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車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書
第一章 前 言
全書共5章，主要闡述了3噸柴油貨車中的離合器及操縱機構設計和傳動軸設計。各章的主要內容包括：設計應當滿足的主要要求、結構方案分析和選擇、主要參數(shù)的選擇、離合器的設計和計算、扭轉減震器的設計、離合器的操縱機構和主要結構原件的分析、傳動軸的設計與計算和結論。
本書在體系和內容方面，主要參考了第三版《汽車設計》、第三版《汽車構造》和《離合器設計》叢書。結合我國今年來汽車工業(yè)得到迅速發(fā)展的現(xiàn)實，本書積極引用其介紹的優(yōu)化設計、可靠性設計等新的設計方法。
由于本人的學識有限，書中難免出現(xiàn)錯誤和疏漏之處，懇請各位老師和同學批評指正。
第二章 離合器概述
§2.1離合器設計要求
對于以內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構等四部分，組成如下：
1. 主動部分：飛輪、離合器蓋、壓盤；
2. 從動部分：從動盤；
3. 壓緊機構：壓緊彈簧；
4. 操縱機構：分離叉、分離軸承、離合器踏板、傳動部件。
主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結構，操縱機構是使主、從動部分分離的裝置。
為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足如下基本要求：
1. 在任何行駛條件下,既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩,并有適當?shù)霓D矩儲備,又能防止傳動系過載.
2. 接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。
3. 分離要迅速、徹底。
4. 從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。
5. 應有足夠的吸熱能力和良好的通分散熱效果，以保證工作溫度不至于過高，延長其使用壽命。
6.應能避免和衰減傳動系的扭轉振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。
7、操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。
8、作用在從動盤上的總壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。
9、具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。
10、結構應簡單、緊湊，質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。
§2.2 離合器的工作原理
發(fā)動機飛輪是離合器的主動件，帶有摩擦片的從動盤和從動轂借滑動花鍵與從動軸（即變速器的主動軸）相連。壓緊彈簧則將從動盤壓緊在飛輪端面上。發(fā)動機轉矩即靠飛輪與從動盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動盤上，再由此經過從動軸和傳動系中一系列部件傳給驅動輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉矩也越大。
由于汽車在行駛過程中，需經常保持動力傳遞，而中斷傳動只是暫時的需要，因此汽車離合器的主動部分和從動部分是經常處于接合狀態(tài)的。摩擦副采用彈簧壓緊裝置即是為了適應這一要求。當希望離合器分離時，只要踩下離合器操縱機構中的踏板，套在分離套筒的環(huán)槽中的撥叉便推動分離叉克服壓緊彈簧的壓力向松開的方向移動，而與飛輪分離，摩擦力消失，從而中斷了動力的傳遞。
當需要重新恢復動力傳遞時，為使汽車速度和發(fā)動機轉速變化比較平穩(wěn)，應該適當控制離合器踏板回升的速度，使從動盤在壓緊彈簧壓力作用下，向接合的方向移動與飛輪恢復接觸。二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應的摩擦力矩也逐漸增加。當飛輪和從動盤接合還不緊密，二者之間摩擦力矩比較小時，二者可以不同步旋轉，即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪和從動盤接合緊密程度的逐步增大，二者轉速也漸趨相等。直到離合器完全接合而停止打滑時，汽車速度方能與發(fā)動機轉速成正比。
§2.3 離合器的功用及分類
離合器是車輛（汽車）與發(fā)動機直接相連的部件。離合器在汽車上大部分時間是處與接合狀態(tài)，只有需要時才暫時的切斷動力傳遞。所以其功用主要有以下幾點：
1．在汽車起步時，通過離合器主、從動部分之間的滑磨 、轉速的逐漸接近，確保汽車起步平穩(wěn)。
2．當變速器換擋時，通過離合器主、從動部分的迅速分離來切斷動力的傳遞，以減輕齒輪齒間的沖擊，保證換擋時工作平順。
3．當傳給離合器的轉矩超過其所能傳遞的最大轉矩時，其主、從動部分之間將產生滑磨，防止傳動系統(tǒng)過載。
現(xiàn)代各類汽車上應用最廣泛的離合器是干式盤形摩擦離合器，可按從動盤數(shù)目不同、壓緊彈簧布置形式不同、壓緊彈簧結構形式不同和分離時作用力方向不同分類如下：
1.按從動盤數(shù)分類：單片、雙片、多片；
2.按彈簧布置形式分類：圓周布置、中央布置、斜向布置；
3.按彈簧形式分類：圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧、膜片彈簧；
4.按作用力方向分類：推式、拉式。
§2.4離合器的結構方案
汽車使用的離合器大部分都是摩擦式離合器，從它的分離受作用力來看可分為拉式和推式兩種；按從動盤數(shù)可分為單片、雙片和多片，按其壓緊彈簧布置可分為圓周布置、中央布置和斜置式三種；按其壓緊彈簧可分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧。
一、盤的選擇
對轎車和輕型、微型貨車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸允許的條件下，離合器通常只設有一片從動盤。單片離合器結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修太哦正方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底、結合平順。
故在本次設計中選用了單片摩擦離合器。
二、彈簧布置形式的選擇
