機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)論文3噸柴油動(dòng)力貨車傳動(dòng)軸離合器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
《機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)論文3噸柴油動(dòng)力貨車傳動(dòng)軸離合器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享,可在線閱讀,更多相關(guān)《機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)論文3噸柴油動(dòng)力貨車傳動(dòng)軸離合器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)(35頁珍藏版)》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。
1、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(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)和傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)。各章的主要內(nèi)容包括:設(shè)計(jì)應(yīng)當(dāng)滿足的主要要求、結(jié)構(gòu)方案分析和選擇、主要參數(shù)的選擇、離合器的設(shè)計(jì)和計(jì)算、扭轉(zhuǎn)減震器的設(shè)計(jì)、離合器的操縱機(jī)構(gòu)和主要結(jié)構(gòu)原件的分析、傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算和結(jié)論。 本書在體系和內(nèi)容方面,主要參考了第三版《汽車設(shè)計(jì)》、第三版《汽車構(gòu)造》和《離合器設(shè)計(jì)》叢書。結(jié)合我國(guó)今年來汽車工業(yè)得到迅速發(fā)展的現(xiàn)實(shí),本書積極引用其介紹的優(yōu)化設(shè)計(jì)、可靠性設(shè)計(jì)等新的設(shè)計(jì)方法。 由于本人的學(xué)識(shí)有限,書中難免出現(xiàn)錯(cuò)誤和疏漏之處,懇請(qǐng)各位老師和同學(xué)批評(píng)指正。
2、 全套圖紙,加153893706 第二章 離合器概述 2.1離合器設(shè)計(jì)要求 對(duì)于以內(nèi)燃機(jī)為動(dòng)力的汽車,離合器在機(jī)械傳動(dòng)系中是作為一個(gè)獨(dú)立的總成而存在的,它是汽車傳動(dòng)系中直接與發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)部分之間的摩擦來傳遞動(dòng)力且能分離的裝置。它主要包括主動(dòng)部分、從動(dòng)部分、壓緊機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)等四部分,組成如下: 1. 主動(dòng)部分:飛輪、離合器蓋、壓盤; 2. 從動(dòng)部分:從動(dòng)盤; 3. 壓緊機(jī)構(gòu):壓緊彈簧; 4. 操縱機(jī)構(gòu):分離叉、分離軸承、離合器踏
3、板、傳動(dòng)部件。 主、從動(dòng)部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動(dòng)力的基本結(jié)構(gòu),操縱機(jī)構(gòu)是使主、從動(dòng)部分分離的裝置。 為了保證離合器具有良好的工作性能,設(shè)計(jì)離合器應(yīng)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(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩,并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲(chǔ)備,又能防止傳動(dòng)系過載. 2. 接合時(shí)要完全、平順、柔和,保證汽車起步時(shí)沒有抖動(dòng)和沖擊。 3. 分離要迅速、徹底。 4. 從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小,以減輕換擋時(shí)變速器齒輪間的沖擊,便于換擋和減小同步器的磨損。 5. 應(yīng)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(zhǎng)其使用壽命。 6.應(yīng)能避
4、免和衰減傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng),并具有吸收振動(dòng)、緩和沖擊和降低噪聲的能力。 7、操縱輕便、準(zhǔn)確,以減輕駕駛員的疲勞。 8、作用在從動(dòng)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(qiáng)度和良好的動(dòng)平衡,以保證其工作可靠、使用壽命長(zhǎng)。 10、結(jié)構(gòu)應(yīng)簡(jiǎn)單、緊湊,質(zhì)量小,制造工藝性好,拆裝、維修、調(diào)整方便等。 2.2 離合器的工作原理 發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪是離合器的主動(dòng)件,帶有摩擦片的從動(dòng)盤和從動(dòng)轂借滑動(dòng)花鍵與從動(dòng)軸(即變速器的主動(dòng)軸)相連。壓緊彈簧則將從動(dòng)盤壓緊在飛輪端面上。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩即靠飛輪與從動(dòng)盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動(dòng)盤上,
5、再由此經(jīng)過從動(dòng)軸和傳動(dòng)系中一系列部件傳給驅(qū)動(dòng)輪。壓緊彈簧的壓緊力越大,則離合器所能傳遞的轉(zhuǎn)矩也越大。 由于汽車在行駛過程中,需經(jīng)常保持動(dòng)力傳遞,而中斷傳動(dòng)只是暫時(shí)的需要,因此汽車離合器的主動(dòng)部分和從動(dòng)部分是經(jīng)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(yīng)這一要求。當(dāng)希望離合器分離時(shí),只要踩下離合器操縱機(jī)構(gòu)中的踏板,套在分離套筒的環(huán)槽中的撥叉便推動(dòng)分離叉克服壓緊彈簧的壓力向松開的方向移動(dòng),而與飛輪分離,摩擦力消失,從而中斷了動(dòng)力的傳遞。 當(dāng)需要重新恢復(fù)動(dòng)力傳遞時(shí),為使汽車速度和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化比較平穩(wěn),應(yīng)該適當(dāng)控制離合器踏板回升的速度,使從動(dòng)盤在壓緊彈簧壓力作用下,向接合的方向移
6、動(dòng)與飛輪恢復(fù)接觸。二者接觸面間的壓力逐漸增加,相應(yīng)的摩擦力矩也逐漸增加。當(dāng)飛輪和從動(dòng)盤接合還不緊密,二者之間摩擦力矩比較小時(shí),二者可以不同步旋轉(zhuǎn),即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪和從動(dòng)盤接合緊密程度的逐步增大,二者轉(zhuǎn)速也漸趨相等。直到離合器完全接合而停止打滑時(shí),汽車速度方能與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)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(dòng)機(jī)直接相連的部件。離合器在汽車上大部分時(shí)間是處與接合狀態(tài),只有需要時(shí)才暫時(shí)的切斷動(dòng)力傳遞。所以其功用主要有以下幾點(diǎn): 1.在汽車起步時(shí),通過離合器主、從動(dòng)部分之間的滑磨 、轉(zhuǎn)速的逐漸接近,確保汽車起步平穩(wěn)。 2.當(dāng)變速器換擋時(shí),通過離合器主、
7、從動(dòng)部分的迅速分離來切斷動(dòng)力的傳遞,以減輕齒輪齒間的沖擊,保證換擋時(shí)工作平順。 3.當(dāng)傳給離合器的轉(zhuǎn)矩超過其所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩時(shí),其主、從動(dòng)部分之間將產(chǎn)生滑磨,防止傳動(dòng)系統(tǒng)過載。 現(xiàn)代各類汽車上應(yīng)用最廣泛的離合器是干式盤形摩擦離合器,可按從動(dòng)盤數(shù)目不同、壓緊彈簧布置形式不同、壓緊彈簧結(jié)構(gòu)形式不同和分離時(shí)作用力方向不同分類如下: 1.按從動(dòng)盤數(shù)分類:?jiǎn)纹?、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(jié)構(gòu)方案 汽車使用的離合器大部分都是摩擦式離合器
8、,從它的分離受作用力來看可分為拉式和推式兩種;按從動(dòng)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(duì)轎車和輕型、微型貨車而言,發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩一般不大,在布置尺寸允許的條件下,離合器通常只設(shè)有一片從動(dòng)盤。單片離合器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,尺寸緊湊,散熱良好,維修太哦正方便,從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小,在使用時(shí)能保證分離徹底、結(jié)合平順。 故在本次設(shè)計(jì)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(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單制造容易,因此用較為廣泛。壓緊彈簧直接與壓盤接觸,
9、易受熱退火,且當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速很高時(shí)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(zhuǎn)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(yán)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(gè)圓柱螺旋或用一個(gè)圓錐彈簧作為壓緊彈簧,并且布置在離合器的中心,此結(jié)構(gòu)軸向尺寸較大。 膜片彈簧的結(jié)構(gòu)主要特點(diǎn)是采用一個(gè)膜片代替?zhèn)鹘y(tǒng)的螺旋彈簧和分離杠桿。起結(jié)構(gòu)特點(diǎn)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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)大大的簡(jiǎn)化,零件數(shù)目少,質(zhì)量
10、輕。 3、由于膜片彈簧軸向尺寸小,所以可以適當(dāng)增加壓盤的厚度,提高熱容量;而且還可以在壓盤上增設(shè)散熱筋及在離合器蓋上開設(shè)較大的通風(fēng)孔來改善散熱條件。 4、膜片彈簧離合器的主要部件形狀簡(jiǎn)單,可以采用沖壓加工,大批量生產(chǎn)時(shí)可以降低生產(chǎn)成本。 故在本設(shè)計(jì)中選用了膜片彈簧離合器。 三、離合器按它的結(jié)構(gòu)形式選擇 根據(jù)膜片彈簧分離指在分離時(shí)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(diǎn): 1、減少中間支撐,零件數(shù)目相對(duì)要少。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,緊湊、質(zhì)量較輕。 2、由于取消了中間支撐,減少了摩擦
11、損失,傳動(dòng)效率高,使分離時(shí)的踏板力更少, 3、拉式膜片彈簧無論在接合還是在分離時(shí),膜片彈簧都與離合器蓋接觸,不會(huì)產(chǎn)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(duì)較大的膜片彈簧,從而實(shí)現(xiàn)在不增加分離時(shí)的操縱力的前提下,提高壓盤的壓緊力和傳遞轉(zhuǎn)矩的能力;或在傳遞轉(zhuǎn)矩相同的條件下,減小壓盤的尺寸。 5、使用壽命相對(duì)要長(zhǎng)。 所以在本設(shè)計(jì)中選擇拉式離合器。 四、扭轉(zhuǎn)減振器的選擇 它能降低發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸與傳動(dòng)系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度,調(diào)諧傳動(dòng)系扭振固有頻率,增加傳動(dòng)系扭振阻尼,抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅,并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振,控制動(dòng)力傳動(dòng)系總成怠速時(shí)離合
12、器與變速器的扭振與噪聲,緩和非穩(wěn)定工況下傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。 故要有扭轉(zhuǎn)減振器。 五、壓盤驅(qū)動(dòng)形式選擇 窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們?nèi)秉c(diǎn)是在聯(lián)接件間有間隙,在驅(qū)動(dòng)中將產(chǎn)生沖擊噪聲,而且零件相對(duì)滑動(dòng)中有摩擦和磨損,降低離合器傳動(dòng)效率。傳動(dòng)片式此結(jié)構(gòu)中壓盤與飛輪對(duì)中性好,使用平衡性好,簡(jiǎn)單可靠,壽命長(zhǎng)。 故選擇傳動(dòng)片式。 六、操縱機(jī)構(gòu)的選擇 液壓式操縱機(jī)構(gòu)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(zhì)量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、發(fā)動(dòng)機(jī)的震動(dòng)和駕駛室或車架變形不會(huì)影響其正常工作離合器接合較柔和等優(yōu)點(diǎn),故
13、廣泛應(yīng)用于各種形式的汽車中。 所以在本次設(shè)計(jì)種選用了液壓式傳動(dòng)操縱機(jī)構(gòu)。 第三章 離合器設(shè)計(jì)計(jì)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(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)和使用壽命,它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小有一定的關(guān)系。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩是重要參數(shù),按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩來選定D時(shí),有下列公式可得: (3-1) 根據(jù)所設(shè)計(jì)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(biāo)準(zhǔn)化,選取標(biāo)準(zhǔn)摩擦片外徑D=325mm,內(nèi)徑d=190mm,厚度h=3.5mm,內(nèi)外徑之比,單位面積. 驗(yàn)算摩擦片
