《扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計(jì)（25頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、1 緒論 1.1 引言 由發(fā)動(dòng)機(jī)傳到汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中的轉(zhuǎn)矩是周期性地不斷變化的，因此使傳 動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。如果這一振動(dòng)頻率和傳動(dòng)系統(tǒng)固有頻率相重合，就將 發(fā)生共振，從而對傳動(dòng)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(jìn)行緊急制動(dòng)或者進(jìn)行猛烈結(jié)合離合器時(shí)，在瞬間內(nèi)將對傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動(dòng)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(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。 1.2 扭轉(zhuǎn)減振器的發(fā)展 隨著社會(huì)經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，汽車走進(jìn)了千家萬戶，人們在享受著汽車帶來的 便利的同時(shí)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(gè)必不 可少的部件，除了能通斷動(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)系中的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)將加大傳動(dòng)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(dòng)系的 振動(dòng)也是導(dǎo)致整車振動(dòng)的主要原因。據(jù)統(tǒng)計(jì)，我國因運(yùn)輸車輛的振動(dòng)使包裝 不妥的產(chǎn)品受

3、損，所造成的經(jīng)濟(jì)損失一年達(dá)數(shù)億元。同時(shí)由于轎車、客運(yùn)車 市場的發(fā)展，對汽車平順性的要求也越來越高，振動(dòng)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(dòng)而減少壽命，甚 至使汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性變差 【1】。因此，需要分析研究汽離合器在汽車傳動(dòng) 系統(tǒng)中的作用，建立傳動(dòng)系的振動(dòng)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(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)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(diǎn)是，在汽車起步時(shí)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(jìn)入30年代時(shí)，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(shí)踐經(jīng)驗(yàn)和技術(shù)上的改進(jìn)使 人們逐漸趨向與首選單片干式摩擦離合器，因?yàn)樗哂袕膭?dòng)部件轉(zhuǎn)動(dòng)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(diǎn)，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(jì)方面相當(dāng)完善。采用具有軸 向彈性的從動(dòng)盤，提高了離合器接合時(shí)的平順性。離合器從動(dòng)盤總成中裝有 扭轉(zhuǎn)減振器，防止了傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)共振，減小了傳動(dòng)系噪聲和動(dòng)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(jìn)，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(dòng)系 統(tǒng)的噪聲 1.3目前通用的從動(dòng)盤減振器在特性上存在如下局限性： 1）它不能使發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器振動(dòng)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(shí)的共振。研究表明，發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器振動(dòng)系統(tǒng)固有 頻率一般為40?70Hz，相當(dāng)于四缸發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 1200?2100r /min，或六 缸發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速800?1400r / min，一般均高于怠速轉(zhuǎn)速。 2）它在發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)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?yàn)樵趶膭?dòng)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(huì)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(dòng)片和從動(dòng)盤轂上都幵有六個(gè)窗口，在每個(gè)窗口中裝有一個(gè)減振 彈簧，因而發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩由從動(dòng)片傳給從動(dòng)盤穀時(shí)必須通過沿從動(dòng)片圓周切向 布置的彈簧，這樣即將從動(dòng)片和從動(dòng)盤轂彈性的連接在一起，從而改變了傳 動(dòng)系統(tǒng)的剛度。但六個(gè)彈簧屬統(tǒng)一規(guī)格并同時(shí)其作用時(shí)，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(jī) 汽車中。當(dāng)六個(gè)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(jìn)入 工作時(shí)，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(dòng)機(jī)汽車所采用。 當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)為柴油機(jī)時(shí)，由于怠速時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)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(dòng)系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降 低傳動(dòng)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(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。 所以， 扭轉(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)系接合部分瘄扭轉(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)生的眬態(tài)扭振。 （ 3 ）控制動(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)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(jī)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(dòng)系 統(tǒng)的共振 , 緩和沖擊 ,減少噪聲 ,提高傳動(dòng)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(dòng)片，從動(dòng)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(dòng)片鉚在一起。從動(dòng)片 5 用限位 銷 7 和減振 12 鉚在一起。這樣，摩擦片，從動(dòng)片和減振盤三者就被連在一 起了。在從動(dòng)片

