扭转减震器课程设计.doc

摘要 为了降低汽车传动系的振动 通常在传动系中串联一个弹性阻尼装置 它 就是装在离合器从动盘上的扭转减振器 其弹性元件用来降低传动系前端的扭 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主谐量激励引起的共振 其阻尼元件 用来消耗扭振能量 从而可有效降低传动系的共振载荷 非共振载荷及噪声 本文介绍了扭转减振器的原理 工作过程及设计过程 并对其进行了简单的解 释 分析 关键词 离合器 扭转减振器 扭转弹簧 从动盘 Abstract In order to reduce the vibration of vehicle transmission system usually in the transmission lines in series a damping device it is installed in the clutch driven plate on the reverse shock absorber The elastic element used to reduce the torsional stiffness of the front driveline thereby reducing the powertrain system a reverse order usually third order the natural frequency changing the system s inherent vibration mode so that the engine torque by as much as possible to avoid the main harmonic resonance caused by the amount of incentives the torsional vibration damping device is used to consume energy which can effectively reduce the transmission system of the resonance load non resonant load and noise This article describes the principle of reversing the shock absorber work process and the design process And gain a simple explanation and analysis Key words Clutch Torsional absorber Torsion spring Driven plate 目录目录 1 1 概述概述 6 2 2 扭转减振器的结构类型扭转减振器的结构类型 7 3 3 扭转减振器的组成及功用扭转减振器的组成及功用 8 4 4 扭转减振器的基本尺寸选择扭转减振器的基本尺寸选择 9 5 5 设计计算设计计算 10 5 1 5 1 扭转减振器的极限转矩扭转减振器的极限转矩 10 j T 5 2 5 2 扭转角刚度扭转角刚度 11 k 5 3 5 3 阻尼摩擦转矩阻尼摩擦转矩 12 T 5 4 5 4 预紧转矩预紧转矩 12 n T 5 5 5 5 减振弹簧的位置半径减振弹簧的位置半径 13 0 R 5 6 5 6 减振弹簧个数减振弹簧个数 13 j Z 5 7 5 7 减振弹簧总压力减振弹簧总压力 13 F 5 8 5 8 极限转角极限转角 14 j 6 6 结论结论 15 7 7 参考文献参考文献 16 1 概述 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 机转矩主谐量激励引起的共振 阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量 目前通用的从动盘减振器在特性上存在如下局限性 1 它不能使发动机 变速器振动系统的固有频率降低到怠速转速以下 因 此不能避免怠速转速时的共振 研究表明 发动机 变速器振动系统固有频率 一般为 40 70Hz 相当于四缸发动机转速 1200 2100r min 或六缸发动机转 速 800 1400r min 一般均高于怠速转速 2 它在发动机实用转速 1000 2000r min 范围内 难以通过降低减振弹 簧刚度得到更大的减振效果 因为在从动盘结构中 减振弹簧位置半径较小 其转角又受到限制 如降低减振弹簧刚度 就会增大转角并难于确保允许传递 转矩的能力 2 扭转减振器的结构类型 扭转减振器结构大体相近 主要差异在于采用不同的弹性元件和阻尼装置 扭转减振器具有线性和非线性特性两种 采用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器得到了最广泛应用 在这种结 构中 从动片和从动盘毂上都开有六个窗口 在每个窗口中装有一个减振弹簧 因而发动机转矩由从动片传给从动盘榖时必须通过沿从动片圆周切向布置的弹 簧 这样即将从动片和从动盘毂弹性的连接在一起 从而改变了传动系统的刚 度 但六个弹簧属统一规格并同时其作用时 扭转减振器的弹性特性为线性的 这种具有线性特性的扭转减振器 结构较为简单 单级线性减振器的扭转特性 其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧 广泛应用于汽油机汽车中 当六个弹簧属 于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进入工作时 则称为两级或三 级非线性扭转减振器 这种非线性减振器 广泛为现代汽车尤其是柴油发动机 汽车所采用 当发动机为柴油机时 由于怠速时发动机旋转不均匀度较大 常引起变速 器常啮合齿轮齿间的敲击 从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声 在扭转减振 器中另设置一组刚度较小的弹簧 使其在发动机怠速工况下起作用 以消除变 速器怠速噪声 此时可得到两级非线性特性 第一级的刚度很小 称为怠速级 第二级的刚度较大 3 扭转减振器的组成及功用 扭转减振器由从动片 从动盘毂 摩擦片 减振弹簧 减振盘 弹性元件 等组成 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 4 扭转减振器的基本尺寸选择 摩擦片内经 d 为 175mm 减振弹簧分布半径 R0的尺寸应尽可能大些 一般取 R0 0 60 0 75 d 2 则取可取为 110mm 限位销半径 R2为 120mm 限位销直径 d1为 8mm 减振弹簧安装高度 28mm 单个减振器的工作压力 P P F Z 9527 3 6 1587 9 N 弹簧中径 Dc 取 Dc 20mm 弹簧钢丝直径 d d 5mm 减振弹簧刚度 k 据已选定的减振器扭转刚度值 k 及其布置尺寸 R1 确定 即 k 12 减振弹簧有效圈数 5 减振弹簧总圈数 n 其一般在 6 圈左右 与有效圈数 之间的关系为 n 1 5 2 6 限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 式中 为限位销的安装尺寸 值一般为 2 5 4mm 所以可取 为 3mm 为 88mm 限位销直径 按结构布置选定 可取为 8mm 5 设计计算 离合器从动盘上扭转减振器的性能参数计算 1 确定发动机飞轮处激振力矩谐量和发动机工作转速范围的频谐 2 选择车辆传动系动力学计算模型 写出计算模型的运动方程 并确定 计算模型中有关车辆的惯性参数和弹性参数 同时要对扭转减振器的特性进行 初步估算 3 找出简化模型在各档下的固有频率和振型 把它和激振频率作比较 由此确定在各档下发动机工作转速范围内出现共振的可能性 4 选择不同的摩擦力矩 使用计算机根据计算模型作数值模拟计算 确 定最佳摩擦力矩 依据是 考虑在各档下发动机的所有工况 在变速器输入轴 上的弹性力矩幅值为最小 5 确定预紧力矩 6 有摩擦力矩 极限力矩和预紧力矩 确定减振弹簧的布置尺寸及几何 尺寸 确保减振弹簧有足够的使用寿命 7 对带减振器的从动盘做功能试验和寿命实验 最终精确确定减振器参 数 减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数 K T 其设计参数还包括极限转矩 预紧转矩和极限转角等 j T n T j 5 1 扭转减振器的极限转矩 j T 扭转减振器的极限转矩由减振弹簧的最大变形量来确定 极限转矩为减振 器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙 1 时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 1 5 2 O 1 1 j T maxe T 262N m maxe T 2 O 524N m j T maxe T 轿车 系数取 2 O 5 2 扭转角刚度 k 扭转减振器的角刚度是指离合器从动片相对于其从动盘毂转 1rad 所需的转 矩值 为了避免引起系统的共振 要合理选择减振器的扭转刚度足 使共振 K 现象不发生在发动机常用 工作转速范围内 决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸 K 设减振弹簧分布在半径为的圆周上 当从动片相对从动盘毂转过弧度 0 R 时 弹簧相应变形量为 此时所需加在从动片上的转矩为 0 R 1000 1 2 TK j Z 2 0 R 1000 x12x6x 0 055 2x0 07 15 25 N mT 式中 为使从动片相对从动盘毂转过 0 07 弧度所需加的转矩 N m T 12 0 为每个减振弹簧的线刚度 N mm 6 为减振弹簧个数 K j Z 0 055m 为减振弹簧位置半径 m 0 R 根据振动理论 对于隔振的要求 如果要把传动系的固有频率降低至发动 机工作转速范围以外 减振器的扭转刚度甚至要降到 1N m 以下 由 K 的定 义可知 为了能保证传递发动机的转矩 结构上需要减振器有很大的转角 即 减振弹簧相应的变形量要很大 这在事实上是很可能的 通常为了防止弹簧过 载早期失效 在结构上设计有限位销 限制减振弹簧传递最大转矩时的转角 因此存在两方面问题 第一 减振器的扭转刚度不可能太低 这就较难做到避 开共振 第二 在一定的扭转刚度下其传递转矩的能力受到限制 这样传动系 因转矩变化所引起的动载荷不能得到有效缓冲 而降低动载荷又是汽车上采用 减振器的主要目的之一 尤其是载货汽车 因此 确定扭转减振器的扭转刚度应和确定减振器的传递极限转矩 Tj的能 力有一定的关联 极限力矩 Tj的定义为 当减振器在消除了限位销与从动盘毂 缺口之间的间隙时 减振器所能传递的最大力矩 根据扭转刚度的定义 则 kT 1000 217 8N m rad 1 3 kK j Z 2 0 R 式中为减振器扭转刚度 N m rad k 设计时可按经验来初选 k 13 6812 N m rad 1 4 k j T 5 3 阻尼摩擦转矩 T 由于减振器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制 不可能很低 故 k 在发动机转速范围内共振现象往往难以避免 减振器的阻尼装置可用于较小共 振振幅并尽快衰减振动 因此 必须合理的选择阻尼装置的摩擦力矩 以使系 统扭转振动的振幅为最小 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一般可按下式初选 T 0 06 0 17 1 5 T maxe T 0 08x262 20 96N m T 在驱动工况下 由于发动机的转矩要通过从动盘的减振弹簧传出 因此扭 转减振器刚度的降低受到限制 往往难以达到完全避开共振的目的 此时 只 有通过系统的阻尼来压低共振峰值 已达到降低变速器噪声的目的 利用数学 模型通过数值模拟分析 可以找到摩擦力矩和扭转刚度的最佳组合 根据经验 载货汽车离合器中扭转减振器的摩擦力矩一般为 30 70N m 需要指出的是 由 于分析计算技术的进步 现在国外的厂商已完全有能力对整个传动系的关键部 位处的扭转振动进行可靠的计算分析 并作出评价以进行参数调整 但是他们 中的大部分在对离合器的参数进行调整时 通常仍是通过有经验的工程师以声 学上额定的标准为依据 由主观上的评判来决定扭转减振器的扭转刚度和摩擦 力矩的最佳组合以及它们的最大 最小变化范围 这种凭主观感受和经验调整 离合器减振器参数的方法能在比较短的时间内完成 通常效果良好 5 4 预紧转矩 n T 对于线性特性的减振器 减振弹簧在安装时都有一定的预紧 与无预紧力 矩时相比当两种角刚度和极限转角分别相同时 有预紧力的极限转矩较大 使 减振器能在较大的转矩范围内工作 当极限转矩研和极限转角分别相同时 则 其角刚度较低 究表明 增加 共振频率将向减小频率的方移动 这是有利 n T 的 但是不应大于 L 否则在反向工作时 扭转减振器将提前停止工作 故 n T 取 O 05 O 1 5 1 n T maxe T 6 0 07x262 18 34N m n T 5 5 减振弹簧的位置半径 0 R 的尺寸应尽可能大些 一般取 0 R 0 06 0 75 d 2 55mm 1 7 0 R d 156mm 5 6 减振弹簧个数 j Z 参照表 1 1 选取 j Z 表 1 1 减振弹簧个数的选取 摩擦片外径 D mm 225 250 250 325 325 350 350 j Z 4 6 6 8 8 10 10 已知摩擦片的外径 275mm 由表 1 1 可知 6 j Z 5 7 减振弹簧总压力 F 当限位销与从动盘毂之间的间隙 1 或 2 被消除 减振弹簧传递转矩达到 最大值 Ti 时 减振弹簧受到的压力为 F 524 0 055 9527 3 1 8 F j T 0 R 5 8 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 为 j 2arcsin 12 1 9 j 0 2R l 式中 为减振弹簧的工作变形量 l 通常取 3 12 对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机 取 j j 上限 6 结论 为了使汽车能平稳起步 离合器应能柔和接合 这就需要从动盘在轴向具 有一定弹性 为此 往往在动盘本体圆周部分 沿径向和周向切槽 再将分割 形成的扇形部分沿周向翘曲成波浪形 两侧的两