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1、1 緒論 1.1 汽車離合器的發(fā)展 汽車自 19 世紀末誕生至今 100 余年期間，汽車工業(yè)從無到有，以驚人的速度發(fā)展， 寫下了人類近代文明史的重要篇章。汽車是數(shù)量最多，最普及，活動范圍最廣泛，運輸量 最大的現(xiàn)代化交通工具。可以斷言，沒有哪種機械產(chǎn)品像汽車那樣對社會產(chǎn)生如此廣泛而 深遠的影響。 在以內(nèi)燃機作為動力的機械傳動汽車中， 無論是AMT或 MT離合器都作為一個獨立的 部件而存在。雖然發(fā)展自動傳動系統(tǒng)是汽車傳動系的發(fā)展趨勢，但有人指出：根據(jù)德國出 版的2003年世界汽車年鑒，2002年世界各國U4家汽車公司所生產(chǎn)的1864款乘用車中， 手動機械變速器車款數(shù)為 1337 款；在我國

2、，乘用車中自動擋車款式只占全國平均數(shù)的 26．53％；若考慮到商用車中更是多數(shù)采用手動變速器，手動擋汽車目前仍然是世界車款 的主流（當然并不排除一些國家或地區(qū)自動擋式車款是其主流產(chǎn)品 ）。談到未來，考慮到傳 動系由MT向自動傳動系過渡，采用 AMT技術其產(chǎn)品改造較為容易，因此 AMT技術是自動 傳動系統(tǒng)有力的競爭者。可以說，從目前到將來離合器這一部件將會伴隨著內(nèi)燃機一起存 在，不可能在汽車上消失。 在早期研發(fā)的離合器結構中，錐形離合器最為成功。它的原型設計曾裝在 1889 年德 國戴姆勒公司生產(chǎn)的鋼質(zhì)車輪的小汽車上，它是將發(fā)動機飛輪的內(nèi)孔做成錐體作為離合器 的主動件。采用錐形離合器的方案一直

3、延續(xù)到 20世紀 20年代中葉，對當時來說，錐形離 合器的制造比較容易，摩擦面容易修復。它的摩擦材料曾用過駝毛帶、皮革帶等。那時也 曾出現(xiàn)過蹄—鼓式離合器來替代錐形離合器，該結構采用的是內(nèi)蹄—鼓式。這種結構型式 有利于在離心力作用下使蹄緊貼鼓面。蹄—鼓式離合器用的摩擦元件為木塊、皮革帶等， 蹄—鼓式離合器的重量較錐形離合器輕。無論錐形離合器或蹄—鼓式離合器，都容易造成 分離不徹底甚至出現(xiàn)主、從動件根本無法分離的自鎖現(xiàn)象 （當時所提供的材料復合體的摩 擦系數(shù)變化很大，容易引起自鎖 ） 。 現(xiàn)今所用的盤片式離合器的先驅(qū)是多片盤式離合器，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

4、，在汽車起步時離合器的接合比較平順，無沖擊。早期的設計 中，多片按成對布置設計， 一個鋼盤片對著一青銅盤片。 采用純粹的金屬對金屬的摩擦副， 把它們浸在油中工作，能達到更為滿意的性能。 浸在油中的盤片式離合器，盤子直徑不能太大，以避免在高速時把油甩掉。此外，油 也容易把金屬盤片粘住，不易分離。但畢竟還是優(yōu)點大于缺點。因為在當時，許多其他離 合器還在原創(chuàng)階段，性能很不穩(wěn)定。 石棉基摩擦材料的引入和改進，使得盤片式離合器可以傳遞更大的轉(zhuǎn)矩，能耐受更高 的溫度。 此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用較小的摩擦面積， 閱而可以減少摩擦片數(shù)， 這是由多片離合器向單片離合器轉(zhuǎn)變的關鍵。 20 世紀 20

5、 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才使用多片離合器。 早期的單片干式離合器有與錐形離合器相類似的問題，即離合器接合時不夠平順。但 是，由于單片干式離合器結構緊湊，散熱良好，轉(zhuǎn)動慣量小，所以以內(nèi)燃機為動力的汽車 經(jīng)常采用它，尤其是成功地開發(fā)了價格便宜的沖壓件離合器蓋以后更是如此。 實際上早在 l920 年就出現(xiàn)了單片干式離合器，這和前面提到的與發(fā)明了石棉基的摩 擦面片有關。但在那時相當一段時間內(nèi)，由于技術設計上的缺陷，造成了單片離合器在接 合時不夠平順等問題。第一次世界大戰(zhàn)后初期，單片離合器的從動盤金屬片上是沒有摩擦 面片的，摩擦面片是貼附在主動件飛輪和壓盤

6、上，彈簧布置在中央，通過杠桿放大后作用 在壓盤上。后來改用多個直徑較小的彈簧 （ 一般至少 6 個） ，沿著圓周布置直接壓在壓盤上， 成為現(xiàn)今最為通用的螺旋彈簧布置方法。這種布置在設計上帶來了實實在在的好處，使壓 盤上彈簧的工作壓力分布更均勻，并減小了軸向尺寸。 多年的實踐經(jīng)驗和技術上的改進逐漸趨向于首選單片干式摩擦離合器，因為它具有從 動部分轉(zhuǎn)動慣量小、散熱好、結構簡單、調(diào)整方便、尺寸緊湊、分離徹底等優(yōu)點，而且由 于在結構上采取—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。 1.2 汽車離合器的基本功用 1）在汽車起步時，通過離合器主動部分（與發(fā)動機曲軸相聯(lián)）

7、和從動部分（與變速 器第一軸相接）之間的滑磨、轉(zhuǎn)速的逐漸接近，使旋轉(zhuǎn)著的發(fā)動機和原為靜止的傳動系平 穩(wěn)地接合，以保證平穩(wěn)起步； 2 ）當變速器換擋時，通過離合器主、從動部分的迅速分離來切斷動力傳遞，以減輕 換擋時輪齒間的沖擊，便于換擋； 3 ）當傳給離合器的轉(zhuǎn)矩超過其所能傳遞的最大力矩（即離合器的最大摩擦力矩）時， 其主、從動部分將產(chǎn)生相對滑磨。這樣，離合器就起著保護傳動系防止其過載的作用。例 如：當汽車緊急制動而又沒有分離離合器時，由于離合器的滑磨可避免發(fā)動機因突然減速 而引起巨大的慣性力矩。 1.3 汽車 離合器的基本要求 1）既能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩又能防止傳動系過載； 2

8、）接合完全且平順、柔和，使汽車起步時無抖動、無沖擊；分離徹底、迅速； 3）工作性能穩(wěn)定，即作用在摩擦片上的總壓力不應因摩擦表面的磨損而有明顯變化， 摩擦系數(shù)在離合器工作過程中應力求穩(wěn)定； 4）從動部分的轉(zhuǎn)動慣量要小，以減小掛檔時的齒輪沖擊并方便掛檔； 5）能避免和衰減傳動系的扭振，具有吸收振動、沖擊和降低噪聲的能力； 6）通風散熱性良好； 7）操縱輕便； 8）具有足夠的強度，工作可靠、使用壽命長； 9）力求結構簡單，緊湊，質(zhì)量小，制造工藝性好，維修方便； 10）設計時應注意對旋轉(zhuǎn)件的動平衡要求和離心力的影響。 2離合器結構方案分析 本次設計的原始數(shù)據(jù)為: 1） 發(fā)

9、動機的最大功率 P=247.13 Kw 336 馬力 2） 發(fā)動機的最大扭矩 n=950N.m 3） 汽車總質(zhì)量30t 載重17t 2.1 從動盤數(shù)及干、濕式的選擇 單片干式離合器（圖2— 1）結構簡單，調(diào)整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉(zhuǎn) 動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤時也能接合平順。對轎車和輕型、微型貨 車而言，發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩一般不大。因此，單片離合器廣泛用于各級轎車及微、輕、中 型客車與貨車上，在發(fā)動機轉(zhuǎn)矩不大于 ioooN.m勺大型客車和中型貨車上也有所推廣。當 轉(zhuǎn)矩更大時刻采用雙片離合器。 圖2-1 單片離合器 Figure 2-1 Mon olith

10、ic clutch 圖2-2 雙片離合器 Figure 2-2 Double feature clutch 雙片干式離合器（圖2—2）與單片離合器相比，由于摩擦面增多使傳遞轉(zhuǎn)矩的能力增 大，接合也更平順、柔和；在傳遞相同轉(zhuǎn)矩的情況下，其徑向尺寸較小，踏板力較小。但 軸向尺寸加大且結構復雜；中間壓盤的通風散熱性差易引起過熱而加快摩擦片的磨損甚至 燒傷碎裂；分離行程大，調(diào)整不當分離也不易徹底；從動件轉(zhuǎn)動慣量大易使換擋困難等。 僅用于傳遞的轉(zhuǎn)矩大且徑向尺寸受到限制時。 多片濕式離合器摩擦面更多， 接合更加平順柔和； 摩擦片浸在油中工作， 表面磨損小。 但分離行程大、分離也不易徹底，特別

11、是在冬季油液粘度增大時；軸向尺寸大；從動部分 的轉(zhuǎn)動慣量大， 故過去未得到推廣。 近年來， 由于多片濕式離合器在技術方面的不斷完善， 重型車上又有采用，并不斷增加。因為它采用油泵對摩擦表面強制冷卻，使起步時即使長 時間打滑也不會過熱，起步性能好，并且使用壽命較干式高出 5-6 倍。 多片離合器多用于 重型貨車和自卸車上。 本次設計為重型載貨汽車離合器的設計，設計原始數(shù)據(jù)為：發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩 T=950N.n,故選用單片干式磨擦離合器作為本次設計對象。它由從動盤、壓盤驅(qū)動裝置、 壓緊彈簧、離合器蓋、分離杠桿、分離軸承等構成。 2.2 壓緊彈簧的結構型式及布置 離合器壓緊彈簧的結構型式有：

12、圓柱螺旋彈簧、矩形斷面的圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧 等?？刹捎醚貓A周布置、中央布置和斜置等布置型式。根據(jù)壓緊彈簧的型式及布置，離合 器分為：周置彈簧離合器、中央彈簧離合器、斜置彈簧離合器、膜片彈簧離合器。 1） 周置彈簧離合器的壓緊彈簧是采用圓柱螺旋彈簧并均勻布置在一個圓周上。有的 重型汽車將壓緊彈簧布置在同心的兩個圓周上。周置彈簧離合器的結構簡單、制造方便， 過去廣泛用于各類型汽車上?，F(xiàn)代由于轎車發(fā)動機轉(zhuǎn)速的提高，在高轉(zhuǎn)速離心力的作用下 周置彈簧易歪斜甚至嚴重彎曲鼓出而顯著降低壓緊力；另外，也使彈簧靠到定位座柱上而 使接觸部位嚴重磨損甚至出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象。 在中、重型汽車上， 周置彈簧離合器仍得到

13、采用。 在設計上應注意彈簧與壓盤間的隔熱，例如加裝隔熱墊、加強散熱通風等，因彈簧易受壓 盤熱而回火失效。為了保證摩擦片上的壓力均勻，壓簧的數(shù)目不應太少，且要隨摩擦片直 徑的增大而增多。在選擇離合器的后備系數(shù)時應考慮到這種離合器在摩擦片磨損后壓盤的 壓緊力無法調(diào)整。 2） 中央彈簧離合器采用一個矩形斷面的圓錐螺旋彈簧或用 1-2 個圓柱螺旋彈簧做壓 簧并布置在離合器中心的結構型式，稱為中央彈簧離合器。這是壓簧不與壓盤直接接觸， 因此壓盤由于摩擦而產(chǎn)生的熱量不會直接傳給彈簧而使其回火失效。壓簧的壓緊力是經(jīng)杠 桿系統(tǒng)作用于壓盤，并按杠桿比放大，因此可用力量較小的彈簧得到足夠的壓盤壓緊力， 使操縱較

14、輕便。壓盤的壓緊力可通過調(diào)整墊片或螺紋進行調(diào)整。因此，當摩擦表面磨損后 經(jīng)調(diào)整即可恢復規(guī)定的壓緊力，故設計時離合器的后備系數(shù)可選的小寫，這樣也就減小了 壓緊力和分離力。 為了使壓盤的壓緊力分布均勻， 使離合器結合柔和， 常采用數(shù)目較多的、 由彈簧片做成的杠桿，稱為彈性壓桿，其內(nèi)端的孔內(nèi)裝有由座圈定位的鋼球以形成鉸接。 其中段常常做成葉片形狀以利于離合器的通風散熱。采用中央圓柱螺旋彈簧時離合器的軸 向尺寸較大，而矩形斷面的錐形彈簧則可明顯縮小軸向尺寸，但其制造比較困難。 3）斜置彈簧離合器是重型汽車采用的一中新型結構。以數(shù)目較多的一組圓柱螺旋彈 簧為壓緊彈簧，分別以傾角a斜向作用于傳力套上，

