輕型轎車用單片干式摩擦離合器設計

輕型轎車用單片干式摩擦離合器設計,輕型,轎車,單片,摩擦,離合器,設計 前言 汽車是作為一種交通工具而產(chǎn)生的，但是汽車發(fā)展到今天已經(jīng)不能把它理解為單純的“行”的手段。因為“汽車化”改變了當代世界的面貌，它已經(jīng)成為當代物質文明與進步的象征及文明形態(tài)的一種代表。人類社會及人民生活的“汽車化”，大大地擴大了人們日常生活的活動范圍，擴大并加速了地區(qū)間、國際間的交往，成倍地提高了人們外出辦事的效率，極大地加速了人們的活動節(jié)奏，促進了世界經(jīng)濟的大發(fā)展與人類的快速進步，開創(chuàng)了現(xiàn)代“汽車社會”這樣一個嶄新的時代。 隨著社會節(jié)奏的加速以及人們生活水平的提高，對汽車來說，人們要求它有自重輕、行使速度高、加速性能好、使用于各種路面上甚至無路地區(qū)行駛及機動靈活等特點。為了滿足汽車各種行使的需求，在汽車上要需要有一套復雜的傳動系統(tǒng)?，F(xiàn)代汽車上最常用的是機械式傳動系統(tǒng)，它是由發(fā)動機以及離合器、變速器、萬向節(jié)傳動軸、主減速器、差速器和驅動車輪的傳動裝置（如半軸）等部件組成。其中離合器是作為一個獨立的部件而存在的。它在傳動系統(tǒng)中起著傳扭、分離傳動、減振和過載保護多重功用，其品質攸關汽車的性能，對于使用工況復雜、超載嚴重的中國汽車更是如此。隨著汽車發(fā)動機轉速和功率的不斷提高、汽車電子技術的高速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結果正逐步地向拉式結果發(fā)展，傳統(tǒng)的操作形式正向自動操作形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和使用壽命，適應高轉速，增加傳遞轉矩的能力和簡化操作，已成為離合器的發(fā)展趨勢。 另外，離合器是靠摩擦力來傳遞動力的。離合器的摩擦片也由于摩擦而不斷磨損。當摩擦片磨損到一定程度后，就須要對其進行處理或更換摩擦片。但是摩擦片是安裝在離合器內的，很難及時處理或更換已磨損了的摩擦片。所以需要一個報警裝置來及時提醒駕駛員更換已磨損到了一定程度的摩擦片。鑒于以上情況和針對目前汽車的發(fā)展狀況、人們的需求，再根據(jù)我國目前的技術水平，結合實際生產(chǎn)，編者設計了帶摩擦片厚度報警器的離合器。 帶摩擦片厚度報警器的離合器的設計，是根據(jù)離合器的工作原理，針對東風雪鐵龍C2輕型轎車車型，在傳統(tǒng)離合器的基礎上進行創(chuàng)新設計的。經(jīng)過將近四年的專業(yè)知識學習，我已較好地掌握了力學、機械以及與汽車相干的理論知識。我以嚴謹?shù)目茖W態(tài)度和實事求是的思維理念把這些知識運用到實踐中去。在計算中力求做到每一個數(shù)據(jù)都有據(jù)可查，在繪圖上每一條線段都有據(jù)可依。 雖然我編者投入了大量的時間和精力于本書的編寫、校訂中，但百密難免一疏，懇請讀者批評指正。 第一章 緒論 現(xiàn)代汽車工業(yè)具有世界性，是開發(fā)型的綜合工業(yè)，競爭也越來越激烈。我國自1953年創(chuàng)建第一汽車制造廠至今，已有130多家汽車制造廠，700多家汽車改裝廠。隨著我國國民經(jīng)濟的快速發(fā)展和人們生活水平的不斷提高，對汽車的使用功能不斷提出新的要求。目前大部分汽車采用離合器作為汽車的動力傳遞機構。 第一節(jié) 離合器的發(fā)展概況 在采用離合器的傳動系統(tǒng)中，早期離合器的結果形式是錐形摩擦離合器。錐形摩擦離合器傳遞扭矩的能力，比相同直徑的其他結構形式的摩擦離合器要大。但是，其最大的缺點是從動部分的轉動慣量太大，引起變速器換擋困難。而且這種離合器在接合時也不夠柔和，容易卡住。 次后，在油中工作的所謂濕式的多片離合器逐漸取代了錐形摩擦離合器。但是多片濕式摩擦離合器的片與片之間容易被油粘?。ㄓ绕涫窃诶涮煊鸵鹤儩鈺r更容易發(fā)生），導致分離不徹底，造成換擋困難。所以它又被干式所取代。多片干式摩擦離合器的主要優(yōu)點是由于接觸面數(shù)多，故接合平順柔和，保證了汽車的平穩(wěn)起步。但因片數(shù)較多，從動部分的轉動慣量較大，還是感到換擋不夠容易。另外，中間壓盤的通風散熱不良，易引起過熱，加快了摩擦片的磨損甚至燒傷和破裂。如果調整不當還可能引起離合器分離不徹底。 多年的實踐經(jīng)驗使人們逐漸趨向于采用單片干式摩擦離合器。它具有從動部分轉動慣量小，散熱性好，結構簡單，調整方便，尺寸緊湊，分離徹底等優(yōu)點。而且只要在結構上采取一定措施，也能使其接合平順。因此，它得到了極為廣泛的應用。 如今，單片干式摩擦離合器在結構設計方面也相當完善：采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的接合平順性；離合器中裝有扭轉減振器，防止了傳動系統(tǒng)的共振，減少了噪音；以及采用了摩擦較小的分離桿機構等。另外，采用了膜片彈簧作為壓簧，可同時兼起到分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。膜片彈簧和壓盤的環(huán)行接觸，可保證壓盤上的壓力均勻。由于膜片彈簧本身的特性，當摩擦片磨損時，彈簧的壓力幾乎沒有改變，且可減輕分離離合器時所需要的踏板力。為了提高離合器的傳扭能力，在重型汽車上多采用多片干式離合器。次外，近年來由于多片濕式離合器在技術上的不段改善，在國外的某些重型牽引汽車和自卸車上又開始采用多片濕式離合器，并有不斷增加的傾向。與干式離合器相比，由于用油泵進行強制制冷的結果，摩擦表面的溫度較低（不超過93℃）。因此，允許起步時長時間地打滑或用高檔起步而不致燒損摩擦片，具有良好的起步能力。據(jù)說這種離合器的使用壽命可達干式離合器的五、六倍。 為了實現(xiàn)離合器的自動操縱，有自動離合器。采用自動離合器時可以省去離合器踏板，實現(xiàn)汽車的“雙踏板”操縱。與其他自動傳動系統(tǒng)（如液力傳動）相比，它具有結構簡單，成本低廉及傳動效率高的優(yōu)點。