周置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧，其結構簡單制造容易，因此用較為廣泛。壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發(fā)動機最大轉速很高時周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞轉矩的能力隨之降低。此外，彈簧靠到它的定位面上，造成接觸部位嚴重磨損，甚至出現(xiàn)彈簧斷裂的現(xiàn)象。
中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，此結構軸向尺寸較大。
膜片彈簧的結構主要特點是采用一個膜片代替?zhèn)鹘y(tǒng)的螺旋彈簧和分離杠桿。起結構特點如下：
1、膜片彈簧的軸向尺寸較小而徑向尺寸很大,這有利于在提高離合器傳遞轉矩能力的情況下離合器的軸向尺寸。
2、膜片彈簧的分離指器分離杠桿的作用，故不需專門的分離杠桿，使離合器結構大大的簡化，零件數(shù)目少，質量輕。
3、由于膜片彈簧軸向尺寸小，所以可以適當增加壓盤的厚度，提高熱容量；而且還可以在壓盤上增設散熱筋及在離合器蓋上開設較大的通風孔來改善散熱條件。
4、膜片彈簧離合器的主要部件形狀簡單，可以采用沖壓加工，大批量生產時可以降低生產成本。
故在本設計中選用了膜片彈簧離合器。
三、離合器按它的結構形式選擇
根據(jù)膜片彈簧分離指在分離時所受的力是推力還是受拉力，可分為推式和拉式彈簧離合器。拉式與推式離合器最明顯的特征就是膜片彈簧安裝方向相反。
拉式膜片彈簧離合器與推式有其明顯的優(yōu)點：
1、減少中間支撐，零件數(shù)目相對要少。結構簡單，緊湊、質量較輕。
2、由于取消了中間支撐，減少了摩擦損失，傳動效率高，使分離時的踏板力更少，
3、拉式膜片彈簧無論在接合還是在分離時，膜片彈簧都與離合器蓋接觸，不會產生噪聲和沖擊。
4、由于拉式膜片彈簧是以其中部壓緊壓盤，在壓盤大小相同的條件下可使用直徑相對較大的膜片彈簧，從而實現(xiàn)在不增加分離時的操縱力的前提下，提高壓盤的壓緊力和傳遞轉矩的能力；或在傳遞轉矩相同的條件下，減小壓盤的尺寸。
5、使用壽命相對要長。
所以在本設計中選擇拉式離合器。
四、扭轉減振器的選擇
它能降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率，增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭振，控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭振與噪聲，緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。
故要有扭轉減振器。
五、壓盤驅動形式選擇
窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們缺點是在聯(lián)接件間有間隙，在驅動中將產生沖擊噪聲，而且零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低離合器傳動效率。傳動片式此結構中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，簡單可靠，壽命長。
故選擇傳動片式。
六、操縱機構的選擇
液壓式操縱機構主要由吊掛式離合器踏板、主缸、工作缸、管路系統(tǒng)和回位彈簧等部分組成，具有傳遞效率高、質量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、發(fā)動機的震動和駕駛室或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，故廣泛應用于各種形式的汽車中。
所以在本次設計種選用了液壓式傳動操縱機構。
第三章 離合器設計計算
§3.1 離合器參數(shù)的選擇
一、摩擦片外徑的確定
摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定的關系。發(fā)動機轉矩是重要參數(shù)，按發(fā)動機最大轉矩來選定D時，有下列公式可得：
（3-1）
根據(jù)所設計的車型和采用單片摩擦片，則A=36。由（3-1）得
查摩擦片尺寸的系列化和標準化，選取標準摩擦片外徑D=325mm,內徑d=190mm,厚度h=3.5mm,內外徑之比，單位面積.
驗算摩擦片最大圓周速度：
（3-2）
式中：D--摩擦片外徑，mm;
n--發(fā)動機最大功率時轉速，r/min;
V--摩擦片最大圓周速度，m/s;
即滿足設計要求。
二、離合器后備系數(shù)的確定
后備系數(shù)是離合器設計時應到的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇時，應考慮以下幾點：
摩擦片在使用中磨損后，離合器還能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩；
要能防止離合器滑磨過大；
要能防止傳動系過載。
為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，不易選取太小，當使用條件惡劣，為提高起步能力，減小離合器滑磨，應選取大些；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取值應大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，可選取小些。
考慮以上影響因素和所設計車型為3噸貨車，采用4缸柴油機，一般情況下不拖掛，基本上在公路上行駛，根據(jù)的取值范圍β=1.7～2.25，同時參考其它同類車型選取1.8。
三、單位壓力
單位壓力對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件，發(fā)動機后備功率大小，摩擦片尺寸，材料及其質量和后備系數(shù)等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數(shù)較小時，應取小些；
當摩擦片外徑較大時，為降低摩擦片外源出的熱負荷，應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大。
采用有機材料（金屬陶瓷摩擦材料鋼基）時，。
四、離合器壓盤力的計算
摩擦離合器是靠摩擦表面的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉矩的。離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為：
(3-3)
式中：--為靜摩擦力矩，單位N.m;
f--摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，取f=0.30;
F--壓盤施加在摩擦面上的工作壓力，單位：N;
Z—摩擦面數(shù)，單片離合器的Z=2;
—摩擦片的平均摩擦半徑，單位：mm.
