柴油动力SUV车设计--传动轴、离合器及操纵机构设计
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车辆与动力工程学院说明书目 录第一章 前言.1第二章 离合器的设计. 22.1离合器概述 . 22.2离合器结构方案分析. .32.3离合器主要参数选择 .42.3.1后备系数. . .42.3.2单位压力.5 2.3.3摩擦片外径D、内径d和厚度b.6 2.3.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙.7 2.3.5离合器的设计与计算 . .8 2.3.6膜片弹簧的特性. . .102.3.7膜片弹簧材料及制造工艺.13 第三章 扭转减振器的设计.15第四章 离合器操纵机构.19 4.1离合器操纵机构的要求 . .19 4.2离合器操纵机构的设计计算.20 第五章离合器盖主要零部件的设计.215.1从动盘总成 .21 5.1.1从动盘毂.215.1.2摩擦片.215.1.3从动片.225.1.4波形片和减振弹簧.225.2离合器盖总成 .225.2.1离合器盖.225.2.2 压盘.235.2.3传动片.245.2.4分离杠杆.245.2.5支承环.245.3分离轴承.24第六章 传动轴.25 6.1概述.256.2万向节的结构分析.256.2.1十字轴万向节.256.2.2十字轴万向节的设计.266.3传动轴的结构分析与设计.276.4万向传动轴的设计计算.286.5中间支承.29第七章 结论. .31参考文献.32致谢.32附录.33 推式膜片弹簧离合器及万向传动轴摘 要汽车无疑是当今世界最主要的交通运输工具。柴油SUV作为新型的乘用车,是目前国际上发展趋势,其特点是比汽油SUV有更强的动力性、燃油经济性、市场潜力巨大,鉴于此,我们选择这种车型作为毕业设计的题目,其中本文主要设计离合器和万向传动轴的设计部分。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结合,确保汽车平稳起步;在换档时将发动机与传动系分离,减小变速器中换档齿轮之间的冲击;工作中受到大的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;有效降低传动系中的振动和噪声。万向传动轴是用于工作过程中相对位置不断改变的两轴之间传递转矩和旋转运动;保证所连接的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的范围内,在使用车速范围内不应产生共振现象。随着汽车发动机的转速和功率不断提高,汽车电子技术的高速发展,人们对离合器的传动轴的要求越来越高,本着提高离合器和传动轴工作性能的设计思想,通过方案分析和比较,参数的选择和优化,最终采用推式膜片弹簧离合器结构。液压操纵机构和分两段的传动轴及十字轴万向节,并力图在结构元件中有所创新设计出性能更好更符合汽车发展趋势的离合器几万向传动轴。关键词:柴油SUV, 新型乘用车, 平稳起步, 最大转矩, 膜片弹簧, 万向传动轴THE PUSHING DIAPHRAGM SPRING DISC SPRING CLUTCHABSTRACTAutomobile is certainly the most primary transports in this world。Diesel SUV as a new automobile its character well power economical so the more people are enjoy diesel SUV thats why we choose it as our graduation subject. This paper deals with the design of clutch and universal joint shaft. The clutch is assembled in which the power train directly connecting with engine. Its primary functions are: switch off and transfer power for train in order to guarantee to connect smoothly engine to power train when automobile is starting. Then automobile may start smoothly; make engine away from power train and reduce the impact among the gears when the transmission shift; restrict the maximal torque that power train can endure when it come in for larger dynamic load; reduce effectively vibration and roar of the power. Universal joint shaft is used to two shaft configuration difference in every minute. It can transfer torque from transmission to Trans axle, and turning movement; It also can match the two shaft have the same movement. Because of the card a joint angle which produce additional load, chatter phenomena and voice should limit and it cant produce resonance in general movement.With people expect better clutch and universal joint shaft base an the design spirit of keeping improving. Through contrast of various precepts choice and majority of the parameter, finally I adopt the pushing diaphragm spring disc spring clutch, the hydrostatic controls and universal joint shaft, In order to scheme out better clutch and shaft which is congress step with trend of automobile development. I will try my best to create new structure in some components.KEY WORDS: Diesel SUV,new automobile, start smoothly, maximal to torque,diaphragm spring disc,universal joint shaft IV外文资料译文英文翻译车轮和轮胎2.1 轮胎的功能轮胎对变速器的纵向、横向、垂直放置在车和路面之间起关键作用的重要部件。