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第二章,离合器设计,第一节 概述第二节 离合器的结构方案分析第三节 离合器主要参数选择第四节 离合器的设计与计算第五节 扭转减振器的设计第六节 离合器的操纵机构第七节 离合器主要零部件的结构设计,本章主要学习：（1）设计基本要求；（2）各种形式汽车离合器的特点及应用；（3）离合器基本参数的选择及优化；（4）膜片弹簧主要参数的选择及优化；（5）扭转减振器的设计；（6）离合器的操纵机构。,主要功能:,切断和实现对传动系的动力传递。,主要作用:,一、离合器的主要功能和作用,第一节 概述,（1）使汽车平稳起步；（2）中断给传动系的动力，配合换档；（3）防止传动系过载；（4）有效地降低传动系中的振动和噪声。,二、摩擦离合器的主要组成,主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构。操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。,第一节 概述,三、离合器工作原理,点击视频,第一节 概述,三、汽车离合器设计的基本要求,1）在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。2）接合时平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。3）分离时要迅速、彻底。4）从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。5）有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用寿命。6）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。7）操纵轻便、准确。8）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。9）应有足够的强度和良好的动平衡。10）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。,第一节 概述,汽车离合器主要采用干式盘形摩擦离合器。,按其从动盘的数目,单片双片多片,根据压紧弹簧布置形式,圆周布置中央布置斜向布置等,根据分离时所受作用力方向,拉式推式,一、汽车离合器分类,根据使用的压紧弹簧形式,圆柱螺旋弹簧圆锥螺旋弹簧膜片弹簧离合器,第二节 离合器的结构方案分析,一、从动盘数的选择,结构简单，紧凑，维修调整方便；散热良好；从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底、接合平顺。,图2-1 单片离合器,第二节 离合器的结构方案分析,1、单片离合器,缺点：传递的转矩不够大。,对乘用车和轻型、微型货车（总质量6t)，发动机的最大转矩一般不大。在布置尺寸允许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。,优点,图2-2 双片离合器,2、双片离合器,1)由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；2)在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小；3)接合较为平顺。,中间压盘通风散热不良，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。,缺点：,优点,设计时在结构上必须采取相应的措施。这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。,第二节 离合器的结构方案分析,3、多片离合器,多片离合器多为湿式。,具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使用寿命长。,优点：,缺点：,分离不彻底、轴向尺寸和从动部分转动惯量大。,主要用于重型牵引车和自卸车上的行星齿轮变速器换挡机构中。,第二节 离合器的结构方案分析,压紧弹簧：圆柱螺旋弹簧。布置形式：布置在一个或两个同心圆周上。优点：结构简单、制造容易。此结构中弹簧压力直接作用于压盘上。,缺点：易受热回火失效，当发动机最大转速过高时，周至弹簧因为受离心力作用而向外弯曲，是弹簧压紧力显著下降，离合器传递转速的能力也随之降低。,二、压紧弹簧和布置形式的选择,1、周置弹簧离合器,第二节 离合器的结构方案分析,2、中央弹簧离合器,多用于重型汽车上。,压紧弹簧：圆柱螺旋弹簧，圆锥弹簧。布置形式：布置在离合器的中心。,优点：由于可选较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力，有利于减小踏板力，使操纵轻便。通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调整 压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受热退火。,缺点：轴向尺寸较大。,第二节 离合器的结构方案分析,弹簧压力斜向作用在传力盘上,并通过压杆作用于压盘。显著优点是摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎保持不变。具有工作性能稳定、踏板力较小。此结构在重型汽车上已有采用。,3、斜置弹簧离合器,压紧弹簧：圆柱螺旋弹簧。布置形式：周边均匀倾斜布置。,第二节 离合器的结构方案分析,4、膜片弹簧离合器,优点：,膜片弹簧具有较理想的非线性特性;,(2)结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目 少，质量小;,(3)高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；,(4)压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可 提高使用寿命;,(5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长;(6)平衡性好;(7)有利于大批量生产，降低制造成本;,压紧弹簧：碟形弹簧,第二节 离合器的结构方案分析,图2-3 膜片弹簧离合器,近年来，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛采用。,4、膜片弹簧离合器,缺点：,膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高。非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。,第二节 离合器的结构方案分析,膜片弹簧离合器的分类,膜片弹簧离合器有推式和拉式两种结构形式。推式的特点：分离指在分离轴承向前推力的作用下离合器分离。拉式的特点：分离指在分离轴承向后拉力的作用下离合器分离。,第二节 离合器的结构方案分析,拉式与推式膜片弹簧离合器的性能比较,由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，常应用与轿车和货车上。,拉式膜片弹簧离合器特点,1）结构简单，零件数目更少，质量更小；2）膜片弹簧的直径较大，提高了传递转矩的能力；3）离合器盖的变形量小，分离效率高；4）杠杆比大，传动效率较高，踏板操纵轻便。5）在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。6）使用寿命更长。,缺点：拉式膜片弹簧需专门的分离轴承，结构较复杂，安装和拆卸较困难，且分离行程略比推式大些。,第二节 离合器的结构方案分析,上节课内容,第一节 概述,一、离合器的主要功能和作用,二、摩擦离合器的主要组成,三、汽车离合器设计的基本要求,第二节 离合器的结构方案分析,一、从动盘数的选择,二、压紧弹簧和布置形式的选择,三、膜片弹簧工作特点及支承形式,第二节 离合器的结构方案分析,三、膜片弹簧支承形式,第二节 离合器的结构方案分析,图2-7 推式膜片弹簧无支承环形式,图2-8 拉式膜片弹簧支承形式,三、膜片弹簧支承形式,斜头铆钉,第二节 离合器的结构方案分析,第三节 离合器主要参数的选择,离合器的静摩擦力矩：,式中:f静摩擦因数,f=0.250.30，Z 摩擦面数，是从动盘数的两倍，F工作压力，Rc 摩擦片的平均摩擦半径。,摩擦片的平均摩擦半径Rc,单元面积ds上的摩擦力矩：,整个摩擦面产生的摩擦力矩,摩擦面承受的单位压力p0,对于有Z个摩擦面的离合器，产生的摩擦力矩,当d/D0.6时，Rc可相当准确地由下式计算,离合器摩擦转矩：,式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在0.530.70之间。,第三节 离合器主要参数的选择,摩擦面平均摩擦半径分析,离合器的静摩擦力矩 与摩擦材料及结构尺寸的关系式,为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机最大转矩，即,Tc=Temax,后备系数是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。,性能参数、尺寸参数,1后备系数,基本参数:,后备系数和单位压力,摩擦片外径、内径和厚度,第三节 离合器主要参数的选择,离合器基本参数的选择,的选择原则：,为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜 选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻 便，不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小些；当使用条件恶劣，需拖带挂车时，为提高起步能力、减少滑 磨，应选取大些；货车总质量越大，也应选得越大；采用柴油机时，因工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的 值应比汽油机大些；,第三节 离合器主要参数的选择,承用车及最大总质量小于6t的商用车=1.201.75最大总质量为614t的商用车=1.502.25越野车、挂车=1.804.00,发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；膜片弹簧离合器摩擦片磨损后压力保持较稳定，值 可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的值应大于单片离合器。,的选择原则,第三节 离合器主要参数的选择,后备系数的取值范围：,2单位压力p0,第三节 离合器主要参数的选择,离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，p0应取小些；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p0。,选取原则:,表2-2,KD为直径系数。,3摩擦片外径D、内径d和厚度b,第三节 离合器主要参数的选择,（1）摩擦片外径D的估算,或,（2）摩擦片内径d的选取,在同样外径D时，选用较小的内径d虽可增大摩擦面积，提高传递转矩的能力，但会使摩擦面上的压力分布不均匀，使内外缘圆周的相对滑磨速度差别太大而造成摩擦面磨损不均匀，且不利于散热和扭转减振器的安装。摩擦片尺寸D应使摩擦片最大圆周速度不超过6570m/s，以免摩擦片发生飞离。,（3）D,d的选择原则,第三节 离合器主要参数的选择,（6）摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。,摩擦片尺寸应符合GB5764-86汽车用离合器面片。,（4）摩擦因素,摩擦片的摩擦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,（5）摩擦片面数,第三节 离合器主要参数的选择,粉末冶金材料,石棉基材料,为从动盘的两倍，取决与离合器所需要传递转矩的大小及结构尺寸。,第四节 离合器的设计与计算,一、离合器接合过程,第一阶段,第二阶段,从动盘角速度由0逐渐升高，汽车开始起步，直至离合器摩擦盘完全被压紧，摩擦转矩达到最大，从动轴角速度n至与发动机角速度e相等，之后，主、从动盘就成为一个整体运动。,McM，所以，从动部分还不能转动，汽车仍处于静止状态。,二、优化设计的数学模型,第四节 离合器的设计与计算,现代离合器设计都采用优化设计方法。优化设计的基本思想是函数极小化，是用数学规划理论来求解最优设计方案，首先把工程问题用数学方法来描述，建立数学模型。现代机械优化设计的数学模型已经模式化，可写成：,(辅助方程)s.t.(stand-by),任何一个优化问题都可以归纳为：在满足一定的约束条件下，选取适当的设计变量，使目标函数值达到最优（最大或最小）。按照建立的数学模型，可求得问题的最优解：最优方案：X*=x1*,x2*,T 最优值：F(X*),目标函数,一个完整的规格化的数学模型，包含有三个内容，即数学模型三要素，它们是设计变量X，目标函数F(X)，约束函数gu(X)和hv(X)。按照数学模型的构成不同，可以分为：,当 F(X)、gu(X)、hv(X)都是线性函数时，称为线性规划问题；当 F(X)、gu(X)、hv(X)中有一个是非线性函数时，称为非线性规划。,二、优化设计的数学模型,第四节 离合器的设计与计算,m=p=0 时，称为无约束优化问题；mp0时，称为（有）约束优化问题,后备系数取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力p0也取决于F和D及d。因此，离合器基本参数的优化设计变量可选为：,离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小。即目标函数为,三、离合器基本参数的优化,第四节 离合器的设计与计算,X=x1 x2 x3 T=F D d T,1、设计变量,2、目标函数,3)为保证离合器可靠传递转矩，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，即,第四节 离合器的设计与计算,3、约束条件,(g1(X)=vD-700),轿车和微型、轻型货车=1.201.75中型和重型货车=1.502.25越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车=1.804.00,1)摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度vD不超过6570m/s，即,2)摩擦片的内外径比c应在0.53 0.70范围内，即,表2一5 单位摩擦面积传递转矩的许用值(Nmmm2),(g7(X)=Tc0-Tc00),4)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于 减振器弹簧位置直径2Ro约50mm，即,5)为反映离合器传递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,第四节 离合器的设计与计算,7)为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即,6)为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力p0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围p0为0.101.50MPa,(g10(X)=w-w0),W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(W)，可根据下式计算,第四节 离合器的设计与计算,膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度H膜片弹簧钢板厚度h自由状态下膜片弹簧锥底角自由状态下膜片弹簧碟簧部分大、小端半径R、r(r即为分离指根部半径，与弹簧小端半径r0有区别)膜片弹簧小端内半径r0分离轴承作用半径r f压盘加载点半径R1支承环加载点半径r1分离指数目 n分离指切槽宽度l、2及半径 r e。,膜片弹簧的主要参数,五、膜片弹簧主要参数的选择,第四节 离合器的设计与计算,H/h 对膜片弹簧弹性特性的影响,1、比值H/h和h的选择,膜片弹簧的主要参数选择,膜片弹簧载荷与变形之间的关系,为保证离合器压紧力变化不大并考虑到操纵轻便。,汽车离合器用膜片弹簧,H/h=1.52.0h=24mm,2-14,第四节 离合器的设计与计算,2、比值R/r和R、r的选择,R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧刚度越大，弹性特性曲线受直径误差影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r一般为1.21.3。为使摩擦片上压力分布较均匀，R 和r的选取原则：推式的R值、拉式的r值应取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc。推式膜片弹簧：RRc，拉式膜片弹簧：rRc,3、的选择,膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H关系密切，根据几何关系:=atanH/(Rr)H/(Rr)一般,=915,第四节 离合器的设计与计算,曲线的拐点H对应膜片弹簧的压平位置，1H=(1M+1N)/2新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般 1B=(0.81.0)1H压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离时，工作点从B变到C，C点应尽量靠近N点，可最大限度地减小踏板力。,图2-14 膜片弹簧的工作点位置,4、膜片弹簧工作点位置的选择,磨损极限点：A点弹簧工作点：B点弹簧分离行程最大点：C点弹簧凸点：M点（最大力点）弹簧凹点：N点（最小力点）弹簧压平点：H点（拐点）接合时的工作区间：MH分离时的工作区间：BC弹簧可正常工作区间：AC,5、n的选取 分离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12；6、膜片弹簧小端内半径 r0及分离轴承作用半径 rf的确定 r0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，rf应大于r0,第四节 离合器的设计与计算,r0,rf,8、切槽宽度1、2及半径re的确定 1=3.2 3.5mm，2=910mm，re的取值应该满足r-re2 的要求,r0,1,2,re,7、压盘加载点半径 R1和支承环加载点半径 r1的确定 R1和r1的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于r且尽量接近r，R1应略小于及且尽量接近R,rf,上节课内容,第三节 离合器主要参数的选择,一、后备系数,二、单位压力p0,三、摩擦片外径D、内径d和厚度b,第四节 离合器的设计与计算,一、离合器接合过程,四、膜片弹簧基本参数的选择,第二节 离合器的结构方案分析,二、优化设计的数学模型,三、离合器基本参数的优化,目的：通过确定一组弹簧的基本参数，使其载荷变形特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求。,1)弹簧工作时的最大应力为最小。2)从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对值最小。3)在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分离操纵力平均值为最小。4)在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。5)选3)和4)两个目标函数为双目标。通过两个目标函数分配不同权重来协调它们之间的矛并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数。,1和2为两个目标函数的加权因子，视设计要求选定。,（2-25）,五、膜片弹簧的优化设计,1.目标函数,第四节 离合器的设计与计算,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.设计变量,膜片弹簧载荷与变形之间的关系,式中，E为材料的弹性模量；为材料的泊松比；H内截锥高度；h弹簧板厚；R、r为碟簧部分大、小端半径；R1、r1为压盘加载点和支承环加载点半径。,从膜片弹簧载荷变形特性公式可以看出，应选取H、h、R、r、R1、r1这六个尺寸参数，以及在接合工作点相应于弹簧工作压紧力F1B的大端变形量1B 为优化设计变量，即：,第四节 离合器的设计与计算,3、约束条件,1)应保证所设计的弹簧工作压紧力F1B与要求压紧力FY相等，即 F1B=f(1B)=FY,2)保证各工作点A、B、C有较合适的位置(A点在凸点M左边，B点在拐点H附近，C点在凹点N附近，应正确选择1B相对于拐点1H的位置。,3)摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F1A应大于或等于新摩擦片时的压紧力F1B，即 F1AF1B,一般1B/1H=0.81.0，即,第四节 离合器的设计与计算,5)弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即 1.20R/r1.35 702R/h100 3.5R/r05.0,6)为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，压盘加载点半径R1或r1应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 推式：(D+d)/4R1D/2 拉式：(D+d)/4r1D/2,4)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h与初始底锥角H/(R-r)应在一定范围内，即 1.6Hh2.2 9H/(R-r)15,第四节 离合器的设计与计算,9)弹簧在工作过程中B点的最大压应力rBmax应不超过其许用值，即 rBmaxrB,7)根据弹簧结构布置的要求，R1与R、r1与r、rf与r0之差应在一定范围，即 1R1-R7 0r1-r6 0rf-r04,8)膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取，即 推式：2.3(r1-rf)/(R1-r1)4.5 拉式：3.5(R1-rf)/(R1-r1)9.0,第四节 离合器的设计与计算,12)由离合器装配误差引起的弹簧压紧力的相对偏差也不得超过某一范围，即,式中，F1B为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。,10)弹簧在工作过程中A点(或A点)的最大拉应力tAmax(或tAmax)应不超过其相应许用值。tAmaxtA 或 tAmaxtA,11)由主要尺寸参数H、h、R和r制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某一范围，即,第四节 离合器的设计与计算,第五节 扭转减振器的设计,一、概述,现代汽车离合器，将扭转减振器与从动盘装在一起，构成扭转减振从动盘。,1、主要结构,扭转减振器从动盘的动力传递顺序是：从动盘本体减振器弹簧从动盘毂。,2、扭转减振器主要组成和作用,弹性元件(减振弹簧或橡胶),阻尼元件(阻尼片),主要作用：降低传动系的首端扭转刚度，降低传动系扭转固有频率，改变系统的固有振型，尽可能避开由发动机转矩主要谐波激励引起的共振。,主要作用：有效地耗散振动能量,第五节 扭转减振器的设计,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。,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冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。,扭转减振器（Torsional vibrating absorber）主要功能：,第五节 扭转减振器的设计,图2-16 单级线性减振器的扭转特性,三级非线性减振器的扭转特性,3、扭转减振器线性和非线性特性,对于柴油机发动机时，怠速时引起变速器常啮合齿轮齿间的冲击，产生怠速噪声。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。,扭转减振器具有线性和非线性特性两种。,单级线性减振器：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。,目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。三级非线性减振器的扭转特性如图示。,第五节 扭转减振器的设计,二、减振器的主要参数,极限转矩 TJ,扭转刚度 k,阻尼摩擦转矩 T,预紧转矩Tn,减振弹簧的位置半径 Ro,减振弹簧个数 Zj,减振弹簧总压力 F,极限转角,图2-17 减振器尺寸简图,第五节 扭转减振器的设计,第五节 扭转减振器的设计,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(图2-17)后能够传递的最大转矩。,1、极限转矩 Tj,Tj=(1.52.0)Temax,限位销,方法1：按发动机最大转矩计算。,方法2：按汽车后驱动轮的最大附着力矩Tmax计算。,2、扭转刚度 k,根据扭转刚度的定义：k=T/,k=1000KZj R02,设计时可按经验来初选k,减振器扭转刚度：,k13Tj,T=1000KZjR02,k决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。设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R0。此时所需加在从动片上的转矩为：,式中，K为每个减振弹簧的线刚度(N/mm)；Zj为减振弹簧个数；R0为减振弹簧位置半径(m)。,3、阻尼摩擦转矩T,扭转刚度受传扭要求的限制不能很低，所以在发动机转速范围内共振现象常难以避免。减振器阻尼装置的主要作用就是尽可能减小共振振幅并尽快衰减振动。必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩，以使系统扭振振幅为最小。一般可按下式初选 T=(0.060.17)Temax,4、预紧转矩Tn,减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将向减小频率的方向移动。但是Tn不应大于T，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，一般取 Tn=(0.050.15)Temax,第五节 扭转减振器的设计,R0的尺寸应尽可能大些，如图所示，一般取 R0=(0.600.75)d/2,5、减振弹簧的位置半径R0,位置半径,摩擦片外径Dmm 225250 250325 325350 350 Zj 46 68 810 10,6、减振弹簧个数 Zj,表26 减振弹簧个数的选取,第五节 扭转减振器的设计,7、减振弹簧总压力F,当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F为 F=Tj/R0,8、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，为减振弹簧的工作变形量。,第五节 扭转减振器的设计,三、双质量飞轮(Dual-mass Fly wheel)减振器,2)它在发动机实用转速10002000r/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。,传统从动盘减振器在特性上的局限性：,传统的汽车动力总成中，发动机飞轮和变速器之间通过扭转减振器传递扭矩并达到减振目的。,1)通用的从动盘减振器不能使传动系振动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。发动机、变速器系统固有频率一般为4070Hz，相当于四缸发动机1200 2100r/min转速，均高于怠速转速。,德国鲁克公司于1985年推出双质量飞轮减振器,第五节 扭转减振器的设计,蓝色部分为初级质量，由若干个薄钢板成形零件和一个铸造的轮毂组成，薄钢板成形零件构成放置充当弹簧减振器的圆柱弹簧的沟槽。圆柱弹簧共有三件，盘成弧形，合起来组成一个整圆。红色部分为次级质量，为一个铸造的盘形零件。初级质量通过弧形圆柱弹簧和凸缘盘将扭矩传递给次级质量。弹簧与沟槽之间形成摩擦产生阻尼。,图2-18 双质量飞轮减振器,1一第一飞轮 2一第二飞轮 3一离合器盖总成 4一从动盘 5一球轴承 6一短轴 7一滚针轴承 8一曲轴凸缘 9一联结盘 10一螺钉 11一扭转减振器,双质量飞轮减振器结构,第五节 扭转减振器的设计,双质量飞轮减振器的优点,可降低发动机、变速器振动系统的固有频率，以避免在怠速转速时的共振。,可加大减振弹簧的位置半径，降低减振弹簧刚度K，并允许增大转角，减振效果较好。,由于双质量飞轮减振器的减振效果较好，在变速器中可采用粘度较低的齿轮油而不致产生齿轮冲击噪声。由于从动盘没有减振器，可减小从动盘的转动惯量，有利于换挡。,第五节 扭转减振器的设计,双质量飞轮减振器主要适用于发动机前置后轮驱动的转矩变化大的柴油汽车中。,缺点：由于减振弹簧位置半径较大，高速时受到较大离心力的作用，使减振弹簧中段横向翘曲而鼓出，与弹簧座接触产生摩擦，使弹簧磨损严重，甚至引起早期损坏。,第六节 离合器的操纵机构,1、对操纵机构的要求,1）操纵轻便,踏板行程，轿车：80150mm，货车：180mm,踏板力要小。轿车：80150N，货车：150200N,2）摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原。,3）应有踏板行程限位装置，防止操纵机构受力过大而损坏。,4）足够刚度。,5）传动效率要高。,6）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、操纵机构结构形式选择,操纵机构形式,机械,液压,杆系,绳索,优点：结构简单、工作可靠，应用广泛。,缺点：质量大，机械效率低，在远距离 操纵时布置较困难。,优点：质量小，易实现远距离操纵。且可采用吊挂式踏板结构。,缺点：寿命较短，机械效率不高。多用于轻型轿车中。,主要组成：主缸、工作缸和管路特点：传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等。广泛应用于各种形式的汽车中。,第六节 离合器的操纵机构,第六节 离合器的操纵机构,点击视频,d1、d2分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦面面数；a1、a2、b1、b2、c1、c2为杠杆尺寸；S为分离时摩擦面间间隙。,3、操纵机构的主要计算,（1）踏板行程计算,液压式操纵机构总传动比i；,踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2两部分组成：,S0f为分离轴承自由行程,一般为1.5 3.0mm，反映到踏板上的自由行程，一般 S1=为2030mm；,第六节 离合器的操纵机构,（2）踏板力计算,F为离合器分离时压紧弹簧对压盘的总压力；,工作缸直径d2的确定与液压系统所允许的最大油压有关。考虑到橡胶软管及其他管接头的密封要求，最大允许油压一般为58MPa。对于机械式操纵机构，只需将d1和d2取消即可。,Fs为克服回位弹簧的拉力所需的踏板力，初步设计时，可忽略。,乘用车：80150N商用车：150200N,（3）分离离合器所作的功,F1：离合器接合时，压紧弹簧的总压紧力；,第六节 离合器的操纵机构,第七节 离合器的结构元件,一、从动盘总成,二、离合器盖总成,1、离合器盖,2、压盘,3、传动片,4、分离杠杆装置,三、分离轴承总成,结束返回,摩擦片的平均摩擦半径公式推导,摩擦力矩的平均摩擦半径计算参考图,设摩擦面之间的单位压力为p0，则在任意微元面积2RdR上的摩擦力对摩擦盘中心的力矩为2fp0R2dR，而摩擦面上的摩擦力矩应为：,单摩擦面的总摩擦力为,故平均摩擦半径半径为,返回,返回,