假設摩擦片上工作壓力均勻，則有：
（3-4）
式中：--摩擦面單位壓力，單位：；
A--一個摩擦面的面積；
D—摩擦片外徑，單位：mm;
d—摩擦片內徑，單位：mm.
摩擦片的平均摩擦半徑Rc根據(jù)壓力均勻的假設，可表示
（3-5）
將式（3-4）與（3-5）代入（3-3）得：
（3-6）
式中：c—摩擦片內外徑之比，c=0.585.即在0.53-0.70之間。
為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時應大于發(fā)動機最大轉矩，即
（3-7）
則根據(jù)以上相應計算公式及相關數(shù)據(jù)可得：
由（3-7）得：
由（3-6）驗算單位壓力，則：
，在所要求范圍內。
由式（2—5）：
由公式（2—3）：
五、單位面積滑磨功
為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，每一次接合的單位摩擦面計劃磨功應小于其需用值，即：
（3-8）
式中: w—單位摩擦面積滑磨功（
[w]—許用單位摩擦面積劃磨功，輕型貨車：[w]=0.33;
Z—摩擦面數(shù)，Z=2;
D—摩擦片外徑，D=325mm;
d—摩擦片內徑，d=190mm;
W—汽車起步時離合器接合一次產生總滑磨功（J）
汽車起步時離合器接合一次產生總滑磨功（J）為：
（3-9）
式中：--汽車總質量，單位：.；
--輪胎滾動半徑，單位（m）；
--起步時所用變速器擋位的傳動比。此時計算用一擋起步；
--主減速器傳動比。；
--發(fā)動機轉速。。
由公式（3-9）可得：
由公式（3-8）可得：
即滿足要求。
六、單位面積傳遞的轉矩
為了反映離合器傳遞轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即
（3-10）
式中各參數(shù)以及數(shù)值與前計算相同，則：
即
滿足要求。
§3.2 從動盤總成
從動盤有兩種結構型式，帶扭轉減震器的和不帶扭轉減震器的 。本次設計從動盤為帶扭轉減震器的型式。
從動盤總成設計時應滿足以下幾個方面的要求：
為了減少變速器換擋時輪齒間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能?。?
為了保證汽車平穩(wěn)起步，摩擦面片上的壓力分布更均勻等，從動盤應具有軸向彈性；
為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減震器；具有足夠的抗爆裂強度。
一、從動片
設計從動片時，應盡量減輕其重量，并應使其質量的分布盡可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。從動片一般都做得比較薄，通常使用1.3-2.0mm厚的鋼板沖制而成。本次設計的3噸貨車行使速度不高，最高車速不超過95Km/h.柴油發(fā)動機最高轉速。故取從動片厚度為1.5mm.
為了使離合器接合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結構。這樣，在離合器的接合過程中，助動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的。
具有軸向彈性的從動片有整體式、分開式和組合式三種型式。比較三種形式的優(yōu)缺點，本次所設計從動片采用整體式彈性從動片。整體式彈性從動片能達到軸向彈性的要求，且生產效率高，生產成本低。
二、從動盤轂
發(fā)動機轉矩是經從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔內。從動盤轂和變速器輸入軸的花鍵接合方式采用齒側定心的矩形花鍵。
設計花鍵的結構尺寸時參照國標GB1144-1974的花鍵標準，從動盤轂花鍵尺寸如下：花鍵齒數(shù)：n=10;花鍵外徑：D=40mm；花鍵內徑:d=32mm;
齒厚：b=5mm; 有效尺長：l=45mm.
為了保證從動盤轂在變速器輸入軸上滑動時不產生歪斜，影響離合器的徹的分離，從動盤轂的軸向長度不宜過小，一般取其尺寸與花鍵外徑大小相同，對在復雜情況下工作的離合器，其盤轂長度更大?？紤]所設計3噸貨車，工作條件較一般，所以取從動盤轂長為L=1.040=40mm。
由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而全破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算。由公式：
（3-11）
式中:P—花鍵的齒側面壓力，由下式確定：
（3-12）
式中：d,D—花鍵的內外徑，mm;
Z---從動盤轂的數(shù)目；
--發(fā)動機最大轉矩，N.m;
n—花鍵齒數(shù)；
h—花鍵工作高度,m.h=(D+d)/2;
l—花鍵有效長度，m.