10、 5 和減振盤 12 上圓周切線方向開有 6 個(gè)均布的長方形窗孔， 在在從動(dòng)片 和減振盤之間的從動(dòng)盤轂 8 法蘭上也開有同樣數(shù)目的從動(dòng)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(dòng)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(dòng)片和從動(dòng) 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(dòng)時(shí)， 從動(dòng)片與減振盤 相對從動(dòng)盤轂發(fā)生來回轉(zhuǎn)動(dòng)，系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)能量會(huì)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(dòng)片；6，9 —減振摩擦；7—

11、限位銷；8 —從動(dòng)盤轂；10 —調(diào)整墊片；11 — 減振彈簧；12 —減 4摩擦片的設(shè)計(jì) 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(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 Temax（ N.m ）按如下經(jīng)驗(yàn) 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(jì)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(dòng)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(gè)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(shí)應(yīng)耐磨。 （3） 要有足夠的機(jī)械強(qiáng)度，尤其在高溫時(shí)的機(jī)械強(qiáng)度應(yīng)較好 （4） 熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時(shí)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(shí)應(yīng)平順而無“咬住”和“抖動(dòng)”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(diǎn)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(qiáng)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(jì)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(shí)，黃銅鉚 接有較高的強(qiáng)度，同時(shí)，當(dāng)釘頭直接與主動(dòng)盤表面接觸時(shí)，黃銅鉚釘不致像 鋁鉚釘那樣會(huì)加劇主動(dòng)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(diǎn) 5扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 離合器從動(dòng)盤上扭轉(zhuǎn)減振器的性能參數(shù)計(jì)算： （1 ）確定發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪處激振力矩諧量和發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍的頻諧； （2）選擇車輛傳動(dòng)系動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型，寫出計(jì)算模型的運(yùn)動(dòng)方程，并確 定計(jì)算模型中有關(guān)車輛的慣性參數(shù)和彈性參數(shù)，同時(shí)要對扭轉(zhuǎn)減振器的特性 進(jìn)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(dòng)機(jī)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(jì)算機(jī)根據(jù)計(jì)算模型作數(shù)值模擬計(jì)算, 確定最佳摩擦力矩，依據(jù)是，考慮在各檔下發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)盤做功能試驗(yàn)和壽命實(shí)驗(yàn)，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(gè)主要 參數(shù)。其設(shè)計(jì)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(dòng)盤轂缺口之間的間隙時(shí)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(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。 本設(shè)計(jì)中設(shè)計(jì)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(jì)任務(wù)書中可知式 Temax =700N.m 帶入式 (1-1) 中計(jì)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(dòng)片相對于其從動(dòng)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(dòng)機(jī)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(dòng)片相對從動(dòng)盤轂轉(zhuǎn)過 弧 度時(shí)，彈簧相應(yīng)變形量為 R0 。此時(shí)所需加在從動(dòng)片上的轉(zhuǎn)矩為 2 T =1000 K Z j R02 (1-2) 式中，T為使從動(dòng)片相對從動(dòng)盤轂轉(zhuǎn)過 =0.07弧度所需加的轉(zhuǎn)矩(N m); K為每個(gè)減振彈簧的線剛度(N / mm) ; Zj為減振彈簧個(gè)數(shù)；Ro為減振彈簧 位置半徑 (m)

