離合器及操縱機(jī)構(gòu)說明書

1、第一章 前言§1.1 概述對(duì)于以內(nèi)燃機(jī)為動(dòng)力的汽車，離合器在機(jī)械傳動(dòng)中是作為一個(gè)獨(dú)立的總成而存在的，它是汽車傳動(dòng)系直接與發(fā)動(dòng)機(jī)相連接的總成。目前，各種汽車廣泛使用摩擦離合器是一種依靠主、從動(dòng)部分之間的摩擦來傳遞動(dòng)力且能分離的裝置。離合器的主要功能是切斷和實(shí)現(xiàn)對(duì)傳動(dòng)系的動(dòng)力傳遞。主要功用：(1) 汽車起步時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；(2) 在換擋時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；(3) 限制傳動(dòng)系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動(dòng)系各零件因過載而損壞；(4) 有效地降低傳動(dòng)系中的振動(dòng)和噪聲。§1.1.1 離合器設(shè)計(jì)的原則1.在任何行駛條件下均

2、能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲(chǔ)備；2.接合時(shí)要平順柔和，以保證汽車起步時(shí)沒有抖動(dòng)和沖擊；3.分離時(shí)要迅速、徹底；4.離合器從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小，以減輕換擋時(shí)變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減少同步器的磨損；5.應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命；6.應(yīng)使傳動(dòng)系避免扭轉(zhuǎn)共振，并具有吸收振動(dòng)、緩和沖擊和減小噪聲的能力；7.作用在從動(dòng)盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能；8.操縱輕便、準(zhǔn)確，以減輕駕駛員的疲勞；9.應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和良好的動(dòng)平衡，以保證其工作可靠、壽命長；10.結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、質(zhì)量小，

3、制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。§1.1.2 離合器的組成1. 主動(dòng)部分 主動(dòng)部分包括飛輪、離合器蓋、壓盤等機(jī)件組成。這部分與發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸連在一起。離合器蓋與飛輪靠螺栓連接，壓盤與離合器蓋之間是靠34個(gè)傳動(dòng)片傳遞轉(zhuǎn)矩的 2. 從動(dòng)部分 從動(dòng)部分是由單片、雙片或多片從動(dòng)盤所組成，它將主動(dòng)部分通過摩擦傳來的動(dòng)力傳給變速器的輸入軸。從動(dòng)盤由從動(dòng)盤本體，摩擦片和從動(dòng)盤轂三個(gè)基本部分組成。為了避免轉(zhuǎn)動(dòng)方向的共振，緩和傳動(dòng)系受到的沖擊載荷，大多數(shù)汽車都在離合器的從動(dòng)盤上附裝有扭轉(zhuǎn)減震器。 3. 扭轉(zhuǎn)減振器 離合器接合時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)飛輪和壓盤傳給了從動(dòng)盤兩側(cè)的摩擦片，帶動(dòng)從動(dòng)盤本體和與

4、從動(dòng)盤本體鉚接在一起的減振器盤轉(zhuǎn)動(dòng)。從動(dòng)盤本體和減振器盤又通過六個(gè)減振器彈簧把轉(zhuǎn)矩傳給了從動(dòng)盤轂。因?yàn)橛袕椥原h(huán)節(jié)的作用，所以傳動(dòng)系受的轉(zhuǎn)動(dòng)沖擊可以在此得到緩和。傳動(dòng)系中的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)會(huì)使從動(dòng)盤轂相對(duì)于從動(dòng)盤本體和減振器盤來回轉(zhuǎn)動(dòng)，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的能量，將扭轉(zhuǎn)振動(dòng)衰減下來。 詳細(xì)D=W=G圖=紙：三 二 1爸 爸 五 四 0 六全 套 資 料 低 拾10快起為了使汽車能平穩(wěn)起步，離合器應(yīng)能柔和接合，這就需要從動(dòng)盤在軸向具有一定彈性。為此，往往在動(dòng)盤本體圓周部分，沿徑向和周向切槽。再將分割形成的扇形部分沿周向翹曲成波浪形，兩側(cè)的兩片摩擦片分別與其對(duì)應(yīng)的凸起部分相鉚接，這樣從動(dòng)盤

5、被壓縮時(shí)，壓緊力隨翹曲的扇形部分被壓平而逐漸增大，從而達(dá)到接合柔和的效果。 4. 壓緊機(jī)構(gòu) 壓緊機(jī)構(gòu)主要由螺旋彈簧或膜片彈簧組成，與主動(dòng)部分一起旋轉(zhuǎn)，它以離合器蓋為依托，將壓盤壓向飛輪，從而將處于飛輪和壓盤間的從動(dòng)盤壓緊。 5. 操縱機(jī)構(gòu) 操縱機(jī)構(gòu)是為駕駛員控制離合器分離與接合程度的一套專設(shè)機(jī)構(gòu)，它是由位于離合器殼內(nèi)的分離杠桿（在膜片彈簧離合器中，膜片彈簧兼起分離杠桿的作用）、分離軸承、分離套筒、分離叉、回位彈簧等機(jī)件組成的分離機(jī)構(gòu)和位于離合器殼外的離合器踏板及傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、助力機(jī)構(gòu)等組成。6.離合器的工作原理發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪是離合器的主動(dòng)件，帶有摩擦片的從動(dòng)盤和從動(dòng)轂借滑動(dòng)花鍵與從動(dòng)軸（即變速器的主動(dòng)

