扭转减震器课程设计Word下载.docx
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2扭转减振器的结构类型7
3扭转减振器的组成及功用8
4扭转减振器的基本尺寸选择9
5设计计算10
5.1.扭转减振器的极限转矩
10
5.2.扭转角刚度
11
5.3.阻尼摩擦转矩
12
5.4.预紧转矩
5.5.减振弹簧的位置半径
13
5.6.减振弹簧个数
5.7.减振弹簧总压力
5.8.极限转角
14
6.结论15
7参考文献16
1概述
扭转减振器主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成。
弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶（通常为三阶）固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；
阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。
目前通用的从动盘减振器在特性上存在如下局限性：
1）它不能使发动机、变速器振动系统的固有频率降低到怠速转速以下，因此不能避免怠速转速时的共振。
研究表明，发动机、变速器振动系统固有频率一般为40～70Hz，相当于四缸发动机转速1200～2100r／min，或六缸发动机转速800～1400r／min，一般均高于怠速转速。
2）它在发动机实用转速1000～2000r／min范围内，难以通过降低减振弹簧刚度得到更大的减振效果。
因为在从动盘结构中，减振弹簧位置半径较小，其转角又受到限制，如降低减振弹簧刚度，就会增大转角并难于确保允许传递转矩的能力。
2扭转减振器的结构类型
扭转减振器结构大体相近，主要差异在于采用不同的弹性元件和阻尼装置。
扭转减振器具有线性和非线性特性两种。
采用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器得到了最广泛应用。
在这种结构中，从动片和从动盘毂上都开有六个窗口，在每个窗口中装有一个减振弹簧，因而发动机转矩由从动片传给从动盘榖时必须通过沿从动片圆周切向布置的弹簧，这样即将从动片和从动盘毂弹性的连接在一起，从而改变了传动系统的刚度。
但六个弹簧属统一规格并同时其作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。
这种具有线性特性的扭转减振器，结构较为简单，单级线性减振器的扭转特性，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。
当六个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进入工作时，则称为两级或三级非线性扭转减振器。
这种非线性减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。
当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击，从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。
在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声，此时可得到两级非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。
3扭转减振器的组成及功用
扭转减振器由从动片、从动盘毂、摩擦片、减振弹簧、减振盘、弹性元件等组成。
1）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。
2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。
3）控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。
4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。
4扭转减振器的基本尺寸选择
摩擦片内经d为175mm，减振弹簧分布半径R0的尺寸应尽可能大些，一般取
R0=（0.60～0.75）d/2
则取可取为110mm.
限位销半径R2为120mm，限位销直径d1为8mm，减振弹簧安装高度28mm
单个减振器的工作压力P
P=F/Z=9527.3/6=1587.9（N）
弹簧中径Dc
取Dc=20mm
弹簧钢丝直径d
d=5mm
减振弹簧刚度k
据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R1确定，即
k=12
减振弹簧有效圈数5
减振弹簧总圈数n
其一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为
n=+（1.5～2）=6
限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙
式中，为限位销的安装尺寸。
值一般为2.5～4mm。
所以可取为3mm,为88mm.
限位销直径
按结构布置选定，可取为8mm
5设计计算
离合器从动盘上扭转减振器的性能参数计算：
（1）确定发动机飞轮处激振力矩谐量和发动机工作转速范围的频谐；
（2）选择车辆传动系动力学计算模型，写出计算模型的运动方程，并确定计算模型中有关车辆的惯性参数和弹性参数，同时要对扭转减振器的特性进行初步估算；
（3）找出简化模型在各档下的固有频率和振型，把它和激振频率作比较，由此确定在各档下发动机工作转速范围内出现共振的可能性；
（4）选择不同的摩擦力矩，使用计算机根据计算模型作数值模拟计算，确定最佳摩擦力矩，依据是，考虑在各档下发动机的所有工况，在变速器输入轴上的弹性力矩幅值为最小；
（5）确定预紧力矩
（6）有摩擦力矩、极限力矩和预紧力矩，确定减振弹簧的布置尺寸及几何尺寸，确保减振弹簧有足够的使用寿命；
（7）对带减振器的从动盘做功能试验和寿命实验，最终精确确定减振器参数。
减振器的扭转刚度
和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩
是两个主要参数。
其设计参数还包括极限转矩
、预紧转矩
和极限转角
等。
扭转减振器的极限转矩由减振弹簧的最大变形量来确定。
极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙△1时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。
它与发动机最大转矩有关，一般可取
=（1.5～2.O）
（1-1）
=262N.m
=2.O
=524N.m
轿车：
系数取2.O。
扭转减振器的角刚度是指离合器从动片相对于其从动盘毂转1rad所需的转矩值。
为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度足
，使共振现象不发生在发动机常用
工作转速范围内。
决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。
设减振弹簧分布在半径为
的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过
弧度时，弹簧相应变形量为
。
此时所需加在从动片上的转矩为
=1000
（1-2）
=1000x12x6x（0.055）2x0.07=15.25N·
m
式中，
为使从动片相对从动盘毂转过
=0.07弧度所需加的转矩（N·
m）；
=12.0为每个减振弹簧的线刚度（N／mm）；
=6为减振弹簧个数；
=0.055m为减振弹簧位置半径（m）。
根据振动理论，对于隔振的要求，如果要把传动系的固有频率降低至发动机工作转速范围以外，减振器的扭转刚度甚至要降到1N.m/（ｏ）以下。
由K的定义可知，为了能保证传递发动机的转矩，结构上需要减振器有很大的转角，即减振弹簧相应的变形量要很大，这在事实上是很可能的。
通常为了防止弹簧过载早期失效，在结构上设计有限位销，限制减振弹簧传递最大转矩时的转角。
因此存在两方面问题：
第一，减振器的扭转刚度不可能太低，这就较难做到避开共振；
第二，在一定的扭转刚度下其传递转矩的能力受到限制，这样传动系因转矩变化所引起的动载荷不能得到有效缓冲，而降低动载荷又是汽车上采用减振器的主要目的之一（尤其是载货汽车）。
因此，确定扭转减振器的扭转刚度应和确定减振器的传递极限转矩Tj的能力有一定的关联。
极限力矩Tj的定义为：
当减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时，减振器所能传递的最大力矩。
根据扭转刚度的定义
=
/
，则
=1000
=217.8N·
m/rad（1-3）
式中
为减振器扭转刚度（N·
m／rad）。
设计时可按经验来初选
≤13
=6812N·
m/rad（1-4）
由于减振器扭转刚度
受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故在发动机转速范围内共振现象往往难以避免。
减振器的阻尼装置可用于较小共振振幅并尽快衰减振动。
因此，必须合理的选择阻尼装置的摩擦力矩，以使系统扭转振动的振幅为最小。
故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩
一般可按下式初选
=（0.06～0.17）
（1-5）
=0.08x262=20.96N.m
在驱动工况下，由于发动机的转矩要通过从动盘的减振弹簧传出，因此扭转减振器刚度的降低受到限制，往往难以达到完全避开共振的目的。
此时，只有通过系统的阻尼来压低共振峰值，已达到降低变速器噪声的目的。
利用数学模型通过数值模拟分析，可以找到摩擦力矩和扭转刚度的最佳组合。
根据经验，载货汽车离合器中扭转减振器的摩擦力矩一般为30-70N.m。
需要指出的是，由于分析计算技术的进步，现在国外的厂商已完全有能力对整个传动系的关键部位处的扭转振动进行可靠的计算分析，并作出评价以进行参数调整。
但是他们中的大部分在对离合器的参数进行调整时，通常仍是通过有经验的工程师以声学上额定的标准为依据，由主观上的评判来决定扭转减振器的扭转刚度和摩擦力矩的最佳组合以及它们的最大、最小变化范围。
这种凭主观感受和经验调整离合器减振器参数的方法能在比较短的时间内完成，通常效果良好。
对于线性特性的减振器，减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
与无预紧力矩时相比当两种角刚度和极限转角分别相同时，有预紧力的极限转矩较大，使减振器能在较大的转矩范围内工作；
当极限转矩研和极限转角分别相同时，则其角刚度较低。
究表明，
增加，共振频率将向减小频率的方移动，这是有利的。
但是
不应大于L，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取
=（O．05～O．15）
（1-6）
=0.07x262=18.34N.m
的尺寸应尽可能大些，一般取
=（0.06～0.75）d/2=55mm（1-7）
d=156mm
参照表1-1选取。
表1-1减振弹簧个数的选取
摩擦片外径D／mm
225--250
250--325
325--350
>
350
4--6
6--8
8--10
10
已知摩擦片的外径275mm由表1-1可知
=6
当限位销与从动盘毂之间的间隙△1或△2被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值Ti时，减振弹簧受到的压力
为
／
=524/0.055=9527.3（1-8）
减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角
=2arcsin
=12ｏ（1-9）
为减振弹簧的工作变形量。
通常取3°
～12°
，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，
取上限。
6.结论
为了使汽车能平稳起步，离合器应能柔和接合，这就需要从动盘在轴向具有一定弹性。
为此，往往在动盘本体圆周部分，沿径向和周向切槽。
再将分割形成的扇形部分沿周向翘曲成波浪形，两侧的两片摩擦片分别与其对应的凸起部分相铆接，这样从动盘被压缩时，压紧力随翘曲的扇形部分被压平而逐渐增大，从而达到接合柔和的效果。
离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了动盘两侧的摩擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动。
动盘本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。
因为有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和。
传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来。
从动部分是由单片、双片或多片从动盘所组成，它将主动部分通过摩擦传来的动力传给变速器的输入轴。
从动盘由从动盘本体，摩擦片和从动盘毂三个基本部分组成。
为了避免转动方向的共振，缓和传动系受到的冲击载荷，大多数汽车都在离合器的从动盘上附装有扭转减震器。
为此，往往在动盘本体园周部分，沿径向和周向切槽。
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