离合器课程设计终

1、2. 离合器设计要求及其技术参数：2.1 汽车离合器设计的基本要求：2.1.1 在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。2.1.2 接合时平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。2.1.3 分离时要迅速、彻底。2.1.4 从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。2.1.5 有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用寿命。2.1.6 避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。2.1.7 操纵轻便、准确。2.1.8 作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，保证有稳定的工作性能。 2.1.9 应有足够的强度和良好的动平衡。2.1.10

2、结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。2.2 设计参数：汽车型号整备质量最大功率扭矩沃尔沃s80 4.4Lv8 AWD（315 马力）1909kg232Kw/5950rpm440N.m/3950rpm行政版 2006 款3. 离合器结构方案分析3.1 离合器种类选择 :离合器有摩擦式， 电磁式，液力式三种类型。 离合器大都根据摩擦原理设计的。摩擦式应用广泛。摩擦式工作表面形状包括锥形、鼓形和盘形，锥形和鼓形其从动部分转动惯量太大，引起变速器换档困难，且结合不够柔和，易卡住。故采用摩擦式离合器3.2 从动盘数的选择：3.2.1单片离合器：单片离合器（图3-1 ）结构简单，尺寸紧凑，散

3、热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小， 在使用时能保证分离彻底、 接合平顺。 3.2.2 双片离合器：双片离合器（图 3-2 ）传递转矩的能力较大，径向尺寸较小，踏板力较小，接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良， 分离也不够彻底。 3.2.3 多片离合器：多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。 它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小，使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。图 3-1 单片离合器图 3-2 双片离合器对于乘用车和最大总质量小于 6t 的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许的情况下， 离合器通常只设计有一片的从动盘。 我们选择双片离合器

4、。3.3 压紧弹簧和布置形式的选择：3.3.1膜片弹簧离合器是用膜片弹簧代替了一般螺旋弹簧及分离杆机构而做成的离合器，因为它布置在中央， 所以也可以算做中央弹簧离合器。 在离合器中采用膜片弹簧做压簧有很多优点： 首先，膜片弹簧本身兼起分离杠杆和压紧弹簧的作用，是离合器零件数目少，重量减轻；其次，离合器结构大大简化并显著缩短了离合器的轴间尺寸； 再者，膜片弹簧有良好的非线性特性，设计合适，可以使摩擦片磨损到极限， 压紧力任能维持很少改变，且可减轻分离离合器时的踏板力， 使操纵轻便。 此外，膜片弹簧的安装位置对离合器的旋转轴线是完全对称的， 因此，它的压紧力不受离心力的影响，很适合高速旋转。 由于

5、膜片弹簧离合器有以上一系列特点， 并且在制造膜片弹簧的工艺水平在不断提高， 因而这种离合器在汽车上用得越来越广泛，因此我们采用膜片弹簧离合器。3.3.2 膜片弹簧离合器，按其分离轴承运动的方向可分为推式和拉式两种。推式和拉式膜片弹簧优缺点比较如表 3.3项目类型推式拉式离合器分离轴承膜片弹弹簧夹紧支撑盖变形设计负荷安装簧外径应力载荷环数大简单大容易相对小相对大相对小2小复杂小较难相对大相对小相对大1表 3.3拉式膜片弹簧离合器较推式在性能上有更多的优点， 但是由于受到分离轴机构设计、拆装复杂等因素的困扰， 因此在许多场合还是宁愿选用推式的结构形式， 或者设法把拉式结构的分离动作改变，使其分离的

6、运动方向由“拉”改成“推”。综合以上所说我，我们选择推式膜片弹簧离合器。如图3.4图 3.43.4 膜片弹簧的支撑形式：推式膜片弹簧支撑结构按支撑环数目不同分为三种：双支撑环、单支撑环、无支撑环。双支撑环式单支撑环式无支撑环式我们采用无支撑环式3.5压盘的驱动方式：压盘的驱动方式主要有凸块 - 窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种，其中凸块 - 窗孔式、传力销式、键块式，它们缺点是在连接件间有间隙，在传动中将产生冲击噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损， 降低离合器传动效率。传动片式此结构中压盘与飞轮对中性好，使用平衡性好，简单可，寿命长。故选择传动片式。3.6 扭转减振器扭转减振器

7、主要有弹性元件（减振弹簧及橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成。弹性元件的作用主要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，使之可能避开有发动机转矩主协量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效的耗散振动能量。它能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，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，控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声， 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。 因此离合器上应该有扭转减振器3.7 离合器的操纵机构：离合器操纵机构

8、按分离时所需的能源不同可分为机械式、 液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等。机械式操纵机构有杠系和绳索两种传动形式， 杠系传动结构简单，工作可靠，但是传动效率低， 质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作， 远距离操纵杆系，布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。机械式操纵机构一般用于排量 1.6L 以下的汽车离合器。 对于大排量的客车，应采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点：(1) 液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂踏板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉；(2) 可使离合器接合柔和，可以降

9、低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷。故选择液压式操纵机构。4 离合器主要参数选择4.1摩擦片主要参数的选择1. 后备系数 后备系数 是离合器一个重要设计参数， 它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。 在选择 时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、 要防止离合器滑磨过大、 要能防止传动系过载。 因此，在选择 时应考虑以下几点：1）为可靠传递发动机最大转矩，不宜选取太小；2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大；3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小些；4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨， 应选取大些；5）汽车总质量越大， 也应选得越大；6）柴油

10、机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；7）发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；8）膜片弹簧离合器选取的值可比螺旋弹簧离合器小些；9）双片离合器的 值应大于单片离合器。由表 4-1 得， =1.2表 4-1离合器后备系数的取值范围车型后备系数 乘用车及最大总质量小于6t 的商用车1.20 1.75最大总质量为 614t 的商用车1.502.25挂车1.804.003. 单位压力 0单位压力 0 对离合器工作性能和使用寿命有很大影响， 选取时应考虑离合器的工作条件， 发动机后备功率大小， 摩擦片尺寸、 材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，0 应

11、取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷， 0 应取小些；后备系数较大时，可适当增大 0 。本次设计中摩擦片用粉末冶金材料由表 4-2 得 p0=0.25表 4-2单位压力 p0 取值范围摩擦片材料单位压力 /MPa石棉基材料模压0.20.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50铁基金属陶瓷材料0.701.504摩擦因素 f ，摩擦面数 z 以及离合器间隙 t 。摩擦片因素取决于摩擦片所用的材料及工作温度，单位压力和滑磨速度等因素。查表 4-3 得：初步定 f=0.3表 4-3 摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦片材料摩擦因数 f石棉基材料模压0.20.25编织0

12、.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.300.50金属陶瓷材料0.4因我们采用的是单片离合器，故摩擦面数Z=4离合器间隙是指离合器处于正常结合状态。分离套筒被回位弹簧拉到极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合， 在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙一般为 3 到 4mm，此处取 t=3mm。因为 c=0.530.7 故选取 c=0.7因为 Temax= fZp 0D3 (1-c3)/12=440N.m求得 D=207mm故查表 4-4 得： D=200,d=140 ，厚度 =3.5 ， c=0.657 ，表 4-4 离合器摩擦片尺寸系列和参数外 径D

13、/m160180200225250280300325350380405430m内 径110125140150155165175190195205220230d/mm厚 度3.23.53.53.53.53.53.53.54444/mmC=d/0.680.640.700.660.620.580.580.580.550.540.540.53D7407093570351-C10.670.660.650.700.760.790.800.800.820.840.840.843677326207307单 面106132160221302402466546678729908103面积74.1.2摩擦片基本参数

14、的优化（1）摩擦片外径 D（mm）的选取应使最大圆周速度vD不超过 6570m/s，即VD=*n emax*D*10-3 /60=46.5m/s 6570m/s式中， VD 为摩擦片最大圆周速度（m/s）； nemax为发动机最高转速（ r/min ）。（2）摩擦片的内，外径之比c 应在 0.530.70 范围内，即0.53 c=0.667 0.70（3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的 值应在一定范围内，最大范围为1.2 4.01.2=1.2 4.0（5）为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即TC0C22C0=4T

15、/ Z（ D-d） =0.29 T 式中， TC0 为单位摩擦面积传递的转矩（N·m/ 2 ）； T C0 为其允许值（ N· m/ 2），按表 4-5选取表 4-5单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格210210250 250325325T C0/X10 -20.280.300.350.4综上所述：摩擦片的选择合理。4.2 从动盘总成设计4.2.1 从动盘设计要求：4.2.1.1为减少变速器换挡时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。4.2.1.2为保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布更均匀等，从动盘具有轴弹性。4.2.1.3为了避免传动系的扭转共振以及冲击载荷，

16、从动盘上应有扭转减振器。4.2.1.4要有足够的抗爆裂强度。4.2.2 从动片：设计从动片时， 要尽量减轻其质量， 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。为了使得离合器结合平顺，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。 具有轴向弹性的从动片有以下 3 种结构型式：整体式弹性从动片、 分开式弹性从动片以及组合式弹性从动片。前面两种结构在小轿车上采用较多， 在载货汽车上则常用第三种即组合式从动片。双片式离合器的从动片一般都不做成具有轴向弹性。 这首先是因为双片式离合器的结合过程本身就比较的平顺。 其次，若双片离合器从动片都做成弹性的，其结果是要大大

17、增加踏板的工作行程 （或者是缩小离合器传动装置的传动比而使踏板操纵力增大），才能保证离合器的彻底分离。 显然这都不利于离合器的操纵。故我们采用刚性的从动片。 从动片材料与所用的结构型式有关， 不带波形弹簧片的从从动片一般用高碳钢或弹簧刚片冲压而成， 经热处理后达到硬度要求。 从动片直径对照摩擦片尺寸确定。 为减小从动盘转动惯量， 从动片一般较薄， 通常为 1.32.0mm 厚 钢 板 冲 压 而 成 ， 取 值 为 1.5mm。 我 们 设 计 的 从 动 盘D=200mm;d=135mm；从动片厚度 1.5mm。4.2.3 从动盘毂：发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插

18、在该花键孔内。从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式，眼下都采用齿侧定心的矩形花键。花键之间为动配合，这样，在离合器分离和结合过程中，从动盘毂就能在花键轴上自由滑动。查表4-6 ，根据从动盘外径和发动机转矩得：花键齿数n=10，花键外径 D =29mm，花键内径 d =23mm，齿厚 t=4mm，有效齿长 l=25mm，挤压应力 =11.3MPa。花键齿工作高度h=（ D d） /2=3mm表 4-6 从动盘毂花键尺寸系列从动盘发动机花键齿花键外花键内齿厚有效齿挤压应外转矩数 n径径b/mm长 l/mm力 D/mmeD/mmd/mm/MpaT /N ·m1605010263183201

19、01807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.54.3.1.14.3.1花键尺寸的强度校核：花键侧面压力 P=4Temax/(D +d)Z=4x440/ （0.029+0.023 ）4=846

20、1.5N挤压 =P/nhl=8461.5/10 ·0.003 · 0.025=11.3MPa 20MPa所以满足设计要求从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成， 并经调制处理， 其挤压应力不应超过 20 MPa 4.2.4 从动盘摩擦材料选择：离合器摩擦面片在离合器结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，要求摩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）在整个工作寿命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，且有好的耐磨性能。4）能承受较高的压盘作用载荷，在离合器结合过程中表现出良好的性能。

21、5) 能抵抗高转速下大的离心力载荷而不破坏。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）摩擦副对偶面有高度的容污性能，不易影响他们的摩擦作用。10）具有优良的性能 / 价格比，不会污染环境。摩擦的材料基本上有三种：石棉基摩擦材料、有机摩擦材料以及金属陶瓷摩擦材料，有机摩擦材料可以满足较高的性能标准， 成本低等特点， 选择有机摩擦材料。故选有机摩擦材料。4.3 压盘和离合器盖压盘传动方式的选择以及几何尺寸的确定压盘传力方式的选择压盘是离合器的主动部分， 在传递发动机扭矩时， 它和飞轮一

22、起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起， 但这种变化应允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动，常用的连接方式有以下几种：凸台式、键式、销式和传动片式。 现在使用最广泛的是传力片的传动方式， 因为这种连接方式不仅改善了传力片的受力状况， 还简化了压盘的结构， 降低了对装配精度的要求， 并且还有利于压盘的定中。4.3.1.2压盘几何尺寸的确定确定了摩擦片内外径， 与摩擦片相接合的压盘的内外径也就确定下来了。 因此压盘几何尺寸归结为确定它的厚度。压盘厚度确定主要依据以下两点：1）压盘应该具有足够的质量，以吸收结合时摩擦产生的热量。2）压盘应具有足够大的强度，以保证受热时不变形。压盘厚度一

23、般不小于10mm参考离合器结构，初步确定外径为200mm，内径 140mm，厚度 20mm。压盘质量 m 压=(200/2)2-(140/2)2x20x10 -9 x7.2x10 3 =2.306kg取 m压=2.4kg在确定压盘厚度以后，应校对离合器接合一次时的温升，它不应超过810 .W校核公式如下：cm式中：温升，；W滑摩功，由已知数据计算得出W=4776J；分配到压盘上的滑摩功所占的百分比，单片离合器压盘0.5 ；c压盘比热容，对铸铁压盘c=544.28J/(kg ·K) ；m 压盘质量 ,kg.带入数据得=1.37<,符合。4.3.1.3 压盘及传动片的材料压盘形状一

24、般都比较复杂， 而且要求耐磨、 传热性好和具有较理想的摩擦性能，故选择由灰铸铁 （HT200）铸成，并添加少量合金材料， 硬度为 HB170227。汽车中间压盘传动片采用80 钢 , 并进行渗碳处理。4.3.1.4传动片的设计及强度校核传动片在膜片弹簧离合器中除了承担传递发动机的转矩外，还要依靠传动片的弹性作用使压盘分离。根据现有数据，初定离合器压盘传动片的设计参数如下：共设3 组传动片（ i=3 ），每组 3 片（ n=4），传动片的几何尺寸为：宽b=18mm，厚 h=1mm，传动片两孔的距离 l=80mm，孔的直径 d=8mm，传动片切向布置，圆周半径 =180mm，弹性模量为 E=2.1

25、×105。MPa校核传动片的应动：传动片的有效长度为l1 l 1.5d 801.58 68mm传动片的弯曲总刚度：=12x2.1x105x1/12x18x1 3 x4x3/68 3x1/1000=0.144MN/m根据上述分析，计算以上3 中工况的最大驱动应动及传动片的最小分离动：(1) 彻底分离时，按设计要求 f=0, Te =0, 由公式可知 =0。(2) 压 盘 和 离 合 器 盖 组 装 成 盖 总 成 时 ， Te =0, 通 过 分 析 计 算 可 知 fmax 4.0mm，则可计算最大应力：3 f max Eh3 4.0 2.1 105 1544.98MPamax682

26、l12(3) 离合器传扭时，分正向驱动与反向驱动， fmax 出现在离合器摩擦片磨损到极限状况，通过尺寸链的计算可知fmax =2.5mm。正向驱动：=3x2.5x2.1x10 5x1/(68) 2 -6x440x2.5x1000/(3x4x180x18x12)+440x1000/(3x4x180x18x1)=340.6-169.8+11.32=182.12MPa反向驱动：=340.6+169.8-11.32=399.08MPa由上式可知，传动片的许用应动符合所需的应动要求。可见压盘与离合器盖组装成总成时最危险， 由于计算载荷时比较保守， 明显偏大，因此传动片的许用极限可取其屈服极限。 鉴于上

27、述传动片的应力状况， 应选用 80 号钢。（4）传动片的最小分离动 F弹 发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损，离合器在结合状态下的弹性弯曲变形量此时最小， 根据相关数据确定 f=1.74mm。则：传动片弯曲总刚度K =0.144MN/m，当 f=1.74mm时，其弹性恢复动为：6符合要求。4.3.1.4离合器盖的设计离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘，此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。离合器盖主要要求离合器盖具有较好的刚度， 使得在离合器分离的时候能保持不产生较大的变形，而且在离合器上需要开一些通分窗口，以加强离合器的冷却。 根据现有数据， 初定

28、离合器盖使用 5mm的 08 钢板进行冲压，采用定位销对中。4.4膜片弹簧的设计4.4.1膜片弹簧的数据选择1. 膜片弹簧原始内截锥高与弹簧厚度 H/h 之比此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式（3.10 ）中载荷与变形 1 之间的函数关系可知，当时， F2 为增函数；时， F1 有一极值，而该极值点又恰为拐点；时，F1 有一极大值和极小值； 当时，F1 极小值在横坐标上，如图。膜片弹簧的弹性特性曲线为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h通常在 1.5 2 范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为24mm，本设计H/h=1.8 ，h=2.5mm ，则H=4.5mm。2

29、膜片弹簧工作点的选择膜片弹簧的弹性特性曲线，如图 4-2 所示。图4-2 ：膜片弹簧的弹性特性曲线该曲线的拐点 H对应着膜片弹簧的压平位置，而且 1H=( 1M+ 1N) 2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点 B一般取在凸点 M和拐点 H之间，且靠近或在 H点处，一般 1B=(0 650 8)H且lH ，以保证摩擦片在最大磨损限度入范围内压紧力从 F1B到 F1A变化不大。当分离时， 膜片弹簧工作点从 B变到 C，为最大限度地减小踏板力， C点心尽量靠近 N点。B点：新离合器膜片弹簧处于压紧状态时的工作点位置，一般来说，在该点要保证膜片弹簧有足够的压紧力，满足 P1=F1B ，此时，在压盘

30、作用处的轴向变形量 1b=(0 65 08)H。 1b=0.7H=0.7 ×4.5=3.2mmA点：为摩擦片磨损到极限的位置。 要依据 B点的位置再由摩擦片总磨损量 求得。 =ZcS0 =Zc S0=4×0.7=2.8mmZc为摩擦片总的工作面数 S 0为每摩擦工作面最大允许磨损量，在0.65 1.1mm之间。C点：为离合器分离时膜片弹簧的光盘内工作位置。它一般在特性曲线的凹点附近，此时分离力较小。 C点的位置取决于压盘升程 1f = Z c S ：S=0.5mm 1f = Z c S=4×0.5=2mmS为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙， 单片式可取 0.75

31、 1mm，双片式可取小一点，约为 0.5mm3.R/r 选择比值 R/r 对于弹簧的载荷和应力特性都有影响。从材料利用率的角度，比值在 1.82.0 时，蝶形储存弹力的能力最大，就是说弹簧重量的利用率好。因此在设计的时候用来缓和冲击， 吸收震动等需要储存大量弹性能的碟簧时选用。 对于汽车离合器膜片弹簧， 设计上并不要求储存大量的弹性能， 而是根据结构布置与分离力的需要来决定，一般 R/r 取值为 1.21.3.对于 R，膜片弹簧大端外径 R 应该满足结构上的要求和摩擦片的外径尺寸相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当 H,h 及 R/r 等不变时，增加R将有利于膜片弹簧应力的下降。综

32、上所述，取 R=摩擦片外径 100R/r=1.2 、故 r=834. 圆锥底角汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角 一般在°范围内，本设计中 =arctan H/(R-r)H/(R-r)得 =14°在°之间，合格。5. 分离指数 n 的选取分离指数常取为 18，大尺寸膜片弹簧有取 24 的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取 12 的，本设计所取 分离指数为 18。6. 切槽宽度切槽宽度 1=3.23.5mm，窗孔槽宽 2=910mm，取 1=3.5mm，2=10mm，r e=70 应满足 r- r e =132 的要求。7.压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定r 1 应

33、略大于 r 且尽量接近 r ，R1 应略小于 R 且尽量接近 R。本设计取 R1=96mm，r 1=85mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为 60SizMnA，当量应力可取为 1600 1700N/mm2。4.4.2膜片弹簧的优化设计（1）为了满足离合器使用性能的要求， 弹簧的 H/h 与初始锥角 H/(R-r) 应在一定范围内，即1.6 H/h 2.29° H/(R-r)=13.7° 15°（2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.20 R/r=1.3 1.3570 2R/h=80100（3）为了使摩

34、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 R1 应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即推式：（ D+d） /4=85 R1=96 D/2=100 （4）根据弹簧结构布置要求，与，与之差应在一定范围内选取，即1R-R170r 1-r 60r f -r 0 4（5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此杠杆比应在一定范围内选取，即推式：由（ 4）和（ 5）得 r f =33mm，r 0 =30 。故满足4.5扭转减震器设计4.5.1扭转减震器的主要参数选择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

35、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。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。减振器的主要参数是减振器的角刚度K 和减振器的摩擦力矩T 摩，它们决定减振器的衰减传动系扭转

36、振动的能力。减振器的扭转刚度k 和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩 T 是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩Tj 、预紧转矩 Tn和极限转角j 等。1 减震器极转矩 T j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( 图 3.51) 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Tj(1.5 2.0)Temax式中，轿车：系数取1.5Tj =1.5x440=660N ·m2 摩擦转矩 T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

37、擦转矩 T 一般可按下式初选T (0.06 0.17)Te max74.8N· m3 预紧转矩 Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn 增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是Tn 不应大于 T ，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取T =0.15T=66N·mnemax4 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2 arcsinlj2R0式中， L 为减振弹簧的工作变形量。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。取Oj =105 扭转角刚度 k为了避免引起系统的共

38、振，要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。k 决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸(图 4-3) 。设减振弹簧分布在半径为R0 的圆周上， 当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为Ro。此时所需加在从动片上的转矩为T 1000KZ j R02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 mm) ； Z j 为减振弹簧个数；Ro 为减振弹簧位置半径 (m) 。根据扭转刚度的定义，kT / 则2k 100KZ j R0式 中， k 为 减振器扭 转 刚度 (N · m rad) 。设计 时可 按 经验 来初 选是 kk13Tj =8580N·m图 4-3 减振器尺寸简图6. 减震弹簧的减震半径 R1R1的尺寸应尽可能大些，一般取R1(0.60 0.75)d2R1 =0.7 × 140/2=497减震弹簧的个数 Z查表 4-7 得Z=6表 4-7 减振弹簧个数的选取摩擦片外径 Dmm225-250250-325325-350>350乘用车4-66-8810>108 减震弹簧总压力 FF =Tj /R 1=13469N9 减震弹簧的计算1）由于减振弹簧的作用半径 R1 =49mm ， 减振 弹簧 个数 Z j =6，减 振弹簧总压力