由已知條件：
從動盤轂由中碳鋼鍛造而成，并經調質處理，其擠壓應力不應超過11.4。故所選花鍵尺寸滿足要求。
§3.3 壓盤和離合器蓋計算
一、壓盤傳力方式的選擇
壓盤和飛輪間常用的連接方式有凸臺式連接、鍵式連接和銷式連接。本次設計采用凸臺式連接方式但是以上的設計方式都有共同的缺陷：連接件之間都有間隙，在窗傳動中將產生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率。
現(xiàn)在廣泛采用傳力片的傳動方式，有彈簧鋼帶制成的傳力片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上。為了改善傳力片的受力狀況，它一般都是沿圓周切向布置，這種傳力片的連接方式還簡化了壓盤的結構，減低了對裝配精度要求，并且還有利于壓盤的定中。
二、壓盤幾何尺寸的確定
在摩擦片的尺寸確定后，與它摩擦相接觸的壓盤內外徑尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結為如何去確定它的厚度。
壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點：1）壓盤應具有足夠的質量，使每次接合時的溫升不致過高：2)壓盤應具有較大的剛度，以保證在受熱的情況下不致因產生翹曲變形而影響離合器的徹底分離和磨擦片的均勻壓緊。
鑒于以上兩原因，本次設計壓盤厚度取15mm。在初步確定壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升，它不應超過。
校核計算公式：
（3-13）
式中：--溫升，；
L—滑磨功，N.m;
--分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合器壓盤；
c—壓盤的熱容量，對鑄鐵壓盤：；
m—壓盤質量， ．
℃
壓盤由鑄鐵鑄成．由此部分可選擇摩擦飛輪的厚度為18ｍｍ．此厚度必然也滿足所需要求。
三、離合器蓋設計
離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩給壓盤。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。離合器分離桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，則當離合器分離時，可能會使蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱部分的傳動效率，嚴重時可能導致分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器換擋困難。
離合器蓋常采用厚度約為的碳鋼板沖壓而成。
§3.4拉式膜片彈簧設計
圖3-1 膜片彈簧
一、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇
1. 比值H/h和h的選擇
圖3-2 不同H/h值的無因次特性曲線 圖3-3 膜片彈簧的彈性變性特性
為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧H/h一般為1.5～2.2，板厚h為2～4mm，據(jù)分析選為
h=3.5mm H＝5.6mm
2 . R/r比值和R、r的選擇
研究表明，R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直徑誤差的影響越大，且應力越高。根據(jù)結構布置和壓緊力的要求，R/r一般為1.20～1.35，初取1.25拉式膜片彈簧r值宜取為大于或等于
取r＝125mm
R=120x1.25=157.5mm
3. 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角α與內錐高度H關系密切
α＝arctan H／(R-r) ≈H／(R-r), 一般在9°～15°范圍內。
α＝arctan 5.6／(157.5-126) ≈°
4 . 膜片彈簧工作點位置的選擇
膜片彈簧的彈性特性曲線，如（圖3-3）所示。該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且λ1H= (λ1M +λ1N)／2。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般λ1B =(0.8～1.0) λ1H，以保證摩擦片在最大磨損限度△λ范圍內壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點應盡量靠近N點。
圖3-4 膜片彈簧的彈性特性曲線
5 . 分離指數(shù)目n取為18
6. 切槽寬度=4mm，窗孔槽寬=10mm，半徑=108mm
7. 支承環(huán)作用半徑=152mm,與壓盤接觸半徑=131mm
§3.5 膜片彈簧的優(yōu)化設計
膜片彈簧的優(yōu)化設計就是要確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其彈性特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設計要求，以達到最佳的綜合效果。
