扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計

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1、1 緒論 1.1 引言 由發(fā)動機傳到汽車傳動系統(tǒng)中的轉(zhuǎn)矩是周期性地不斷變化的，因此使傳 動系統(tǒng)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動。如果這一振動頻率和傳動系統(tǒng)固有頻率相重合，就將 發(fā)生共振，從而對傳動系統(tǒng)中零件的壽命有很大影響。因此，在不分離離合 器的情況下進行緊急制動或者進行猛烈結(jié)合離合器時，在瞬間內(nèi)將對傳動系 統(tǒng)的零件產(chǎn)生極大地沖擊載荷，從而縮短零件的使用壽命。為此，為了避免 共振和緩和傳動系統(tǒng)所受的沖擊載荷，在汽車離合器中設(shè)置了扭轉(zhuǎn)減振器。 扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件 （減振彈簧或橡膠 ）和阻尼元件 （阻尼片 ）等組 成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動系扭 轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階 （通常為

2、三階 ）固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避 開由發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散 振動能量。 1.2 扭轉(zhuǎn)減振器的發(fā)展 隨著社會經(jīng)濟的發(fā)展，汽車走進了千家萬戶，人們在享受著汽車帶來的 便利的同時也對汽車的性能提出了更高的要求。離合器作為汽車上一個必不 可少的部件，除了能通斷動力傳動以外，還有減振調(diào)頻的功能，越來越受人 們的重視。 汽車傳動系中的扭轉(zhuǎn)振動將加大傳動系零部件如軸、軸承、齒輪、殼體 等的載荷，提高車廂內(nèi)的噪聲水平，降低汽車的行駛舒適性，汽車傳動系的 振動也是導(dǎo)致整車振動的主要原因。據(jù)統(tǒng)計，我國因運輸車輛的振動使包裝 不妥的產(chǎn)品受

3、損，所造成的經(jīng)濟損失一年達(dá)數(shù)億元。同時由于轎車、客運車 市場的發(fā)展，對汽車平順性的要求也越來越高，振動使乘客產(chǎn)生不舒適的感 覺，使駕駛者易疲勞降低了安全性，也使汽車零部件因振動而減少壽命，甚 至使汽車的燃油經(jīng)濟性變差 【1】。因此，需要分析研究汽離合器在汽車傳動 系統(tǒng)中的作用，建立傳動系的振動模型，找出離合器最優(yōu)工作狀態(tài)和最優(yōu)參 數(shù)，為改善傳動系的扭轉(zhuǎn)振動狀況找到一些新思路，為廠家研究幵發(fā)新型離 合器提供理論依據(jù)。 現(xiàn)今所用的盤片式離合器的先驅(qū)的多片盤式離合器，它是直到 1925年 以后才出現(xiàn)的。多片離合器最主要的優(yōu)點是，在汽車起步時離合器的接合比 較平順，無沖擊。20世紀(jì)20年代末，直

4、到進入30年代時，只有工程車輛、 賽車和大功率的轎車上使用多片離合器。多年的實踐經(jīng)驗和技術(shù)上的改進使 人們逐漸趨向與首選單片干式摩擦離合器，因為它具有從動部件轉(zhuǎn)動慣量 小、散熱性好、結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)整方便、尺寸緊湊、分離徹底等優(yōu)點，而且在 結(jié)構(gòu)上采取一定措施，已能做到接合平順，因此現(xiàn)在廣泛用于大、中、小各 類車型中。如今單片干式摩擦離合器在結(jié)構(gòu)設(shè)計方面相當(dāng)完善。采用具有軸 向彈性的從動盤，提高了離合器接合時的平順性。離合器從動盤總成中裝有 扭轉(zhuǎn)減振器，防止了傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)共振，減小了傳動系噪聲和動載荷，隨 著人們對汽車舒適性要求的提高，離合器已在原有基礎(chǔ)上得到不斷改進，汽 車上愈來愈多地采用具有雙

