拉式膜片弹簧离合器设计【摩擦片外径D=225mm】

1、目录1汽车离合器分析21.1离合器的基本组成和分类21.2离合器的功用21.3汽车离合器设计的基本要求32离合器基本结构尺寸、参数的选择2. 1摩擦片参数的选择42.2离合器摩擦片基本参数的校核63离合器零件的结构选择及设计计算83. 1从动盘总成83.2压盘设计133.3离合器盖设计133. 4分离轴承及分离套筒133.5膜片弹簧设计143.6扭转减振器设计214总结及感悟245参考文献25266评语1汽车离合器分析1. 1离合器的基本组成和分类离合器位于发动机和变速箱之间的 1$轮壳a，用螺钉将离合器总成同定在6轮的后平而上，它的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行使过程中，驾驶员可根据耑要

2、踩下离合器或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离或逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。其构造一般由主动部分（飞轮、离合器盖、压盘）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）、分离机构（分离拉杆、分离叉、分离套筒、分离轴承、分离杠杆等）和操纵机构（离合器踏板）五大部分组成。摩擦离合器按从动盘的数fi分为：单片离合器和双片离合器：按压紧弹簧的结构形式分 为：螺旋弹簧离合器和膜八弹簧离合器。根据分析，膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比， 具有一系列优点：1）膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性；2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作川，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少， 质

3、量小；3）高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；4）膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀；5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；6）膜片弹簧屮心与离合器屮心线重合，平衡性好。1. 2离合器的功用离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。其主要作用： .汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步； .在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器屮换挡齿轮之间的冲击； .限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各苓件因过载而损坏; .有效地降低传动系巾的振动和噪声。1. 3汽车离合器设计的基本要求在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条

4、件以及“三化”（系列化，通用化，标准化）要求等，合理选择离合器的结构。在离合器的结构设计时必须综合考虑以下几点： .在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止过载。 .接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。 .分离时要迅速、彻底。 .从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。 .应有足够的吸热能力和g好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。 .避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。 .操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。 .作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变

5、化要尽可能小，保证有稳定的工作性能。 .具有足够的强度和4好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。 .结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。2离合器基本结构尺寸、参数的选择2.1摩擦片参数的选择2.1.1初选摩擦片外径d、内径d、厚度b摩擦片外径是离合器基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和寿命，它和离合器所需传递转矩大小有一定关系。)=式中一一摩擦片外径，mmtmax发动机最大转矩，n* m式巾，nm为发动机最大转矩，7；max =14o7v-m；kd为不同结构和使用条件对d的影响系数，取尺u = 18离合器尺、r选择参数表摩擦片外径d/刪发动机最大转矩un *01单片离合器双片

6、离合器重负荷中等负荷极限值2251301501702501702002302802402803203002603103603253203804503504104805503805106007004106207208304303506808009304503808209501100离合器摩擦片尺寸系列和参数表外径d/mm内径6? / mm厚度a / mm内外径之比 c = d/d单位面积f / mm21601103.20.687106001801253. 50. 694132002001403.50.700160002251503.50. 667221002501553.50. 62030200

7、2801653.50.589402003001753.50. 583466003251903.50. 5855460035019540.5576780038020540. 54072900根据摩擦片标准系列尺寸，初取：d = 225mm,d = 50mm, b二3.5mm, c = d/d = 0.667,1 -c3 = 0.7032.1.2后备系数p后备系数保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩，同时它有助于减少汽车起步时的滑 磨，提高了离合器的使用寿命。但为了离合器的尺寸不致过大，减少传递系的过载，使操纵 轻便等，后备系数乂不宜过大。由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩 擦片的

8、磨损工作压力儿乎不会变小（开始时还有些增加），再加上小轿车的后备功率比较大, 使用条件较好，宜取较小值，故初取p =1.3。2.1.3离合器传递的3=j:大静摩擦力矩7；tc = tenrm - p =140x1. 3=182 n- m2. 1.4单位压力po摩擦面上的单位压力p的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数，摩 擦片材料及质量等有关考虑成本因数，离合器摩擦片材料选川编织石棉基材料，摩擦因数f 収 0.3。=>po =12x7；卿3(1-?)12x1820.3xx2x2253 x0.703= qa5mpa式屮，i为摩擦因数収0.3;z力摩擦面数収2;为摩擦片外径取

9、225wm;为摩擦片内径取1507;而编织石棉基材料的最大单位压力0. 250. 35mpa,所以离合器温升较小。2.1.5摩擦面数z和离合器间隙at的确定摩擦面数z=2,在操纵机构中采用间隙自动调整装置，离合器间隙可以取at=0o2.2离合器摩擦片基本参数的校核2. 2. 1最大01周速度vd = h itrixz)x 1 (t3 = x4000x225x 103 - 47.1z?/5 < 65 -70m/5 60 60式中，摩擦片扱大圆周速度(m/s);为发动机最高转速取4000 r/min :d为摩擦片外径径取225mm;故符合条件。2.2.2单位压力p0为降低离合器滑磨时的热负荷

10、，防止摩擦片损伤，选取单位压力的最大范围为0.111. 5mpa,由于已确定单位压力15mpa,在规定范围内，故满足要求摩擦片的相关参数如表2摩擦片外径d摩擦片内径d后备系数3厚度b单位压力po225mm150mm1.33.50. 15mpa3、离合器零件的结构选择及设计计算3.1从动盘总成3.1.1从动盘结构和组成从动盘有两种机构：带扭转减振器的和不带扭转减振器的，现今汽车上几乎无一例外都 采用带扭转减振器的从动盘，用以避免汽车传动系统的共振，缓和冲击，减少噪声，提高传 动系零件的寿而，改善汽车行驶的舒适性，并使汽车起步平稳。故选用带有扭转减振器的从 动盘，其从动片和从动盘毂之间通过减弹簧弹

11、性地连接在一起。此外，在从动片、减振盘和 从动盘毂之间还装有减振摩擦片，当传动系发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂 来回转动，系统的扭转振动能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。3.1.2从动盘总成设计设1十从动盘总成时应满足以下几个方面的要求：1) 为了减少变速等换档时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯s应可能小。2) 为了保证汽车平稳起步，摩擦面片上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性。3) 为了避免传动的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器。4) 要有足够的抗爆裂强度。a.从动片(1) 设计从动片时，要尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转屮心, 以获得最小

12、的转动惯量。从动片一般都做得比较薄，通常是用1.52. 5mm厚的钢板冲制而 成，取2mm。(2) 为了使离合器接合平顺，得保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成 具有轴向弹性的结构，这样，在离合器的接合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的具有轴向弹性的从动片有整体式弹性从动片®分开式弹性从动片©组合式弹性从 动片，根据本设计的要求选项用整体式弹性从动片，因为从动片沿半径方向开612个切槽,图4.2 汗有t形槽的整体式弹性从动片1 一从动片囔擦片鲫钉连接部分做成t形槽，将外缘部分分割成许多扇形部分冲压或依次向不同方向弯曲的波浪 形，使其具有轴向弹性，两边的摩

13、擦片则分别铆在扇形片，在离合器接合时，从动片压紧, 弯曲的波浪形扇形部分被压平，从动盘摩擦而片所传递的转矩逐渐增大，使接合过程较平顺、 柔和。b.从动盘毂发动转机矩是经从动毂的花键孔输出，变速器第1轴花键就插在该花键孔内。从动盘毂 和变速器第1轴的花键结合方式，眼下都采用齿侧定心的矩形花键，结构形状如图所示。花 键之间为动配合，这样，在离合器分离和接合过程屮，从动盘毂就能在花键轴上自巾滑动。4.3离介器从动说毅表3是按国标gb1144-1974选定的花键标准，设计时可根据从动盘外径和发动机转矩选取。表3从动盘毂花键尺寸系列从动盘外发动机转花键齿数花键外径花键內径齿厚有效齿长挤压应力d/mm矩

14、t./n mnd /mmd, /mmb/mm1/mmo /mpa160501026318320101807010262132011.820011010292342511.322515010352843510.428028010353244012. 730031010403254010. 732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013. 143080010453656513.545095010524166512.5巾摩擦片外径）=225mm,选用从动盘毂花键尺寸如下:从动盘外发动机转矩花键花键

