畢業(yè)設計（論文）輕型載貨汽車離合器及傳動軸設計（全套圖紙） 1

1、目錄前 言3第一章 離合器的設計41.1 緒論41.2離合器機構的選擇41.3離合器主要參數(shù)的選擇與計算51.4膜片彈簧的設計與計算71.5從動盤轂的設計121.6扭轉減震器的設計131.7壓盤尺寸設計和計算16第二章 離合器操作機構的設計202.1離合器操縱機構的設計20第三章 傳動軸的設計233.1傳動軸的概述233.2傳動軸的結構分析243.3萬向傳動軸的設計計算25結論28參考文獻29致謝30外文翻譯31前 言改革開放以來，隨著國家經濟的迅猛發(fā)展，汽車工業(yè)也在慢慢崛起，汽車在我們日常生活中占據了越來越重要的地位，車輛給人們出行帶來了極大地方便，因此汽車工業(yè)也被國家放在了極其重要的地位，

2、像吉利收購沃爾沃表明了我們國內企業(yè)正在逐步強大，因此能夠選擇車輛工程專業(yè)也是我認為一個非常正確的選擇，而汽車設計室我們車輛工程專業(yè)學生畢業(yè)時的一個重要實踐環(huán)節(jié)。這次設計中，我們五名同學共同合作，共同設計一輛輕型載貨汽車，我主要負責其中的離合器和傳動軸的設計。在本次設計中，我選用的是目前比較廣泛應用的液壓操縱拉式膜片彈簧離合器。這種離合器有許多優(yōu)點，如操縱省力，布置方便，結構簡單等。傳動軸采用的是十字軸式萬向節(jié)，其與萬向節(jié)叉的連接采用外擋圈式。通過這次的設計，我們對大學四年所學的知識進行了一次全面的回顧與總結，并且進一步加深與鞏固，同時也掌握了一些運用專業(yè)知識方法，提高了理論聯(lián)系實際的能力，為今

3、后工作和學習打下了良好的基礎。全套圖紙，加153893706第一章 離合器的設計1.1 緒論汽車離合器的設計是汽車傳動系中于發(fā)動機聯(lián)系的總成。離合器在汽車中的作用是：切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞，以保證：a.汽車在起步時將發(fā)動機與傳動系平順結合，使汽車平穩(wěn)起步b.在換擋時將發(fā)動機與傳動系迅速徹底分離，減少變速器中齒輪之間的沖擊，便于換擋。c.在工作中受到過大載荷時，靠離合器打滑保護傳動系，防止零件因過載而損壞。為保證離合器具有良好的工作性能，對汽車離合器提出如下基本的要求：a. 在任何行駛情況下能可靠的傳遞發(fā)動機最大的轉矩，而且傳遞扭矩的能力要有適當儲備；b. 分離是要徹底；c.結合時要平順，

4、以保證汽車起步平穩(wěn)，沒有抖動和沖擊；d離合器的從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時齒輪之間的沖擊和便于換擋；此外，離合器應力求做到結構簡單、緊湊、重量輕，制造工藝性好和維修方便。1.2離合器機構的選擇在離合器設計時，主要是根據所要設計的汽車類型和使用要求制造要求以及三化等條件，并參照同類車型設計來合理選擇離合器的基本類型與結構。1.2.1、從動盤的選擇：根據所要求的設計參數(shù)，我們選擇單盤式離合器。1.2.2、壓緊彈簧的選擇：壓緊彈簧的種類很多，此次設計選用膜片彈簧。1.2.3、膜片彈簧離合器的分離操縱方式的選擇：膜片彈簧離合器又有拉式和推式之分，其中拉式和推式相比，有不少優(yōu)點，因此選擇拉式。1.