因此，在歐洲小排量汽車上曾得到廣泛的應用。但是在現(xiàn)有自動離合器的各種結構中，離合器的摩擦力矩的力矩調節(jié)特性還不夠理想，使用性能不盡完善。例如，汽車以高檔低速上坡時，離合器往往容易打滑。因此必須提前換如低檔以防止摩擦片的早期磨損以至燒壞。這些都需要進一步改善。 隨著汽車運輸?shù)陌l(fā)展，離合器還要在原有的基礎上不斷改進和提高，以適應新的使用條件。從國外的發(fā)展動向來看，近年來汽車的性能在向高速發(fā)展，發(fā)動機的功率和轉速不斷提高，載重汽車趨向大型化，國內也有類似的情況。此外，對離合器的使用要求也越來越高。所以，增加離合器的傳扭能力，提高其使用壽命，簡化操作，已經(jīng)成為目前離合器的發(fā)展趨勢。 第二節(jié) 離合器的功用及分類 離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，離合器的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行駛過程中，駕駛員可以根據(jù)需要踩下或松開離合器踏板，使發(fā)動機和變速箱暫時分離和逐漸接合，以切斷或傳遞發(fā)動機向變速器輸入的動力。 （一） 離合器的主要功用 1）保證汽車平穩(wěn)起步 起步前汽車處于靜止狀態(tài)，如果發(fā)動機與變速器是剛性連接的，一旦掛上檔，汽車將由于突然接上動力而突然前沖。不但會造成機件的損傷，而且驅動力也不足以克服汽車前沖產(chǎn)生的巨大慣性力，使發(fā)動機轉速急劇下降而熄火。如果在起步時利用離合器暫時將發(fā)動機和變速器分離，然后離合器逐漸接合。由于離合器的主動部分與從動部分之間存在著打滑現(xiàn)象，可以使離合器傳出的扭矩由零逐漸增大，而汽車的驅動力也逐漸增大，從而使汽車平穩(wěn)地起步。 2）便于換擋 汽車行駛過程中，經(jīng)常要換用不同的檔位，以適應不斷變化的行駛條件。如果沒有離合器將發(fā)動機與變速器暫時分離。那么，變速箱中嚙合的傳動齒輪會因載荷沒有卸除，其嚙合齒面間的壓力很大而難以分開。另一對待嚙合的齒輪會因二者圓周速度不等而難以嚙合。即使強行進入嚙合也會產(chǎn)生很大的齒端沖擊，很容易損壞機件。利用離合器使發(fā)動機和變速箱暫時分離后再進行換檔，則原來嚙合的一對齒輪因載荷卸除，嚙合面間的壓力大大減小，就容易分開。而待嚙合的另一對齒輪，由于主動齒輪與發(fā)動機分開后轉動慣量很小，采用適合的換檔動作就能使待嚙合的齒輪圓周速度相等或接近相等，從而避免或減輕齒輪間的沖擊。 3）防止傳動系過載 汽車緊急制動時，車輪突然急劇降速，而與發(fā)動機相連的傳動系由于旋轉的慣性，仍然保持原有的轉速，這往往會在傳動系中產(chǎn)生遠大于發(fā)動機轉矩的慣性矩，使傳動系的零件容易損壞。由于離合器是靠摩擦力來傳遞扭矩的，所以當傳動系內載荷超過摩擦力所能傳遞的轉矩 時，離合器的主、從動部分就會自動打滑，因而起到了防止傳動系過載的作用。 由上述可知，欲使離合器起到以上幾個作用，它就應該是這樣的一個傳動機構：其主動部分可以暫時分離，又可以逐漸接合，并且在傳動過程中還要有相對運動。所以離合器的主動部分和從動部分之間不可采用剛性連接。應借用兩者接觸面之間的摩擦作用來傳遞扭矩（摩擦離合器），或者利用液體作為傳動介質（液力偶合器），或是利用磁力傳動（電磁離合器）。在離合器中，為產(chǎn)生摩擦所需要的壓緊力，可以是彈簧力、液壓作用力或電磁力。但是目前汽車上采用比較廣泛的是用彈簧壓緊的摩擦離合器（通常稱為摩擦離合器）。 （二）離合器的分類 在機械傳動系中，離合器按其傳遞轉矩的方式分類，除了摩擦式外還有電磁（磁粉）式，后者是靠本身的電磁力來傳遞轉矩的；按操縱方式分類，又可以分為強制式和自動式兩種。摩擦式又有單、雙、多片式及干濕式之分。 第二章 方案論證 第一節(jié) 選定離合器的車型 本設計主要針對轎車是輕型車車型，故最好選定的車型為輕型五菱鴻途6381D-舒適型，該車主要參數(shù)如下表： 表2-1 五菱鴻途6381D-舒適型的主要性能參數(shù) 發(fā)動機型號 LJ474Q3E2 最大扭矩（N·m） 102/3000 最大功率（Kw/rpm） 60.5/6000 最高車速（Km/h） ≥130 變速器一檔傳動比 3.6582 主減速器傳動比 37/7（5.8257） 整備質量（Kg） 1095 滿載質量（Kg） 1615 輪胎型號 165/70 R13LT 第二節(jié) 離合器設計基本要求 為了保證離合器具有的工作性能，設計離合器應滿足如下基本要求： (一) 在任何行使條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備，又能防止傳動系過載； (二) 接合完全、平順、柔和，使汽車起步時無抖動、無沖擊，分離徹底、迅速； (三) 工作性能（最大摩擦力矩或后備系數(shù)）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的變化，摩擦系數(shù)在離合器工作過程中應力求穩(wěn)定； (四) 從動部分的轉動慣量要小，以減小掛檔時的齒輪沖擊，便于換檔和減小同步器的磨損； (五) 應能避免和衰減傳動系的扭振，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力； (六) 應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽 命通風； (七) 操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞； (八) 具有足夠的強度，工作可靠、使用壽命長； (九) 力求結構簡單、緊湊，質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便； (十) 設計時要注意對旋轉件的動平衡要求和離心力的影響。 第三節(jié) 確定離合器的結構型式 一 摩擦離合器機構型式的選擇 汽車離合器有摩擦式、電磁式和液力式三種類型。其中，摩擦式的應用最廣泛?