會影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點。此形式廣泛應用于各種形式的汽車中。工作缸直徑d2的確定與液壓系統(tǒng)所允許的最大油壓有關?？紤]到橡膠軟管及其管接頭的密封要求，最大允許油壓一般為5—8MPa3．離合器操縱機構(gòu)的主要計算液壓式操縱機構(gòu)。踏板行程S由自由行程Sl和工作行程S2兩部分組成： （231） 式中，Sof為分離軸承自由行程，一般為1．5～3．0mm，本設計Sof=。Sl一般為20—30mm；dd2分別為主缸和工作缸的直徑；本設計 主缸直徑為28mm,工作缸直徑為30mm. 液壓式操縱機構(gòu)示意圖Z為摩擦面面數(shù)；為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：=0．85～1．30mm，雙片：=0．75—0．90mm。aabl、bcc2為杠桿尺寸。其取值分別為 a1=50mm、a2=260mm、b1=80mm、b2=90mm、c1=60mm、c2=305mm.把以上的數(shù)據(jù)代入式）231）,可得到離合器踏板行程S=. 滿足踏板行程小于180mm的設計要求.踏板力Ff可按下式計算 (232）式中，F(xiàn)為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力； 本設計中壓緊彈簧對壓盤的總壓力為1860N為操縱機構(gòu)總傳動比，= ； (233)代入數(shù)據(jù)得:=.為機械效率，液壓式：=80％～90％ 機械式：=70％～80％本設計中采用液壓式操縱機構(gòu),η=85%.把數(shù)據(jù)代入公式(232),可得Ff=109N. 滿足踏板力小于180N的設計要求.為克服回位彈簧2的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。通過以上對液壓式離合器操縱機構(gòu)的工作原理的闡述及各構(gòu)件的計算,可以看出,對離合器操縱機構(gòu)的設計要作綜合考慮,根據(jù)駕駛員操作空間選取各構(gòu)件,使操縱輕便,結(jié)構(gòu)合理,使汽車的離合器的分離與接合可以控制,保證汽車平穩(wěn)起步,傳動系中變速器換檔平順。第三章 傳動軸的設計與計算167。 概　述萬向傳動軸由萬向節(jié)和傳動軸組成，有時還加裝中間支承。它主要用來在工作過程中相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運動。萬向傳動軸設計應滿足如下基本要求：1)保證所連接的兩軸相對位置在預計范圍內(nèi)變動時，能可靠地傳遞動力。 2)保證所連接兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn)。由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動和噪聲應在允許范圍內(nèi)。 3)傳動效率高，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，維修容易等。萬向傳動軸在汽車上應用比較廣泛。在發(fā)動機前置后輪或全輪驅(qū)動的汽車上，由于彈性懸架的變形，變速器或分動器輸出軸與驅(qū)動橋輸入軸的軸線相對位置經(jīng)常變化，所以普遍采用十字軸萬向傳動軸。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中，內(nèi)、外半軸之間的夾角隨行駛需要而變，這時多采用等速萬向傳動軸。當后驅(qū)動橋為獨立懸架時，也必須采用萬向傳動軸。萬向節(jié)按扭轉(zhuǎn)方向是否有明顯的彈性，可分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)是靠零件的鉸鏈式連接傳遞動力的，可分成不等速萬向節(jié)(如十字軸式)、準等速萬向節(jié)(如雙聯(lián)式、凸塊式、三銷軸式等)和等速萬向節(jié)(如球叉式、球籠式等)。撓性萬向節(jié)是靠彈性零件傳遞動力的，具有緩沖減振作用。不等速萬向節(jié)是指萬向節(jié)連接的兩軸夾角大于零時，輸出軸和輸入軸之間以變化的瞬時角速度比傳遞運動，但平均角速度比為1的萬向節(jié)。準等速萬向節(jié)是指在設計角度下工作時以等于1的瞬時角速度比傳遞運動，而在其它角度下工作時瞬時角速度比近似等于1的萬向節(jié)。輸出軸和輸入軸以等于1的瞬時角速度比傳遞運動的萬向節(jié)，稱之為等速萬向節(jié)。167?！∪f向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析典型的十字軸萬向節(jié)主要由主動叉、從動叉、十字軸、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。