5、2.4、從動盤的選擇:其主要部分由從動片、摩擦片、從動盤轂、扭轉減震器和花鍵轂組成。離合器的摩擦材料選擇鐵基粉末冶金。1.3離合器主要參數(shù)的選擇與計算1.3.1、離合器后備系數(shù)的確定后備系數(shù)是離合器很重要的參數(shù)，它保證離合器能可靠傳遞發(fā)動機轉矩的同時，還有助于減少汽車起步時的滑磨，提高離合器的使用壽命。在開始設計離合器時，一般是參照已有的經驗和統(tǒng)計資料，并根據汽車的使用條件、離合器結構型式的特點等，初步選定后備系數(shù)。汽車離合器的后備系數(shù)推薦如下（供參考）： 小轎車：1.21.3； 載貨車：1.72.25； 帶拖掛的重型車或牽引車：=2. 03.0。本次設計中，根據所給參數(shù)，結合相同類型車型，我

6、們選取1.8。1.3.2、摩檫系數(shù)的確定在離合器接合、分離過程中，它將遭到嚴重的滑磨，在相對很短的時間內產生大量的熱，因此，要求摩擦面片應有較好的綜合性能。通過查表得:本次設計中，摩擦片材料我們選擇鐵基粉末冶金材料，在干式情況下，摩擦系數(shù)為：0.30.4，許用壓強：1.23.0，許用溫度：680。1.3.3、摩檫片外徑d的確定摩擦片外徑是離合器的重要尺寸之一，初步確定d的方法有兩種：1）用公式反算參數(shù)a，再通過a和離合器的實際結構空間尺寸確定d。2）按發(fā)動機的最大轉矩temax（nm）來初選d，可參考下列公式： 根據下面離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表，摩檫片的外徑粗選為325mm。式中， 一般載

7、貨汽車k36（單片）或k=50（雙片）； 對摩擦片的厚度h，我國已規(guī)定了3種規(guī)格：3.2，3.5和4。本次設計中，摩擦片厚度選擇4mm。 由上表得外徑為325mm，內徑選為190mm，內外徑比為0.585，單面面積54600。1.3.4、驗算單位壓力對于采用有機材料作為基礎的摩擦面片，下列一些數(shù)據可以作為參考： 對于小轎車，d230時，p約為0. 25mpa；d230時，p可由下式選取： p=1.18/，mpa。 對于載貨車，d=230時，p約為0. 2mpa；d=380480時，p約為0.14mpa。對于城市公共汽車，一般單片離合器p約為0.13mpa；大的雙片離合器p 約為0.1mpa（考

8、慮中間的散熱困難）。由上表的摩檫片的選材和單位壓力摩檫因素取，選用鐵基粉末冶金 材料，其單位壓力。我選的是單片離合器。離合器轉矩容量的計算公式如下： 1、離合器轉矩容量te，根據對壓盤壓力分布的兩種假設，有兩種計算公式： （1） 假設壓盤壓力均勻分布 （11）（12） （2） 假設壓盤壓力從ri到r0遞減 式中：ri、r0-摩擦盤的內、外半徑，m； f-作用在壓盤上的正壓力，n； -摩擦材料的摩擦系數(shù)； z-摩擦盤工作面數(shù)，單盤為2，雙盤為4 2、離合器的轉矩容量與發(fā)動機最大轉矩的基本性能關系為了保證離合器能可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，將離合器轉矩容量te和發(fā)動機最大轉矩temax寫成如下關系式：

9、tetemax或寫成temax zref （13）式中：為離合器的后備系數(shù)， 1； re為摩擦盤上摩擦力等效作用半徑，不同的模型有不同的取值。當引入單位壓力p(p=f/a)這一參數(shù)時，就可把面積因素引入?？砂咽礁膶懗蓆emax =zrepa （14）式中 a-摩擦片單面面積，。驗算單位壓力：假設壓盤壓力均勻分布 代入：p0.16mpa假設壓盤壓力從ri到r0遞減 代入： p=0.164mpa單位許用壓力范圍：1.23.0范圍內，所以參數(shù)合適。1.4膜片彈簧的設計與計算1.4.1.膜片彈簧基本參數(shù)的選擇當選用的材料為彈簧鋼60si2mna或50crva時，許用應力可取為15001700mpa。本