6、軸）相連。壓緊彈簧則將從動(dòng)盤壓緊在飛輪端面上。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩即靠飛輪與從動(dòng)盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動(dòng)盤上，再由此經(jīng)過從動(dòng)軸和傳動(dòng)系中一系列部件傳給驅(qū)動(dòng)輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉(zhuǎn)矩也越大。 a.結(jié)合狀態(tài) b.分離狀態(tài)圖1-1 離合器工作原理圖由于汽車在行駛過程中，需經(jīng)常保持動(dòng)力傳遞，而中斷傳動(dòng)只是暫時(shí)的需要，因此汽車離合器的主動(dòng)部分和從動(dòng)部分是經(jīng)常處于接合狀態(tài)的。摩擦副采用彈簧壓緊裝置即是為了適應(yīng)這一要求。當(dāng)希望離合器分離時(shí)，只要踩下離合器操縱機(jī)構(gòu)中的踏板，套在從動(dòng)盤轂的環(huán)槽中的撥叉便推動(dòng)從動(dòng)盤克服壓緊彈簧的壓力向松開的方向移動(dòng)，而與飛輪分離，摩擦力消失，從而中斷了動(dòng)力的傳

7、遞。 當(dāng)需要重新恢復(fù)動(dòng)力傳遞時(shí)，為使汽車速度和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化比較平穩(wěn)，應(yīng)該適當(dāng)控制離合器踏板回升的速度，使從動(dòng)盤在壓緊彈簧壓力作用下，向接合的方向移動(dòng)與飛輪恢復(fù)接觸。二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應(yīng)的摩擦力矩也逐漸增加。當(dāng)飛輪和從動(dòng)盤接合還不緊密，二者之間摩擦力矩比較小時(shí)，二者可以不同步旋轉(zhuǎn)，即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪和從動(dòng)盤接合緊密程度的逐步增大，二者轉(zhuǎn)速也漸趨相等。直到離合器完全接合而停止打滑時(shí)，汽車速度方能與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速成正比。第二章 離合器的方案選擇§2.1 離合器的分類汽車離合器大多是盤式摩擦離合器，按其從動(dòng)盤數(shù)目可分為：單片、雙片和多片三類；根據(jù)壓緊彈簧布置形式不同可分

8、為：圓周布置、中央布置和斜布置等形式；根據(jù)使用的壓緊彈簧不同可分為：圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧離合器；根據(jù)分離時(shí)所受作用力的方向不同可分為：拉式和推式兩種形式。§2.2 從動(dòng)盤數(shù)的選擇§2.2.1 單片離合器單片離合器（圖2-1）結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊奏，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，能保證分離徹底，接合平順。適用于轎車和輕型、微型車。§2.2.2 雙片離合器雙片離合器（圖2-2）摩擦面數(shù)是單片離合器的兩倍，傳遞轉(zhuǎn)矩能力較大，但是中間壓盤通風(fēng)散熱性不好，兩片起步負(fù)載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離不夠徹底。此結(jié)構(gòu)一般用于傳遞轉(zhuǎn)矩較大的場合。圖2-1

9、 單片離合器 圖2-2 雙片離合器§2.2.3 多片離合器多片離合器主要用于行星齒輪變速器換擋機(jī)構(gòu)中。它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小，使用壽命長等優(yōu)點(diǎn)，主要應(yīng)用于重型牽引車和自卸車上。 通過以上分析比較，微型客車選用單片干式離合器。§2.3 壓緊彈簧及其布置形式的選擇§2.3.1 圓周布置彈簧離合器圓周布置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧，其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單、制造容易。為了保證摩擦片上壓力均勻，壓緊彈簧數(shù)目不應(yīng)太少，要隨摩擦片直徑的增大而增大，而且應(yīng)當(dāng)是分離杠桿的倍數(shù)。其缺點(diǎn)是壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速很高時(shí)，圓周布置彈

10、簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞轉(zhuǎn)矩能力也隨之降低；彈簧靠到它的定位面上，造成接觸部位嚴(yán)重磨損，甚至?xí)霈F(xiàn)斷裂現(xiàn)象。§2.3.2 中央布置彈簧離合器中央彈簧離合器采用一到兩個(gè)圓柱螺旋彈簧或用一個(gè)圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，此結(jié)構(gòu)軸向尺寸較大。由于可選用較大的杠桿比，因此可得到足夠的壓緊力，且有利于減小踏板力，使操縱輕便。此外，壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，不會(huì)使彈簧退火，通過調(diào)整墊片或螺紋容易實(shí)現(xiàn)對(duì)壓緊力的調(diào)整。這種結(jié)構(gòu)多用于重型汽車上。§2.3.3 斜布置彈簧離合器斜布置彈簧離合器的彈簧壓力斜向作用在傳力盤上，并通過壓桿作用在壓盤上

11、。這種結(jié)構(gòu)的顯著優(yōu)點(diǎn)是在摩擦片磨損或分離離合器時(shí)，壓盤所受的力幾乎保持不變。與上述兩種離合器相比，具有工作性能穩(wěn)定、踏板力較小的突出優(yōu)點(diǎn)。此結(jié)構(gòu)在重型汽車上已有采用。§2.3.4 膜片彈簧離合器膜片彈簧離合器（圖2-3）中的膜片彈簧是一種具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指組成。1.優(yōu)點(diǎn)它與其它形式的離合器相比具有以下一系列優(yōu)點(diǎn)：1）彈簧具有較理想的非線性特性（如圖2-4），彈簧壓力在摩擦片允許磨損范圍內(nèi)基本不變（從安裝工作點(diǎn)B變化到A點(diǎn)），因而離合器工作時(shí)能保持傳遞轉(zhuǎn)矩大致不變；對(duì)于圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降（從B點(diǎn)變化到 C點(diǎn)）。離合器分離時(shí)，彈簧壓力有所降（從B點(diǎn)變

