扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計

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 （通常為三階）固有頻率，改變系統(tǒng)的

2、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)品受損，所 造成的經(jīng)濟損失一年達數(shù)億元。同時由于轎車、客運車市

3、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111 0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，為廠家研究開發(fā)新型離合器提供理論依據(jù)?，F(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20年代末，直到進入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

4、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

5、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4070Hz,相當于四缸發(fā)動機轉(zhuǎn)速 12002100r/min,或六缸發(fā)動機轉(zhuǎn)速 800 1400r/min, 一股均高于怠速轉(zhuǎn)速。2）它在發(fā)動機實用轉(zhuǎn)速10002000r/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)類型及功用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

6、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開有六個窗口，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轂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，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。當六個彈簧屬于兩種或三種規(guī)格且剛

7、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，稱為怠速級，第二級的剛度較大。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)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，

8、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)的固有拂型，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，動系接合部分瘩扭轉(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)生的朧態(tài)扭振。(3)控制動力傳動系總成怠速吁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。2.3 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

9、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分別用怫釘14, 15怫在波形彈簧片上， 而后者又和從動片怫在一起。從動片 5用限位銷7和減振12怫在一起。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,以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣可

10、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。當系統(tǒng)發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動時，從動片及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, 15一怫釘；3一波形彈簧片；4平衡塊；5從動片；6, 9一減振摩擦；7限位銷；8從動盤轂；10一調(diào)整墊片；11一減振彈簧；12一減4摩擦片的設(shè)計4 .1摩擦片外徑DX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。當離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax已知，適當選取后備系數(shù)B和單位壓力

11、P0,可估算出摩擦片外徑。摩擦片外徑D (mrm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由選車型得 Temax= 372N m, KD =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1.814.0t的商用車16.018.5(單片離合器)13.515.0(雙片離合器)最大總質(zhì)量大于14.0t的商用車22.5 24.0根據(jù)離合器摩擦片的標準化，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)

12、外徑D/mm160180200225250280300325350內(nèi)徑d/mm110125140150155165175190195厚度h/3.23.53.53.53.53.53.53.54C =d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.5401- C 30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827單位回積F/ cm106132160221302402466546678可?。耗Σ疗嚓P(guān)標準尺寸：外徑 D=300mm 內(nèi)徑d=175mm 厚度h=3.5mm4.2 摩榛片的材料選取及與從動片的固緊方式摩擦

13、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，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面(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及其它輔助材料混合熱壓

14、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，滑磨速度及單位壓力的 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 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 銅怫釘直接怫接，采用這種方法后，當在高溫條件下工作時，黃銅怫接有較高的強 度，同時，當釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅怫釘不致像鋁怫釘那樣會加劇主 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。這種怫接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等

15、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(3)找出簡化模型在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小；（ 5）確定預(yù)緊力矩（ 6 ）有摩擦

16、力矩、極限力矩和預(yù)緊力矩，確定減振彈簧的布置尺寸及幾何尺寸，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=（1.52.0） 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EQ110

17、8即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 1050N.m5.2 扭轉(zhuǎn)角剛度k扭轉(zhuǎn)減振器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及其結(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2T =1000K Zj R02（1-2）式中

18、，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)；R。為減振彈簧位置半徑 (m)。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/(°)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

19、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k =1000K Zj 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 kk 13Tj(1-4)本設(shè)計初選 k =10 Tj= 10 1050 10.5N.m/rad

20、 。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)及發(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)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 0.08T =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，往往難以達到完全避開

21、共振的目的。此時，只有通過系統(tǒng)的阻尼來壓低共振峰值， 已達到降低變速器噪聲的目的。 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)上額定的標準為依據(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及它們的最大、 最小變化范圍。 這種憑主觀感受和經(jīng)驗調(diào)整離合器減

22、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，Tn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. 05O. 1 5) Temax(1-6)本設(shè)計中根據(jù)設(shè)計要求取系數(shù)為 0.10Tn= 0.1070070N.m5.5 . 減振彈簧的位置半徑R0R0 的尺寸