10、次設計材料選60si2mna。膜片彈簧主要參數(shù)的選擇：（1）、h/h和h的選擇膜片彈簧離合器多取1.5h/h2,本次選取h3，h/h1.8，所以h5.7mm。（2）、比值r/r和r、r的選擇根據結構的布置和壓緊力的要求，汽車用膜片彈簧的設計中r/r一般在1.201.3之間，本次選取為1.25。為使摩擦片上壓力均勻分布，拉式膜片彈簧的r值選取為大于或等于摩擦片的平均半徑，此次設計中，摩檫片的平均半徑，由于我選的膜片彈簧為拉式彈簧值應大于或等于，。（3）彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角的選用 根據公式得： （15） 在允許范圍內，所以，符合要求。（4）寬度、以及半徑的選?。?由得： （16）.（5）彈簧工作

11、點位置的選擇膜片彈簧的彈性特性曲線，如（圖1-1）所示。該曲線的拐點h對應著膜片彈簧的壓平位置，而且1h= (1m +1n)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1b =(0.81.0) 1h，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內壓緊力從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1-1 膜片彈簧的彈性特性曲線（5）支撐環(huán)作用半徑: 支承環(huán)作用半徑=160mm,與壓盤接觸半徑=132mm。（6）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

12、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。a、 目標函數(shù)f(x)=(x)+(x) （17）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。b、 設計變量圖1-2 子午斷面繞中性點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1-2。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l，如圖，則有關系式圖1-3 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) （18）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

13、簧工作壓緊力f1b的大端變形量1b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 1b t c、 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 = （19）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1-3所示)，應正確選擇1b相對于拐點1h的位置，一般1b1h=0.81.0，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 4) f1a應大于或等于新摩擦片時的壓緊力f1b，即f1af1b （110）

14、 符合要求。4) 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的hh應在一定范圍內，即：1.6hh2.2 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1.20rr1.35 （111） r/r=150/120=1.25 符合要求。d、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：= （112） cos （113） （114）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)據代入（113）和（114），得=9.97然后把所有有關的數(shù)據代入（112）式中，得=906mpa2

15、. 膜片彈簧工作位置b點還受彎曲應力，其值為 = （115）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 =2503mpa3. 根據最大切應力理論,一般不大于15001700mpa。工作位置b點的當量應力為：以上計算表明，所設計的膜片彈簧符合強度要求。1.5從動盤轂的設計1.5.1、動盤總成 從動盤有兩種結構型式：不帶扭轉減振器的和帶扭轉減振器的。根據上述分析，結合所設計離合器的使用情況，確定從動盤總成的結構。1.5.2、從動盤總成設計下面分別敘述從動盤鋼片、從動盤轂和摩擦片等零件的結構選型和設計： （1）從動盤鋼片從動盤鋼片應達到以下幾個方面的要求： 1、盡量小的轉動慣量 2、具有

16、軸向彈性結構（2）從動盤轂由表查得從動盤的外徑325mm，發(fā)動機轉矩385mm。所以我選用花鍵齒，花鍵的外徑，花鍵內徑， 齒厚，有效齒長，擠壓應力。擠壓應力的計算公式如下： （116）式中，p花鍵的齒側面壓力， n。它由下式確定： （117）d，d分別為花鍵的內外直徑，m； z從動盤轂的數(shù)目；temax發(fā)動機最大轉炬，nm； n花鍵齒數(shù)；h花鍵齒工作高度，m；h=（ d- d）/2；l 花鍵有效長度，m。從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經調質處理，其擠壓應力不應超過20mpa。 所以符合條件。1.6扭轉減震器的設計1.6.1、扭轉減振器的設計 一單級線形減震器設計參數(shù) 1 極限轉矩極限轉矩是

17、減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時所能傳遞的最大轉矩，一般： 本次設計?。?00nm 2 扭轉角剛度 為避免引起共振，要合理選擇減振起的扭轉角剛度使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機工作范圍內。設計時可以按經驗來選： nm 3 阻尼摩檫轉矩 為了在發(fā)動機工作范圍內有效減振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼 摩擦轉矩： 0.12 46.2nm 4 預緊轉矩 減振彈簧在安裝時需要一定的預緊。經研究，一般按如下的公式選用： 5減振彈簧的位置半徑 的尺寸盡可能的大，一般取：所以, 6 減振彈簧的個數(shù) 摩擦片外徑與減振彈簧的個數(shù)關系如下表：摩擦片外徑d/mm225250250325325350350466