15、后者再推動壓桿并按杠桿比放大后作 用到壓盤上。這時，作用在壓桿內(nèi)端的軸向推力 Fa等于彈簧壓力 F的軸向分力，即 F Fcos 。當摩擦片磨損后壓桿內(nèi)端隨傳力套前移，使彈簧伸長，壓力 F 減小，傾角 a也減小，而 COS則增大。這樣即可使在摩擦片磨損范圍內(nèi)壓緊彈簧的軸向推力 F Fcos 幾乎保持不變，從而使壓盤的壓緊力也幾乎保持不變。同樣，當離合器分離時 后移傳力套， FCOS 也大致不變。因此，斜置彈簧離合器與前兩種離合器相比，突出優(yōu)點 是工作性能穩(wěn)定，也取得一定的應用。 4）膜片彈簧離合器作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼制成的、具有“無底 碟子”形狀的截錐形薄壁膜片， 且自其小

16、端在錐面上揩油許多徑向切槽， 以形成彈性杠桿， 而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側(cè)有支承圈，后者借助于固定 在離合器蓋上的一些鉚釘來安裝定位。當離合器蓋未固定到飛輪上時，膜片彈簧不受力而 處于自由狀態(tài)。當離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支撐圈則 壓膜片彈簧使其產(chǎn)生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧近乎變平。同時在膜片彈簧的 大端對壓盤產(chǎn)生壓緊力使離合器處于接合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移使膜片彈 簧壓前支承圈并以其為指點發(fā)生反錐形的轉(zhuǎn)變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動 壓盤使離合器分離。 本次設計題目為重型貨車離合器設計，根據(jù)需要，選擇周

17、置螺旋彈簧離合器。 2.3 壓盤的驅(qū)動方式 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時它和飛輪一同帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以 它應與飛輪連接在一起。但這種連接應允許壓盤在離合器分離過程中能自由地作軸向移 動。 壓盤與飛輪的連接方式或其驅(qū)動方式有：凸塊 -窗孔式、傳力銷式、鍵式（鍵槽 - 指銷 式）以及彈性傳動片式等。 凸塊- 窗孔式是在單片離合器中曾長期采用的傳統(tǒng)結構 （見圖 2-3（a） ）。該結構是在壓 盤外緣鑄出 3-4 個凸塊，裝配時伸入離合器蓋對應的長方形窗孔中，而離合器蓋則與飛輪 相連?？紤]到摩擦片磨損后壓盤將向前移，因此凸塊應突出窗孔以外。其結構簡單，但凸 塊與窗孔的配合處磨損

18、后易使定心精度降低而失去平衡，且會產(chǎn)生沖擊和噪聲。因此，在 現(xiàn)代離合器中已很少采用。 傳力銷式是雙片離合器采用的傳統(tǒng)結構，它是沿圓周均勻分布的幾個傳力銷將飛輪與 中間壓盤、壓盤連接在一起（見圖 2-3（b））。 鍵式也是一種壓盤的驅(qū)動方式，包括鍵槽-指銷式及鍵齒式兩種，它是用鍵槽-指銷或 鍵齒將壓盤與飛輪相連接而又不影響分離時壓盤的軸向移動（見圖 2-3（c）和（d））。 在雙片離合器的結構中也有采用綜合式的壓盤驅(qū)動方式，即中間壓盤通過鍵、壓盤則 通過凸塊-窗孔驅(qū)動。 （町 （0 佝 剛 圖2-3 壓盤的驅(qū)動方式 Figure 2-3 The pressure plate dr

19、ive mode 上述的幾種壓盤驅(qū)動方式有一個共同的缺點，即連接之間有間隙（如凸塊與窗孔之間 的間隙約為0.2mm左右）。這樣，在傳動時將產(chǎn)生沖擊和噪聲。且隨著接觸部分磨損的增 加，間隙將增大，引起更大的沖擊和噪聲，甚至可能導致凸塊根部出現(xiàn)裂紋而造成零件的 早起損壞。另外，在離合器分離時，由于零件間的摩擦將降低離合器操縱部分的傳動效率。 為了消除上述缺點，近年來廣泛采用了彈性傳動片的傳力方式。 彈性傳動片是由薄彈簧鋼帶沖壓制成（見圖 2-3（e）），其一端鉚在離合器蓋上，另一 端用螺釘固定在壓盤上，且多用 3-4組（每組2-3片）沿圓周作切向布置以改善傳動片的 受力狀況，這時，當發(fā)動機驅(qū)

20、動時傳動片受拉，當拖動發(fā)動機時傳動片受壓。這種用傳動 片驅(qū)動壓盤的方式不僅消除了上述缺點，而且簡化了結構，降低了對裝配精度的要求且有 利于壓盤的定中。 此次設計為單盤周置螺旋彈簧離合器， 壓盤驅(qū)動方式選擇彈性傳動片式，共設計3組, 每組兩片。 2.4 分離杠桿的結構形式 在周置彈簧離合器中一般采用3-6個分離杠桿或簡稱分離桿；在中央彈簧離合器中則 只有彈性壓桿而沒有分離杠桿；在斜置彈簧離合器中也只有壓桿；在膜片彈簧離合器中， 分離杠桿的作用由膜片彈簧本身形成的彈性杠桿來完成。 此次設計周置圓柱螺旋彈簧離合器，經(jīng)常采用的分離杠桿的結構型式有如圖 2-4所示 的幾種。對它們的共同要求是：

21、杠桿應有足夠的剛度；其支承處的摩擦損失要小；其支承 機構與壓盤的驅(qū)動機構在運動時不發(fā)生干涉；分離杠桿內(nèi)端的位置應便于調(diào)整以便分離軸 承能同時均衡地壓緊所有分離杠桿；分離杠桿的質(zhì)心要設計得盡量靠近其中間支承處，以 避免在高速時因分離杠桿的離心力造成壓緊力的降低。 如圖2-4d所示的所謂擺動塊式分離杠桿，是由鋼板沖壓制成。結構比較簡單，調(diào)整方便， 還具有磨損小等優(yōu)點，所以在汽車上得到廣泛應用。 皿 Ibl 聞 {di 圖2-4 離合器分離杠桿的結構型式 1-滾銷；2-支撐銷（切有平面）；3-滾針軸承； 4-調(diào)整螺栓；5-擺動塊；6-浮動銷；7-調(diào)整螺栓 Figure 2-4 The

22、 structure of the clutch lever type 1-roll ing pin; 2-support pin （cut has pla ne）; 3-n eedle beari ng; 4-adjustme nt bolts; 5-sw inging piece; 6-floati ng pin; 7-adjustme nt bolts 擺動塊式分離杠桿由分離杠桿及其浮動銷、調(diào)整螺栓、擺動塊、分離杠桿彈簧組成， 彈簧向前推動分離杠桿使其浮動銷靠向調(diào)整螺栓裝浮動銷的大孔（孔徑比浮動銷直徑大許 多）的前緣平面處。當離合器處于接合狀態(tài)時，分離杠桿的內(nèi)端被推向前，浮動銷則沿

