扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計(jì)

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(duì)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(duì)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 （通常為三階 ）固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避 開(kāi)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(wàn)戶，人們?cè)谙硎苤噹?lái)的便利的同時(shí)也對(duì)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(lái)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(guó)因運(yùn)輸車輛的振動(dòng)使包裝不妥的產(chǎn)品受損，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(chǎng)的發(fā)展，對(duì)汽車平順性的要求也越來(lái)越高，振動(dòng)使乘客產(chǎn)生不舒適的感 覺(jué)，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)?，F(xiàn)今所用的盤(pán)片式離合器的先驅(qū)的多片盤(pán)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(wú)沖擊。20世紀(jì)20年代末，直到進(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(jiǎn)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(pán)，提高了離合器接合時(shí)的平順性。離合器從動(dòng)盤(pán)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(duì)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(lái)愈多地采用具有雙質(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(pán)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4070Hz，相當(dāng)于四缸發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 12002100r /min，或六 缸發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速8001400r / 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 10002000r / min范圍內(nèi)，難以通過(guò)降低減 振彈簧剛度得到更大的減振效果。因?yàn)樵趶膭?dòng)盤(pán)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(pán)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(pán)穀時(shí)必須通過(guò)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(pán)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(jiǎn)單，單級(jí)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(jí)或三級(jí)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(jí)非線性特性，第一級(jí)的剛度很小，稱圖1-1單級(jí)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)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(kāi)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(pán)轂，摩擦片，減 振盤(pán)，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(pán)三者就被連在一 起了。在從動(dòng)片 5 和減振盤(pán) 12 上圓周切線方向開(kāi)有 6 個(gè)均布的長(zhǎng)方形窗孔， 在在從動(dòng)片 和減振盤(pán)之間的從動(dòng)盤(pán)轂 8 法蘭上也開(kāi)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(lái)。 在從動(dòng)片和減振盤(pán)的窗孔上都制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來(lái)。在從動(dòng)片和從動(dòng) 盤(pán)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(pán) 相對(duì)從動(dòng)盤(pán)轂發(fā)生來(lái)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限位銷；8 從動(dòng)盤(pán)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(duì)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(jiàn)表 3-1 o由選車型得 Temax二 372N m， KD =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1.814.0t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)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/mm160180200225250280300325350內(nèi)徑d/mm110125140150155165175190195厚度h/3.23.53.53.53.53.53.53.54C =d/D0.680.690.700.660.580.580.580.550.547407935701 - C 30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827單位面積F/ cm3106132160221302402466546678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=3.5mm4.2 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(zhǎng)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(duì)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(wú)味，不易燒焦（5）磨合性能要好，不致刮傷飛輪與壓盤(pán)等零件的表面（6 ）油水對(duì)摩擦性能的影響應(yīng)最小（7 ）結(jié)合時(shí)應(yīng)平順而無(wú)“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，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(pán)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(pán)工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表 面上對(duì)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(pán)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(xiě)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(duì)扭轉(zhuǎn)減振器的特性 進(jìn)行初步估算；（3）找出簡(jiǎn)化模型在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(duì)帶減振器的從動(dòng)盤(pán)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 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(pán)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=( 1.52.0 ) 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(shū)中可知式 Temax =700N.m 帶入式 (1-1) 中計(jì)算可得 Tj=1.5 700 1050 N.m5.2 扭轉(zhuǎn)角剛度 k扭轉(zhuǎn)減振器的角剛度是指離合器從動(dòng)片相對(duì)于其從動(dòng)盤(pán)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(duì)從動(dòng)盤(pán)轂轉(zhuǎn)過(guò)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2T =1000 KZ jR02(1-2)式中，T為使從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤(pán)轂轉(zhuǎn)過(guò)=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) 。根據(jù)振動(dòng)理論，對(duì)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(guò)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(wèn)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(kāi)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(pán)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2k=1000KZ jR02(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(lái)初選 k13T 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)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=(0.060.17)Temax(1-5)本設(shè)計(jì)中根據(jù)設(shè)計(jì)要求取系數(shù)為 0.08T = 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(guò)從動(dòng)盤(pán)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(kāi)共振的目的。 此時(shí)， 只有通過(guò)系統(tǒng)的阻尼來(lái)壓低共振峰值，已達(dá)到降低變速器噪聲的目的。利用 數(shù)學(xué)模型通過(guò)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(guó)外的廠商已完全有能力對(duì)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(píng)價(jià)以進(jìn)行參 數(shù)調(diào)整。但是他們中的大部分在對(duì)離合器的參數(shù)進(jìn)行調(diào)整時(shí)，通常仍是通過(guò) 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(píng)判來(lái)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 Tn對(duì)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(wú)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.05O 15)Temax(1-6)本設(shè)計(jì)中根據(jù)設(shè)計(jì)要求取系數(shù)為0.10Tn= 0.1070070 N.m5.5. 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=(0.600.75)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=52.561.25mm。本設(shè)計(jì)中取R0為55mm。5.6. 減振彈簧個(gè)數(shù)ZjZj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/ mm225-250250-325325-350Zj4-66-88-10>10已知摩擦片的外徑 300mm 由表1-1可知Zj =65.7 減振彈簧窗口尺寸A查找汽車設(shè)計(jì)手冊(cè)其推薦值 A=2527mm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(pán)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/RoF =1050/55=19.09KN6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FF=F/Zj(6-1)F=19.09/6=3.18KN6.2 減振彈簧尺寸圖6-1扭轉(zhuǎn)減振彈簧尺寸示意圖6. 2 . 1 彈簧中徑De一般由結(jié)構(gòu)布置確定，通常De=1115mm，本設(shè)計(jì)取13mm6. 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550600Mpa;通常d=34mm。本設(shè)計(jì)中取d=4mm 通過(guò)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 / mm10.51000由公式(6-2)得 K= 10000.055 266 . 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(duì) 65Mn可取E=8.3104Mpa由公式(6-3)得i8.3 104448133K5782.89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+(1.52)本設(shè)計(jì)取n=4。6 . 2 . 6減振彈簧最小長(zhǎng)度lmin指減振彈簧在最大在最大載荷下的工作長(zhǎng)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L(zhǎng)min =n(d+)=1.1d n(6-4)由公式(6-4)得 Lmin =1.144=17.6mm6. 2. 7彈簧總變形量 I指減振彈簧在最大工作載荷下產(chǎn)生的最大壓縮變形量，為I=F/K(6-5)由公式(6-5)得 1=3.18103/578=5.5mm6 . 2 . 8 減振彈簧自由高度I。指減振彈簧無(wú)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 I5767065510 30.36 mm6. 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=23.1-0.36=22.74mm ，取工作高度為 23mm，則預(yù) 變形量為0.1mm。6.3 從動(dòng)盤(pán)鋼片相對(duì)從動(dòng)盤(pán)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(pán)鋼片相對(duì)從動(dòng)盤(pán)轂的極 限轉(zhuǎn)角j為i=2arcsin-=120j2R。(6-9)式中，丨為減振彈簧的工作變形量。j通常取3°72。，對(duì)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 06.4 限位銷與從動(dòng)盤(pán)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2.56mm。由公式(6-9)得 60 sin 5.65.85mm6.5 限位銷直徑d 'd '按結(jié)構(gòu)布置選定，一般d =9.512mm。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(guò)程中，與變速器第一軸相連的 離合器從動(dòng)盤(pán)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(pán) 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(pán)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量成正比， 因此為了減少轉(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(hào)或85號(hào))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(pán)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(pán)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(guò)程中，主動(dòng)盤(pán)和從動(dòng)盤(pán)之間的 壓力是逐漸增加的?，F(xiàn)代常用的具有軸向彈性的從動(dòng)盤(pán)鋼片，主要有三種結(jié)構(gòu)形式：整體式彈性從動(dòng)盤(pán)鋼片結(jié)構(gòu)，分幵式彈性從動(dòng)盤(pán)鋼片結(jié)構(gòu)， 組合式從動(dòng)盤(pán)鋼片結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)選擇整體式彈性從動(dòng)盤(pán)鋼片結(jié)構(gòu)。其主要尺寸有摩擦片尺寸決定。8 從動(dòng)盤(pán)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(lái)的全部轉(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對(duì)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(zhǎng)度l=40mm表4-1從動(dòng)盤(pán)轂花鍵的尺寸從動(dòng)盤(pán)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r H /齒長(zhǎng)應(yīng)力D/mmnD/mmd/mml/mm/MPab/mm16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2從動(dòng)盤(pán)轂的軸向尺寸不宜過(guò)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(pán)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(duì)減振彈簧窗口與與從動(dòng)片配合處，應(yīng)進(jìn)行高頻處理?；ㄦI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(guò)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(zhǎng)度 擠壓應(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(pán)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')/2I花鍵有效長(zhǎng)度由公式(4.1)c擠壓=8Temax8Temax 8 700''''-9(D d )Znl(D d )(4032) 1 10 40 (40-32) 1012.6Mpa<20Mpa所以滿足設(shè)計(jì)要求9 減震盤(pán)與減振摩擦片的設(shè)計(jì)9.1 減震盤(pán)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(pán)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(pán)內(nèi)徑為參 考 文 獻(xiàn)（小 3 號(hào)黑體，加粗，居中）1 xxxxxxx（小號(hào)宋體，行距 1.5 倍）XXXXX2 xxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx>X3 xxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx致 謝（小 3 號(hào)黑體，加粗，居中）XXXXXXXXX（4b號(hào)宋體，1.5 倍行距）XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX