【正文】 點，以往主要用于行星齒輪變速器換擋機構中。但它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小、使用壽命長等優(yōu)點，主要應用于重型牽引車和自卸車上。 對摩擦離合器的基本性能要求（1） 保證能傳遞發(fā)動機發(fā)出的最大轉矩，并且還有一定的傳遞轉矩余力；（2） 能作到分離時徹底分離，接合時柔和，并具有良好的散熱能力；（3） 從動部分的轉動慣量盡量小一些，這樣，在分離離合器換擋時，與變速器輸 出軸相連部分的轉速比較容易變化，從而減輕齒輪間沖擊；（4） 具有緩和轉動方向沖擊，衰減該方向振動的能力，且噪音??；（5） 壓盤壓力和摩擦片的摩擦系數(shù)變化小，工作穩(wěn)定；（6） 操縱省力，維修保養(yǎng)方便。雙片、推式、膜片彈簧離合器第3章 離合器主要參數(shù)及尺寸的選擇摩擦離合器是靠存在于主從動部分摩擦表面尖的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機扭矩的.離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為 [1] (31)式中f為摩擦面間的摩擦因數(shù)；F為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；Rc為摩擦片的平均摩擦半徑；Z為摩擦面數(shù)；單片摩擦離合器Z=2，雙片摩擦離合器Z=4。假設摩擦片上工作壓力均勻，則有 (32) 式中p0為單位壓力；D為摩擦片外徑；d為摩擦片內徑。 摩擦片的平均摩擦半徑RC根據(jù)壓力均勻的假設，可表示為 (33)當d/D≥，RC可相當準確地由下式計算 (34) 則有： (35)式中，c為摩擦片內外徑之比，c=d/D，～。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TC應大于發(fā)動機最大轉矩，即 TC=β[2] (36)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。離合器基本參數(shù)的選擇 基本參數(shù)主要有性能參數(shù)β和ρ0，尺寸參數(shù)D和d及摩擦片厚度b。以及結構參數(shù)摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t，最后還有摩擦因數(shù)f。 摩擦片外徑D、內徑d和厚度b的確定摩擦片外徑D、內徑d和厚度b是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定關系。顯然，傳遞大的轉矩，就需要有大的尺寸。發(fā)動機轉矩是重要的參數(shù)，當按發(fā)動機最大轉矩（Nm）來選定D時，有 D=100 [3] (37)式中，系數(shù)A反映了不同結構和使用條件對D的影響，可參考下列范圍：小轎車A=47一般載貨車A=36（單片）或A=50（雙片）；自卸車或使用條件惡劣的載貨車A=19。本離合器選取A=54所以求得D=436mm 取D=430mm根據(jù)我國摩擦片尺寸的標準并查表得D=430mm d=230mm b=4mm C= 后備系數(shù)β后備系數(shù)β是離合器一個重要設計參數(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，應保證離合器應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。因此，在選擇β時應考慮以下幾點：1）為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩，β不宜選取太?。?）為減少傳動系過載，保證操縱輕便，β又不宜選取太大；3）當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β可選取小些；4）當使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離合器滑磨，β應選取大些；5）裝載機總質量越大，β也應選得越大；6）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；7）發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，β可選取小些；8）膜片彈簧離合器選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；9）雙片離合器的β值應大于單片離合器。 表31 離合器后備系數(shù)β的取值范圍[3]車 型后備系數(shù)β重型履帶工程機械輕型履帶工程機械輪胎式工程機械 單位壓力ρ0單位壓力ρ0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)動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數(shù)較小時， ρ0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， ρ0應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大ρ0 。表32 摩擦片單位壓力ρ0的取值范圍[3]摩擦片材料單位壓力ρ0/MPa石棉基材料模壓編織粉末冶金材料銅基鐵基金屬陶瓷材料,摩擦片采用石棉基材料。 摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t表33 摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍[1]摩擦片材料摩擦因數(shù)f石棉基材料模壓編織粉末冶金材料銅基鐵基金屬陶瓷材料摩擦面數(shù)Z=2離合器間隙△t是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回拉彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿之間留有的間隙。該間隙△t一般為34mm。第4章 膜片彈簧的設計計算膜片彈簧尺寸初定后，需要計算出其載荷—變形特性并做出分析，以便確認其彈簧的工作特性曲線的形狀是否合理，能定出合適的工作點位置，然后還需要確定膜片彈簧的分離載荷及分離行程大小，對膜片彈簧的強度作出分析，判斷其能否可靠工作，最終選出膜片彈簧的尺寸。參考一定的樣品參數(shù)，并本次設計的數(shù)據(jù)的具體情況，初步選定膜片彈簧的尺寸：H/h=, R/r=, a=H/（Rr）= , H=, h=, D=430mm, d=230mm, L=195mm, l=161mm, R=200mm,r=160mm =27mm, =50mm, n=18 畫出【1】P110 （4—6—1）P1——λ1特性曲線設： = 因此公式 【1】P110 （4—6—1）就成為 把相關數(shù)據(jù)代入上述各式，得 = 25437 由不同的，計算出的及和，結果列表如下： /mm/N12082233379347775304547653695185494047294772畫出——特性曲線 取離合器接合時膜片彈簧的大端變形量為，有特性曲線圖可查得膜片彈簧的壓緊力： ==17422N校核后備系數(shù)： 離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形量為： 壓盤的行程為=，故 離合器剛開始分離時，壓盤的行程=，此時膜片彈簧大端的變形量為 摩擦片磨損后，其最大磨損量，故 由公式【1】P114(464),取則得 由公式[1]P113（462）取，則 由公式[1]P114（468） 由公式[1]P114（467）得帶入有關數(shù)據(jù)，得 故 膜片彈簧大端的最大變形（離合器徹底分離時） 第5章 扭轉減振器的設計 扭轉減振器簡介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。所以，扭轉減振器具有如下功能：1)降低發(fā)動機曲軸與傳，動系接合部分的扭轉剛度，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瞬態(tài)扭振。3)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。扭轉減振器具有線性和非線性特性兩種。單級線性減振器其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應用于汽油機裝載機中。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，稱為怠速級，第二級的剛度較大。目前，在柴油機裝載機中廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉減振器。在扭轉減振器中，也有采用橡膠代替螺旋彈簧作為彈性元件，以液體阻尼器代替干摩擦阻尼的新結構。圖51 單級線性減速器的扭轉特性圖52 從動盤圖53 扭轉減振器示意圖(1)圖54扭轉減振器示意圖(2) 參數(shù)計算減振器的扭轉剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩是兩個主要參數(shù)。其設計參數(shù)還包括極限轉矩、預緊轉矩和極限轉角等。極限轉矩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△1時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取 [7] （51）式中，貨車：系數(shù)取1．5，轎車：系數(shù)取2．0。本離合器設計中T===1542Nm圖55 減速器尺寸簡圖扭轉剛度為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉速范圍內。 決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸。 設減振彈簧分布在半徑為Ro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Ro。此時所需加在從動片上