5、質(zhì)量飛輪的扭轉(zhuǎn)減振器，能更有效地降低傳動系 統(tǒng)的噪聲 1.3目前通用的從動盤減振器在特性上存在如下局限性： 1）它不能使發(fā)動機、變速器振動系統(tǒng)的固有頻率降低到怠速轉(zhuǎn)速以下， 因此不能避免怠速轉(zhuǎn)速時的共振。研究表明，發(fā)動機、變速器振動系統(tǒng)固有 頻率一般為40?70Hz，相當(dāng)于四缸發(fā)動機轉(zhuǎn)速 1200?2100r /min，或六 缸發(fā)動機轉(zhuǎn)速800?1400r / min，一般均高于怠速轉(zhuǎn)速。 2）它在發(fā)動機實用轉(zhuǎn)速 1000?2000r / min范圍內(nèi)，難以通過降低減 振彈簧剛度得到更大的減振效果。因為在從動盤結(jié)構(gòu)中，減振彈簧位置半徑 較小，其轉(zhuǎn)角又受到限制，如降低減振彈簧剛度，就會增

6、大轉(zhuǎn)角并難于確保 允許傳遞轉(zhuǎn)矩的能力。2扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型與功用 2.1扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型 扭轉(zhuǎn)減振器結(jié)構(gòu)大體相近，主要差異在于采用不同的彈性元件和阻尼裝 置。扭轉(zhuǎn)減振器具有線性和非線性特性兩種。 采用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉(zhuǎn)減振器得到了最廣泛應(yīng)用。在這種 結(jié)構(gòu)中，從動片和從動盤轂上都幵有六個窗口，在每個窗口中裝有一個減振 彈簧，因而發(fā)動機轉(zhuǎn)矩由從動片傳給從動盤穀時必須通過沿從動片圓周切向 布置的彈簧，這樣即將從動片和從動盤轂彈性的連接在一起，從而改變了傳 動系統(tǒng)的剛度。但六個彈簧屬統(tǒng)一規(guī)格并同時其作用時，扭轉(zhuǎn)減振器的彈性 特性為線性的。這種具有線性特性的扭轉(zhuǎn)減振器，結(jié)構(gòu)較為簡單

7、，單級線性 減振器的扭轉(zhuǎn)特性，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應(yīng)用于汽油機 汽車中。當(dāng)六個彈簧屬于兩種或三種規(guī)格且剛度由小變大并按先后次序進入 工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器。這種非線性減振器，廣泛為 現(xiàn)代汽車尤其是柴油發(fā)動機汽車所采用。 當(dāng)發(fā)動機為柴油機時，由于怠速時發(fā)動機旋轉(zhuǎn)不均勻度較大，常引起變 速器常嚙合齒輪齒間的敲擊，從而產(chǎn)生令人厭煩的變速器怠速噪聲。在扭轉(zhuǎn) 減振器中另設(shè)置一組剛度較小的彈簧，使其在發(fā)動機怠速工況下起作用，以 消除變速器怠速噪聲，此時可得到兩級非線性特性，第一級的剛度很小，稱 圖1-1單級線性減速器的扭轉(zhuǎn)特性 2.2扭轉(zhuǎn)減振器的功用 扭轉(zhuǎn)

8、減 振器主 要由彈性元 件（減振彈簧或模膠）和阻尼 元件（阻尼片） 等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降 低傳動系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階 （通常為三階 ）固有頻率，改變系統(tǒng)的固有挮 型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件 的主要作用是有效地耗散振動能量。 所以， 扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能： （ 1 ）降低發(fā)動機曲軸與傳，動系接合部分瘄扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳 動系扭振固有頻率。 （ 2 ）增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因 沖擊而產(chǎn)生的眬態(tài)扭振。 （ 3 ）控制動力傳動系總成怠速旴離合器與變速器軸系的扭振， 消減變速器怠速噪聲和主減速器與變

9、速器的扭振與噪聲。 （ 4 ）緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的 接合平順性。 3 扭轉(zhuǎn)減振器機構(gòu)原理 在現(xiàn)代汽車上一般都采用帶扭轉(zhuǎn)減振器的離合器 ,用以避免汽車傳動系 統(tǒng)的共振 , 緩和沖擊 ,減少噪聲 ,提高傳動系統(tǒng)零件的壽命 , 改善汽車行使的舒 適性,并使汽車平穩(wěn)起步。扭轉(zhuǎn)減振器主要由從動片，從動盤轂，摩擦片，減 振盤，減振彈簧等組成，由下圖 4.1 可以看出，摩擦片 1， 13 分別用鉚釘 14 ， 15 鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片 5 用限位 銷 7 和減振 12 鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在一 起了。在從動片