15、外径花键内径齿厚有效齿挤压应d/mmt./n - m齿数nd /mind /mmb/mm长 1/mmo /mpa22515010352843510.4为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动时不产生歪斜，影响离合器彻底分离，从动盘毂的轴向尺寸不宜过小，一般取其与花键外径大小相同，此处选35mm。从动盘毂一般选川中碳钢锻造而成，此处选川40cr，并调质处理。3.1.3从动盘摩擦材料离合器摩擦片在离合器接合过程屮将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的 热，因此，要求磨擦面片应有下列一些综合性能：1）在工作时有相对较高的序擦系数；2）在整个工作周期内应维持其摩擦特性，不希望岀现摩擦系数袞退的现象

16、；3）在短时间内能吸收相对高的能量，具有好的耐磨性能；4）能承受较高的压盘作用载荷，离合器接合过程中表现出良好的性能5）能抵抗高转速过大的离心力载荷不破坏；6）在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度；7）具有小的转动惯量材料加工性能良好；8）在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘飞轮等有良好的兼容摩擦性能；9）摩擦副对面有高度的容污性能，不易影响它们的摩擦作川：10）具有优良的性格/价格比，不会污染环境。鉴于以上各点，近年来，摩擦材料的种类增长很快。挑选摩擦材料的基本原则是：1）满足较高性能的要求：2）成本最小；3）考虑替代石棉。虽然摩擦片材料发展很快，但考虑成本因素和我国实际情况，由于石棉的

17、致癌作用，此处选用编织亚麻基作为序擦片材料。设计从动盘总成如下图所示:363.2压盘设计3. 2.1压盘几何尺寸的确定在离合器基本参数选择中，已经确定了摩擦片的内外半径尺寸，由此可以确走压盘的内 外径，取外径d=230mm，内径d= 156mm。压盘厚度的确定主要根据以下两点：1）压盘应具有足够的质量；2）压盘应具有较大的刚度。鉴于以上两个原因，压盘一般做得比较厚，此处取厚度h=18mm,而且在内缘做成一定 锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的突起。此外，压盘还应与飞轮保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘高度（从支承点到摩擦 面的距离）公差要小3. 2.2压盘材料确定压盘形状一般都比较复杂，而且还

18、要求耐磨、传热性好和具有较理想的摩擦性能, 通常由灰铸铁铸成（注意：不能川低碳钢代替铸铁，因为低碳钢表面容易引起擦痕）， 其金相组织呈珠光体结构，硬度为hb170227。为了增加机械刚度，可另外添加少量 合金元素（如镍、铁锰合金等）。3.3离合器盖设计离合器盖设计时应注意以卜j l个w题：（1）刚度问题如果盖的刚度不够，则当离合器分离吋，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离 合器操纵部分的传动效率，严重时可能导致分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成 变速器换挡困难。为了减轻重量和增加刚变，小轿车和一般载荷汽车的离合器盖用厚度约为2. 54mm的 低碳钢板，本设计离合器敁度选为3mm冲

19、压成比较均匀的形状，重型汽车由于批量少，力了 降低成本，增加刚度，则常采用铸铁的离合器盖。（2）通风散热问题为了加强离合器冷却，离合器盖上必须开许多通风窗口。（3）对中问题离合器盖a装有压盘，分离杆，压紧弹簧等零件，因此，它相对发动机飞轮曲轴屮心 线，必须要有良好的定力对中，否则会破坏以下两种，一是用止口对中，铸造的离合器盖以 外廓与飞轮上的a圆止口对屮，二是用定位销或定位螺栓对屮。此处采用定位螺栓对屮。3.4分离轴承及分离套筒分离轴承在工作屮主要承受轴向力。在分离离合器时，由于分离轴承的旋转，在离心力的作川下，它同时还承受径向力。现在离合器操纵屮常装有间隙自动调整装置。因此，根据经验、参照同

20、类产品，选取角接触球轴承，它能同时承受径叫、轴句联合载荷，公称接触角越大，轴向载荷能力也越大。离合器分离轴承型号为：7014c（6z = 25°）,外形尺寸为：内径t/ = 70mm,外径£> = 110mm,宽度b=20mm。轴承套筒座是用尼龙和玻璃纤维材料模压成形，为例减轻摩檫磨损，制作时在套筒座屮加有1%的二硫化钼，起着自润滑作用。套筒座的内孔开有矩形键槽，目的是减少滑动阻力，减缓来ft变速器轴承盖套筒的振动，同时也起到通风散热和导屑的作用。分离套筒上开有用来注润滑油的缺口，而在离合器壳上装有注油杯，并用软管(或硬管)通到分离套筒的缺口处，在分离套筒内还有一定的