23、螺 栓孔的平面移向內(nèi)緣，與此同時擺動塊的前端在分離杠桿上的支點則作圓弧移動（移動量 一般都不大，約1mm，并以此協(xié)調(diào)于東，避免發(fā)生干涉。 2.5 分離軸承的類型 分離軸承在工作中主要承受軸向力；在分離離合器時由于分離軸承旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生離心力， 形成其徑向力。故離合器的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承兩種。前者適用于高 轉(zhuǎn)速低軸向負荷，后者適用于相反情況。設計題目為重型貨車離合器設計，故選用止推軸 承。 2.6 從動盤的結構型式 簡單的從動盤由從動片、摩擦片及從動盤轂鉚接而成，其結構簡單、質(zhì)量小，有時用 于重型汽車尤其是雙片離合器中。 采用帶扭轉(zhuǎn)減震器的從動盤是發(fā)展趨勢。 這時，從動片與花

24、鍵轂間通過減震彈簧相連， 具有切向彈性以消除高頻共振并起緩沖作用。從動片、花鍵轂與減振盤間有減振摩擦片， 裝碟形墊片作彈性夾緊后起摩擦阻尼作用，并使阻尼力矩保持穩(wěn)定，以吸收部分能量、衰 減低頻振動。扭轉(zhuǎn)減震器按發(fā)動機及傳動系專門設計并經(jīng)試驗修正，則可得到最佳減振、 降噪效果。 2.6.1 摩擦片 摩擦片對離合器的工作性能及可靠性、耐久性都有很大影響。對摩擦片的要求是：摩 擦系數(shù)要穩(wěn)定，溫度、滑磨速度及單位壓力的變化對其影響要??；熱穩(wěn)定性要好；有足夠 的機械強度及耐磨性；磨合性能好，不致刮傷飛輪及壓盤等的表面；長期停放時摩擦面間 不發(fā)生“粘著”；告訴條件下工作要求材料密度??；油、水對摩擦性能

25、的影響應最小；接 合時應平順、無“咬住”或“抖動”現(xiàn)象等。當前采用最廣的失眠塑料摩擦片是有耐熱性 和化學性都比較好的石棉或石棉織物與粘合劑和特種添加劑等材料混合后熱壓制成。其摩 擦系數(shù)約為 1.3-0.45 。由于其造價低， 密度小且對大多數(shù)在正常條件下工作的汽車來說能 滿足使用要求，使用效果也良好，故得到廣泛應用。材料選取石棉基。 2.6.2 從動片 從動片都做得比較薄，并使其質(zhì)量分布盡可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，以減小其轉(zhuǎn)動慣量。 為了使離合器接合平順，從動片尤其是單片離合器的從動片，一般都使其具有軸向彈性。 最簡單的方法是從動片上開 T 形槽，外緣形成許多扇形，并將它們沖壓成一次向不同方向

26、彎曲的波浪形。兩邊的摩擦片則分別鉚在每相隔一個的扇形片上。在離合器接合時，從動 片被壓緊，彎曲的波浪形扇形部分被逐漸壓平， 使從動盤上的壓力和傳遞的轉(zhuǎn)矩逐漸增大， 故接合平順柔和。這種切槽有利于減少從動片的翹曲。其缺點是很難保證每片扇形部分的 剛度完全一致 14■昭謝 5舗缺去） 細 圖2-5組合式彈性從動片 1- 從動片；2-摩擦片鉚釘；3-波形彈簧片鉚釘；4-摩擦片；5-波形彈簧片 Figure 2-5 Comb in ed-type elastic drive n films 1-drive n slices. 2-frictio n piece of rivet;

27、3-waveform shrap nal rivets; 4-frictio n slices. 5-waveform of spri ng 在載貨汽車上常采用一中所謂組合式從動片。這種結構在靠近壓盤一側(cè)的從動片上鉚 著波形彈簧片，摩擦片則鉚在波形彈簧片上，而靠近飛輪一側(cè)的摩擦片則直接鉚在從動片 上。其轉(zhuǎn)動慣量較大，但對于要求剛度較高、外形穩(wěn)定性好的大型從動片來說，這種結構 也是可以采用的。 波形彈簧片的壓縮行程可取為 0.8-1.5mm，至少不應小于0.6mm 雙片離合器由于本身接合比較平順，故一般都不采用有軸向彈性的從動片。否則將會 引起要大大增加踏板工作行程或是要縮小分離杠桿比而使

28、踏板操縱力增大等不良后果。 摩擦片與從動片可鉚接也可粘接。鉚接鉚釘應由銅或鋁等較軟的金屬制造，鉚接的優(yōu) 點是可靠且換裝摩擦片方便。粘接可增加摩擦面積且摩擦片厚度的利用也較好。 2.7 離合器的通風散熱措施 提高離合器工作性能的有效措施是借助于其通風散熱系統(tǒng)降低其摩擦表面的溫度。在 正常使用條件下，離合器壓盤工作表面的溫度一般均在 180oC以下。隨著其溫度的升高, 摩擦片的磨損將加快。當壓盤工作表面的溫度超過 180°C?200°C時，摩擦片的磨損速度 將急劇升高。在特別嚴酷的使用條件下，該溫度有可能達到 1000oC，在高溫下壓盤會翹 曲變形甚至會產(chǎn)生裂紋和碎裂；由石棉摩擦材料制

29、成的摩擦片也會燒裂和破壞。為防止摩 擦表面的溫度過高，除壓盤應有足夠的質(zhì)量以保證有足夠的熱容量外，還應使其散熱通風 良好。為此，可在壓盤上沒置散熱筋或鼓風筋；在雙片離合器中間壓盤體內(nèi)鑄出足夠多的 導風槽，這種結構措施在單片離合器壓盤上也開始采用；將離合器蓋和壓桿設計成帶有鼓 風葉片的結構；在保證有足夠剛度的前提下在離合器蓋上開出較多或較大的通風口，以加 強摩擦表面的通風散熱和清除摩擦產(chǎn)生的材料粉末；在離合器殼上設置離合器冷卻氣流的 入口和出口等所謂通風窗，在離合器殼內(nèi)裝設為冷卻氣流導向的導流罩，以實現(xiàn)對摩擦表 面有較強定向氣流通過的通風散熱等。 3離合器各部件的設計計算 3.1 離合器主要

