【文章內容簡介】 （52）式中，T為使從動片相對從動盤轂轉過弧度所需加的轉矩(Nm)；K為每個減振彈簧的線剛度(N／mm)；為減振彈簧個數；Ro為減振彈簧位置半徑(m)。根據扭轉剛度的定義，則 （53）式中，為減振器扭轉剛度(Nm／rad)。設計時可按經驗來初選是 ≤13 （54）本離合器設計中=10=15420 Nm 阻尼摩擦轉矩由于減振器扭轉剛度是，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一般可按下式初選 （55） 本離合器設計中113Nm 預緊轉矩減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是不應大于，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取 （56）本次設計中 = =m 減振彈簧設計減振彈簧的位置半徑RoRo的尺寸應盡可能大些，一般取 本次設計中 = 取75mm 減振彈簧個數參照表5—1選取。表5—1 減振彈簧個數的選取[3]摩擦片外徑D／mm225250250325325350350彈簧個數46688～1010根據上表=14減振彈簧總壓力當限位銷與從動盤轂之間的間隙△1或△2被消除，減振彈簧傳遞轉矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力為 =20560N （57）單個彈簧所受壓力 F= /Z= （58）減振彈簧尺寸 d= （59）式中Dc為彈簧中徑 一般取1115mm 取600MPa Dc取13mm 算得d=3mm 減振彈簧剛度k K==195N/mm （510）減振彈簧有效圈數 I== （511）減振彈簧總圈數 N=i+（） （512）本次設計中n=+=4減振彈簧最小高度 =n(d+)= （513）減振彈簧變形量△L △L=F/k=（514）減振彈簧自由高度 Lo= +△L=+= （515）減振彈簧頂預變形量 = （516）減振彈簧安裝工作高度 L= Lo== （517）極限轉角針 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極限轉角為 （518）式中，為減振彈簧的工作變形量(=△L=)。求得=6176。通常取3O～12O，對平順性要求高或對工作不均勻的發(fā)動機，取上限。 雙質量飛輪減振器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。圖5—6 雙質量—飛輪減振器[8]1一第一飛輪 2一第二飛輪 3一離合器蓋總成 4一從動盤 5一球軸承 6一短軸 7一滾針軸承 8一曲軸凸緣 9一聯(lián)結盤 10一螺釘 11一扭轉減振器2)它在發(fā)動機實用轉速1000—2000r／rain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，就會增大轉角并難于確保允許傳遞轉矩的能力。近年來出現了一種稱為雙質量飛輪的減振器。它主要由第一飛輪第二飛輪2與扭轉減振器11組成。第一飛輪1與聯(lián)結盤9以螺釘10緊固在曲軸凸緣8上，并以滾針軸承7和球軸承5支承在與離合器蓋總成3緊固的同軸線的第二飛輪2的短軸6上。在從動盤4中沒有減振器。雙質量飛輪減振器具有以下優(yōu)點：1)可以降低發(fā)動機、變速器振動系統(tǒng)的固有頻率，以避免在怠速轉速時的共振。 2)增大減振彈簧的位置半徑，降低減振彈簧剛度K，并允許增大轉角。3)由于雙質量飛輪減振器的減振效果較好，在變速器中可采用粘度較低的齒輪油而不致產生齒輪沖擊噪聲，并可改善冬季的換擋過程。而且由于從動盤沒有減振器，可以減小從動盤的轉動慣量，這也有利于換擋。但是它也存在一定的缺點，如由于減振彈簧位置半徑較大，高速時受到較大離心力的作用，使減振彈簧中段橫向翹曲而鼓出，與彈簧座接觸產生摩擦，使彈簧磨損嚴重，甚至引起早期損壞。雙質量飛輪減振器主要適用于發(fā)動機前置后輪驅動的轉矩變化大的柴車中。第6章 約束條件 摩擦片外徑的D（mm）選取摩擦片外徑的D（mm）選取應是最大圓周速度VD不超過65~70m/s，即 VD=D65~70m/s[7] （61）符合要求式中，VD為摩擦片的最大圓周速度（m/s）；為發(fā)動機最高轉速（r/min）。 摩擦片的內、外徑比C的選取摩擦片的內、~，即 C= 符合要求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，不同車型的值應在一定范圍內，~,即 = 符合要求 摩擦片內徑為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2R0約50mm,即 （62）d2x75+50 符合要求 摩擦面積傳遞轉矩的許用值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 Tc0 （63）式中, Tc0 為單位摩擦面積傳遞的轉矩(Nm/)；[Tc0]為其允許值(Nm/)，按下表選取。表61單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值(Nm/)[2]離合器規(guī)格D/mm210~250250~325325[Tc0]求得Tc0= Tc0 = 符合要求 單位壓力P0 為降低離合器滑磨時的熱負荷,防止摩擦片損傷,對于不同車型,單位壓力P0根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取, ~,即 MPa MPa P0= MPa 符合要求第7章 離合器操縱機構的選擇 對離合器操縱機構的要求⑴踏板力要盡可能小，乘用車一般在80~150N范圍內，商用車不大于150~200N。⑵踏板行程一般在80~150mm范圍內，最大不應超過180mm。⑶應有踏板行程調整裝置，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復原。⑷應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因為受力過大而損壞。⑸應具有足夠的剛度。⑹傳動效率要高。⑺發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會 影響其正常工作。⑻工作可靠、壽命長，維修保養(yǎng)方便。圖71 離合器操縱機構1 離合器分離踏板 2偏心彈簧 3支承A 4離合器拉線自動調整機構 5傳動器殼體上的支承B 6離合器操縱臂 7離合器分離臂 8離合器分離軸承 9離合器分離推桿 操縱機構結構形式的選擇常用的離合器操縱機構，主要有機械式、液壓式、機械式和液壓式操作機構的助力器、氣壓式和自動操作機構等。機械式操縱機構有桿系和繩索兩種形式。桿系操縱機構結構簡單、工作可靠，廣泛應用于各種裝載機中。但其質量大，傳動效率低，發(fā)動機的振動和車架或駕駛室的變形會影響其正常工作， 在遠距離操縱時，布置較困難。繩索操縱機構可克服上述缺點，而且可采用適宜駕駛員操縱的吊掛式踏板結構；但其壽命較短，機械效率仍不高。液壓式操縱機構主要由吊掛式離合器踏板、主缸、工作缸、管路系統(tǒng)和回位彈簧等部分組成，具有傳動效率高、質量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、發(fā)動機的振動和駕駛室或車架變形不會影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點，故廣泛應用于各種形式的裝載機中。本離合器的操縱機構采用液壓式操縱機構。離合器液壓式操縱機構示意圖如下S0f為分離軸承的自由行程，~,dd2分別為主缸和工作缸的直徑；S為踏板行程圖72 離合器操縱機構示意圖 液壓式操縱機構的工作原理踩下離合器踏板時，推桿右移，密封了主缸與儲液室之間的通孔，繼續(xù)踩下離合器踏板，則主缸內的油液就在活塞的作用下，壓力上升，并通過管路輸向工作缸。工作缸內壓力升高，推動缸內活塞及推桿右移，使分離桿工作。當抬起離合器踏板時，回位彈簧使推桿左移，打開儲液室與主缸通孔，并使儲液室通過管路與工作缸相通，整個系統(tǒng)無壓力。示意圖如下：分 離 叉工 作 缸踏 板推 桿儲 液 室分 離 杠 桿推 桿分 離 軸 承 第8章 離合器主要零部件的結構設計 從動盤總成從動盤總成主要由從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉減振器等組成