12、化到C點(diǎn)），從而降低了踏板力；對(duì)于圓柱螺旋彈簧，壓力則大大增加（從B點(diǎn)變化到C 點(diǎn)）。 2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構(gòu)簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量小。3）高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，彈簧壓緊力降低很少，性能穩(wěn)定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力明顯下降。4）由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，使用壽命長。5）易于實(shí)現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長。6）平衡性好。7）有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。2.缺點(diǎn)1）制造工藝復(fù)雜，對(duì)材質(zhì)和尺寸精度要求高。2）非線性特性不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。圖2-3 膜片彈簧離合器 圖2-4膜片彈簧工作點(diǎn)位置 近年來，由

13、于材料性能的提高，制造工藝和設(shè)計(jì)方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟，因此，膜片彈簧離合器不僅在轎車上被大量采用，而且在輕、中、重型貨車以及客車上也被廣泛采用。§2.3.5 膜片彈簧的支承形式圖2-5 推式膜片彈簧雙支承環(huán)形式本次設(shè)計(jì)采用的是推式膜片彈簧，（圖2-5）是推式膜片彈簧的三種支承形式，圖2-5a)用臺(tái)肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個(gè)支承環(huán)與離合器蓋定位鉚合在一起，結(jié)構(gòu)簡單；圖2-5 b)在鉚釘上裝硬化襯套和剛性檔環(huán)，提高了耐磨性，延長了使用壽命，但結(jié)構(gòu)較復(fù)雜；（圖2-5 c)取消了鉚釘，在離合器蓋內(nèi)邊緣上伸出許多舌片，將膜片彈簧、兩個(gè)支承環(huán)與離合器蓋彎合在一起，使結(jié)構(gòu)緊湊、簡

14、化，耐久性良好，應(yīng)用日益廣泛。設(shè)計(jì)中采用了圖2-5 a)支承形式。§2.3.6 壓盤的驅(qū)動(dòng)方式壓盤的驅(qū)動(dòng)方式主要有凸塊窗孔式、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動(dòng)片式等多種。前三種的缺點(diǎn)是在連接件之間都有間隙，在傳動(dòng)過程中將產(chǎn)生沖擊和噪聲，而且在零件相對(duì)滑動(dòng)中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動(dòng)效率。彈性傳動(dòng)片式是近年來廣泛采用的驅(qū)動(dòng)方式，沿圓周切向布置三組或四組薄彈簧鋼片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)結(jié)。（圖2-2），傳動(dòng)片的彈性允許其做軸向移動(dòng)。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)時(shí)，傳動(dòng)片受拉，當(dāng)拖動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)時(shí)，傳動(dòng)片受壓。彈性傳動(dòng)片驅(qū)動(dòng)方式結(jié)構(gòu)簡單，壓盤與飛輪對(duì)中性能好，使用平衡性好，工作可靠，壽命長。但反

15、向承載能力差，汽車反拖時(shí)易折斷傳動(dòng)片，故對(duì)材料要求較高，一般采用高碳鋼。綜上所述，本次設(shè)計(jì)的微型客車的離合器為推式膜片彈簧離合器。力求結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，降低成本。第三章 離合器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算§3.1 離合器主要參數(shù)的選擇摩擦離合器是靠存在于主、從動(dòng)部分摩擦表面之間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩的。離合器的靜摩擦力矩為：(3-1)式中，為靜摩擦力矩；為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計(jì)算時(shí)一般取0.250.30；為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；為摩擦片的平均摩擦半徑；為摩擦面數(shù)，是從動(dòng)盤數(shù)的兩倍。假設(shè)摩擦片上工作壓力均勻，則有(3-2)式中，為摩擦面單位壓力，為一個(gè)摩擦面的面積；為摩擦片外徑

16、；為摩擦片內(nèi)徑.摩擦片的平均摩擦半徑根據(jù)壓力均勻的假設(shè)，可表示為(3-3)當(dāng)dD06時(shí)，Rc可相當(dāng)準(zhǔn)確地由下式計(jì)算 (3-4) 將式（3-2）與式（3-3）代入式（3-1）得 (3-5)式中，為摩擦片內(nèi)外徑之比，一般在0.530.70之間。為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，即 (3-6)式中,為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩之比，必須大于1。離合器的基本參數(shù)主要有性能參數(shù)和,尺寸參數(shù)、和摩擦片厚度以及結(jié)構(gòu)參數(shù)摩擦面數(shù)和離合器間隙，最后還有摩擦系數(shù)。1后備系數(shù) 后備系數(shù)是離合器設(shè)計(jì)時(shí)用到

17、的一個(gè)重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時(shí)，應(yīng)考慮以下幾點(diǎn)： 1)摩擦片在使用中磨損后，離合器還應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。 2)要防止離合器滑磨過大。3)要能防止傳動(dòng)系過載。 顯然，為可靠傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨過大，不宜選取太?。粸槭闺x合器尺寸不致過大，減少傳動(dòng)系過載，保證操縱輕便，又不宜選取太大；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率較大、使用條件較好時(shí)，可選取小些；當(dāng)使用條件惡劣，需要拖帶掛車時(shí)，為提高起步能力、減少離合器滑磨，應(yīng)選取大些；貨車總質(zhì)量越大，也應(yīng)選得越大；采用柴油機(jī)時(shí)，由于工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取的值應(yīng)比汽油機(jī)大些；發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動(dòng)越小，可

