离合器扭转减振器的设计.doc

《汽车车身设计》期末论文

题 目：离合器扭转减振器，从动盘毂，操纵机构的设计
学 生： 高 雄
指导老师： 刘 成 武
系 别： 机械与汽车工程学院
专 业： 车 辆 工 程
班 级： 1103 班
学 号： 3110105329

目 录

一﹑绪论…………………………………………………………………4
1.1引言………………………………………………………………4
1.2扭转减振器的发展………………………………………………4
1.3目前通用的从动盘减振器在特性上存在如下局限性…………5
1.4 扭转减振器的结构类型及功用…………………………………6
1.4.1扭转减振器的结构类型……………………………………6
1.4.2扭转减振器的功用…………………………………………7
1.5离合器减振弹簧的工作原理……………………………………7
1.6离合器没有加装减振弹簧会怎么样……………………………8
二、扭转减振器的设计…………………………………………………9
2.1扭转减振器主要参数……………………………………………9
2.2.1 极限转矩Tj………………………………………………9
2.1.2 扭转刚度k……………………………………………10
2.1.3 阻尼摩擦转矩Tμ………………………………………10
2.1.4 预紧转矩Tn………………………………………………10
2.1.5 减振弹簧的位置半径R0…………………………………10
2.1.6 减振弹簧个数Zj…………………………………………10
2.1.7 减振弹簧总压力F……………………………………11
2.2减振弹簧的计算…………………………………………………11
2.2.1减振弹簧的分布半径R1…………………………………11

2.2.2单个减振弹簧的工作压力P……………………………11
2.2.3减振弹簧尺寸……………………………………………11
三﹑离合器其它主要部件的结构设计………………………………14
3.1从动盘毂的设计…………………………………………………14
四﹑操纵机构…………………………………………………………15
4,1离合器操纵机构应满足的要求是………………………………15
4.2离合器踏板行程计算……………………………………………16
4.3踏板力的计算……………………………………………………16
五﹑总结………………………………………………………………17

一﹑绪论

1.1 引言
因为发动机传到汽车传动系中的转矩是周期地不断变化着的，这就使得传动系中产生扭转振动。如果这一振动的频率与传动系的自振频率相重合，就将发生共振，对传动系零件寿命有很大影响。此外，在不分离离合器的情况下进行紧急制动或猛烈接合离合器时，瞬时间内将产生对传动系的极大冲击载荷，从而缩短零件的使用寿命。为了避免产生共振，缓和传动系所受的冲击载荷，所以在一般汽车离合器中装设了扭转减振器。
扭转减震器主要有弹性元件（减震弹簧或橡胶）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，改变系统的固有频率。使之尽可能避开由发动机引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地消耗振动能量。
1.2 扭转减震器的发展
汽车传动系中的扭转振动将加大传动系零部件如轴、轴承、齿轮、壳体等的载荷，提高车厢内的噪声水平，降低汽车的行驶舒适性，汽车传动系的振动也是导致整车振动的主要原因。据统计，我国因运输车辆的振动使包装不妥的产品受损，所造成的经济损失一年达数亿元。同时由于轿车、客运车市场的发展，对汽车平顺性的要求也越来越高，振动使乘客产生不舒适的感觉，使驾驶者易疲劳降低了安全性，也使汽车零部件因振动而减少寿命，甚至使汽车的燃油经济性变差。因此，需要分析研究汽离合器在汽车传动系统中的作用，建立传动系的振动模型，找出离合器最优工作状态和最优参数，为改善传动系的扭转振动状况找到一些新思路，为厂家研究开发新型离合器提供理论依据。
现今所用的盘片式离合器的先驱的多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。多片离合器最主要的优点是，在汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。20世纪20年代末，直到进入30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上使用多片离合器。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向与首选单片干式摩擦离合器，因为它具有从动部件转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点，而且在结构上采取一定措施，已能做到接合平顺，因此现在广泛用于大、中、小各类车型中。如今单片干式摩擦离合器在结构设计方面相当完善。采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器接合时的平顺性。离合器从动盘总成中装有扭转减振器，防止了传动系统的扭转共振，减小了传动系噪声和动载荷，随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，汽车上愈来愈多地采用具有双质量飞轮的扭转减振器，能更有效地降低传动系统的噪声。
1.3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。
1.4 扭转减震器的结构类型及功用
1.4.1 扭转减震器的结构类型
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。
1.4.2 扭转减震器的功用
扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或模胶)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，改变系统的固有挮型，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扭转刚度，调节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扭振。   
（3）控制动力传动系总成怠速分离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。 
1.5 离合器减振弹簧的工作原理
当一个静止的物体或当一个运动速度慢的物体，在突然受到运动物体的推力或突然受到比这个物体速度快的物体推动，便属于撞击，在撞击时产生一个撞击力；当两者速度相同时，撞击力同时消失。
一般是将扭转减振器装设在离合器从动盘中，使从动盘和从动盘载通过弹簧弹性地连接在一起，构成减振器的缓冲机构。由发动机到驱动车轮，或者由驱动车轮到发动机的转矩传递，都要经过减振弹簧，离合器减振弹簧能够起到缓冲作用，就是承载冲击载荷，并且有利于离合器柔和接合，具体原理如下：
（1）离合器减振弹簧是在变速箱输入轴突然受到通过离合器花键槽传来的扭力，将离合器减振弹簧进行压缩。
（2）在这个过程中，离合器减振弹簧压缩，承受了离合器钢片与变速箱输入轴的冲撞的同时，将动力传递给变速箱输入轴曾大旋转动力。
（3）离合器减振弹簧受力后将力矩传出，使变速箱输入轴加速旋转。
（4）当离合器与变速箱输入轴转速相等时，变速箱输入轴与离合器的扭力力矩减小，离合器减振弹簧这时缓解复原。
1.6 离合器没有加装减振弹簧会怎么样？
没有加装离合器减振弹簧的离合器片总成，离合器钢片与花键槽是刚性连接，没有活动余地。由于加装了离合器减振弹簧，离合器钢片与花键槽就属于柔性连接，有活动量了。当离合器减振弹簧遇到撞击力时被压缩，离合器全部结合后，离合器钢片与摩擦片是与飞轮同运转的。这时离合器花键与变速箱输入轴之间，由于发动机动力与行驶系的传动系受到道路的组里情况不同，始终是“颤动状态”，离合器减振弹簧也就是在这时释放压缩能量的。

二﹑扭转减振器的设计
2.1 扭转减振器主要参数
带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图2.1所示弹簧摩擦式:

图2.1带扭转减振器的从动盘总成结构示意图
1—从动盘；2—减振弹簧；3—碟形弹簧垫圈；4—紧固螺钉；5—从动盘毂；6—减振摩擦片
7—减振盘；8—限位销
由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获得,且越来越趋向采用单级的减振器。
2.1.1 极限转矩Tj
极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取，
Tj=(1.5～2.0)
对于乘用车，系数取2.0。
则Tj=2.0×＝2.0×146=292
2.1.2 扭转刚度k
由经验公式初选
k Tj
即k＝Tj＝13×292=3796（N·m/rad）
2.1.3 阻尼摩擦转矩Tμ
可按公式初选Tμ
Tμ＝（0.06～0.17）
取Tμ=0.1 =0.1×146=14.6(N·m)
2.1.4 预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
Tn满足以下关系：
Tn＝（0.05～0.15）且TnTμ＝14.6 N·m
而Tn＝（0.05～0.15）＝7.3~21.9 N·m
则初选Tn＝10N·m
2.1.5 减振弹簧的位置半径R0
R0的尺寸应尽可能大些，一般取
R0=(0.60～0.75)d/2
则取R0=0.65d/2=0.65×140/2=45.5mm. 可取为46mm
2.1.6 减振弹簧个数Zj
当摩擦片外径D250mm时，
Zj=4～6
故取Zj=6
2.1.7 减振弹簧总压力F
当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F为
F＝Tj/R0＝292/(46×)＝6.3478(kN)
2.2 减振弹簧的计算
在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。
2.2.1 减振弹簧的分布半径R1
R1的尺寸应尽可能大些，一般取
R1=(0.60～0.75)d/2
式中，d为离合器摩擦片内径
故R1=0.65/2=0.65×140/2=45.5(mm)，即为减振器基本参数中的R0
2.2.2 单个减振器的工作压力P
P= F/Z=6347.8/61057.97(N.m)
2.2.3 减振弹簧尺寸
1）弹簧中径Dc
其一般由布置结构来决定，通常
Dc=11～15mm
故取Dc=12mm
2）弹簧钢丝直径d
d===3.82mm
式中，扭转许用应力]可取550～600Mpa,故取为580Mpa
d取4 mm
3）减振弹簧刚度k
应根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=
4）减振弹簧有效圈数
4.0
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
减振弹簧最小高度
=25.2mm
弹簧总变形量
mm
减振弹簧总变形量
==25.2+3.54=28.74m
减振弹簧预变形量
=0.121mm
减振弹簧安装工作高度
=28.74-0.121=28.61
6）从动片相对从动盘毂的最大转角
最大转角和减振弹簧的工作变形量有关，其值为
=4.25955°
7）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3.8mm, 为52mm.
8）限位销直径
按结构布置选定，一般
＝9.5～12mm。
可取为10mm

扭转减振器相关参数表4
表4
极限转矩Tj
阻尼摩擦转矩Tμ
预紧转矩Tn
减振弹簧的位置半径R0
减振弹簧个数Zj
246
14.6m
10 N·m
46mm
6

三﹑离合器其它主要部件的结构设计

3.1从动盘毂的设计
从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的迟钝可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩T
花键尺寸表5
表5
摩擦片外径 D/mm
发动机最大转矩T/(N·m)
花键尺寸
挤压应力/MPa
齿数n
外径D’/mm
内径d’/mm
齿厚t/mm
有效尺长l/mm
200
146
10
32
26
4
25
11.1

四﹑操纵机构

4.1离合器操纵机构应满足的要求是：
1.（1）踏板力要小，轿车一般在80~150N之间，货车不大于150~200N;
(2 ) 踏板行程对轿车一般在80~150mm之间，对货车最大不超过180mm；
（3）踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可恢复；
（4）应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏；
（5）应具有足够的刚度；
（6）传动效率要高；
（7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。
2.本次设计的普通轮型离合器操纵机构，采用液压式操纵机构：
（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，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷。离合器液压操纵机构由主缸、工作缸、管路系统等部分组成。
a1=50mm a2=120mm
b1=50mm b2=95mm
c1=21.4mm c2=50mm
d1=67mm d2=135mm
4.2离合器踏板行程计算：
踏板行程S自由行程S1和工作行程S2组成：
S=S1+S2=（S0++2△SC2/C1）a2b2d22/a1b1d12
式中，S0+为分离轴承的自由行程，一般为1.5~3.0mm，取S0+=1.5mm；
反映到踏板上的自由行程S1一般为20~30mm；
d1,d2分别为主缸和工作缸的直径；
Z为摩擦片面数；Z=2；
△S为离合器分离时对偶摩擦面的间隙，
单片：△S=0.85~1.30mm,取△S=1.2mm；
A1,a2,b1,b2,c1,c2为杠杆尺寸。
解得：S=131mm，S1=27.77mm 合格。
4.3踏板力的计算：
踏板力为：F+=F’Fs/iΣη
式中，F’为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；
iΣ为操纵机构总传动比，iΣ=a2b2c2d22/a1b1c1d12
η为机械效率，液压式：η=80%~90%，
机械式：η=70%~80%；

Fs为克服回位弹簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略不计。F’=3467.30N，iΣ=43.26，η=80%，F’为平均值。则计算得：F+=100.191N 合格
分离离合器所做的功为。
WL=0.5（F1+F’）Z△S/η
式中，F1为离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力，
平均值：F1=10835.32N，
则由计算可得：WL=21.45J 合格。

五﹑总结

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。从动部分是由单片、双片或多片从动盘所组成，它将主动部分通过摩擦传来的动力传给变速器的输入轴。从动盘由从动盘本体，摩擦片和从动盘毂三个基本部分组成。为了避免转动方向的共振，缓和传动系受到的冲击载荷，大多数汽车都在离合器的从动盘上附装有扭转减震器。离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了动盘两侧的摩擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动。动盘本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。因为有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和。传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗
扭转振动的能量，使扭转振动衰减。
离合器在正常接合状态下，分离杠杆内端与分离轴承之间应留下一个间隙，一般为几个毫米。如果没有自由间隙，会导致离合器打滑。自由间隙反映到离合器踏板上，使踏板产生一个空行程，为踏板自由行程。改变分离拉杆的长度等可调整踏板自由行程。

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