轮胎的特性应当尽可能的保持和及时的被驾驶员观察到。轮胎静态或动态变化也会使变速器的性能发生改变,根据不同汽车的需要也应满足如下要求:由于轮胎对汽车的操纵性能有重要影响,最初的轮胎是汽车制造商和轮胎制造商特意提供给汽车顾客的,然而,备用汽车轮胎和原装轮胎通常是不同的,尽管它们有形似的设计;从此时汽车的操纵性能可能会发生改变,个别汽车制造商已经决定按照他们自己的技术规则通过在轮胎侧面标示自己的标志来体现他们自己的轮胎或者把轮胎卖给那些自己的分销分支机构。2.2轮胎的互换性所有的轮胎和轮辋被标准化保证了轮胎的互换性,例如,汽车的相同设计标准和在世界范围内严格执行的轮胎标准,尽可能的保证了可以使用不同制造商的轮胎。在欧洲,标准化已被欧盟轮胎轮辋技术协会执行,具体的条款如下:1.轮胎和轮辋的大小尺寸2.轮胎的类型代码编号和尺寸3.压力量度和速度标志乘用车轮胎有UNO管理、调控、ECE-R30,商用车是R-54,备用轮胎R64,汽车轮胎的类型被EC92/23EC直接认可。在美国,交通运输部对安全标准负责,有关的标准如下:109号标准 乘用车119号标准 摩托车和其它乘用车轮胎和轮辋联合会或者简称TRA负责标准在澳大利亚,这些标准被澳大利亚联邦公路安全办公室和汽车、摩托车制造商授权书印在一起发布。ARD23 澳大利亚乘用车设计标准23/01 是被使用的标准在德国,DIN标准和WDK指导标准是专门负责轮胎的数据资料,所有的人都认可这两个组织。国际标准化ISO也是为轮胎制定了标准,并且ISO标准已被翻译为多种语言文本。2.1.2乘用车的要求乘用车和轻型商用车轮胎的技术要求可以分成如下几组:1.行驶安全性2.操纵性3.舒适性4.使用寿命5.经济性6 环境的适应能力为了确定驾驶的安全性,轮胎需要坚实、稳固的安装在轮辋内,这有专门设计的轮胎小孔和安全轮辋完成,它是至今仅有被用的轮胎类型,它不仅具备轮胎要求的一个巨大进步,而且,轮胎必须密封起来,这是一种无内胎结构的内廓,它是被用来防止空气从轮胎逃逸。例如,它可以防止轮胎气压降低,然而,它的压力每年要损失掉25%30%,这就是为什么要经常检查轮胎的压力。汽车底盘为了保证驾驶的安全性要达到这个目标,就要确保轮胎尽可能有超载和轮胎对尖锐物的防护性,并且,轮胎要有在紧急情况下行驶的能力,驾驶员能够在轮胎破坏的情况下安全的停下来。 操纵性包括下面几点1.轮胎在任何情况下都要有良好的摩擦系数;2.轮胎受到侧面力不会突然改变;3.良好的转向稳定性;4.迅速、准确的反映方向盘的转向性;5.能够承受最高车速的要求;6.车轮承受压力时要尽可能小的波动。驾驶的舒适性包括下面几点:1.良好的悬挂和防振性能;2.良好的平顺性,所以子午线轮胎平衡性良好;3.停车或行驶时,对转向机构的影响要小;4.低噪声。耐用性与一下几点有关:1.较长的耐用性;2.高速的稳定性;上面两点都要在鼓状公路上作标准测试经济性有一下几点决定1.购买费用;2.行驶里程(包括尽可能的翻新后使用);3.耐磨损性;4.滚动阻力;5.有必要的充气容量;6.车轮壳空间大小和备用轮胎的质量;7.压力比。适应环境保护能力的重要性,包括以下几点1.轮胎的噪音;2.在制造和清除杂物时消耗的原始材料;3.尽可能完整的内在构成物;重要点轮胎设计,侧面设计和高宽比同样不能忽视,更多的细节在4、6、7、9条;2.1.3商用车的要求 原则上,商用车和乘用车有相同的使用标准,但优先权有所不同,保证安全的前提下,经济性是商用车考虑的主要因素,要求有以下几点:1.有较高的行驶里程,即使在轮胎磨损的情况下,2.低的滚动阻力;3.好的附着性;4.轮胎的重量低;5.能够安装防滑链;6.能够给轮胎装新胎面。与乘用车轮胎相比,低的滚动阻力,轮胎对商用车在燃料消耗上有更大影响(20%30%),而且这是很重要的一点。2.2轮胎的设计2.2.1普通斜交轮胎在发达的工业化国家,普通斜交轮胎已不在乘用车上的原装轮胎或者备用轮胎上使用,这些地方没有那些很坏的公路,对轮胎的侧面影响较小,在商用车上和拖车上也是这样,这些国家的子午线轮胎已经取代了那些普通斜交轮胎,由于子午线轮胎的优点,目前,普通斜交轮胎仅用在:1.乘用车的临时备用胎;2.摩托车;3.赛车;4.农用车上。普通斜交轮胎支撑物构成帘布层使外胎骨架,用以保持外胎的尺寸和形状,通常有双数的多层橡胶粘合而成,帘布的连线与轮胎的子午断面的交角基本上在2040度之间,上用胶片和两层或数层挂胶稀帘布组成,故弹性较大,能缓和汽车在行驶时所受到不平路面的冲击,并防止汽车在紧急制动时,胎面与帘布层的脱离,在无内胎上必须提供密封垫。汽车车轮在行驶时,车轮外胎面的构造体与路面接触,有些轮胎即使增加了一些骨架结构。一方面,轮胎的牙面和肩融合在一起,与轮胎侧面连接在一起,那是一层保护结构,这个防护层和那个肩面有不同的橡胶粘合在胎牙上,因为它们是安装在那些光秃的面上,当轮胎滚动时,很容易被损坏,这就是我们所说的花纹,保护侧面的造型被设计成能防止与尖锐物破坏,这里也有气体发生器的槽,使轮胎能够被恰好安装在轮辋内。普通斜交轮胎的设计和极限速度被明确的标示在轮辋的宽度之间的字母。Fig1.83,不同种类的四轮驱动机构。发动机位置减速比驱动形式四轮驱动结合形式独立滑转有中间差速锁前桥差速锁止制动后桥差速器锁止纵置2.05:1后人力单向式离合器N/Annn纵置1.425:1后人力单向式离合器N/Ann多片式离合器纵置2.15:1后人力单向式离合器N/Annn纵置2.43:1后人力单向式离合器N/Ann多片式离合器纵置2.48:1后多片式离合器自动式N/Ann多片式离合器横置2.72:1前多片式离合器自动式N/Annn纵置后半自动式N/Ann多片式离合器横置前半自动式N/Ann多片式离合器横置前半自动式N/Annn纵置后半自动式N/Ann多片式离合器横置前半自动式N/Annn横置前半自动式N/Annn横置前半自动式N/Annn纵置前+后多片式爪型离合器N/Ann多片式离合器纵置前+后N/Ann多片式离合器纵置2.64:1前+后N/Annn纵置前+后N/Annn纵置前+后N/Ann纵置前+后N/Ann纵置1.21:1前+后N/Ann这种网层登记保证了帘布的强度也表明了所需的网层数目,(如图2.5)常规标记为:5.60-15/4PR(发动机后置,速度达到150Km/h乘用车的轮胎)7.00-14/8PR(速度达到150Km/h的货车轮胎)9.00-20/14PR(商用车辆的加强结构轮胎)而且VW GOLF的备用轮胎要求胎压为4.2bar在速度达到80Km/h能被驱动。2.2.2子午线轮胎子午线轮胎由两个通过帘布层径向连接在一起的中心凸缘组成,因此也称为径向轮胎一系列帘布层提供了所必须的刚度,尽管内胎由胎面,胎缘,内部帘线组成,但它也确保了轮胎的密封性(如图.和.)在乘用车的轮胎上,帘布层一般有人造纤维或尼龙帘线,带状钢丝帘线或者由许多细钢丝线连接在一起的钢丝帘线,完全钢丝帘线为了突出带状钢丝这一特点,这些轮胎也称为钢丝径向轮胎,这些材料在胎缘上的位置如图.(,)在商用车上,这种设计方法尤其重要,而且帘布层很可能由钢丝组成坚硬的带将引起径向震荡,这不得不将车身和车轮悬架用一个径向可塑性的构件隔开,否则担负在卵石路面或不好的路面上以不小于mh的速度行使时将引起车身枯燥的噪音(参看图.和.)