，F(xiàn)代汽車摩擦離合器的典型結構型式是單片或雙片干式，它由從動盤、壓盤、壓盤驅動裝置、壓緊彈簧（有沿圓周均布的圓柱螺旋彈簧、中央布置的錐形或圓柱螺旋彈簧和膜片彈簧等）、離合器蓋、分離杠桿、分離軸承等構成。本次設計選定的機構型式為單片摩擦式。 二 從動盤數(shù)及干、濕式的選擇 （一） 單片干式摩擦離合器 如圖2-2，2-3，2-4所示，其結果簡單，調整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤時也能接合柔順。因此，廣泛用于各級轎車及微、輕、中型客車與貨車上，在發(fā)動機轉矩不大于1000N·m的大型客車和重型貨車上也有所推廣。當轉矩更大時可以采用雙片離合器。 （二） 雙片干式摩擦離合器 如圖2-4所示。與單片離合器相比，由于摩擦面增多使傳遞轉矩的能力增大，接合也更平順、柔和；在傳遞相同轉矩的情況下，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，調整不當分離也不易徹底；從動件轉動慣量大易使換檔困難等。僅用于傳遞的轉矩大且徑向尺寸受到限制時。 （三） 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，特別是在冬季油液粘度增大時；軸向尺寸大；從動部分的轉動慣量大，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，并有不斷增加的趨勢。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，據(jù)稱其使用壽命可較干式高出5～6倍。 通過各結構優(yōu)缺點的比較及本次設計所針對的車型,故本次設計選用的是單片干式摩擦離合器。 圖2-1 圖2-2 圖2-3 圖2-4 三　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：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： （一） 周置彈簧離合器 如圖2-1，2-4所示，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，過去廣泛用于各種類型的汽車上?，F(xiàn)代由于轎車發(fā)動機轉速的提高(最高轉速高達5000～7000r／min或更高)，在高轉速離心力的作用下，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。因此，現(xiàn)代轎車及微、輕、中型客車多改用膜片彈簧離合器。但在中、重型貨車上，周置彈簧離合器仍得到廣泛采用。 （二） 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，使操縱較輕便。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，但其制造卻比較困難，故中央彈簧離合器多用在重型汽車上以減輕其操縱力。根據(jù)國外的統(tǒng)計資料：當載貨汽車的發(fā)動機轉矩大于400～450N·m時，常常采用中央彈簧離合器。 （三） 斜置彈簧離合器 是重型汽車采用的一種新型結構。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（彈簧中心線與離合器中心線間的夾角）斜向作用于傳力套上，后者再推動壓桿并按杠桿比放大后作用到壓盤上。這時，作用在壓桿內端的軸向推力等于彈簧壓力的軸向分力。當摩擦片磨損后壓桿內端隨傳力套前移，使彈簧伸長，壓力減小，傾角亦減小，而cos值則增大。這樣即可使在摩擦片磨損范圍內壓緊彈簧的軸向推力幾乎保持不變，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，壓盤的壓緊力也大致不變。因此，斜置彈簧離合器與前兩種離合器相比，其突出優(yōu)點是工作性能十分穩(wěn)定。與周置彈簧離合器比較，其踏板力約可降低35％。 （四） 膜片彈簧離合器 作為壓緊彈簧的膜片彈簧，是由彈簧鋼制成的，具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜片。且自其小端在錐面上開有許多徑向切槽，以形成彈性杠桿，而其余未切的槽大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側則有支撐圈。它借助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是，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，錐頂角度變大，甚至膜片彈簧幾乎變平。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撐圈并以此為支點發(fā)生反錐形的轉變，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。 圖2-5 圖2-6 膜片彈簧離合器根據(jù)分離杠桿內端受推力還是受拉力，可分為拉式膜片彈簧離合器和推式 膜片彈簧離合器。推式膜片彈簧離合器根據(jù)支撐環(huán)數(shù)目的不同，可分為雙支撐環(huán)（圖2-5）、單支持環(huán)（圖2-6）和無支撐環(huán)（圖2-7）三種形式。其中雙支撐環(huán)形式是目前廣泛采用的一 種結構形式，它又可分為三種，此次設計采用MF型。該結構的離合器是一種比較成熟的膜片彈簧離合器。膜片彈簧、兩個支撐環(huán)與離合器蓋之間用一個抬肩式鉚釘定位并鉚合在一起，結構較簡單。拉式膜片彈簧又可分為無支撐環(huán)式和單支撐環(huán)式兩種形式（圖2-8）。與推式膜片彈簧相比，拉式膜片彈簧在結構上更簡化，提高轉矩容量與分離效率以及減輕操作強度、沖擊和噪音，提高壽命等方面，都比推式結構的要好，所以拉式膜片彈簧的應用也很廣泛。它的不足是：膜片彈簧的分離指與分離軸承總成嵌裝在一起，安裝與拆卸較困難，分離形成也比推式要大些。 圖2-7 圖2-8 膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性（圖2-9，圖2-10），因此可設計成當摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎可以保持不變，且可減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的，因此其壓力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，零件數(shù)目減少，質量減小并顯著地縮短了其軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，磨損均勻，也易于實現(xiàn)良好的散熱通風等。 圖2-9 圖2-10 9 膜片彈簧離合器的操縱曾經(jīng)都是采用壓式結構。當前，膜片彈簧離合器的壓式操縱已為拉式操縱結構所取代。后者的膜片彈簧為反裝，并將支承圈移到膜片彈簧的大端附近，使結構簡 化、零件減少、拆裝方便；膜片彈簧的應力分布也得到改善，最大應力下降；支承圈磨損后仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的自由行程不受影響。而在壓式結構中支承圈的磨損會形成間隙而增大踏板的自由行程。 由于膜片彈簧具有上述優(yōu)點，并且制造膜片彈簧的工藝水平不斷提高。因此膜片彈簧離合器在轎車微型、輕型客車上都得到了廣泛的采用。本次設計做的是推式膜片彈簧離合器。 四　壓盤的驅動方式 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時它和飛輪一起帶動傳動盤轉動，所以它與飛輪連接在一起。但是這種連接應該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他的驅動方式有：凸塊－窗口式、傳力銷式、鍵式（鍵槽—指銷式，鍵齒式）以及彈性傳動片式等。 凸塊－窗口式是在單片離合器中長期采用的傳統(tǒng)結構。該結構是在壓盤外緣鑄出３－４個凸片，裝配時伸入離合器蓋對應的長方形窗口中，而離合器蓋則與飛輪相連?？紤]到摩擦片磨損后壓盤向前移。因此凸塊應凸出窗口以外。其結構簡單，但是凸塊與窗口的配合處磨損后易使定心精度降低而失去平衡，且會產(chǎn)生沖擊和噪音。所以在現(xiàn)在的離合器中已經(jīng)很少使用。 傳力銷式是雙片離合器采用的傳統(tǒng)結構，它是用沿圓周均勻分布的幾個傳力銷將飛輪與中間的壓盤連接在一起。 鍵式也是一種壓盤的驅動方式，包括鍵槽－指銷式和鍵齒式兩種。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。 在雙片離合器的結構中也有采用綜合式的壓盤驅動方式的，即中間壓盤通過鍵連接，壓盤則通過凸塊－窗孔驅動。 上述幾種壓盤的驅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是0.2mm左右）。這樣，在傳動時將產(chǎn)生沖擊和噪音。且隨著接觸部分磨損的增加，間隙將加大，引起更大的沖擊和噪音，甚至可能導致凸塊根部出現(xiàn)裂紋而造成零件的早期損壞。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。 近年來，廣泛采用了彈性傳動片的傳力方式。彈性傳動片（鋼帶傳動片）是由薄彈簧鋼帶沖壓制成一端鉚在離合器蓋上，另一斷用鉚釘固定在壓盤上，并且多用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。這種用傳動片驅動壓盤的方式不僅消除了上述幾種離合器的缺點，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穩(wěn)定。 通過比較以上各種方案的優(yōu)缺點，本次設計壓盤的驅動方式選用鋼帶傳動片。 五 從動盤數(shù)的選擇 對轎車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸允許的條件下，離合器通常只有一片從動盤。單片離合器結構簡單，尺寸緊湊，散熱性好，維修調整方便，從動部分轉動慣量下，在使用時能保證分離切底、接合柔順。 綜上所述，本次設計是采用單片膜片彈簧離合器。 第四節(jié) 帶摩擦片厚度報警器的離合器的結構及工作原理 第三章 設計計算及參數(shù)的選擇 第一節(jié) 離合器基本結構參數(shù)的選擇 一 摩擦片設計 離合器摩擦片在性能上應滿足如下要求： 1） 摩擦因數(shù)較高且穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要??； 2） 有足夠的機械強度與耐磨性； 3） 密度小，以減小從動盤的轉動慣量； 4） 熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出的粘合劑少，無味，不易燒焦； 5） 磨合性能好不致刮傷飛輪和壓盤表面； 6） 接合時應平順，不產(chǎn)生“咬合”或“抖動”現(xiàn)象； 7） 長期停放后，摩擦面不發(fā)生“粘著”現(xiàn)象。 摩擦片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)動機的最大轉矩來選擇。為了能可靠地傳遞發(fā)動機的最大的轉矩Temax，離合器的靜摩擦力矩Tc應大于發(fā)動機的最大轉矩Temax，而離合器傳遞的最大靜摩擦力矩Tc又取決于其摩擦面數(shù)Z、摩擦系數(shù)f、作用在摩擦面上的總壓緊力與摩擦片平均半徑Rm，即 (3-1) 式中 β——離合器的后備系數(shù)。 f——摩擦系數(shù)，計算時一般取0.25～0.30。 離合器的基本參數(shù)主要有性能參數(shù)有后備系數(shù)β和單位壓力參數(shù)，尺寸參數(shù)D和d及摩擦片厚度h。 （一） 后備系數(shù) 后備系數(shù)β是離合器設計時用到的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機轉矩的可靠程度。在選擇β時應考慮以下幾點： 1） 摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩。 2） 要防止離合器滑磨過大 3） 要能防止傳動系過載 顯然，為了可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太小；為了使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，β又不能選取太大；當發(fā)動機后備功率較大，使用條件較好時，β可選擇小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為提高起步能力，減少離合器磨損，β應選取大些；貨車總質量越大，β也應選得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的β值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，β可選取小些；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β值可以比螺旋彈簧的小些；雙片離合器的β值應大于單片離合器。 各類汽車β值的選取范圍通常為： 轎車和微型車、輕型貨車——β=1.20～1.75 中型和重型貨車——β=1.50～2.25 越野車、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車——β=1.80～4.00 根據(jù)上述原因及所選車型，選取β=1.40。 （二） 單位壓力 單位壓力對離合器工作性能和使用壽命有很大的影響，選取時應考慮離合器的工作條件，包括發(fā)動機的后備功率大小，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，應取小些；當摩擦片外徑繳大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大。 當摩擦片采用不同材料時，按下列范圍選?。? 石棉基材料：=0.10～0.35MPa 粉末冶金材料：=0.35～0.60MPa 金屬陶瓷材料：=0.70～1.5MPa 根據(jù)所選車型及摩擦片所用材料，選取=0.20MPa。 （三） 摩擦片外徑D、內徑d和厚度h的確定 離合器應按轉矩容量或熱容量設計，摩擦片或從動片外徑D是基本尺寸。它關系到結構尺寸及質量的大小和使用壽命的長短設計是通常首先確定D的值。 由以下公式計算D的值： D=2R=2.5= (3-2) 式中：——發(fā)動機的最大轉矩 f——摩擦系數(shù) z——摩擦面數(shù) 由選車型得= 102N·m，z=2，選取f=0.26，則將各參數(shù)值代入(3-2)式后計算得：D=18.67cm=211.5mm。 在同樣外徑時，選用較小的內徑d雖可增大摩擦面積，提高傳遞轉矩的能力，但是會使摩擦面上的壓力分布不均勻，使內外沿圓周的相對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減振器的安裝。摩擦片尺寸應符合尺寸系列標準GB5764—1998（《汽車用離合器面片》），所選的D應使摩擦片最大圓周速度不超過65～70m/s，以免摩擦片發(fā)生飛離。 所以由計算所得D值及參照摩擦片尺寸系列標準GB5764—1998，最后選定摩擦片的尺寸為下表： 表3-1選定的摩擦片的尺寸 外徑D （mm） 內徑d (mm) 厚度h (mm) C= 1- 單位面積F （cm） 200 140 3.5 0.700 0.657 221 （四） 摩擦片外徑D的校核： 1、摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度不超過65~70m/s，即 (3-3) 式中，為摩擦片的最大圓周速度（m/s）；n為發(fā)動機最高轉速（r/min）。 將n=6000r/min，D=200mm，代入（3-3）式得： =56.55m/s<65~70m/s 則摩擦片的最大圓周速度在安全范圍內。 2、為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的應小于其許用值，即 （3-4） 式中，為單位摩擦面積傳遞的轉矩（）；[]為其允許值（），按表3-2選取。 表3-2 單位摩擦面積傳遞的轉矩 （） 離合器規(guī)格D/mm ≤210 ＞210~250 ＞250~325 ＞325 []/× 0.28 0.30 0.35 0.40 由D=200mm,選取=0.28×.則由(3-1)、(3-4)得: 故離合器單位摩擦面積傳遞的轉矩在安全范圍內。 由上述兩項校核，可知所選取的摩擦片外徑D能滿足要求。 第二節(jié) 膜片彈簧設計 (一) 膜片彈簧的結構特點 膜片彈簧的結構形狀如圖3-1所示，它由彈簧鋼板沖制而成。從圖中可以看出，膜片彈簧在結構形狀上分成兩部分，在膜片彈簧大端處為一完整的截錐體，如圖3-2的樣子。它的形狀像一個無底的碟子，與一般機械上用的碟形彈簧完全一樣，故稱作碟簧部分，膜片彈簧起彈性作用的正是此部分。碟形彈簧的彈性作用是這樣的 沿其軸線方向加載，碟簧受壓變平，卸載后又恢復原形(如圖3-2所示)?？梢哉f膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式，所不同是在膜片彈簧上還包含有徑向開槽部分，此部分像一圈瓣片，其作用是：當分離離合器時作為分離桿，故此瓣片又稱作分離指。分離指與碟簧部分交接處的徑向槽呈長方圓形孔，這樣做一方面可以減少分離指根部的應力集中(分離指根部過渡圓角半徑應大于4.5mm)，另一方面又可用來安置銷釘固定膜片彈簧。 圖3-1 膜片彈簧 圖3-2 碟形彈簧 (二) 膜片彈簧的加載方式和變形情況 離合器在接臺與分離時，膜片彈簧的加載情況不一樣，相應地存在著兩種加載方式和變形形狀。 1、接合時 離合器接合時，膜片彈簧起壓緊彈簧的作用。在壓盤、離臺器蓋總成未與飛輪裝臺之前，膜片彈簧近似處于自由狀態(tài)(如圖3-3a所示)，膜片彈簧對壓盤無壓緊作用。