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1、第二章 離合器設計 本章主要學習：（1）汽車離合器設計的基本要求；（2）各種形式汽車離合器的特點及應用；（3）離合器基本參數(shù)的選擇及優(yōu)化； （4）膜片彈簧主要參數(shù)的選擇及優(yōu)化； （5）扭轉減振器的設計； （6）離合器的操縱。 第1頁/共67頁第二章 離合器設計 第一節(jié) 概述 第二節(jié) 離合器的結構方案分析 第三節(jié) 離合器主要參數(shù)的選擇 第四節(jié) 離合器的設計與計算 第五節(jié) 扭轉減振器的設計 第六節(jié) 離合器的操縱機構 第2頁/共67頁第一節(jié) 概述離合器的主要功能是切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞。主要作用：(1)汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；(2)在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，

2、減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；(3)限制傳動系所承受的最大轉矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；(4)有效地降低傳動系中的振動和噪聲。第3頁/共67頁第4頁/共67頁第5頁/共67頁第6頁/共67頁汽車離合器設計的基本要求 1）在任何行駛條件下，能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩。 2）接合時平順柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 3）分離時要迅速、徹底。 4）從動部分轉動慣量小，減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊。 5）有良好的吸熱能力和通風散熱效果，保證離合器的使用 壽命。 6）避免傳動系產生扭轉共振，具有吸收振動、緩和沖擊的 能力。 7）操縱輕便、準確。 8）作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因

3、數(shù)在使用過 程中變化要盡可能小，保證有穩(wěn)定的工作性能。 9）應有足夠的強度和良好的動平衡。10）結構應簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調整方便等。 第7頁/共67頁第二節(jié) 離合器的結構方案分析 汽車離合器多采用盤形摩擦離合器。一、一、第8頁/共67頁主動部分（發(fā)動機飛輪、離合器蓋和壓盤等）；從動部分（從動盤）；壓緊機構（壓緊彈簧）；分離、操縱機構（分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件等）。利用摩擦傳遞扭矩1、摩擦離合器結構離合器動畫演示第9頁/共67頁驅動件：飛輪、離合器壓盤、驅動銷從動件：離合器摩擦片、離合器軸壓緊件：壓緊彈簧、離合器蓋分離件：分離螺栓、分離杠桿、分離軸承操縱件：分離叉、分

4、離叉臂、離合器縱拉桿、離合器踏板第10頁/共67頁 主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結構。操縱機構是使離合器主、從動部分分離的裝置。 第11頁/共67頁2、膜片彈簧壓緊式離合器結構與工作原理第12頁/共67頁3、膜片彈簧式離合器結構1、離合器蓋2、壓盤3、螺釘4、分離鉤5、膜片彈簧6、11、鋼絲支撐圈7、膜片彈簧固定鉚釘8、分離軸承9、分離套筒10、扭轉減震器12、從動盤13、飛輪第13頁/共67頁二、從動盤數(shù)的選擇 單片離合器（圖2-12-1）結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底、接合平順。圖2-1 單片離合器

5、 第14頁/共67頁雙片離合器（圖2-2）傳遞轉矩的能力較大，徑向尺寸較小，踏板力較小，接合較為平順。但中間壓盤通風散熱不良，分離也不夠徹底。圖2-2 雙片離合器 第15頁/共67頁 多片離合器主要用于行星齒輪變速器換擋機構中。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，主要應用于重型牽引車和自卸車上。 第16頁/共67頁三、壓緊彈簧和布置形式的選擇 周置彈簧離合器的壓緊彈簧采用圓柱螺旋彈簧，其特點是結構簡單、制造容易，因此應用較為廣泛。當發(fā)動機最大轉速很高時，周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使離合器傳遞轉矩能力隨之降低。EQ3141、EQ3240、EQ1240等后置

6、客車采用了這種離合器。第17頁/共67頁中央彈簧離合器的壓緊彈簧，布置在離合器的中心?？蛇x較大的杠桿比，有利于減小踏板力。通過調整墊片或螺紋容易實現(xiàn)對壓緊力的調整，多用于重型汽車上。 第18頁/共67頁 斜置彈簧離合器的顯著優(yōu)點是摩擦片磨損或分離離合器時，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。具有工作性能穩(wěn)定、踏板力較小的突出優(yōu)點。此結構在重型汽車上已有采用。 第19頁/共67頁膜片彈簧離合器（圖2-3）的優(yōu)點：圖2-3 膜片彈簧離合器 1）膜片彈簧具有較理想的非線性特性；2）結構簡單，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量??；3）高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；4）壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻；5）易

7、于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長；6）平衡性好；7）有利于大批量生產，降低制造成本。 第20頁/共67頁 膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材質和尺寸精度要求高。近年來，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，桑塔納2000轎車 。 第21頁/共67頁拉式膜片彈簧離合器（圖2-4）具有如下特點：1）結構簡單，零件數(shù)目更少，質量更小；2）膜片彈簧的直徑較大，提高了傳遞轉矩的能力；3）離合器蓋的變形量小，分離效率高；4）杠桿比大，傳動效率較高，踏板操縱輕便。5）在支承環(huán)磨損后不會產生沖擊和噪聲。6）使用壽命更長。 拉式膜片彈簧需專門的分離軸承，結構較復雜，安裝

8、和拆卸較困難，且分離行程略比推式大些。但由于拉式膜片彈簧離合器綜合性能優(yōu)越，它已經(jīng)得以應用。 圖2-4 拉式膜片彈簧離合器 第22頁/共67頁新君越彈簧離合器第23頁/共67頁奧迪A6上彈簧離合器壓盤第24頁/共67頁第25頁/共67頁三、膜片彈簧支承形式 圖2-5 推式膜片彈簧雙支承環(huán)形式 圖2-6 推式膜片彈簧單支承環(huán)形式 圖2-7 推式膜片彈簧無支承環(huán)形式 圖2-8 拉式膜片彈簧支承形式 第26頁/共67頁第27頁/共67頁第28頁/共67頁第29頁/共67頁第三節(jié) 離合器主要參數(shù)的選擇 離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為 （2-1）假設摩擦片上工作壓力均勻，則有 （2-2）摩擦片的

9、平均摩擦半徑Rc根據(jù)壓力均勻的假設，可表示為 （2-3）當d/D0.6時，Rc可相當準確地由下式計算 （2-4）ccfFZRT4)(2200dDAF)(32233dDdDRc4dDRc第30頁/共67頁 式中，c為摩擦片內外徑之比，c=d/D，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)動機的最大轉矩，設計時Tc應大于發(fā)動機最大轉矩，即 （2-6）式中，Temax為發(fā)動機最大轉矩。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)動機最大轉矩之比，必須大于1。)1 (12330cDfZTcv （2-5）emaxTcT第31頁/共67頁二、離合器基本參數(shù)的選擇

10、 基本參數(shù)主要有性能參數(shù)和0，尺寸參數(shù)D和d及摩擦片厚度b。1后備系數(shù) 后備系數(shù)是離合器一個重要設計參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇時，應保證離合器應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。因此，在選擇第32頁/共67頁時應考慮以下幾點：1）為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩，不宜選取太??；2）為減少傳動系過載，保證操縱輕便，又不宜選取太大；3）當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，可選取小些；4）當使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離合器滑磨，應選取大些；5）汽車總質量越大，也應選得越大；6）柴油機工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的值應比汽油機大些

11、；7）發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，可選取小些；8）膜片彈簧離合器選取的值可比螺旋彈簧離合器小些；9）雙片離合器的值應大于單片離合器。 第33頁/共67頁2單位壓力0 單位壓力0對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件，發(fā)動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。 離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數(shù)較小時， 0應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷， 0應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大0 。 第34頁/共67頁3摩擦片外徑D、內徑d和厚度 在離合器結構形式及摩擦片材料選定、其他參數(shù)已知或選取后，結合式（2-1）和式（2-5）即可估

12、算出摩擦片尺寸。 摩擦片外徑D（mm）也可根據(jù)如下經(jīng)驗公式選用 （2-7） 式中：KD為直徑系數(shù)，轎車：KD=14.5；輕、中型貨車：單片KD =16.018.5，雙片KD =13.515.0；重型貨車： KD =22.524.0。 摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三種。 maxeDTKD 第35頁/共67頁第四節(jié) 離合器的設計與計算 一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 1 設計變量后備系數(shù)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p0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X=x1 x2 x3 T= F D d T 2 目標函數(shù) 離合器基本參數(shù)

13、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 224mindDxf第36頁/共67頁3 約束條件1)摩擦片的外徑D(mm)的選取應使最大圓周速度D不超過6570ms，即（ 2 8 ）2)摩擦片的內外徑比c應在0.530.70范圍內，即0.53c0.70 3)為保證離合器可靠傳遞轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的值應在一定范圍內，最大范圍為1.24.0，即1.24.0 4)為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm，即 d2Ro+50 5)為反映離合器傳遞轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即（2

14、9）smDneD/756510603max02204cccTdDZTT第37頁/共67頁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p0對于不同車型，根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內選取，最大范圍p0為0.101.50MPa，即 0.10MPap01.50MPa7)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（ 210 ）W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功(W)，可根據(jù)下式計算 （ 211） 224dDZW2202221800graeiirmnW第38頁/共67頁二、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 膜片彈簧的

15、主要參數(shù)： 膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內截錐高度 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)時碟簧部分的圓錐底角 ； 分離指數(shù)目 n 等，見圖。圖-膜片彈簧的主要參數(shù)第39頁/共67頁1.1.比值H Hh h和h h的選擇222比值Hh對膜片彈簧的彈性特性影響極大。由圖-可知，當Hh 時,F1= (1)有一極大值和一極小值；當Hh=2 時，F(xiàn)1= (1)的極小值落在橫坐標上。F1為膜片彈簧的彈性特性參數(shù)，1為加載點間的相對軸向變形量。圖- H / h 對膜片彈簧彈性特性的影響22一般一般H/h為為1.52.0，板厚，板厚h為

16、為24mm。第40頁/共67頁2. 2. 比值R Rr r和R R、r r的選擇 根據(jù)結構布置和壓緊力的要求，R Rr r一般為1.201.201.351.35。為使摩擦片上壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R R值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑R Rc c，拉式膜片彈簧的r r值宜取為大于或等于R Rc c。 對于同樣的摩擦片尺寸，拉式的R R值比推式的大。3. 3. 的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內截錐高度H H關系密切，=arctan H=arctan H(R(Rr) r) H H(R(Rr)r)。一般在9 91515范圍內。第41頁/共67頁4.4.膜片彈簧工作點位置的選擇 膜片彈

17、簧的彈性特性曲線，如圖2-112-11所示。該曲線的拐點H H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且1H1H= (= (1M1M + +1N1N) )2 2。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B B一般取在凸點M M和拐點H H之間，且靠近或在H H點處，一般1B1B =(0.8 =(0.81.0) 1.0) 1H1H，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內壓緊力從F F1B1B到F F1A1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B B變到C C，為最大限度地減小踏板力，C C點應盡量靠近N N點。圖2-11 膜片彈簧的彈性特性曲線第42頁/共67頁膜片彈簧材料和工藝的要求 國內膜片彈簧一般采用60Si2

18、MnA60Si2MnA或50CrVA50CrVA等優(yōu)質高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質量等要求，需進行一系列熱處理。 為了提高膜片彈簧的承載能力和疲勞強度，要對膜片彈簧進行強壓處理，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理。 為了提高分離指的耐磨性，對其端部進行高頻淬火、噴鍍鉻合金和鍍鎘或四氟乙烯。 膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。第43頁/共67頁三、膜片彈簧的優(yōu)化設計 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使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設計要求。1. 目標函數(shù)關于膜片彈簧優(yōu)化設計的目標函數(shù)主要有以下幾種：1) 彈簧工作時的最

19、大應力為最小。2) 從動盤摩擦片磨損前后，彈簧壓緊力之差的絕對值為最小。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。第44頁/共67頁4) 在摩擦片磨損極限范圍內，彈簧壓緊力變化的絕對值的平均值為最小。5) 選3)和4)兩個目標函數(shù)為雙目標。 選取5)作為目標函數(shù)，通過兩個目標函數(shù)分配不同權重來協(xié)調它們之間的矛盾，并用轉換函數(shù)將兩個目標合成一個目標，構成統(tǒng)一的總目標函數(shù)。 xfxfxf2211（2-12） 式中，1和2分別為兩個目標函數(shù)(x1)和(x2)的加權因子，視設計要求選定。第45頁/共67頁2. 設計變量 通過支承和壓盤加在膜片彈簧上的載荷F1集中在支承點處

20、，加載點間的相對軸向變形為l(圖212b)，則有關系式211111121121112/ln16hrRrRHrRrRHrRrREhfF(2-13) 圖212 膜片彈簧在不同工作狀態(tài)時的變形 a)自由狀態(tài) b)壓緊狀態(tài) C)分離狀態(tài) 式中，E為材料的彈性模量；為材料的泊松比；H內截錐高度；h彈簧板厚；R、r為碟簧部分大、小端半徑；R1、r1為壓盤加載點和支承環(huán)加載點半徑。 從膜片彈簧載荷變形特性公式(213)可以看出，應選取H、h、R、r、R1、r1這六個尺寸參數(shù)以及在接合工作點相應于彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量1B (圖211)為優(yōu)化設計變量，即 X = x 1 x 2 x 3 x 4 x

21、5 x 6 x 7 T= H h R r R1 r1 1B T (2-14) 第46頁/共67頁3. 約束條件 1）應保證所設計的彈簧工作壓緊力F1B與要求壓緊力FY相等，即 F1B=FY 2) 為了保證各工作點A、B、C有較合適的位置(A點在凸點M左邊，B點在拐點H附近，C點在凹點N附近，如圖2-11所示)，應正確選擇1B相對于拐點1H的位置，一般1B1H=0.81.0，即 0 . 18 . 0111rRrRHB(2-15) 第47頁/共67頁 3) 3) 保證摩擦片磨損后仍能可靠地傳遞轉矩，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力F F1A1A應大于或等于新摩擦片時的壓緊力F F1B1B，即 F F1A

22、1AF F1B1B 4) 4) 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H Hh h與初始底錐角HH(R-r)(R-r)應在一定范圍內，即 1.6H1.6Hh2.2 h2.2 9 9HH(R-r)15(R-r)15 5) 5) 彈簧各部分有關尺寸比值應符合一定的范圍，即1.20R1.20Rr1.35 702Rr1.35 702RA100 A100 3.5R 3.5Rr r0 05.05.0 (2-16)(2-16)第48頁/共67頁6)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半徑R R1 1( (或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑r r1 1) )應位于摩擦片的平均半徑與外半

23、徑之間，即 推式：(D+d)(D+d)4 4R R1 1D D2 2 拉式：(D+d)(D+d)4 4r r1 1D D2 27)7) 根據(jù)彈簧結構布置的要求，R R1 1與R R、r r1 1與r r、r rf f與r r0 0之差應在一定范圍，即1 1R R1 1- -R R7 07 0r r1 1- -r r6 6 0 0r rf f- -r r0 04 4第49頁/共67頁8) 8) 膜片彈簧的杠桿比應在一定范圍內選取，即 推式：2.3(r1- rf)2.3(r1- rf)(R1- r1)4.5(R1- r1)4.5 拉式：3.5(R1- rf)3.5(R1- rf)(R1- r1)9

24、.0(R1- r1)9.09) 9) 彈簧在工作過程中B B點的最大壓應力rBmaxrBmax應不超過其許用值，即 rBmaxrBrBmaxrB10) 10) 彈簧在工作過程中A A點( (或A A點) )的最大拉應力tAmax(tAmax(或tAmax)tAmax)應不超過其相應許用值，即 tAmaxtA tAmaxtA 或tAmaxtAtAmaxtA第50頁/共67頁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偏差不超過某一范圍，即BrRhHFFFFF10 .05 (2-17) 12) 由離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的相對偏差也不得超過某一范圍，即 BBFF110

25、.05 (2-18) 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。 第51頁/共67頁第五節(jié) 扭轉減振器的設計扭轉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系的首端扭轉剛度，改變系統(tǒng)的固有振型，盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振。阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。第52頁/共67頁 扭轉減振器具有如下功能：1 1）降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。2 2）增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭振。3 3）控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器

26、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 4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。 第53頁/共67頁扭轉減振器線性和非線性特性 扭轉減振器具有線性和非線性特性兩種形式。單級線性減振器的扭轉特性如圖 2-132-13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。圖2-13 單級線性減振器的扭轉特性 第54頁/共67頁 當發(fā)動機為柴油機時，怠速時引起變速器常嚙合齒輪齒間的敲擊， 從而產生怠速噪聲。在扭轉減振器中另設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， 此時可得到兩級非線性特性， 第一級的剛度很小，

27、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減振器 。三級非線性減振器的扭轉特性如圖2-142-14所示。 圖2-14 三級非線性減振器的扭轉特性第55頁/共67頁減振器的主要參數(shù)減振器的扭轉剛度k和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩T是兩個主要參數(shù)。其設計參數(shù)還包括極限轉矩TJ、預緊轉矩Tn和極限轉角等J 。1 極限轉矩TJ 極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙1時所能傳遞的最大轉矩，一般可取 TJ= (1.52.0) Temax (2-19) 圖2- 15 減振器尺寸簡圖 第56頁/共67頁3 阻尼摩擦轉矩T 為了在發(fā)動工作轉速范圍內最

28、有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩T 。一般可按下式初選 T= ( 0 . 0 6 0 . 1 7 ) Te m a x (2-23)4 預緊轉矩Tn 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，Tn增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是Tn不應大于T，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取 Tn=(0.050.15) Temax (2-24)第57頁/共67頁20Rk決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸。設減振彈簧分布在半徑為Ro的圓周上，當從動片相對從動盤轂轉過弧度時，彈簧相應變形量為Ro。此時所需加在從動片上的轉矩為T=1000KZj(2-20

29、) 式中，K為每個減振彈簧的線剛度(Nmm)；Zj為減振彈簧個數(shù)；Ro為減振彈簧位置半徑(m)。根據(jù)扭轉剛度的定義k=T ，則減振器扭轉剛度k=1000KZj 20R設計時可按經(jīng)驗來初選k k13TJ (2-22) (2-21)2 2 扭轉剛度k k第58頁/共67頁5 減振彈簧的位置半徑Ro Ro的尺寸應盡可能大些，如圖7-3所示，一般取 Ro=(0.600.75) d/2 (2-25) 6 減振彈簧個數(shù)Zj表61 減振彈簧個數(shù)的選取摩擦片外徑Dmm 225250 250325 325350 350 Zj 46 68 810 10第59頁/共67頁7 7 減振彈簧總壓力F F 當限位銷與從動

30、盤轂之間的間隙1 1或2 2被消除，減振彈簧傳遞轉矩達到最大值T TJ J時，減振彈簧受到的壓力為 F F=T=TJ J/ /R Ro o (2-(2-2626) ) 8 8 極限轉角 減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉角 為 02arcsin2Rlj(2-27)(2-27) 式中，式中， 為減振彈簧的工作變形量。為減振彈簧的工作變形量。lj第60頁/共67頁目前從動盤減振器在特性上存在如下局限性： 1) 1) 通用的從動盤減振器不能使傳動系振動系統(tǒng)的固有頻率降低到怠速轉速以下，因此不能避免怠速轉速時的共振。研究表明，發(fā)動機、變速器振動系統(tǒng)的固有頻率為4070Hz40

31、70Hz，相當于四缸發(fā)動機轉速12002100r/min,12002100r/min,或六缸發(fā)動機轉速8001400r/min,8001400r/min,一般均高于怠速轉速。 2) 2) 它在發(fā)動機實用轉速100010002000r2000rminmin范圍內，難以通過降低減振彈簧剛度得到更大的減振效果。因為在從動盤結構中，減振彈簧位置半徑較小，其轉角又受到限制，如降低減振彈簧剛度，就會增大轉角并難以確保允許傳遞轉矩的能力。第61頁/共67頁雙質量飛輪的減振器雙質量飛輪減振器具有以下優(yōu)點：1)可以降低發(fā)動機、變速器振動系統(tǒng)的固有頻率，以避免在怠速轉速時的共振。2)可以加大減振彈簧的位置半徑，降

32、低減振彈簧剛度K，并允許增大轉角。3)由于雙質量飛輪減振器的減振效果較好，在變速器中可采用粘度較低的齒輪油而不致產生齒輪沖擊噪聲。由于從動盤沒有減振器，可以減小從動盤的轉動慣量，這也有利于換擋。但由于減振彈簧位置半徑較大，高速時受到較大離心力的作用，使減振彈簧中段橫向翹曲而鼓出，與彈簧座接觸產生摩擦，使彈簧磨損嚴重，甚至引起早期損壞。 圖2-16 雙質量飛輪減振器 1一第一飛輪 2一第二飛輪 3一離合器蓋總成 4一從動盤 5一球軸承 6一短軸 7一滾針軸承 8一曲軸凸緣 9一聯(lián)結盤 10一螺釘 11一扭轉減振器第62頁/共67頁第六節(jié) 離合器的操縱機構 1對操縱機構的要求1）踏板力要小，轎車：

33、80150N，貨車：150200N。2）踏板行程在一定的范圍內，轎車：80150mm，貨車：180mm。3）摩擦片磨損后，踏板行程應能調整復原。4）有對踏板行程進行限位的裝置，防止操縱機構因受力過大而損壞。5）應具有足夠的剛度。6）傳動效率要高。7）發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。 第63頁/共67頁2操縱機構結構形式選擇 常用的離合器操縱機構主要有機械式、液壓式等。 機械式操縱機構有桿系和繩索兩種形式。 桿系傳動機構結構簡單、工作可靠，被廣泛應用。但其質量大，機械效率低，在遠距離操縱時布置較困難。 繩索傳動機構可克服上述缺點，且可采用吊掛式踏板結構。但其壽命較短，機械效率仍

34、不高。多用于輕型轎車中。 液壓式操縱機構主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、駕駛室和車架變形不會影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點。廣泛應用于各種形式的汽車中。第64頁/共67頁3離合器操縱機構的主要計算 踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2兩部分組成：2111222212021)(dbadbaccSZSSSSf圖2-17 液壓式操縱機構示意 式中，S0f為分離軸承自由行程，一般為1.53.0mm，反映到踏板上的自由行程S1一般為030mm；d1、d2分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦面面數(shù)；S為離合器分離時對偶摩擦面間

35、的間隙，單片：S=0.851.30mm，雙片：S=0.750.90mm。a1、a2、b1、b2、c1、c2為杠桿尺寸（圖2-17）。 (2-28)第65頁/共67頁踏板力Ff可按下式計算 sfFiFF式中，F(xiàn)為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；i為操縱機構總傳動比，i=2111122222dcbadcba；為機械效率，液壓式：%90%80；機械式：%80%70；Fs為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。 工作缸直徑d2的確定與液壓系統(tǒng)所允許的最大油壓有關?？紤]到橡膠軟管及其他管接頭的密封要求，最大允許油壓一般為58Mpa。 對于機械式操縱機構的上述計算，只需將d1和d2取消即可。(2-29)第66頁/共67頁感謝您的觀看！第67頁/共67頁