扭轉減震器課程設計

1、<p><b>　　摘要</b></p><p>　　為了降低汽車傳動系的振動，通常在傳動系中串聯(lián)一個彈性阻尼裝置，它就是裝在離合器從動盤上的扭轉減振器。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉剛度，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，其阻尼元件用來消耗扭振能量，從而可有效降低傳動系的共振載荷、非共振載荷

2、及噪聲。本文介紹了扭轉減振器的原理、工作過程及設計過程。并對其進行了簡單的解釋、分析。</p><p>　　關鍵詞：離合器；扭轉減振器；扭轉彈簧；從動盤</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　In order to reduce the vibration of vehicle transmission sy

3、stem, usually in the transmission lines in series a damping device, it is installed in the clutch driven plate on the reverse shock absorber. The elastic element used to reduce the torsional stiffness of the front drivel

4、ine, thereby reducing the powertrain system, a reverse order (usually third-order) the natural frequency, changing the system's inherent vibration mode, so that the engine torque by as much as possible to avoid the m

5、ain h</p><p>　　Key words: Clutch ;Torsional absorber;Torsion spring ; Driven plate 目錄</p><p><b>　　1概述6</b></p><p>　　2扭轉減振器的結構類型7</p>

6、<p>　　3扭轉減振器的組成及功用8</p><p>　　4扭轉減振器的基本尺寸選擇9</p><p><b>　　5設計計算10</b></p><p>　　5.1.扭轉減振器的極限轉矩10</p><p>　　5.2.扭轉角剛度11</p><p>　　5.3.阻尼摩擦轉

7、矩 12</p><p>　　5.4.預緊轉矩12</p><p>　　5.5.減振彈簧的位置半徑13</p><p>　　5.6.減振彈簧個數(shù)13</p><p>　　5.7.減振彈簧總壓力13</p><p>　　5.8.極限轉角14</p><p><b>　　6.結

8、論15</b></p><p><b>　　7參考文獻16</b></p><p><b>　　1概述</b></p><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)

9、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>　　目前通用的從動盤減振器在特性上存在如下局限性：</p><p>　　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／mi

10、n，或六缸發(fā)動機轉速800～1400r／min，一般均高于怠速轉速。</p><p>　　2)它在發(fā)動機實用轉速1000～2000r／min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。</p><p>　　2扭轉減振器的結構類型</p><p

11、>　　扭轉減振器結構大體相近，主要差異在于采用不同的彈性元件和阻尼裝置。扭轉減振器具有線性和非線性特性兩種。</p><p>　　采用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉減振器得到了最廣泛應用。在這種結構中，從動片和從動盤轂上都開有六個窗口，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榖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轂彈性的連接在一起，從而改變了傳動系統(tǒng)的剛度。但六個

12、彈簧屬統(tǒng)一規(guī)格并同時其作用時，扭轉減振器的彈性特性為線性的。這種具有線性特性的扭轉減振器，結構較為簡單，單級線性減振器的扭轉特性，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應用于汽油機汽車中。當六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入工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉減振器。這種非線性減振器，廣泛為現(xiàn)代汽車尤其是柴油發(fā)動機汽車所采用。 </p><p>　　當發(fā)動機為柴油機時，由于怠速時發(fā)動機旋轉不均勻

13、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。</p><p>　　3扭轉減振器的組成及功用</p><p>　　扭轉減振器由從動片、從動盤轂、摩擦片、減振彈簧、減振盤、彈性元件等組成。</

14、p><p>　　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。</p><p>　　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。</p><p>　　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。</p><p>　　4)緩和非穩(wěn)定工

15、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>　　4扭轉減振器的基本尺寸選擇</p><p>　　摩擦片內經d為175mm，減振彈簧分布半徑R0的尺寸應盡可能大些，一般取</p><p>　　R0=(0.60～0.75)d/2</p><p>　　則取可取為110mm.</p><p>　　限位

16、銷半徑R2為120mm，限位銷直徑d1為8mm，減振彈簧安裝高度28mm</p><p>　　單個減振器的工作壓力P</p><p>　　P= F /Z=9527.3/6=1587.9 (N)</p><p><b>　　彈簧中徑Dc</b></p><p><b>　　取Dc=20mm</b>&l

17、t;/p><p><b>　　彈簧鋼絲直徑d</b></p><p><b>　　d=5mm</b></p><p><b>　　減振彈簧剛度k</b></p><p>　　據已選定的減振器扭轉剛度值k 及其布置尺寸R1確定，即</p><p><b&

18、gt;　　k= 12</b></p><p>　　減振彈簧有效圈數(shù)5 </p><p><b>　　減振彈簧總圈數(shù)n</b></p><p>　　其一般在6圈左右，與有效圈數(shù) 之間的關系為</p><p>　　n= +(1.5～2)=6</p><p>　　限位銷與從動盤轂缺口側邊的間

19、隙 </p><p>　　式中， 為限位銷的安裝尺寸。 值一般為2.5～4mm。</p><p>　　所以可取 為3mm, 為88mm.</p><p><b>　　限位銷直徑 </b></p><p>　　按結構布置選定，可取為8mm</p><p><b>　　5設計計算</b

20、></p><p>　　離合器從動盤上扭轉減振器的性能參數(shù)計算：</p><p>　?。?）確定發(fā)動機飛輪處激振力矩諧量和發(fā)動機工作轉速范圍的頻諧；</p><p>　?。?）選擇車輛傳動系動力學計算模型，寫出計算模型的運動方程，并確定計算模型中有關車輛的慣性參數(shù)和彈性參數(shù)，同時要對扭轉減振器的特性進行初步估算；</p><p>　?。?/p>

21、3）找出簡化模型在各檔下的固有頻率和振型，把它和激振頻率作比較，由此確定在各檔下發(fā)動機工作轉速范圍內出現(xiàn)共振的可能性；</p><p>　?。?）選擇不同的摩擦力矩，使用計算機根據計算模型作數(shù)值模擬計算，確定最佳摩擦力矩，依據是，考慮在各檔下發(fā)動機的所有工況，在變速器輸入軸上的彈性力矩幅值為最小；</p><p><b>　　（5）確定預緊力矩</b></p&g

22、t;<p>　?。?）有摩擦力矩、極限力矩和預緊力矩，確定減振彈簧的布置尺寸及幾何尺寸，確保減振彈簧有足夠的使用壽命；</p><p>　?。?）對帶減振器的從動盤做功能試驗和壽命實驗，最終精確確定減振器參數(shù)。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。</p><p>　　5.1.扭轉減振器的極限轉矩

23、 </p><p>　　扭轉減振器的極限轉矩由減振彈簧的最大變形量來確定。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</p><p>　　=(1.5～2.O) (1-1)</p>&

24、lt;p><b>　　=262N.m</b></p><p>　　=2.O=524N.m</p><p>　　轎車：系數(shù)取2.O。</p><p><b>　　5.2.扭轉角剛度</b></p><p>　　扭轉減振器的角剛度是指離合器從動片相對于其從動盤轂轉1rad所需的轉矩值。為了避免引起

25、系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度足，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用</p><p><b>　　工作轉速范圍內。</b></p><p>　　決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸。</p><p>　　設減振彈簧分布在半徑為的圓周上，當從動片相對從動盤轂轉過弧度時，彈簧相應變形量為。此時所需加在從動片上的轉矩為</p>&l

26、t;p>　　=1000 (1-2) </p><p>　　=1000x12x6x(0.055)2x0.07=15.25 N·m</p><p>　　式中，為使從動片相對從動盤轂轉過=0.07弧度所需加的轉矩(N·m)；</p><p>　　=12.0為每個減振彈簧的線

27、剛度(N／mm)；=6為減振彈簧個數(shù)； </p><p>　　=0.055m為減振彈簧位置半徑(m)。</p><p>　　根據振動理論，對于隔振的要求，如果要把傳動系的固有頻率降低至發(fā)動機工作轉速范圍以外，減振器的扭轉剛度甚至要降到1N.m/(ｏ)以下。由K的定義可知，為了能保證傳遞發(fā)動機的轉矩，結構上需要減振器有很大的轉角，即減振彈簧相應的變形量要很大，這在事實上是很可能的。通常為了防

28、止彈簧過載早期失效，在結構上設計有限位銷，限制減振彈簧傳遞最大轉矩時的轉角。因此存在兩方面問題：第一，減振器的扭轉剛度不可能太低，這就較難做到避開共振；第二，在一定的扭轉剛度下其傳遞轉矩的能力受到限制，這樣傳動系因轉矩變化所引起的動載荷不能得到有效緩沖，而降低動載荷又是汽車上采用減振器的主要目的之一（尤其是載貨汽車）。</p><p>　　因此，確定扭轉減振器的扭轉剛度應和確定減振器的傳遞極限轉矩Tj的能力有一定

29、的關聯(lián)。極限力矩Tj的定義為：當減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時，減振器所能傳遞的最大力矩。</p><p>　　根據扭轉剛度的定義=/，則</p><p>　　=1000 =217.8N·m/rad (1-3)</p><p>　　式中為減振器扭轉剛度(N·m／rad)。&

30、lt;/p><p>　　設計時可按經驗來初選</p><p>　　≤13=6812 N·m/rad (1-4)</p><p>　　5.3.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，故在發(fā)動機轉速范圍內共

31、振現(xiàn)象往往難以避免。減振器的阻尼裝置可用于較小共振振幅并盡快衰減振動。因此，必須合理的選擇阻尼裝置的摩擦力矩，以使系統(tǒng)扭轉振動的振幅為最小。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 </p><p>　　=（0.06～0.17） (1-5)</p><p>　　=0.08x

32、262=20.96N.m</p><p>　　在驅動工況下，由于發(fā)動機的轉矩要通過從動盤的減振彈簧傳出，因此扭轉減振器剛度的降低受到限制，往往難以達到完全避開共振的目的。此時，只有通過系統(tǒng)的阻尼來壓低共振峰值，已達到降低變速器噪聲的目的。利用數(shù)學模型通過數(shù)值模擬分析，可以找到摩擦力矩和扭轉剛度的最佳組合。根據經驗，載貨汽車離合器中扭轉減振器的摩擦力矩一般為30-70N.m。需要指出的是，由于分析計算技術的進步，現(xiàn)

33、在國外的廠商已完全有能力對整個傳動系的關鍵部位處的扭轉振動進行可靠的計算分析，并作出評價以進行參數(shù)調整。但是他們中的大部分在對離合器的參數(shù)進行調整時，通常仍是通過有經驗的工程師以聲學上額定的標準為依據，由主觀上的評判來決定扭轉減振器的扭轉剛度和摩擦力矩的最佳組合以及它們的最大、最小變化范圍。這種憑主觀感受和經驗調整離合器減振器參數(shù)的方法能在比較短的時間內完成，通常效果良好。</p><p><b>　　

34、5.4.預緊轉矩</b></p><p>　　對于線性特性的減振器，減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。與無預緊力矩時相比當兩種角剛度和極限轉角分別相同時，有預緊力的極限轉矩較大，使減振器能在較大的轉矩范圍內工作；當極限轉矩研和極限轉角分別相同時，則其角剛度較低。究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方移動，這是有利的。但是不應大于L，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取</p>

35、<p>　　=(O．05～O．1 5) (1-6)</p><p>　　= 0.07x262=18.34N.m</p><p>　　5.5.減振彈簧的位置半徑</p><p>　　的尺寸應盡可能大些，一般取</p><p>　　=(0.06～0.75)d/2 =55mm

36、 (1-7)</p><p>　　d=156mm </p><p>　　5.6.減振彈簧個數(shù)</p><p><b>　　參照表1-1選取。</b></p><p>　　表1-1減振彈簧個數(shù)的選取</p><p>　　已知摩擦片

37、的外徑275mm由表1-1可知=6</p><p>　　5.7.減振彈簧總壓力</p><p>　　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Ti時，減振彈簧受到的壓力為</p><p>　　=／ =524/0.055=9527.3 (1-8)</p><

38、;p><b>　　5.8.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極限轉角為</p><p>　　=2arcsin=12ｏ (1-9)</p><p>　　式中，為減振彈簧的工作變形量。</p><p>　　通常

39、取3°～12°，對平順性要求高或對工作不均勻的發(fā)動機，取上限。</p><p><b>　　6.結論</b></p><p>　　為了使汽車能平穩(wěn)起步，離合器應能柔和接合，這就需要從動盤在軸向具有一定彈性。為此，往往在動盤本體圓周部分，沿徑向和周向切槽。再將分割形成的扇形部分沿周向翹曲成波浪形，兩側的兩片摩擦片分別與其對應的凸起部分相鉚接，這樣從動

40、盤被壓縮時，壓緊力隨翹曲的扇形部分被壓平而逐漸增大，從而達到接合柔和的效果。離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉矩經飛輪和壓盤傳給了動盤兩側的摩擦片，帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減振器盤轉動。動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉振動會使從動盤轂相對于動盤本體和減振器盤來回轉動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉振動的能量，將扭轉振動衰

41、減下來。</p><p>　　從動部分是由單片、雙片或多片從動盤所組成，它將主動部分通過摩擦傳來的動力傳給變速器的輸入軸。從動盤由從動盤本體，摩擦片和從動盤轂三個基本部分組成。為了避免轉動方向的共振，緩和傳動系受到的沖擊載荷，大多數(shù)汽車都在離合器的從動盤上附裝有扭轉減震器。 </p><p>　　為了使汽車能平穩(wěn)起步，離合器應能柔和接合，這就需要從動盤在軸向具有一定彈性。為此，往往在動盤本

42、體園周部分，沿徑向和周向切槽。再將分割形成的扇形部分沿周向翹曲成波浪形，兩側的兩片摩擦片分別與其對應的凸起部分相鉚接，這樣從動盤被壓縮時，壓緊力隨翹曲的扇形部分被壓平而逐漸增大，從而達到接合柔和的效果。 </p><p>　　動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉振動會使從動盤轂相對于動盤本體和減振器盤來回轉動，夾在