汽车设计课程设计-东风标志307车型离合器设计

1、 目 录第1章 概述111 离合器的基本组成和分类212 离合器的功用213 汽车离合器设计的基本要求2第2章 离合器结构方案选取42.1给定参数和结构设计要求42.2 从动盘数选取42.3 压紧弹簧的结构形式及布置42.4 膜片弹簧支承形式62.5 压盘的驱动方式62.6 离合器的通风散热措施6第三章 主要参数选择83.1 后备系数初值83.2 单位压力P0初值83.3 摩擦因素f，摩擦面数z以及离合器间隙t。83.4 摩擦片外径D、内径d和厚度b93.5 主要参数校核103.6 离合器单位摩擦面积滑磨功11第四章 离合器盖总成设计124.1 膜片弹簧的设计124.2 膜片弹簧材料及制造工艺

2、134.3 压盘设计144.4 传动片设计15第五章 从动盘总成设计165.1 扭转减震器设计165.2从动盘毂设计19第六章 离合器操纵机构设计206.1 对离合器操纵机构的要求206.2 操纵机构结构形式的选择206.3 离合器操纵机构的设计计算20总结22第1章 概述全套图纸加扣 3346389411或3012250582膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器。因其作为压簧，可以同时兼起分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，质量减少，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次，由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，使压力分布均匀。另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性，故能

3、在从动盘摩擦片磨损后，弹簧仍能可靠的传递发动机的转矩，而不致产生滑离。离合器分离时，使离合器踏板操纵轻便，减轻驾驶员的劳动强度。此外，因膜片是一种对称零件，平衡性好，在高速下，其压紧力降低很少，而周布置弹离合器在高速时，因受离心力作用会产生横向挠曲，弹簧严重鼓出，从而降低了对压盘的压紧力，从而引起离合器传递转矩能力下降。那么可以看出，对于轻型车膜片弹簧离合器的设计研究对于改善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是由弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜

4、片弹簧的两侧有支承圈，而后者借助于固定在离合器盖上的一些（为径向切槽数目的一半）铆钉来安装定位。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，甚至膜片弹簧几乎变平。同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。当离合器分离时，分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动压盘后移使离合器分离。膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此设计摩擦片磨损后，弹簧压力几乎不变，且可以减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中

5、心线是对称的，因此其压紧力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著缩短了轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，摩擦均匀，也易于实现良好的通风散热等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得到广泛运用。当前膜片弹簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代，其膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简化，零件减少、装拆方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善

6、，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。而在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程。11 离合器的基本组成和分类离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，它的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行使过程中，驾驶员可根据需要踩下离合器或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离或逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。其构造如图11所示，一般由主动部分（飞轮、离合器盖、压盘）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）、分离机构（分离拉杆、分离叉、分离套筒、分离轴承、分离杠杆等）和操纵机构（离合器踏板）五大

7、部分组成。摩擦离合器按从动盘的数目分为：单片离合器和双片离合器；按压紧弹簧的结构形式分为：螺旋弹簧离合器和膜片弹簧离合器。12 离合器的功用离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。其主要作用：.汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；.在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；.限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；.有效地降低传动系中的振动和噪声。13 汽车离合器设计的基本要求在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件以及“三化”（系列化，通用化，标准化）要求等，合理选择离合器的结构。在离合器的结构设计时必须综合考虑以下

8、几点：.在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止过载。.接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。.分离时要迅速、彻底。.从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。.应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。.避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。.操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。.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。.具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。.结构应简单、紧凑，制造

9、工艺性好，维修、调整方便等。 第2章 离合器结构方案选取2.1给定参数和结构设计要求发动机最大功率及转速： 78Kw/5750rpm发动机最大转矩及转速： 200N.m/4000rpm汽车整备质量： 1290KG汽车满载质量： 1723KG主减速比： 5.83变速器1档传动比： 5.557（参照同转矩车型）轮胎型号： 195/65 R15在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件以及系列化，通用化，标准化要求等，合理选择离合器的结构。2.2 从动盘数选取 本车可选取单片干式膜片弹簧摩擦离合器，因为这种结构的离合器结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采