21、空间供储存润滑油。力例保存润滑油并防止它溅到离合器摩檫片上，分离轴承外圈包有薄钢板冲压成的防护罩。3.5膜片弹簧设计3.5.1膜片弹簧基本参数的选择(1) h/h比值的选择 比值h/ h对于膜片弹簧的弹性特性影响极大，如图4-1。通过分析可知，当h/h<时，f1 = f(人)为增函数；h/h=时，fi = f(4)有一极值，该极值点恰为拐点；当h/h时，fi = f(d有一极大值和一极小值；当ii/时，的极小值落在横坐标上。为保证离合器压紧力变化不大和操作轻 便，汽车离合器用膜片弹簧的h/ h般为1.52.0,板厚h为24mm(2) r/r比值及r、r的选择研宄表明，r/r越大，弹簧材料

22、利用率越低，弹簧 越硬，弹性特性特性曲线受直径误差的影响越人，ii应力越高。根据结构布賈和压紧力的要求，r/r般为1.201.35。为使摩擦片上的压力分布较均与，拉式膜片弹簧的r值宜取为 大于或等于rc。而且，对于同样的摩擦片尺寸，拉式的r值比推式的大。(3) a的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角a与内截锥高度h密切相关，a= arctanh/(/?-r)«h/(/?-r), 一般在 9° 15° 范围内。(4) 膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧工作点拐点n对着膜片弹簧的压平位置，而 且新离合器在结合状态时，一般乂川=(0.81.0)又，以保证摩擦片在最大磨损限度范

23、围内的压紧力从fi«到变化不大。当分离时，膜片弹簧工作 点从b到c。为了最大限度的减小踏板力，c点应尽量靠近n点。(5) 分离指数fi n 汽车离合器膜片弹簧的分离指数n常取为18,大尺寸膜片弹簧 可取为24,小尺寸膜片弹簧可収12。(6) 膜片弹簧小端半径r0及分离轴承作用半径的选择值主要由离合器结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径以便安装，分离轴承作用半径大于r()。(7) 切槽宽6丨窗孔槽宽62及半径re切槽宽$ =3.2 3.5mm, s2=9-l0mm；窗孔内半径n.应满足r -2么要求。(8) 压盘加载点半径k和支撑环加载点半径n的确定匕和n的取值将影响膜片 弹

24、簧的刚度。对于拉式膜片弹簧离合器，r,应略大于r而尽量接近r,仏应略小于r且尽量 接近r。根据以上要求，初选 h=6mm, h=3mm，h/h=2，r=118mm，r=94mm, r/r=l. 25， ci= arctan/(/?-r)=14° ,分离指数目 n=18,切槽宽度 s i =3. 2mm,窗孔槽宽 s 2=l0mm，n值可初选为90mm，ri取115醐。3. 5. 2膜片弹簧的弹性特性式中，e 材料的弹性模量，钢取e=2. lxlo'mpa; n一一泊松比，钢取/=0.3;r一一自由状态下膜片弹簧部分大端半径，mnu r一一自由状态下膜片弹簧部分小端半径，mm;

25、ri压盘加载点半径，mm;ri支承环加载点半径，mm;h一一自由状态下膜片弹簧部分内截锥岛度，mm; h一一膜片弹簧钢板厚度，mm。ln(l 18/94)x(115-90)2 x3.14x2 1x105x3x36x(l-0.32)a q 118-94 <118-94v "63x x 61.5x +9115-90八115-90j= 91857v对于拉式膜片弹簧离合器，当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化。在膜片弹 簧小端的分离指处作用有分离轴承的分离力匕)，该作用点的变形为(mm)。因为儿二冬a = 3x90-斗2.5 =5 7 -r-r,115-90f2 if, = 11

