【正文】 轉(zhuǎn)減振器選型由于發(fā)動(dòng)機(jī)傳到汽車傳動(dòng)系中的轉(zhuǎn)矩是周期地不斷變化的，從而使傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。若振動(dòng)頻率與傳動(dòng)系的自振頻率相重合會(huì)發(fā)生共振，影響傳動(dòng)系中零件的壽命。為避免共振，緩和傳動(dòng)系所受的沖擊載荷，在許多汽車的傳動(dòng)系統(tǒng)中裝設(shè)了扭轉(zhuǎn)減振器，且大多數(shù)將扭轉(zhuǎn)減振器附裝在離合器的從動(dòng)盤中。 圖 21扭轉(zhuǎn)減振器工作示意圖 2— 減振彈簧； 3— 從動(dòng)盤本體； 4— 阻尼片； 離合器接合時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)飛輪和壓盤傳給了從動(dòng)盤兩側(cè)的摩擦片，帶動(dòng)從動(dòng)盤本體和與從動(dòng)盤本體鉚接在一起的減振器盤轉(zhuǎn)動(dòng)。動(dòng)盤本體和減振器盤又通過六個(gè)減振器彈簧把轉(zhuǎn)矩傳給了從動(dòng)盤轂。因?yàn)橛袕椥原h(huán)節(jié)的作用，所以傳動(dòng)系受的轉(zhuǎn)動(dòng)沖擊可以在此得到緩和。傳動(dòng)系中的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)會(huì)使從動(dòng)盤轂相對(duì)于動(dòng)盤本體和減振器盤來回轉(zhuǎn)動(dòng)，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的能量，將扭轉(zhuǎn)振動(dòng)衰減下來。 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)計(jì)算著重于減振彈簧。 1)減振彈簧的材料：采用 60Si2MnA彈簧鋼絲。 2)減振彈簧個(gè)數(shù) Zj 的選取： 當(dāng)摩擦片外徑 D250mm時(shí)，由于 D=180mm，所以 Zj 取 4。 3)減振彈簧的位置半徑 R0減振彈簧的位置半徑 R0一般取 (～)d/2,即 ~,同時(shí)為了保證離合器可靠的傳動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩，減振彈簧位置直徑 2R0 約小于摩擦片內(nèi)徑約 50mm，所以取R0=40mm。 4)極限轉(zhuǎn)矩 Tj 極限轉(zhuǎn)矩是指減振器在消除了限位銷與從動(dòng)盤轂之間的間隙時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位 銷起作用時(shí)的轉(zhuǎn)矩。它受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可?。? Tj=(～ )Temax(21)式中， Temax— 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； Tj— 極限轉(zhuǎn)矩。 乘用車取相應(yīng)系數(shù)為 ，所以 Tj=334N m。 5)扭轉(zhuǎn)角剛度 kj 為了避免引起傳動(dòng)系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)角剛度 kj，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。 kj 取決于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸： kj=KZjR02 103(22)式中 K— 每個(gè)減振彈簧的線性剛 度 (N/mm)； Zj— 減振彈簧的個(gè)數(shù)； R0— 減振彈簧位置半徑 (m)。 減振器的角剛度既要滿足傳遞足夠大的轉(zhuǎn)矩的要求，又要滿足為了避開共振而盡量降低其值的要求，這在實(shí)際上是做不到的。因此，減振器的角剛度 kj 的最后確定，常常是結(jié)構(gòu)所允許的設(shè)計(jì)結(jié)果，設(shè)計(jì)時(shí)選 kj 為： kj≤ 13Tj。 由于設(shè)計(jì)的是乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)，常工作時(shí)的轉(zhuǎn)速是較高的，且保證發(fā)動(dòng)機(jī)的工作較穩(wěn)定，所以選擇 kj 較小，取 kj=10Tj=3340N m。 這樣每個(gè)彈簧的線性剛度為 K=kj/(ZjR02)= 105N/mm。 6)阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 Tm 由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度 kj 受結(jié)構(gòu)及發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制，不肯能夠很低，故為了在發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 Tm，一般可選： Tm=(～ )Temax(23)式中 Tm— 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩； Temax— 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。 按經(jīng)驗(yàn)選 Tm==。 7)預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 Tn 減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊力。研究表明，Tn 的增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動(dòng)，這是有利的。但 Tn 不應(yīng)大于 Tm，否則在反向工作時(shí)，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故?。? Tn=(～ )Temax(24)式中 Tn— 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩； Temax— 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。 取 Tn==。 8)極限轉(zhuǎn)角 jj 減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 Tn 增加到極限轉(zhuǎn)矩 Tj 時(shí)，從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤轂的極限轉(zhuǎn)角 jj 為 (25)式中 — 極限轉(zhuǎn)角； R— 減振彈簧位置半徑； Dl— 減振彈簧的工作變量。 通常取 3o～ 12o，由于設(shè)計(jì)的乘用車的離合器，所以對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的平順性要求較高， 所以取。 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇圖 31 膜片彈簧的基本尺寸 比值 H/h 和 h 的選擇要準(zhǔn)確選擇比值 H/h 可以獲得比較理想的特性曲線并獲得最佳的使用性能，因?yàn)?H/h 的選擇對(duì)膜片彈簧的彈性特性有著很大的影響。膜片彈簧的彈性特性由碟簧部分決定，與自然狀態(tài)下內(nèi)錐高 H 及彈簧鋼板厚 h 有關(guān)。不同的 H/h 值有不同的彈性彈性（見下圖），當(dāng)＜ (H/h)＜ 2，特性曲線有一段負(fù)剛度區(qū)域，即隨著變形增加載荷反而減小； 該特性很適于作為離合器的壓緊彈簧，可以利用其負(fù)剛度區(qū)使分離離合器時(shí)載荷下降，以達(dá)到操縱省力的目的。 圖 32H/h 對(duì)膜片彈簧彈性特性的影響而實(shí)際的工作要求中，兼顧操縱簡(jiǎn)單和壓緊力的落差不致過于靈敏，離合器膜片彈簧一般取 ＜ (H/h)＜ 2，板厚 h為 2～ 4mm。 取 h=， H/h=2，得 H=5mm， h=。 R/r值的選擇要根據(jù)結(jié)構(gòu)的要求和摩擦片的尺寸大小來選擇膜片彈簧的大端半徑 R， R/r 的選定影響材料利用效率，該比值越小，則彈簧材料的利用效率越 好。對(duì)于汽車離合器膜片彈簧，通常取R/r=～ 。 此次設(shè)計(jì)取 R/r=， r大于摩擦片平均半徑 Rc，其中： （ 31）由式 31計(jì)算得 Rc=85mm，故取 r=86mm； 因?yàn)?=，故取 R=108mm。 H關(guān)系密切，α =tan1HRr≈ HRr=176。一般在 9176。～ 14176。范圍內(nèi)，故符合要求。 n和切槽寬δ δ 及半徑 re 的選取分離指的數(shù)目 n 常取為 18； =～ ； =9～ 10mm； re 的取值應(yīng)滿足（ rre）≥要求。 取分離之?dāng)?shù)目 n=18，＝ ,=10mm； 為 re 滿足 rre≥，取 re≤ r=8610=76mm，可?。?re＝ 76mm。 膜片彈簧小端內(nèi)半徑及分離軸承作用半徑的確定由離合器結(jié)構(gòu)決定，膜片彈簧小端內(nèi)徑最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵的外徑； 應(yīng)大于。 由＜ 2，則?。?15mm,再取分離軸承＝ 18mm。 R1 和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑 r1 的確定 r1 和 R1的取值將影響膜片彈簧的剛度。 r1應(yīng)略大于 r且盡量接近 r； R1 應(yīng)略小于 R且盡量接近于 R。 故選擇： r1＝ 87mm， R1＝ 107mm。 膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇汽車離合器膜片彈簧特性曲線如圖 42 所示，選擇好曲線上的幾個(gè)特定工作點(diǎn)的位置很重要。曲線上拐點(diǎn) H 對(duì)應(yīng)膜片彈簧壓平位置，且。 圖 33 膜片彈簧工作點(diǎn)位置圖 [2]新離合器處于接合的時(shí)候，一般在點(diǎn) M 與點(diǎn) H 之間選取膜片彈簧工作點(diǎn) B，為了保證其壓緊 力從 P1B 到P1A變化不大，摩擦片在最大磨損限度范圍內(nèi)應(yīng)該選取。膜片彈簧在分離的情況下點(diǎn)從 B 變到 C，而 C點(diǎn)之所以要靠近 N 點(diǎn)。是為了盡量地減小踏板力。 膜片彈簧強(qiáng)度計(jì)算 1，碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，它具有獨(dú)特的彈性特征，廣泛應(yīng)用于機(jī)械制造業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔開的掛狀部分 —— 分離指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的碟形彈簧完全相同（當(dāng)加載點(diǎn)相同時(shí)）。因此，碟形彈簧有關(guān)設(shè)計(jì)公式對(duì)膜片彈簧也適用。通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上 的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點(diǎn)處，用 F1 表示，加載點(diǎn)間的相對(duì)變形（軸向）為λ 1，則壓緊力 F1 與變形λ 1之間的關(guān)系式為 :（ 32）式中： E—— 彈性模量，對(duì)于鋼，μ —— 泊松比，對(duì)于鋼，μ =——膜片彈簧在自由狀態(tài)時(shí)，其碟簧部分的內(nèi)錐高度 h—— 彈簧鋼板厚度 R—— 彈簧自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的大端半徑 r—— 彈簧自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的小端半徑 R1—— 壓盤加載點(diǎn)半徑 r1—— 支承環(huán)加載點(diǎn)半徑表31 膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù) 代入（ 32）得 (33)對(duì)（ 33） 式求一次導(dǎo)數(shù)，可解出λ 1=F1 的凹凸點(diǎn)，求二次導(dǎo)數(shù)可得拐點(diǎn)。 凸點(diǎn)： mm 時(shí)， N凹點(diǎn)： mm 時(shí)， N拐點(diǎn)： mm 時(shí)， N2，當(dāng)離合器分離時(shí)，膜片彈簧加載點(diǎn)發(fā)生變化。設(shè)分離軸承對(duì)膜片彈簧指所加的載荷為 P2，對(duì)應(yīng)此載荷作用點(diǎn)的變形為λ 2。由表 32 膜片彈簧工作點(diǎn)的數(shù)據(jù)，由公式： 得： ≤ 1500— 1700MP所以強(qiáng)度符合 要求。 參考文獻(xiàn) .[1]王望玉，汽車設(shè)計(jì) .— 4 版 .— 北京：機(jī)械工業(yè)出版社， 。 [2]徐石安，江發(fā)潮，汽車離合器．北京：清華大學(xué)出版社． 2021。 [3]《汽車工程手冊(cè)》編輯委員會(huì)編．汽車工程手冊(cè)．北京：人民交通出版社， 2021。 [4]李林，劉惟信，汽車離合器蓋結(jié)構(gòu)的最優(yōu)化設(shè)計(jì)．北京汽車，1991， 6。 [5]蔡興旺主編，汽車構(gòu)造與原理．北京：機(jī)械工業(yè)出版社， 2021。 第二篇：汽車膜片彈簧離合器設(shè)計(jì)汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) XX 大學(xué)《汽車設(shè)計(jì)》課程設(shè)計(jì)題目 :汽車膜片彈簧離合器設(shè)計(jì)學(xué)院： 機(jī)電工程學(xué)院班級(jí)： 12 級(jí)車輛工程班學(xué)號(hào)： 姓名： 所屬組別： 第 X組目錄 次離合器設(shè)計(jì)所選車型基本技術(shù)參數(shù) 離合器形式的確定 離合器主要參數(shù)的選擇 離合器基本性能關(guān)系式 后備系數(shù)β 單位壓力 摩擦因數(shù) f、摩擦面數(shù) Z 和離合器間隙△ 摩擦片外徑 D、內(nèi)徑 d和厚度 擇和尺寸校核 72扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì) 片彈簧的設(shè)計(jì) 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 比值 H/h 和 h的選擇 和 R/r 值的選擇 分離指數(shù)目 n 和切槽寬δ δ 及半徑 re 的選取 徑及分離軸承作用半徑的確定 R1和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑 r1的確定 片彈簧強(qiáng)度計(jì)算 14 參考文獻(xiàn) 主要參數(shù)的確定 離合器的功用離合器是汽車傳動(dòng)系中直接與發(fā)動(dòng)機(jī)相關(guān)聯(lián)的部件，其主動(dòng)部分和從動(dòng)部分可以暫時(shí)分離，又可以逐漸接合，并且在傳動(dòng)過程中還要有可能相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，通過主動(dòng)、從動(dòng)兩部分的相互作用把發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力扭距傳遞給驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，來實(shí)現(xiàn)汽車的起步、換擋等功能。離合