當壓盤、離臺器蓋總成與飛輪裝合時，離臺器蓋前端面與飛輪前端面靠攏，因此離臺器蓋通過支承環(huán)1對膜片彈簧施加載荷，膜片彈簧幾乎被壓平(如圖3-3b所示)，同時在壓盤處也作用有載荷，即為壓緊力。 圖3—3 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) 2、分離時 當分離軸承以力作用在膜片彈簧小端的分離爪上時,支承環(huán)1逐漸不起作用，而支承環(huán)2開始起作用，當力達到一定值耐，膜片彈簧被壓翻，離合器分離(如圖3-3c所示)，稱為分離力。 (三) 膜片彈簧的彈性變形特性 如前所述，膜片彈簧起彈性作用的部分是其碟簧部分，碟簧部分的彈性變形特性和螺旋彈簧不一樣，它是一種非線性彈簧，其特性與碟簧部分的內截錐高H及彈簧片原h(huán)之比值 H/h有關。不同的H/h值可以得到不同的彈性變形特性， 一般可分成下列四種情況： 1 、H/h< 如圖3-4所示，圖中曲線A為 H/h=0.5時的無因次特性曲線，,從曲線形狀可知：隨著載荷P的增加，變形也不斷增加，這種膜片彈簧剛度很大，可以承受很大的載荷，適臺于作為緩沖裝置中的行程限制器。 圖3-4 不同H／h值的無因次特性曲線 圖3-5 膜片彈簧的彈性變形特性 2、H/h≈ 圖3-4中曲線B為H／h=1.5時的無因次特性曲線，曲線中間有一段很平直、變形在增加．載荷P幾乎保持不變，這種彈簧叫做零剛度彈簧。 3、2 如圖3-5所示，圖中曲線為H／h=3時的無因次特性曲線，這種彈簧的特性曲線中具有更大的負剛度不穩(wěn)定工況區(qū)，而且有載荷為負值的區(qū)域，這種彈簧適用于汽車液力傳動中的鎖止機構。 (四) 膜片彈簧設計計算公式 1、正常工作狀態(tài)下，壓緊力和膜片彈簧大端變形有如下關系式： （3－5） 式中，E－彈性模數(shù)，對于鋼：E＝2.1×105Mpa； μ－泊松比，鋼材料取μ＝0.3； 　　　 h－彈簧鋼板厚度，mm； 　　　H－碟簧的內截錐高度，mm； 　　　R－碟簧大端半徑，mm； 　　　 r－碟簧小端半徑，mm； 　　 －膜片彈簧與壓盤接觸處的半徑，mm； 　　 －支承圈平均半徑，mm； 2、分離時，加載點從壓盤與膜片大端接觸處移動到分離軸承接觸處，載荷為，變形為，有： 　　　　?。?－6） 　　　　?。?－7） 式中， 為分離軸承推力的作用半徑，mm． 將(3－5)代入（3－7）,可得分離軸承推力與膜片彈簧大端變形的關系式: 　　（3－8） (五) 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 1、比值H/h和h的選擇 如前所述,比值H/h對膜片的彈性特性影響極大，因此，要H/h對彈簧特性的影響，正確地選擇該比值，以得到理想的特性曲線及獲得最佳的使用性能。為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h一般為1.5～2.2，板厚為2～4mm。根據(jù)上述原因及所選車型，選取H/h=1.87，h=2.3mm，則H=4.3mm。 2、R/r比值及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越大，而且應力越高。碟形彈簧儲蓄彈性能的能力，在R/r=1.8～2.0為最大，用于緩和沖擊、吸收振動等需要儲存大量彈性能的碟簧最佳。但對汽車離合器的膜片彈簧而言，并不要求儲存大量的彈性能，而應根據(jù)結構布置和壓緊力的要求，通常取R/r為1.2～1.35。為使摩擦片上壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應取大于或等于摩擦片的平均半徑Rc，拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于Rc。根據(jù)上述原因及所選車型，選取R/r=1.24，R=99mm，則r=80mm。 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關系密切，=arctanH/（R-r）≈H/（R-r），一般在9°～15°范圍內。則代入H、R、r值得： =12°58′。 4、壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定 和的取值將影響膜片彈簧的剛度。應略大于r且盡量接近r，應略小于R且盡量接近R，因此，選取 =98mm，=81mm。 5、分離指數(shù)目n的選取 分類指數(shù)目n常取為18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸可取12。考慮到所選車型，選取n=18。 圖3—6 膜片彈簧的尺寸簡圖 6、切槽寬度、及半徑（圖3－6）的確定 =3.2～3.5mm，=9～10mm，的取值應滿足－≥的要求。因此選取=3.2mm，=9mm，=70mm。 7、膜片彈簧小端內半徑（圖3-6）及分離軸承作用半徑的確定 由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。因膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此其杠桿比在一定范圍內選取，即 推式：2.3≤≤4.5 拉式：3.5≤≤9.0 本設計為推式，折中選取杠桿比為3，而已知=98mm、 =81mm,則: =30mm 而與的差值應在0≤－≤4范圍內，則選取=28mm。 8、膜片彈簧工作位置點的選擇及計算 膜片彈簧工作點位置如圖3－7所示。選擇好工作點位置很重要。該曲線的H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且λ1H=（λ1M +λ1N）/2。新離合器在結合狀態(tài)時，膜片彈簧工作B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般λ1B=（0.8～1.0）λ1H，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內的工作點從到變化不大，分離時，膜片彈簧工作點B變到C，為最大限度的減小踏板力，C點應盡量N點。