26、：)90 x9185 = 4834a t-rf 190-42.5(4-16)其中/>分离轴承作用半径，mmc3. 5.3膜片弹簧的强度计算前述膜片弹簧的载荷和变形之间的关系式，是在假定膜片弹簧在承载过程屮，其子午截面无变形而只是刚性地绕该截面的某一中性点0转动的条件下推导出的。根据这一假定可 知，截面在0点处沿圆周方向的切向应变为零，因为该点处的切向应力亦为零。0点以外的 截面上的点，一般均产生切向应变，故亦有切向应力。以中性点o为坐标原点在子午截囬处 建立x-y坐标系，则截面上任意点的切向应力为1-/x(pa-)-y(pe + x式巾识一碟簧部分子午截面的转角，rad；a膜片弹簧自由状

27、态吋的圆锥底角，rad: e中性点0的半径，mm;r-rln(/?/r)118-94ln(l 18/94)=105.5z/im分析表明，膜/f弹簧碟簧部分凸面的内缘点b处的切向压应力最大；且凹面的外缘点a或内缘点a处的切向拉应力最大，但b点的应力值最高，而且b点的最大应力值是发生在 离合器分离过程中的某一位置，并且此时b点处于两向应力状态。故通常只计算b点处的应力校核膜片弹簧的刚度，应使b点当量应力小于需用应力，即<<7。将b点的坐标x = -化- r）和y=h/2带入式，得b点的切向应力（7山为(p2-(e-r)a + (p = -1329n得达极大值时的转角 =64- - =

28、14.13°。此式表明, d（p2（e r）h发生在将碟簧压平（转角为ci ）后使其子午截面再多转一这样一个角度时。2（e>-r）若离合器彻底分离时膜片弹簧子午截面的转角，则収f % （彻底分离时的实际转角）。在分离轴承力f。的作用下，b点作为分离指根部的一点尚承受弯曲应力式中n分离指数目；b 分离指的根部宽度mnio由于（7,.0为径向拉应力，与切向压应力相垂直，根据最大剪应力强度理论知b点的当量应力为：=- = 1465实验表明，裂纹首先在碟簧压应力最大的b点产生，但此裂纹并不发展到损坏，且不明 显影响碟簧的承载能力。继后，在a点由于拉应力产生裂纹，这种裂纹是发展性的，一直

29、发展到使碟簧破坏。在实际设计中，当膜片弹簧材料采用60si2mna吋，通常应使不大于1500-1700mpa。故符合条件3. 5.4膜片弹簧优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧得基本参数，使弹性特性满足离合器的使用性 能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。a）目标函数目前，国内关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几点：1）弹簧工作时的最大应力为最小。2）在从动盘摩擦片磨损前后，弹簧压紧力之差的绝对值为最小。3）在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承扇的分离操纵力的平均值为最小。4）在序擦片磨损极限范围闪，弹簧压紧力变化的绝对值得平均值为最小。5）选3）和4）两个目称

30、函数为双fi标。为了既保证离合器使用过程中传递转矩的稳定性，又不致严重过载，且能保证操纵省力, 选収5）作力目标函数，通过两个目标函数分配不同的权重来协调他们之间的矛盾，并川转 化函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数，则式中和分别为两个目标函数fxx）和/2oo的加权因子，视设计要求选定。b）设计变最从膜片弹簧弹性特性计算式可以看出，应选取h、h、r、r、ki、这六个尺、参数以及在结合工作点相应与弹簧工作压紧力的大端变形量为优化设计变量，即xjh h r r r r, tc）约來条件1）应保证所设计的弹簧工作压紧力与要求的压紧力fy相等，即 6 5 = fy2）为了保证各工作点a、

31、b、c有较适合的位置，应正确选择相对于拐点的位置， 般义 1b/义ih =0.81.0,即3）为了保证摩擦片磨损后离合器仍可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力fia应大于或等于新序擦片的压紧力，即 f|af、b4）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧得h/h与初始底锥角a应在一定范围内即1.6h/h2.29。< a 七 h（尺-r）彡 15。5）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.20<r/r<1.353.5 < /?/r（） <5.070<2/?/i<1006）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的