18、選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取的值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的值應(yīng)大于單片離合器。各類汽車離合器的值見表3-1表 3-1 離合器后備系數(shù)的取值范圍車型后備系數(shù)乘用車及最大總質(zhì)量小于6t的商用車1.201.75最大總質(zhì)量為614t商用車1.502.25掛車1.804.002單位壓力 單位壓力對(duì)離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時(shí)應(yīng)考慮離合器的工作條件，發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動(dòng)機(jī)后備系數(shù)較小時(shí)，p0應(yīng)取小些；當(dāng)摩擦片外徑較大時(shí)，為了降低摩擦片外緣處的熱負(fù)荷，p0應(yīng)取小些；后備系數(shù)較大時(shí)，p0可適當(dāng)

19、增大。 當(dāng)摩擦片采用不同的材料時(shí)，取值范圍見表3-2表3-2摩擦片單位壓力p0的取值范圍摩擦片材料單位壓力p0（Mpa）石棉基材料模壓0.150.25編織0.250.35粉末冶金材料銅基0.350.50鐵基金屬陶瓷材料0.701.503. 摩擦片外徑、內(nèi)徑和厚度當(dāng)離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩已知，結(jié)合式(3-5)和式(3-6)，適當(dāng)選取后備系數(shù)和單位壓力，即可估算出摩擦片外徑。 (3-7) 摩擦片外徑(mm)也可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N·m)按如下經(jīng)驗(yàn)公式選用 (3-8) 式中：為直徑系數(shù)，取值范圍見表3-3表3-3 直徑系數(shù)的取值范圍車型直徑系數(shù)乘用車14.6最大

20、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22.524.0在同樣外徑時(shí)，選用較小的內(nèi)徑d 雖可增大摩擦面積，提高傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，但會(huì)使摩擦面上的壓力分布不均勻，使內(nèi)外緣圓周的相對(duì)滑磨速度差別太大而造成摩擦面磨損不均勻，且不利于散熱和扭轉(zhuǎn)減振器的安裝。摩擦片尺寸應(yīng)符合尺寸系列標(biāo)準(zhǔn)GB576486汽車用離合器面片，所選的應(yīng)使摩擦片最大圓周速度不超過6570ms，以免摩擦片發(fā)生飛離。摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三種。4.摩擦因數(shù)、摩擦面和離合器間隙摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工

21、作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因數(shù)f受工作溫度、單位壓力和滑磨速度影響較大，而粉末冶金材料和金屬陶瓷材料的摩擦因數(shù)f較大且穩(wěn)定。各種摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍見表3-4表3-4 摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍摩擦片材料摩擦因數(shù)石棉基材料模壓0.200.25編織0.250.35粉末冶金材料銅基0.250.35鐵基0.350.50金屬陶瓷材料0.701.50摩擦面數(shù)Z為離合器從動(dòng)盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩的大小及其結(jié)構(gòu)尺寸。離合器的間隙是指離合器處于正常結(jié)合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到極限位置時(shí)，為保證摩擦

22、片正常磨損過程中離合器仍能完全結(jié)合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。該間隙一般為1.53mm。§3.2 離合器主要參數(shù)的計(jì)算§3.2.1 離合器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算根據(jù)以上離合器主要參數(shù)的選擇的依據(jù)的條件，本設(shè)計(jì)離合器采用模壓石棉基材料初選取各參數(shù)為： =0.20, =0.18×106MPa,=2, b =3.5mm, 由已知條件：=52 N·m, 1摩擦片外徑D、內(nèi)徑d由式(38)知：=105.28mm由于摩擦片的外徑D(mm)的選取應(yīng)使最大圓周速度VD不超過6570m/s，即 (3-9)則D的取值范圍為：105.28mm < D <

23、;243.20mm按表3.5初選：D 180mm d =125mm.表3.5 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)2.摩擦片的平均摩擦半徑Rc由式(3-4)知：當(dāng)dD06時(shí)3. 靜摩擦力矩由式(3-2)知作用于摩擦片上的工作壓力F由式(3-1)離合器的靜摩擦力矩由式(3-6)可知離合器后備系數(shù)的值為§3.2.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)離合器要確定離合器的性能參數(shù)和尺寸參數(shù)，這些參數(shù)的變化影響離合器的結(jié)構(gòu)尺寸和工作性能。這些參數(shù)的確定在前面是采用先初選、后校核的方法。1設(shè)計(jì)變量后備系數(shù)可由式(3-1)和式(3-6)確定，可以看出取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。單位壓力。可由

24、式(32)確定， 也取決于F 和D 及d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)變量選為X=x1 x2 x3 T = F D d T 2目標(biāo)函數(shù)離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)追求的目標(biāo)是在保證離合器性能要求條件下，使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標(biāo)函數(shù)為3約束條件1） 摩擦片的內(nèi)外徑比 c =dD=125/180=0.694 在053 c 070范圍內(nèi) 2) 摩擦片的外徑D(mm)的最大圓周速度 不超過65 70m/s3)后備系數(shù)為保證離合器可靠傳遞轉(zhuǎn)矩，并防止傳動(dòng)系過載，不同車型的值應(yīng)在一定范圍內(nèi),最大范圍為1.24.0，即1.24.0 =1.390 在1240之間4)為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑 d 必