摩擦片總的最大允許磨損量可按下式求得： 　　　　　　　　　　　　　　 （3－9） 式中，為離合器的摩擦片工作表面數(shù)目，單片時=2； 為每個摩擦工作表面的最大允許磨損量，一般=0.5～1.0mm； 取=0.9，則=2×0.9=1.8mm。 (1)、確定M、N點 因M、N為拐點，則對公式（3－5）求導即可，即令，代入各值化簡后得： 求根得：， 則=2.39mm，=5.30mm。 (2)、確定H、B、A、C點 H點：=（2.39+5.3）/2=3.845mm； B點：=0.9*3.845=3.46mm； 　 A點：=3.46-1.8=1.66mm； C點：=5.4mm。 圖3－7　膜片彈簧工作點位置 （六） 膜片彈簧的強度校核 如圖3－8所示以中性點O為坐標原點在子午截面處建立x-y坐標系，則截面上任意點的切向應力為： （3－10） 式中，ψ為碟簧部分子午截面的轉角，rad；α為膜片彈簧自由狀態(tài)時的圓錐底角,rad； e為中性點O的半徑，mm,e=(R-r)/ln(R/r)。 分析表明，膜片彈簧碟簧部分凸面的內緣點B（見圖3－8）處切向壓應力最大；而凹面的外緣點A或A’處的切向拉應力最大，但B點的應力值最高，而且B點的最大應力值是發(fā)生在離合器分離過程中的某一位置，并且此時B點處于兩向應力狀態(tài)。故通常只計算B點處的應力來校核膜片彈簧的強度，應使B點的當量應力小于許應力，即 σBj<[σ]。 圖3－8 子午繞中性點的轉動 由于膜片彈簧采用60Si2MnA高精度鋼板材料制造,其許可應力[σ]可取為1400～1600MPa。當已知膜片彈簧大端的變形時，B點的當量應力可按下式計算，即 （3－11） 令，求得極大值時的大端變形： （3－12） 因此，當離合器徹底分離，大端變形λ1f〈λσmax式（3－11）中λ1的取值為λ1f；當λ1f >λσmax時，λ1取值為λσmax。 1、求離合器徹底分離時，分離軸承作用的載荷 徹底分離時，==5.4mm，則將各參數(shù)代入公式（3－8）得：=993.996N。 2、求分離軸承的實際行程 壓盤行程=-=1.94mm，則將各參數(shù)代入公式（3－6）得，分離指假定為 剛性時的分離行程： ==6.61mm 因分離指為非剛性的，則分離指在力的作用下有附加彈性變形，則分離軸承推膜片彈簧的實際行程為 =+ （3－13） 式中的附加彈性變形可由下式求得： （3－14） （3－15） （3－16） 式中 —膜片彈簧分離指前部最寬處的半徑，mm； —膜片彈簧小端半徑，mm； n—膜片彈簧分離指的數(shù)目； β1—分離指前部的寬度系數(shù)； β2—分離指根部的寬度系數(shù)； δ1—分離指前部的切槽寬度，mm； δ2—分離指根部的切槽寬度，mm； 代入公式（3－14）、（3－15）、（3－16）各項參數(shù)數(shù)值，計算得： =0.98mm。 則=0.98+6.61=7.59mm。 3、求B點當量應力 首先，求B點應力最大時彈簧大端的變形。在公式（3－12）中各項參數(shù)均已知，則代入各值計算得：=5.98mm。因此有，則==1.94mm。 將值及各項所需參數(shù)值代入公式（3－11）中可得： =1082.9 因此膜片彈簧滿足使用要求。 第三節(jié) 離合器蓋總成設計 離合器蓋總成除了壓緊彈簧外，還有離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支承環(huán)等。 （一）離合器蓋設計 離合器蓋與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的部分扭矩。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。在離合器蓋結構設計時應注意以下幾個問題。 （1） 應具有足夠的剛度，以免影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時摩擦面不能徹底分離。為此可采取如下措施：適當增大蓋的板厚，一般為2.54.0mm；在蓋上沖制加強肋或在蓋內圓周處翻邊；尺寸大的離合器蓋可改用鑄鐵鑄造。 （2） 應與飛輪保持良好的對中，一面影響總成的平衡和正常的工作。對中方式采用定位銷或定位螺栓，也采用止口對中。 （3） 蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 （4） 為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風口，將離合器制成特殊的葉輪形狀?；蛟谏w上下班加設通風扇片等，用以鼓風。 本設計采用厚3mm的鋼板沖壓而成。 第四節(jié) 壓盤結構設計 （一） 對壓盤結構設計的要求： （1） 壓盤應具有較大的質量以增大熱容量、減小溫升，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱肋或鼓風肋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。 （2） 壓盤應具有較大的剛度。 （3） 與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡。 （4） 壓盤高度尺寸（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小。 （二） 壓盤幾何尺寸的確定 1、壓盤內、外徑的確定（dy、Dy） 前面我們已經(jīng)通過計算確定了摩擦片的內、外徑。從一般而言，壓盤內徑稍微小于摩擦片的內徑，壓盤外徑稍大于摩擦片外徑。故本設計壓盤內徑為dy=138mm，壓盤外徑Dy=202mm。 2、壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點：（hy） ①壓盤的質量 在離合器的接合過程中，由于滑摩功的存在，第接合一次都要產(chǎn)生大量的熱，而第次接合的時間短（大約3秒鐘左右），因此熱量根本來不及全部傳到周圍空氣中去，這樣必然導致摩擦副的溫升。