14、最大圓周速度: (3-2) 式中:D--摩擦片外徑,mm; n--發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速,r/min; V--摩擦片最大圓周速度,m/s; 即滿足設(shè)計(jì)要求。 二、離合器后備系數(shù)的確定 后備系數(shù)是離合器設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)到的一個(gè)重要參數(shù),它反映了離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時(shí),應(yīng)考慮以下幾點(diǎn): 摩擦片在使用中磨損后,離合器還能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩; 要能防止離合器滑磨過大; 要能防止傳動(dòng)系過載。 為可靠傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨過大,不易選取太小,當(dāng)使用條件惡劣,為提高起步能力,減小離合器滑磨,應(yīng)選取大些;采用柴油機(jī)時(shí),由于工作比較粗暴,
15、轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn),選取值應(yīng)大些;發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)越多,轉(zhuǎn)矩波動(dòng)越小,可選取小些。 考慮以上影響因素和所設(shè)計(jì)車型為3噸貨車,采用4缸柴油機(jī),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(shí)參考其它同類車型選取1.8。 三、單位壓力 單位壓力對(duì)離合器工作性能和使用壽命有很大影響,選取時(shí)應(yīng)考慮離合器的工作條件,發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率大小,摩擦片尺寸,材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。離合器使用頻繁,發(fā)動(dòng)機(jī)后備系數(shù)較小時(shí),應(yīng)取小些; 當(dāng)摩擦片外徑較大時(shí),為降低摩擦片外源出的熱負(fù)荷,應(yīng)取小些;后備系數(shù)較大時(shí),可適當(dāng)增大。 采用有機(jī)材料(金屬陶瓷摩擦材料鋼基)時(shí),。 四、離合器壓盤力的
16、計(jì)算 摩擦離合器是靠摩擦表面的摩擦力矩來傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)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(shè)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(gè)摩擦面的面積; D—摩擦片外徑,單位:mm; d—摩擦片內(nèi)徑,單位:mm. 摩擦片的平均摩擦半徑Rc根據(jù)壓力
17、均勻的假設(shè),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(nèi)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(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩,設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩,即 (3-7) 則根據(jù)以上相應(yīng)計(jì)算公式及相關(guān)數(shù)據(jù)可得: 由(3-7)得: 由(3-6)驗(yàn)算單位壓力,則: ,在所要求范圍內(nèi)。 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
18、過高而發(fā)生燒傷,每一次接合的單位摩擦面計(jì)劃磨功應(yīng)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(nèi)徑,d=190mm; W—汽車起步時(shí)離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功(J) 汽車起步時(shí)離合器接合一次產(chǎn)生總滑磨功(J)為: (3-9) 式中:--汽車總質(zhì)量,單位:.; --輪胎滾動(dòng)半徑,單位(m); --起步時(shí)所用變速器擋位的傳動(dòng)比。此時(shí)計(jì)算用一擋起步; --主減速器傳動(dòng)比。; --發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)
19、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(zhuǎn)矩 為了反映離合器傳遞轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過載的能力,單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值,即 (3-10) 式中各參數(shù)以及數(shù)值與前計(jì)算相同,則: 即 滿足要求。 3.2 從動(dòng)盤總成 從動(dòng)盤有兩種結(jié)構(gòu)型式,帶扭轉(zhuǎn)減震器的和不帶扭轉(zhuǎn)減震器的 。本次設(shè)計(jì)從動(dòng)盤為帶扭轉(zhuǎn)減震器的型式。 從動(dòng)盤總成設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)滿足以下幾個(gè)方面的要求: 為了減少變速器換擋時(shí)輪齒間的沖擊,從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)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(dòng)盤應(yīng)具有軸向彈性
20、; 為了避免傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)共振以及緩和沖擊載荷,從動(dòng)盤中應(yīng)裝有扭轉(zhuǎn)減震器;具有足夠的抗爆裂強(qiáng)度。 一、從動(dòng)片 設(shè)計(jì)從動(dòng)片時(shí),應(yīng)盡量減輕其重量,并應(yīng)使其質(zhì)量的分布盡可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心,以獲得最小的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。從動(dòng)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(shè)計(jì)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(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速。故取從動(dòng)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(dòng)片一般都做成具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)。這樣,在離合器的接合過程中,助動(dòng)盤和從動(dòng)盤之間的壓力是逐漸增加的。 具有軸向彈性的從動(dòng)片有整體式、分開式和組合式三種型式。
