摩擦片离合器汽车专业毕业设计

本文由aoshhen贡献doc文档可能在WAP端浏览体验不佳。建议您优先选择TXT，或下载源文件到本机查看。沈阳理工大学应用技术学院毕业设计（论文）摘要离合器是汽车传动系中的重要部件，主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车平稳起步，保证传动系统换挡时工作平顺以及限制传动系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载，有效的降低传动系统中的振动和噪声。膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。离合器在机械传动系统中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系统中直接与发动机相连的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置，它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构等四部分。此设计说明书详细的说明了带摩擦片厚度报警器的轻型汽车拉式膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。根据拉式膜片弹簧离合器工作原理和使用要求，采用传统化设计方法，把离合器分为主动部分、从动部分、操纵机构，通过对各个部分设计方案的原理阐释和优缺点的比较，确定了相关部分的基本结构及其零部件的制造材料。根据车辆使用条件和车辆参数，按照离合器系统的设计步骤和要求，主要进行了以下工作：选择相关设计参数主要为摩擦片外径D的确定，离合器后备系数β的确定，单位压力Ρ的确定，并进行了总成设计主要为：压盘的设计，以及从动盘设计（从动盘毂的设计）和膜片弹簧的设计等。关键字：离合器；膜片弹簧；从动盘；压盘；摩擦片I沈阳理工大学应用技术学院毕业设计（论文）AbstractTheclutchisanimportantcomponentofthecartransmissionandmainfunctionistocutandrealizeenginepowertransmissionsystem,ensurethesmoothstart,cartransmissionsystemshiftworksmoothlyandlimitwhenthemaximumtransmissionsystemtopreventtransmissiontorque,overload,Reducingeffectivelythetransmissionofthevibrationandnoise.Diaphragmspringclutchisinrecentyearsincarsandlightbuswidelyadoptedaclutch,itslargecapacityoftorqueandstability,convenientoperation,symmetrical,alsocanproduce,forithasbecomemoreandmoreimportant.Theclutchinmechanicaltransmissionisasanindependentassemblyandexist,itisthecartransmissiondirectlyconnectedwiththeengineoftheassembly.Atpresent,allkindsofautomotivefrictionclutchiswidelyusedonamovingpartofthefrictionbetweencificationdetaileddescriptionsofthediaphragmspringclutchlightautostructureform,andcalculatetheparameterselectionprocesswiththeannunciatorofthefrictiondiskthickness.Accordingtopullthediaphragmspringclutchworkingprincipleandusebysystematicdesignmethod,theclutchisdividedintoactivepart,andcontrolmechanisms,drivenpart.Basedontheprincipleofeachpartdesignschemeandtheadvantagesanddisadvantagesofcomparison,therelevantpartsofthebasicstructureanditspartsmanufacturingmaterials.Accordingtotheusingconditionsandparametersofvehicles,vehicleinaccordancewiththeclutchsystemdesignstepsandrequirement,thefollowingmaindesignparametersrelatedwork:choiceforfrictionslicesofdiameterD,clutchbackupcoefficientofbetaβ,unitofpressureΡ.Andtheassemblydesignmainlyfor:thepressureplatedesign,anddrivenplatedesign(platenhubdesign)andthediaphragmspringdesignetc.Keywords:clutch;Diaphragmspring;Platen;Thepressureplate;FrictionslicesII沈阳理工大学应用技术学院毕业设计（论文）目录摘要……IAbstract……II目录……III第1章绪论……11.1离合器概述……11.2离合器的功用……11.3离合器的工作原理……21.4膜片弹簧离合器概述……31.5拉式膜片弹簧离合器的优点……4第2章离合器结构方案选取……12.1离合器车型的选定……12.2离合器设计的基本要求……12.3离合器结构设计……12.3.1摩擦片的选择……12.3.2压紧弹簧布置形式的选择……22.3.3压盘的驱动方式……22.3.4离合器的散热通风……32.4摩擦片厚度报警器……3第3章离合器基本结构参数的确定……43.1摩擦片主要参数的选择……43.2离合器后备系数β的确定……53.3单位压力Ρ的确定……53.4摩擦片基本参数的优化……6第4章离合器从动盘设计……94.1从动盘结构介绍……94.2从动盘设计……104.2.1从动片的选择和设计……104.2.2从动毂的设计……114.2.3摩擦片的材料选取及与从动片的紧固方式……12III沈阳理工大学应用技术学院毕业设计（论文）第5章离合器压盘设计……135.1压盘的传力方式的选择……135.2压盘的几何尺寸的确定……135.3压盘传动片的材料选择……135.4离合器盖的设计……145.5传力片的设计及强度校核……14第6章离合器分离装置设计……166.1分离杆的设计……166.2离合器分离套筒和分离轴承的设计……16第7章离合器膜片弹簧设计……187.1膜片弹簧的结构特点……187计……21第8章扭转减震器设计……258.1扭转减震器概述……258.2扭转减震器参数……25结论……29致谢……30参考文献……31IV毕业设计（论文）第1章绪论1.1离合器概述离合器是汽车传动系统中直接与发动机相连接的部件。