23、應(yīng)盡可能大些，一般取R0=(0.60 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R0=(0.60 0.75)d/2=52.5 61.25mm本設(shè)計中取Ro為55mm5.6 .減振彈簧個數(shù)ZjZj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/ mm225-250250-325325-350>350Zj4-66-88-10>10已知摩擦片的外徑300mnrt表1-1可知Zj=65.7 減振彈簧窗口尺寸A查找汽車設(shè)計手冊其推薦值 A=2A 27mm本設(shè)計中取A=26mm圖1-2減振彈簧窗口5.8 減振彈簧

24、總壓力F當限位銷與從動盤轂之間的間隙 1或42被消除，減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達到最 大值Ti時，減振彈簧受到的壓力F為F =Tj/R。（1-8）F =1050/55=19.09KN6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 減振彈簧的工作負荷F(6-1)F=F /ZjF=19.09/6=3.18KN6.2 減振彈簧尺寸圖6-1扭轉(zhuǎn)減振彈簧尺寸示意圖6. 2. 1 彈簧中徑DC一般由結(jié)構(gòu)布置確定，通常 Dc=1115mm本設(shè)計取13mm6. 2. 2彈簧鋼絲直徑d及材料選擇d隋式中：扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力可取550600Mpa通常d=34mm本設(shè)

25、計中取d=4mrm!過計算可以選擇材料 65Mnffi。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及其分布半徑R0,由下式計算出，即K -1000r2oZ(6-2)10.51000由公式(6-2)得 K=10000.055 2 6578N / mm7. 2. 4減振彈簧有效圈數(shù)Ed41 8DC3K式中：E為材料的切彈性模量，對 65Mn可取E=8.3 104Mpa(6-3)由公式(6-3)得i8.31 04 4 48133 K 5782.89取 i=3。6. 2. 5減振彈簧總?cè)?shù)n一般在六圈左右，總?cè)?shù)n和有效圈數(shù)i之間關(guān)系為n=i+ (1.52)。 本設(shè)計取n=4。7. 2.

26、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+ ) =1.1dn(6-4)由公式(6-4)得 Lmin=1.144=17.6mm8. 2. 7彈簧總變形量l指減振彈簧在最大工作載荷下產(chǎn)生的最大壓縮變形量，為l=F/K(6-5)由公式(6-5)得 1=3.18103/578 =5.5mm9. 2. 8減振彈簧自由高度Io指減振彈簧無負荷時的高度，為(6-6)Tn有關(guān)，其計算公式為(6-7)0.36 mm1 o=lmin+ l由公式(6-6)得 l o=5.5+17.6=23.1mm6 . 2. 9彈簧的預(yù)

27、變形量指減振彈簧壓縮時的預(yù)變形量，它與選取的預(yù)緊力矩l 工KZjRo由公式(6-7)得l 703576 655 10 36. 2. 10減振彈簧工作高度l它關(guān)系到等零件窗口尺寸的設(shè)計，為l=l 0- l(6-8)由公式(6-8)得l=23.1-0.36=22.74mm ,取工作高度為23mm則預(yù)變形量為0.1mm6.3 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j =2arcsin - =12°(6-9)2Ro式中，l為減振彈簧的工作變形量。j通常取3°12。，對平順性要求高或?qū)ぷ鞑痪鶆虻陌l(fā)動機，j取上由公式

28、(6-9)得 j 2arcsin 55 0.1 =5.60 2 556.4 限位銷與從動盤轂缺口側(cè)邊的間隙R2 sin j(6-10)式中:R2為限位銷安裝半徑。值一般為2.56mm由公式(6-9)得 60 sin 5.6 o 5.85mm6.5 限位銷直徑d'd'按結(jié)構(gòu)布置選定，一般d'=9.512mm本設(shè)計取d =10mm7從動片設(shè)計7.1 從動片選材及厚度設(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

29、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

30、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?，F(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)，分開式彈性從動盤鋼片結(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=40 mm表4-1從動盤轂花鍵的尺寸從動盤發(fā)動機轉(zhuǎn)矩花鍵花鍵花鍵后效擠壓鏈內(nèi)見外徑e max /N ? m齒數(shù)外