20、 。 根據(jù)振動(dòng)理論，對于隔振的要求，如果要把傳動(dòng)系的固有頻率降低至發(fā) 動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)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(shí)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(jì)有限位銷，限制減振彈簧傳遞最大轉(zhuǎn)矩 時(shí)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(dòng)系因轉(zhuǎn)矩變化所引起的動(dòng)載荷不能得到有效緩沖，而降低動(dòng)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(dòng) 盤轂缺口之間的間隙時(shí)，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(jì)時(shí)可按經(jīng)驗(yàn)來初選 k 13T j (1-4) 本設(shè)計(jì)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低， 故在發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)。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(dòng)的振幅為最小。故為了在發(fā)動(dòng)機(jī)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(jì)中根據(jù)設(shè)計(jì)要求取系數(shù)為 0.08 T = 0.08 700 56N.m 在驅(qū)動(dòng)工況下，由于發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩要通過從動(dòng)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(shí)， 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(yàn)，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(jì)算技術(shù)的進(jìn)步，現(xiàn)在國外的廠商已完全有能力對整個(gè) 傳動(dòng)系的關(guān)鍵部位處的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)進(jìn)行可靠的計(jì)算分析，并作出評價(jià)以進(jìn)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(jìn)行調(diào)整時(shí)，通常仍是通過 有經(jīng)驗(yàn)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(yàn)調(diào)整離合器減振器參數(shù)的方法能在比較短的時(shí)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(shí)都有一定的預(yù)緊。與無預(yù)緊 力矩時(shí)相比當(dāng)兩種角剛度和極限轉(zhuǎn)角分別相同時(shí)，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(shí)，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(dòng)， 這是有利的。但是Tn不應(yīng)大于L,否則在反向工作時(shí)，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(jì)中根據(jù)設(shè)計(jì)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(jì)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(jì)中取R0為55mm。 5.6. 減振彈簧個(gè)數(shù)Zj Zj參照表1-1選取。 表1-1減振彈簧個(gè)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(jì)手冊》其推薦值 A=25?27mm 本設(shè)計(jì)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(dòng)盤轂之間的間隙△ 到最大值Ti時(shí)，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(jì)計(jì)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(jì)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(jì)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(jì)中取d=4mm 通過計(jì)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(jì)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(jì)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(shí)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(shí)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(shí)的預(yù)變形量，它與選取的預(yù)緊力矩 Tn有關(guān)，其計(jì)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(jì)，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(dòng)盤鋼片相對從動(dòng)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(shí)，從動(dòng)盤鋼片相對從動(dòng)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(dòng)機(jī)， j取 上限。 由公式(6-9)得 j ?2arcsin=5.6 0 6.4 限位銷與從動(dòng)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(jì)取 d =10mm 。 7 從動(dòng)片設(shè)計(jì) 7.1 從動(dòng)片選材與厚度設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)從動(dòng)片時(shí)，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(dòng)慣量。這是因?yàn)樵谄囆旭傊羞M(jìn)行換擋時(shí)，首 先要切斷動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量成正比， 因此為

32、了減少轉(zhuǎn)動(dòng)慣量以減輕變速器換擋時(shí)的沖擊，從動(dòng)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(jì)，從動(dòng)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(dòng)慣量。 7.2 從動(dòng)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(jì)中從動(dòng)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(dòng)盤和從動(dòng)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(dòng)盤鋼片，主要有三種結(jié)構(gòu)形式：整體式 彈性從動(dòng)盤鋼片結(jié)構(gòu)，分幵式彈性從

33、動(dòng)盤鋼片結(jié)構(gòu)， 組合式從動(dòng)盤鋼片結(jié)構(gòu)。 本設(shè)計(jì)選擇整體式彈性從動(dòng)盤鋼片結(jié)構(gòu)。其主要尺寸有摩擦片尺寸決定。 8 從動(dòng)盤轂設(shè)計(jì) 從動(dòng)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(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)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(dòng)盤轂花鍵的尺寸 從動(dòng)盤 發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)盤轂的軸向尺寸不宜過小，以免在花鍵軸上滑動(dòng)時(shí)產(chǎn)生偏斜而使 分離不徹底。從動(dòng)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(dòng)片配合處，應(yīng)進(jìn)行高頻處理。 花鍵強(qiáng)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(jìn)行擠壓應(yīng)力計(jì)算，當(dāng)應(yīng)力偏大時(shí)可適當(dāng)增加花鍵轂的軸向長度 擠壓

36、應(yīng)力的計(jì)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(dòng)盤轂的數(shù)目 Temax —發(fā)動(dòng)機(jī)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(jì)要求 9 減震盤與減振摩擦片的設(shè)計(jì) 9.1 減震盤的設(shè)計(jì) 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(jì) 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