按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一总成。顾名思义，离合器是“离”与“合”矛盾的统一体。离合器的工作，就是受驾驶员操纵，或者分离，或者接合，以完成其本身的任务。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其功用是能够在必要时中断动力的传递，保证汽车平稳地起步；保证传动系换档时工作平稳；限制传动系所能承受的最大扭矩，防止传动系过载。为使离合器起到以上几个作用，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器所能传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面状况等，即主要取决于离合器基本参数和主要尺寸[1]。膜片弹簧离合器在技术上比较先进，经济性合理，同时其性能良好，使用可靠性高寿命，结构简单、紧凑，操作轻便。1.2离合器的功用离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为300～500rmin,而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和[2]1毕业设计（论文）进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如果用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减小挂档冲击以便于换档。离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。1.3离合器的工作原理如图1.1所示，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成。图1.1离合器总成离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮3和压盘14借摩擦作用传给从动盘，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒17和分离轴承16，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖20上的支柱为支点，而外端与压盘14连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘2毕业设计（论文）向右，仍将从动盘压紧在飞轮上，这样发动机的扭矩又传入变速器。1.4膜片弹簧离合器概述膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器。因其作为压簧，可以同时兼起分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，质量减小，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次，由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，使压力分布均匀。另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性，故能在从动盘摩擦片磨损后，弹簧仍能可靠的传递发动机的转矩，而不致产生滑离。离合器分离时，使离合器踏板操纵轻便，减轻驾驶员的劳动强度。此外，因膜片是一种对称零件，平衡性好，在高速下，其压紧力降低很少，而周布置弹簧离合器在高速时，因受离心力作用会产[3]离合器的设计研究对于改善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。作为压紧弹簧的所有膜片弹簧，是由弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而且其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧有支承圈，而后者借助于固定在离合器盖上的一些（为径向切槽数目的一半）铆钉来安装定位。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，甚至膜片弹簧几乎扁平。同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。当离合器分离时，分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动压盘后移使离合器分离。膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此设计摩擦片磨损后，弹簧压力几乎不变，且可以减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压紧力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，零件数目减小，质量减小并显著缩短了轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，摩擦均匀，也易于实现良好的通风散热等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得到广泛运用，而3毕业设计（论文）且正大力扩展到载货汽车和重型汽车上，国外已经设计出了传递转矩为80～2000N?m、最大摩擦片外径达420的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿车、客车、轻型和中型货车上。甚至某些总质量达28～32t的重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的，但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要高。膜片弹簧离合器的操纵内端的分离指处是承受压力。