重型貨車離合器設(shè)計螺旋彈簧離合器

18、。 鍵式也是一種壓盤的驅(qū)動方式,包括鍵槽-指銷式及鍵齒式兩種,它是用鍵槽-指銷或鍵齒將壓盤與飛輪相連接而又不影響分離時壓盤的軸向移動〔見圖2-3和〕。 在雙片離合器的結(jié)構(gòu)中也有采用綜合式的壓盤驅(qū)動方式,即中間壓盤通過鍵、壓盤則通過凸塊-窗孔驅(qū)動。 圖2-3 壓盤的驅(qū)動方式 Figure 2-3 The pressure plate drive mode 上述的幾種壓盤驅(qū)動方式有一個共同的缺點,即連接之間有間隙〔如凸塊與窗孔之間的間隙約為0.2mm左右〕。這樣,在傳動時將產(chǎn)生沖擊和噪聲。且隨著接觸部分磨損的增加,間隙將增大,引起更大的沖擊和噪聲,甚至可能導(dǎo)致凸塊根部出現(xiàn)

19、裂紋而造成零件的早起損壞。另外,在離合器分離時,由于零件間的摩擦將降低離合器操縱部分的傳動效率。為了消除上述缺點,近年來廣泛采用了彈性傳動片的傳力方式。 彈性傳動片是由薄彈簧鋼帶沖壓制成〔見圖2-3〕,其一端鉚在離合器蓋上,另一端用螺釘固定在壓盤上,且多用3-4組〔每組2-3片〕沿圓周作切向布置以改善傳動片的受力狀況,這時,當(dāng)發(fā)動機驅(qū)動時傳動片受拉,當(dāng)拖動發(fā)動機時傳動片受壓。這種用傳動片驅(qū)動壓盤的方式不僅消除了上述缺點,而且簡化了結(jié)構(gòu),降低了對裝配精度的要求且有利于壓盤的定中。 此次設(shè)計為單盤周置螺旋彈簧離合器,壓盤驅(qū)動方式選擇彈性傳動片式,共設(shè)計3組,每組兩片。 2.4　分離杠桿

20、的結(jié)構(gòu)形式 在周置彈簧離合器中一般采用3-6個分離杠桿或簡稱分離桿；在中央彈簧離合器中則只有彈性壓桿而沒有分離杠桿；在斜置彈簧離合器中也只有壓桿；在膜片彈簧離合器中,分離杠桿的作用由膜片彈簧本身形成的彈性杠桿來完成。 此次設(shè)計周置圓柱螺旋彈簧離合器,經(jīng)常采用的分離杠桿的結(jié)構(gòu)型式有如圖2-4所示的幾種。對它們的共同要：杠桿應(yīng)有足夠的剛度；其支承處的摩擦損失要小；其支承機構(gòu)與壓盤的驅(qū)動機構(gòu)在運動時不發(fā)生干涉；分離杠桿端的位置應(yīng)便于調(diào)整以便分離軸承能同時均衡地壓緊所有分離杠桿；分離杠桿的質(zhì)心要設(shè)計得盡量靠近其中間支承處,以避免在高速時因分離杠桿的離心力造成壓緊力的降低。 如圖2-4d所示的所謂

21、擺動塊式分離杠桿,是由鋼板沖壓制成。結(jié)構(gòu)比較簡單,調(diào)整方便,還具有磨損小等優(yōu)點,所以在汽車上得到廣泛應(yīng)用。 圖2-4 離合器分離杠桿的結(jié)構(gòu)型式 1-滾銷；2-支撐銷〔切有平面〕；3-滾針軸承； 4-調(diào)整螺栓；5-擺動塊；6-浮動銷；7-調(diào)整螺栓 Figure 2-4 The structure of the clutch lever type 1-rolling pin; 2-support pin ; 3-needle bearing; 4-adjustment bolts; 5-swinging piece; 6-floating pin; 7

22、-adjustment bolts 擺動塊式分離杠桿由分離杠桿及其浮動銷、調(diào)整螺栓、擺動塊、分離杠桿彈簧組成,彈簧向前推動分離杠桿使其浮動銷靠向調(diào)整螺栓裝浮動銷的大孔〔孔徑比浮動銷直徑大許多〕的前緣平面處。當(dāng)離合器處于接合狀態(tài)時,分離杠桿的端被推向前,浮動銷則沿螺栓孔的平面移向緣,與此同時擺動塊的前端在分離杠桿上的支點則作圓弧移動〔移動量一般都不大,約1mm〕,并以此協(xié)調(diào)于東,避免發(fā)生干涉。 2.5　分離軸承的類型 分離軸承在工作中主要承受軸向力；在分離離合器時由于分離軸承旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生離心力,形成其徑向力。故離合器的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承兩種。前者適用于高轉(zhuǎn)速低軸向負(fù)荷,后者適

23、用于相反情況。設(shè)計題目為重型貨車離合器設(shè)計,故選用止推軸承。 2.6　從動盤的結(jié)構(gòu)型式 簡單的從動盤由從動片、摩擦片及從動盤轂鉚接而成,其結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小,有時用于重型汽車尤其是雙片離合器中。 采用帶扭轉(zhuǎn)減震器的從動盤是發(fā)展趨勢。這時,從動片與花鍵轂間通過減震彈簧相連,具有切向彈性以消除高頻共振并起緩沖作用。從動片、花鍵轂與減振盤間有減振摩擦片,裝碟形墊片作彈性夾緊后起摩擦阻尼作用,并使阻尼力矩保持穩(wěn)定,以吸收部分能量、衰減低頻振動。扭轉(zhuǎn)減震器按發(fā)動機及傳動系專門設(shè)計并經(jīng)試驗修正,則可得到最佳減振、降噪效果。 2.6.1　摩擦片 摩擦片對離合器的工作性能及可靠性、耐久性都有很大影響。

24、對摩擦片的要：摩擦系數(shù)要穩(wěn)定,溫度、滑磨速度及單位壓力的變化對其影響要??；熱穩(wěn)定性要好；有足夠的機械強度及耐磨性；磨合性能好,不致刮傷飛輪及壓盤等的表面；長期停放時摩擦面間不發(fā)生"粘著"；告訴條件下工作要求材料密度??；油、水對摩擦性能的影響應(yīng)最??；接合時應(yīng)平順、無"咬住"或"抖動"現(xiàn)象等。當(dāng)前采用最廣的失眠塑料摩擦片是有耐熱性和化學(xué)性都比較好的石棉或石棉織物與粘合劑和特種添加劑等材料混合后熱壓制成。其摩擦系數(shù)約為1.3-0.45。由于其造價低,密度小且對大多數(shù)在正常條件下工作的汽車來說能滿足使用要求,使用效果也良好,故得到廣泛應(yīng)用。材料選取石棉基。 2.6.2　從動片 從動片都做得比較薄,

25、并使其質(zhì)量分布盡可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心,以減小其轉(zhuǎn)動慣量。為了使離合器接合平順,從動片尤其是單片離合器的從動片,一般都使其具有軸向彈性。最簡單的方法是從動片上開T形槽,外緣形成許多扇形,并將它們沖壓成一次向不同方向彎曲的波浪形。兩邊的摩擦片則分別鉚在每相隔一個的扇形片上。在離合器接合時,從動片被壓緊,彎曲的波浪形扇形部分被逐漸壓平,使從動盤上的壓力和傳遞的轉(zhuǎn)矩逐漸增大,故接合平順柔和。這種切槽有利于減少從動片的翹曲。其缺點是很難保證每片扇形部分的剛度完全一致。 圖2-5 組合式彈性從動片 1-從動片；2-摩擦片鉚釘；3-波形彈簧片鉚釘；4-摩擦片；5-波形彈簧片

26、 Figure 2-5 Combined-type elastic driven films 1-driven slices. 2-friction piece of rivet; 3-waveform shrapnal rivets; 4-friction slices. 5-waveform of spring 在載貨汽車上常采用一中所謂組合式從動片。這種結(jié)構(gòu)在靠近壓盤一側(cè)的從動片上鉚著波形彈簧片,摩擦片則鉚在波形彈簧片上,而靠近飛輪一側(cè)的摩擦片則直接鉚在從動片上。其轉(zhuǎn)動慣量較大,但對于要求剛度較高、外形穩(wěn)定性好的大型從動片來說,這種結(jié)構(gòu)也是可以采用的。 波形彈簧片的壓縮行程可

27、取為0.8-1.5mm,至少不應(yīng)小于0.6mm。 雙片離合器由于本身接合比較平順,故一般都不采用有軸向彈性的從動片。否則將會引起要大大增加踏板工作行程或是要縮小分離杠桿比而使踏板操縱力增大等不良后果。 摩擦片與從動片可鉚接也可粘接。鉚接鉚釘應(yīng)由銅或鋁等較軟的金屬制造,鉚接的優(yōu)點是可靠且換裝摩擦片方便。粘接可增加摩擦面積且摩擦片厚度的利用也較好。 2.7　離合器的通風(fēng)散熱措施 提高離合器工作性能的有效措施是借助于其通風(fēng)散熱系統(tǒng)降低其摩擦表面的溫度。在正常使用條件下,離合器壓盤工作表面的溫度一般均在180以下。隨著其溫度的升高,摩擦片的磨損將加快。當(dāng)壓盤工作表面的溫度超過180～200時,

28、摩擦片的磨損速度將急劇升高。在特別嚴(yán)酷的使用條件下,該溫度有可能達到1000,在高溫下壓盤會翹曲變形甚至?xí)a(chǎn)生裂紋和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也會燒裂和破壞。為防止摩擦表面的溫度過高,除壓盤應(yīng)有足夠的質(zhì)量以保證有足夠的熱容量外,還應(yīng)使其散熱通風(fēng)良好。為此,可在壓盤上沒置散熱筋或鼓風(fēng)筋；在雙片離合器中間壓盤體鑄出足夠多的導(dǎo)風(fēng)槽,這種結(jié)構(gòu)措施在單片離合器壓盤上也開始采用；將離合器蓋和壓桿設(shè)計成帶有鼓風(fēng)葉片的結(jié)構(gòu)；在保證有足夠剛度的前提下在離合器蓋上開出較多或較大的通風(fēng)口,以加強摩擦表面的通風(fēng)散熱和清除摩擦產(chǎn)生的材料粉末；在離合器殼上設(shè)置離合器冷卻氣流的入口和出口等所謂通風(fēng)窗,在離合器殼裝設(shè)為

29、冷卻氣流導(dǎo)向的導(dǎo)流罩,以實現(xiàn)對摩擦表面有較強定向氣流通過的通風(fēng)散熱等。 3　離合器各部件的設(shè)計計算 3.1　離合器主要參數(shù)的確定 摩擦片或從動盤的外徑是離合器的重要參數(shù),它對離合器的輪廓尺寸有決定性的影響,并根據(jù)離合器能全部傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩來選擇。為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩,離合器的靜摩擦力矩應(yīng)大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩,而離合器傳遞的摩擦力矩又決定于其摩擦面數(shù)、摩擦系數(shù)、作用在摩擦面上的總壓緊力與摩擦片平均摩擦半徑,即 〔3-1〕 式中 ——離合器的后備系數(shù),中、

30、重型貨車選1.60-2.25之間。選擇時考慮摩擦片磨損 后仍能傳遞及避免起步時滑磨時間過長；同時應(yīng)考慮防止傳動系過載及 操縱輕便等。 ——摩擦系數(shù),計算時一般取0.25-0.30。此處取0.28 摩擦片平均摩擦半徑〔當(dāng)壓力均布時〕為 〔3-2〕 式中 D——摩擦片外徑,； d——摩擦片徑,。 圖3-1 摩擦片上的單元摩擦面積 Figure 3-1 the friction on unit area of friction 當(dāng)時,可足夠精確地由下式求得：

31、 〔3-3〕 設(shè)為摩擦表面所承受的單位面積上的壓力,則單元摩擦面積上產(chǎn)生的單元摩擦力為 〔3-4〕 而單元摩擦力矩為 〔3-5〕 整個摩擦片上產(chǎn)生的摩擦力矩則為 〔3-6〕 而單位壓力為 〔3-7〕 對于具有對摩擦表面〔此處〕的離合器,其摩擦力矩則為

32、 〔3-8〕 再將式〔3-7〕帶入上式,得 〔3-9〕 此式就是式〔3-2〕代入式〔3-1〕的結(jié)果。 離合器應(yīng)按轉(zhuǎn)矩容量及熱容量設(shè)計,摩擦片或從動片外徑D是其基本尺寸,它關(guān)系到結(jié)構(gòu)尺寸及質(zhì)量的大小和使用壽命的長短。 決定離合器輪轂尺寸及其摩擦表面耐磨性的因素之一是作用在其摩擦表面上的單位面積壓力?，F(xiàn)根據(jù)式〔3-9〕及〔3-1〕有 〔3-10〕 通常取,若以代入上式,經(jīng)整理可得到摩擦片或從動片外徑： 〔3-11〕 當(dāng)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)

33、矩已知,離合器的結(jié)構(gòu)型式和摩擦片材料已定,和便已定,上式便成了離合器的,,三參數(shù)的關(guān)系式。選好及,則摩擦片尺寸即可確定。對于石棉基摩擦材料,通常取,且較小值用于發(fā)動機后備功率較小、離合器使用頻繁的汽車,裝載質(zhì)量打或在壞路面上形式的汽車。貨車約為。當(dāng)摩擦片外徑較大時,為降低其外緣處的熱負(fù)荷,也應(yīng)降低值。選擇時應(yīng)考慮到：為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩及防止過長時間的滑磨,應(yīng)取較大值。 綜上所述,取2.15,取。 代入數(shù)據(jù)得：,,D=400。 離合器摩擦片外徑D按經(jīng)驗公式 〔3-12〕 根據(jù)初選。 式中 ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；

34、 A——系數(shù),貨車,雙片離合器取45-55,此處取55. 初取D=415后,與計算結(jié)果接近,還需注意摩擦片尺寸系列化和標(biāo)準(zhǔn)化,并且選取時選取尺寸應(yīng)略大于計算尺寸。 表 3-1 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) Table 3-1 clutch friction die size series and parameters 外徑/ 徑/ 厚度/ 外徑之比 單面面積/ 325 190 3.5 0.585 54600 350 195 4 0.557 67800 380 205 4 0.540

35、72900 405 220 4 0.543 90800 430 230 4 0.535 103700 根據(jù)表3-1??； ； ； ； 。 3.2　壓緊彈簧的設(shè)計計算 離合器壓緊彈簧采用圓柱螺旋彈簧,材料選用65Mn制造,硬度HRC40～50。 周置圓柱螺旋彈簧的數(shù)目9個,以便得到均勻的壓力,且應(yīng)是分離杠桿數(shù)目的整數(shù)倍,以避免壓盤在分離時偏斜。在確定彈簧數(shù)目對應(yīng)考慮到對輕型裝載量的汽車來說,每個彈簧的壓緊力不應(yīng)超過600～700N。螺旋彈簧的兩端應(yīng)拼緊并磨平以便使兩端支承面較大、各圈受力均勻,且彈簧的垂直度偏差較小。周置壓緊彈簧的外徑通常限制在27～30mm

36、之間,彈簧的工作高度做成相同的尺寸,用改變鋼絲直徑和工作圈數(shù)的方法獲得不同壓緊力,以利于在不同的離合器上通用。 a. 彈簧指數(shù)〔旋繞比〕 〔3-13〕 b.曲度系數(shù) 〔3-14〕 c.彈簧的工作壓力/MPa 〔3-15〕 d.彈簧鋼絲的直徑/mm 〔3-16〕 式中P——工作負(fù)荷；；壓盤總壓緊力；彈簧數(shù) e.彈簧中徑/mm 〔3-17〕

37、 f.彈簧剛度/N/mm 〔3-18〕 g.彈簧工作圈數(shù) 〔3-19〕 式中G——剪切彈性模量,鋼材： h.彈簧總?cè)?shù) 〔3-20〕 i.工作負(fù)荷下的變形/mm 〔3-21〕 j.彈簧的附加變形量〔即壓盤的分離行程〕/mm 雙片離合器： 〔3-22〕 k.彈簧的自由高度/mm

38、 〔3-23〕 l.彈簧最大負(fù)荷時的間隙/mm 〔3-24〕 m.彈簧的工作高度/mm 〔3-25〕 n.彈簧最大負(fù)荷/N 〔3-26〕 3.3　壓盤的設(shè)計計算 壓盤形狀較復(fù)雜,要求傳熱性好、具有較高的摩擦系數(shù)及耐磨。由灰鑄鐵HT200鑄成,金相組織呈珠光體結(jié)構(gòu),硬度HB170～227。另外可添加少量金屬元素〔如鎳、鐵、錳合金等〕以增強其機械強度。 壓盤的外徑可根據(jù)摩擦片的外徑由結(jié)構(gòu)確定。為了使每次結(jié)

39、合的溫升不致過高,壓盤應(yīng)具有足夠大的質(zhì)量以吸收熱量；為了保證在受熱情況下不致翹曲變形,壓盤應(yīng)具有足夠大的剛度且一般都較厚<載貨汽車的離臺器壓盤,其厚度一般不小于15mm>。此外,壓盤的結(jié)構(gòu)設(shè)計還應(yīng)注意其通風(fēng)冷卻要好,例如在壓盤體鑄出導(dǎo)風(fēng)槽。壓盤的厚度初步確定后,應(yīng)校核離合器一次接合的溫升不應(yīng)超過。溫升的校核按式<3—22>進行。若溫升過高,可適當(dāng)增加壓盤的厚度。壓盤單件的平衡精度應(yīng)不低于15—20g·cm。 壓盤與飛輪通過彈性傳動片連接時,則傳動片應(yīng)進行拉伸應(yīng)力的強度校核；通過凸塊-窗孔連接時,則應(yīng)進行擠壓應(yīng)力的強度校核； 〔3-27〕 式中——考慮發(fā)動機轉(zhuǎn)矩分配到壓盤上的比例系數(shù),單片

40、??； ——力的作用半徑,； ——工作元件的數(shù)目； ——接觸面積,。 現(xiàn)有結(jié)構(gòu)按上式計算的擠壓應(yīng)力多在10～15MPa圍. 另外,傳力銷還承受著由壓盤和中間壓盤作用引起的彎曲應(yīng)力和離合器壓緊彈簧引起的拉伸應(yīng)力。因此,還需進行拉彎復(fù)合應(yīng)力的強度校核。 作用力： 〔3-28〕 式中,——作用力,； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩,； ——傳力銷數(shù)目； ——力,的作用半徑,。 傳力銷根部的彎曲應(yīng)力〔MPa〕 〔3-29〕 傳力銷的拉伸應(yīng)力為 〔3-30〕

41、 傳力銷的拉彎復(fù)合應(yīng)力為 〔3-31〕 3.4　從動片與從動盤轂的設(shè)計計算 從動片通常用1.3～2.0mm厚的鋼板沖壓而成。有時將其外緣的盤形部分磨薄至0.65～1.0mm,以減小其轉(zhuǎn)動慣量。分開式從動片采用08鋼板,氰化表面硬度HRC45,層深0.2～0.3mm。 從動盤轂的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側(cè)定心矩形花鍵的動配合相聯(lián)接,以便從動盤轂?zāi)茏鬏S向移動。花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉(zhuǎn)矩按選取<見表3-2>。從動盤轂花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的<1.0～1.4>倍<上限用于工作條件惡劣的離合器>,以

42、保證從動盤轂沿軸向移動時不產(chǎn)生偏抖。 表3-2 離合器從動盤轂花鍵尺寸系列 Table 3-2 clutch platen hub spline size series 從動盤外徑 發(fā)動機 轉(zhuǎn)矩 花鍵齒數(shù) 花鍵外徑 花鍵徑 鍵齒寬 有效齒長 擠壓應(yīng)力 380 600 10 40 32 5 55 15.2 410 720 10 45 36 5 60 13.1 430 800 10 45 36 5 65 13.5 450 950 10 52 41 6 65 12.5 花鍵尺寸選定后應(yīng)進行

43、擠壓應(yīng)力〔MPa〕及剪切應(yīng)力〔MPa〕的強度校核： 〔3-32〕 〔3-33〕 式中——危分別為花鍵外徑及徑,； ——花鍵齒數(shù)； ——分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬,； ——從動盤轂的數(shù)目； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩,。 從動盤轂通常由40Cr鍛造,并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,HRC28～32。 3.5　分離杠桿的設(shè)計計算 分離杠桿的結(jié)構(gòu)型式如圖2-4所示。由35號鋼等中碳鋼鍛造<鍛件硬度HB131～156>。為了提高耐磨性,均進行表面氰化處理,層深0.1

44、5～0.30mm,硬度HRC58～63。 分離杠桿需進行彎曲強度校核。如圖2-4所示,N為分離離合器時作用于分離杠桿端的力；,分別為危險斷面和中間支承中心至N力約垂直距離；為兩鉸接中心間的距離,則分離杠桿危險斷面的彎曲應(yīng)力為 〔3-34〕 式中——危險斷面的彎曲截面系數(shù),； ——分離杠桿的數(shù)目； ——分離離合器時壓緊彈簧的最大總壓緊力,N； ——見圖3-2 分離杠桿的彎曲許用應(yīng)力可取MPa。 圖3-2 壓盤及分離杠桿計算用圖 1-凸塊；2-分離杠桿中間支承；3-支承叉；4-調(diào)整螺母 Figure 3-2 pressure plat

45、e and separation leverage by using the picture calculation 1-convex piece; 2-separation among leverage support; 3-supporting fork; 4-adjust nut 3.6　離合器蓋的設(shè)計計算 一般采用厚2.5～5mm的低碳鋼08鋼板沖壓制造,以增強其剛性。離合器蓋的形狀和尺寸由離臺器的結(jié)構(gòu)設(shè)計確定。在設(shè)計時要特別注意的是剛度、對中、通風(fēng)散熱等問題。離合器蓋的剛度不夠,會產(chǎn)生較大變形,這不僅會影響操縱系統(tǒng)的傳動效率,還可能導(dǎo)致分離不徹底、引起摩擦片早期磨損,甚至使變速

46、器換檔困難。離合器蓋裝有壓盤、分離杠桿、壓緊彈簧等,因此,其對于飛輪軸線的對中十分重要。對中方式可采用定位銷或定位螺栓以及止口對中。為了加強通風(fēng)散熱和清除摩擦片的磨損粉末,在保證剛度的前提下,可在離合器蓋上設(shè)置循環(huán)氣流的入口和出口等通風(fēng)窗,甚至將蓋設(shè)計成帶有鼓風(fēng)葉片的結(jié)構(gòu)。 3.7　基本參數(shù)的優(yōu)化和約束條件 設(shè)計離合器要確定離合器的性能參數(shù)和尺寸參數(shù),這些參數(shù)的變化影響離合器的結(jié)構(gòu)尺寸和工作性能。 設(shè)計變量：后備系數(shù)可由式<3-1>和式<3-5>確定,可以看出β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β?？捎墒?3-1>確定,也取決于F和D及d。因此,離合器基本參

47、數(shù)的優(yōu)化設(shè)計變量選為 〔3-35〕 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 〔3-36〕 約束條件如下： 1>摩擦片的外徑D的選取應(yīng)使最大圓周速度不超過65—70m／s,即 〔3-37〕 式中,——摩擦片最大圓周速度； ——為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速。 2>摩擦片的外徑比c應(yīng)在0．55～0．7圍,即

48、 0．55≤c=0.7≤0.7 〔3-38〕 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β值應(yīng)在一定圍,最大圍β為1．2～4．0,即 1．2≤β=2≤4．0 〔3-39〕 4>為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝,摩擦片徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm,即 d>2Ro+50 〔3-40〕 5>為反映

49、離合器傳遞轉(zhuǎn)矩并保護過載的能力,單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值,即 〔3-41〕 式中,——為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩<>； ——為其允許值<>,按表3-3選取。 表3-3 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 <> Table 3-3 unit area transmission torque friction of the allowable value <> 離合器規(guī)格D／mm <210 >210--250 >250—325 >325 X10—9 0．28

50、 0．30 0．35 0．40 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p。對于不同車型,根據(jù)所用的摩擦材料在一定圍選取,最大圍為0．10—1．50MPa,即 0．10MPa≤≤1．50MPa 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 <3-42> 式中,ω——為單位摩擦面積滑磨功； [ω]——為其許用值, 對于輕型貨車：[ω]=0． 33J／mm2,

51、 對于重型貨車：[ω]=0．25J／mm2； W——為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功,可根據(jù)下式計算 <3-43> 式中,——為汽車總質(zhì)量； ——為輪胎滾動半徑； ——為起步時所用變速器擋位的傳動比； ——為主減速器傳動比； ——為發(fā)動機轉(zhuǎn)速,計算時轎車取2000r／min,貨車取1500r／min。 以上數(shù)據(jù)符合優(yōu)化設(shè)計的約束條件,固通過優(yōu)化設(shè)計的F,D,d的值滿足設(shè)計的要求,可作為本次設(shè)計的數(shù)據(jù).

52、 4　扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)選擇與設(shè)計計算 為了降低汽車傳動系的振動,通常在傳動系中串聯(lián)一個彈性-阻尼裝置,它就是裝在離合器從動盤上的扭轉(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。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉(zhuǎn)剛度,降低傳動系扭振系統(tǒng)三節(jié)點振型的固有頻率,以便將較為嚴(yán)重的扭振車速移出常用車速圍〔當(dāng)然,在實際中要做到這一點是非常困難的〕；其阻尼元件用來消耗扭振能量,從而可有效地降低傳動系的共振載荷、非共振載荷及噪聲。 4.1　扭轉(zhuǎn)減振器的功能 扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能： 1>降低發(fā)動機曲軸與傳,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>

53、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)減振器具有線性和非線性特性兩種。單級線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如圖4-1所示,其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧,廣泛應(yīng)用于汽油機汽車中。當(dāng)發(fā)動機為柴油機時,由于怠速時發(fā)動機旋轉(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。 圖 4-1 單級線性減速器的扭轉(zhuǎn)特性 圖4-2 減速器尺寸簡圖 Figur

54、e4-1 single stage of the linear speed Figure 4-2 reducer size diagram reducer torsional characteristic 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)動機怠速工況下起作用,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。 在扭轉(zhuǎn)減振器中,也有采用橡膠代替螺旋彈簧作為彈性元件,以液體阻尼器代替干摩擦阻尼的新結(jié)構(gòu)。 減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和