10、 5 和減振盤 12 上圓周切線方向開有 6 個均布的長方形窗孔， 在在從動片 和減振盤之間的從動盤轂 8 法蘭上也開有同樣數(shù)目的從動片窗 孔，在這些窗孔中裝有減振彈簧 11 ,以便二者彈性的連接起來。 在從動片和 減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動 盤轂之間還裝有減振摩擦片 6，9 o當(dāng)系統(tǒng)發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動時， 從動片與減振盤 相對從動盤轂發(fā)生來回轉(zhuǎn)動，系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)能量會很快被減振摩擦片的摩擦所 吸收。 圖3-1扭轉(zhuǎn)減振器結(jié)構(gòu)圖 1 ,13 —摩擦片；2 ,14 ,15 —鉚釘；3 —波形彈簧片；4 —平衡塊；5 —從 動片；6，9 —減振摩擦；7—

11、限位銷；8 —從動盤轂；10 —調(diào)整墊片；11 — 減振彈簧；12 —減 4摩擦片的設(shè)計 4 .1摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度h的確定 摩擦片外徑是離合器的主要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質(zhì)量和使用 壽命有決定性的影響。 當(dāng)離合器結(jié)構(gòu)形式與摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 Temax已知，適 當(dāng)選取后備系數(shù)B和單位壓力 P0，可估算出摩擦片外徑。 摩擦片外徑D（ mm ）也可以根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 Temax（ N.m ）按如下經(jīng)驗 公式選用 D Kd ； Temax （3.1 ） 式中，Kd為直徑系數(shù)，取值范圍見表 3-1 o 由選車型得 Temax二 372N m， KD

12、=17 ， 則將各參數(shù)值代入式后計算得 D=328mm 表3-1直徑系數(shù)Kd的取值范圍 車 型 直徑系數(shù)Kd 乘用車 14.6 最大總質(zhì)量為1.8?14.0t的商用車 16.0?18.5（單片離合器） 13.5?15.0（雙片離合器） 最大總質(zhì)里大于14.0t的商用車 22.5 ?24.0 根據(jù)離合器摩擦片的標(biāo)準(zhǔn)化，系列化原則，根據(jù)下表 3-2 表3-2離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)（即 GB1457 — 74 ） 外徑D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 內(nèi)徑d/mm 110 125 140

13、150 155 165 175 190 195 厚度h/ 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 C =d/D 0.68 0.69 0.70 0.66 0.58 0.58 0.58 0.55 0.54 7 4 0 7 9 3 5 7 0 1 - C 3 0.67 6 0.66 7 0.65 7 0.70 3 0.76 2 0.79 6 0.80 2 0.80 0 0.82 7 單位面積 F/ cm3 106 132 160 221 302 4

14、02 466 546 678 可?。耗Σ疗嚓P(guān)標(biāo)準(zhǔn)尺寸：外徑 D=300mm 內(nèi)徑d=175mm 厚度 h=3.5mm 4.2 摩檫片的材料選取與與從動片的固緊方式 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽 車的的使用條件，摩擦片的性能應(yīng)滿足以下幾個方面的要求： （1 ）應(yīng)具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦 系數(shù)的影響小。 （2） 要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應(yīng)耐磨。 （3） 要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應(yīng)較好 （4） 熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦 （5） 磨合性能要好，不

15、致刮傷飛輪與壓盤等零件的表面 （6 ）油水對摩擦性能的影響應(yīng)最小 （7 ）結(jié)合時應(yīng)平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象 由以上的要求，目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片， 是由耐熱和 化學(xué)穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑與其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦 系數(shù)大約在0.3左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定，溫度，滑磨 速度與單位壓力的增加都將摩擦系數(shù)的下降和磨損的加劇。 所以目前正在 研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、 耐磨和較高摩擦系數(shù)（可達(dá)0.5左右） 的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。 在該設(shè)計中選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固緊摩擦片的方法采用較 軟的黃銅鉚釘直接鉚接，

16、采用這種方法后，當(dāng)在高溫條件下工作時，黃銅鉚 接有較高的強度，同時，當(dāng)釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像 鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表 面上對摩擦系數(shù)的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦 片方便等優(yōu)點 5扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)選擇與設(shè)計計算 離合器從動盤上扭轉(zhuǎn)減振器的性能參數(shù)計算： （1 ）確定發(fā)動機飛輪處激振力矩諧量和發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍的頻諧； （2）選擇車輛傳動系動力學(xué)計算模型，寫出計算模型的運動方程，并確 定計算模型中有關(guān)車輛的慣性參數(shù)和彈性參數(shù)，同時要對扭轉(zhuǎn)減振器的特性 進行初步估算； （3） 找出簡化模型在

17、各檔下的固有頻率和振型，把它和激振頻率作比 較，由此確定在各檔下發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)出現(xiàn)共振的可能性； （4） 選擇不同的摩擦力矩，使用計算機根據(jù)計算模型作數(shù)值模擬計算, 確定最佳摩擦力矩，依據(jù)是，考慮在各檔下發(fā)動機的所有工況，在變速器輸 入軸上的彈性力矩幅值為最??； ( 5)確定預(yù)緊力矩 (6) 有摩擦力矩、極限力矩和預(yù)緊力矩，確定減振彈簧的布置尺寸與 幾何尺寸，確保減振彈簧有足夠的使用壽命； ( 7 )對帶減振器的從動盤做功能試驗和壽命實驗，最終精確確定減振 器參數(shù)。減振器的扭轉(zhuǎn)剛度 K 和阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩 T 是兩個主要 參數(shù)。其設(shè)計參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩 Tj 、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩

18、Tn 和極限轉(zhuǎn)角 j 等。 5.1 扭轉(zhuǎn)減振器的極限轉(zhuǎn)矩 Tj 極限轉(zhuǎn)矩為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(zhuǎn)矩， ，即限位銷其作用的轉(zhuǎn)矩。它與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般 可取 Tj= ( 1.5~2.0 ) Temax (1-1) 式中：商用車，系數(shù)取 1.5;乘用車，取 2.0 ；Temax 為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。 本設(shè)計中設(shè)計的為 EQ1108k 型柴油車離合器的扭轉(zhuǎn)減振器所以系數(shù)取 1.5。 由設(shè)計任務(wù)書中可知式 Temax =700N.m 帶入式 (1-1) 中計算可得 Tj= 1.5 700 1050 N.m 5.2 扭轉(zhuǎn)角剛度 k 扭轉(zhuǎn)減振器

19、的角剛度是指離合器從動片相對于其從動盤轂轉(zhuǎn) 1rad 所需 的轉(zhuǎn)矩值。為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)剛度足 K ， 使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用 工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。 K 決定于減振彈簧的線剛度與其結(jié)構(gòu)布置尺寸。 設(shè)減振彈簧分布在半徑為 R0 的圓周上，當(dāng)從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過 弧 度時，彈簧相應(yīng)變形量為 R0 。此時所需加在從動片上的轉(zhuǎn)矩為 2 T =1000 K Z j R02 (1-2) 式中，T為使從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過 =0.07弧度所需加的轉(zhuǎn)矩(N m); K為每個減振彈簧的線剛度(N / mm) ; Zj為減振彈簧個數(shù)；Ro為減振彈簧 位置半徑 (m)

20、 。 根據(jù)振動理論，對于隔振的要求，如果要把傳動系的固有頻率降低至發(fā) 動機工作轉(zhuǎn)速范圍以外，減振器的扭轉(zhuǎn)剛度甚至要降到 1N.m/( 0)以下。由K 的定義可知，為了能保證傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，結(jié)構(gòu)上需要減振器有很大的轉(zhuǎn) 角，即減振彈簧相應(yīng)的變形量要很大，這在事實上是很可能的。通常為了防 止彈簧過載早期失效，在結(jié)構(gòu)上設(shè)計有限位銷，限制減振彈簧傳遞最大轉(zhuǎn)矩 時的轉(zhuǎn)角。因此存在兩方面問題：第一，減振器的扭轉(zhuǎn)剛度不可能太低，這 就較難做到避開共振；第二，在一定的扭轉(zhuǎn)剛度下其傳遞轉(zhuǎn)矩的能力受到限 制，這樣傳動系因轉(zhuǎn)矩變化所引起的動載荷不能得到有效緩沖，而降低動載 荷又是汽車上采用減振器的主要目的之一(尤

21、其是載貨汽車) 。 因此，確定扭轉(zhuǎn)減振器的扭轉(zhuǎn)剛度應(yīng)和確定減振器的傳遞極限轉(zhuǎn)矩 Tj 的 能力有一定的關(guān)聯(lián)。極限力矩 Tj的定義為：當(dāng)減振器在消除了限位銷與從動 盤轂缺口之間的間隙時，減振器所能傳遞的最大力矩。 根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義 k =T/ ，則 2 k =1000 K Z j R02 (1-3) 式中k為減振器扭轉(zhuǎn)剛度(N m / rad)。 設(shè)計時可按經(jīng)驗來初選 k 13T j (1-4) 本設(shè)計初選 k =10 T j= 10 1050 。 5.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 T 由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度 k 受結(jié)構(gòu)與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低， 故在發(fā)動機轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)共振現(xiàn)

22、象往往難以避免。減振器的阻尼裝置可用于較 小共振振幅并盡快衰減振動。因此，必須合理的選擇阻尼裝置的摩擦力矩， 以使系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動的振幅為最小。故為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地 消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 T 一般可按下式初選 T = ( 0.06 ? 0.17 ) Temax (1-5) 本設(shè)計中根據(jù)設(shè)計要求取系數(shù)為 0.08 T = 0.08 700 56N.m 在驅(qū)動工況下，由于發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩要通過從動盤的減振彈簧傳出，因此 扭轉(zhuǎn)減振器剛度的降低受到限制， 往往難以達(dá)到完全避開共振的目的。 此時， 只有通過系統(tǒng)的阻尼來壓低共振峰值，已達(dá)到降低變速器噪聲的目的。

23、利用 數(shù)學(xué)模型通過數(shù)值模擬分析，可以找到摩擦力矩和扭轉(zhuǎn)剛度的最佳組合。根 據(jù)經(jīng)驗，載貨汽車離合器中扭轉(zhuǎn)減振器的摩擦力矩一般為 30-70N.m 。需要 指出的是，由于分析計算技術(shù)的進步，現(xiàn)在國外的廠商已完全有能力對整個 傳動系的關(guān)鍵部位處的扭轉(zhuǎn)振動進行可靠的計算分析，并作出評價以進行參 數(shù)調(diào)整。但是他們中的大部分在對離合器的參數(shù)進行調(diào)整時，通常仍是通過 有經(jīng)驗的工程師以聲學(xué)上額定的標(biāo)準(zhǔn)為依據(jù)，由主觀上的評判來決定扭轉(zhuǎn)減 振器的扭轉(zhuǎn)剛度和摩擦力矩的最佳組合以與它們的最大、最小變化范圍。這 種憑主觀感受和經(jīng)驗調(diào)整離合器減振器參數(shù)的方法能在比較短的時間內(nèi)完 成，通常效果良好。 5.4. 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩

24、Tn 對于線性特性的減振器，減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊。與無預(yù)緊 力矩時相比當(dāng)兩種角剛度和極限轉(zhuǎn)角分別相同時，有預(yù)緊力的極限轉(zhuǎn)矩較 大，使減振器能在較大的轉(zhuǎn)矩范圍內(nèi)工作；當(dāng)極限轉(zhuǎn)矩研和極限轉(zhuǎn)角分別相 同時，則其角剛度較低。究表明，「增加，共振頻率將向減小頻率的方移動， 這是有利的。但是Tn不應(yīng)大于L,否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停 止工作，故取 Tn =(O . 05 ?O ? 1 5) Temax (1-6) 本設(shè)計中根據(jù)設(shè)計要求取系數(shù)為 0.10 Tn= 0.10 700 70 N.m 5.5. 減振彈簧的位置半徑R。 局的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取 R0 =(0.

25、60 ? 0.75)d/2 (1-7) 式中d摩擦片內(nèi)孔直徑(mm )。 由前邊摩擦片設(shè)計知 d=175mm ，則減振彈簧的位置半徑 R,=(0.60 ?0.75)d/2=52.5 ?61.25mm。 本設(shè)計中取R0為55mm。 5.6. 減振彈簧個數(shù)Zj Zj參照表1-1選取。 表1-1減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片外徑D >350 / mm 225--250 250--325 325--350 Zj 4--6 6--8 8--10 >10 已知摩擦片的外徑 300mm 由表1-1可知Zj =6 5.7 減振彈簧窗口尺寸A 查找《汽

