汽車設計課程設計

1、<p><b>　　第一章 緒論</b></p><p><b>　　1.1 前言</b></p><p>　　對于內(nèi)燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成</p><p>　　而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成。目前，各種汽車廣</p><p>　　

2、泛采用的摩擦離合器是一種依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離</p><p>　　的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構和操作機構等四部分。</p><p>　　離合器的主要功用是:</p><p>　　確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系統(tǒng)分離，減少變速器中</p><p>　　換擋齒輪之間的沖擊；</p>

3、<p>　　在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系統(tǒng)所承受的最大轉矩，以</p><p>　　防止傳動系各零部件因過載而損壞；</p><p>　　有效地降低傳動系中的振動和噪聲；</p><p>　　切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳</p><p><b>　　動系統(tǒng)平順地結合。<

4、;/b></p><p>　　為使離合器起到以上幾個作用，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器，摩擦離合器所能傳遞的最大扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面狀況等。即主要取決于離合器基本參數(shù)和主要尺寸。</p><p>　　隨著汽車發(fā)動機轉速、功率的不斷提高和汽車電子技術的高速發(fā)展，人們</p><p>　　對合器的要求越來越高。從

5、提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。</p><p>　　1.2東風日產(chǎn)軒逸介紹---都市白領的選擇</p><p>　　“軒”在古語中表示華麗的車，而“逸”則有安逸、舒適

6、、超群的意思?！败幰荨背浞诛@示了該車優(yōu)雅的設計格調(diào)和行云流水的駕馭感受，喻示給人帶來無限愉悅的嶄新體驗，洞悉人性，舒逸雋永，將為中高級轎車的品位及駕乘樹立全新標準。</p><p>　　軒逸是日產(chǎn)全球同步推出的一款全新戰(zhàn)略車型，采用創(chuàng)新設計搭載先進技術。S動態(tài)曲線打造的外形時尚大氣，2700MM的超長軸距營造寬敞的后排膝部空間，讓乘坐舒適自如；全新航空鋁合金引擎和新一代XTRONICCVT無級變速器完美匹配，加速

7、順暢且環(huán)保節(jié)能；另外軒逸還配備三色倒車影像、6碟DVD影音系統(tǒng)、記憶電動座椅等眾多人性化便利裝備，讓駕乘成為一種愉悅享受。 </p><p>　　“軒逸”具有個性典雅、從內(nèi)到外無處不在的S動態(tài)曲線設計，由MR20DE發(fā)動機與日產(chǎn)第三代XTRONICCVT無級變速器完美組合所帶來的平滑駕駛感受和低油耗，還有著極為舒適便捷的“現(xiàn)代家居般”內(nèi)部空間——包括長達2.7米的軸距，多達680毫米的后排腿部空間。該車不僅展現(xiàn)

8、出一種“藝術品”式的風范和未來車型的設計理念，同時也強調(diào)和突出了人車交流的感受性，從某種意義上說它代表的是今后中高級市場上新車型的發(fā)展趨勢；加之此番“軒逸”新車配置和價格的吸引力，將給中高級車市帶來較大的影響。 “軒逸”的配置和定價都建立在用戶需求的前提之上，對它的市場前景，東風日產(chǎn)也十分看好。任勇表示：“目前，中高級車市場細分已非常明顯，消費環(huán)境更加成熟。消費者對車型的個性化、功能性、市場認知度等各方面都有所要求。越來越多的中高級車用

9、戶開始注重品位的追求、愉悅身心和享受生活，而‘軒逸’正是滿足這一群體需求的新一代標桿車型。”</p><p>　　軒逸這個概念詞可以用以下的話作為代表，軒逸是富有內(nèi)涵令人心動的優(yōu)雅轎車。軒逸以S動態(tài)曲線為設計主題，不管是外觀或者是內(nèi)飾具有優(yōu)美的造型曲線，同時具有極佳的功能性，通過設計師的巧妙設計，將兩者絕妙融合在一起。 在內(nèi)飾部分，軒逸采用了先進的設計概念。在外觀由多層次優(yōu)美的曲線和飽滿的曲面構成流暢的感覺。

10、</p><p>　　商品亮點的第二個部分，軒逸搭載日產(chǎn)全新技術帶來的高質(zhì)感的駕乘感覺。這次軒逸所搭載的全新2.0發(fā)動機，這款發(fā)動機代碼是MR20DE，由全鋁合金制成的，通過全新技術的采用，MR20DE發(fā)動機實現(xiàn)高輸出功率、高輸出扭矩、輕量化、低油耗、低噪音以及符合歐四的排放法規(guī)。</p><p>　　在MR20DE發(fā)動機搭載了CVT的技術，使得MR20DE在不同的轉速下獲得最佳的進氣和排

11、氣效率，使得在保證發(fā)動機高轉速扭矩的同時我們也提高了中低轉速的扭矩，所以在乘駕過程當中適時提高動力的充沛感覺。 </p><p>　　整個MR20DE發(fā)動機最大功率在5200轉的時候達到一百千瓦，最大扭矩的部分是在4400的時候達到289扭米。日產(chǎn)全新第三代帶狀的XTRONICCVT，它的動力傳輸是靠全新開發(fā)的鋼帶，以往其它公司所提供的CVT變速箱是傳動的方式，鋼帶是由四百個高度鋼片組成，完全提高了整個鋼帶的可

12、靠度。</p><p>　　寬敞的空間內(nèi)飾的裝備，打造成體貼的待客空間。軒逸擁有同級車最大的后排空間，高達680毫米的距離，同時在車內(nèi)也達到1876毫米的最大有效室內(nèi)長，不管是乘坐在前座或者是后排乘客，都可以輕松舒適調(diào)整到最佳的坐姿，得到完全的放松。 </p><p>　　其次在整個車內(nèi)這次軒逸也搭載了全新的智能空調(diào)，使得車內(nèi)的空氣永保清新。智能空調(diào)包含三部分，首先是全自動的空調(diào)，其次本身

13、具有一般高級車所帶有的正負等離子清新空調(diào)的功能，第三這次軒逸在隔柵上加了感知器，通過對于車外空氣清潔度的感知，切換空氣內(nèi)外換的清新。我們提供的智能鑰匙也具有整個與駕駛座，以及駕駛者習慣的連動功能的調(diào)整，給駕駛者絕對尊容的駕乘感受。軒逸搭載了先進的高科技裝備HID雙光高亮度氙氣頭燈。</p><p><b>　　1.3課程設計目的</b></p><p>　　汽車設計課

14、程是培養(yǎng)學生具有汽車設計能力的專業(yè)基礎課，課程設計則是學生在學習了《汽車構造》、《汽車制造技術》、《汽車設計》、《AutoCAD2010》、《機械制圖》等課程后一項重要的實踐性教學環(huán)節(jié)，</p><p><b>　　基本的目的是：</b></p><p>　　通過課程設計，綜合運用汽車設計課程和其它選修課程的理論和實踐知識，解決汽車設計問題，掌握汽車設計的一般規(guī)律，樹

15、立正確的設計思想，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力；</p><p>　　學會分析和評價汽車及各總成的結構與性能，合理選擇結構方案及有關參數(shù)，掌握一些汽車主要零部件的設計與計算方法；</p><p>　　學會考慮所設計部件的制造工藝性、使用、維護、經(jīng)濟和安全等問題，培養(yǎng)汽車設計能力；</p><p>　　通過計算，繪圖，熟練運用標準，規(guī)范，手冊，圖冊和查閱有關技術資料，

16、進一步培養(yǎng)學生的專業(yè)設計技能；</p><p>　　鼓勵學生充分利用計算機進行參數(shù)的優(yōu)化設計，CAD繪圖，鍛煉學生利用計算機進行設計和繪圖的能力。</p><p><b>　　1.4設計要求</b></p><p>　　通過課程設計，對轎車離合器的結構、從動盤總成、壓盤和離合器蓋總成及</p><p>　　膜片彈簧的設計

17、有比較深入的熟悉并掌握。首先通過查閱文獻、上網(wǎng)查閱資料，了解汽車離合器的基本工作原理，結構組成及功能；通過對車型分析，路況分析和型式分析，制定出總體設計方案。并對轎車膜片彈簧離合器進一步的認知和建模，并在指導老師的幫助下完成膜片彈簧離合器設計。</p><p>　　為了保證離合器具有良好的工作性能，對汽車離合器設計提出如下</p><p><b>　　基本要求： </b&g

18、t;</p><p>　　在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩并有適當?shù)霓D矩儲備；</p><p>　　接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊；</p><p>　　分離時要迅速、徹底；</p><p>　　離合器從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損；</p>&l

19、t;p>　　應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，</p><p><b>　　延長其使用壽命；</b></p><p>　　應使傳動系避免扭轉共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力；</p><p>　　操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞； </p><p>　　作用在從動盤上的

20、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，以保證有穩(wěn)定的工作性能；</p><p>　　應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長； </p><p>　　結構應簡單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。</p><p><b>　　本次設計要求如下：</b></p><p>　　離

21、合器裝配圖一張 視圖投影準確，結構合理，畫法規(guī)范，圖面整潔，字體按規(guī)定用工程字書寫，標題欄及零件明細表完整；</p><p>　　零件圖要求結構合理，尺寸公差標注規(guī)范，基準選擇恰當；</p><p>　　課程設計說明書一份；</p><p>　　零件三維圖、汽車照片。</p><p><b>　　1.5 設計步驟</b&g

22、t;</p><p>　　熟悉離合器結構及相關理論知識；</p><p>　　根據(jù)所給題目進行車型分析，道路情況分析，所設計部件型式分析，進行主要參考型選擇以及設計計算；</p><p>　　繪制離合器總成裝配圖；</p><p><b>　　繪制主要零件圖；</b></p><p><b&

23、gt;　　編寫設計說明書；</b></p><p><b>　　答辯。</b></p><p>　　第二章 離合器方案的確定</p><p><b>　　2.1 車型分析</b></p><p>　　軒逸是東風日產(chǎn)中高級系列轎車之一，東風日產(chǎn)軒逸是一款注重家庭用車需求的車型，較大的乘坐空

24、間滿足了載物的需求。外形很漂亮，不僅是造型設計時尚，做工精致也讓軒逸看起來舒服順眼。作為一款家用車，軒逸的動力并不算強，駕駛起來感覺溫和，車內(nèi)也是淺色溫馨的設計。（本次設計的是軒逸2009款2.0L T科技天窗版轎車的離合器，該車具體車型參數(shù)如下： </p><p>　　車型名稱：軒逸 2009款 2.0L 科技天窗版 </p><p><b>　　車身：</b>&l

25、t;/p><p><b>　　發(fā)動機：</b></p><p><b>　　底盤：</b></p><p><b>　　車輪：</b></p><p><b>　　2.2 方案選擇</b></p><p>　　2.2.1從動盤數(shù)的選擇：

26、單片離合器</p><p>　　單片離合器：對乘用車和最大質(zhì)量小于6t的商用車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設有一片從動盤。</p><p>　　單片離合器的結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底，采用軸向有彈性的從動盤可保證結合平順。</p><p>　　圖2-1 單片離合器

27、 圖2-2 雙片離合器</p><p>　　2.2.2壓緊彈簧和布置形式的選擇：推式膜片彈簧離合器</p><p>　　周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞扭矩的能力降低，另外，彈簧壓到它定位面上，造成接觸部位嚴重磨損，會出現(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。</p><p>　　圖2-3 離合器總成圖</p>

28、;<p>　　中央彈簧此結構軸向尺寸大。</p><p>　　膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有特殊結構的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指部分組成。</p><p>　　(1)膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比，</p><p><b>　　有如下優(yōu)點：</b></p><p>　　膜片彈簧具有較理想的非線

29、性彈性特性，彈簧壓力在摩擦片的允許磨損</p><p>　　范圍內(nèi)基本保持不變，因而離合器工作中能保持傳遞的轉矩大致不變；相對圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降，離合器分離時，彈簧壓力有所下降，從而降低了踏板力。對于圓柱螺旋彈簧，其壓力則大大增加。</p><p>　　膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸</p><p>　　小，零件數(shù)目少，質(zhì)量

30、小。</p><p>　　高速旋轉時，彈簧壓緊力降低少，性能較穩(wěn)定；而圓柱螺栓彈簧壓緊力</p><p><b>　　則明顯下降。</b></p><p>　　膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，</p><p><b>　　磨損均勻。</b></p><

31、;p>　　易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長。</p><p>　　膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。</p><p>　　近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，膜片彈簧離合器不僅在乘用車上被大量采用，而且在各種形式的商用車上也被廣泛采用。</p><p>　　(2)推式膜片彈簧離合器是目前汽車離合器

32、中比較流行的新結構。它克服了拉式膜片彈簧離合器分離軸承的結構復雜和拆裝較困難的缺點。</p><p>　　推式膜片彈簧是一種傳統(tǒng)的膜片彈簧離合器，使其結構簡單、緊湊。零件數(shù)目更少，質(zhì)量更小。它是以中部與壓盤相壓，在同樣壓盤尺寸下可采用直徑較小的膜片彈簧，從而可以減小離合器的總體尺寸。而并不增加踏板力，在接合和分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，故分離效果更高，拉式杠桿比大于推式杠桿比，傳動效率更高，使用壽命長

33、，它的分離與分離軸承套筒總成裝在一起，需專門分離軸承，結構復雜。</p><p>　　推式摸片彈簧結構簡單，安裝拆卸較簡單，分離行程比拉式小。故選擇推式膜片彈簧。</p><p>　　2.2.3膜片彈簧的支撐形式選擇：雙支承環(huán)形式</p><p>　　推式膜片彈簧的支承形式有三種——雙支承環(huán)形式，用臺階式鉚釘將膜片彈簧、兩個支撐環(huán)與離合器蓋定位鉚合在一起；單支撐環(huán)形

34、式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環(huán)上；無支承環(huán)形式，將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋沖出的環(huán)形凸臺上。</p><p>　　本次設計采用雙支承環(huán)形式。</p><p>　　綜上所述，本次課程設計采用單片推式膜片彈簧離合器。膜片彈簧離合總成由膜片彈簧、離合器蓋、壓盤、傳動片和分離軸承總成等部分組成。</p><p>　　圖2-4 雙支撐環(huán)式</p&g

35、t;<p>　　圖2-5 單支撐環(huán)式</p><p>　　圖2-6 無支撐環(huán)式</p><p>　　2.2.4 壓盤驅(qū)動形式選擇：傳動片式</p><p>　　壓盤驅(qū)動形式共有——凸塊-窗孔式、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動片式等多種。前幾種的缺點是在聯(lián)接件間有間隙，在驅(qū)動中將產(chǎn)生沖擊噪聲，而且零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低離合器傳動效率。</

36、p><p>　　彈性傳動片式是近年來此結構中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，簡單可靠，壽命長。</p><p>　　故選擇彈性傳動片式。</p><p>　　2.2.5 扭轉減振器</p><p>　　它能降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率，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(chǎn)生的瞬態(tài)扭振，控

37、制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭振與噪聲，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。</p><p><b>　　故要有扭轉減振器。</b></p><p>　　2.2.6膜片彈簧離合器的工作原理</p><p>　　由下圖可知，離合器蓋與發(fā)動機飛輪用螺栓緊固在一起，當膜片彈簧被預加壓緊，離合器處于接合位置時，由于膜

38、片彈簧大端對壓盤的壓緊力，使得壓盤與從動摩擦片之間產(chǎn)生摩擦力。當離合器蓋總成隨飛輪轉動時(構成離合器主動部分)，就通過摩擦片上的摩擦轉矩帶動從動盤總成和變速器一起轉動以傳遞發(fā)動機動力</p><p>　　要分離離合器時，將離合器踏板踏下，通過操縱機構，使分離軸承總成前移推動膜片彈簧分離指，使膜片彈簧呈反錐形變形，其大端離開壓盤，壓盤在傳動片的彈力作用下離開摩擦片，使從動盤總成處于分離位置，切斷了發(fā)動機動力的傳遞&

39、lt;/p><p>　　圖2-7 膜片彈簧離合器結構</p><p>　　第三章 離合器基本參數(shù)的確定</p><p>　　摩擦離合器是靠存在于主、從動部分摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉矩的。離合器的靜摩擦力矩 為： </p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中，f為

40、摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計算式一般取0.25-0.30；F為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力； 為摩擦片的平均摩擦半徑；Z為摩擦面數(shù)，單片離合器的Z=2，雙片離合器的Z=4。</p><p>　　為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時 應大于發(fā)動機最大轉矩，即</p><p><b>　　（3-2）</b></p><p>

41、　　式中， 為發(fā)動機最大轉矩；β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)動機最大轉矩之比，β必須大于1</p><p><b>　　3.1 后備系數(shù)β</b></p><p>　　后備系數(shù)β是離合器設計中的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇β時，考慮到摩擦片在使用中磨損后仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間

42、過長、防止傳動系統(tǒng)過載以及操縱輕便等因素。因此，在選擇β時應考慮以下幾點：</p><p>　　為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩，β不宜選取太??；</p><p>　　為減少傳動系過載，保證操縱輕便，β又不宜選取太大；</p><p>　　當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β可選取小些；</p><p>　　當使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離

43、合器滑磨，β應選取大些；</p><p>　　汽車總質(zhì)量越大，β也應選得越大；</p><p>　　柴油機工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的β值應比汽油機大些；</p><p>　　發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，β可選取小些；</p><p>　　膜片彈簧離合器選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；</p><p>　　雙

44、片離合器的β值應大于單片離合器。 </p><p>　　各類汽車離合器β的取值范圍見表3-1。</p><p>　　表3-1 離合器后備系數(shù)β的取值范圍</p><p>　　本次課程設計的對象為東風日產(chǎn)汽車，屬于乘用車，故本次課程設計的后備系數(shù)β范圍為1.20-1.75，</p><p><b>　　初取取β=1.3。</b&

45、gt;</p><p>　　3.2 單位壓力P0</p><p>　　單位壓力P0決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。</p><p>　　離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數(shù)較小時， P0應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷， P

46、0應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大P0 </p><p>　　當摩擦片采用不用的材料時，P0取值范圍見表3-2。</p><p>　　表3-2 摩擦片單位壓力P0的取值范圍</p><p>　　本次設計摩擦片為石棉基材料，P0選擇：0.10≤P0≤1.50MPa, </p><p>　　初取P0=0.25MPa。</p>&

47、lt;p>　　3.3 摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b</p><p>　　摩擦片外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質(zhì)量和使用壽命有決定性的影響。</p><p>　　當離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉矩 已知，適當選取后備系數(shù)β和單位壓力P0，可估算出摩擦片的外徑，即：</p><p><b>　?。?-3）</b>

48、;</p><p>　　摩擦片外徑D（mm）也可根據(jù)發(fā)動機最大轉矩 （N﹒m）按如下經(jīng)驗公式選用：</p><p><b>　?。?-4）</b></p><p>　　式中， 為直徑系數(shù)，取值范圍見表3-3。</p><p>　　表3-3 直徑系數(shù) 的取值范圍</p><p>　　本次設計的對象是

49、東風日產(chǎn)汽車，屬于乘用車，故</p><p><b>　　=14.6，</b></p><p>　　由車型分析可知改車型的發(fā)動機的最大扭矩：189Nm/4400rpm。故可算出摩擦片外徑D=200.7mm 。</p><p>　　按 初選以后，還需盡量注意摩擦片尺寸的系列化和標準化，應符合尺寸系列標準《汽車用離合器面片》表3-4為我國摩擦片尺寸

50、的標準。</p><p>　　表3-4 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)</p><p>　　故，選取摩擦片的尺寸為</p><p>　　D=250mm，d=155mm,b=3.5mm,c=0.620,單位面積 =302 。</p><p>　　為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時T應大于發(fā)動機最大轉矩，靜摩擦因數(shù)f取0

51、.3，校核p0即</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p>　　得p0=0.25Mpa.故合格，即用石棉基材料合理。</p><p>　　3.4 摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t</p><p>　　摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。各種摩擦材料的

52、摩擦因數(shù)f的取值范圍見表3-5</p><p>　　表3-5 摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍</p><p>　　本次設計取f=0.30。</p><p>　　在前面的設計分析中已經(jīng)陳述了本次設計選用的是單片推式膜片彈簧離合器，故Z=2。</p><p>　　離合器間隙△t是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證

53、摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完成接合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。本次設計取△t=3mm。</p><p>　　第四章 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化</p><p>　　設計離合器要確定離合器的性能和參數(shù)和尺寸參數(shù)，這些參數(shù)的變化直接影響離合器的工作性能和結構尺寸。這些參數(shù)的確定在前面是采用先初選、后校核的方法。下面采用優(yōu)化的方法來確定這些參數(shù)。</p><p&g

54、t;　　4.1 摩擦片外徑D（mm）</p><p>　　摩擦片尺寸應符合尺寸系列標準GB5764--86《汽車用離合器面蓋片》，所選的D應使摩擦片最大圓周速度不超過65～70m／s，以免摩擦片發(fā)生飛離。 </p><p><b>　　（4-1）</b></p><p>　　=π X 5200 X 0.250 /60=68.07

55、 m／s 70m／s</p><p>　　因此D的選取符合條件。 根據(jù)離合器摩擦片尺寸和系列參數(shù)表，且D=250mm</p><p>　　得d=155mm，c=0.62.</p><p>　　=0.0302 （4-2）=101.25mm （4-3）</p><p>　　式中， 為

56、摩擦片最大圓周速度（m/s）； 為發(fā)動機最高轉速（r/min）.</p><p>　　4.2 摩擦片的內(nèi)、外徑比c</p><p>　　摩擦片的內(nèi)、外徑比c應在0.53-0.70范圍內(nèi)，即：</p><p><b>　　（4-4）</b></p><p>　　由此可見，滿足要求。</p><p>

57、<b>　　4.3 后備系數(shù)β</b></p><p>　　為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的β值應在一定范圍內(nèi)，最大范圍為1.2-4.0。</p><p>　　根據(jù)東風日產(chǎn)的車型情況，已經(jīng)選取后備系數(shù)</p><p><b>　　滿足要求。</b></p><p>

58、　　4.4 摩擦片內(nèi)徑d</p><p>　　為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑 約50mm，即：</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p><b>　　得：</b></p><p>　　4.5單位摩擦面積傳遞的轉矩Tco</p>&

59、lt;p>　　為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即：</p><p>　?。?-6） </p><p>　　式中， 為單位摩擦面積傳遞的轉矩（N﹒m/ ）； 為其許用值（N﹒m/ ），按下表4-1選取。</p><p>　　表4-1 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值</p><p>

60、;　　在本次設計中，我們選取的D=250mm，則根據(jù)表4-1可知 =0.35 N﹒m/ 。</p><p>　　根據(jù)前面的數(shù)據(jù)和公式可以算得 =0.406 N﹒m/ ，不滿足要求。</p><p>　　重新選取摩擦片參數(shù)如下：</p><p>　　D=250mm，d=132.5mm，b=3.5mm，代入以上優(yōu)化式子中均滿足條件：</p><p

61、>　　(1) = 68.0765～70m／s ，A=353.3cm2，Rc=95.625mm， </p><p>　　(2)C =0.53,滿足條件0.53≤C≤0.70.</p><p>　　(3)β=1.30,滿足條件1.2≤β≤4.0。</p><p>　　(4)d>2R0+50,取R0<41.25mm</p><p>

62、;　　(5)選?。篬 TC0]=0.0035MPa</p><p>　　得Tc0=0.00348 Mpa ≤0.0035Mpa</p><p><b>　　4.6單位壓力P0</b></p><p>　　為降低離合器滑磨是的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力P0根據(jù)所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，P0的最大范圍為0.10-1.50M

63、Pa。</p><p>　　前面選取的P0=0.25MPa（f=0.30）滿足要求</p><p><b>　?。?-7）</b></p><p>　　4.7離合器單位摩擦面積滑磨功</p><p>　　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，離合器每一次接合的單位面積滑磨功應小于其許用值，

64、即</p><p><b>　　（4-8）</b></p><p>　　式中，為單位面積滑磨功()；為其許用值()；對于乘用車：=0.4，對于最大總質(zhì)量小于6.0t的商用車：=0.33，對于最大總質(zhì)量大于6.0t的商用車：=0.25；為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功，可根據(jù)下式計算</p><p><b>　　（4-9）&l

65、t;/b></p><p>　　式中，為汽車總質(zhì)量；為輪胎滾動半徑；為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比；為主減速器傳動比；為發(fā)動機轉速；計算時乘用車取，商用車取。</p><p>　　ma=mo+65n+αn，行李系數(shù)α=10，mo=1280（kg）得出ma=1655（kg）；</p><p>　　rr=0.225（m）；io=4.388；ig=3.454&l

66、t;/p><p>　　算得，= 8000（）,ω= 0.1133 () ，滿足要求。</p><p>　　第五章 離合器零件的結構選型及設計計算</p><p>　　5.1 從動盤總成設計</p><p>　　5.1.1 從動盤總成的結構型式的選擇</p><p>　　從動盤總成主要由摩擦片、從動片、減振器和從動盤轂等組

67、成。從動盤對離合器工作性能影響很大，應滿足如下設計要求： </p><p>　　轉動慣量應盡量小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 </p><p>　　應具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均</p><p><b>　　勻，減小磨損。 </b></p><p>　　應裝扭轉減振器，以避免傳動系共

68、振，并緩和沖擊。</p><p>　　摩擦面片采用有機材料。</p><p>　　選用帶扭轉減振器的從動盤，從動片通常用1.3～2.0mm厚的鋼板沖壓而成。將其外緣的盤形部分磨薄至0.65～1.0mm，以減小其轉動慣量。整體式彈性從動片一般用高碳鋼（如50）或65Mn鋼板，熱處理硬度38～48HRC。</p><p>　　圖5-1 汽車膜片彈簧離合器壓盤總成<

69、/p><p>　　1.摩擦片 2.從動盤本體 3.從動盤鉚釘 4.減振彈簧 5.減振器</p><p>　　6.阻尼彈簧鉚釘 7.從動盤轂 8.摩擦片鉚釘 </p><p>　　5.1.2 從動片結構型式的選擇</p><p>　　從動片設計時，要盡量減輕其重量，并應使其質(zhì)量的分布盡可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。為了使離合器結合平順，

70、保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向結構，這樣的從動片有3種結構型式：1、整體式彈性從動片；2、分開式彈性從動片；3、組合式彈性從動片。</p><p>　　選擇整體式彈性從動片，它能滿足達到軸向彈性的要求，生產(chǎn)率高。</p><p>　　5.1.3 從動盤轂的設計</p><p>　　從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它裝在變速器輸入軸前端的

71、花鍵上，一般采用齒側定心的矩形花鍵，花鍵軸與孔采用動配合。 </p><p>　　從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0～1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼(如45，40Cr等)，表面和心部硬度一般在26～32HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝，對減振彈簧窗口及與從動片配合處應進行高頻處理。</p><p>　　減振彈

72、簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等彈簧鋼絲。</p><p>　　花鍵的結構尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉矩按國標GB1144—1974選取。</p><p>　　表5-1 花鍵軸規(guī)格表</p><p>　　根據(jù)發(fā)動機最大轉矩為Temax=189Nm ，選取</p><p>　　表5-2 所選從動盤轂花鍵參數(shù)</p>

73、;<p>　　花鍵尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，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。</p><p>　　擠壓應力計算公式： 擠壓= （5-1） </p><p>　　式中，P為花鍵的齒側面壓力()

74、。它由下式確定：</p><p>　　花鍵的齒側面壓力： （5-2） </p><p>　　式中，，分別為花鍵的內(nèi)外徑； </p><p>　　Z為從動盤轂的數(shù)目,Z=1；</p><p><b>　　為發(fā)動機最大轉矩；</b></

75、p><p><b>　　為花鍵齒數(shù)；</b></p><p>　　為花鍵齒工作高度； </p><p><b>　　為花鍵有效長度。</b></p><p><b>　　則</b></p><p><

76、;b>　　故</b></p><p>　　5.2 離合器蓋總成設計</p><p>　　離合器蓋總成除了壓緊彈簧外還有離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支承環(huán)等。</p><p>　　5.2.1 離合器蓋設計</p><p>　　為了減輕重量和增加剛度，轎車的離合器蓋常用厚度約為3～5mm的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成比

77、較復雜的形狀。在設計中要特別注意的是剛度、對中、通風散熱等問題。離合器蓋的剛度不夠，會產(chǎn)生較大變形，這不僅會影響操縱系統(tǒng)的傳動效率，還可能導致分離不徹底、引起摩擦片早期磨損，甚至使變速器換擋困難。離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離杠桿、壓緊彈簧等，因此，應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。</p><p>　　對中方式采用定位銷或定位螺栓，也可采用止口對中。離合器蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。為

78、了加強離合器的通風散熱和清除摩擦片的磨損粉末，防止摩擦表面溫度過高，在保證剛度的前提下，可在離合器蓋上設置循環(huán)氣流的入口和出口，甚至可將蓋設計成帶有鼓風葉片的結構。</p><p>　　本次設計離合器蓋要求離合器蓋內(nèi)徑大于離合器摩擦片外徑，能將其他離合器上的部件包括在其中即可。</p><p>　　5.2.2 壓盤設計</p><p><b>　　對壓盤設

79、計的要求：</b></p><p>　　壓盤應具有較大的質(zhì)量，以增大熱容量，減小溫升，防止其產(chǎn)生裂紋和</p><p>　　破碎，有時可設置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。</p><p>　　壓盤應具有較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受</p><p

80、>　　熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及離合器的徹底分離，厚度約為15~25mm。</p><p>　　與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應補</p><p>　　低于15~20g.cm。</p><p>　　壓盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小。</p><p>　　初步確定壓盤厚度為15mm，外

81、徑250mm，內(nèi)徑132.5mm。材料為灰鑄鐵HT200鑄成，密度為。C=481.4J/(kg.℃)</p><p>　　壓盤的厚度初步確定后，應根據(jù)下式來校核離合器一次接合的溫升</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　式中，t為壓盤溫升（℃），不超過8~10℃；c為壓盤的比熱容，鑄鐵的比熱容為℃)； 為傳到壓盤的

82、熱量所占的比例，對單片離合器，γ=0.5；</p><p>　　可算得壓盤質(zhì)量m=3.816kg。</p><p>　　溫升t=2.177℃，滿足要求。</p><p>　　5.3離合器分離裝置設計</p><p>　　5.3.1 分離軸承</p><p>　　分離軸承在工作中主要承受軸向分離力，同時還承受在告訴旋轉時

83、離心力作用下的徑向力。以前主要采用推力球軸承或向心球軸承，但其潤滑條件差，磨損嚴重、噪聲大、可靠性差、使用壽命低。目前國外已采用角接觸推力球軸承，采用全密封結構和高溫鋰基潤滑脂，其端部形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。</p><p>　　本設計采用角接觸推力球軸承 </p><p>　　5.3.2 分離套筒</p>

84、<p>　　本設計使用的是適合拉式離合器的自動調(diào)心式分離軸承裝置。軸承外圈與分離套筒外凸緣和外罩之間以及內(nèi)圈與分離套筒內(nèi)凸緣之間都留有徑向間隙，這些間隙保證了分離軸承相對于分離套筒可徑向移動1mm左右。在外圈軸承不工作時不會發(fā)生晃動。當膜片彈簧旋轉軸線與軸承不同心時，分離軸承便會自動徑向浮動到與其同心的位置，以保證分離軸承能均勻壓緊各分離指舌尖部。這樣可以減小振動和噪聲，減小分離指與分離軸承斷面的磨損，是軸承不會出現(xiàn)過熱而

85、造成潤滑脂流失分解。延長軸承壽命。另外，分離軸承由傳統(tǒng)的外圈轉動改為內(nèi)圈轉動、外圈固定不轉，由內(nèi)圈來推動分離指的結構，適當?shù)卦龃罅四て瑥椈傻母軛U比，且由于內(nèi)圈轉動，在離心力作用下，潤滑脂在內(nèi)、外圈間的循環(huán)得到改善，提高了軸承使用壽命。這種拉式分離軸承室將膜片彈簧分離指舌尖直接壓緊在碟形彈簧與檔環(huán)之間，再用彈性鎖環(huán)卡緊，結構較簡單。</p><p>　　5.4 膜片彈簧的設計</p><p>

86、;　　5.4.1 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇</p><p>　　（1）比值H/h和h的選擇</p><p>　　比值H/h對膜片彈簧的彈性特性影響極大。當H/h< 時， 為增函數(shù)；當H/h= 時， 有一極值，該極值點恰為拐點；當H/h> 時， 有一極大值和一極小值；當H/h=2 時， 的極小值落在橫坐標上。為保證離合器壓緊力變化不打和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h一般為1

87、.5~2.0，板厚h為2~4mm。</p><p>　　初取h=3mm, H/h =1.6，H=4.8mm</p><p>　　1. 2. 3. </p><p>　　4. 5. </p><p>　　圖5-2 膜片彈簧的彈性特性曲線</p><p>　?。?）R/r比值和R、r

88、的選擇</p><p>　　研究表明，R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直徑誤差的影響越大，且應力越高。根據(jù)結構布置和壓緊力的要求，R/r一般為1.20~1.35。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值宜取為大于或等于摩擦片的平均半徑=95.625mm。</p><p>　　則可初取r=102mm，R=125mm。</p><p>&

89、lt;b>　?。?）α的選擇</b></p><p>　　膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角α與內(nèi)截高度H關系密切， 一般在9°~15°范圍內(nèi)。</p><p><b>　　可算得α=12°</b></p><p>　?。?）膜片彈簧工作點位置的選擇</p><p>　　設通過支承

90、環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷F1(N)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為λ1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示：</p><p><b>　　（5-4）</b></p><p>　　式中： ——膜片彈簧在離合器壓盤支承處的載荷（N）</p><p>　　——膜片彈簧在壓盤支承處的變形量，也即壓盤的行程（mm）</p>

91、<p>　　——彈性模量 對鋼取MPa</p><p>　　——材料的泊松比 對鋼取</p><p>　　膜片彈簧工作點位置如圖5.4.2所示，該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且 。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般 ，以保證摩擦片在最大磨損限度 范圍內(nèi)的壓緊力從 到 變化不打。當分離時，膜片彈簧工作點從B

92、變到C。為最大限度的減小踏板力，C點應盡量靠近N點。</p><p>　　圖5-3 膜片彈簧工作點位置</p><p>　?。?）分離指數(shù)目n的選擇</p><p>　　分離指數(shù)目n常取為18，大尺寸膜片彈簧可取24，小膜片彈簧可取12。</p><p>　　本次設計取n=18。</p><p>　?。?）膜片彈簧小端

93、內(nèi)徑 及分離軸承作用半徑 的確定</p><p>　　由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑， 應大于 。</p><p>　　取 =35.5mm， =38mm</p><p>　　（7）切槽寬度 、 及半徑 的確定</p><p>　　=3.2~3.5mm， =9~10mm, 的取值應滿足r- 。</p>&

94、lt;p>　　本次設計取 =3.4mm, =9mm， =93mm，滿足r- </p><p>　?。?）壓盤加載點半徑 和支承環(huán)加載點半徑 的確定</p><p>　　的取值將影響膜片彈簧的剛度。 應略大于r且盡量接近r， 應略小于R且盡量接近R。</p><p>　　本次設計，取 =104mm， =124mm。</p><p>　　5

95、.4.2膜片彈簧基本參數(shù)約束條件的檢驗</p><p>　　（1）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p>　　R/r=1.23;2R/h=83.3;R/ro=3.52</p><p>　　這些尺寸的比值都符合規(guī)定的范圍。</p><p&

96、gt;　　(2)為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半徑應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間。即</p><p><b>　　（5-6）</b></p><p><b>　　符合要求。</b></p><p>　　(3)根據(jù)彈簧結構布置要求, 與,與,與之差應在一定范圍內(nèi),即</p>&l

97、t;p><b>　?。?-7）</b></p><p>　　R-R1=1;r1-r=2;rf-ro=2.5 都符合要求。</p><p>　　(4)膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用,因此其杠桿比應在一定范圍內(nèi)先取, </p><p><b>　?。?-8）</b></p><p><

98、;b>　　符合要求。</b></p><p>　　圖5-4 膜片彈簧自由狀態(tài)</p><p>　　5.4.3 膜片彈簧材料及制造工藝</p><p>　　國內(nèi)膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質(zhì)量等要求，需進行一系列處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進

99、行強壓處理，即沿其分離狀態(tài)的工作方向，超過徹底分離點后繼續(xù)施加過量的位移，使其分離3~8次，以產(chǎn)生一定的塑性變形，從而使膜片彈簧的表面產(chǎn)生與其使用狀態(tài)反向的殘余應力而達到強化的目的。一般來說，經(jīng)強壓處理后，在同樣的工作條件下，可提高膜片彈簧的疲勞壽命5%~30%。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理，即以高速彈丸流噴到膜片彈簧表面，使其表層產(chǎn)生塑性變形，從而形成一定厚度的表面強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高承載能力和疲勞壽命

100、。</p><p>　　為了提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻淬火。在膜片彈簧與壓盤接觸圓形處，為了防止由于拉應力的作用而產(chǎn)生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應力源。</p><p>　　膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為45~50HRC，分離指端硬度為55~62HRC，在同一片上同一范圍內(nèi)的硬度差不大于3個單位。碟簧部分應為均勻的回火屈氏體和少量的

101、索氏體。單面脫碳層的深度一般不得超過厚度的3%。膜片彈簧的內(nèi)、外半徑公差一般為H11和h11，厚度公差為±0.025mm，初始底錐角公差為±10′。膜片彈簧上下表面的表面粗糙度為1.6μm，底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相互高度差一般都要求小于0.8~1.0mm</p><p><b>　　5.5 扭轉減振器</b></p&

102、gt;<p>　　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。</p><p>　　5.5.1 扭轉減振器的功用</p><p>　　降低發(fā)動機曲

103、軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率；</p><p>　　增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振影響振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬間扭振；</p><p>　　控制動力傳動系總成怠速時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和噪聲；</p><p>　　緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。</p&