当前膜片弹簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简化、零件减少、装拆方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受1.5拉式膜片弹簧离合器的优点与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更少；拉式膜片弹簧是中部与压盘相压在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承减小了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约25%～30%；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和哭声；使用寿命更长[4]。4毕业设计（论文）第2章离合器结构方案选取2.1离合器车型的选定基本参数如下：整车质量（ma）1245）：（kg最大转矩（Τemax）51.（N?m）：5最高转速（n）3750r/min：：一档传动比（i1）3.428主减速比（i0）5.142：轮胎规格：4.5?12?8PR2.2离合器设计的基本要求为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足以下要求：1)在任何行驶条件下，都能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。2)接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。3)分离要迅速、彻底。4)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。5)具有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。6)应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。8)作用在从动盘上的总压力和摩擦离合器和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化尽可能小，以保证有稳定的工作性能。9)具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可、使用寿命长。10)结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。[5]2.3离合器结构设计2.3.1摩擦片的选择1毕业设计（论文）单片离合器因为结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底接合平顺，所以2.3.2压紧弹簧布置形式的选择离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点：1)由于膜片弹簧有理想的非线性特征，弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变。当离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力；2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；3)高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降；4)由于膜片弹簧大端面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命；5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长；6)平衡性好；7)有利于大批量生产，降低制造成。但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的执照已日趋成熟[6]。因此，我选用膜片弹簧式离合器，材料选取为60Si2MnA。2.3.3压盘的驱动方式压盘的驱动形式主要有凸块－窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种。前三种的共同缺点是在连接件之间都有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是近年来广泛采用的驱动形式，沿圆周切向布置得三组或四组薄弹簧传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺钉联结，传动片的弹性允许其轴向移动。当发2毕业设计（论文）动机驱动时，传动片受拉，当拖动发动机时，传动片受压。弹性传动片驱动方式的结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170～227HBS。也有少数采用合金压铸件。故而，压盘的驱动方式选择弹性传动片式，材料选用HT200。2.3.4离合器的散热通风试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过180～200°C时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器压盘工作表面的瞬时温度一般在180°C以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到1000°C。过高的温度能使压盘受压变形[7]2.4摩擦片厚度报警器离合器是靠摩擦力来传递动力的。离合器的摩擦片也由于摩擦而不断磨损，当摩擦片磨损到一定程度后，就需要对其进行处理或更换摩擦片。但是摩擦片是安装在离合器内的，很难及时处理或更换已磨损了的摩擦片。所以需要一个报警器来及时提醒驾驶员更换已磨损到了一定程度的摩擦片。鉴于以上情况，应该在离合器内安装摩擦片厚度报警器。摩擦片厚度报警器的工作原理很简单，当摩擦片被磨薄到一定程度的时候，压盘会向飞轮方向移动，在压盘上安装的传动片会随着压盘向飞轮方向移动，进而与报警器上的钩子挤压，钩子与感应触手23接合在一起，当钩子被挤压时，感应触手会因拉紧弹簧25的原因被拉起，与传感器24接触，进而实施报警，使驾驶员及时更换摩擦片。3毕业设计（论文）第3章离合器基本结构参数的确定3.1摩擦片主要参数的选择摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩已知，适当选取后备系数β和单位压力Ρ0，可估算出摩擦片外径。摩擦片外径D(mm)也可以根据发动机最大转矩Temax（N?m）按如下经验公式选用D=KDTemax··············（3－1）··············式中：KD直径系数取值范围见表3.1表3.1直径系数KD的取值范围车乘用车最大总质量为1.8～14.0t的商用车13.5～15.0（双片离合器）最大总质量大于14.0t的商用车22.5～24.0型直径系数KD14.616.0～18.5（单片离合器）由选车型Temax=51.5(N?m)，KD=14.6则将各参数值代入式后计算得D=14.6×51.5=104.77(mm)根据离合器摩擦片的标准化[8]，系列化原则，根据下表3.2表3.2离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB1457-74）外径160D/mm内径110d/mm厚度3.2h/mm3.53.53.53.53.53.53.54125140150155165175190195180200225250280300325350C'=d/D1-C'30.6870.676O.6940.6670.700.6570.6670.7030.5890.7620.5830.7960.5850.8020.5570.8000.5400.8274毕业设单位面积a/cm2106132160221302402466546678可取：摩擦片相关标准尺寸：外径D=225mm内径d=150mm'3厚度h=3.5mm单位面积a=221cm2内径与外径比C'＝0.6671－C＝0.7033.2离合器后备系数β的确定后备系数β是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择β时，应从以下几个方面考虑：a.摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b.防止离合器本身滑磨程度过大；c.要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车β=1.2~1.75。本设计要设计的是1.245吨微型轿车离合器，参看有关统计资料“离合器后备系数的取值范围”（见下表3.3）[9]，并根据最大质量不超过6吨的载货汽车β=1.2~1.75，结合设计实际情况，故选择β=1.2。表3.3离合器后备系数β的取值范围车型后备系数β1.20～1.751.50～2.251.80～4.00乘用车及最大总质量小于6t的商用车最大总质量为6～14t的商用车挂车3.3单位压力Ρ的确定摩擦面上的单位压力Ρ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。离合器使用频繁，工作条件比较恶劣（如城市用的公共汽车和矿用载重车），单位压力Ρ较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力Ρ。因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力Ρ应随摩擦片外径的增加而降5毕业设计（论文）低。前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸：外径D=225mm内径d=150mm'3厚度h=3.5mm内径与外径比值C'＝0.667由公式F=和1－C＝0.7033000βΤemax(D+d)·····················（3－2）μΖD2+Dd+d2()···············Ρ＝Fa···············（3－3）式中：F压紧力；摩擦片的摩擦因数；摩擦面数量（单片Ζ=2，双片Ζ=4）；摩擦片的单位压力,MPa。[10]μΖΡ得Ρ=0.31MPa（0.25～0.35）符合下表?：表3.4摩擦因数μ与许用单位压力[Ρ]摩石棉基材料编织铜基粉末冶金材料铁基金属陶瓷无石棉有机摩擦材料0.40.40.2～0.40.30左右0.35～0.650.20～0.400.30.30.25～0.350.30左右擦材料模压μ0.2[Ρ]0.10～0.253.4摩擦片基本参数的优化1．摩擦片外径DυD＝式中：υDnemax由此式得υD＝π60nemaxD×103≤65～70ms·······（3－4）·······摩擦片最大圆周速度，ms；发动机最高转速，rmin。π60×3750×225×103=44.179ms≤65～70ms，符合条件。2．摩擦片的内、外径比C'应在0.53～0.70范围内，即6毕业设计（论文）0.53≤C'=0.667≤0.703．为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0.这里取β＝1.2。4．为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R0约50mm，即d?2R0+505．为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即Τc0=式中：Τc04Τc≤[Τc0]·················（3－5）πΖD2?d2()单位摩擦面积传递转矩，N?m/mm2；单位摩擦面积传递转矩的许用值，N?m/mm2。（N?m/mm）2[Τc0]许用值可按表3.5选取。表3.5单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格D/mm≤2100.28>210～2500.30>250～3250.35>3250.40[Τc0]/×10－2可得出Τc0=单位摩擦面积传递转矩的许用值可选[Τc0]＝0.30×10－2（N?m/mm2），经计算4Τc4×61.8＝＝0.14×10－2≤[Τc0]2222πΖD?dπ×2×225－150()()6．为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力Ρ0的最大范围为0.25～0.35MPa,即0.25MPa≤Ρ0=0.31MPa≤0.35MPa7．为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即ω＝式中：ω4W≤[ω]··········（3－6）··········πΖD2?d2()单位摩擦面积滑磨功，J/mm2；单位摩擦面积滑磨功许用值，J/mm2。汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功，J。[ω]W7毕业设计（论文）对于乘用车：[ω]=0.40J/mm2，对于最大总质量小于6.0t的商用车：[ω]=0.33J/mm2，对于最大总质量大于6.0t的商用车：[ω]=0.25J/mm2；W可根据下式计算W=2π2ne?marr2???221800?i0ig???············（3－7）············式中：marrig汽车总质量，kg；轮胎滚动半径，m；汽车起步时所用变速器档位的传动比i0=5.142i0nerr=0.254m计算时乘用车取2000rmin，商用车取1500rmin。