18、881010 查表得 7 減振彈簧的總壓力 1.6.2 減振彈簧總壓力計算 參考機械設計手冊，選擇彈簧材料為65mn合金鋼。1 單個減振彈簧的工作負荷p：2減振彈簧尺寸（1）彈簧中徑dc： 本次設計取25mm。（2）彈簧鋼絲直徑d： （118）式中： 取500600 通常d取34mm。本次設計取d為4mm。（3）減振彈簧剛度k: （4） 減振彈簧有效圈數(shù)i：（5）（5）減振彈簧總圈數(shù)n： ni（1.52）本次設計n取4圈。（6）減振彈簧最小高度lmin: （7）減振彈簧總變形量l：lpk6.6（8）減振彈簧自由高度l0： （9）減振彈簧預變形量l：l0.61（10） 減振彈簧安裝工作高度l：1

19、.7壓盤尺寸設計和計算1.7.1、壓盤和離合器蓋（1）壓盤設計壓盤的設計主要包括幾何尺寸的選擇和傳力方式的確定兩個方面。本次設 計中，壓盤材料選擇ht250，由于其外徑略大于摩擦片外徑的尺寸，內徑略 小于摩擦片內徑的尺寸，選擇如下：外徑：d32522329mm；內徑：d19022186mm；壓盤厚度選擇：一般載貨汽車不小于15mm；本次設計選取為20mm。（2）壓盤幾何尺寸的確定前面已經分析了如何確定摩擦片的內、外徑尺寸。當摩擦片的尺寸確定后，與它配合工作的壓盤內、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確定它的厚度。 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，

20、它不應超過810。若溫升過高，可適當增加壓盤的厚度。校核計算的公式如下： （） （119）式中，溫升，； 滑磨功，nm，可根據式計算（其中ja為汽車整車質量轉化的轉動慣量，由式 計算，ma為汽車總質量，rk為車輪滾動半徑，i0為主傳動比，ik是變速器起步擋傳動比；是離合器開始滑磨時發(fā)動機的角速度）； 分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比：單片離合器壓盤，=0.50；雙片離合 器壓盤，=0.25；雙片離合器中間壓盤，=0.50； c 壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤c=544.28j/（kgk）； 壓盤質量，kg。根據自己的設計可得出：壓盤質量：離合器結合一次所產生的滑磨功w為： 式中：汽車滿載質量，kg；

21、汽車車輪滾動半徑，mm；發(fā)動機的轉速，r/min；變速器的傳動比；主減速器的傳動比； 所以：離合器接合一次，壓盤的溫升t可以由下式公式計算： 式中：r傳到壓盤上的熱量所占的比例，對于單盤離合器：r0.5，對于雙盤離合器：r0.5，中間壓盤：r0.5；w滑磨功，nm； 壓盤質量，kg；c壓盤的比熱容，對于鑄鐵，c481.4j/kg所以: 初定厚度 校核離合器的溫升，它不超過810。c 所以符合條件。（3）、壓盤傳力結構設計1）傳力方式的選擇 壓盤是離合器的主動部件，它與飛輪必須有一定的聯(lián)結關系，周向與飛輪不能有相對轉動，但軸向必須有相對移動。壓盤和飛輪間常用的幾種典型連接方式。傳力片（傳動片）的

22、強度校核： 下面主要針對膜片彈簧離合器的壓盤傳力片（即最為復雜的情況）進行分析和討論。對于較為簡單的周置螺旋彈簧離合器傳力片的強度校核可按二力桿拉伸應力分析計算。 離合器在正常工作時，傳力片既受彎又受拉（見圖3-20）。為精確校核傳力片強度，首先應建立傳力片的分析計算模型（這里略）。圖1-5 傳力片分析計算圖。（a）-傳力片結構，（b）-變形圖，（c）-彎矩圖經過分析研究，膜片彈簧離合器壓盤傳力片的校核包含下面三個方面：a正向驅動應力為 （120）b 反向驅動應力為 （121）c 軸向彈性恢復力為 =12 （122）式中：-傳力片有效長度，-1.5d（d為螺釘孔直徑）； i-傳力片組數(shù)；n-每