104、gt;<p>　　5.5.2 扭轉減振器組成</p><p>　　用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉減振器得到了最廣泛的應用。在這種結構中，從動片和從動盤毅上都開有7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毅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毅彈性地連接在一起，從而改變了傳動系統(tǒng)的剛度。當6個彈簧屬同一規(guī)格并同時起作用時，扭轉減振器的彈性特性為線性

105、的。這種具有線性特性的扭轉減振器，結構較簡單，廣泛用于汽油機汽車中。當7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人工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉減振器。這種非線性扭轉減振器，廣泛為現(xiàn)代汽車尤其是柴油發(fā)動機汽車所采用。柴油機的怠速旋轉不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪輪齒問的敲擊。為此，可使扭轉減振器具有兩級或三級非線性彈性特性。第一級剛度很小，稱怠速級，對降低變速器怠速噪聲效果顯著。線性扭轉減振器只能在一種載荷工況(通

106、常為發(fā)動機最大轉矩)下有效地工作，而三級非線性扭轉減振器的彈性特性則擴大了適于其有效工作的載荷工況范圍，這有利于避免傳動系共振，降低汽車在行駛和怠速時傳動系的扭振和噪聲。</p><p>　　圖5-5 扭轉減振器</p><p>　　5.5.3 減振器的結構設計</p><p><b>　　(1)極限轉矩 </b></p>&l

107、t;p>　　極限轉矩是指減振器在消除了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，即限位銷起作用時的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與最大轉矩有關，一般可?。?lt;/p><p><b>　?。?-9）</b></p><p>　　式中，2.0適用乘用車，1.5適用商用車，本設計為乘用車，選取2.0。</p><p>　　代

108、入數(shù)據(jù)可得， 378 N·m。</p><p><b>　　(2)扭轉角剛度 </b></p><p>　　為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉角剛度 ，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉速范圍內(nèi)。 決定于減振彈簧的線剛度及結構布置尺寸。</p><p>　　可按下列公式初選角剛度：</p><p&

109、gt;<b>　?。?-10）</b></p><p>　　可算得， 4914N·m/rad，本設計初選=4500N·m/rad。</p><p>　　(3) 阻尼摩擦轉矩 </p><p>　　由于減振器扭轉剛度 受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置

110、的阻尼摩擦轉矩。一般可按下式初選為：</p><p>　?。?-11） </p><p><b>　　本設計取 ，可算得</b></p><p><b>　　(4) 預緊力矩 </b></p><p>　　減振彈簧安裝時應有一定的預緊。這樣，在傳遞同

111、樣大小的極限轉矩它將降低減振器的剛度，這是有利的，但預緊力值一般不應該大于摩擦力矩否則在反向工作時，扭轉減振器將停止工作。一般選取: </p><p><b>　?。?-12）</b></p><p>　　本設計取 18.9 N·m。</p><p>　　(5) 減振彈簧位置半徑</p><p>　　減振彈

112、簧位置半徑 的尺寸應盡可能大一些，一般?。?lt;/p><p>　?。?-13） </p><p>　　其中d為摩擦片內(nèi)徑，本設計取系數(shù)0.6，代入數(shù)值，得Ro=39.75mm</p><p>　　(6)減振彈簧個數(shù) </p><p><b>　　參照表5-3選取。</b></p&

113、gt;<p>　　表5-3 減振彈簧個數(shù)的選取</p><p>　　本設計D=250mm，故選取Zj=7。</p><p>　　(7)減振彈簧總壓力F</p><p>　　當限位彈簧與從動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭矩達到最大此時，減振彈簧受到的壓力F為：</p><p><b>　?。?-14）</b&g

114、t;</p><p>　　可算得，F(xiàn)=9509.43N。</p><p><b>　　(8)極限轉角</b></p><p>　　減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩時從動片相對從動盤轂的最大轉角為</p><p><b>　　（5-15）</b></p><p>　　式中：為減振

115、彈簧的工作變形量。</p><p>　　通常取3°～12°，本設計取8°。</p><p>　　(9) 限位銷與從動盤缺口側邊的間隙</p><p><b>　?。?-16）</b></p><p>　　式中：R2為限位銷的安裝半徑，λ一般為2.5～4mm。本設計取λ=3mm。</p&

116、gt;<p>　　(10) 限位銷直徑</p><p>　　限位銷直徑按結構布置選定，一般=9.5～12mm，本設計取=11mm。</p><p>　　(11) 從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸</p><p>　　為充分利用減振器的緩沖作用，將從動片上的部分窗口尺寸做的比從動盤轂上的窗口尺寸稍大一些。</p><p>　　圖5-

117、5 從動盤窗口尺寸簡圖</p><p>　　一般推薦A1-A=a=1.4～1.6mm。這樣，當?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，開始只有部分彈簧參加工作，剛度較小，有利于緩和沖擊。本設計取a=1.5mm，A=26mm，A1=27.5。</p><p>　?。?2）減振彈簧設計</p><p>　　在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振彈簧設計的相關尺寸。&l

118、t;/p><p>　　1、彈簧的平均直徑：一般由結構布置決定，通常選取=11～15mm左右。本設計選取=11mm。</p><p><b>　　2、彈簧鋼絲直徑：</b></p><p><b>　?。?-17）</b></p><p>　　P=F∑/Zj=9509.43/7=1358.49N，<

119、/p><p>　　式中：扭轉許用應力=550～600MPa,故取為600 MPa ；d1算出后應該圓整為標準值，一般3~4mm左右。代入數(shù)值，取=4.0mm，符合上述要求。</p><p>　　3、減振彈簧剛度： </p><p><b>　　（5-18）</b></p><p>　　代入數(shù)值得k=407N/m