扭轉減震器設計

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1、1 緒論 1.1 引言 由發(fā)動機傳到汽車傳動系統(tǒng)中的轉矩是周期性地不斷變化的，因此使傳 動系統(tǒng)產生扭轉振動。如果這一振動頻率和傳動系統(tǒng)固有頻率相重合，就將 發(fā)生共振，從而對傳動系統(tǒng)中零件的壽命有很大影響。因此，在不分離離合 器的情況下進行緊急制動或者進行猛烈結合離合器時，在瞬間內將對傳動系 統(tǒng)的零件產生極大地沖擊載荷，從而縮短零件的使用壽命。為此，為了避免 共振和緩和傳動系統(tǒng)所受的沖擊載荷，在汽車離合器中設置了扭轉減振器。 扭轉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。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭 轉系統(tǒng)的某階 （通常為

2、三階 ）固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避 開由發(fā)動機轉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。 1.2 扭轉減振器的發(fā)展 隨著社會經濟的發(fā)展，汽車走進了千家萬戶，人們在享受著汽車帶來的 便利的同時也對汽車的性能提出了更高的要求。離合器作為汽車上一個必不 可少的部件，除了能通斷動力傳動以外，還有減振調頻的功能，越來越受人 們的重視。 汽車傳動系中的扭轉振動將加大傳動系零部件如軸、軸承、齒輪、殼體 等的載荷，提高車廂內的噪聲水平，降低汽車的行駛舒適性，汽車傳動系的 振動也是導致整車振動的主要原因。據統(tǒng)計，我國因運輸車輛的振動使包裝 不妥的產品受

3、損，所造成的經濟損失一年達數億元。同時由于轎車、客運車 市場的發(fā)展，對汽車平順性的要求也越來越高，振動使乘客產生不舒適的感 覺，使駕駛者易疲勞降低了安全性，也使汽車零部件因振動而減少壽命，甚 至使汽車的燃油經濟性變差 【1】。因此，需要分析研究汽離合器在汽車傳動 系統(tǒng)中的作用，建立傳動系的振動模型，找出離合器最優(yōu)工作狀態(tài)和最優(yōu)參 數，為改善傳動系的扭轉振動狀況找到一些新思路，為廠家研究幵發(fā)新型離 合器提供理論依據。 現(xiàn)今所用的盤片式離合器的先驅的多片盤式離合器，它是直到 1925年 以后才出現(xiàn)的。多片離合器最主要的優(yōu)點是，在汽車起步時離合器的接合比 較平順，無沖擊。20世紀20年代末，直

4、到進入30年代時，只有工程車輛、 賽車和大功率的轎車上使用多片離合器。多年的實踐經驗和技術上的改進使 人們逐漸趨向與首選單片干式摩擦離合器，因為它具有從動部件轉動慣量 小、散熱性好、結構簡單、調整方便、尺寸緊湊、分離徹底等優(yōu)點，而且在 結構上采取一定措施，已能做到接合平順，因此現(xiàn)在廣泛用于大、中、小各 類車型中。如今單片干式摩擦離合器在結構設計方面相當完善。采用具有軸 向彈性的從動盤，提高了離合器接合時的平順性。離合器從動盤總成中裝有 扭轉減振器，防止了傳動系統(tǒng)的扭轉共振，減小了傳動系噪聲和動載荷，隨 著人們對汽車舒適性要求的提高，離合器已在原有基礎上得到不斷改進，汽 車上愈來愈多地采用具有雙

5、質量飛輪的扭轉減振器，能更有效地降低傳動系 統(tǒng)的噪聲 1.3目前通用的從動盤減振器在特性上存在如下局限性： 1）它不能使發(fā)動機、變速器振動系統(tǒng)的固有頻率降低到怠速轉速以下， 因此不能避免怠速轉速時的共振。研究表明，發(fā)動機、變速器振動系統(tǒng)固有 頻率一般為40?70Hz，相當于四缸發(fā)動機轉速 1200?2100r /min，或六 缸發(fā)動機轉速800?1400r / min，一般均高于怠速轉速。 2）它在發(fā)動機實用轉速 1000?2000r / min范圍內，難以通過降低減 振彈簧剛度得到更大的減振效果。因為在從動盤結構中，減振彈簧位置半徑 較小，其轉角又受到限制，如降低減振彈簧剛度，就會增

6、大轉角并難于確保 允許傳遞轉矩的能力。2扭轉減振器的結構類型與功用 2.1扭轉減振器的結構類型 扭轉減振器結構大體相近，主要差異在于采用不同的彈性元件和阻尼裝 置。扭轉減振器具有線性和非線性特性兩種。 采用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉減振器得到了最廣泛應用。在這種 結構中，從動片和從動盤轂上都幵有六個窗口，在每個窗口中裝有一個減振 彈簧，因而發(fā)動機轉矩由從動片傳給從動盤穀時必須通過沿從動片圓周切向 布置的彈簧，這樣即將從動片和從動盤轂彈性的連接在一起，從而改變了傳 動系統(tǒng)的剛度。但六個彈簧屬統(tǒng)一規(guī)格并同時其作用時，扭轉減振器的彈性 特性為線性的。這種具有線性特性的扭轉減振器，結構較為簡單

7、，單級線性 減振器的扭轉特性，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應用于汽油機 汽車中。當六個彈簧屬于兩種或三種規(guī)格且剛度由小變大并按先后次序進入 工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉減振器。這種非線性減振器，廣泛為 現(xiàn)代汽車尤其是柴油發(fā)動機汽車所采用。 當發(fā)動機為柴油機時，由于怠速時發(fā)動機旋轉不均勻度較大，常引起變 速器常嚙合齒輪齒間的敲擊，從而產生令人厭煩的變速器怠速噪聲。在扭轉 減振器中另設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 圖1-1單級線性減速器的扭轉特性 2.2扭轉減振器的功用 扭轉

8、減 振器主 要由彈性元 件（減振彈簧或模膠）和阻尼 元件（阻尼片） 等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降 低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階 （通常為三階 ）固有頻率，改變系統(tǒng)的固有挮 型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉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。 所以， 扭轉減振器具有如下功能： （ 1 ）降低發(fā)動機曲軸與傳，動系接合部分瘄扭轉剛度，調諧傳 動系扭振固有頻率。 （ 2 ）增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因 沖擊而產生的眬態(tài)扭振。 （ 3 ）控制動力傳動系總成怠速旴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

9、速器的扭振與噪聲。 （ 4 ）緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的 接合平順性。 3 扭轉減振器機構原理 在現(xiàn)代汽車上一般都采用帶扭轉減振器的離合器 ,用以避免汽車傳動系 統(tǒng)的共振 , 緩和沖擊 ,減少噪聲 ,提高傳動系統(tǒng)零件的壽命 , 改善汽車行使的舒 適性,并使汽車平穩(wěn)起步。扭轉減振器主要由從動片，從動盤轂，摩擦片，減 振盤，減振彈簧等組成，由下圖 4.1 可以看出，摩擦片 1， 13 分別用鉚釘 14 ， 15 鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片 5 用限位 銷 7 和減振 12 鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在一 起了。在從動片

10、 5 和減振盤 12 上圓周切線方向開有 6 個均布的長方形窗孔， 在在從動片 和減振盤之間的從動盤轂 8 法蘭上也開有同樣數目的從動片窗 孔，在這些窗孔中裝有減振彈簧 11 ,以便二者彈性的連接起來。 在從動片和 減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動 盤轂之間還裝有減振摩擦片 6，9 o當系統(tǒng)發(fā)生扭轉振動時， 從動片與減振盤 相對從動盤轂發(fā)生來回轉動，系統(tǒng)的扭轉能量會很快被減振摩擦片的摩擦所 吸收。 圖3-1扭轉減振器結構圖 1 ,13 —摩擦片；2 ,14 ,15 —鉚釘；3 —波形彈簧片；4 —平衡塊；5 —從 動片；6，9 —減振摩擦；7—

11、限位銷；8 —從動盤轂；10 —調整墊片；11 — 減振彈簧；12 —減 4摩擦片的設計 4 .1摩擦片外徑D、內徑d和厚度h的確定 摩擦片外徑是離合器的主要參數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用 壽命有決定性的影響。 當離合器結構形式與摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉矩 Temax已知，適 當選取后備系數B和單位壓力 P0，可估算出摩擦片外徑。 摩擦片外徑D（ mm ）也可以根據發(fā)動機最大轉矩 Temax（ N.m ）按如下經驗 公式選用 D Kd ； Temax （3.1 ） 式中，Kd為直徑系數，取值范圍見表 3-1 o 由選車型得 Temax二 372N m， KD

12、=17 ， 則將各參數值代入式后計算得 D=328mm 表3-1直徑系數Kd的取值范圍 車 型 直徑系數Kd 乘用車 14.6 最大總質量為1.8?14.0t的商用車 16.0?18.5（單片離合器） 13.5?15.0（雙片離合器） 最大總質里大于14.0t的商用車 22.5 ?24.0 根據離合器摩擦片的標準化，系列化原則，根據下表 3-2 表3-2離合器摩擦片尺寸系列和參數（即 GB1457 — 74 ） 外徑D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 內徑d/mm 110 125 140

13、150 155 165 175 190 195 厚度h/ 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 C =d/D 0.68 0.69 0.70 0.66 0.58 0.58 0.58 0.55 0.54 7 4 0 7 9 3 5 7 0 1 - C 3 0.67 6 0.66 7 0.65 7 0.70 3 0.76 2 0.79 6 0.80 2 0.80 0 0.82 7 單位面積 F/ cm3 106 132 160 221 302 4

14、02 466 546 678 可?。耗Σ疗嚓P標準尺寸：外徑 D=300mm 內徑d=175mm 厚度 h=3.5mm 4.2 摩檫片的材料選取與與從動片的固緊方式 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據汽 車的的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求： （1 ）應具有較穩(wěn)定的摩擦系數，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦 系數的影響小。 （2） 要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。 （3） 要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好 （4） 熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦 （5） 磨合性能要好，不

15、致刮傷飛輪與壓盤等零件的表面 （6 ）油水對摩擦性能的影響應最小 （7 ）結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象 由以上的要求，目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片， 是由耐熱和 化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑與其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦 系數大約在0.3左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定，溫度，滑磨 速度與單位壓力的增加都將摩擦系數的下降和磨損的加劇。 所以目前正在 研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、 耐磨和較高摩擦系數（可達0.5左右） 的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。 在該設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固緊摩擦片的方法采用較 軟的黃銅鉚釘直接鉚接，

16、采用這種方法后，當在高溫條件下工作時，黃銅鉚 接有較高的強度，同時，當釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像 鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表 面上對摩擦系數的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦 片方便等優(yōu)點 5扭轉減振器主要參數選擇與設計計算 離合器從動盤上扭轉減振器的性能參數計算： （1 ）確定發(fā)動機飛輪處激振力矩諧量和發(fā)動機工作轉速范圍的頻諧； （2）選擇車輛傳動系動力學計算模型，寫出計算模型的運動方程，并確 定計算模型中有關車輛的慣性參數和彈性參數，同時要對扭轉減振器的特性 進行初步估算； （3） 找出簡化模型在

17、各檔下的固有頻率和振型，把它和激振頻率作比 較，由此確定在各檔下發(fā)動機工作轉速范圍內出現(xiàn)共振的可能性； （4） 選擇不同的摩擦力矩，使用計算機根據計算模型作數值模擬計算, 確定最佳摩擦力矩，依據是，考慮在各檔下發(fā)動機的所有工況，在變速器輸 入軸上的彈性力矩幅值為最?。? ( 5)確定預緊力矩 (6) 有摩擦力矩、極限力矩和預緊力矩，確定減振彈簧的布置尺寸與 幾何尺寸，確保減振彈簧有足夠的使用壽命； ( 7 )對帶減振器的從動盤做功能試驗和壽命實驗，最終精確確定減振 器參數。減振器的扭轉剛度 K 和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩 T 是兩個主要 參數。其設計參數還包括極限轉矩 Tj 、預緊轉矩

18、Tn 和極限轉角 j 等。 5.1 扭轉減振器的極限轉矩 Tj 極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時所能傳 遞的最大轉矩， ，即限位銷其作用的轉矩。它與發(fā)動機最大轉矩有關，一般 可取 Tj= ( 1.5~2.0 ) Temax (1-1) 式中：商用車，系數取 1.5;乘用車，取 2.0 ；Temax 為發(fā)動機最大轉矩。 本設計中設計的為 EQ1108k 型柴油車離合器的扭轉減振器所以系數取 1.5。 由設計任務書中可知式 Temax =700N.m 帶入式 (1-1) 中計算可得 Tj= 1.5 700 1050 N.m 5.2 扭轉角剛度 k 扭轉減振器

19、的角剛度是指離合器從動片相對于其從動盤轂轉 1rad 所需 的轉矩值。為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度足 K ， 使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用 工作轉速范圍內。 K 決定于減振彈簧的線剛度與其結構布置尺寸。 設減振彈簧分布在半徑為 R0 的圓周上，當從動片相對從動盤轂轉過 弧 度時，彈簧相應變形量為 R0 。此時所需加在從動片上的轉矩為 2 T =1000 K Z j R02 (1-2) 式中，T為使從動片相對從動盤轂轉過 =0.07弧度所需加的轉矩(N m); K為每個減振彈簧的線剛度(N / mm) ; Zj為減振彈簧個數；Ro為減振彈簧 位置半徑 (m)

20、 。 根據振動理論，對于隔振的要求，如果要把傳動系的固有頻率降低至發(fā) 動機工作轉速范圍以外，減振器的扭轉剛度甚至要降到 1N.m/( 0)以下。由K 的定義可知，為了能保證傳遞發(fā)動機的轉矩，結構上需要減振器有很大的轉 角，即減振彈簧相應的變形量要很大，這在事實上是很可能的。通常為了防 止彈簧過載早期失效，在結構上設計有限位銷，限制減振彈簧傳遞最大轉矩 時的轉角。因此存在兩方面問題：第一，減振器的扭轉剛度不可能太低，這 就較難做到避開共振；第二，在一定的扭轉剛度下其傳遞轉矩的能力受到限 制，這樣傳動系因轉矩變化所引起的動載荷不能得到有效緩沖，而降低動載 荷又是汽車上采用減振器的主要目的之一(尤

21、其是載貨汽車) 。 因此，確定扭轉減振器的扭轉剛度應和確定減振器的傳遞極限轉矩 Tj 的 能力有一定的關聯(lián)。極限力矩 Tj的定義為：當減振器在消除了限位銷與從動 盤轂缺口之間的間隙時，減振器所能傳遞的最大力矩。 根據扭轉剛度的定義 k =T/ ，則 2 k =1000 K Z j R02 (1-3) 式中k為減振器扭轉剛度(N m / rad)。 設計時可按經驗來初選 k 13T j (1-4) 本設計初選 k =10 T j= 10 1050 。 5.3 阻尼摩擦轉矩 T 由于減振器扭轉剛度 k 受結構與發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低， 故在發(fā)動機轉速范圍內共振現(xiàn)

22、象往往難以避免。減振器的阻尼裝置可用于較 小共振振幅并盡快衰減振動。因此，必須合理的選擇阻尼裝置的摩擦力矩， 以使系統(tǒng)扭轉振動的振幅為最小。故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地 消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩 T 一般可按下式初選 T = ( 0.06 ? 0.17 ) Temax (1-5) 本設計中根據設計要求取系數為 0.08 T = 0.08 700 56N.m 在驅動工況下，由于發(fā)動機的轉矩要通過從動盤的減振彈簧傳出，因此 扭轉減振器剛度的降低受到限制， 往往難以達到完全避開共振的目的。 此時， 只有通過系統(tǒng)的阻尼來壓低共振峰值，已達到降低變速器噪聲的目的。

23、利用 數學模型通過數值模擬分析，可以找到摩擦力矩和扭轉剛度的最佳組合。根 據經驗，載貨汽車離合器中扭轉減振器的摩擦力矩一般為 30-70N.m 。需要 指出的是，由于分析計算技術的進步，現(xiàn)在國外的廠商已完全有能力對整個 傳動系的關鍵部位處的扭轉振動進行可靠的計算分析，并作出評價以進行參 數調整。但是他們中的大部分在對離合器的參數進行調整時，通常仍是通過 有經驗的工程師以聲學上額定的標準為依據，由主觀上的評判來決定扭轉減 振器的扭轉剛度和摩擦力矩的最佳組合以與它們的最大、最小變化范圍。這 種憑主觀感受和經驗調整離合器減振器參數的方法能在比較短的時間內完 成，通常效果良好。 5.4. 預緊轉矩

24、Tn 對于線性特性的減振器，減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。與無預緊 力矩時相比當兩種角剛度和極限轉角分別相同時，有預緊力的極限轉矩較 大，使減振器能在較大的轉矩范圍內工作；當極限轉矩研和極限轉角分別相 同時，則其角剛度較低。究表明，「增加，共振頻率將向減小頻率的方移動， 這是有利的。但是Tn不應大于L,否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停 止工作，故取 Tn =(O . 05 ?O ? 1 5) Temax (1-6) 本設計中根據設計要求取系數為 0.10 Tn= 0.10 700 70 N.m 5.5. 減振彈簧的位置半徑R。 局的尺寸應盡可能大些，一般取 R0 =(0.

25、60 ? 0.75)d/2 (1-7) 式中d摩擦片內孔直徑(mm )。 由前邊摩擦片設計知 d=175mm ，則減振彈簧的位置半徑 R,=(0.60 ?0.75)d/2=52.5 ?61.25mm。 本設計中取R0為55mm。 5.6. 減振彈簧個數Zj Zj參照表1-1選取。 表1-1減振彈簧個數的選取 摩擦片外徑D >350 / mm 225--250 250--325 325--350 Zj 4--6 6--8 8--10 >10 已知摩擦片的外徑 300mm 由表1-1可知Zj =6 5.7 減振彈簧窗口尺寸A 查找《汽

26、車設計手冊》其推薦值 A=25?27mm 本設計中取A=26mm 。 圖1-2減振彈簧窗口 5.8減振彈簧總壓力F 當限位銷與從動盤轂之間的間隙△ 到最大值Ti時，減振彈簧受到的壓力 F = (1-8) 1或少 被消除，減振彈簧傳遞轉矩達 F為 Tj / Ro F =1050/55=19.09KN 6減振彈簧設計計算 在初步選定減振器的主要參數后， 根據離合器的總體布置，確定和計算 減振彈簧的相關尺寸。 6.1 減振彈簧的工作負荷F F= F /Zj (6-1) F=19.09/6=3.18KN 6.2 減振彈簧尺寸 圖6-1 扭轉減振彈簧尺寸示

27、意圖 6. 2 . 1 彈簧中徑De 一般由結構布置確定，通常 De=11?15mm，本設計取13mm 6. 2 . 2 彈簧鋼絲直徑d與材料選擇 式中：扭轉許用應力［］可取550?600Mpa;通常d=3?4mm。 本設計中取d=4mm 通過計算可以選擇材料 65Mn鋼。 6. 2. 3減振彈簧剛度K 應該根據已選定的扭轉剛度 k與其分布半徑Ro,由下式計算出，即 (6-2) 578N / mm 10.5 1000 由公式(6-2)得 K= 1000 0.055 2 6 6 . 2.4減振彈簧有效圈數 (6-3) 式中：E為材料的切彈性模量，對 65Mn可取E=8.

28、3 104Mpa 由公式(6-3)得i 8.3 104 44 8 133 K—578 2.89 取 i=3。 6 . 2. 5減振彈簧總圈數n —般在六圈左右，總圈數 n和有效圈數i之間關系為n=i+ (1.5?2) 本設計取n=4。 6 . 2 . 6減振彈簧最小長度lmin 指減振彈簧在最大在最大載荷下的工作長度，考慮到此時被壓縮彈簧各 圈之間須有一定的間隙可確定為 Lmin =n ( d+ ) =1.1d n (6-4) 由公式(6-4)得 Lmin =1.1 4 4=17.6mm 6. 2. 7彈簧總變形量 I 指減振彈簧在最大工作載荷下產生的最大壓縮變形

29、量，為 I=F/K (6-5) 由公式(6-5)得 1=3.18 103/578=5.5mm 6 . 2 . 8 減振彈簧自由高度I。 指減振彈簧無負荷時的高度，為 lo=lmi n+ I (6-6) 由公式(6-6)得 lo=5.5+17.6=23.1mm 指減振彈簧壓縮時的預變形量，它與選取的預緊力矩 Tn有關，其計算公 式為 (6-7) 由公式(6-7) 得 I 576 70 6 55 10 3 0.36 mm 6. 2 . 10減振彈簧工作高度I 它關系到等零件窗口尺寸的設計，為 l=l 0- I (6-8)由公式(6-8)得l=23

30、.1-0.36=22.74mm ，取工作高度為 23mm，則預 變形量為0.1mm。 6.3 從動盤鋼片相對從動盤轂的最大轉角 j 減振器從從預緊轉矩增加的極限轉矩時，從動盤鋼片相對從動盤轂的極 限轉角j為 i =2arcsin - =12 0 j 2R。 (6-9) 式中，丨為減振彈簧的工作變形量。 j通常取3°72。，對平順性要求高或對工作不均勻的發(fā)動機， j取 上限。 由公式(6-9)得 j ?2arcsin=5.6 0 6.4 限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙 (6-10) 式中:R2為限位銷安裝半徑。 值一般為2..5?6mm。 由公式(6-9)得 60 si

31、n 5.6 5.85mm 6.5 限位銷直徑d ' d '按結構布置選定，一般d =9.5?12mm。本設計取 d =10mm 。 7 從動片設計 7.1 從動片選材與厚度設計 設計從動片時，要盡量減輕其重量，并應使其質量的分布盡可能地靠近 旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。這是因為在汽車行駛中進行換擋時，首 先要切斷動力分離離合器，而在變速器掛擋過程中，與變速器第一軸相連的 離合器從動盤的轉速一定要發(fā)生變化，或是增速，或是減速。離合器從動盤 轉速的變化將引起慣性力，慣性使變速器換擋齒輪的輪齒間產生沖擊或使變 速器中的同步器裝置加速磨損。慣性力的大小與從動盤的轉動慣量成正比， 因此為

32、了減少轉動慣量以減輕變速器換擋時的沖擊，從動片要求質量輕，具 有軸向彈性，硬度和平面度高。材料常用中碳鋼板(50號或85號)或65Mn 鋼板。一般厚度為1.3-2.5mm ，表面硬度為38-48HRC。 本設計，從動片由2.0mm厚的65Mn鋼板沖壓而成，并且將其外緣的 盤形部分磨薄至1mm，以減小其轉動慣量。 7.2 從動片的結構選擇 為了使離合器結合平順，保證平穩(wěn)起步，本設計中從動盤鋼片鋼片做成 具有軸向彈性的結構。這樣，在離合器結合過程中，主動盤和從動盤之間的 壓力是逐漸增加的。 現(xiàn)代常用的具有軸向彈性的從動盤鋼片，主要有三種結構形式：整體式 彈性從動盤鋼片結構，分幵式彈性從

33、動盤鋼片結構， 組合式從動盤鋼片結構。 本設計選擇整體式彈性從動盤鋼片結構。其主要尺寸有摩擦片尺寸決定。 8 從動盤轂設計 從動片轂是離合器中承受載荷最大的零件， 它幾乎承受由發(fā)動機傳來 的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上， 花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑與發(fā)動機的最大轉矩 Temax由表4-1選取。 選取，齒數n=10,外徑D =40mm，內徑d =32mm ,齒厚b=5mm 有效長度l=40mm 表4-1從動盤轂花鍵的尺寸 從動盤 發(fā)動機轉矩 花鍵 花鍵 花鍵 鍵齒 有效 擠壓 外徑 emax/N ?m 齒數 外徑 內徑 寬

34、 r H [/ 齒長 應力 D/mm n D/mm d/mm l/mm /MPa b/mm 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 3

35、2 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 從動盤轂的軸向尺寸不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使 分離不徹底。從動盤轂一般采用鍛鋼 （如35，45，40 Cr等），并經調質處 理，表面和心度一般在26-32HRC.為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性， 可 采用鍍鉻工藝，對減振彈簧窗口與與從動片配合處，應進行高頻處理。 花鍵強度校核： 由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破環(huán)，所以花鍵要 進行擠壓應力計算，當應力偏大時可適當增加花鍵轂的軸向長度 擠壓

36、應力的計算公式如下： (4-1) 式中P—花鍵的齒側面壓力，N。它由下式確定： d',D'—分別為花鍵的內外徑 Z—從動盤轂的數目 Temax —發(fā)動機最大轉矩 n —花鍵齒數 h —花鍵齒工作高度，h (D' d')/2 I—花鍵有效長度 由公式(4.1) c擠壓=8Temax 8Temax 8 700 ' ' ' ' -9 (D d )Znl(D d ) (40 32) 1 10 40 (40-32) 10 12.6Mpa<20Mpa 所以滿足設計要求 9 減震盤與減振摩擦片的設計 9.1 減震盤的設計 由前邊零件裝配關系與參照同類車型，可以確定減震盤內徑為 d=58mm ，外徑 D=175mm ，厚度 h=6mm。 9.2 減振摩擦片的設計 由前邊零件裝配關系與參照同類車型，可以確定減震盤內徑為 參 考 文 獻（小 3 號黑體，加粗， 居中） [1] xxxxxxx（小號宋體，行距 1.5 倍）XXXXX [2] xxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx> X [3] xxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx 致 謝（小 3 號黑體，加粗，居中） XXXXXXXXX（4b號宋體，1.5 倍行距）XXXXXXXXXXXXXXXXXX XXX