23、組有傳力片數(shù)； -每一傳力片的截面慣性矩; e-材料彈性模量; -正常工作時傳力片的軸向最大變形量;h-傳力片厚度； r-傳力片布置半徑； b-傳力片厚寬度； temax-發(fā)動機最大轉矩。由于在簡化計算載荷時比較保守，取值偏大，因此，傳力片的許用應力可取 材料的屈服極限。 共設3組傳力片 每組4片 寬 厚 傳力片上兩孔間的距離 孔的直徑 傳力片切向布置，圓周半徑 傳力片材料的彈性模量 通過參數(shù)計算 傳力片上有效長度： mm 計算傳力片的彎曲總剛度 計算正向驅動應力為： （4）、離合器蓋設計離合器蓋是離合器的主動件之一，它必須與飛輪固定在一起，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

24、壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。在設計時應特別注意剛度通風散熱對中等問題。第二章 離合器操作機構的設計2.1離合器操縱機構的設計2.1.1、離合器操縱機構的基本要求1）踏板力要盡可能小，乘用車一般在80150n范圍內，商用車不大于150200n。2）踏板行程一般在80150內，最大不應超過180。3）應有踏板行程調整裝置，以保證摩擦片磨損后，分離軸承的自由行程可以復原。4）應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因受力過大而損壞。5）應有足夠的剛度，傳動效率要高，工作可靠，壽命長，維修保養(yǎng)方便。2.1.2、常用離合器操縱機構的類型 常用的離合器操縱機構，主要有機械式、液壓式、氣壓式和自動操縱機構

25、等，其中有些操縱機構還帶有助力器。本次設計選液壓式。2.1.3、離合器操縱機構主要參數(shù)的確定與計算在設計離合器操縱系統(tǒng)時，為了滿足前述對踏板力和踏板行程的要求，需根據離合器的具體結構類型和操縱系統(tǒng)傳動線路，合理地定出操縱系統(tǒng)的傳動比ic。常用離合器的結構類型和操縱系統(tǒng)傳動線路簡圖見圖3-37本次采用液壓式離合器操縱機構1總傳動比和總行程的計算式中： 踏板總行程； 自由行程； 工作行程；對于液壓操縱機構，其總傳動比和總行程:圖2-1常用離合器的結構類型和操縱系統(tǒng)傳動線路簡圖（a）機械式 （b）液壓式 （c）帶空氣助力的液壓式式中： 分離軸承自由行程，一般取24mm，反映到踏板上一般為：2030m

26、m。 壓盤行程； 離合器的摩擦面數(shù)； 離合器自由狀態(tài)下對偶摩擦面間的間隙；單片取0.751.0mm。 離合器結合狀態(tài)下，從動盤的變形量；對具有軸向彈性的從動盤取1.01.5mm。2、離合器分離時踏板力計算：式中： 離合器徹底分離時的壓緊彈簧力； 操縱機構總傳動比； 傳動效率； 克服回味彈簧拉力所需的踏板力； 符合要求分離離合器所做的功：式中： 離合器結合狀態(tài)下的彈簧壓緊力； 離合器分離時的彈簧壓緊力； 彈簧數(shù)； 壓盤行程； 傳動效率；符合要求。第三章 傳動軸的設計3.1傳動軸的概述萬向傳動軸由萬向節(jié)，軸管，以及伸縮花鍵等組成，主要用于工作過程中相對位置不斷改變的兩根軸間的傳遞轉矩和旋轉運動。3

27、.1.1傳動軸的設計要求1、 保證所連接的兩軸的夾角以及相對位置在一定范圍的變化時，能可靠的傳遞動力；2、 保證做連接的兩軸盡可能的等速運轉，由于萬向節(jié)產生的附加載荷，振動和噪聲在允許的范圍內，在使用車速范圍內不應產生共振現(xiàn)象；3、 傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，維修容易等。3.1.2萬向節(jié)的選擇萬向節(jié)分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)，剛性萬向節(jié)是靠零件的鉸鏈連接來傳遞動力的，由分為不等速萬向節(jié)，準等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)；撓性萬向節(jié)是靠彈性零件來傳遞動力的，具有緩沖減震作用。本次設計選用的是十字軸式等速萬向節(jié)。萬向傳動軸的計算載荷:3.1.3十字軸的設計計算十字軸材料：一般為中碳合金鋼