26、車設(shè)計手冊》其推薦值 A=25?27mm 本設(shè)計中取A=26mm 。 圖1-2減振彈簧窗口 5.8減振彈簧總壓力F 當(dāng)限位銷與從動盤轂之間的間隙△ 到最大值Ti時，減振彈簧受到的壓力 F = (1-8) 1或少 被消除，減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá) F為 Tj / Ro F =1050/55=19.09KN 6減振彈簧設(shè)計計算 在初步選定減振器的主要參數(shù)后， 根據(jù)離合器的總體布置，確定和計算 減振彈簧的相關(guān)尺寸。 6.1 減振彈簧的工作負(fù)荷F F= F /Zj (6-1) F=19.09/6=3.18KN 6.2 減振彈簧尺寸 圖6-1 扭轉(zhuǎn)減振彈簧尺寸示

27、意圖 6. 2 . 1 彈簧中徑De 一般由結(jié)構(gòu)布置確定，通常 De=11?15mm，本設(shè)計取13mm 6. 2 . 2 彈簧鋼絲直徑d與材料選擇 式中：扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力［］可取550?600Mpa;通常d=3?4mm。 本設(shè)計中取d=4mm 通過計算可以選擇材料 65Mn鋼。 6. 2. 3減振彈簧剛度K 應(yīng)該根據(jù)已選定的扭轉(zhuǎn)剛度 k與其分布半徑Ro,由下式計算出，即 (6-2) 578N / mm 10.5 1000 由公式(6-2)得 K= 1000 0.055 2 6 6 . 2.4減振彈簧有效圈數(shù) (6-3) 式中：E為材料的切彈性模量，對 65Mn可取E=8.

28、3 104Mpa 由公式(6-3)得i 8.3 104 44 8 133 K—578 2.89 取 i=3。 6 . 2. 5減振彈簧總?cè)?shù)n —般在六圈左右，總?cè)?shù) n和有效圈數(shù)i之間關(guān)系為n=i+ (1.5?2) 本設(shè)計取n=4。 6 . 2 . 6減振彈簧最小長度lmin 指減振彈簧在最大在最大載荷下的工作長度，考慮到此時被壓縮彈簧各 圈之間須有一定的間隙可確定為 Lmin =n ( d+ ) =1.1d n (6-4) 由公式(6-4)得 Lmin =1.1 4 4=17.6mm 6. 2. 7彈簧總變形量 I 指減振彈簧在最大工作載荷下產(chǎn)生的最大壓縮變形

29、量，為 I=F/K (6-5) 由公式(6-5)得 1=3.18 103/578=5.5mm 6 . 2 . 8 減振彈簧自由高度I。 指減振彈簧無負(fù)荷時的高度，為 lo=lmi n+ I (6-6) 由公式(6-6)得 lo=5.5+17.6=23.1mm 指減振彈簧壓縮時的預(yù)變形量，它與選取的預(yù)緊力矩 Tn有關(guān)，其計算公 式為 (6-7) 由公式(6-7) 得 I 576 70 6 55 10 3 0.36 mm 6. 2 . 10減振彈簧工作高度I 它關(guān)系到等零件窗口尺寸的設(shè)計，為 l=l 0- I (6-8)由公式(6-8)得l=23

30、.1-0.36=22.74mm ，取工作高度為 23mm，則預(yù) 變形量為0.1mm。 6.3 從動盤鋼片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 j 減振器從從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增加的極限轉(zhuǎn)矩時，從動盤鋼片相對從動盤轂的極 限轉(zhuǎn)角j為 i =2arcsin - =12 0 j 2R。 (6-9) 式中，丨為減振彈簧的工作變形量。 j通常取3°72。，對平順性要求高或?qū)ぷ鞑痪鶆虻陌l(fā)動機， j取 上限。 由公式(6-9)得 j ?2arcsin=5.6 0 6.4 限位銷與從動盤轂缺口側(cè)邊的間隙 (6-10) 式中:R2為限位銷安裝半徑。 值一般為2..5?6mm。 由公式(6-9)得 60 si

31、n 5.6 5.85mm 6.5 限位銷直徑d ' d '按結(jié)構(gòu)布置選定，一般d =9.5?12mm。本設(shè)計取 d =10mm 。 7 從動片設(shè)計 7.1 從動片選材與厚度設(shè)計 設(shè)計從動片時，要盡量減輕其重量，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)動慣量。這是因為在汽車行駛中進行換擋時，首 先要切斷動力分離離合器，而在變速器掛擋過程中，與變速器第一軸相連的 離合器從動盤的轉(zhuǎn)速一定要發(fā)生變化，或是增速，或是減速。離合器從動盤 轉(zhuǎn)速的變化將引起慣性力，慣性使變速器換擋齒輪的輪齒間產(chǎn)生沖擊或使變 速器中的同步器裝置加速磨損。慣性力的大小與從動盤的轉(zhuǎn)動慣量成正比， 因此為