其中：ig=3.428（3－6）得ω=0.128≤0.33=[ω]，合格。8．离合器接合的温升t=ma=1245kg，代入式（3－7）得W=5669.94J，将W代入式γWmc··············（3－8）··············式中：tC压盘温升，8～10oC；压盘的比热容，J/kg?oC；()γ传到压盘的热量所占的比例，单片离合器压盘γ=0.5；代入t=9oC，计算得m=1.98kg，合格。8毕业设计（论文）第4章离合器从动盘设计4.1从动盘结构介绍在现代汽车上，一般都采用带有扭转减振的从动盘，用以避免汽车传动系统的共振，缓和冲击，减少噪声，提高传动系统零件的寿命，改善汽车行驶的舒适性，并使汽车平稳起步。从动盘主要由从动片，从动盘毂，摩擦片等组成，由下图4.1可以看出，摩擦片1，13分别用铆钉14，15铆在波形弹簧片上，而后者又和从动片铆在一起。从动片5用限位销7和减振12铆在一起。这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片5和减振盘12上圆周切线方向开有6个均布的长方形窗孔，在从动片和减振盘之间的从动盘毂8法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧11，以便三者弹性的连接起来。在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。在从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收[11]。图4.1带扭转减振器的从动盘1，13－摩擦片5－从动片2，14，15－铆钉6，9－减振摩擦片3－波形弹簧片7－限位销4－平衡块8－从动盘毂10－调整垫片11－减震弹簧12－减振盘9毕业设计（论文）4.2从动盘设计从动盘总成由摩擦片、从动片、扭转减振器和从动盘毂等组成。它虽然对离合器工作性能影响很大的构件，但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。从动盘总成应满足如下设计要求：1)为了减少变速器换挡时齿轮间冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。2)为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性。3)为了避免传动系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。4.2.1从动片的选择和设计设计从动片时要尽量减轻质量，并使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得小的转动为了进一步减小从动片的转动惯量，有时是用1.3～2.0mm厚的薄钢板冲压而成，将从动片外缘的盘形部分磨至0.65～1.0mm，使其质量更加靠近旋转中心。为了使离合器结合平顺，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，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的，从而保证离合器所传递的力矩是缓和增长的。此外，弹性从动片还使压力的分布比较均匀，改善表面的接触，有利于摩擦片的磨损。具有轴向弹性的传动片有以下三种形式：整体式的弹性从动片，分开式的弹性从动片及组合式的弹性从动片[12]。在本设计中，因为设计的是微型轿车的离合器，故可以采用分开式弹性从动片，离合器从动片采用1.35mm厚的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取225mm，内径由从动盘毂的尺寸决定，这将在以后的设计中取得。为了防止由于工作温度升高后使从动盘产生翘曲而引起离合器分离不彻底的缺陷，还在从动刚片上沿径向开有几条切口。10毕业设计（论文）4.2.2从动盘毂的设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Τemax按国标GB1144-74选取。从动盘的轴向长度不易过小，以免在花键轴上滑动产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0～1.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢（如35、45、40Cr等），并经调质处理。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合，应进行高频处理。花键选取后应进行挤压应力σj(MPa)及剪切应力τ（MPa）的强度校核：jσj=(8Τemax·············（4－1）≤σj··············D?d2znl2)[][]τj=式中：z其余参数见表4.1。4Τemax·············（4－2）≤τ··············(D+d)znlbj从动盘毂的数目表4.1离合器从动盘毂花键尺寸系列发动机转Τe/(N?m)花外径内径键尺寸齿厚有效齿长挤压应力D/mm160180200225250280300325350380齿数nD'/mm23262932353540404040d'/mm18212326283232323232b/mm3344445555l/mm20202530354040455055σj/MPa1011.811.311.510.412.710.711.613.215.250701101502002803103804806001010101010101010101011毕业设计（论文）41043045072080095010101045455236364155660656513.113.512.5根据摩擦片的外径D=225mm与发动机的最大转矩Τemax=51.5N?m，由表4.1查得n=10，D'=32mm，d'=26mm，=4mm，=30mm，j=11.5MPa，blσ则由公式校核得：σj=9.4MPa<σj=11.5MPaτj=0.229MPa<[τj]=15MPa。[]所以，所选花键尺寸能满足使用要求。4.2.3摩擦片的材料选取及与从动片的紧固方式摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：1)应具有较稳定的摩擦系数、温度、单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。2)要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。3)要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好。4)热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少、无味、不易烧焦。5)磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面。6)油水对摩擦性能的影响应最小。7)结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象。由以上的要求，目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3左右。这种摩擦片的缺点材料的性能不稳定，温度、滑磨速度及单位压力的增加都将摩擦系数的下降和磨损的加剧。所以目前正在研制具有传热性好、强度高、耐高热、耐磨和较高摩擦系数（可达0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等[13]。在该设计中选取的是编织石棉基的摩擦材料。紧固摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接，采用这种方法后，当在高温条件下工作时，黄铜铆钉有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有紧固可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。12毕业设计（论文）第5章离合器压盘设计5.1压盘的传力方式的选择压盘是离5.2压盘的几何尺寸的确定由于摩擦片的尺寸在前面已经确定，故压盘的内径也可因此而确定。压盘外径D=230mm压盘内径d=150mm压盘的厚度确定主要依据以下两点：1)压盘应有足够的质量。在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而每次结合的时间又短（大约在3秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必须导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次结合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量以吸收热量。2)压盘应有较大的刚度。压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧[14]。鉴于以上两个原因压盘一般做得比较厚（载重汽车上一般不小于15mm），但一般不小于10mm。在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为10mm。5.3压盘传动片的材料选择压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数，故通常用灰铸铁而造成，其金相组合呈珠光体结构，硬度为HB170～22，其摩擦13毕业设计（论文）表面的光洁度不低于1.6。为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素。在本设计中材料为HT200，工作表面光洁度取为1.6。5.4离合器盖的设计离合器盖一般都与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩。此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体[15]。因此，在设计中应注意以下几个问题：1）离合器的刚度离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为4mm的低碳钢板（对于飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作。离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另一种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中。5.5传力片的设计及强度校核初定离合器压盘传力片的设计参数：设3组传力片（i=3），每组3片（n=3），传力片的几何尺寸为：宽度b=15mm；厚度h=1mm；传力片上两孔之间距离l=54mm；孔的直径d=5mm；传力片切向布置，圆周半径R=128mm；传力片材料的弹性模量Ε＝2×105MPa。1)计算传力片的有效长度l1：l1=l?1.5d=46.52)计算传力片的弯曲总刚度：14毕业设计（论文）K∑＝12ΕJxni＝l1312×2×105×1×15×13×3×312＝0.26946.53×10003)根据上述分析，计算以下3种工况的最大驱动应力及传力片的最小分离力：①彻底分离时，σmax=3fmaxEh6TemaxfmaxTemax?+l12inRbh2inRbh按照设计要求，f=0，Τe=0，由上述公式可知σ=0。②压盘和离合器盖组装成总成时，Τe=0，通过分析计算可知fmax=5mm，计3fmaxEh3×5×2×105×1==1456.82MPa。l1246.52算最大应力σmax=③传力片的最小分离力（弹性恢复力）发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损，离合器在结合状态下的弹性弯曲变形量此时最小，根据设计图纸确定f＝0.87。传力片的弯曲总刚度，Κ∑=0.269，当f=0.87时，其弹性恢复力为F弹=K∑×f=0.269×106×0.87÷1000=234.03，认为合理。④离合器传扭时，分正向驱动（发动机向车轮）和反向驱动（车轮向发动机），fmax出现在离合器摩擦片磨损到极限状况时，通过尺寸链计算可知fmax=5mm。a.正向驱动：σmax=3fmaxEh6TemaxfmaxTemax?+l12inRbh2inRbh=3×4.74×2.1×105×16×4.74×51.551.5?+2246.53×3×128×15×13×3×128×15×1=1380.98MPab.反向驱动：σmax=3fmaxEh6TemaxfmaxTemax+?l12inRbh2inRbh3×4.74×2.1×105×16×4.74×51.551.5+?2246.53×3×128×15×13×3×128×15×1==1381.14MPa可见反向驱动最危险，由于15毕业设计（论文）第6章离合器分离装置设计6.1分离杆的设计本设计采用的是膜片弹簧的压紧机构，分离杆的作用由膜片弹簧中的分离指来完成。在设计分离杆时应注意以下几个问题：1)分离杆要有足够的刚度2)分离杆的铰接处应避免运动上的干涉3)分离杆内端的高度可以调整6.2离合器分离套筒和分离轴承的设计分离轴承在工作中主要承受轴向力，在离合器分离时，由于分离轴承的旋转，在受离心力的作用下，还承受径向力。