25、須大于減振器彈簧位置直徑 約40mm,即 >+40mm 可得 <42.5mm5)為降低離合器滑磨時(shí)的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，單位壓力 對(duì)于不同車型，根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，最大范圍 為0.101.50MPa，即：010MPa150MPa前面我們選擇 =018MPa在此范圍內(nèi)。6）單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 由表3.6查出D180mm時(shí)：=0.28×102 N·mmm2表3.6 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 (N·mmm2)離合器規(guī)格D/mm210>210250>250320>3250.280.300.350.407) 為了減少

26、汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值。 (3-10)式中，為單位摩擦面積滑磨功(Jmm2)；為其許用值(Jmm2)，對(duì)于轎車： =0.40Jmm2；對(duì)于輕型貨車=0.33Jmm2；對(duì)于重型貨車：=0.25Jmm2。由下式： (3-11)可算出，式中，W為汽車起步時(shí)離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J)，為汽車總質(zhì)量(kg)； =1400kg為輪胎滾動(dòng)半徑(m)； =270mm為起步時(shí)所用變速器擋位的傳動(dòng)比； =3.647為主減速器傳動(dòng)比； =5.598為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(rmin)，計(jì)算時(shí)轎車取2000rmin，貨車取1500rmi

27、n。則由式（3-11）得：由式（3-10）得：=0.25Jmm2第四章 膜片彈簧的設(shè)計(jì)與計(jì)算§4.1膜片彈簧的尺寸選擇§4.1.1 膜片彈簧的尺寸選擇依據(jù)圖4-1膜片彈簧的尺寸簡圖膜片彈簧的主要參數(shù)：膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截錐高度 H；膜片彈簧鋼板厚度 h ；自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑 R；自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑 r ；自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的圓錐底角 ；分離指數(shù)目 n 等，見圖41。1.比值H/h和h的選擇比值H/h對(duì)膜片彈簧的彈性特性影響極大。由圖4-2可知，當(dāng)Hh <時(shí)，F(xiàn)1=(1)為增函數(shù)；Hh = 時(shí)，F(xiàn)1= (1)有一極值，該極值點(diǎn)恰為拐點(diǎn)；Hh&

28、gt; 時(shí)，F(xiàn)1 = (1)有一極大值和一極小值；當(dāng)Hh =時(shí)，F(xiàn)1= (1)的極小值落在橫坐標(biāo)上。為保證離合器的壓緊力變化不大和操縱方便，離合器膜片彈簧的H/h一般為1.52.5,板厚為24mm。圖4-2 膜片彈簧的彈性特性曲線2.比值Rr和R 、r的選擇研究表明，R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直徑誤差的影響較大，且應(yīng)力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，Rr一般為1.201.35。為使摩擦片上壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應(yīng)取為大于或等于摩擦片的平均半徑，拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于。 3.的選擇膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切，=arct

29、an /(R-r)H/(R-r)。一般在9°15°范圍內(nèi)。4.膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖2-4所示。該曲線的拐點(diǎn)H對(duì)應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且=(+)/2。新離合器在接合狀態(tài)時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)B一般取在凸點(diǎn)M和拐點(diǎn)H之間，且靠近或H點(diǎn)處，一般=(0.81.0)，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內(nèi)壓緊力從到變化不大。當(dāng)分離時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點(diǎn)應(yīng)盡量靠近N點(diǎn)。5.分離指數(shù)目n的選取分離指數(shù)目n常取為18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12。6.膜片彈簧小端半徑及分離軸承作用半徑的確定由離合器的結(jié)構(gòu)決定，

30、其最小值應(yīng)大于花鍵的外徑，應(yīng)大于。7.切槽寬度、及半徑 的確定=3.23.5mm, =910mm，的取值應(yīng)滿足r-re§4.1.2 膜片彈簧基本尺寸的選擇根據(jù)上述依據(jù)，選擇膜片彈簧的基本尺寸如下表所示：表4-1膜片彈簧的基本參數(shù)膜片彈簧碟簧大端半徑R87膜片彈簧碟簧部支承外徑R186膜片彈簧碟簧部分內(nèi)截錐高H3.6膜片彈簧碟簧部分內(nèi)徑r66膜片彈簧碟簧部分支承內(nèi)徑r167膜片彈簧板厚h2膜片彈簧小端半徑20分離指數(shù)n18切槽寬3.2分離軸承作用半徑23窗孔槽距膜片彈簧中心半徑56窗孔槽寬10§4.2 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)通過確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其載荷變形特性滿足離合器的

31、使用性能要求，而且彈簧強(qiáng)度也滿足設(shè)計(jì)要求。 1. 目標(biāo)函數(shù)關(guān)于膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)主要有以下幾種：1) 彈簧工作時(shí)的最大應(yīng)力為最小。2) 從動(dòng)盤摩擦片磨損前后彈簧壓緊力之差的絕對(duì)值為最小。3) 在分離行程中，駕駛員作用在分離軸承裝置上的分離操縱力平均值為最小。4) 在摩擦片磨損極限范圍內(nèi)，彈簧壓緊力變化的絕對(duì)值的平均值為最小。5) 選3)和4)兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)為雙目標(biāo)。選取5)作為目標(biāo)函數(shù)，通過兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)分配不同權(quán)重來協(xié)調(diào)它們之間的矛盾，并用轉(zhuǎn)換函數(shù)將兩個(gè)目標(biāo)合成一個(gè)目標(biāo)，構(gòu)成統(tǒng)一的總目標(biāo)函數(shù)。 (4-1)式中，和分別為兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)和的加權(quán)因子，視設(shè)計(jì)要求選定。2. 設(shè)計(jì)變量 通過支承和壓

32、盤加在膜片彈簧上的載荷F1集中在支承點(diǎn)處，加載點(diǎn)間的相對(duì)軸向變形為l(圖43b)，則有關(guān)系式(4-2)式中，E為材料的彈性模量，對(duì)于鋼E =2.1×106 ；為材料的泊松比；對(duì)于鋼=0.3 ，H為膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截錐高度（mm）；h彈簧鋼板厚度（mm）；R、r為碟簧部分大、小端半徑（mm）；R1、r1為壓盤加載點(diǎn)和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑(mm)。從膜片彈簧載荷變形特性公式(4-2)可以看出，應(yīng)選取H、h、R、r、R1、r1這六個(gè)尺寸參數(shù)以及在接合工作點(diǎn)相應(yīng)于彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量1B (圖2-4)為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量，即:X = x1 x 2 x3 x4 x5 x6 x7

33、 T= H h R r R1 r1 1BT (4-3)a)自由狀態(tài) b)壓緊狀態(tài) C)分離狀態(tài)圖4-3 膜片彈簧在不同工作狀態(tài)時(shí)的變形當(dāng)離合器分離時(shí)，膜片彈簧的分離點(diǎn)將發(fā)生變化（圖4-3 c）.設(shè)分離軸承對(duì)分離指端所加載載荷為F2(N)，相應(yīng)的作用點(diǎn)變形為2（mm）；另外在分離與壓緊狀態(tài)下，只要膜片彈簧變形到相同的位置，其子午斷面從自由狀態(tài)轉(zhuǎn)過相同的轉(zhuǎn)角，則有下列關(guān)系： (4-4) (4-5)上式中為分離軸承與分離指的接觸半徑（mm）將式（4-4）、（4-5）代入式（4-2）得： (4-6)如果不計(jì)分離指在作用下的變形，則分離軸承推分離指的移動(dòng)行程 ( 圖4-3 c)為： (4-7)式中為壓盤

34、的分離行程（圖4-3 b、c）。由式（4-2）和 表 4-1 做出膜片彈簧的工作彈性曲線如圖4-4所示，計(jì)算數(shù)據(jù)如下表4-3所示。表4-2膜片彈簧的基本參數(shù)uHhRrR1r1ln(R/r)R-rR1-r1R/r0.33.62876686670.27625321191.31838表4-3 膜片彈簧工作特性曲線計(jì)算l0.10.20.30.40.50.60.7F1302.56583.74844.211084.651305.731508.131692.54l0.80.91.01.11.21.31.4F11859.622010.072144.542263.722368.292458.932536.31l

35、1.51.61.71.81.922.1F12601.112654.002695.682726.802748.052760.112763.65l2.22.32.42.52.62.72.8F12759.362747.902729.962706.222677.342644.022606.92l2.933.13.23.33.43.5F12566.722524.102479.752434.322388.512342.992298.44l3.63.73.83.944.14.2F12255.542214.952177.372143.462113.912089.392070.58l4.34.44.54.64.

36、74.84.9F12058.152052.792055.172065.982085.872115.542155.67l55.15.25.35.45.55.6F12206.922269.972345.522434.222536.762653.812786.06圖4-4膜片彈簧工作特性曲線3. 約束條件 1) 應(yīng)保證所設(shè)計(jì)的彈簧工作壓緊力與要求壓緊力相等，即= 2) 為了保證各工作點(diǎn)A、B、C有較合適的位置(A點(diǎn)在凸點(diǎn)M左邊，B點(diǎn)在拐點(diǎn)H附近，C點(diǎn)在凹點(diǎn)N附近，如圖2-11所示)，應(yīng)正確選擇相對(duì)于拐點(diǎn)的位置，一般=0.81.0，即 (4-8) 3) 保證摩擦片磨損后仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，摩擦片磨損后

37、彈簧工作壓緊力應(yīng)大于或等于新摩擦片時(shí)的壓緊力，即4) 為了滿足離合器使用性能的要求，膜片彈簧的Hh與初始底錐角應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即 1.6Hh2.2 9°15° 設(shè)計(jì)膜片彈簧的Hh = 3.6/2 = 1.8 arctan=arctan=9.728°5) 彈簧各部分有關(guān)尺寸比值應(yīng)符合一定的范圍，即1.20Rr1.35 70 2Rh100 3.5 Rr0 5.0 (4-9)Rr=1.31838 2Rh=87 Rr0 =4.5均在此范圍內(nèi)。6) 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑R1(或拉式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑r1)應(yīng)位于摩擦片的平均半

38、徑與外半徑之間，即推式： (D+d)4R1D2 拉式： (D+d)4r1D2本設(shè)計(jì)采用的為推式：R1=67mm ,D=180mm ,d=125mm76.25mmR190mm R1滿足此條件7) 根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求，R1與R、r1與r、rf與r0之差應(yīng)在一定范圍，即1mmR-R17mm R-R1=87-86=1mm 0mmr1-r6mm r1-r=67-66=1mm 0mmrf-r04mm rf-r0=23-20=3mm8) 膜片彈簧的杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即推式：2.3(r1- rf)(R1- r1)4.5拉式：3.5(R1- rf)(R1- r1)9.0 所設(shè)計(jì)的推式膜片彈簧 (r1