10、用轴向有弹性的从动盘结合平顺，广泛用于乘用车及微、中型客车和货车上，在发动机转矩不大于1000N.m的大型客车和重型货车上也有所推广。因此该离合器选取单片干式膜片弹簧离合器。2.3 压紧弹簧的结构形式及布置离合器的压紧弹簧的结构形式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。可采用沿圆周布置、中央布置、和斜置等布置形式。根据本所设计的离合器的已知系数和使用条件选取拉式膜片弹簧离合器比较合适。 作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是由弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧有

11、支承圈，而后者借助于固定在离合器盖上的一些（为径向切槽数目的一半）铆钉来安装定位。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，甚至膜片弹簧几乎变平（参看2.1图）。同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。当离合器分离时，分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动压盘移到膜后移使离合器分离。膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此设计摩擦片磨损后，弹簧压力几乎不变，且可以减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合

12、器轴的中心线是对称的，因此其压紧力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著缩短了轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，摩擦均匀，也易于实现良好的通风散热等。 由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得到广泛运用，广泛用于乘用车、客车、轻型和中型货车上。膜片弹簧离合器的操纵曾经都采用压式机构，即离合器分离时膜片弹簧弹性杠压杆内端的分离指处是承受压力。当前膜片弹簧离合器

13、的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈片弹簧的大端附近（见图2.2b），使结构简化，零件减少、装拆方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。而在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程(见图2.2a)。图2.1膜片弹簧离合器的工作原理图 （a）自由状态； （b）压紧状态； （c）分离状态图2.2离合器操纵形式(a) 一般压式操纵 (b)拉式操纵2.4 膜片弹簧支承形式 膜片弹簧离合器支承形式有无支承、单支承和双支承三种方式，因为本设计为拉式膜片弹簧离合器设计，所以选用单支承形式。2.

14、5 压盘的驱动方式压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时它和飞轮一起带动从动盘转动，但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动。 压盘与飞轮的连接方式或驱动方式有：凸块窗孔式、传力销式、键式以及弹性传动片式等。近年来广泛采用弹性传动片式。因为另外几种方式有一个共同的缺点，即连接之间有间隙。这样在传动时将产生冲击和噪声，甚至可能导致凸块根部产生裂纹而造成零件的早期破坏。另外，在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵部分的传动效率。弹性传动片是由薄弹簧钢冲压而成，其一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，且一般用34组（每组23片）沿圆周切向布置以改善传动片的受力状

15、况，这时，当发动机传动片时受拉，当由车轮滑行时反转受压。这种利用传动片驱动压盘的方式不紧消除了上述缺点，而且简化了结构，降低了对装配精度的要求且有利于压盘的定中。所以该离合器采用弹性传动片。2.6 离合器的通风散热措施提高离合器工作性能的有效措施是借助于其通风散热系统降低其摩擦表面的温度。在正常使用条件下，离合器的压盘工作表面的温度一般均在180以下，随着其温度的升高，摩擦片的磨损将加快。当压盘工作表面的温度超过180200时，摩擦片的磨损速度将急剧升高。在特别严酷的使用条件下，该温度有可能达到1000。在高温下压盘会翘曲变形甚至产生裂纹和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也会烧裂和破坏。为防止

16、摩擦表面的温度过高，除压盘应具有足够的质量以保证有足够的热容量外，还应使其散热通风良好。为此，可在压盘上设置散热筋或鼓风筋；在双片离合器中间压盘体内铸出足够多的导风槽，这种结构措施在单片离合器压盘上也开始应用；将离合器盖和压盘设计成带有鼓风叶片的结构；在保证有足够刚度的前提下在离合器盖上开出较多或较大的通风口，以加强离合器表面的通风散热和清除摩擦产生的材料粉末，在离合器壳上设置离合器冷却气流的入口和出口等所谓通风窗，在离合器壳内装设冷却气流的导罩，以实现对摩擦表面有较强定向气流通过的通风散热等。为防止压盘 的受热翘曲变形，压盘应有足够大的刚度。鉴于以上对质量和刚度的要求，一般压盘都设计得比较厚

17、，一般约为1525mm。23 第三章 主要参数选择3.1 后备系数初值乘用车取值范围1.201.75(文献1P59表2-1)，本设计选用1.5。3.2 单位压力P0初值单位压力P0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， P0应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷,P0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3-1得p0=0.25 表3-1 单位压力p0取值范围摩擦片材料加工工艺单位压力/MPa石棉基材料模压0

18、.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0.701.503.3 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3-2得：初步定f=0.3 表3-2 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0.250.35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=2。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

19、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。3.4 摩擦片外径D、内径d和厚度b 摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命。它和离合器所需传递的转矩大小有一定的关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩（N m）来选定时，可根据公式 式中摩擦片外径，mm发动机最大转矩，N m A和车型及使用情况有关的系数，小轿车A47；一般载货汽车A36（单片）或A50（双片），取A47。所给题目中的最大转矩为200N m，则摩擦片外径为 按照我国摩擦片尺寸标准，由表33最终选定摩擦片的尺寸为225 mm，d=15mm，

20、h=3.5mm。表33离合器尺寸系列和参数外径内径厚度内外径之比C单位面积1601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.583466003251903.50.5855460035019540.5576780038020540.540729003.5 主要参数校核（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 式中，VD为摩擦片最大圆周速度（m/s）；nemax为发

21、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 0.53c=0.6670.70 （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1.24.0 1.2 =1.5 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 TC0=4TC/Z（D2-d2）=0.0068TC0式中，TC0为单位摩擦面积传递的转矩（Nm/2）；TC=Temax；TC0为其允许值（Nm/2），按表3-4选取 表3-4 单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格210210250250325325T

22、C0/X10-20.280.300.350.4综上所述：摩擦片的选择合理。3.6 离合器单位摩擦面积滑磨功为了减少汽车起步的的时候离合器的滑磨，防止摩擦片表面的温度过高从而发生烧伤现象，离合器每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值，即 式中，单位面积滑磨功()；其许用值()；对于乘用车：=0.4，对于最大总质量小于6.0t的商用车：=0.33，对于最大总质量大于6.0t的商用车：=0.25J/mm2；W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功，可根据下式计算 式中，汽车总质量；轮胎滚动半径；汽车起步时所用变速器挡位的传动比；主减速器传动比；发动机转速；计算时乘用车取，商用车取。查得轮胎数据

23、 195/65 R15 汽车满载质量为1723KG 算得 W=3324.00J =0.08J/=0.4 J/ 满足要求 第四章 离合器盖总成设计4.1 膜片弹簧的设计 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4-1。图4-1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1.52范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为24mm，本设计H/h=1.8，

24、h=2.5mm ，则H=4.5mm 。2.R/r比值和R、r的选择研究表明，R/r越大，弹簧材料的利用率就越低，弹簧就越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，而且应力越高。根据结构的布置和压紧力的要求，R/r一般为1.201.35。为使摩擦片上的压力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或者等于摩擦片的平均半径则可以初取r=95mm，R=115mm。3.的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截高度H关系密切，=arctanH/(R-r)H/(R-r)一般在915范围内。可算得=12.68 满足要求。4. 分离指数目n的选择 分离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小膜片弹簧可取12。

25、 本次设计取n=18。5. 膜片弹簧小端内径及分离轴承作用半径的确定 由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径，应大于。取=26mm，=28mm6. 切槽宽度、及半径的确定=3.23.5mm，=910mm,的取值应满足r-。本次设计取=3.5mm,=10mm，=82mm，满足r-7. 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定的取值将影响膜片弹簧的刚度。应略大于r且尽量接近r，应略小于R且尽量接近R。本次设计，取=96mm，=114mm。4.2 膜片弹簧材料及制造工艺国产隔膜就像是优质精密不锈钢材料60Si2MnA钢或50CrVA规则。以确保其硬度，几何结构承载特性和表面质量的要求

26、，需要进行一系列的处理。为了增加盘簧的承载能力，以在治疗的膜片弹簧极端压力，也就是沿工作方向分离的状态在完全独立的点继续施加移过量3-8倍隔开一定产生塑性变形，使得膜片弹簧和其使用的制造中的残余应力状态的表面来实现，反之亦然进行加固的目的。通常处理由相同的操作条件下的极压性，在5至30的膜片弹簧的疲劳寿命可能会增加。此外，该隔膜或双喷丸的凹面，即高速弹丸流被喷到膜片弹簧的表面上的塑性变形的表面，从而表面层具有一定厚度的加强的，发挥效应形成加工硬化也可以增加承载能力和耐久性。为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火。在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进

27、行挤压处理，以消除应力源。光阑面可以无毛刺，裂纹，划痕，腐蚀等缺陷。硬度板簧部分通常是4550HRC，分离指尖硬度为5562HRC，在同一块上相同的硬度范围的差不超过3个单位以上。板簧部应均匀回火屈氏体和少量山梨醇。深度单个碳层一般不超过厚度的3。内的隔膜，所述外半径公差规则H11和的0.025毫米H11厚度公差为10的锥角公差的始端。上部和1.6微米，小于0.1毫米的一般要求的底表面的平坦膜片弹簧的表面粗糙度的下表面。当隔膜弹簧在接合状态，相互高度差分离指尖通常要求小于0.81.0毫米。4.3 压盘设计对压盘设计的要求：压盘应该要具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，防止其产生裂纹和破碎，

28、有时可以设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的彻底分离，厚度约为1525mm。与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520g.cm。压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。初步确定压盘厚度为20mm，外径230mm，内径140mm。材料为灰铸铁HT200铸成，密度为。C=481.4J/(kg.) 求得m为3.76kg离合器一次结合会瞬间产生热量，用温升来表示。温升不应超过810。温升越低

29、，可以相应减小压盘厚度，以减小其转动惯量。温升公式为： 式中：温升（）； W滑磨功（Nm），前面求得该值为3324.00J；分配到压盘上的滑磨功所占的百分比（单片离合器压盘=0.50；双片离合器压盘=0.25；双片离合器中间压盘 =0.50） C压盘的比热，C=481.4J/（kg）（铸铁压盘）：压盘重量（kg）。本设计选取1，即：=8 所以压盘设计符合要求。4.4 传动片设计 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=5mm。 第五章 从动盘总成设计5.1 扭转

30、减震器设计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

31、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Kj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振动的能力。减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。1.减震器极转矩 Tj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 式中，轿车：系数取1.5 Tj =1.5x200=300Nm2.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

32、置的阻尼摩擦转矩一般可按下式初选34Nm3.预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是不应大于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取Tn =0.15Temax=30Nm4.极限转角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为式中，L为减振弹簧的工作变形量。通常取3O12O，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，取上限。取=10O5.扭转角刚度k 为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。 决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸(图5-1)。 设

33、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式中，T为使从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩(Nm)；K为每个减振弹簧的线刚度(Nmm)；Zj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，则式中，k 为减振器扭转刚度(Nmrad)。设计时可按经验来初选是k k 13Tj=3900Nm 图5-1 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=0.67150/2507减震弹簧的个数Z查表5-1得 Z=4表5-1减振弹簧个数的选取 摩擦片外径Dmm225-250250-325

34、325-350350 乘用车4-66-8810108 减震弹簧总压力F=Tj/R1=6000N9 减震弹簧的计算1）由于减振弹簧的作用半径R1=50mm，减振弹簧个数=4，减振弹簧总压力=6000N，则单个减振弹簧的工作负荷F=/=6000/4=1500N。2）弹簧中径DC通常取1115mm左右，初选DC=12mm.3）弹簧钢丝直径式中：扭转许用应力t=550600MPa；d1圆垫的标准值，一般取d=34mm左右。结合相关数据，取d1=4mm。4）减振弹簧刚度K=390 N/mm。5）弹簧有效圈数，式中G为材料的剪切弹性模量,对碳钢可取G=83000MPa，i=3.94，则减振弹簧总圈数n=i

35、+(1.52),取n=6。6）减振弹簧最小高度lmin即弹簧在最大工作负荷下的工作长度，考虑到弹簧压缩各圈之间仍需留一定的间隙，可取lmin=n(d1+)1.1d1n=26.4mm。7）减振弹簧总变形=3.85mm。8）减振弹簧自由高度l0=lmin+=30.25mm。9）减振弹簧预变形量= =0.38mm。10）减振弹簧安装高度l= l0-=29.87mm。5.2从动盘毂设计根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版），从动盘毂轴向长度不宜过小，以免再花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂的材料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般2632HRC。根据摩擦片的外径D的尺寸以及根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表27查出从动盘毂花键的尺寸。由于D=225mm,而最大转矩为200，则查表可得，花键尺寸：齿数n=10， 外径=35mm, 内径28mm 齿厚b=4mm,有效齿长l=35mm, 挤压应力=10.4Mpa花键齿的侧面压力：代入数据得P=12.70MPa20MPa，符合要求。