30、參數(shù)的確定 摩擦片或從動盤的外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸有決定性的影 響，并根據(jù)離合器能全部傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩來選擇。為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn) 矩Temax，離合器的靜摩擦力矩T應大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax，而離合器傳遞的摩擦力矩 譏 又決定于其摩擦面數(shù)Z、摩擦系數(shù)f、作用在摩擦面上的總壓緊力P與摩擦片平均摩擦半 徑Rm，即 Tc Temax ZfP Rm N?m (3-1) 式中 ——離合器的后備系數(shù)，中、重型貨車選 1.60-2.25之間。選擇時考慮摩擦片磨 損 后仍能傳遞Temax及避免起步時滑磨時間過長；同時應考慮防止傳動系過載及 操

31、縱輕便等。 f ――摩擦系數(shù)，計算時一般取 0.25-0.30。此處取0.28 摩擦片平均摩擦半徑Rm （當壓力均布時）為 (3-2) _ 1 D3 d3 2 R3 r3 m 2 2 2 2 3 D2 d2 3 R2 r2 式中D ――摩擦片外徑，D 2R ； d 摩擦片內(nèi)徑，d 2r。 圖3-1 摩擦片上的單元摩擦面積 Figure 3-1 the fricti on on un it area of friction 當d D 0.6時，Rm可足夠精確地由下式求得: (3-3) 設Po為摩擦表面所承受的單位面積上的壓力，則單元摩擦面積 dS上產(chǎn)生的單元摩擦

32、 力為 dF fpodS fpo (3-4) 而單元摩擦力矩為 2 dT fpo d (3-5) 整個摩擦片上產(chǎn)生的摩擦力矩則為 R T fPo r 2 2d d 0 (3-6) 而單位壓力為 Po (3-7) 對于具有Z對摩擦表面（此處Z 的離合器，其摩擦力矩則為 Tc ZT 2 fpo (3-8) 再將式（3-7 ）帶入上式，得 (3-9) Tc ZfP 此式就是式（3-2）代入式（3-1 ）的結果 離合器應按轉(zhuǎn)矩容量及熱容量設計，摩擦片或從動片外徑 D是其基本尺寸，它關系到 結構尺寸及質(zhì)量的大小和使用壽命的長短。 決定離合器輪轂尺

33、寸及其摩擦表面耐磨性的因素之一是作用在其摩擦表面上的單位 面積壓力Po?，F(xiàn)根據(jù)式（3-9 ）及（3-1 ）有 Tc - fzpo R3 3 f PoD3 1 12 * T 3 emax D (3-10) D 2R 2.5廠Temax—fzp。 (3-11 ) 當發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax已知，離合器的結構型式和摩擦片材料已定， Z和f便已定， 上式便成了離合器的D， ， P0三參數(shù)的關系式。選好 及Po，則摩擦片尺寸即可確定。 對于石棉基摩擦材料，通常取 Po 0.15~0.25MPa，且較小值用于發(fā)動機后備功率較小、 離合器使用頻繁的汽車，裝載質(zhì)量打或在壞路面上形

34、式的汽車。 貨車約為0.14 ~ 0.23MPa。 當摩擦片外徑較大時，為降低其外緣處的熱負荷，也應降低 P0值。選擇 時應考慮到：為 了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩及防止過長時間的滑磨， 應取較大值。 綜上所述， 取2.15， p0取0.16MPa。 代入數(shù)據(jù)得：Tc 2042.5，Rm 16，D=400 離合器摩擦片外徑D按經(jīng)驗公式 D 100、T；x ( 3-12) 根據(jù)Temax初選。 式中 Temax——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； A ――系數(shù)，貨車，雙片離合器取 45-55，此處取55. 初取D=415后，與計算結果接近，還需注意摩擦片尺寸系列化和標準化，并且選取時選取 尺

35、寸應略大于計算尺寸。 表3-1 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) Table 3-1 clutch friction die size series and parameters 外徑D / mm 內(nèi)徑d / mm 厚度/ mm 內(nèi)外徑之比d D 單面面積/mm2 325 190 3.5 0.585 54600 350 195 4 0.557 67800 380 205 4 0.540 72900 405 220 4 0.543 90800 430 230 4 0.535 103700 根據(jù)表3-1取D 430 mm ； d 2

36、30 mm ； d D 0.535 ； 2 F 103700 mm。 3.2 壓緊彈簧的設計計算 離合器壓緊彈簧采用圓柱螺旋彈簧，材料選用 65Mn制造，硬度HRC4L50。 周置圓柱螺旋彈簧的數(shù)目9個，以便得到均勻的壓力，且應是分離杠桿數(shù)目的整數(shù)倍， 以避免壓盤在分離時偏斜。在確定彈簧數(shù)目對應考慮到對輕型裝載量的汽車來說，每個彈 簧的壓緊力不應超過600?700M螺旋彈簧的兩端應拼緊并磨平以便使兩端支承面較大、 各圈受力均勻，且彈簧的垂直度偏差較小。周置壓緊彈簧的外徑通常限制在 27?30mm之 間，彈簧的工作高度做成相同的尺寸，用改變鋼絲直徑和工作圈數(shù)的方法獲得不同壓緊力，

37、以利于在不同的離合器上通用。 a.彈簧指數(shù)（旋繞比） C Dm 24 8 d 3 (3-13) b.曲度系數(shù) '4C 1 0.615 1.164 K 4C 4 C (3-14) c.彈簧的工作壓力/MPa 8PCK' d2 (3-15) d.彈簧鋼絲的直徑/mm 」“ | PK C 3 d「6{ (3-16) 式中P工作負荷；P P ? ns; P壓盤總壓緊力；ns彈簧數(shù) e.彈簧中徑/mm Dm D d 27 3 24 (3-17) m f.彈

38、簧剛度/N/mm Gd4 8Dm Pmax P 30 g. 彈簧工作圈數(shù) Gd4 7 1 8DK 式中G——剪切彈性模量，鋼材： G 8 104 ~ 8.3 104MPa h. 彈簧總?cè)?shù) n i 1.5~ 2.0 8.5 i. 工作負荷下的變形/mm f P K 37 彈簧的附加變形量（即壓盤的分離行程） j. 雙片離合器： k. 彈簧的自由高度/mm l. 彈簧最大負荷時的間隙 m. 彈簧的工作高度/mm n. 彈簧最大負荷/N 3.3 壓盤的設計計算 /mm f 1.5~3.0 H。 n 0.5 d f f i /mm

39、 1.0 1.5 H H。 f 35 P max K f P 750 61 (3-19) (3-20) (3-21) (3-22) (3-23) (3-24) (3-25) (3-26) 壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好、具有較高的摩擦系數(shù)及耐磨。由灰鑄鐵HT200鑄成, 金相組織呈珠光體結構，硬度 HB170-227。另外可添加少量金屬元素（如鎳、鐵、錳合金 等）以增強其機械強度。 壓盤的外徑可根據(jù)摩擦片的外徑由結構確定。為了使每次結合的溫升不致過高，壓盤

40、 應具有足夠大的質(zhì)量以吸收熱量；為了保證在受熱情況下不致翹曲變形，壓盤應具有足夠 大的剛度且一般都較厚(載貨汽車的離臺器壓盤，其厚度一般不小于 15mm)此外，壓盤的 結構設計還應注意其通風冷卻要好，例如在壓盤體內(nèi)鑄出導風槽。壓盤的厚度初步確定后， 應校核離合器一次接合的溫升不應超過 8°C : 10OC。溫升 的校核按式(3 — 22)進行。若溫 升過高，可適當增加壓盤的厚度。壓盤單件的平衡精度應不低于 15—20g -cm 壓盤與飛輪通過

41、彈性傳動片連接時，則傳動片應進行拉伸應力的強度校核；通過凸塊 -窗孔連接時，則應進行擠壓應力的強度校核； 1 Temax . RzF (3-27 ) 式中 一一考慮發(fā)動機轉(zhuǎn)矩Temax分配到壓盤上的比例系數(shù)，單片取 0.5 ； R ――力的作用半徑， m ； z ――工作元件的數(shù)目； F 接觸面積，mm。 現(xiàn)有結構按上式計算的擠壓應力多在 10?15MP猶圍內(nèi)? 另外，傳力銷還承受著由壓盤和中間壓盤作用引起的彎曲應力和離合器壓緊彈簧引起 的拉伸應力。因此，還需進行拉彎復合應力的強度校核。 作用力： P1 Temax 950 0.736 2nR 2 3 215 P2

42、Emax 4nR 0.368 3 215 (3-28) 式中R，P2――作用力，N ； Emax 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N ?m ； n ――傳力銷數(shù)目; R ――力P，B的作用半徑，m。 傳力銷根部的彎曲應力 (MPa R P2b w 0.1d3 b 3 4Rn 0.1d Temax 2a 950 0.44 4 215 3 0.1 6 (3-29) 傳力銷的拉伸應力為 (3-30) 4P 4 0.64 L "d^n L 0.448MPa (3-31 ) 傳力銷的拉彎復合應力為 w 3.4

43、從動片與從動盤轂的設計計算 從動片通常用1.3?2.0mm厚的鋼板沖壓而成。有時將其外緣的盤形部分磨薄至 0.65? 1.0mm以減小其轉(zhuǎn)動慣量。分開式從動片采用08鋼板，氰化表面硬度HRC45層深0.2? 0.3mm 從動盤轂的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側(cè)定心矩形花鍵的動配合相聯(lián) 接，以便從動盤轂能作軸向移動。花鍵的結構尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉(zhuǎn)矩按選取 （見表3-2）。從動盤轂花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的 （1.0?1.4）倍（上限用于 工作條件惡劣的離合器），以保證從動盤轂沿軸向移動時不產(chǎn)生偏抖。 表3-2離合器從動盤轂花鍵尺寸系列 Table 3-2

44、clutch plate n hub spli ne size series 從動盤 發(fā)動機 花鍵齒 花鍵外 花鍵內(nèi) 鍵齒寬 有效齒 擠壓應 外徑 轉(zhuǎn)矩 數(shù) 徑 D. mm 徑 長 力 De； mm TemaxjN m n d mm b； mm L mm .MPa 380 600 10 40 32 5 55 15.2 410 720 10 45 36 5 60 13.1 430 800 10 45 36 5 65 13.5 450 950 10 52 41 6 65 12

45、.5 花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力 j（MPa及剪切應力j（ MPa的強度校核: 8Te max 2 2 D d znl 30 (3-32) 8 950 1 2 2 (452 362) 1 10 65 0.016 30 4Te max 4 950 D d znlb 0.130 15 (45 36) 1 10 65 5 式中D,d ——危分別為花鍵外徑及內(nèi)徑， mm; n ――花鍵齒數(shù)； l, b 分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬， mm ； z 從動盤轂的數(shù)目； Temax 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N ? mm。 從動盤轂通常由40Cr鍛造，并

46、經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，HRC2&32 3.5 分離杠桿的設計計算 分離杠桿的結構型式如圖2-4所示。由35號鋼等中碳鋼鍛造（鍛件硬度HB13仁156） 為了提高耐磨性，均進行表面氰化處理，層深 0.15?0.30mm硬度HRC5&63。 分離杠桿需進行彎曲強度校核。如圖 2-4所示，N為分離離合器時作用于分離杠桿內(nèi) 端的力；I , e分別為危險斷面和中間支承中心至 N力約垂直距離；f為兩鉸接中心間的距 離，則分離杠桿危險斷面的彎曲應力為 Nl W enW/ 750 14 65 68 3 9 (3-34) 式中WW ――危險斷面的彎曲截面系數(shù)， mm3 ； n ――

47、分離杠桿的數(shù)目; Pmax 分離離合器時壓緊彈簧的最大總壓緊力，N； l,e, f ,N ——見圖 3-2 分離杠桿的彎曲許用應力可取 w 300: 400MPa 圖3-2 壓盤及分離杠桿計算用圖 1-凸塊；2-分離杠桿中間支承；3-支承叉；4-調(diào)整螺母 Figure 3-2 pressure plate and separati on leverage by using the picture calculati on 1-c onvex piece; 2-separati on among leverage support; 3-support ing fork; 4-a

48、djust nut 3.6 離合器蓋的設計計算 一般采用厚2.5?5mm勺低碳鋼08鋼板沖壓制造，以增強其剛性。離合器蓋的形狀和 尺寸由離臺器的結構設計確定。在設計時要特別注意的是剛度、對中、通風散熱等問題。 離合器蓋的剛度不夠，會產(chǎn)生較大變形，這不僅會影響操縱系統(tǒng)的傳動效率，還可能導致 分離不徹底、引起摩擦片早期磨損，甚至使變速器換檔困難。離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離 杠桿、壓緊彈簧等，因此，其對于飛輪軸線的對中十分重要。對中方式可采用定位銷或定 位螺栓以及止口對中。為了加強通風散熱和清除摩擦片的磨損粉末， 在保證剛度的前提下, 可在離合器蓋上設置循環(huán)氣流的入口和出口等通風窗，甚至將蓋設計成

49、帶有鼓風葉片的結 構。 3.7 基本參數(shù)的優(yōu)化和約束條件 設計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構 設計變量：后備系數(shù)可由式（3-1） 尺寸和工作性能。 和式（3-5）確定，可以看出B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do 單位壓力B?？捎墒剑?-1）確定, P。也取決于F和D及d。因此，離合器基本參數(shù)的 優(yōu)化設計變量選為 (3-35) 目標函數(shù)：離合器基本參數(shù)優(yōu)化設計追求的目標是在保證離合器性能要求條件下，使 其結構尺寸盡可能小，即目標函數(shù)為 2 2 (3-36) f(x) min[ (D d )]

