拉式膜片弹簧离合器设计【摩擦片外径D=225mm】【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 1 页 共 29 页 目录 1 汽车离合器分析 . 2 离合器的基本组成和分类 . 2 离合器的功用 . 2 汽车离合器设计的基本要求 . 3 2 离合器基本结构尺寸、参数的选择 . 4 擦片参数的选择 . 4 合器 摩擦片 基本参数的校核 . 6 3 离合器零件的结构选择及设计计算 . 8 . 8 . 13 . 13 . 13 . 14 . 21 4 总 结及感悟 . 24 5 参考文献 . 25 6 评语 . 26 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 2 页 共 29 页 1 汽车离合器分析 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 3 页 共 29 页 1 1 离合器的基本组成和分类 离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，它的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行使过程中，驾驶员可根据需要踩下离合器或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离或逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。其构造一般由主动部分（ 飞轮、离合器盖、压盘）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）、分离机构（分离拉杆、分离叉、分离套筒、分离轴承、分离杠杆等）和操纵机构（离合器踏板）五大部分组成。 摩擦离合器按从动盘的数目分为：单片离合器和双片离合器；按压紧弹簧的结构形式分为：螺旋弹簧离合器和膜片弹簧离合器。根据分析， 膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点： 1) 膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性； 2) 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小； 3) 高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较 稳定； 4) 膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀； 5) 易于实现良好的通风散热，使用寿命长； 6) 膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。 1 2 离合器的功用 离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。其主要作用： 保汽车平稳起步； 少变速器中换挡齿轮之间的冲击； 止传动系 各零件因过载而损坏； 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 4 页 共 29 页 1 3 汽车离合器设计的基本要求 在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件以及“三化”（系列化，通用化，标准化）要求等，合理选择离合器的结构。 在离合器的结构设计时必须综合考虑以下几点： 能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止过载。 顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。 底。 减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。 保证工作温度不致过高，延长寿命。 有吸收振动、缓和冲击的能力。 确，以减少驾驶员的疲劳。 程中变化要尽可能小，保证有稳定的工作性能。 保证其工作可靠、使用寿命长。 凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 5 页 共 29 页 2 离合器基本结构尺寸、参数的选择 擦片参数的选择 选摩擦片外径 D、内径 d、厚度 b 摩擦片外径是离合器基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和寿命，它和离合器所需传递转矩大小有一定关系。 式中 D 摩擦片外径， mm 发动机最大转矩， N m 式中， 发动机最大转矩， 140m 不同结构和使用条件对 D 的影响系数， 取 18离合器尺寸选择参数表 摩擦片外径 D/动机最大转矩 Te m 单片离合器 双片离合器 重负荷 中等负荷 极限值 225 130 150 170 250 170 200 230 280 240 280 320 300 260 310 360 325 320 380 450 350 410 480 550 380 510 600 700 410 620 720 830 430 350 680 800 930 450 380 820 950 1100 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 6 页 共 29 页 离合器摩擦片尺寸系列和参数表 外径 /D 内径 /d 厚度 /h 内外径之比 单位面积2/F 160 110 0600 180 125 3200 200 140 6000 225 150 2100 250 155 0200 280 165 0200 300 175 6600 325 190 4600 350 195 4 7800 380 205 4 2900 根据摩擦片标准系列尺寸，初取： 0 . 7 0 3 0 . 6 6 7d / , 3 . 5 m , 0, 5 3 后备系数 后备系数保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩，同时它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高了离合器的使用寿命。但为了离合器的尺寸不致过大，减少传递系的过载，使操纵轻便等，后备系数又不宜过大。由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加），再加上小轿车的后备功率比较大，使用条件较好，宜取较小值，故初取 = 合器传递的最大静摩擦力矩 =140 82 N m 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 7 页 共 29 页 单位压力 擦面上的单位压力 P 的值和离合器本身的工作条件 ,摩擦片的直径大小 ,后备系数 ,摩擦片材料及质量等有关考虑成本因数，离合器摩擦片材料选用编织石棉基材料，摩擦因数 由 )1(12 330 c 212)1(123330 式中， f 为摩擦因数取 0p 为单位压力（ Z 为摩擦面数取 2； D 为摩擦片外径取 225 d 为摩擦片内径取 150 而编织石棉基材料的最大单位压力 以离合器温升较小。 擦面数 Z 和离合器间隙 t 的确定 摩擦面数 Z=2，在操纵机构中采用间隙自动调整装置，离合器间隙可以取 t=0。 合器摩擦片基本参数的校核 大圆周速度 式中， 摩擦片最大圆周速度（ m/s）； 发动机最高转速取 4000r/ 7065/3m a x 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 8 页 共 29 页 D 为摩擦片外径径取 225 故符合条件。 位压力0止摩擦片损伤，选取单位压力 0p 的最大范围为 由于已确定单位压力 0p 规定范围内，故满足要求 摩擦片的相关参数如表 2 摩擦片外径 D 摩擦片内径 d 后备系数 厚度 b 单位压力 2550计摩擦片如下图所示： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 9 页 共 29 页 3、离合器零件的结构选择及设计计算 动盘总成 动盘结构和组成 从动盘有两种机构：带扭转减振器的和不带扭转减振器的，现今汽车上几乎无一例外都采用带扭转减振器的从动盘，用以避免汽车传动系统的共振，缓和冲击，减少噪声，提高传动系零件的寿面，改善汽车行驶的舒适性，并使汽车起步平稳。 故选用带有扭转减振器的从动盘，其从动片和从动盘毂之间通过减弹簧弹性地连接在一起。此外，在从动片、减振盘和从动盘毂之间还装有减振摩擦片，当传动系发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂来回转动，系统的扭转振动能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。 动盘总成设计 设计从动盘总成时应满足以下几个方面的要求： 1) 为了减少变速等换档时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量 应可能小。 2) 为了保证汽车平稳起步，摩擦面片上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性。 3) 为了避免传动的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭 转减振器。 4) 要有足够的抗爆裂强度。 （ 1）设计从动片时，要尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。从动片一般都做得比较薄，通常是用 的钢板冲制而成，取 2 （ 2）为了使离合器接合平顺，得保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构，这样，在离合器的接合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 10 页 共 29 页 具有轴向弹性的从动片有 1 整体式弹性从动片 2 分开式弹性从动片 3 组合式弹性从动片，根据本设计的要求选项用整体式弹性从动片，因为从动片沿半径方向开 6 12个切槽，连接部分做成 T 形槽，将外缘部分分割成许多扇形部分冲压或依次向不同方向弯曲的波浪形，使其具有轴向弹性，两边的摩擦片则分别铆在扇形片，在离合器接合时，从动片压紧，弯曲的波浪形扇形部分被压平，从动盘摩擦面片所传递的转矩逐渐增大，使接合过程较平顺、柔和。 发动转机矩是经从动毂的花键孔输出 ,变速器第 1 轴花键就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器第 1轴的花键结合方式，眼下都采用齿侧 定心的矩形花键，结构形状 如图 所示。花键之间为动配合，这样，在离合器分离和接合过程中，从动盘毂就能在花键轴上自由滑动。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 11 页 共 29 页 表 3是按国标 计时可根据从动盘外径和发动机转矩选取。 表 3 从动盘毂花键尺寸系列 从动盘外D/动机转矩 m 花键齿数n 花键外径D /键内径d /厚b/效齿长l/压应力 /60 50 10 263 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 00 110 10 29 23 4 25 25 150 10 35 28 4 35 80 280 10 35 32 4 40 00 310 10 40 32 5 40 25 380 10 40 32 5 45 50 480 10 40 32 5 50 80 600 10 40 32 5 55 10 720 10 45 36 5 60 30 800 10 45 36 5 65 50 950 10 52 41 6 65 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 12 页 共 29 页 由摩擦片外径 D=225用从动盘毂花键尺寸如下： 从动盘外D/动机转矩 m 花键齿数 n 花键外径D /键内径d /厚b/ 效 齿长 l/ 压 应 /25 150 10 35 28 4 35 了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动时不产生歪斜，影响离合器彻底分离，从动盘毂的轴向尺寸不宜过小，一般取其与花键外径大小相同，此处选 35 从动盘毂一般选用中碳钢锻造而成，此处选用 40调质处理。 