21、比較三種形式的優(yōu)缺點(diǎn),本次所設(shè)計(jì)從動(dòng)片采用整體式彈性從動(dòng)片。整體式彈性從動(dòng)片能達(dá)到軸向彈性的要求,且生產(chǎn)效率高,生產(chǎn)成本低。 二、從動(dòng)盤轂 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動(dòng)盤轂的花鍵孔輸出,變速器輸入軸就插在該花鍵孔內(nèi)。從動(dòng)盤轂和變速器輸入軸的花鍵接合方式采用齒側(cè)定心的矩形花鍵。 設(shè)計(jì)花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸時(shí)參照國(guó)標(biāo)GB1144-1974的花鍵標(biāo)準(zhǔn),從動(dòng)盤轂花鍵尺寸如下:花鍵齒數(shù):n=10;花鍵外徑:D=40mm;花鍵內(nèi)徑:d=32mm; 齒厚:b=5mm; 有效尺長(zhǎng):l=45mm. 為了保證從動(dòng)盤轂在變速器輸入軸上滑動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生歪斜,影響離合器的徹的分離,從動(dòng)盤轂的軸向長(zhǎng)度不宜過小,一般取其尺寸與花鍵外徑
22、大小相同,對(duì)在復(fù)雜情況下工作的離合器,其盤轂長(zhǎng)度更大??紤]所設(shè)計(jì)3噸貨車,工作條件較一般,所以取從動(dòng)盤轂長(zhǎng)為L(zhǎng)=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(jìn)行擠壓應(yīng)力計(jì)算。由公式: (3-11) 式中:P—花鍵的齒側(cè)面壓力,由下式確定: (3-12) 式中:d,D—花鍵的內(nèi)外徑,mm; Z---從動(dòng)盤轂的數(shù)目; --發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)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(zhǎng)度,m. 由已知條件: 從動(dòng)盤轂由中碳鋼鍛造
23、而成,并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,其擠壓應(yīng)力不應(yīng)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(jì)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(tái)式連接、鍵式連接和銷式連接。本次設(shè)計(jì)采用凸臺(tái)式連接方式但是以上的設(shè)計(jì)方式都有共同的缺陷:連接件之間都有間隙,在窗傳動(dòng)中將產(chǎn)生沖擊和噪聲,而且在零件相對(duì)滑動(dòng)中有摩擦和磨損,降低了離合器的傳動(dòng)效率。 現(xiàn)在廣泛采用傳力片的傳動(dòng)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(jiǎn)化了壓盤的結(jié)構(gòu),減低了對(duì)裝配精度要求,并且還有利于壓盤的定中。
24、 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(nèi)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(jié)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(diǎn):1)壓盤應(yīng)具有足夠的質(zhì)量,使每次接合時(shí)的溫升不致過高:2)壓盤應(yīng)具有較大的剛度,以保證在受熱的情況下不致因產(chǎn)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(shè)計(jì)壓盤厚度取15mm。在初步確定壓盤厚度以后,應(yīng)校核離合器接合一次時(shí)的溫升,它不應(yīng)超過。 校核計(jì)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
25、百分比,單片離合器壓盤; c—壓盤的熱容量,對(duì)鑄鐵壓盤:; m—壓盤質(zhì)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(shè)計(jì) 離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起,通過它傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的一部分轉(zhuǎn)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(dāng)離合器分離時(shí),可能會(huì)使蓋產(chǎn)生較大的變形,這樣就會(huì)降低離合器操縱部分的傳動(dòng)效率,嚴(yán)重時(shí)可能導(dǎo)致分離不徹底,引起摩擦片的早期磨損,還會(huì)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
26、簧設(shè)計(jì) 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(yīng)力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)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
27、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(nèi)錐高度H關(guān)系密切 α=arctan H/(R-r) ≈H/(R-r), 一般在9~15范圍內(nèi)。 α=arctan 5.6/(157.5-126) ≈ 4 . 膜片彈簧工作點(diǎn)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(diǎn)H對(duì)應(yīng)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(shí),膜片彈簧工作點(diǎn)B一般取在凸點(diǎn)M和拐點(diǎn)H之間,且靠近或在H點(diǎn)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(nèi)壓
28、緊力從F1B到F1A變化不大。當(dāng)分離時(shí),膜片彈簧工作點(diǎn)從B變到C,為最大限度地減小踏板力,C點(diǎn)應(yīng)盡量靠近N點(diǎn)。 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(shè)計(jì) 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)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(qiáng)度也滿足設(shè)計(jì)要求,以達(dá)到最佳的綜合效果。 一、 目標(biāo)函數(shù) 目前,國(guó)內(nèi)關(guān)于膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)主要有以下幾種; 彈簧工作時(shí)的最大應(yīng)力為最小。
29、在從動(dòng)盤摩擦片磨損前后,彈簧壓緊力之差的絕對(duì)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(nèi),彈簧壓緊力變化的絕對(duì)值的平均值為最小。 選3)和4)兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)為雙目標(biāo)。 為了即保證離合器使用過程中傳遞轉(zhuǎn)矩的穩(wěn)定性,又不致嚴(yán)重過載,且能保證操縱省力,選取5)作為目標(biāo)函數(shù),通過兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)分配不同的權(quán)重來協(xié)調(diào)它們之間的矛盾,并用轉(zhuǎn)換函數(shù)將兩個(gè)目標(biāo)合成一個(gè)目標(biāo),構(gòu)成統(tǒng)一的總目標(biāo)函數(shù),則 f(x)=(x)+(x) 式中,和分別為兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)(x)和(x)的加權(quán)因子,視設(shè)計(jì)要求選定。 二、 設(shè)計(jì)變量 圖3-5 子午斷面繞中性點(diǎn)的
30、轉(zhuǎn)動(dòng) 圖3-6 膜片彈簧在不同狀態(tài)時(shí)的變形 a)自由狀態(tài) b)壓緊狀態(tài) c)分離狀態(tài) 假設(shè)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(diǎn)O轉(zhuǎn)動(dòng),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(diǎn)處,加載點(diǎn)間的相對(duì)軸向變形為λl,如圖3-6,則有關(guān)系式 (3-14) 從膜片彈簧載荷變形特性公式可以看出,應(yīng)選取H、h、R、r、R1、r1這六個(gè)尺寸參數(shù)以及在接合工作點(diǎn)相應(yīng)于彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量λ1B為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量,即 X = [ x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7
31、]T= [ H h R r R1 r1 λ1B ]T 三、 約束條件 1) 應(yīng)保證所設(shè)計(jì)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(diǎn)A、B、C有較合適的位置(A點(diǎn)在凸點(diǎn)M左邊,B點(diǎn)在拐點(diǎn)H附近,C點(diǎn)在凹點(diǎn)N附近,如圖2-11所示),應(yīng)正確選擇λ1B相對(duì)于拐點(diǎn)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(zhuǎn)矩,摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力
32、F1A應(yīng)大于或等于新摩擦片時(shí)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(yīng)在一定范圍內(nèi),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(guān)尺寸比值應(yīng)符合一定的范圍,即 1.20≤R/r≤1.35 3.5≤R/r0≤5.0 (3-17)
33、 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(diǎn)半徑r1應(yīng)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(jié)構(gòu)布置的要求,R1與R、r1與r、rf與r0之差應(yīng)在一定范圍,即
34、 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(yīng)在一定范圍內(nèi)選取,即 拉式:3.5≤ ≤9.0 符合要求 四、強(qiáng)度校核 分析表明,B點(diǎn)的應(yīng)力最高,通常只計(jì)算B點(diǎn)應(yīng)力來校核碟簧的強(qiáng)度。 1. 膜片彈簧工作位置B點(diǎn)的最大壓應(yīng)力為: = (3-20) cos (3-21) (3-22) 式中 b是膜片彈
35、簧圓心點(diǎn)到子午斷面上的中性點(diǎn)的距離(mm) 是達(dá)到極大值是的轉(zhuǎn)角() 其它參數(shù)已知。 把已知數(shù)據(jù)代入(3-21)和(3-22),得 =10.02 然后把所有有關(guān)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(diǎn)還受彎曲應(yīng)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(yīng)力理論,一般不大于1500~1700N。工作位置B點(diǎn)的當(dāng)量應(yīng)力為: 921.06N 以上計(jì)算表明,所設(shè)計(jì)的膜片彈簧符合強(qiáng)度要求。
36、 3.6 扭轉(zhuǎn)減震器計(jì)算 一、極限轉(zhuǎn)矩 極限轉(zhuǎn)矩為減震器在消除限位銷與從動(dòng)盤轂缺口間的間隙時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩 。 二、減震彈簧的位置半徑R1 R1=(0.6~0.75)d/2 因?yàn)镽<70mm,由d=190mm 所以R1=57~71.25mm,且R<70mm. 三、減震彈簧個(gè)數(shù)Z 摩擦片外徑D=325mm,根據(jù)推薦選取減震彈簧個(gè)數(shù)Z=6 。 四、減震彈簧總壓力 當(dāng)限位銷與從動(dòng)盤轂之間的間隙被消除,減震彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá)最大值時(shí),減震彈簧受到的壓力為: 單個(gè)減震彈簧壓力: 3.7 離合器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 一、踏板位置 離合器踏板位置以人體左右對(duì)稱中心外準(zhǔn)向左
37、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(diǎn)所劃過的距離。踏板一般行程在80~150mm范圍內(nèi),最大不應(yīng)超過180mm。 三、踏板力 對(duì)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(dòng)比,加大傳動(dòng)比會(huì)使踏板力減小但行程增加。踏板力大小直接影響到對(duì)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(dòng) 不應(yīng)超過150~200N。 常用的離合器操縱傳動(dòng)由機(jī)械式和液壓式。本次設(shè)計(jì)采用液壓式傳動(dòng)。 五、離合器操縱機(jī)構(gòu)的主要計(jì)算 1、 液壓式操縱機(jī)構(gòu)示意圖
38、 圖3-7液壓操縱機(jī)構(gòu) 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(shí)對(duì)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(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比和踏板自由行程為: 因此可以有(3-24)式,帶
39、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(shè)計(jì)要求 3、 踏板力 踏板力可由下式計(jì)算得到 (3-25) 式中,為離合器分離時(shí),壓緊彈簧對(duì)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(jī)構(gòu)的總傳動(dòng)比和機(jī)械效率,取85﹪.則有一下關(guān)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)
40、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(nèi),駕駛員分離離合器所做的功不應(yīng)大于30J。 第四章 傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算 傳動(dòng)軸總成主要由傳動(dòng)軸及其兩端焊接的花鍵軸和萬向節(jié)叉組成。傳動(dòng)軸中一般設(shè)有由滑動(dòng)叉和花鍵軸組成的滑動(dòng)花鍵,以實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)長(zhǎng)度的變化。為了減小滑動(dòng)花鍵的軸向滑動(dòng)阻力和磨損,有時(shí)對(duì)花鍵齒進(jìn)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(dòng)元件,以滾動(dòng)摩擦代替滑動(dòng)摩擦,提高傳動(dòng)效率。但這種結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,成本較高。有時(shí)對(duì)于有嚴(yán)重沖擊載荷的傳動(dòng),還采用具有彈性的傳動(dòng)軸。傳動(dòng)軸上的花鍵應(yīng)有潤(rùn)滑及防塵措施,花鍵齒與鍵槽間隙不宜過大,且應(yīng)按對(duì)
41、應(yīng)標(biāo)記裝配,以免裝錯(cuò)破壞傳動(dòng)軸總成的動(dòng)平衡。 傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度和夾角及它們的變化范圍由汽車總布置設(shè)計(jì)決定。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)保證在傳動(dòng)軸長(zhǎng)度處在最大值時(shí),花鍵套與軸有足夠的配合長(zhǎng)度;而在長(zhǎng)度處在最小時(shí)不頂死。傳動(dòng)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(dòng)的效率和十字軸旋轉(zhuǎn)的不均勻性。 4.1 萬向傳動(dòng)的計(jì)算載荷 萬向節(jié)傳動(dòng)軸因布置位置不同,計(jì)算載荷是不同的。本次設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸布置在變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間。計(jì)算載荷的設(shè)計(jì)方法有三種:1)按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動(dòng)比來確定;2)按驅(qū)動(dòng)輪打滑來確定;3)按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來確定。 在此設(shè)計(jì)中采用根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動(dòng)比來計(jì)算。由公式:
42、 (4-1) 式中:--傳動(dòng)軸計(jì)算載荷,單位:; --猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù),在此取=2; --發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)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(dòng)比,; --分動(dòng)器傳動(dòng)比,; --發(fā)動(dòng)機(jī)到萬向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率,%; n—計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù),為1。 由公式(3—1): 對(duì)萬向傳動(dòng)軸進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算時(shí),計(jì)算載荷取,安全系數(shù)一般取2.5-3.0 。 4.2 十字軸設(shè)計(jì)計(jì)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
43、承碗工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。一般情況下,當(dāng)磨損或壓痕超過0.15mm時(shí),十字軸萬向節(jié)便應(yīng)報(bào)廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部的斷裂,所以在設(shè)計(jì)十字軸萬向節(jié)時(shí),應(yīng)保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強(qiáng)度。 本次設(shè)計(jì)參考《底盤設(shè)計(jì)》(吉林工業(yè)大學(xué)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(shè)各滾針對(duì)十字軸軸頸作用力的合力為F,則: (4-2) 式中:--萬向傳動(dòng)的計(jì)算轉(zhuǎn)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(dòng)的最大夾角,取 。 則由式(
44、4—2)可得: 十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力應(yīng)滿足: (4-3) 式中:--十字軸軸頸根部彎曲應(yīng)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(qiáng)度要求。 十字軸軸頸的切應(yīng)力應(yīng)滿足: (4-4) 則由已知數(shù)據(jù)可得: 滿足切應(yīng)力許用范圍 。 4.3 十字軸滾針軸承的計(jì)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(huì)加重載荷在滾針
45、間分配的不均勻性。一般控制在0.003mm以內(nèi)。滾針軸承徑向間隙過大時(shí),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(shí),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(zhǎng)度一般不超過軸頸的長(zhǎng)度。使其既有較高的承載能力,又不致因滾針果場(chǎng)發(fā)生歪斜而造成應(yīng)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(yīng)力為: (4-5) 式中:--滾針直徑,; --十字軸軸頸直徑,; --滾針工作長(zhǎng)度,。 其中,為合力F作用下一個(gè)滾針
46、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(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC以上時(shí),許用接觸應(yīng)力為3000-3200,即滿足接觸強(qiáng)度要求。 計(jì)算結(jié)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(shè)計(jì)計(jì)算 由于十字軸萬向節(jié)主、從動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)矩 、的作用,在主、從動(dòng)萬向節(jié)叉上產(chǎn)生相應(yīng)的切向力 、和軸向力
47、 、 。 圖4-1 作用在萬向節(jié)叉及十字軸上的力 (a) 初始位置 時(shí);(b)主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)角時(shí) (4-7) 式中:R—切向力作用線與萬向節(jié)叉軸之間的距離; --轉(zhuǎn)向節(jié)主動(dòng)叉軸之轉(zhuǎn)角; --轉(zhuǎn)向節(jié)主、從動(dòng)叉軸之夾角。 在十字軸軸線所在平面內(nèi)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(dòng)叉位于與初始位置的受力狀況,此時(shí) ,達(dá)最大值: (4-9) 圖(b)為主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)角時(shí)的受力狀況,這時(shí) 、及均達(dá)最大值: (4-10) 圖4-2 萬向節(jié)叉危險(xiǎn)截面示意圖
48、 萬向節(jié)叉在力作用下承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷,在截面B-B處,彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力分別為: (4-11) 式中: 、--抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù) ,對(duì)于本設(shè)計(jì)中矩形截面: (4-12) 根據(jù)相關(guān)設(shè)計(jì)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(yīng)力不應(yīng)大于 ,扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不應(yīng)大于 。而設(shè)計(jì)計(jì)算所得結(jié)果滿足條件要求。 4.5 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算 萬向傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)與其所連接的萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)有
49、關(guān)。通常,萬向傳動(dòng)軸由中間部分和端部組成,中間部分可為實(shí)心軸或?yàn)榭招妮S管。本次設(shè)計(jì)采用空心軸管??招牡妮S管具有較小的質(zhì)量但能傳遞較大的轉(zhuǎn)矩,且較實(shí)心軸具有更高的臨界轉(zhuǎn)速,故用作汽車傳動(dòng)系的萬向傳動(dòng)軸。 傳動(dòng)軸管由低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成,軸管外徑及內(nèi)徑是根據(jù)所傳遞最大轉(zhuǎn)矩、最高轉(zhuǎn)速及長(zhǎng)度按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)(YB242-63)選定,并校核臨界轉(zhuǎn)速及扭矩強(qiáng)度。 傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速與其長(zhǎng)度及斷面尺寸等有關(guān)。由于沿軸管表面鋼材質(zhì)量分布的不均勻性以及在旋轉(zhuǎn)使其本身質(zhì)量產(chǎn)生的離心力所引起的靜撓度,使軸管產(chǎn)生彎曲應(yīng)力,后者在一定的轉(zhuǎn)速下會(huì)導(dǎo)致軸管的斷裂。所謂傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速是指旋轉(zhuǎn)軸失去穩(wěn)定的最低轉(zhuǎn)速,它決定于
50、傳動(dòng)軸的尺寸、結(jié)構(gòu)及其支撐情況。為了確定臨界轉(zhuǎn)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(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算示意圖 設(shè)軸的質(zhì)量m集中于O點(diǎn),且O點(diǎn)偏離旋轉(zhuǎn)軸線的量為e,當(dāng)軸以角速度旋轉(zhuǎn)時(shí),產(chǎn)生的離心力為: 式中:y—軸在其離心力作用下產(chǎn)生的撓度。 與離心力相平衡的彈性力為: 式中:c—周的側(cè)向剛度,對(duì)于質(zhì)量分布均勻且兩端自由地支撐于球形鉸接的軸,其側(cè)向剛度為: E—材料的彈性模量,可取; J—軸管截面的抗彎慣性矩。 因 故有 認(rèn)為在達(dá)到臨界轉(zhuǎn)速的角速度時(shí),傳動(dòng)軸將破壞,即,則有: (4-13) 傳
51、動(dòng)軸管: 式中:D、d—軸管的外徑及內(nèi)徑,mm. D=80mm,d=76mm; L—傳動(dòng)軸的支撐長(zhǎng)度,取兩萬向節(jié)之中心距,mm; --軸管材料的密度,對(duì)于鋼 ; 將上述c、J及m的表達(dá)式代入(3-13),令 則得傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速為: (4-14) 由于傳動(dòng)軸動(dòng)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(dòng)軸的實(shí)際臨界轉(zhuǎn)速要低于所計(jì)算的臨界轉(zhuǎn)速。因此引進(jìn)安全系數(shù)K,并?。? 式中:--相應(yīng)于最高車速時(shí)傳動(dòng)軸最大轉(zhuǎn)速,r/min; --傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速,r/min; 在本次設(shè)計(jì)
52、中,已知D=80mm,d=76mm,L=1200mm; 已知發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速。 安全系數(shù)。 4.6 軸管強(qiáng)度計(jì)算 萬向傳動(dòng)軸的尺寸除了要有足夠的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度,傳動(dòng)軸的最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力可按下式計(jì)算: (4-15) 式中:--發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩,N.m; --變速器一擋傳動(dòng)比; --動(dòng)載系數(shù); --抗扭截面系數(shù)。 傳動(dòng)軸采用空心結(jié)構(gòu),則: (4-16) 式中:T—傳動(dòng)軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩,T=2598820N.mm; D d—傳動(dòng)軸管的外徑和內(nèi)徑,D=80mm,d=76mm; 傳動(dòng)軸管扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不大于
53、,安全系數(shù) 。 4.7 傳動(dòng)軸花鍵軸的計(jì)算 對(duì)于傳動(dòng)軸上的花鍵軸,應(yīng)保證在傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)有足夠的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。通常以底徑計(jì)算其扭轉(zhuǎn)且應(yīng)力。 (4-17) 式中: --傳動(dòng)花鍵軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力; --傳動(dòng)軸傳遞載荷; --花鍵軸的花鍵內(nèi)徑; 軸的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為,可初取花鍵軸直徑計(jì)算,然后進(jìn)行強(qiáng)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(dòng)軸滑動(dòng)花鍵采用矩形花鍵,齒側(cè)擠壓應(yīng)力為: (4-18) 式中:--花鍵處轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)。=1.3-1.4 ; --花鍵外徑,取 ; --花鍵
54、內(nèi)徑,取 ; --花鍵的有效工作長(zhǎng)度, ; --花鍵齒數(shù), ; 則: 對(duì)于齒面硬度大于35HRC的滑動(dòng)花鍵,齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力為 。故安全系數(shù) ,滿足要求強(qiáng)度。 根據(jù)以前計(jì)算傳動(dòng)軸管強(qiáng)度,可取滑動(dòng)叉軸直徑為56mm 。 第五章 結(jié) 論 在本次設(shè)計(jì)的整個(gè)過程中,首先要做的是對(duì)所設(shè)計(jì)整車有一個(gè)全面的、系統(tǒng)的、整體的認(rèn)識(shí),明確各自的任務(wù)以及與整車設(shè)計(jì)過程中的聯(lián)系。在這次設(shè)計(jì)中,我個(gè)人承擔(dān)了離合器及傳動(dòng)軸連部分的設(shè)計(jì)任務(wù)。 離合器是汽車傳動(dòng)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(shè)計(jì)中,首