50、 4 約束條件如下： 1）摩擦片的外徑D（mm的選取應使最大圓周速度 Vd不超過65— 70m/ s，即 式中，Vd 摩擦片最大圓周速度（m/ s）； nemax 為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速（r /min）。 2） 摩擦片的內(nèi)外徑比c應在0. 55?0. 7范圍內(nèi)，即 0 . 55< c=0.7 < 0.7 （3-38 ） 3） 為保證離合器可靠傳遞轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，不同車型的B值應在一定范圍內(nèi)， 最大范圍B為1. 2?4. 0，即卩 1 . 2W B =2<4. 0 （3-39） 4） 為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑 d必須大于減振器彈簧位置直徑 2Ro約 50

51、mm 即 d>2Ro+50 （3-40） 5） 為反映離合器傳遞轉(zhuǎn)矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應小于其許 用值，即 4TC TC0 2- r =0.02 [Tc°]=0.35 （3-41 ） Z（D d ） 式中，TC0 為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩（N ?m/mm2）; T-0 為其允許值（N ?m/mm2），按表3-3選取。 表3-3 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 （N?m/mm2） 2 Table 3-3 unit area transmission torque friction of the allowable value （ N ?m/mm ） 離合器

52、規(guī)格 mm <210 >210--250 >250 —325 >325 [Teo] X10 —9 0 . 28 0 . 30 0 .35 0 . 40 6）為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力 p。對于不同車型，根 據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，最大范圍 P0為0. 10— 1. 50MPa即 0. 10MP系 P0=0.5MP < 1. 50MPa 7）為了減少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小于其許用值，即 4W 式中，3 ——為單位摩擦面積滑磨功 J/mm ；

53、 [3 ]――為其許用值j / mm， 對于重型貨車：[3 ]=0 . 25J/mm W――為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功 (J),可根據(jù)下式計算 2 2 2 W ne 23584.21 (3-43) 1800 ioig 式中，ma——為汽車總質(zhì)量(kg)； rr ――為輪胎滾動半徑(m)； 為起步時所用變速器擋位的傳動比; Io 為主減速器傳動比; ne 為發(fā)動機轉(zhuǎn)速(r /mln)，計算時轎車取2000r/min，貨車取1500r/mln 以上數(shù)據(jù)符合優(yōu)化設計的約束條件，固通過優(yōu)化設計的F,D,d的值滿足設計的要求 作為本次設計的數(shù)據(jù)? 4扭轉(zhuǎn)減

54、振器的參數(shù)選擇與設計計算 為了降低汽車傳動系的振動，通常在傳動系中串聯(lián)一個彈性 -阻尼裝置，它就是裝在 離合器從動盤上的扭轉(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。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉(zhuǎn)剛度，降低傳動系扭振系統(tǒng)三節(jié) 點振型的固有頻率，以便將較為嚴重的扭振車速移出常用車速范圍（當然，在實際中要做 到這一點是非常困難的）；其阻尼元件用來消耗扭振能量，從而可有效地降低傳動系的共 振載荷、非共振載荷及噪聲。 4.1 扭轉(zhuǎn)減振器的功能 扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能： 1） 降低發(fā)動機曲軸與傳，動系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率。

55、2） 增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振。 3） 控制動力傳動系總成怠速時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。扭轉(zhuǎn)減振器 具有線性和非線性特性兩種。單級線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如圖 4-1所示，其彈性元件一般 采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應用于汽油機汽車中。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。 圖 4-1 單級線性減速器的扭轉(zhuǎn)特性 Figure 4-1

56、 single stage of the linear speed Figure 4-2 reducer size diagram reducer torsional characteristic 在扭轉(zhuǎn)減振器中另設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。目前，在柴油機汽車中廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振 器。 在扭轉(zhuǎn)減振器中，也有采用橡膠代替螺旋彈簧作為彈性元件，以液體阻尼器代替干摩 擦阻尼的新結構。 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

57、兩個主要參數(shù)。其設計參數(shù) 還包括極限轉(zhuǎn)矩Tj、預緊轉(zhuǎn)矩Tn和極限轉(zhuǎn)角j等。 4.2 扭轉(zhuǎn)減振器的結構類型 圖 4-3 給出了幾種扭轉(zhuǎn)減振器的結構圖，它們之間的差異在于采用了不同的彈性元件 和阻尼裝置。采用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉(zhuǎn)減振器(見圖 4-3(a)-(d) )得到了最廣 泛的應用。在這種結構中，從動片和從動盤轂上都開有 6 個窗口，在每個窗口中裝有一個 減震彈簧，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地連接在一起，從而改變了傳動系統(tǒng)的剛度。當 6 個 彈簧屬同一規(guī)格并同時起作用時，扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特性為線性的。這種

58、具有線性特性的 扭轉(zhuǎn)減振器，結構較簡單，廣泛用于汽油機汽車中。當 6 個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入工作時， 則稱為兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器 (例圖 4-3(e) 為三級的)。這種非線性扭轉(zhuǎn)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。柴 油機的怠速旋轉(zhuǎn)不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪輪齒間的敲擊。為此，可使扭轉(zhuǎn) 減振器具有兩級或三級非線性彈性特性。第一級剛度很小，稱怠速級，對降低變速器怠速 噪聲效果顯著。線性扭轉(zhuǎn)減振器只能在一種載荷工況(通常為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩)下有效地 工作，而三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特性則擴大了適于其有效工作的載荷工況范圍，這 有利于避

59、免傳動系共振，降低汽車在行駛和怠速時傳動系的扭振和噪聲。 采用空心圓柱形(見圖 4-3(f) )或星形等其他形狀的橡膠彈性元件的扭轉(zhuǎn)減振器，也 具有非線性的彈性特性。雖然其結構簡單、橡膠變形時具有較大的內(nèi)摩擦，因而不需另加 阻尼裝置，但由于它會使從動盤的轉(zhuǎn)動慣量顯著增大，且在離合器熱狀態(tài)下工作需用專門 的橡膠制造，因此尚未得到廣泛應用。 減振器的阻尼元件多采用摩擦片，在圖4-3(a)的結構中阻尼摩擦片的正壓力靠從動片 與減振盤間的連接鉚釘建立。其結構雖然簡單，但當摩擦片磨損后，阻尼力矩便減小甚至 消失。為了保證正壓力從而阻尼力矩的穩(wěn)定，可加進碟形彈簧(圖 4-3(b)，(d))或