在传统离合器中采用的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承。而在现代汽车离合器中主要采用了角接触式的径向推力球轴承，并由轴承内圈转动。图6.1拉式自动调心式分离轴承装置1－轴承内圈5－分离套筒2－轴承外圈6－碟形弹簧3－外罩壳7－档环4－波形弹簧8－弹性锁环本人设计的是带摩擦片厚度报警器的离合器，采用如图6.1的自动调心式分离轴承装置，图中在轴承外圈2和分离套筒5外凸缘和外罩壳3之间以及内圈1与分离套筒内凸缘之间都留用径向间隙，这些间隙保证了分离轴承相对于分离套16毕业设计（论文）筒可径向移动1mm左右。在外圈2与分离套筒5的端面之间装有以波形弹簧片4，用以将外圈紧紧顶在分离套筒凸缘的端面上，使轴承在不工作时不会发生晃动。当膜片弹簧旋转轴线与轴承不同心时，分离轴承便会自动径向浮动到与其同心的位置，以保证分离轴承能均匀压紧各分离指舌尖部。这样可减小振动和噪声，减小分离轴承端面的磨损，使轴承不会出现过热而造成润滑脂的流失分解，延长轴承寿命。另外，分离轴承由传动的外圈转动改为内圈转动、外圈固定不转，由内圈来推动分离指结构，适当地增大了膜片弹簧的杠杆比，且由于内圈转动，在离心力作用下，润滑脂在内、外圈间的循环得到改善，提高了轴承使用寿命。这种拉式分离轴承是将膜片弹簧分离指舌尖直接压紧在碟形弹簧6和档环7之间，再用弹性锁环8卡紧，结构较简单。17毕业设计（论文）第7章离合器膜片弹簧设计7.1膜片弹簧的结构特点由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧是膜片弹簧。而膜片弹簧离合器分推式和拉式，在本设计中采用拉式结构。膜片弹簧在结构形状上分为两部分。在膜片弹簧的大端处为一完整的截锥体，它的形状像一个无底的碟片和一般机械上用的碟形弹簧完全一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹的过渡圆角R>4.5[16]。7.2膜片弹簧的变形特性和加载方式由于膜片弹簧采用拉式结构，故其正装。离合器在分离和结合时，膜片弹簧的加载情况不一样，相应的有两种加载方式和变形情况：1)接合时：离合器接合时，膜片弹簧起压紧弹簧之用，在压盘——离合器盖总成未与飞轮装合以前，膜片弹簧近似处于自由状态，膜片弹簧对压盘无压紧作用。当压盘——离合器盖总成与飞轮装合时，离合器盖前端面靠拢。因此，离合器盖通过支承环4对膜片施加载荷P1，膜片弹簧几乎变平。同时在压盘处也作用有载荷P1。我们把P1称作压紧力。支承环4和膜片弹簧压盘接触处之间的高度变化称作大端变形λ1，膜片弹簧分离轴承相对于压盘高度的变化称之为小端变形λ2。2)分离时：当分离轴承以P2力作用在膜片弹簧的小端时，支承环4逐渐不起作用，而支承环5开始起作用。当P2力达到一定值时，膜片弹簧被压翻分离时在膜片弹簧的大端处及小端处将进一步产生附加变形λ1f和λ2f。此时膜片弹簧大端处的变形λ1=λ1f+λ1b。18毕业设计（论文）7.3膜片弹簧的参数尺寸确定在设计膜片弹簧时，一般初步选定其全部尺寸然后进行一系列的验算，最后优选最合适的尺寸。其结构示意图7.1图7.1膜片弹簧示意图7.3.1Hh比值的选取设计膜片弹簧时，要利用其非线性的弹性变形规律，因此要正确选择其特性曲线的形状，以获得最佳性能。一般汽车膜片弹簧的Hh值的范围在1.5～2.5之间。常用的膜片弹簧厚度为2～4mm，本设计H/h=1.75，=3mm，H=4mm。h则7.3.2R及R/r确定比值R/r对弹簧的载荷及应力特性都有影响，从材料利用率的角度，比值在1.8～2.0时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧的质量利用率较好。因此设计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。对于汽车离合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要来决定，19毕业设计（论文）表7.1一些车型膜片弹簧的R和R/r的值车型丰田北京BJ751上海SH771外径（mm）225228280内径（mm）160150165半径2R（mm）206210252R/r103/81=1.27105/85=1.25126/103.5=1.21初步确定R=110mm；r=90mm。所以R/r＝1.22。7.3.3膜片弹簧起始圆锥底角α汽车膜片弹簧在自由状态时，一般起始圆锥底角α在9o～15o范围内，本设计中α=arctanHH≈，代入数值计算可得α=10o，在9o～15o之间，合格。R?rR?r7.3.4膜片弹簧小端半径rf及分离轴承的作用半径rprf的值主要由结构决定，最小值应大于变速器第一花键外径，分离轴承作用半径rp大于rf。因为花键外径D'=32mm，要使2rf>D',所以取rf=20mm,rp=22mm。7.3.5分离指数目n、切槽宽δ1、窗孔槽宽δ2及半径rε汽车离合器膜片弹簧的分离指数目n>12，一般在18左右，采用偶数；制造时模具分离指切槽宽δ≈3.2~3.5mm，窗孔槽宽δ2≈9～10mm；窗孔半径r一1ε般情况下由(r?rε)≈(0.8~1.4)δ2，所以取(r?rε)≈1.4δ2=14mm，参考下表7.2。表7.2一些车型膜片弹簧的分离指数目n、切槽宽δ1、窗孔槽宽δ2及半径rε车型丰田北京BJ751上海SH771雪佛兰n18181818δ1(mm)3.23.23.23.2δ2(mm)9111110r?rε(mm)111312.510参考上表7.2，可取n=18，δ1=3.2mm，δ2=10mm，rε=76mm。20毕业设计（论文）7.3.6压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定r1应略大于且等于接近r，R1应略小于R且尽量接近R。本设计取R1=109mm，r1=91mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料为60Si2MnA，当量应力可取为1600~1700N/mm2。7.3.7公差与精度离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度，压力盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。7.4膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧也满足设计要求，以达到最佳的综合效果[17]。1．目标函数目前，国内关于膜片弹簧···f(X)=ω1f1(X)+ω2f2(X)·······（7－1）视设计要求选定。式中，ω1和ω2分别为两个目标函数f1(X)和f2(X)的加权因子，2.