55、先對(duì)離合器的類型和各自的特點(diǎn)進(jìn)行分析,然后結(jié)合所設(shè)計(jì)整車的性能要求確定離合器的結(jié)構(gòu)型式。接下來根據(jù)所確定離合器的形式,按照離合器設(shè)計(jì)要求,對(duì)每個(gè)零件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。其中最重要的是確定離合器的后備系數(shù)、摩擦片的內(nèi)外徑大小、從動(dòng)盤轂連接花鍵齒、壓盤厚度以及離合器蓋等的各個(gè)參數(shù)。并在計(jì)算過程中,注重個(gè)零部件之間的相互聯(lián)系,即滿足相互之間的約束條件關(guān)系。本次設(shè)計(jì)的拉式膜片彈簧離合器經(jīng)計(jì)算校核能夠滿足所需設(shè)計(jì)要求。而在離合器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算中也遇到了困難,比如找各個(gè)參數(shù)和杠桿力等等,還有踏板行程和踏板力。 傳動(dòng)軸同離合器一樣,在汽車傳動(dòng)系中起著重要的作用。傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)過程中最重要的就是傳動(dòng)軸的動(dòng)平衡以及
56、臨界轉(zhuǎn)速的校核。此次設(shè)計(jì)的3噸柴油貨車,根據(jù)其使用要求和使用條件,同時(shí)參考同類車型的設(shè)計(jì)特點(diǎn)。在設(shè)計(jì)中采用十字軸式萬向節(jié)。通過一系列參數(shù)的計(jì)算和校核,十字軸式萬向節(jié)能夠滿足設(shè)計(jì)的要求。傳動(dòng)軸連接花鍵的設(shè)計(jì)也是設(shè)計(jì)過程中重要的一環(huán)?;ㄦI齒強(qiáng)度和有效接合長(zhǎng)度直接決定傳動(dòng)軸是否能夠有效地傳遞轉(zhuǎn)矩。因此在設(shè)計(jì)中對(duì)傳動(dòng)花鍵進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算之后,要進(jìn)行必要的校核,以確定其能滿足設(shè)計(jì)需要。 此次設(shè)計(jì),是對(duì)以前所學(xué)知識(shí)的一次全面回顧和掌握的過程,同時(shí)也是對(duì)運(yùn)用所學(xué)知識(shí)解決實(shí)際問題的一次鍛煉。在設(shè)計(jì)過程中,是我認(rèn)識(shí)到了自己知識(shí)的缺乏,使我明白了在以后工作過程中不斷學(xué)習(xí)的重要性。由于自身知識(shí)和能力的限制,此次設(shè)計(jì)難
57、免存在不足之處。例如,某些計(jì)算部分不夠完整,計(jì)算數(shù)據(jù)不夠合理,整體設(shè)計(jì)不夠合理等。這些都有待日后進(jìn)一步的學(xué)習(xí)提高。 參考文獻(xiàn) [1]劉惟信. 汽車設(shè)計(jì) 北京:清華大學(xué)出版社,1995 [2]陳家瑞. 汽車構(gòu)造 北京:人民交通出版社,第二版,2007 [3]張文春. 汽車?yán)碚? 北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2007 [4]王望予. 汽車設(shè)計(jì) 北京:機(jī)械工業(yè)出版社,第四版,2006 [5]王昆,何小柏等. 機(jī)械設(shè)計(jì)/機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ) 課程設(shè)計(jì) 北京:高等教育出版社,2006 [6]徐石發(fā),江發(fā)潮. 汽車色合計(jì)叢書《汽車離合器》 北京:清華大學(xué)出版社,2005 [7]金國(guó)
58、棟. 汽車概論 北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2000 [8]羊拯民. 汽車設(shè)計(jì)叢書《傳動(dòng)軸與萬向節(jié)》 北京:人民交通出版社,1986 [9]臧新群. 汽車滾動(dòng)軸承應(yīng)用手冊(cè) 北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1997 [10]李傳禹. 汽車設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)資料手冊(cè) 長(zhǎng)春:吉林科學(xué)技術(shù)出版社,1992 [11]郭聚臣,凌桐森. 拖拉機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè) 北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1990 [12]孫恒,陳作模. 機(jī)械原理第六版 北京:高等教育出版社,2004 [13]張則曹. 汽車構(gòu)造圖冊(cè) 北京: 人民交通出版社, 1998 [14]張毅. 離合器及機(jī)械變速器 北京: 化學(xué)工業(yè)出版社, 2005 [
59、15]全國(guó)棟. 汽車概論 北京: 機(jī)械工業(yè)出版社,2000 [16]徐謹(jǐn). 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 北京: 機(jī)械工業(yè)出版社, 2000 [17]蔡春源. 機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)第3版 北京:冶金工業(yè)出版社, 1995 [18]劉鴻文. 簡(jiǎn)明材料力學(xué) 北京:高等教育出版社 ,2005 致 謝 此次設(shè)計(jì),是對(duì)以前所學(xué)知識(shí)的一次全面回顧和掌握的過程,同時(shí)也是對(duì)運(yùn)用所學(xué)知識(shí)解決實(shí)際問題的一次鍛煉。在設(shè)計(jì)過程中,是我認(rèn)識(shí)到了自己知識(shí)的缺乏,使我明白了在以后工作過程中不斷學(xué)習(xí)的重要性。由于自身知識(shí)和能力的限制,此次設(shè)計(jì)難免存在不足之處。例如,某些計(jì)算部分不夠完整,
60、計(jì)算數(shù)據(jù)不夠合理,整體設(shè)計(jì)不夠合理等。 在設(shè)計(jì)中,李水良老師提出的要求和建議使我們學(xué)到了如何認(rèn)真的對(duì)待一項(xiàng)工作,也使我們養(yǎng)成了對(duì)待任何事情都要認(rèn)真、嚴(yán)肅的態(tài)度,同時(shí)也使我們學(xué)會(huì)了如何在工作中克服浮躁心理。李水良老師本人治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)?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(xué)到了許多課本上學(xué)不到的寶貴經(jīng)驗(yàn),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(shí)給予了很大的幫助,他嚴(yán)格認(rèn)真細(xì)致的態(tài)度給我留下了很深的印象,我想會(huì)對(duì)我今后的學(xué)習(xí)和工作有很大的影響。 此外,在本次設(shè)計(jì)中,我得到了同班其他同學(xué)的大力幫助,更得到了車輛研究所多位老師的熱情指導(dǎo),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(chéng)摯的謝意! 再次感謝設(shè)計(jì)過程中關(guān)心和幫助過我的老師和同學(xué)! 感謝參與評(píng)審的老師! 曹殿波 2008年5月30日
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