60、壓緊 彈簧(圖4-3(c)，(d))，同時采用不同剛度的碟形彈簧和圓柱螺旋壓簧分別對兩組摩擦片 建立不同正壓力(圖4-3(d))，就可實現(xiàn)阻尼力矩的非線性變化。 圖4-3 扭轉(zhuǎn)減振器 1-從動片；2-從動盤轂；3-摩擦片；4-減振彈簧；5-碟形彈簧墊圈； 6-壓緊彈簧；7-減振盤；8-橡膠彈性元件 Figure 4-3 tur n shock absorber 1-drive n slices. 2-drive n plate hub; 3-frict ion slices. 4-vibrati on reduct ion spri ng; 5-disc spri ng wash

61、er;6-pressure spri ng; 7-reduc ing vibrati on plate; 8-rubber elastic comp onents 4.3 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)的選擇 4.3.1 極限轉(zhuǎn)矩Tj 扭轉(zhuǎn)減振器的極限轉(zhuǎn)矩Tj( N?m )由減振彈簧的最大變形量來確定，它規(guī)定了減振 器起作用的轉(zhuǎn)矩上限。選擇時應考慮到當汽車在各種道路條件下行駛時，減振器都能發(fā)揮 其功能?？砂聪率竭x擇： 式中Tj 最嚴重共振的扭振振幅，約為 0.2 ~ 0.4 Temax。 試驗表明，當減振器傳遞的極限轉(zhuǎn)矩 Tj與汽車后驅(qū)動輪的最大附著力矩 Tmax相等時， 傳動系的動載荷為最

62、小。若Tj T max，系統(tǒng)將會產(chǎn)生沖擊載荷；當Tj Tmax則會增大減振 器的角剛度，使傳動系動載荷有所增大。因此， Tj亦可按下式選?。? Tj T 魚上 （4-2） i0ig1 式中G2 ――滿載汽車后驅(qū)動橋給水平地面的載荷， N; ――附著系數(shù)，取 0.8 ； rr —車輪滾動半徑，m i0——主減速比； igi 變速器一檔傳動比。 上述系數(shù) Tj，轎車取0.4，貨車取0.2。本次設計為貨車的離合器設計,固上述系數(shù) Tj 選取0.2,則 Tj 1.2 950 1140 4.3.2 扭轉(zhuǎn)減振器的角剛度Ca 扭轉(zhuǎn)減振器的角剛度Ca（ N ?m/rad ）是指離合器從動

63、片相對于其從動盤轂轉(zhuǎn) 1rad （或 1 ）所需的轉(zhuǎn)矩值（當減振器無阻尼時）。即角剛度的定義為 (4-3) 式中T――加在從動片上的轉(zhuǎn)矩（當減振器無阻尼時），N?m； ――從動片相對于從動盤轂轉(zhuǎn)過的角度，rad。 為了避免傳動系統(tǒng)引起扭振，要合理地選擇Ca，使扭振現(xiàn)象不發(fā)生在常用車速范圍內(nèi)。 Ca決定于減震彈簧的線剛度及其結構布置尺寸。 設減震彈簧的中心線與半徑為 R的圓 周相切，當從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過角度 時，彈簧的相應變形量L R1。此時應加在從 動片上的轉(zhuǎn)矩T（ N ?m ）為 2 3 T 1000 ?KnR R Kn R 10 角剛度則為 2 3 T Ca Kn

64、R1 10 式中K ――每個減震彈簧的(線)剛度，N/mm n 減震彈簧個數(shù)； R――減震彈簧的分布半徑，m 減振器的角剛度既要滿足能傳遞足夠大轉(zhuǎn)矩的要求，又要滿足為了避開共振而應盡量 降低其值的要求，這在實際上是做不到的。因此，減振器的角剛度 Ca的最后確定，常常是 結構所允許的設計結果。可按下式選擇： Ca 13Tj， N?m/rad (4-5) 由 13Tj 13 1140 14820 N -m/ r,選用 Ca =14000 N m/ r 4.3.3 扭轉(zhuǎn)減振器的摩擦力矩Tf 由于角剛度Ca受傳扭要求的限制不可能很低，故在發(fā)動機轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)共振現(xiàn)象常常難以避 免。減振

65、器的阻尼裝置可用于減小共振振幅并盡快衰減振動。為此，必須合理地選擇阻尼 裝置的摩擦力矩Tf，以使系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動的振幅為最小。為此， 應令在一個振動周期內(nèi)Tf所 做的功Wf等于發(fā)動機激振力矩所做的功 W4。 而這兩種功分別為： Wf 4Tf f (4-6) We T 1 (4-7) 式中f ――在1/4周期內(nèi)第一集中質(zhì)量J1與第二集中質(zhì)量J2間的最大相對滑轉(zhuǎn)角； T――激振力矩最大諧量的幅值； 1 第一集中質(zhì)量J1的最大振幅。 最低階的主諧量是引起傳動系扭振和動載荷的最重要的激振轉(zhuǎn)矩簡諧分量，用圖 4-4 給出的諧量系數(shù)m與發(fā)動機轉(zhuǎn)矩Te之積代替激振力矩T ,即T mT.最后得

66、Tf 嚴 (4-8) 4J1 2 式中3――計算扭轉(zhuǎn)減振器用的固有頻率； J1 ――發(fā)動機和離合器回轉(zhuǎn)部分的轉(zhuǎn)動慣量; G——第一、二集中質(zhì)量間彈性軸的扭轉(zhuǎn)剛度； Te――發(fā)動機的平均利用轉(zhuǎn)矩。計算時可取 Te Temax。 上式是在假設固有頻率和振型與扭轉(zhuǎn)減振器的摩擦力矩無關的條件下導出的。然而理 論分析和實驗結果表明，當減振器的摩擦力矩較大且無潤滑材料時，將使固有頻率和振型 有所改變。因此，更精確的計算應考慮無潤滑摩擦的影響。但這樣求解會因為系統(tǒng)的非線 性而帶來極大困難。 圖4-4 不同諧量k時的系數(shù) m Figure 4-4 differe nt order qua ntity of coefficie nt k m 計算與實踐表明，對現(xiàn)代汽車的扭轉(zhuǎn)減振器，其摩擦力矩可按下式選取： Tf 0.10~ 0.15 Temax （ 4-9） 本次設計為貨車的離合器設計，固上述系數(shù)選取0.10,則 Tf 0.1 950 95 4.3.4 預緊力矩Ty 對于線性特性的減振器，減震彈簧在安裝時應由預緊。與無預緊力矩時相比，當兩種 情況下的角剛度和極限轉(zhuǎn)角分別相同