在使用頻繁和困難條件下工作的離合器，這種溫升就更為嚴重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數(shù)的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的損壞。 由于用石棉材材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中所產(chǎn)生的熱主要由飛輪和壓盤等零件吸收，為了使每次接合時的溫升不致過高，幫要求壓盤具有足夠大的質量以吸收熱量。 ②壓盤的剛度 壓盤應具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產(chǎn)生翹曲變形，而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。 鑒于以上兩個原因：壓盤一般都做得比較厚（載重汽車上一般不小于15mm）。故本設計取壓盤厚度為hy =15mm。 3.、校核禽合器接合一次時的溫升 壓盤設計時，在初步確定壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升。它不應超過8～10℃。若溫升過高，可適當增加壓盤的厚度。校核計算的公式如下： （3－17） 式中，——溫升（℃） W——滑磨功（N·m） γ——分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比 單片離合器壓盤： γ=0.50 雙片離合器壓盤： γ=0.25 雙片離合器中間壓盤：γ =0.50 C——壓盤的比熱，C=481.4J/（kg·℃）（鑄鐵壓盤）： ——壓盤重量（kg）。 ?。?）、滑磨功 （3－18） 式中， ——汽車總質量（Kg）； ——輪胎滾動半徑（m）； ig——起步進所用變速器檔位的傳動比； io——主減速器傳動比； ——發(fā)動機轉速（r/min），計算時轎車取2000r/min，貨車取1500r/min。 由所選車型的相關參數(shù)知， Ⅰ. ig =3.6582 Ⅱ. io =5.2857 Ⅲ. =2000r/min Ⅳ. =1615Kg Ⅴ. ——輪胎滾動半徑（m） 由輪胎規(guī)格165/70 R13LT,可知輪胎斷面寬度B為165mm；輪輞直徑d為13in（1in=25.4mm），即為13×25.4=330.2mm；其車輪胎的高度比H/B=70%，即H=165×70%=115.5mm。 =115.5+330.2/2=280.6mm 將公式（3－18）中各參數(shù)的具體值代入計算得：W =7459.3J （2）、 由ρ，計算出壓盤的質量，ρ——鑄鐵的密度：7.0g/cm3。 =1.6823Kg。 將公式（3－17）中所有參數(shù)值代入計算得： =4.61℃<8～10℃； 故壓盤校核合格，所選參數(shù)能滿足使用要求。 第五節(jié) 扭轉減振器的設計 一、扭轉減振器的功能 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，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階(通常為三階)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。所以，扭轉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剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。 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(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沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。 扭轉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特性如圖3—9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減振器如圖3—10所示。 圖3－9 單級線性減振器的扭轉特性 圖3－10 三級非線性減振器的扭轉特性 二、扭轉減振器的主要參數(shù)選擇 減振器的扭轉剛度Cα和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩是兩個主要參數(shù)。其設計參數(shù)還包括極限轉矩和預緊轉矩等。 1． 極限轉矩 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(圖2—15)時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取 （3－19） 取=1.3Temax,則由所選車型可得：=132.6N·m。 2、 扭轉剛度是Cα 為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉速范圍內。Cα決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸(圖2—15)。 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 圖3-11 減振器尺寸簡圖 （3-20） 式中，T為使從動片相對從動盤轂轉過弧度所需加的轉矩(N·m)；K為每個減振彈簧的線剛度(N／mm)；n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，則 （3-21） 式中，Cα為減振器扭轉剛度(N·m／rad)。 設計時可按經(jīng)驗來初選是 Cα≤13 （3-22） 由公式（3-22）計算Cα，取Cα=10=1326.0N·m／rad。 3、阻尼摩擦轉矩 由于減振器扭轉剛度是，受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩。一般可按下式初選 （3-23） 則取=0.13Temax=13.3 N·m。 4、預緊轉矩