32、了減少轉(zhuǎn)動慣量以減輕變速器換擋時的沖擊，從動片要求質(zhì)量輕，具 有軸向彈性，硬度和平面度高。材料常用中碳鋼板(50號或85號)或65Mn 鋼板。一般厚度為1.3-2.5mm ，表面硬度為38-48HRC。 本設(shè)計，從動片由2.0mm厚的65Mn鋼板沖壓而成，并且將其外緣的 盤形部分磨薄至1mm，以減小其轉(zhuǎn)動慣量。 7.2 從動片的結(jié)構(gòu)選擇 為了使離合器結(jié)合平順，保證平穩(wěn)起步，本設(shè)計中從動盤鋼片鋼片做成 具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)。這樣，在離合器結(jié)合過程中，主動盤和從動盤之間的 壓力是逐漸增加的。 現(xiàn)代常用的具有軸向彈性的從動盤鋼片，主要有三種結(jié)構(gòu)形式：整體式 彈性從動盤鋼片結(jié)構(gòu)，分幵式彈性從

33、動盤鋼片結(jié)構(gòu)， 組合式從動盤鋼片結(jié)構(gòu)。 本設(shè)計選擇整體式彈性從動盤鋼片結(jié)構(gòu)。其主要尺寸有摩擦片尺寸決定。 8 從動盤轂設(shè)計 從動片轂是離合器中承受載荷最大的零件， 它幾乎承受由發(fā)動機傳來 的全部轉(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上， 花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩 Temax由表4-1選取。 選取，齒數(shù)n=10,外徑D =40mm，內(nèi)徑d =32mm ,齒厚b=5mm 有效長度l=40mm 表4-1從動盤轂花鍵的尺寸 從動盤 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩 花鍵 花鍵 花鍵 鍵齒 有效 擠壓 外徑 emax/N ?m 齒數(shù) 外徑 內(nèi)徑 寬

34、 r H [/ 齒長 應(yīng)力 D/mm n D/mm d/mm l/mm /MPa b/mm 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 3

35、2 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 從動盤轂的軸向尺寸不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使 分離不徹底。從動盤轂一般采用鍛鋼 （如35，45，40 Cr等），并經(jīng)調(diào)質(zhì)處 理，表面和心度一般在26-32HRC.為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性， 可 采用鍍鉻工藝，對減振彈簧窗口與與從動片配合處，應(yīng)進行高頻處理。 花鍵強度校核： 由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破環(huán)，所以花鍵要 進行擠壓應(yīng)力計算，當(dāng)應(yīng)力偏大時可適當(dāng)增加花鍵轂的軸向長度 擠壓

36、應(yīng)力的計算公式如下： (4-1) 式中P—花鍵的齒側(cè)面壓力，N。它由下式確定： d',D'—分別為花鍵的內(nèi)外徑 Z—從動盤轂的數(shù)目 Temax —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 n —花鍵齒數(shù) h —花鍵齒工作高度，h (D' d')/2 I—花鍵有效長度 由公式(4.1) c擠壓=8Temax 8Temax 8 700 ' ' ' ' -9 (D d )Znl(D d ) (40 32) 1 10 40 (40-32) 10 12.6Mpa<20Mpa 所以滿足設(shè)計要求 9 減震盤與減振摩擦片的設(shè)計 9.1 減震盤的設(shè)計 由前邊零件裝配關(guān)系與參照同類車型，可以確定減震盤內(nèi)徑為 d=58mm ，外徑 D=175mm ，厚度 h=6mm。 9.2 減振摩擦片的設(shè)計 由前邊零件裝配關(guān)系與參照同類車型，可以確定減震盤內(nèi)徑為 參 考 文 獻(xiàn)（小 3 號黑體，加粗， 居中） [1] xxxxxxx（小號宋體，行距 1.5 倍）XXXXX [2] xxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx> X [3] xxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx 致 謝（小 3 號黑體，加粗，居中） XXXXXXXXX（4b號宋體，1.5 倍行距）XXXXXXXXXXXXXXXXXX XXX