设计变量从膜片弹簧弹性特性计算式πΕhλ1?ln(Rr)F1=f(λ1)=?22??61?μ?(R1?r1)??R?r??λR?r?2???H?1?+h???H?λ1???R1?r1??2R1?r1?????··（7－2）··()21毕业设计（论文）可以看出，应选取H、h、R、r、R1、r1这六个尺寸参数以及在接合工作点相应于弹簧工作压紧力F1B的大端变形量λ1B（图7.2）为优化设计变量，即X=[x1x2x3x4x5x6x7]=[HhRrR1r1λ1B]······（7－3）······ΤΤ图7.2膜片弹簧工作点位置图3.约束条件1）应保证所设计的弹簧工作压紧力F1B与要求的压紧力FY相等，即F1B＝FY2）为了保证各工作点A、B、C有较合适的位置（A点在凸点M左边，B点在拐点H附近，点在凹点N附近，C如图7－4所示）应正确选择λ1B相对于拐点λ1H，的位置，一般λ1Bλ1H=0.8~1.0，即0.8≤λ1B?R?r??≤1.0·················（7－4）H?R1?r1???3）为了保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F1A应大于或等于新摩擦片时的压紧力F1B，即F1A≥F1B4）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h与初始底锥角α≈H/(R?r)应在一定范围内，即1.6≤Hh≤2.29°≤α≈H/(R?r)≤15°22毕业设计（论文）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≤1.3570≤2R/h≤1003.5≤R/r0≤5.0··········（7－5）··········6）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1应位于摩擦片的平均半径与外径之间，即(D+d)/4≤r1≤D/27）根1≤R?R1≤70≤r1?r≤60≤rf?r0≤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取，即3.5≤R1?rfR1?r1≤9.09）弹簧在工作过程中，B点的最大压应力σtBmax应不超过其许用值，即σtBmax≤[σtB]10)弹簧在工作过程中，A'点（或A点）的最大拉应力σtA'max（或σtAmax）应不超过其相应的许用值，即σtAmax≤[σtA]或σtAmax≤[σtA]''11）弹簧在制造过程中，由于其主要尺寸参数H、R和r都存在加工误差，h、对弹簧的压紧力有一定的影响。因此，为了保证在加工精度范围内弹簧的工作性能，必须使由制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某一范围，即FH+?Fh+?FR+?Fr≤0.05·······（7－6）·······F1B式中：?FH?Fh?FR?FrH的制造误差引起的弹簧压紧力的偏差值；h的制造误差引起的弹簧压紧力的偏差值；R的制造误差引起的弹簧压紧力的偏差值；r的制造误差引起的弹簧压紧力的偏差值。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23毕业设计（论文）一范围，即F1B≤0.05·······················（7－6）F1B式中：?F1B离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。24毕业设计（论文）第8章扭转减震器设计8.1扭转减震器概述扭转减震器主要由弹性元件（减震弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成。弹性元件的主要作用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（通常为三阶）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主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量[1。因此，扭转减震器具有如下功能：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)增加传动系扭振阻尼，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时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及噪声。4)缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。扭转减振器具有线性和非线性两种特性。单级线性减振器的扭特性，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮间的敲8.2扭转减震器参数减振器的扭转刚度k?和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩Τμ是两个主要参数，决定了减振器的减振效果。其设计参数还包括极限转矩Τj、预紧转矩Τn和极限转角?j等。1．极限转矩Τj极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙?1时所能25毕业设计（论文）传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取Τj=(1.5~2.0)Τemax·····················（8－1）式中，商用车：系数取1.5；乘用车：系数取2.0。本设计要设计的是乘用车，故系数选取2.0，故而计算得Τj=2.0×Τemax=2.0×51.5=103试验表明，当减振器传递的极限转矩Τj与汽车后驱动轮的最大附着力矩Τ?max相等时，传动系的动载荷为最小；若Τj<Τ?max，系统将会产生冲击载荷；若Τj>Τ?max，则会增大减振器的角刚度，使传动系动载荷有所增大。因此，Τj也可按下式选取Τj=Τ?max=G2?rr··········（8－2）··········i0ig1式中：G2rr满载汽车后驱动桥静载荷；附着系数，计算时取?=0.8；车轮滚动半径；主减速比；变速器一档传动比。i0ig12．扭转角刚度k?为了避免引起传动系的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度k?，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。k?决定于减震弹簧的线性刚度及其结构布置尺寸。设减震弹簧分布在半径为R0的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过?(ra