动盘摩擦材料 离合器摩擦片在离合器 接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求磨擦面片应有下列一些综合性能： 1) 在工作时有相对较高的摩擦系数； 2) 在整个工作周期内应维持其摩擦特性，不希望出现摩擦系数衰退的现象； 3) 在短时间内能吸收相对高的能量，具有好的耐磨性能； 4) 能承受较高的压盘作用载荷，离合器接合过程中表现出良好的性能 5) 能抵抗高转速过大的离心力载荷不破坏； 6) 在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度； 7) 具有小的转动惯量材料加工性能良好； 8) 在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘飞轮等有良好的兼容摩擦性能； 9) 摩擦副对面有高度的 容污性能，不易影响它们的摩擦作用； 10) 具有优良的性格 /价格比，不会污染环境。 鉴于以上各点，近年来，摩擦材料的种类增长很快。挑选摩擦材料的基本原则是： 1） 满足较高性能的要求： 2） 成本最小； 3） 考虑替代石棉。 虽然摩擦片材料发展很快，但考虑成本因素和我国实际情况，由于石棉的致癌作用，此处选用编织亚麻基作为摩擦片材料。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 13 页 共 29 页 设计从动盘总成如下图所示： 盘设计 盘几何尺寸的确定 在离合器基本参数选择中，已经确定了摩擦片的内外半径尺寸，由此可以确定压盘的内外径，取外径 D=230径 d=156 压盘厚度的确定主要根据以下两点： 1） 压盘应具有足够的质量； 2） 压盘应具有较大的刚度。 鉴于以上两个原因，压盘一般做得比较厚，此处取厚度 h=18且在内缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的突起。 此外，压盘还应与飞轮保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘高度（从支承点到摩擦面的距离）公差要小。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 14 页 共 29 页 盘材料确定 压盘形状一般都比较复杂，而且还要求耐磨、传热性好和具有较理想的摩擦性能，通常由灰铸铁铸成（注意：不能用低碳钢代替铸铁，因为低碳钢表面容易引起擦痕），其金相组织呈珠光体结构，硬度为 227。为了增加机械刚度，可另外添加少量合金元素（如镍、铁锰合金等）。 合器盖设计 离合器盖设计时应注意以下几个问题： （ 1）刚度问题 如果盖的刚度不够，则当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时可能导致分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换挡困难。 为了减轻重量和增加刚变，小轿车和一般载荷汽车的离合器盖用厚度约为 4低碳钢板，本设计离合器厚度选为 3型汽车由于批量少，为了降低成本，增加刚度，则常 采用铸铁的离合器盖。 （ 2）通风散热问题 为了加强离合器冷却，离合器盖上必须开许多通风窗口。 （ 3）对中问题 离合器盖内装有压盘，分离杆，压紧弹簧等零件，因此，它相对发动机飞轮曲轴中心线，必须要有良好的定力对中，否则会破坏以下两种，一是用止口对中，铸造的离合器盖以外廓与飞轮上的内圆止口对中，二是用定位销或定位螺栓对中。此处采用定位螺栓对中。 分离轴承及分离套筒 分离轴承在工作中主要承受轴向力。在分离离合器时，由于分离轴承的旋转，在离心力的作用下，它同时还承受径向力。现在离合器操纵中常装有间 隙自动调整装置。 因此，根据经验、参照同类产品，选取角接触球轴承，它能同时承受径向、轴向联合载荷，公称接触角越大，轴向载荷能力也越大。离合器分离轴承型号为： 7014C（ 25 ），买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 15 页 共 29 页 外形尺寸为：内径 0 ，外径 10 ，宽度 B =20 轴承套筒座是用尼龙和玻璃纤维材料模压成形，为例减轻摩擦磨损，制作时在套筒座中加有 1%的二硫化钼，起着自润滑作用。套 筒座的内孔开有矩形键槽，目的是减少滑动阻力，减缓来自变速器轴承盖套筒的振动，同时也起到通风散热和导屑的作用。 分离套筒上开有用来注润滑油的缺口，而在离合器壳上装有注油杯，并用软管（或硬管）通到分离套筒的缺口处，在分离套筒内还有一定的空间供储存润滑油。为例保存润滑油并防止它飞溅到离合器摩擦片上，分离轴承外圈包有薄钢板冲压成的防护罩。 片弹簧设计 片弹簧基本参数的选择 （ 1） H/h 比值的选择 比值 H对于膜片弹簧的弹性特性影响极大，如图 4过分析可知，当 H 2 时， 1F )(f 1 为增函数； H 2 时， 1F )(f 1 有一极值，该极值点恰为拐点；当 H 2 时， 1F )(f 1 有一极大值和一极小值；当 H 2 2 时， 1F )(f 1 的极小值落在横坐标上。为保证离合器压紧力变化不大和操作轻便，汽车离合器用膜片弹簧的 H一般为 厚为 24 （ 2） R/、 研究表明， R/簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 16 页 共 29 页 求， R/r 一般为 使摩擦片上的压力分布较 均与，拉式膜片弹簧的 r 值宜取为大于或等于 且，对于同样的摩擦片尺寸，拉式的 （ 3） 的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角 与内截锥高度 H 密切相关，= )/()/(a r c t a n ，一般在 9 15范围内。 （ 4） 膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧工作点拐点 H 对着膜片弹簧的压平位置，而且 2/ 。新离合器在结合状态时，一般 =（ ，以保证 摩擦片在最大磨损限度 范围内的压紧力从 化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从 。为了最大限度的减小踏板力， 点。 （ 5） 分离指数目 n 汽车离合器膜片弹簧的分离指数 n 常取为 18，大尺寸膜片弹簧可取为 24，小尺寸膜片弹簧可取 12。 （ 6）膜片弹簧小端半径00其最小值应大于变速器第一轴花键的外径以便安装，分离轴承作用半径 0r。 （ 7）切槽宽 1 窗孔槽宽 2 及半径 切槽宽 ， ；窗孔内半径 （ 8）压盘加载点半径 确定 取值将影响膜片弹簧的刚度。对于拉式膜片弹簧离合器， r 而尽量接近 r， 且尽量接近 R。 根据以上要求，初选 H=6mm,h=3， R=118 r=94, 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 17 页 共 29 页 = )/( =14，分离指数目 n=18，切槽宽度 1 =孔槽宽 2=10015 片弹簧的弹性特性 )r()r( )/l n ()1(6)(f 21111112112111 hR 式中， E材料的弹性模量，钢取 E=510 泊松比，钢取 = R自由状态下膜片弹簧部分大端半径， r自由状态下膜片弹簧部分小端半径， 压盘加载点半径， 支承环加载点半径， H自由状态下膜片弹簧部分内截锥高度， h膜片弹簧钢板厚度， 41183690115 94/251 对于拉式膜片弹簧离合器，当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化。在膜 片弹簧小端的分离指处作用有分离轴承的分离力 )，该作用点的变形为 2（ 因为 rR rr f 3 49 1 8 01 1 511112 （ 4 其中 片弹簧的强度计算 前述膜片弹簧的载荷和变形之间的关系式，是在假定膜片弹簧在承载过程中，其子午截买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 18 页 共 29 页 面无变形而只是刚性地绕该截面的某一中性点 0 转动的条件下推导出的。根据这一假定可知，截面在 0点处沿圆周方向的切向应变为零，因为该点处的切向应力亦为零。 0点以外的截面上的点，一般均产生切向应变，故亦有切向应力。以中性点 0为坐标原点在子午截面处建立 截面上任意点的切向应力为 )2(1 2式中 的半径， 4/118 94118)/ 分析表明，膜片弹簧碟簧部分凸面的内缘点 凹面的外缘点 A 处的切向拉应力最大，但 B 点的应力值最高，而且 B 点的最大应力值是发生在离合器分离过程中的某一位置，并且此时 通常只计算 使 将 ( 和 y=h/2带入 式， 得 3 2 92)(2)1( 22 令 0dd 得 达极大值 2m a x re h 。此式表明，角为）后使其子午截面再多转)(2 样一个角 度时。 若离合器彻底分离时膜片弹簧子午截面的转角 f，则取 =f（彻底分离时的实际转角）。 在分离轴承力 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 19 页 共 29 页 3 6)(62 2 式中 由于 为径向拉应力，与切向压应力垂直，根据最大剪应力强度理论知 6 5 实验表明，裂纹首先在碟簧压应力最大的 此裂纹并不发展到损坏，且不明显影响碟簧的承载能力。继后，在 A点由于拉应力产生裂纹，这种裂纹是发展性的，一直发展到使碟簧破坏。在实际设计中，当膜片弹簧材料采用 60，通常应使大于 1500符合条件 片弹簧优化设计 膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧得基本参数，使弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。 a)目标函数 目前，国内关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几点： 1)弹簧工作时的最大应力为最小。 2)在从动盘摩擦片磨损前后，弹簧压紧力之差的绝对值为最小。 3)在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承扇的分离操纵力的平均值为最小。 4)在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值得平均值为最小。 5)选 3）和 4）两个目标函数为双目标。 为了既保证离合器使用过程中传递 转矩的稳定性，又不致严重过载，且能保证操纵省力，选取 5）作为目标函数，通过两个目标函数分配不同的权重来协调他们之间的矛盾，并用转化函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数，则 2 式中 1w 和 2w 分别为两个目标函数 加权因子，视设计要求选定。 b)设计变量 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 20 页 共 29 页 从膜片弹簧弹性特性计算式可以看出，应选取 H、 h、 R、 r、 1R 、 1r 这六个尺寸参数以及在结合工作点相应与弹簧工作压紧力 大端变形量 为优化设计变量，即 X= 11H c)约束条件 1)应保证所设计的弹簧工作压紧力 要求的压紧力 等，即 2)为了保证各工作点 A、 B、 正确选择 相对于拐点 的位置，一般 = 11H rR r )为了保证摩擦片磨损后离合器仍可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力 大于或等于新摩擦片的压紧力 即 4)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧得 H/h 与初始底锥角 r/H R 应在一定范围内即 H/h r/H R 15 5)弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 R/r 100/270 6)为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径 1R 应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 拉式： 2/4/ 7)根据弹簧结构布置要求， 1R 与 R， 1r 与 r， 0r 之差应在一定范围内，即 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 21 页 共 29 页 1 1 7 0 r1r 6 0 0r 4 8)膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内 选择，即 拉式 R 簧在工作过程中， 应不超过其允许值，即 10)弹簧在工作过程中， 应不超过其相应的需用值，即 11)弹簧在制造的过程中，由于其主 要尺寸参数 H、 h、 R 和 弹簧得压紧力有一定的影响。因此，为了保证在加工精度范围内弹簧得工作性能，必须使由制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某一范围，即 F FF 中， 、 、 、 分别为由于 H、 h、 R 和 r 的制造误差引起的弹簧压紧力的偏差。 12)在离合器装配误差范围内引起的弹 簧压紧力的相对偏差，也不得超过某一范围即 式中， 为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。 设计膜片弹簧如下图所示： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 22 页 共 29 页 转减振器设计 转减振器的作用和特性 扭转减振器主要由弹性元件 (减振弹簧或橡胶 )和阻尼元件 (阻尼片 )等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶 (通常为三阶 )固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩激励引起的共振； 阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。所以，扭转减振器具有如下功能： 1)降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。 2)增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。 3)控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。 4)缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。 扭转减振器具有线性和非线性特性两种。 在扭转减振器中，也有采用橡胶代替螺旋弹簧作为弹性元件，以液体阻尼器代替 干摩擦阻尼的新结构。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 23 页 共 29 页 转减震器性能参数计算 减振器的扭转刚度是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩紧转矩 极限转角j等。 1(图 所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可取 m a 式中，货车：系数取 车：系数取 合理选择减振器的扭转刚度k，使共振现象不发生在发动机常用 工作转速范围内。 设减振弹簧分布在半径为 圆周上，当从动片相对从动盘毂转过 弧度时，弹簧相应变形量为 。此时所需加在从动片上的转矩为 201000 j 式中， T 为使从动片相对从动盘毂转过 弧度所需加的转矩 (N m)； K 为每个减振弹簧的线刚度 (N 减振弹簧个 数； 减振弹簧位置半径 (m)。 根据扭转刚度的定义， /则 20100 j 式中，N m 设计时可按经验来初选是kk 13尼摩擦转矩纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 24 页 共 29 页 由于减振器扭转刚度是，受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩 T 一般可按下式初选 m a x)4预紧转矩 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明， 加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是 应大于 T ，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取 m a x)T 5减振弹簧的位置半径 0 的尺寸应尽可能大些，如图 2 15 所示，一般取 2) 6减振弹簧个数 6 选取。 表 2 6 减振弹簧个数的选取 摩擦片外径 D 255025350 减震弹簧个数 4 10 10 7减振弹簧总压力 1 或 2 被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值时振弹簧受到的压力0/ j8极限转角 j减振器从预紧转矩增加到极限转矩 时，从动片相对从动盘毂的极限转角j为 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 25 页 共 29 页 02 式中， j通常取 3O 12O，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，j取上限。 由以上要求，取140N m=210 N m。 扭转角刚度k 133 210 N m=2730 N m/ 阻尼摩擦转矩紧转矩 暂取 15。 减振弹簧的位置半径 9 减振弹簧个数。 减振弹簧总压力0/ j=4286N。 振弹簧的选择 由于减振弹簧的作用半径 9振弹簧个数， 减振弹簧总压力F =4286N，则单个减振弹簧的工作负荷 P= F / 4286/6=714N。 弹簧中径 0簧钢丝直径 d=4 4 总结及感悟 汽车构造、理论、设计是车辆工程的主干专业课，也是工科大学学习过程中实践性非常强的课程 。通过这一课程设计实践性教学环节，使我运用了课堂所学知识解决生产实际中的问题，熟悉理论知识在生产实践中的应用过程，掌握在生产实践中发现问题、分析问题和解决问题的基本方法，为我将来走向工作岗位后，满足用人市场的需要打下了良好的基础。 本设计以“汽车构造、汽车设计、二维制图模型”为主线，主要采用 计一个膜片弹簧离合器