第二章離合器設(shè)計(jì)_汽車設(shè)計(jì)

1、第二章第二章 離合器設(shè)計(jì)離合器設(shè)計(jì) 第二章 離合器設(shè)計(jì) 本章主要學(xué)習(xí)： （1）汽車離合器設(shè)計(jì)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(jì)； （6）離合器的操縱。 第二章 離合器設(shè)計(jì) 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(jì)與計(jì)算 v 第五節(jié) 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì) 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(duì)傳動(dòng)系的動(dòng) 力傳遞。主要作用： (1)汽車起步時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系平順地接合， 確保汽車平穩(wěn)

2、起步； (2)在換擋時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系分離，減少變速 器中換擋齒輪之間的沖擊； (3)限制傳動(dòng)系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動(dòng)系 各零件因過載而損壞； (4)有效地降低傳動(dòng)系中的振動(dòng)和噪聲。 摩擦離合器主要組成 摩擦離合器主要由主動(dòng)部分（發(fā)動(dòng)機(jī)飛 輪、離合器蓋和壓盤等）、從動(dòng)部分（從動(dòng) 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(dòng)部件等） 四部分組成。 主、從動(dòng)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(dòng)力的基本結(jié)構(gòu)。操縱機(jī) 構(gòu)是使離合器主、從動(dòng)部分分離的裝置。 離合器動(dòng)畫演示 汽車離合器設(shè)計(jì)的基本要求 1）在任何行駛條件下，能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩。 2）

3、接合時(shí)平順柔和，保證汽車起步時(shí)沒有抖動(dòng)和沖擊。 3）分離時(shí)要迅速、徹底。 4）從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，減輕換擋時(shí)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(dòng)系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，具有吸收振動(dòng)、緩和沖擊的 能力。 7）操縱輕便、準(zhǔn)確。 8）作用在從動(dòng)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(dòng)平衡。 10）結(jié)構(gòu)應(yīng)簡(jiǎn)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(dòng) 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(shí)所受 作用力的方向 拉式 推式 1從動(dòng)盤數(shù)的選擇 單片離合器（圖2-1）結(jié)構(gòu)簡(jiǎn) 單，尺寸緊湊，散熱良好，維修 調(diào)整方便，從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小， 在使用時(shí)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(zhǎng)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(jiǎn)單、制造容易，因此 應(yīng)用較為廣泛。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)最大 轉(zhuǎn)速很高時(shí)，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(duì)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(shí)， 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(jiǎn)單，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量??； 3）高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，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(zhǎng)； 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(duì)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(jiǎn)單，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更??； 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(dòng)效率較高，踏板操縱輕便。 5）在支承環(huán)磨損后不會(huì)產(chǎn)生沖擊和噪聲。 6）使用壽命更長(zhǎng)。 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(shí)，Rc可相當(dāng)準(zhǔn)確地由下式計(jì) 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(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩， 設(shè)計(jì)時(shí)Tc應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， 即 v Tc=Temax （2-6） 式中，Temax為發(fā)動(dòng)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(dòng)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(gè)重要設(shè)計(jì)參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī) 最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時(shí)，應(yīng)保證離合器應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī) 最大轉(zhuǎn)矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動(dòng)系過載。因此，在選擇 時(shí)應(yīng)考慮以下幾點(diǎn)： 1）為可靠傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，不宜選取太??； 2）為減少傳動(dòng)系過載，保證操縱輕便，又不宜選取太大； 3）當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率較大、使用條件較好時(shí)，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(dòng)機(jī)缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動(dòng)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(duì)離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時(shí)應(yīng)考慮離合 器的工作條件，發(fā)動(dòng)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(dòng)機(jī)后備系數(shù)較小時(shí)， 0應(yīng)取小些；當(dāng)摩擦片外徑 較大時(shí)，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(shí)， 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：?jiǎn)纹琄D =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(jì)與計(jì)算 一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 1 設(shè)計(jì)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(jì)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(jì)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(dòng)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(shí)的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，單位壓力p0對(duì)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(shí)離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(W)，可根據(jù)下式計(jì)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(shí)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(duì)膜片彈簧的彈性特性影響極 大。由圖-1可知，當(dāng)Hh 時(shí)， F1= (1)有一極大值和一極小值；當(dāng)Hh=2 時(shí)，F(xiàn)1= (1)的極小值落在橫坐標(biāo)上。 圖-1 H / h 對(duì)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(duì)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(shí)，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(shí)，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(jì) 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(jì)要求。 1. 目標(biāo)函數(shù) 關(guān)于膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)主要有以下幾種： 1) 彈簧工作時(shí)的最大應(yīng)力為最小。 2) 從動(dòng)盤摩擦片磨損前后彈簧壓緊力之差的絕對(duì)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(duì)值的平均值為最小。 5) 選3)和4)兩個(gè)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(gè)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(gè)目標(biāo)合成一個(gè)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(gè)目標(biāo)函數(shù)(x1)和(x2)的加權(quán)因子，視設(shè)計(jì)要求選定。 （2-12） 2. 設(shè)計(jì)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(duì)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(shí)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(gè)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(jì)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(jì)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(duì)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(shí)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(duì)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(duì)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(jì) 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(dòng)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(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩主諧量激勵(lì)引 起的共振。 阻尼元件的主要作用是有 效地耗散振動(dòng)能量。 扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能： 1）降低發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸與傳動(dòng)系接合部 分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動(dòng)系扭振 固有頻率。 2）增加傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)系總成怠速時(shí)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(dòng)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(jí)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(dòng)機(jī)為柴油機(jī)時(shí)，怠速時(shí)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(shí)可得到兩級(jí) 非線性特性， 第一級(jí)的剛度很小，稱為怠 速級(jí)，第二級(jí)的剛度較大。 目前，在柴油機(jī)汽車中廣泛采用具有 怠速級(jí)的兩級(jí)或三級(jí)非線性扭轉(zhuǎn)減振器 。 三級(jí)非線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如圖2-14所 示。 圖2-13 單級(jí)線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性 圖2-14 三級(jí)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(gè)主要參數(shù)。其設(shè)計(jì)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(dòng)盤轂 缺口之間的間隙1(圖7-3)時(shí)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(jiǎn)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(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤轂轉(zhuǎn)過弧度時(shí)，彈簧相應(yīng)變形量為Ro。此 時(shí)所需加在從動(dòng)片上的轉(zhuǎn)矩為 T=1000KZj (2-20) 式中，K為每個(gè)減振彈簧的線剛度(Nmm)

25、；Zj為減振彈簧個(gè)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(jì)時(shí)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(dòng)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(shí)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(dòng)，這是有利的。但是Tn不應(yīng)大于T，否則在反向工作時(shí)， 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(gè)數(shù)Zj 表61 減振彈簧個(gè)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(dòng)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(shí)，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(shí)，從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)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(dòng)盤減振器在特性上存在如下局限性： 1) 通用的從動(dòng)盤減振器不能使傳動(dòng)系振動(dòng)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(shí)的共振。 2) 它在發(fā)動(dòng)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(dòng)機(jī)、變速器振動(dòng)系統(tǒng) 的固有頻率，以避免在怠速轉(zhuǎn)速時(shí)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(dòng)盤沒有減振器，可以減小從動(dòng)盤的轉(zhuǎn) 動(dòng)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(shí)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(dòng)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(duì)操縱機(jī)構(gòu)的要求 1）踏板力要小，轎車：80150N，貨車：150200N。 2）