一、 目標函數(shù)
目前，國內關于膜片彈簧優(yōu)化設計的目標函數(shù)主要有以下幾種；
彈簧工作時的最大應力為最小。
在從動盤摩擦片磨損前后，彈簧壓緊力之差的絕對值為最小。
在分離過程中，駕駛員作用在分離軸承上的分離操縱力的-平均值為最小。
在摩擦片磨損極限范圍內，彈簧壓緊力變化的絕對值的平均值為最小。
選3）和4）兩個目標函數(shù)為雙目標。
為了即保證離合器使用過程中傳遞轉矩的穩(wěn)定性，又不致嚴重過載，且能保證操縱省力，選取5）作為目標函數(shù)，通過兩個目標函數(shù)分配不同的權重來協(xié)調它們之間的矛盾，并用轉換函數(shù)將兩個目標合成一個目標，構成統(tǒng)一的總目標函數(shù)，則
f(x)=(x)+(x)
式中，和分別為兩個目標函數(shù)(x)和(x)的加權因子，視設計要求選定。
二、 設計變量
圖3-5 子午斷面繞中性點的轉動
圖3-6 膜片彈簧在不同狀態(tài)時的變形
a)自由狀態(tài) b)壓緊狀態(tài) c）分離狀態(tài)
假設膜片彈簧在承載過程中，其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點O轉動，如圖3-5。
通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的載荷F1集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為λl，如圖3-6，則有關系式
（3-14）
從膜片彈簧載荷變形特性公式可以看出，應選取H、h、R、r、R1、r1這六個尺寸參數(shù)以及在接合工作點相應于彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量λ1B為優(yōu)化設計變量，即
X = [ x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 ]T= [ H h R r R1 r1 λ1B ]T
三、 約束條件
1) 應保證所設計的彈簧工作壓緊力與要求壓緊力相等，即
= （3-15）
要求壓緊力 ＝＝
2) 為了保證各工作點A、B、C有較合適的位置(A點在凸點M左邊，B點在拐點H附近，C點在凹點N附近，如圖2-11所示)，應正確選擇λ1B相對于拐點λ1H的位置，一般λ1B／λ1H=0.8～1.0，則有
符合要求。
3) 保證摩擦片磨損后仍能可靠地傳遞轉矩，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力F1A應大于或等于新摩擦片時的壓緊力F1B，即
F1A≥F1B （3-16）
符合要求。
4) 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H／h與初始底錐角
α=應在一定范圍內，即：
1.6≤H／h≤2.2 9°≤α≤15°
5.6/3.5=1.6 α==°
符合要求。
5) 彈簧各部分有關尺寸比值應符合一定的范圍，即
1.20≤R／r≤1.35 3.5≤R／r0≤5.0 （3-17）
R/r=157.5/126=1.25 R/=157.5/45=3.5
符合要求。
6) 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑r1應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即
(D+d)／4≤r1≤D／2 （3-18）
(D+d)/4=128.75mm =131mm D/2=162.5mm
符合要求
7) 根據(jù)彈簧結構布置的要求，R1與R、r1與r、rf與r0之差應在一定范圍，即
1≤R1-R≤7 0≤r1-r≤6 0≤rf-r0≤4 （3-19）
，符合要求
8) 膜片彈簧的杠桿比應在一定范圍內選取，即
拉式：3.5≤ ≤9.0
符合要求
四、強度校核
分析表明，B點的應力最高，通常只計算B點應力來校核碟簧的強度。
1. 膜片彈簧工作位置B點的最大壓應力為：
= （3-20）
cos （3-21）
（3-22）
式中 b是膜片彈簧圓心點到子午斷面上的中性點的距離（mm）
是達到極大值是的轉角（°）
其它參數(shù)已知。
把已知數(shù)據(jù)代入（3-21）和（3-22），得
=10.02o
然后把所有有關的數(shù)據(jù)代入（3-20）式中，得
=358.76N
2. 膜片彈簧工作位置B點還受彎曲應力，其值為
= （3-23）
式中 是分離指根部寬度；其它參數(shù)已知。
代入已知參數(shù)，得 =562.30N
3. 根據(jù)最大切應力理論,一般不大于1500~1700N。工作位置B點的當量應力為：
921.06N
以上計算表明，所設計的膜片彈簧符合強度要求。
§3.6 扭轉減震器計算
一、極限轉矩
極限轉矩為減震器在消除限位銷與從動盤轂缺口間的間隙時所能傳遞的最大轉矩 。
二、減震彈簧的位置半徑R1
R1=（0.6~0.75）d/2
因為R<70mm,由d=190mm