39、-rf)(R1-r1)=(67-23)/(86-67)=44/19=2.32mm滿足優(yōu)化條件。9) 彈簧在工作過程中B點(diǎn)的最大壓應(yīng)力應(yīng)不超過其許用值，即10) 彈簧在工作過程中A點(diǎn)(或A點(diǎn))的最大拉應(yīng)力 (或)應(yīng)不超過其相應(yīng)許用值，即 或11) 由主要尺寸參數(shù)H、h、R和r制造誤差引起的彈簧壓緊力的相對(duì)偏差不超過某一范圍，即 (4-10)式中FH 、Fh 、FR 、Fr 分別為H、h、R、r的制造誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。12) 由離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的相對(duì)偏差也不得超過某一范圍，即 (4-11)式中，F(xiàn)1B為離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。 §4.3 膜片彈簧

40、的工作點(diǎn)選擇及計(jì)算§4.3.1膜片彈簧工作點(diǎn)的選擇1. 結(jié)合膜片彈簧工作點(diǎn)位置圖（圖2-4）和膜片彈簧工作特性曲線圖（圖4-4）取工作點(diǎn)位置B的變形量=3.3mm,此時(shí)2388.51N, F為壓盤作用在摩擦片上的作用力 F =2370.31 N校核后備系數(shù) 符合要求。離合器徹底分離時(shí)，工作點(diǎn)由B到C,壓盤的分離行程 ,即膜片彈簧的大端變形量。當(dāng)離合器發(fā)生磨損后，磨損后的工作點(diǎn)A點(diǎn)的變形量，2. 離合器徹底分離時(shí)，分離軸承作用的載荷離合器徹底分離時(shí)，由（式4-5）可得： 3. 離合器分離軸承的行程計(jì)算離合器徹底分離時(shí)，壓盤的分離行程在不計(jì)膜片的彈性彎曲變形時(shí)，分離軸承推分離指的移動(dòng)行程

41、，由式(4-7)得：自由狀態(tài)下分離軸承的自由行程一般為1.53 mm。所以可得分離軸承的總行程可計(jì)算為§4.3.2膜片彈簧的強(qiáng)度校核 假設(shè)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(diǎn)O轉(zhuǎn)動(dòng)（圖4-5），子午斷面在中性點(diǎn)O處沿圓周方向的切向應(yīng)變?yōu)榱?，O點(diǎn)以外的點(diǎn)均存在切向應(yīng)變和切向應(yīng)力。在坐標(biāo)系xoy中，斷面上任意點(diǎn)（x,y）的切向應(yīng)力為 (4-12)式中為自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的圓錐底角（rad）；為從自由狀態(tài)起，碟簧子午斷面的轉(zhuǎn)角（rad）；e為中性點(diǎn)半徑（mm）, 圖4-5 子午斷面饒中性點(diǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)由式（4-12）可知，當(dāng)一定時(shí)，一定的切向應(yīng)力在xoy坐標(biāo)系中呈線性分布，

42、當(dāng)=0時(shí)有 (4-13)因很小，則式（4-13）表明，對(duì)于一定的，零應(yīng)力分布在過O 點(diǎn)而與x軸成的直線上。經(jīng)分析可得，B點(diǎn)的應(yīng)力值最高，通常只計(jì)算B點(diǎn)的應(yīng)力來校核碟簧的強(qiáng)度。將B點(diǎn)坐標(biāo)和代入式（4-12），可得B點(diǎn)的應(yīng)力 (4-14)令，可求出達(dá)到極大值時(shí)的轉(zhuǎn)角 (4-15) 式（4-15）表明B點(diǎn)的最大應(yīng)力發(fā)生在比彈簧壓平位置再多一個(gè)角度的位置處。當(dāng)離合器分離時(shí)，膜片彈簧的子午斷面的實(shí)際轉(zhuǎn)角，計(jì)算時(shí)取=；在分離軸承推力作用下,B點(diǎn)還受到彎曲應(yīng)力，其值為 (4-16)式中n為分離指個(gè)數(shù)，為一個(gè)分離指根部的寬度（mm）考慮到彎曲應(yīng)力是與切向壓應(yīng)力相互作垂直的拉應(yīng)力，根據(jù)最大切應(yīng)力理論，B點(diǎn)的當(dāng)量

43、應(yīng)力為 (4-17)由式（4-14）得式中由式（4-16）可得B點(diǎn)受到的彎曲應(yīng)力式中 則由式（4-17）得 實(shí)驗(yàn)表明，裂紋首先在碟簧壓應(yīng)力最大的B點(diǎn)發(fā)生，但此裂紋不發(fā)生到損壞，且不會(huì)明顯影響碟簧的承載能力。繼后，在A點(diǎn)由于拉應(yīng)力產(chǎn)生裂紋，這種裂紋是發(fā)展性的，一直發(fā)展到使碟簧損壞。設(shè)計(jì)中彈簧材料選擇60Si2MnA,通常應(yīng)使小于15001700 Mpa。第五章 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)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(dòng)系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，改變系統(tǒng)的固有振型，盡可能避開由發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩主諧量激勵(lì)引起的共振。阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動(dòng)能量。扭

44、轉(zhuǎn)減振器具有如下功能：1）降低發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸與傳動(dòng)系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動(dòng)系扭振固有頻率。2）增加傳動(dòng)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)生的瞬態(tài)扭振。3）控制動(dòng)力傳動(dòng)系總成怠速時(shí)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(dòng)系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。§5.1 扭轉(zhuǎn)減振器線性和非線性特性 扭轉(zhuǎn)減振器具有線性和非線性特性兩種形式。單級(jí)線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如（圖 5-1）所示，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應(yīng)用于汽油機(jī)汽車中。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)為柴油機(jī)時(shí)，怠速時(shí)引起變速器常嚙合齒輪齒間的敲擊，從而產(chǎn)生怠速噪

45、聲。在扭轉(zhuǎn)減振器中另設(shè)置一組剛度較小的彈簧，使其在怠速工況下起作用，以消除變速器怠速噪聲， 此時(shí)可得到兩級(jí)非線性特性，第一級(jí)的剛度很小，稱為怠速級(jí)，第二級(jí)的剛度較大。目前，在柴油機(jī)汽車中廣泛采用具有怠速級(jí)的兩級(jí)或三級(jí)非線性扭轉(zhuǎn)減振器 。三級(jí)非線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如圖5-2所示。 圖5-1 單級(jí)線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性 圖5-2 三級(jí)非線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性§5.2 扭轉(zhuǎn)減振器的主要參數(shù) 減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩是兩個(gè)主要參數(shù)。其設(shè)計(jì)參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩和極限轉(zhuǎn)角等。圖5-3減振器尺寸簡圖1.極限轉(zhuǎn)矩極限轉(zhuǎn)矩為減振器在消除限位銷與從動(dòng)盤轂缺口之間的間隙l(圖5-3)

46、時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，一般可取= (1.52.0) (5-1)式中，商用車：系數(shù)取1.5；乘用車：系數(shù)取2.0。試驗(yàn)表明，當(dāng)減振器傳遞的極限轉(zhuǎn)矩與汽車后驅(qū)動(dòng)輪的最大附著力矩相等時(shí)，傳動(dòng)系的動(dòng)載荷為最小；若，系統(tǒng)將產(chǎn)生沖擊載荷；若，則會(huì)增大減振器的角剛度，使傳動(dòng)系動(dòng)載荷有所增大。因此，也可按下式選取 (5-2)G2為汽車后驅(qū)動(dòng)橋靜載荷；為附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)=0.8；為齒輪滾動(dòng)半徑；為主減速比；為變速器一檔傳動(dòng)比=NN·m2. 扭轉(zhuǎn)角鋼度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圓周上，當(dāng)從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤轂轉(zhuǎn)過弧度時(shí)，彈簧相應(yīng)變形量為。此時(shí)所需加在從動(dòng)片上的轉(zhuǎn)矩為(5-

47、3)式中，為每個(gè)減振彈簧的線剛度(Nmm)；Zj為減振彈簧個(gè)數(shù)；為減振彈簧位置半徑(m)。根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義，則減振器扭轉(zhuǎn)剛度 (5-4) 為減振器扭轉(zhuǎn)剛度(N·m/rad)設(shè)計(jì)時(shí)可按經(jīng)驗(yàn)來初選 (5-5) N·m/rad 取=890 N·m/rad 3.阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 為了在發(fā)動(dòng)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 。一般可按下式初選 =(0.060.17) (5-6) =0.1152 = 5.72 N·m 4.預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動(dòng)，這是有利的。但是不應(yīng)大

48、于，否則在反向工作時(shí)，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故取 =(0.050.15) (5-7) =0.10 =0.10 52 = 5.2 N·m 5. 減振彈簧的位置半徑的尺寸應(yīng)盡可能大些，如圖7-3所示，一般取=(0.600.75)d/2 (5-8)=(0.600.75)125/2 = 37.546.875mm 取=40mm6 減振彈簧個(gè)數(shù)表61 減振彈簧個(gè)數(shù)的選取摩擦片外徑mm225250250325325350>3504668810>10因?yàn)樗x取摩擦片的外徑=180mm,故取=4。7.減振彈簧總壓力當(dāng)限位銷與從動(dòng)盤轂之間的間隙或被消除，減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值時(shí)，減振

49、彈簧受到的壓力為 (5-9) = 69.04/0.040 =1726 N§5.3 減振彈簧的計(jì)算 1. 單個(gè)減振彈簧的的工作載荷2. 減振彈簧的尺寸彈簧中徑D2：一般有結(jié)構(gòu)布置來決定，通常D2=1115mm 左右。查機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè)第883頁，取D2=14 mm彈簧鋼絲直徑d: (5-10) 式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力取550600 Mpa，此處=580Mpa所以取d = 3 mm減振彈簧的剛度:應(yīng)根據(jù)已選定的減振器扭轉(zhuǎn)剛度值及其布置尺寸,根據(jù)下式計(jì)算： (5-11) 減振彈簧的有限圈數(shù) : (5-12)式中，G為材料的剪切彈性膜量，對(duì)碳鋼可取G =8.3104 Mpa則有 總?cè)?shù)+(1.5

50、2)=3.844.34 此設(shè)計(jì)中取=5 圈減振彈簧的最小高度：指減振彈簧在最大工作負(fù)荷下的工作長度，考慮到此時(shí)彈簧的壓縮各圈之間仍需留一定的間隙，可確定為減振彈簧總變形量：指減振彈簧在最大工作負(fù)荷下所產(chǎn)生的最大壓縮變形，為 減振彈簧自由高度：指減振彈簧無負(fù)荷時(shí)的高度，為減振彈簧預(yù)變形量 減振彈簧安裝工作高度：它關(guān)系到從動(dòng)盤轂等零件窗口的尺寸設(shè)計(jì)，為 3. 從動(dòng)片相對(duì)于從動(dòng)盤轂的最大轉(zhuǎn)角 最大轉(zhuǎn)角和減振彈簧的工作變形量有關(guān)，其值為4. 限位銷與從動(dòng)盤轂缺口側(cè)邊的間隙 (5-13)式中，為限位銷的安裝尺寸。的取值一般為2.53 mm取=3 mm，則有設(shè)計(jì)中取=42mm5限位銷直徑 按結(jié)構(gòu)布置選定，一