32、压盘加载点半径ri应位于 摩擦片的平均半径与外半径之间，即7）根据弹簧结构布賈要求，ri与k，&与r，"与&之差应在一定范围闪，即r_ri7w厂 r（）48）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选择，即3.5 <<9.0拉式9）弹簧在工作过程中，b点的最大压应力应不超过其允许值，即tbmax10）弹簧在工作过程中，a点的最大拉应力5应不超过其相应的需用值，即11）弹簧在制造的过程中，由于其主要尺寸参数h、h、r和r都存在误差，对弹簧得压 紧力有一定的影响。因此，为了保证在加工精度范围a弹簧得工作性能，必须使由制造误差 引起的弹簧压紧

33、力的相对偏差不超过某一范围，即afh + afh + ajfr<0.05式巾，af、分别为由于h、h、r和r的制造误差引起的弹簧压紧力的偏差。12）在离合器装配误差范围内引起的弹簧压紧力的相对偏差，也不得超过某一范围即式中，afib为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。设计膜片弹簧如下图所示:b-b3.6扭转减振器设计3. 6. 1扭转减振器的作用和特性扭转减振器主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（附尼片）等组成。弹性元件的 主要作川是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶（通常力三阶）固有 频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩激励引起的共振：

34、阻尼元件的主 要作用是有效地耗散振动能y:。所以，扭转减振器具有如下功能.1）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。2）增加传动系扭振附尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。3）控制动力传动系总成怠速吋离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主 减速器与变速器的扭振与噪声。4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。扭转减振器具有线性和非线性特性两种。在扭转减振器中，也有采用橡胶代替螺旋弹簧作力弹性元件，以液体阻似器代替干摩擦阻似的新结构。3. 6.2扭转减震器性能参数计算减振器的扭转刚度和阻尼序擦元件间的序擦转矩7；是

35、两个主要参数。其设计参数还 包括极限转矩7；、预紧转矩77?和极限转角等。1. 极限转矩rz极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙al（阁4. 14）时所 能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可 取7；=（1.52.0）7；max式中，货车：系数取1.5，轿车：系数取2.0。2. 扭转角刚度为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。设减振弹簧分布在半径为心的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过$弧度时， 弹簧相应变形量为itp。此时所需加在从动片上的转矩为r

36、= iooo/cz7/?o>式中，t为使从动片相对从动盘毂转过0弧度所需加的转矩（n m）; k为每个 减振弹簧的线刚度（n/mm）; 为减振弹簧个数；ro为减振弹簧位置半径（m）。根据扭转刚度的定义，贝ij夂=100尺zx式中，为减振器扭转刚度（n m / rad）。设计时可按经验來初选是&3. 阻尼摩擦转矩7；rh于减振器扭转刚度是，受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩一 般可按下式初选7；=(0.060.17)7；max4. 预紧转矩77?减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，

37、共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是772不应大于i,否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止 工作，故取7>(0.050.15)7；_5. 减振弹簧的位置半径kor。的尺寸应尽可能大些，如图2 15所示，一般取/?()=(0.60-0.75)-6. 减振弹簧个数z;参照表26选取。表2-6减振弹簧个数的选取摩擦片外径d / mm225-250250325325350>350减震弹簧个数4-668810>107. 减振弹簧总压力/当限位销与从动盘毂之间的间隙a1或a2被消除，减振弹簧传递转矩达 到最大值时7；，减振弹簧受到的压力&为8. 极限转角0;减振器从

38、预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为=2arcsin式中，al为减振弹簧的工作变形量。%通常取3()12n,对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，取上限。巾以上要求，取 t.=1.5max=l. 5x 140n m=210 n m。扭转角刚度么彡 137=13x210 n*(if2730 n m/rad。附尼摩擦转矩7；和预紧转矩7h可暂取7； = 7； = 157v m。减振弹簧的位置半径ro=49mm0减振弹簧个数=6。减振弹簧总压力尽=7； / /?(, =428训。3. 6.3减振弹簧的选择由于减振弹簧的作用半径减振弹簧个数z;=6，减振弹簧总压力&=4286n,则单个减振弹簧的工作负荷p= 7/2=4286/6=7141婶簧屮径d(.= 1 omni，弹簧钢丝直径d=4inni。4总结及感悟汽车构造、理论、设计是车辆工程的主干专业课，也是工科大学学习过程中实践性非常 强的课程。通过这一课程设计实践性教学环节，使我运用了课堂所学知识解决生产实际中的 w题，熟悉