子午线另外的一个缺点就是,和斜交轮胎相比它的薄薄的轮胎胎缘的敏感性容易受损,它的优点大于斜交轮胎的是:更大有效行使里程;转矩小;8车辆与动力工程学院毕业设计说明书第 一 章前 言 离合器和传动轴看似简单,工作原理浅薄,但其结构的发展经历了上百年,融合几代人的智慧和心血才达到今天的地步,多年来实践经验和技术上的改进,从单片干式摩擦离合器发展到双片以及多片离合器,从原来的周置弹簧离合器、中央弹簧离合器、斜置弹簧离合器发展到膜片弹簧离合器,目前膜片弹簧离合器已广泛利用到各种车型上,因为它有一系列优点,从动部分转动惯量小,散热性好,结构简单,调整方便,尺寸紧凑,分离彻底等优点。近年来,湿式离合器在技术上不断改进,国外某些重型牵引汽车,开始了多片湿式离合器。 汽车后驱动桥的万向传动轴,简称传动轴,它是有万向节轴管及伸缩花键等组成,对于长轴矩汽车的分段传动轴,还要有中间支承。在乘用车中,有时为了提高传动系的弯曲刚度,改善传动系的弯曲振动特性,减小噪声,也将传动轴分成两段。当传动轴分段时,需加中间支承。实心传动轴仅用于作为与等速万向节相连的转向驱动桥的半轴,或用于作断开式驱动桥的摆动半轴;空心传动轴具有较小质量,能传递较大转矩,比实心传动轴具有更高的临界转速,主要应用于传动系的万向传动轴。传动轴的伸缩花键一端不应靠近后驱动桥,而应靠近变速器或中间支承,以减小其轴向阻力和磨损。随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展,人们对离合器和万向传动轴的要求越来越高。离合器和万向传动轴设计理论也从传统的机械力学领域深入到热、电、材料、控制等众多的学科领域。今天,技术已发展到电子化、信息化。离合器和万向传动轴的发展也面临着用新技术改造和提高。 第二章 离合器设计2.1 离合器概述对于以内燃机为动力的汽车,离合器在机械传动系中是做为一个独传中相连接的总成。目前,汽车上广泛采用摩擦离合器是一种能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构。为了保证离合器有良好的工作性能,涉及离合器应忙组如下要求:在保证任何行驶条件下,既能可靠传递发动机的最大扭矩,必有适当的转矩储备,又能防止传动系过载。1接合是要完全、平顺、柔和 ,保证汽车岂不是没有抖动和冲击。2分离是要迅速、彻底。3从动部分转动惯量要小,以减轻变速器换挡是变速器齿轮间的冲击,便于换挡和减小同步器的磨损。4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。5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。6操纵轻便、准确,以便减轻驾驶员的疲劳。7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要尽可能小,以保证稳定的工作性能。8结构简单、紧凑、质量小,制造工艺性好,拆装、维修、调整方便等。随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展,人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器的工作性能的角度出发,传统的推式 膜片离合器结构正在向拉是膜片弹簧离合器发展。传统的操纵形式正向自动操纵形式发展。因此,提高离合器的可靠性和延长其使用寿命,适应发动机的高转速,增加离合器的传动转矩的能力和简化操纵,易辰各位离合器的发展趋势。2.2 离合器的结构方案分析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、压紧弹簧的结构形式不同和分离时作用力方向不同分类如下:一、从动盘的选择1.单片离合器单片离合器结构简单,轴向尺寸紧凑,散热良好,维修调整方便,从动部分转动惯量小,在使用时能保证分离彻底,采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平衡。2.双片离合器双片离合器与单片离合器相比,由于摩擦面增加一倍,因而传递转矩的能力较大;结合更为平顺、柔和;在传递相同转矩的情况下,径向尺寸较小,踏板力较小。3.多片离合器 多片离合器多为湿式,具有结合更加平顺、柔和,摩擦表面温度较低,磨损较小,使用寿命长等优点。但分离行程大,分离不彻底,轴向尺寸和从动部分转动惯量大,主要应用于最大总质量大于14t的商用车上。二、压紧弹簧和布置形式的选择1.周置弹簧离合器 过去广泛应用于各类汽车上,现在已很少用。2.中央弹簧离合器 中央弹簧离合器结构复杂,轴向尺寸较大,多用于发动机最大转矩大于400500Nm的商用车上,以减轻其操纵力。 3.斜置弹簧离合器与上述两种离合器相比,它具有工作性能稳定、踏板力小的突出特点。此结构在最大总质量大于14t的商用车上。4.膜片弹簧离合器膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧,主要由碟簧部分和分离指部分组成,膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比,具有一系列优点:膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性,弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本不变,因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变;相对圆柱螺旋弹簧,其压力大大下降,离合器分离时,弹簧压力有所下降,从而降低了踏板力。对于圆柱螺旋弹簧,其压力则大大增加。膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用,结构简单、紧凑,轴向尺寸小,零件数目少,质量小。高速旋转时,弹簧压紧力降低很少,性能稳定;而圆柱螺旋弹簧压紧力明显下降。膜片弹簧以整个圆周与压盘接触,使压力分布均匀,摩擦片接触良好,磨损均匀。易于实现良好的通风散热,使用寿命长。膜片弹簧中心与离合器中心线重合,平衡性好。 但膜片弹簧的制造工艺较复杂,制造成本较高,对材质和尺寸精度要求较高,其非线性弹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乘用车上被大量采用,而且在各种形式的商用车上也被广泛采用。表2-1推式和拉式比较 项目类型离合器各外形分离轴承膜片弹簧外径尺寸弹簧应力压紧载荷支撑环数设计负荷安装推式大简单大容易相对小大小2拉式小复杂小较难相对大小大1 拉式膜片膜片弹簧离合器较推式性能上有更多优点,由于受到分离轴承机构设计,拆装复杂等因素困饶,因此在许多场合还是宁愿采用推式结构型。2.3 离合器的主要参数选择2.3.1 后备系数 后备系数是离合器设计中的一个重要参数,它反映了离合器传递发动机最大转距的可靠程度。在选择时,应考虑摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转距、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。显然,为可靠传递发动机最大转距和防止离合器滑磨时间过长, 不宜选得太小;为使离合器尺寸不致过大、使用条件好时,可选得小些;当使用条件恶劣、需要拖带挂车时,为提高起步能力,减少离合器滑磨,应选得大些;汽车总质量越大,业应选得越大;采用柴油机时,由于工作比较粗暴,转距较不平稳,选取的值应比汽油机大些;发动机缸数越多,转距波动越小, 可选得越小;膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定,选取值可比螺旋弹簧离合器小些;双片离合器的 值应大于弹片离合器。各类汽车离合器 得取值范围见表2-1。表2-2离合器后备系数 得取值范围车 型后 备 系 数乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.201.75最大总质量为614t的商用车1.502.25挂车1.804.002.3.2单位压力 单位压力决定了摩擦表面的耐磨性,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、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。对于离合器使用频繁、发动机后备系数较小、载质量大或经常在坏路面上行驶的汽车,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,应取小些;后备系数较大时,可适当增大。当摩擦片采用不同的材料时,取值范围见表2-2表2-3 摩擦片单位压力x的取值范围摩擦片材料单位压力Map石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50铁基金属陶瓷材料0.701.502.3.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b 摩擦片外径是离合器的重要参数,它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。当离合器结构形式及摩擦片材料已选定,发动机最大转距A已知,结合式(2-6)和式(2-7),适当选取后备系数 和单位压力x,可估算出摩擦片外径,即单位压力摩擦片外经D、内径 d 和厚度b 最大转矩D= 摩擦片外径D(mm)也可根据发动机最大转距 按如下经验公式选用 经验公式D= (2-1)直径系数 车用车=14.6 D=14.6219mm摩擦片内径 可根据d/D=0.530.70之间来确定 式中,c为直径系数,取值范围见表2-3。表2-3 直径系数 的取值范围车型直径系数乘用车14.6最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.5(单片离合器)13.515.0(双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0荡摩擦片外径D确定后,摩擦片内径d可根据d/D在0.530.70之间来确定。在同样摩擦片外径D时,选用较小的摩擦片内径d虽可增大摩擦面积,提高传递转距的能力,但会使摩擦面上的压力分布不均匀,使摩擦片内、外缘圆周的相对滑磨速度差别太大而造成摩擦面磨损不均匀,且不利于散热和扭转减振器的安装。摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准GB/T57641998汽车用离合器面片,所选的D应使摩擦片最大圆周速度不超过6570m/s,以免摩擦片发生分离。 摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。2.3.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙 摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因数f受工作温度、单位压力和滑磨速度的影响较大,而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数f较大且稳定。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表2-4表2-4摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦材料摩擦因数f石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.350.50金属陶瓷材料0.4摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍,决定于离合器所需传递转距的大小及其结构尺寸。离合器间隙是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时,为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合,在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙 一般为34mm。2.3.5离合器的设计与计算 约束条件1)=6570m/s 3600min为发动机的最高转速(r/min)0.3452)内外半径比0.53 c 0.70查标准系列根据经验公式计算结果可取225同样可查取1503)后备系数 1.2 4.0 根据后备系数的选择原则,本次设计的选1.304)为了保证扭转减震器的安装摩擦片的内径 d必须大于弹簧位置直径约50cmd 2+50即:取485)为了反映离合器转矩比保护过载的能力 (2-2) (Nm/) 汽车设计表2-4取铜基0.30,有表2-3取 0.40Map 4,代入公式0.280.30合适单位面积传递转矩的使用值。(Nm/ ) 离合器规格D/2102102502503253250.280.300.350.406)为了将地理和气化模式的热负荷,防止摩擦片损伤,对于不单位压力,根据所用摩擦材料在一定范围内选取。的最大值为0.101.50Map即:0.10 1.50Map0.11Ma满足要求。7)为了减小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烧伤,离合器每接合一次的单位摩擦面积滑磨功应小于其使用值 即:为单位摩擦面积滑磨功()对于乘用车:0.40对于最大宗质量小于6吨的商用车:0.33,对于最大总质量大于6吨的商用车0.25, (2-3)为汽车总质量取2325;为轮胎滚动半径去取0.362;汽车起步时所用变速器档位的传动比取4.11;为主减速器的传动比取4.6;为发动机的转速取2000,计算时乘用车去2000r/min,商用车取1500r/min将数值代入公式18676.36又有奖上市计算结果代入得:0.21140.4,合适。校核284.8 1.3合适。根据汽车设计丛书表3.2.1选择摩擦片系列参数225150厚度3.5,0.667单位面积2112.3.6膜片弹簧的特性假设膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性的饶某点转动通过支撑环和压盘在膜片弹簧上的载荷 (2-4 ) 试中,E为弹簧的弹性模量对于钢:E=2.1Map; 为材料的松泊比对于钢=0.3;H为膜片弹簧钢板厚度;R, r分别为碟簧部分大、小端半径;、 分别为压盘加载点和支撑环加载点半径。当离合器分离时膜片弹簧的加载点将发生变化。设分离轴承分离指端所加的载荷为,相应作用点变形为,另外在分离与压紧状态下,只要膜片弹簧变形到相同位置有如下关系:膜片弹簧的强度计算膜片弹簧的子午线断面在中性点演员周方向的切向变为零则断面任意点(,)切向应力:,为自由状态时碟簧部分的圆锥角;为从自由状态起碟簧子午线断面转角,中性点半径。(2-5)令0 图2-1 初达到最大值时的转角=(D+d)/4=93.75 R大于取R=95 r=73因为一般R/ r=1.21.35,95/73=1.301合适。代入数值得:18.34度。取=0.3 , E=2.1Map,代入(1) 得:=1738.6Map膜片弹簧的节本参数选择 比值H/h选择 比值H/h对膜片弹簧的影响巨大,对(1)分析当H/h小于时为增函数,H/h=时有极值,当H/h大于时有一极大值和一极小值,汽车离合器使用的膜片弹簧的H/h比值,一般为1.52.0,板后h为24. 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。为使摩擦片上的压力分布较为均匀,推式磨片弹簧的R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc,拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于Rc。而且,对于同样的摩擦片尺寸,拉式的R值比推式的大的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H关系密切,=arctanH/(R-r) H/(R-r),带入数值,H=4.5,R=95,r=73一般在 =11.56 膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧工作点位置如图2-14所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置,而且= (+)/2 。新离合器在结合状态时,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 ,以保证摩擦片在最大磨损限度 范围内的压紧力从F1B 到F1A变化不大。当分离时,膜片弹簧工作点从B变到C。为最大限度的减小踏板力,C点应尽量靠近N点图 2-2 分离指数目n的选取 分离指数目n常取为18,大尺寸膜片弹簧可取24,小尺寸膜片弹簧可取12。(6)膜片弹簧小端内半径r0(图2-15)及分离轴承作用半径的确定 : r0由离合器的结构决定,其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。 应大于 根据经验公式=2527,取26取=27,=28切槽宽度 及半径(图2-15)的确定 的取值应满足r 的要求。=910 =3.23.5 因为r=73,取=9.5,代数值求得:=63.5压盘加载点半径R1和支承环加载点半径 的确定 和 的取值将影响膜片弹簧的刚度。应略大于 且尽量接近r应略小于R且尽量接近R。 r ,R 取=74,=942.3.7膜片弹簧材料及制造工艺 国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求,需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力,要对膜片弹簧进行强压处理,即沿其分离状态的工作方向,超过彻底分离点后继续施加过量的位移,使其过分离38次,以产生一定的塑性变形,从而使膜片弹簧的表面产生与使用状态反方向的残余应力而达到强化的目的。一般来说,经强压处理后,在同样的工作条件下,可提高膜片弹簧的疲劳寿命5%30%。另外,对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理,即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面,使表层产生塑性变形,从而形成一定厚度的表面强化层,起到冷作硬化的作用,同样也可提高承载能力和疲劳强度。 膜片弹簧的优化设计约束条件: =A=0.11/4=2363N把膜片弹簧个尺寸和松泊比=0.3弹性模量 E=2.1Map代入=3.5 则=1027N=8.05 =(0.81.0) (/) 3.0 3.75 1.6H/h2.2 1.20 R/r 1.35 70 2R/h 100 3.5 R/ 5.0推式:(D+d)/4D/2拉式:(D+d)/4D/2本次采用推式,代入检验合适。根据弹簧不知要求应满足:1 - 7 06 04代入数值经检验均满足要求。膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用因此其杠杆比应在一定范围内选取推式: 2.3 ( )() 4.5拉 式:3.5 ()()9.0本次采用推式,代入检验合适。=1738.6Map 可以满足要求。第3章 扭转减振器的设计 扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)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,改变系统的固有振型使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振;阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。因此,扭转减振器具有如下功能:1) 降低发动机曲轴与传动系结合部分的扭转刚度,调谐传动系扭转固有频率。2) 增加传动系扭振阻尼,抑制扭转共振响应振幅,并衰减因冲击而产生的顺态扭振。3) 控制动力传动系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与变速器的扭振及噪声。4) 缓和非稳定工况传动系的扭转冲击载荷,改善离合器的结合平顺性。减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件的阻尼摩擦转矩 是两个主要参数,决定了减振器的减振效果。其设计参数还包括极限转矩 、预紧转矩和极限转角 等。1转矩极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙 时所能传递的最大转矩,即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素,与发动机最大转矩有关,一般可取转矩有关,一般可取=(1.52.0) (3-1)式中,商用车:系数取1.5;乘用车:系数取2.0。试验表明,当减振器传递的极限转距 与汽车后驱动轮的最大附着力 相等时,传动系的动载荷为最小;若 ,系统将会产生冲击载荷;若 ,则会增大减振器的角刚度,使传动系动载荷有所增大。2.扭转角刚度=T/(3-2)为了避免引起传动系统的共振,要合理选择减振器的扭转角刚度 ,使共振现象不发生在发动机正常的工作转速范围内。决定于减振器弹簧的线形刚度及其结构布置尺寸。设减振器弹簧分布在半径为 的圆周上,当从动片相对从动盘毂转过 时,弹簧相应变形量 。此时所需加在从动片上的扭转角刚度 T=1000k (3-3)=1000k (3-4) 初选13=13450=5850取=5000Nm/rad 3.阻尼摩擦转矩 图3-1 由于减振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地消振,必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般可按下式初选为4.预紧转矩 =(0.060.17) (3-5 )减振弹簧安装时都有一定的预紧。研究表明,增加,共振频率向减小向移动,这是有利的。但是不应大于,否则在反向工作时,扭转减振器将提前停止工作,故取=(0.060.17)225=13.538.25 Nm 初选13=13450=5850取=5000Nm/rad4.预紧转矩 减振弹簧在安装时都有一定的预紧,研究表明,增加,共振频率将向减小频率方向移动,这是有利的。但是不应大于,否则在反向工作时,扭转减振器将提前停止工作。=(0.050.15) (3-6 ) =(0.050.15)225=11.2533.75 Nm取=20 Nm5.减振弹簧的位置半径件的尺寸应尽可能大=(0.60.75)75=4251 (3-7)取=486.减振弹簧的个数摩擦片外径225250250350325350350z466881010经济可取=67.减振弹簧的总压力 当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除,减振弹簧传递的转矩达到最大值,减振弹簧受到的压力为 = / ( 3-8) =1115 取=14弹簧钢丝直径d= (3-9) p取600Map 代入数值得:d=3 减振弹簧的有效圈数i= (3-10 ) 代入数值 的:i=6k= 8.极限转角 减振器从预紧转矩增加到极限转矩,从动片相对从动盘毂的极限转角为=2arcsin/2对汽车平顺要求高或发动机工作不均匀时,取上限。通常取,代入数值:=3.529.限位销直径取10第四章 离合器的操纵机构4.1对离合器操作机构的要求1)踏力板要尽可能小,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80150mm范围内,最大不应超过180mm。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。8)工作可靠、寿命长,维修保养方便。2.操作机构结构形式选择1)常用的离合器操纵机构,主要有机械式、液压式、机械式和液压式的助力器、气压式和自动操纵机构等。机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系操纵机构结构简单、工作可靠,广泛应用于各种汽车中。但其质量大,传动效率低,发动机的振动和车架和驾驶室的变形会影响其正常工作,在远距离操纵时,布置较为困难。绳索操纵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,多用于发动机排量小于1.6L的乘用车中。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组成,具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂式套板、驾驶市容易密封、发动机的振动和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。本次设计的柴油SUV采用液压式操纵机构。 图4-14.2.2离合器操纵机构的设计计算踏板行程S由自由行程 和工作行程 两部分组成,即S=+=(+ )/ (4-1) =1016 =2.75.4代入得上式:S=133离合器操纵机构的设计计算分离轴承的自由行程,一般为1.53.0mm;反映了自由踏板上的自由行程 一般为2030mm; 分别为主缸和工作缸直径;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:=0.851.30,双片:=0.750.90不考虑回位弹簧的作用,分离离合器所作的功 ,根据具压盘的质量初估踏板得力为135N把数值代入:考虑回位弹簧时:合适在规定的踏板力和行程的允许范围内,驾驶员分离离合器所作的功不应大于30J。第五章 离合器主要零部件的结构设计5.1、从动盘总成 从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大,设计时应满足如下要求:1) 从动盘的转动惯量应尽可能小,以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。2) 从动盘具有轴向弹性,使离合器接合平顺,便于起步,而且使摩擦面压力均匀,以减小磨损。3) 应安装扭转减振器,以避免传动系共振,并缓和冲击。5.1.1从动盘毂 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件,它几乎承受了由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上,花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩选取。 从动盘毂轴向长度不宜过小,以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底,一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻刚,并经调质处理,表面和心部的硬度一般在2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性,可采用镀铬工艺;对减振弹簧窗口及从动片配合处,应进行高频处理。5.1.2摩擦片离合器摩擦片在性能上 应满足如下要求:1)摩擦因数较高且较稳定,工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小;2)具有足够的机械强度和耐磨性。3)密度要小,以减小从动盘的转动惯量。4)热稳定性好,在高温下分离出来的粘合剂少,无味,不易烧焦。5)磨合性好,不致刮伤飞轮和压盘表面;6)接合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象。7)长期停放后,摩擦面间不发生“粘着”现象。离合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因数较高、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定,摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响较大,故目前主要应用于中、轻载荷下工作。由于石棉在生产或使用过程中对环境有污染,对人体有害,故以玻璃纤维、金属纤维等代替石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受单位压力较高以及寿命较长等优点,但价格较贵,密度较大,接合平顺性较差,主要应用于载质量较大的商用车上。摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。铆接方式可靠,更换摩擦片方便,适宜在从动片的安装波形片,但其摩擦面积利用率小,使用寿命短。5.1.3 从动片从动片要求质量轻,具有轴向弹性,硬度和平面度要求高。材料常用中碳钢板或低碳钢板。一般厚度为1.32.5mm,表面硬度为3540HRC。5.1.4 波形片和减振弹簧波形片一般采用65Mn,厚度小于1mm,硬度为4046HRC,并经过表面发蓝处理。减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。5.2 离合器盖总成离合器盖总成除了压紧弹簧外,还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。5.2.1离合器盖对离合器盖结构设计要求:1)应具有足够的刚度,否则将影响离合器的工作特性,增大操纵时的分离行程,减小压盘升程,严重时不能使摩擦面彻底分离。为此可采取如下措施:适当增大盖的板厚,一般为2.54.0mm;在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边;尺寸大的离合器可改用铸铁铸造。2)应与飞轮保持良好对中,以免影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓,也可采用止口对中。3)盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。4)为了便于通风和散热,防止摩擦表面温度过高,可在离合器盖上开较大的通风窗孔,或在盖上加设通风扇片等。乘用车和载质量较小的商用车的离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板、载质量较大的商用车则常用铸铁件和铝合金铸件。5.2.2 压盘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,有时可以设置各种形状的散热筋或鼓风筋,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及与离合器的彻底分离厚度约为1525mm。3)与飞轮保持良好的对中,并要进行静平衡,压盘单件的平衡精度不低于1520gcm。4)压盘高度公差要小。压盘的厚度初步确定后,应根据下式来校核离合器依次接合的温升压盘 (5-1)10481.40.5单,0.25双,中间压盘0.51876.36.8/ 代入数值得:13.76kg代入数值。1.3度。合适压盘形状复杂,要求传热性好,具有较高的摩擦因数,通常采用灰铸铁,一般采用HT200、HT250、HT300,硬度为170227HBS。也有少数采用合金压铸件。5.2.3传动片传动片的作用是离合器接合时,离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转,分离时,利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。由于各传动片沿圆周均匀分布,它们的变形不会影响压盘的对中性和离合器的平衡。传动片常用34组,每组23片,每片厚度0.51.0mm,一般由弹簧钢带65Mn制成。5.2.4分离杠杆对分离杠杆装置的结构设计要求:(1)分离杠杆应具有较大的弯曲刚度,以免分离时杆件弯曲变形过大,减小了压盘行程,使分离不彻底。(2)应使分离杠杆和支承机构与压盘驱动机构在运动上不发生干涉。(3) 分离杠杆内端高度应能调整,使各内端位于平行于压盘的同有平面,其高度差不大于0.2mm。(4)分离杠杆的支承处应采用滚针轴承、滚销或刀口支承,以减小摩擦和磨损。(5)应避免在高速转动时因分离杠杆的离心力作用而降低了压紧力。(6)为了提高通风散热能力,可将分离杠杆制成特殊的叶轮形状,用以鼓风。分离杠杆主要由08低碳钢板冲压和35等中碳钢成形而成。5.2.5支承环 支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高,耐磨性好。支承环一般采用3.04.0的碳素弹簧钢丝。5.3分离轴承总成分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作中主要承受轴向分离力,同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。本次设计SUV采用推力球轴承。第六章 万向传动轴的设计6.1概述万向传动轴由万向节、轴管及其伸缩花键等组成,对于长轴距的汽车,有时还加装中间支承。它主要用于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. 保证所连接的两轴的夹角及相对位置在一定范围内变化时,能可靠而稳定地传递动力。2.保证所连接的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的范围内,在使用车速范围内不应产生共振现象。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的应用比较广泛。发动机前置后轮或全轮驱动汽车行驶时,由于悬架不断变形,变速器或分动器的输出轴与驱动桥输入轴轴线之间的相对位置经常变化,因而普遍采用可伸缩的十字轴万向传动轴;某些汽车根据总布置要求需将离合器与变速器、变速器与分动器之间拉开一段距离,考虑到它们之间很难保证轴与轴同心及车架的变形,所以常采用十字轴万向传动轴或扰性万向传动轴;对于转向驱动桥,左、右驱动轮需要随汽车行驶轨迹变化而改变方向,这时多采用等速万向传动轴。6.2万向节结构方案分析6.2.1十字轴式万向节根据在扭转方向上是否有明显的弹性,万向节分为刚性万向节和扰性万向节。刚性万向节是靠零件的铰链式连接传递动力,又分成不等速万向节、准等速万向节和等速万向节;扰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,但平均角速度相等的万向节。准等速万向节是指在设计角度下以相等的瞬时角速度传递运动,而在其他角度下以近似相等的瞬时角速度传递运动的万向节。输出轴和输入轴以始终相等的瞬时角速度传递运动的万向节,称之为等速万向节。普通的十字轴式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和橡胶密封件等组成。目前,常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式、卡环式、瓦盖固定式和塑料环定位式等。卡环式又分为外卡式和内卡式两种,它们具有结构简单、工作可靠、零件少和质量小的优点。 十字轴式万向节结构简单,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。6.2.2 十字轴式万向节设计十字轴式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时便应报废。十字轴主要失效形式是轴颈根部断裂,所以设计时应保证该处有足够的抗弯强度。设作用于十字轴轴颈中点的力为F= (6-1) =927N 为主从动叉轴的最大夹角。十字轴滚针轴承中的滚针直径 通常不小于1.6mm,以免压碎,而且尺寸差别较小,否则回加重载荷在滚针间分配不均匀性,公差带控制在0.003mm以内。滚针轴承颈向间隙过大时,承受载荷的滚针数减少,有出现滚针卡住的可能性;间隙过小又有可能出现受热卡住或因脏物阻滞卡住。滚针的长度一般不超过轴竟颈的长度,这可使其既具有较高的承载能力,又不致因滚针过长发生歪斜而造成应力集中。初选 Map (6-2) (6-3)十字轴滚针轴承中的滚针直径 通常不小于1.6mm,以免压碎,而且尺寸差别较小,否则回加重载荷在滚针间分配不均匀性,公差带控制在0.003mm以内。滚针轴承颈向间隙过大时,承受载荷的滚针数减少,有出现滚针卡住的可能性;间隙过小又有可能出现受热卡住或因脏物阻滞卡住。滚针的长度一般不超过轴竟颈的长度,这可使其既具有较高的承载能力,又不致因滚针过长发生歪斜而造成应力集中。十字滚针轴承 (6-4) 式中N (6-5) 代入数值得:=89.9Map 满足 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30003200Mpa。通常情况下,十字轴式万向节的传动效率越为97%99%。十字轴常用材料为20CrMnTi、20Cr、20MnVB等低碳合金钢,轴颈表面进行渗碳淬火处理,渗碳层深度为0.81.2mm,表面硬度为5864HRC,轴颈端面硬度不低于55HRC,心部硬度为3348HRC。万向节叉一般采用35、40、45中碳钢等调质处理。6.3 传动轴结构分析与设计传动轴中由滑动叉和矩形或渐开线花键轴组成的滑动花键来实现传动长度的变化。当传递转矩的花键伸缩时,产生的轴向阻力 (6-6) =4340.9N 初古轴长尾L=2760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,以免装错而破坏传动轴总成的动平衡。实心传动轴仅用于作为与等速万向节相连的转向驱动桥的半轴,或用于作断开式驱动桥的摆动半轴;空心传动轴具有较小质量,能传递较大转矩,比实心传动轴具有更高的临界转速,主要应用于传动系的万向传动轴。传动轴的伸缩花键一端不应靠近后驱动桥,而应靠近变速器或中间支承,以减小其轴向阻力和磨损。传动轴管由壁厚均匀易平衡、壁薄、管径较大、扭转强度高、弯曲高度大、适用于高速旋转的低碳钢板卷制的电焊钢管制成。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处在最大值时,花键套与花键轴有足够的配合长度;而在长度处于最小时,两者不顶死。传动轴夹角大小影响万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动效率和十字轴旋转的不均匀性。在长度一定时,传动轴的断面尺寸应保证传动轴具有足够的强度和足够高的临界转速。所谓临界转速就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有震动频率时,即出现共振现象,以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速,它决定于传动轴的尺寸、结构及其支承情况。 6.4 万向传动轴的设计计算十字轴万向节设计在设计传动轴时,取安全系数K=1.22.0,K=1.2用于精确动平衡、高精度的伸缩花键及万向节间隙比较小时为传动轴的最高转速 。传动轴设计算传动轴的临界转速 (6-7)安全系数 K=/ =1.22.0 实心轴比空心轴的临界转速低,且浪费材料。另外,当传动轴超1.5m时,为了提高 以及总布置上的考虑,常将传动轴断开成两根或三根,万向节用三个或四个,而在中间传动轴上加设中间支承。传动轴轴管断面尺寸除应满足临界转速的要求以外,还应保证具有足够的扭转强度。轴管扭转应力应满足传动轴的扭转应力 Map (6-8)代入数值,得: = 90.68Map 对于传动轴上的花键轴,通常以底径计算其扭转应力,许用应力一般按安全系数23确定。= (6-9)传动轴花键的齿侧挤压应力 (6-10) =927 =1.31.4,取1.3代入数值求得:40 =50传动轴总成的不平衡是传动系弯曲振动的一个激励源,当高速旋转时,将产生明显的振动和噪声。万向节中十字轴的轴向窜动、传动轴的滑动花键中的间隙、传动轴总成两端的连接处的定心精度、高速回转时传动轴的弹性变形、传动轴上点焊平衡片的热影响等因素。都能改变传动轴总成的不平衡度。提高滑动花键的耐磨性和万向节花键的配合精度、缩短传动轴长度并增加其弯曲刚度,都能降低传动轴的不平衡度。为了消除点焊平衡片的热影响,应在冷却后再进行动平衡检验。传动轴的不平衡度,对于乘用车。在30006000r/min时应大于2535gcm;对于商用车,在10004000r/min时不大于50100 gcm。另外,传动轴的总成的径向全跳动不应大于0.50.8mm。6.5 中间支承结构分析与设计在长轴距汽车上,为了提高传动轴的临界转速,避免共振以及考虑整车总体布置上读需要,常将传动轴分段。在乘用车中,有时为了提高传动系的弯曲刚度,改善传动系弯曲振动特性,减小噪声,也将传动轴分成两段。当传动轴分段时,需加设中间支承。中间支承通常安装在车架横梁上或车身底架上,以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差,以及车辆行驶过程中由于弹性支承的发动机的窜动和车架变形所引起的位移。中间支承的固有频率可按下式计算中间支撑 (6-11)式中,f0为中间支承的固,有频率;中间支承橡胶弹性元件的径向刚度, m为中间支承悬置质量,它等于传动轴落在中间支承上的一部分质量与中间支承轴承及其轴承座所承受的质量之和。在设计中间支承时,应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度 ,使固有频率对应的临界转速n=60 f0 尽可能低于传动轴的传动转速范围,以免共振,保证隔振效果好。许用临界转速为10002000r/min,对于乘用车,取下限。n=60 f0 =1000/60=66.7赫兹大于55000N/mm结 论通过两个多月的毕业设计,使我将大学四年所学的理论知识用于实践,我从一开始就认真对待本次设计,因为我发现我可以从中学到很多东西。 在本次设计过程中遇到过不少难题,但我不急于求成,努力将任务往前赶,遇到难题首先自己去思考,然后去校图书馆、院资料室查阅相关资料,或去汽车研究所陈列室去考查,另一方面,主动与同组特别是相同部件设计的同学进行讨论验证,并虚心请教其他同学和老师,使问题得到解决。 总之,我从毕业设计中我学会了如何思考、查阅资料,也学会了CAD绘图,也学会了应用一些计算机软件,让我感觉到有很大收获,但其中还有不完善的地方尚待努力提高。参考文献1藏杰主编. 汽车构造下册. 北京:机械工业出版社,2005年9月2陈家瑞主编. 汽车构造下册. 第二版. 北京:机械工业出版社,2005年1月3余志生主编. 汽车理论. 第三版. 北京:机械工业出版社,2000年4刘惟信主编. 汽车设计. 清华大学出版社,2001年7月5顾剑青主编. 现代轿车知识手册. 上海科学技术出版社,2002年6徐石安主编. 汽车设计丛书. 清华大学出版社,2005年8月7诸文农主编. 底盘设计上册. 机械工业出版社,1981年7月8王望予主编. 汽车设计. 第四版. 北京:机械工业出版社,2006年1月9董丽霞主编. 简明汽车技术词典. 人民交通出版社,2003年9月10 汽车技术编辑组. 汉英汽车技术词典. 第三版. 人民交通出版社,2005年1月11 康展权等主编. 汽车工程手册(设计篇). 人民交通出版社,2001年5月12王昆主编. 机械设计机械基础 课程设计. 高等教育出版社,1995年12月13崔振民主编. 汽车底盘构造与维修. 第一版. 人民交通出版社,2004年10月14林世裕主编. 膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造. 南京:东南大学出版社,1995年15羊拯民主编. 传动轴和万向节. 北京:人民交通出版社. 1986年致 谢本次设计中多次得到李水良老师的多次悉心指导,并得到本组刑华佩同学、谢军红及他同学的热情帮助与支持在此一起表示衷心的感谢!附录31
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