28、或低碳合金鋼十字軸參數(shù)選?。鹤饔糜谑州S軸頸的中部力f：式中：傳動軸的計算轉矩； 合力作用線到十字軸中心的距離；主、從動叉軸最大夾角；則：十字軸軸頸根部的彎曲應力：十字軸軸頸根部的切應力：由于 ， ，所以符合要求。一、 十字滾針的設計: （21）式中：滾針直徑；滾針工作長度；合力作用下一個滾針受到的最大載荷； 其中：為滾針列數(shù)，z為每列滾針數(shù)。代入（21）計算：符合要求。3.2傳動軸的結構分析傳動軸由壁厚均勻，易平衡，壁?。?.53.0）的管徑較大,扭轉強度高,彎曲剛度大,適用于高速旋轉的低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成.伸縮花鍵矩形或漸開線齒形,用于補償由于汽車運動時傳遞兩端萬向節(jié)之間的長度變化。

29、當承受轉矩的花鍵在伸縮時，產生軸向的摩擦力矩 ，為：，其中：傳動軸傳遞轉矩； 花鍵齒側工作表面中徑； 摩擦系數(shù)；由于花鍵齒側工作表面系數(shù)較小，在大的軸向力矩摩擦作用下將加速化鍵的磨損，引起不平和震動，為提高鍵齒表面的硬度和光潔度，應進行磷化處理，噴涂尼龍，改善潤滑，減小摩擦阻力及磨損?；ㄦI應有可靠的潤滑及防塵措施，間隙不應過大，以免引起傳動軸的震動，內花鍵應對中，為減小鍵齒摩擦表面的壓力磨損，應使鍵齒長 與其最大的直徑的比不小于2?；ㄦI齒與鍵槽應按對應標記裝配，以免破壞傳動軸的總動平衡，動平衡的不平衡度由點焊在軸管的外表面上的平衡片補償，裝車時，傳動軸的伸縮花鍵一端不應靠近后驅動橋，應靠近變速

30、器的中間支承，以減少其軸向摩擦力及磨損。中間支承用于長軸距汽車的分段傳動軸，以及提高傳動軸的臨界轉速，避免共振，減少噪聲。3.3萬向傳動軸的設計計算3.3.1傳動軸的結構選擇實心軸僅用于作為與等速萬向節(jié)相連的轉向驅動橋的半軸或用作開式驅動橋和的dedion橋的擺動半軸，實心的軸管具有較小的質量，但能傳遞較大的轉矩，且比實心軸具有更高的臨界轉速。所以本次設計中傳動軸的材料也選擇空心軸管傳動軸軸管由低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成，軸管外徑及壁厚是根據所傳的最大轉矩，最高轉速，及長度按有關標準選的，并校核臨界轉速和扭轉強度。3.3.2、臨界轉速的計算所謂臨界轉速時指傳動軸失去穩(wěn)定性的最低轉速，他取決于傳

31、動軸結構，尺寸，及支撐情況，按下式計算： （31）式中： 臨界轉速傳動軸；傳動軸支撐長度； 傳動軸軸管外徑； 傳動軸軸管內徑；代入 （31）：3.3.3 傳動軸的強度校核計算：萬向傳動軸除滿足臨界轉速要求外，還要保證有足夠的扭轉強度，其最大的扭轉應力，對于傳動軸管上，可以表示為： （32）其中：傳動軸的計算轉矩， 傳動軸外徑； 傳動軸內徑； 不應大于300mpa；代入數(shù)據：符合要求。3.3.4 傳動軸花鍵計算: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。 （33）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

32、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 。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： （34）式中：-花鍵處轉矩分布不均勻系數(shù)。=1.3-1.4 ；本次取1.3。 -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。結論 三個月的畢業(yè)設計已經結束,我設計的是推式膜片彈簧離合器以及液壓操縱機構和傳動軸。 在此次設計中，我參考的大量的有關離合器設計的書籍，并根據自己設計車輛的實際情況，進行了總結和歸納，從材料選擇，工作方式選取，以及具體數(shù)據的計算和確定，都花了很大的時間和精力，并且