所以R1=57~71.25mm,且R<70mm.
三、減震彈簧個數(shù)Z
摩擦片外徑D=325mm，根據(jù)推薦選取減震彈簧個數(shù)Z=6 。
四、減震彈簧總壓力
當限位銷與從動盤轂之間的間隙被消除，減震彈簧傳遞轉矩達最大值時，減震彈簧受到的壓力為：
單個減震彈簧壓力：
§3.7 離合器操縱機構設計
一、踏板位置
離合器踏板位置以人體左右對稱中心外準向左移80-100mm，作為離合器踏板中心線的位置 。
二、踏板行程
離合器踏板最大行程是指從踏板最高點所劃過的距離。踏板一般行程在80~150mm范圍內，最大不應超過180mm。
三、踏板力
對于一定的離合器總成，離合器踏板力取決于離合器分離軸承的輸出力及操縱系統(tǒng)的傳動比，加大傳動比會使踏板力減小但行程增加。踏板力大小直接影響到對離合器操縱的輕便性。一般來說，轎車在80~130N，載貨汽車
四、離合器操縱傳動
不應超過150~200N。
常用的離合器操縱傳動由機械式和液壓式。本次設計采用液壓式傳動。
五、離合器操縱機構的主要計算
1、 液壓式操縱機構示意圖
圖3-7液壓操縱機構
2、 踏板行程
踏板行程S由自由行程和工作行程兩部分組成，即
S=+= （3-24）
式中，——分離軸承自由行程（一般為1.5自由行程一般20-30mm）;
——分別為主缸和工作缸的直徑（mm）;——為離合器分離時對偶摩擦面之間的間隙（單片：=0.85-1.30mm,雙片：=0.75-0.90）;
——杠桿尺寸。
參數(shù)選擇：
、=25mm =1.2mm. 則操縱機構總傳動比和踏板自由行程為：
因此可以有（3-24）式,帶入數(shù)據(jù)算出踏板行程S，即
離合器踏板最大行程不超過175mm，一般為150mm，所以符合設計要求
3、 踏板力
踏板力可由下式計算得到
(3-25)
式中，為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力，為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力; 、分別為操縱機構的總傳動比和機械效率，取85﹪.則有一下關系踏板力（忽略回位彈簧拉力）
（）
不考慮離合器回位彈簧的作用，分離離合器所做的功
式中為離合器接合狀態(tài)下膜片彈簧的總壓緊力。=2388.51N
在規(guī)定的踏板力和行程允許的范圍內，駕駛員分離離合器所做的功不應大于30J。
第四章 傳動軸設計計算
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。為了減小滑動花鍵的軸向滑動阻力和磨損，有時對花鍵齒進行磷化處理或噴涂尼龍層；有的則在花鍵槽中放入滾針、滾柱或滾珠等滾動元件，以滾動摩擦代替滑動摩擦，提高傳動效率。但這種結構較復雜，成本較高。有時對于有嚴重沖擊載荷的傳動，還采用具有彈性的傳動軸。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。傳動軸夾角的大小直接影響到萬向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬向傳動的效率和十字軸旋轉的不均勻性。
§4.1 萬向傳動的計算載荷
萬向節(jié)傳動軸因布置位置不同，計算載荷是不同的。本次設計傳動軸布置在變速器與驅動橋之間。計算載荷的設計方法有三種：1）按發(fā)動機最大轉矩和一擋傳動比來確定；2）按驅動輪打滑來確定；3）按日常平均使用轉矩來確定。
在此設計中采用根據(jù)發(fā)動機最大轉矩和一擋傳動比來計算。由公式：
（4-1）
式中：--傳動軸計算載荷，單位：；
--猛接離合器所產生的動載系數(shù)，在此取=2；
--發(fā)動機最大轉矩，單位：N.m；
K --液力變矩器變矩系數(shù)，k=1;
--變速器一擋傳動比，；
--分動器傳動比，；
--發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，％；
n—計算驅動橋數(shù)，為1。
由公式（3—1）：
對萬向傳動軸進行靜強度計算時，計算載荷取，安全系數(shù)一般取2.5-3.0 。
§4.2 十字軸設計計算
十字軸萬向節(jié)的損壞形式主要有十字軸軸頸和滾針軸承的磨損，十字軸軸頸和滾針軸承碗工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。一般情況下，當磨損或壓痕超過0.15mm時，十字軸萬向節(jié)便應報廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部的斷裂，所以在設計十字軸萬向節(jié)時，應保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強度。
本次設計參考《底盤設計》（吉林工業(yè)大學出版），根據(jù)不同噸位載重汽車的十字軸總成初選其尺寸：
十字軸：H=90mm d=20mm h=16mm
設各滾針對十字軸軸頸作用力的合力為F，則：
（4-2）
式中：--萬向傳動的計算轉矩，；
r--合力F作用線到十字軸中心之間的距離，r=37mm；
--萬向傳動的最大夾角，取 。
則由式（4—2）可得:
十字軸軸頸根部的彎曲應力應滿足：
（4-3）
式中：--十字軸軸頸根部彎曲應力，單位：；
--十字軸軸頸直徑，；
--十字軸油道孔直徑，；
s--合力F作用線到軸頸根部的距離，s=8mm；
--彎曲許用值，為 。
由公式（3—3）可得：
滿足強度要求。
十字軸軸頸的切應力應滿足：
（4-4）
則由已知數(shù)據(jù)可得：
滿足切應力許用范圍 。
§4.3 十字軸滾針軸承的計算
滾針軸承中的滾針直徑一般不小于1.6mm，以免壓碎。而且差別要小，否則會加重載荷在滾針間分配的不均勻性。一般控制在0.003mm以內。滾針軸承徑向間隙過大時，承受載荷的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性；而間隙過小時，有可能出現(xiàn)所熱卡住或因贓物阻滯卡住，合適的間隙為0.009-0.095mm .滾針軸承得軸向總間隙以0.08-0.30mm為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度。使其既有較高的承載能力，又不致因滾針果場發(fā)生歪斜而造成應力集中。滾針得軸向間隙一般不超過0.2-0.4mm 。
滾針軸承的接觸應力為：
（4-5）
式中：--滾針直徑，；
--十字軸軸頸直徑，；
--滾針工作長度，。
其中，為合力F作用下一個滾針所受的最大載荷（N），可有下式求得:
(4-6)
式中：i—滾針列數(shù)，i=1；
Z—每列中滾針數(shù)，Z=22 。
則:
由公式（4-5）可得:
當滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC以上時，許用接觸應力為3000-3200，即滿足接觸強度要求。
計算結果: 滾針直徑；
工作高度；
列數(shù) i=1；
單列滾針數(shù)Z=22
§4.4 萬向節(jié)叉的設計計算
由于十字軸萬向節(jié)主、從動叉軸轉矩 、的作用，在主、從動萬向節(jié)叉上產生相應的切向力 、和軸向力 、 。
圖4-1 作用在萬向節(jié)叉及十字軸上的力
（a） 初始位置 時；（b）主動叉軸轉角時
（4-7）
式中：R—切向力作用線與萬向節(jié)叉軸之間的距離；
--轉向節(jié)主動叉軸之轉角；
--轉向節(jié)主、從動叉軸之夾角。
在十字軸軸線所在平面內并作用于十字軸的切向力與軸向力的合力為：
（4-8）
圖（a）為主動叉位于與初始位置的受力狀況，此時 ，達最大值：
（4-9）
圖（b）為主動叉軸轉角時的受力狀況，這時 、及均達最大值：
（4-10）
圖4-2 萬向節(jié)叉危險截面示意圖
萬向節(jié)叉在力作用下承受彎曲和扭轉載荷，在截面B-B處，彎曲應力和扭轉應力分別為：
（4-11）
式中: 、--抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù) ，對于本設計中矩形截面：
（4-12）
根據(jù)相關設計參數(shù)可知：
H=80mm b=18mm k=0.246 a=16mm e=45mm
則：
萬向節(jié)叉由45鋼制造，其彎曲應力不應大于 ，扭轉應力不應大于 。而設計計算所得結果滿足條件要求。
§4.5 傳動軸臨界轉速計算
萬向傳動軸的結構與其所連接的萬向節(jié)的結構有關。通常，萬向傳動軸由中間部分和端部組成，中間部分可為實心軸或為空心軸管。本次設計采用空心軸管?？招牡妮S管具有較小的質量但能傳遞較大的轉矩，且較實心軸具有更高的臨界轉速，故用作汽車傳動系的萬向傳動軸。
傳動軸管由低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成，軸管外徑及內徑是根據(jù)所傳遞最大轉矩、最高轉速及長度按有關標準（YB242-63）選定，并校核臨界轉速及扭矩強度。
傳動軸的臨界轉速與其長度及斷面尺寸等有關。由于沿軸管表面鋼材質量分布的不均勻性以及在旋轉使其本身質量產生的離心力所引起的靜撓度，使軸管產生彎曲應力，后者在一定的轉速下會導致軸管的斷裂。所謂傳動軸的臨界轉速是指旋轉軸失去穩(wěn)定的最低轉速，它決定于傳動軸的尺寸、結構及其支撐情況。為了確定臨界轉速，可研究一下兩端自由支撐與剛性球鉸上的軸（見下圖）：
圖4-3 傳動軸臨界轉速計算示意圖
設軸的質量m集中于O點，且O點偏離旋轉軸線的量為e，當軸以角速度旋轉時，產生的離心力為：
式中：y—軸在其離心力作用下產生的撓度。
與離心力相平衡的彈性力為：
式中：c—周的側向剛度，對于質量分布均勻且兩端自由地支撐于球形鉸接的軸，其側向剛度為：
E—材料的彈性模量，可??；
J—軸管截面的抗彎慣性矩。
因
故有
認為在達到臨界轉速的角速度時，傳動軸將破壞，即，則有：
（4-13）
傳動軸管：
式中：D、d—軸管的外徑及內徑，mm. D=80mm,d=76mm;
L—傳動軸的支撐長度，取兩萬向節(jié)之中心距，mm；
--軸管材料的密度，對于鋼 ；
將上述c、J及m的表達式代入（3-13），令
則得傳動軸的臨界轉速為：
（4-14）
由于傳動軸動平衡的誤差，伸縮花間聯(lián)接的間隙以及支承的非剛性等，傳動軸的實際臨界轉速要低于所計算的臨界轉速。因此引進安全系數(shù)K，并?。?
式中：--相應于最高車速時傳動軸最大轉速，r/min;
--傳動軸臨界轉速,r/min;
在本次設計中，已知D=80mm，d=76mm,L=1200mm;
已知發(fā)動機額定轉速。
安全系數(shù)。
§4.6 軸管強度計算
萬向傳動軸的尺寸除了要有足夠的扭轉強度，傳動軸的最大扭轉應力可按下式計算：
（4-15）
式中：--發(fā)動機最大轉矩，N.m;
--變速器一擋傳動比；
--動載系數(shù)；
--抗扭截面系數(shù)。
傳動軸采用空心結構，則：
（4-16）
式中：T—傳動軸計算轉矩，T=2598820N.mm；
D d—傳動軸管的外徑和內徑，D=80mm,d=76mm;
傳動軸管扭轉應力不大于，安全系數(shù) 。
§4.7 傳動軸花鍵軸的計算
對于傳動軸上的花鍵軸，應保證在傳遞轉矩時有足夠的扭轉強度。通常以底徑計算其扭轉且應力。
（4-17）
式中: --傳動花鍵軸的扭轉切應力；
--傳動軸傳遞載荷；
--花鍵軸的花鍵內徑；
軸的許用扭轉切應力為，可初取花鍵軸直徑計算，然后進行強度校核。取，則：
安全系數(shù)為 ，安全系數(shù)一般在2-3左右。即滿足要求。
傳動軸滑動花鍵采用矩形花鍵，齒側擠壓應力為：
（4-18）
式中：--花鍵處轉矩分布不均勻系數(shù)。=1.3-1.4 ；
--花鍵外徑，取 ；
--花鍵內徑，取 ；
--花鍵的有效工作長度， ；
--花鍵齒數(shù)， ； 則：
對于齒面硬度大于35HRC的滑動花鍵，齒側許用擠壓應力為 。故安全系數(shù) ，滿足要求強度。
根據(jù)以前計算傳動軸管強度，可取滑動叉軸直徑為56mm 。
第五章 結 論
在本次設計的整個過程中，首先要做的是對所設計整車有一個全面的、系統(tǒng)的、整體的認識，明確各自的任務以及與整車設計過程中的聯(lián)系。在這次設計中，我個人承擔了離合器及傳動軸連部分的設計任務。
離合器是汽車傳動系中的重要組成部分它的性能好壞直接影響整車的整體性能。在本次設計中，首先對離合器的類型和各自的特點進行分析，然后結合所設計整車的性能要求確定離合器的結構型式。接下來根據(jù)所確定離合器的形式，按照離合器設計要求，對每個零件進行設計計算。其中最重要的是確定離合器的后備系數(shù)、摩擦片的內外徑大小、從動盤轂連接花鍵齒、壓盤厚度以及離合器蓋等的各個參數(shù)。并在計算過程中，注重個零部件之間的相互聯(lián)系，即滿足相互之間的約束條件關系。本次設計的拉式膜片彈簧離合器經計算校核能夠滿足所需設計要求。而在離合器操縱機構的設計計算中也遇到了困難，比如找各個參數(shù)和杠桿力等等，還有踏板行程和踏板力。
傳動軸同離合器一樣，在汽車傳動系中起著重要的作用。傳動軸設計過程中最重要的就是傳動軸的動平衡以及臨界轉速的校核。此次設計的3噸柴油貨車，根據(jù)其使用要求和使用條件，同時參考同類車型的設計特點。在設計中采用十字軸式萬向節(jié)。通過一系列參數(shù)的計算和校核，十字軸式萬向節(jié)能夠滿足設計的要求。傳動軸連接花鍵的設計也是設計過程中重要的一環(huán)。花鍵齒強度和有效接合長度直接決定傳動軸是否能夠有效地傳遞轉矩。因此在設計中對傳動花鍵進行設計計算之后，要進行必要的校核，以確定其能滿足設計需要。
此次設計，是對以前所學知識的一次全面回顧和掌握的過程，同時也是對運用所學知識解決實際問題的一次鍛煉。在設計過程中，是我認識到了自己知識的缺乏，使我明白了在以后工作過程中不斷學習的重要性。由于自身知識和能力的限制，此次設計難免存在不足之處。例如，某些計算部分不夠完整，計算數(shù)據(jù)不夠合理，整體設計不夠合理等。這些都有待日后進一步的學習提高。
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致 謝
此次設計，是對以前所學知識的一次全面回顧和掌握的過程，同時也是對運用所學知識解決實際問題的一次鍛煉。在設計過程中，是我認識到了自己知識的缺乏，使我明白了在以后工作過程中不斷學習的重要性。由于自身知識和能力的限制，此次設計難免存在不足之處。例如，某些計算部分不夠完整，計算數(shù)據(jù)不夠合理，整體設計不夠合理等。
在設計中，李水良老師提出的要求和建議使我們學到了如何認真的對待一項工作，也使我們養(yǎng)成了對待任何事情都要認真、嚴肅的態(tài)度，同時也使我們學會了如何在工作中克服浮躁心理。李水良老師本人治學嚴謹?shù)膽B(tài)度給我們留下了非常深刻的印象，從他的身上我們學到了許多課本上學不到的寶貴經驗，這一切使我們受益匪淺。還有馬心坦老師在修改我的說明書時給予了很大的幫助，他嚴格認真細致的態(tài)度給我留下了很深的印象，我想會對我今后的學習和工作有很大的影響。
此外，在本次設計中，我得到了同班其他同學的大力幫助，更得到了車輛研究所多位老師的熱情指導，他們給我提供了許多寶貴的建議，在這里特此以我向他們致以最誠摯的謝意！
再次感謝設計過程中關心和幫助過我的老師和同學！
感謝參與評審的老師！
曹殿波
2008年5月30日
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