十字軸萬向節(jié)結(jié)構(gòu)簡單，強度高，耐久性好，傳動效率高，生產(chǎn)成本低。但所連接的兩軸夾角不宜過大，當夾角由4176。增至16176。時，十字軸萬向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來的1／4。雙聯(lián)式萬向節(jié)(圖4—3)是由兩個十字軸萬向節(jié)組合而成。為了保證兩萬向節(jié)連接的軸工作轉(zhuǎn)速趨于相等，可設有分度機構(gòu)。由于雙聯(lián)式萬向節(jié)軸向尺寸較大，為使主銷軸線的延長線與地面交點到輪胎的接地印跡中心偏離不大，就必須用較大的主銷內(nèi)傾角。球籠式萬向節(jié)是目前應用最為廣泛的等速萬向節(jié)。這種等速萬向節(jié)無論轉(zhuǎn)動方向如何，六個鋼球全都傳遞轉(zhuǎn)矩，它可在兩軸之間的夾角達35176?！?7176。的情況下工作。由于傳遞轉(zhuǎn)矩時六個鋼球均同時參加工作，其承載能力和耐沖擊能力強，效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，安裝方便。但是滾道的制造精度高，成本較高。我通過對以上三個不同的萬向節(jié)進行比較，確定采用結(jié)構(gòu)相對簡單的十字軸萬向節(jié)，雖然不能夠進行等速傳遞轉(zhuǎn)矩，但已經(jīng)可以滿足本次設計的動力傳遞要求。167?！∪f向節(jié)的設計計算167。 萬向節(jié)設計萬向傳動軸因布置位置不同，計算載荷是不同的。 (31)得：其中：Temax=185Nm kd=1η=98% ig1=十字軸萬向節(jié)的尺寸主要決定于十字軸的尺寸，根據(jù)實際情況參照參考車輛從下表中選出適合本次設計的十字軸尺寸。 表3—1序號最大扭矩 T十字軸總成花　　　鍵十字軸及其軸承滾 針* *n—D1d1bDdhHd0lz*155256067142610—30264290287683142510—322643135328089162816—35354200369098163216—3833530040108118183516—50435645045120130224016—50435767550145156243816—605258100056158170274416—655659150063158170274916—7262610220071200214305620—92826注：*滾針數(shù)目；* *花鍵齒數(shù)——外徑內(nèi)徑鍵寬。所有尺寸單位均為mm.選用的十字軸的尺寸為：D=36。d=。h=90。H=98在設計十字軸萬向節(jié)時候應該保證十字軸頸有足夠的抗彎強度。設作用在軸頸中點的力為F,則：　　　　 (32)得： 圖31 　 　　　　　　式中：Ts為萬向節(jié)的計算轉(zhuǎn)矩(Nm)， TS = min[Tse，Tss]， 由于Tse＜Tss，所以Ts=(Nm)；r為合力F作用線到十字軸中心之間的距離；α為萬向傳動的最大夾角。1)十字軸軸頸根部的彎曲應力： (33)得：式中：d1為十字軸軸頸直徑；d2為十字軸油道孔直徑；s為合力F 作用線到軸頸根部的距離；[σw]為彎曲應力許用值，為250～350MPa。2)十字軸軸頸的切應力τ為： (34)得：選用的十字軸符合要求。167。 傳動軸的設計　　　　　　 　　　　傳動軸總成主要由傳動軸及其兩端焊接的花鍵軸和萬向節(jié)叉組成。傳動軸中一般設有由滑動叉和花鍵軸組成的滑動花鍵，以實現(xiàn)傳動長度的變化。傳動軸上的花鍵應有潤滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不宜過大，且應按對應標記裝配，以免裝錯破壞傳動軸總成的動平衡。傳動軸的長度和夾角及它們的變化范圍由汽車總布置設計決定。設計時應保證在傳動軸長度處在最大值時，花鍵套與軸有足夠的配合長度；而在長度處在最小時不頂死。根據(jù)總體設計的要求傳動軸長L=1500(mm).傳動軸主要承受扭矩的作用。在傳動軸橫截面上，應力的分布情況是外圓最大，向中心逐漸減小至零。因此，汽車傳動軸常常采用空心軸。輕型貨車的最高車速為: vmax=92km/h=所以傳動軸最高轉(zhuǎn)速為： （35）得：傳動軸兩端接萬向節(jié)，可以把它看作為兩端自由支撐的梁，我們再假設傳動軸的各個截面都相等。則傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速為： （36）公式中：nk—臨界轉(zhuǎn)速，[nk ]為r/min；L—傳動軸長度，即兩個萬向節(jié)中心之間的距離，mm；D—傳動軸軸管的外徑，mm；d—傳動軸軸管的內(nèi)徑，mm。通過類比參考車型的傳動軸，?。篋=60mm；d=54mm。則：取安全系數(shù)K=nk／nmax=～，K=、高精度的伸縮花鍵及萬向節(jié)間隙比較小時，nmax為傳動軸的最高轉(zhuǎn)速(r／min)。本次設計K的取值為: