第二章離合器設(shè)計_汽車設(shè)計

1、第二章第二章 離合器設(shè)計離合器設(shè)計 第二章 離合器設(shè)計 本章主要學(xué)習(xí)： （1）汽車離合器設(shè)計的基本要求； （2）各種形式汽車離合器的特點(diǎn)及應(yīng)用； （3）離合器基本參數(shù)的選擇及優(yōu)化； （4）膜片彈簧主要參數(shù)的選擇及優(yōu)化； （5）扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計； （6）離合器的操縱。 第二章 離合器設(shè)計 v 第一節(jié) 概述 v 第二節(jié) 離合器的結(jié)構(gòu)方案分析 v 第三節(jié) 離合器主要參數(shù)的選擇 v 第四節(jié) 離合器的設(shè)計與計算 v 第五節(jié) 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 v 第六節(jié) 離合器的操縱機(jī)構(gòu) 第一節(jié) 概述 離合器的主要功能是切斷和實(shí)現(xiàn)對傳動系的動 力傳遞。主要作用： (1)汽車起步時將發(fā)動機(jī)與傳動系平順地接合， 確保汽車平穩(wěn)

2、起步； (2)在換擋時將發(fā)動機(jī)與傳動系分離，減少變速 器中換擋齒輪之間的沖擊； (3)限制傳動系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動系 各零件因過載而損壞； (4)有效地降低傳動系中的振動和噪聲。 摩擦離合器主要組成 摩擦離合器主要由主動部分（發(fā)動機(jī)飛 輪、離合器蓋和壓盤等）、從動部分（從動 盤）、壓緊機(jī)構(gòu)（壓緊彈簧）和操縱機(jī)構(gòu)（分 離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件等） 四部分組成。 主、從動部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處 于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結(jié)構(gòu)。操縱機(jī) 構(gòu)是使離合器主、從動部分分離的裝置。 離合器動畫演示 汽車離合器設(shè)計的基本要求 1）在任何行駛條件下，能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩。 2）

3、接合時平順柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 3）分離時要迅速、徹底。 4）從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊。 5）有良好的吸熱能力和通風(fēng)散熱效果，保證離合器的使用 壽命。 6）避免傳動系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，具有吸收振動、緩和沖擊的 能力。 7）操縱輕便、準(zhǔn)確。 8）作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過 程中變化要盡可能小，保證有穩(wěn)定的工作性能。 9）應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和良好的動平衡。 10）結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調(diào)整方便等。 第二節(jié) 離合器的結(jié)構(gòu)方案分析 汽車離合器多采用盤形摩擦離合器。 按其從動 盤的數(shù)目 單片 雙片 多片 根據(jù)壓緊彈簧 布置形式 圓周布

4、置 中央布置 斜向布置等 根據(jù)使用的 壓緊彈簧形式 圓柱螺旋彈簧 圓錐螺旋彈簧 膜片彈簧離合器 根據(jù)分離時所受 作用力的方向 拉式 推式 1從動盤數(shù)的選擇 單片離合器（圖2-1）結(jié)構(gòu)簡 單，尺寸緊湊，散熱良好，維修 調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小， 在使用時能保證分離徹底、接合 平順。 雙片離合器（圖2-2）傳遞轉(zhuǎn) 矩的能力較大，徑向尺寸較小， 踏板力較小，接合較為平順。但 中間壓盤通風(fēng)散熱不良，分離也 不夠徹底。 圖2-1 單片離合器 圖2-2 雙片離合器 多片離合器主要用于行星齒輪變速器換擋機(jī)構(gòu)中。它具有接合平順 柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小，使用壽命長等優(yōu)點(diǎn)，主要應(yīng)用于 重型牽引車和自

5、卸車上。 2壓緊彈簧和布置形式的選擇 周置彈簧離合器的壓緊彈 簧采用圓柱螺旋彈簧，其特點(diǎn) 是結(jié)構(gòu)簡單、制造容易，因此 應(yīng)用較為廣泛。當(dāng)發(fā)動機(jī)最大 轉(zhuǎn)速很高時，周置彈簧由于受 離心力作用而向外彎曲，使離 合器傳遞轉(zhuǎn)矩能力隨之降低。 中央彈簧離合器的壓 緊彈簧，布置在離合器的 中心?？蛇x較大的杠桿比， 有利于減小踏板力。通過 調(diào)整墊片或螺紋容易實(shí)現(xiàn) 對壓緊力的調(diào)整，多用于 重型汽車上。 斜置彈簧離合器的顯著優(yōu)點(diǎn)是摩擦片磨損或分離離合器時， 壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。具有工作性能穩(wěn)定、踏板 力較小的突出優(yōu)點(diǎn)。此結(jié)構(gòu)在重型汽車上已有采用。 膜片彈簧離合器（圖2-3）的優(yōu)點(diǎn)： 圖2-3 膜片彈簧離合

6、器 1）膜片彈簧具有較理想的非線性特性； 2）結(jié)構(gòu)簡單，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量??； 3）高速旋轉(zhuǎn)時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定； 4）壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻； 5）易于實(shí)現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長； 6）平衡性好； 7）有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。 膜片彈簧的制造工藝較復(fù)雜，對材質(zhì)和尺寸 精度要求高。近年來，膜片彈簧離合器不僅在轎 車上被大量采用，而且在輕、中、重型貨車以及 客車上也被廣泛采用。 3膜片彈簧支承形式 圖2-5 推式膜片彈簧雙支承環(huán)形式 圖2-6 推式膜片彈簧單支承環(huán)形式 圖2-7 推式膜片彈簧無支承環(huán)形式 圖2-8 拉式膜片彈簧支承形式 拉式膜片彈簧離合器（圖

7、2-4）具有如下特點(diǎn)： 1）結(jié)構(gòu)簡單，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更小； 2）膜片彈簧的直徑較大，提高了傳遞轉(zhuǎn)矩的能力； 3）離合器蓋的變形量小，分離效率高； 4）杠桿比大，傳動效率較高，踏板操縱輕便。 5）在支承環(huán)磨損后不會產(chǎn)生沖擊和噪聲。 6）使用壽命更長。 拉式膜片彈簧需專門的分離軸承，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜， 安裝和拆卸較困難，且分離行程略比推式大些。但 由于拉式膜片彈簧離合器綜合性能優(yōu)越， 它已經(jīng)得以應(yīng)用。 圖2-4 拉式膜片彈簧離合器 第三節(jié) 離合器主要參數(shù)的選擇 離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示 為 v （2-1） 假設(shè)摩擦片上工作壓力均勻，則有 v （2-2） 摩擦片的平均摩擦半徑Rc根據(jù)壓力均

8、勻的 假設(shè)，可表示為 v （2-3） 當(dāng)d/D0.6時，Rc可相當(dāng)準(zhǔn)確地由下式計 算 v （2-4） 將式（2-2）與式（2-3）代入式（2-1）得 式中，c為摩擦片內(nèi)外徑之比，c=d/D， 一般在0.530.70之間。 為了保證離合器在任何工況下都 能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩， 設(shè)計時Tc應(yīng)大于發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， 即 v Tc=Temax （2-6） 式中，Temax為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。 為離合器的后備系數(shù)，定義為 離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩 與發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩之比，必須大于 1。 cc fFZRT cc fFZRT 4 )( 22 00 dD AF )(3 22 33 dD dD Rc 4

9、 dD Rc )1( 12 33 0 cDfZTc v （2-5） 離合器主要參數(shù)的選擇 基本參數(shù)主要有性能參數(shù)和0，尺寸參數(shù)D和d及摩擦片厚度b。 1后備系數(shù) 后備系數(shù)是離合器一個重要設(shè)計參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機(jī) 最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時，應(yīng)保證離合器應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動機(jī) 最大轉(zhuǎn)矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。因此，在選擇 時應(yīng)考慮以下幾點(diǎn)： 1）為可靠傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，不宜選取太小； 2）為減少傳動系過載，保證操縱輕便，又不宜選取太大； 3）當(dāng)發(fā)動機(jī)后備功率較大、使用條件較好時，可選取小些； 4）當(dāng)使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離合器滑磨，應(yīng)選取大些； 5）汽

10、車總質(zhì)量越大，也應(yīng)選得越大； 6）柴油機(jī)工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取的值應(yīng)比汽油機(jī)大些； 7）發(fā)動機(jī)缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動越小，可選取小些； 8）膜片彈簧離合器選取的值可比螺旋彈簧離合器小些； 9）雙片離合器的值應(yīng)大于單片離合器。 2單位壓力0 單位壓力0對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應(yīng)考慮離合 器的工作條件，發(fā)動機(jī)后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系 數(shù)等因素。 離合器使用頻繁，發(fā)動機(jī)后備系數(shù)較小時， 0應(yīng)取小些；當(dāng)摩擦片外徑 較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負(fù)荷， 0應(yīng)取小些；后備系數(shù)較大時， 可適當(dāng)增大0 。 3摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度 在離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片

11、材料選定、其他參數(shù)已知或選取后，結(jié)合式 （2-6）和式（2-7）即可估算出摩擦片尺寸。 摩擦片外徑D（mm）也可根據(jù)如下經(jīng)驗(yàn)公式選用 （2-9） 式中：KD為直徑系數(shù)，轎車：KD=14.6；輕、中型貨車：單片KD =16.018.5，雙片KD =13.5 15.0；重型貨車： KD =22.524.0。 摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三種。 maxe D TKD 第四節(jié) 離合器的設(shè)計與計算 一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 1 設(shè)計變量 后備系數(shù)取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D 和d。單位壓力p0也取決于F和D及d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 設(shè)計變量選為 X=x

12、1 x2 x3 T= F D d T 2 目標(biāo)函數(shù) 離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計追求的目標(biāo)是在保證離合器性能要求 條件下，使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標(biāo)函數(shù)為 22 4 mindDxf 3 約束條件 1)摩擦片的外徑D(mm)的選取應(yīng)使最大圓周速度D不超過6570ms，即 （ 210 ） 2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0.530.70范圍內(nèi)，即0.53c0.70 3)為保證離合器可靠傳遞轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，不同車型的值應(yīng)在 一定范圍內(nèi)，最大范圍為1.24.0，即1.24.0 4)為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直 徑2Ro約50mm，即 d2Ro+50 5)為反映離合器傳遞

13、轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng) 小于其許用值，即 （211） smDne D /756510 60 3 max 0 22 0 4 c c c T dDZ T T 3 約束條件 6)為降低離合器滑磨時的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，單位壓力p0對于不同車 型，根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，最大范圍p0為0.101.50MPa， 即 0.10MPap01.50MPa 7)為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生 燒傷，每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值，即 （ 212 ） W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(W)，可根據(jù)下式計算 （ 21

14、3） 22 4 dDZ W 22 0 222 1800 g rae ii rmn W 二、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 膜片彈簧的主要參數(shù)： v膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截錐 高度 H； v膜片彈簧鋼板厚度 h ； v自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑 R； v自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑 r ； v自由狀態(tài)時碟簧部分的圓錐底角 ； v分離指數(shù)目 n 等，見圖10。 圖-10膜片彈簧的主要參數(shù) 比值Hh對膜片彈簧的彈性特性影響極 大。由圖-1可知，當(dāng)Hh 時， F1= (1)有一極大值和一極小值；當(dāng)Hh=2 時，F(xiàn)1= (1)的極小值落在橫坐標(biāo)上。 圖-1 H / h 對膜片彈簧彈性特性的影響 2 2 2

15、 2. 比值Rr和R、r的選擇 根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，Rr一般為1.201.35。為使摩擦片上壓 力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應(yīng)取為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。 3. 的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切，=arctan H (Rr) H(Rr)。一般在915范圍內(nèi)。 4 . 膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇 膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖2-12所。 該曲線的拐點(diǎn)H對應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置， 而且1H= (1M +1N)2。新離合器在接合狀 態(tài)時，膜片彈簧工作點(diǎn)B一般取在凸點(diǎn)M和拐 點(diǎn)H之間，且靠近或在H點(diǎn)處，一般1B =(0

16、.81.0) 1H，以保證摩擦片在最大磨損限 度范圍內(nèi)壓緊力從F1B到F1A變化不大。當(dāng) 分離時，膜片彈簧工作點(diǎn)從B變到C，為最大 限度地減小踏板力，C點(diǎn)應(yīng)盡量靠近N點(diǎn)。 圖2-12 膜片彈簧的彈性特性曲線 三、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計 通過確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其載荷變形特性滿足離合器的使用 性能要求，而且彈簧強(qiáng)度也滿足設(shè)計要求。 1. 目標(biāo)函數(shù) 關(guān)于膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計的目標(biāo)函數(shù)主要有以下幾種： 1) 彈簧工作時的最大應(yīng)力為最小。 2) 從動盤摩擦片磨損前后彈簧壓緊力之差的絕對值為最小。 3) 在分離行程中，駕駛員作用在分離軸承裝置上的分離操縱力平均值為最小。 4) 在摩擦片磨損極限范圍內(nèi)，彈簧

17、壓緊力變化的絕對值的平均值為最小。 5) 選3)和4)兩個目標(biāo)函數(shù)為雙目標(biāo)。 選取5)作為目標(biāo)函數(shù)，通過兩個目標(biāo)函數(shù)分配不同權(quán)重來協(xié)調(diào)它們之間的矛 盾，并用轉(zhuǎn)換函數(shù)將兩個目標(biāo)合成一個目標(biāo)，構(gòu)成統(tǒng)一的總目標(biāo)函數(shù)。 xfxfxf 2211 式中，1和2分別為兩個目標(biāo)函數(shù)(x1)和(x2)的加權(quán)因子，視設(shè)計要求選定。 （2-12） 2. 設(shè)計變量 通過支承和壓盤加在膜片彈簧上的載荷F1集中在支承點(diǎn)處，加載點(diǎn)間 的相對軸向變形為l(圖212b)，則有關(guān)系式 2 11 1 11 1 2 11 2 1 11 2 /ln 16 h rR rR H rR rR H rR rREh fF (2-13) 圖212

18、 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) 式中，E為材料的彈性模量；為材料的泊松比；H內(nèi)截錐高度；h彈簧板厚； R、r為碟簧部分大、小端半徑；R1、r1為壓盤加載點(diǎn)和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑。 從膜片彈簧載荷變形特性公式(212)可以看出，應(yīng)選取H、h、R、r、R1、 r1這六個尺寸參數(shù)以及在接合工作點(diǎn)相應(yīng)于彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量 1B (圖211)為優(yōu)化設(shè)計變量，即 X = x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 T= H h R r R1 r1 1B T (2-14) 3. 約束條件 1) 應(yīng)保證所設(shè)計的彈簧工作壓緊力F1B與要求壓緊力F

19、Y相等，即 F1B=FY 2) 為了保證各工作點(diǎn)A、B、C有較合適的位置(A點(diǎn)在凸點(diǎn)M左邊，B點(diǎn)在拐 點(diǎn)H附近，C點(diǎn)在凹點(diǎn)N附近，如圖2-11所示)，應(yīng)正確選擇1B相對于拐點(diǎn) 1H的位置，一般1B1H=0.81.0，即 0 . 18 . 0 11 1 rR rR H B (2-27) 3) 保證摩擦片磨損后仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力F1A 應(yīng)大于或等于新摩擦片時的壓緊力F1B，即 F1AF1B 4) 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的Hh與初始底錐角H(R-r)應(yīng) 在一定范圍內(nèi)，即 1.6Hh2.2 9H(R-r)15 5) 彈簧各部分有關(guān)尺寸比值應(yīng)符合一定的范圍，即 1

20、.20Rr1.35 702RA100 3.5Rr05.0 (2-16) 6) 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑 R1(或拉式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑r1)應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑 之間，即 推式：(D+d)4R1D2 拉式：(D+d)4r1D2 7) 根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置的要求，R1與R、r1與r、rf與r0之差應(yīng)在一定范圍，即 1R1-R7 0r1-r6 0rf-r04 8) 膜片彈簧的杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即 推式：2.3(r1- rf)(R1- r1)4.5 拉式：3.5(R1- rf)(R1- r1)9.0 9) 彈簧在工作過程中B點(diǎn)的最大壓應(yīng)力r

21、Bmax應(yīng)不超過其許用值，即 rBmaxrB 10) 彈簧在工作過程中A點(diǎn)(或A點(diǎn))的最大拉應(yīng)力tAmax(或tAmax)應(yīng)不超過其相 應(yīng)許用值，即 tAmaxtA 或tAmaxtA 11) 由主要尺寸參數(shù)H、h、R和r制造誤差引起的彈簧壓緊力的相對偏差不超過某一范 圍，即 B rRhH F FFFF 1 0 .05 (2-29) 12) 由離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的相對偏差也不得超過某一范圍，即 B B F F 1 1 0 .05 (2-30) 式中，F(xiàn)1B為離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。 第五節(jié) 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 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

22、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(zhuǎn)剛度，改 變系統(tǒng)的固有振型，盡可能避 開由發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)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。 扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能： 1）降低發(fā)動機(jī)曲軸與傳動系接合部 分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振 固有頻率。 2）增加傳動系扭振阻尼，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(zhuǎn) 沖擊載荷和改善離合器的接合平 順性。 扭轉(zhuǎn)減振器線性和非線性特性 扭轉(zhuǎn)減振器具有線性和非線

23、性特性兩 種形式。 單級線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如圖 2-13 所示，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)發(fā)動機(jī)為柴油機(jī)時，怠速時引起變 速器常嚙合齒輪齒間的敲擊， 從而產(chǎn)生怠 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(jī)汽車中廣泛采用具有 怠速級的兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器 。 三級非線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如圖2-14所 示。 圖2-13 單級線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性 圖2-14 三級非線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性 減振器的主要參數(shù)

24、 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是兩個主要參數(shù)。其設(shè)計參數(shù)還包 括極限轉(zhuǎn)矩TJ、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn和極限轉(zhuǎn)角等J 。 2 0 R 1 極限轉(zhuǎn)矩TJ 極限轉(zhuǎn)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7-3)時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩， 一般可取 TJ= (1.52.0) Temax (2-19) 圖2- 15 減振器尺寸簡圖 2 扭轉(zhuǎn)剛度k k決定于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸。設(shè)減振彈簧分布在半徑為 Ro的圓周上，當(dāng)從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過弧度時，彈簧相應(yīng)變形量為Ro。此 時所需加在從動片上的轉(zhuǎn)矩為 T=1000KZj (2-20) 式中，K為每個減振彈簧的線剛度(Nmm)

25、；Zj為減振彈簧個數(shù)；Ro為減振彈簧位置半徑(m)。 根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義k=T ，則減振器扭轉(zhuǎn)剛度 k=1000KZj 2 0 R 設(shè)計時可按經(jīng)驗(yàn)來初選k k13TJ (2-22) (2-21) 3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩T 為了在發(fā)動工作轉(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 (2-23) 4 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊。研究表明，Tn增加，共振頻率將向 減小頻率的方向移動，這是有利的。但是Tn不應(yīng)大于T，否則在反向工作時， 扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故取 Tn=(0.050.15) Temax

26、(2-24) 5 減振彈簧的位置半徑Ro Ro的尺寸應(yīng)盡可能大些，如圖7-3所示，一般取 Ro=(0.600.75) d/2 (2-25) 6 減振彈簧個數(shù)Zj 表61 減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片外徑Dmm 225250 250325 325350 350 Zj 46 68 810 10 7 減振彈簧總壓力F 當(dāng)限位銷與從動盤轂之間的間隙1或2被消除，減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá)到最 大值TJ時，減振彈簧受到的壓力F為 F=TJ/ Ro (2-26) 8 極限轉(zhuǎn)角 減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角為 0 2 arcsin2 R l j (2-27) 式中， 為減振彈簧的工作

27、變形量。 目前從動盤減振器在特性上存在如下局限性： 1) 通用的從動盤減振器不能使傳動系振動系統(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)速時的共振。 2) 它在發(fā)動機(jī)實(shí)用轉(zhuǎn)速10002000rmin范圍內(nèi)，難以通過降低減振彈簧剛度得 到更大的減振效果。 l j 雙質(zhì)量飛輪的減振器 雙質(zhì)量飛輪減振器具有以下優(yōu)點(diǎn) 1)可以降低發(fā)動機(jī)、變速器振動系統(tǒng) 的固有頻率，以避免在怠速轉(zhuǎn)速時的共 振。 2)可以加大減振彈簧的位置半徑，降 低減振彈簧剛度K，并允許增大轉(zhuǎn)角。 3)由于雙質(zhì)量飛輪減振器的減振效果 較好，在變速器中可采用粘度較低的齒 輪油而不致產(chǎn)生齒輪沖擊噪聲。由于從 動盤沒有減振器，可以減小從動盤的轉(zhuǎn) 動慣量，這也有利于換擋。 但由于減振彈簧位置半徑較大，高速 時受到較大離心力的作用，使減振彈簧 中段橫向翹曲而鼓出，與彈簧座接觸產(chǎn) 生摩擦，使彈簧磨損嚴(yán)重，甚至引起早 期損壞。 圖2-16 雙質(zhì)量飛輪減振器 1一第一飛輪 2一第二飛輪 3一離合器蓋 總成 4一從動盤 5一球軸承 6一短軸 7一 滾針軸承 8一曲軸凸緣 9一聯(lián)結(jié)盤 10一 螺釘 11一扭轉(zhuǎn)減振器 第六節(jié) 離合器的操縱機(jī)構(gòu) 1對操縱機(jī)構(gòu)的要求 1）踏板力要小，轎車：80150N，貨車：150200N。 2）