从动盘设计说明书

从动盘总成设计计算说明书1 设计题目2 从动盘总成结构设计从动盘总成有两种结构形式：带扭转减振器的和不带扭转减振器的，本次设计中选取的是带扭转减振器的从动盘。

由发动机的总质量4095kg ，属于轻型的商用车，发动机的最大转矩一般不大，确定选择离合器的形式为单片干式。

从动盘总成主要由从动片、摩擦片和从动盘毂、扭转减振器等4个基本部分组成。

2.1摩擦片设计2.1.1摩擦片尺寸的确定摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命。

它和离合器所需传递的转矩大小有一定的关系，按发动机的最大转矩max e T （N ·m ）来选定D 时，可根据经验公式计算max e D T K D = 式中： D--摩擦片外径，mmmax e T --发动机最大转矩，N · mD K --为直径系数，取值范围见表2-3所给题目中的最大转矩为179N · m ，则摩擦片外径为mm D 3.1923.166108)5.180.16(→=→=按照我国摩擦片尺寸标准GB/T5764-2011中表A.1，知可选择的尺寸有180mm 和225mm ，最终选定摩擦片的尺寸为D ＝180mm 。

根据推荐的内径值选择d=120mm.摩擦片的厚度可选择3.2和3.5，选择b=3.5mm.摩擦片的内径d 不作为一个独立的参数，它和外径D 有一定的关系，用比值C 来反映，定义为DdC =比值C 关系到从动片总成的结构设计和使用性能。

增加C 有利于离合器的散热和减少摩擦片内外缘滑磨速度差。

但是，过分增加C 会使得摩擦片面积减小，影响其传递转矩的能力。

按照目前的设计经验，70.0~53.0=C一般说来，发动机转速越高，C 取值越大。

由离合器摩擦片的尺寸系列和参数表A.1取得67.0180120==C ，在推荐的范围之内，内径d ＝120mm 。

2.1.2 后备系数β的确定后备系数保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩，同时它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高了离合器的使用寿命。

但为了离合器的尺寸不致过大，减少传递系的过载，使操纵轻便等，后备系数又不宜过大。

由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加），主要在城乡运行，使用条件不好，根据表2-1的取值范围，初取β=1.5。

表2-1 离合器后备系数β取值范围2.1.3单位压力p 的确定摩擦面上的单位压力P 的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及质量等有关。

离合器使用频繁,工作条件比较恶劣单位压力P 较小为好。

当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力P 。

因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力P 应随摩擦片外径的增加而降低。

选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。

这里选择石棉基材料的摩擦片，μ选择0.3.摩擦片的相关参数如下摩擦片外径D 摩擦片内径d 后备系数β厚度b 单位压力Po 槽数 180mm 120mm1.53.50.214MPa242.2 从动片的设计从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：1)从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。

2)从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。

为了使从动盘具有轴向弹性，在从动片的外缘开6-12个T 型槽，行程徐东扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。

两侧的摩擦片分别铆接在相隔的一个扇形上。

T 型槽还有利于散热的作用。

3)应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。

4）从动片要求质量轻，一般厚度取1.3-2.5mm ，本次设计初选从动片厚度为1.5mm 。

具体的结构设计见图纸。

2.3 从动盘毂的设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。

它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D 与发动机的最大转矩T m ax e 选择。

发动机转矩是从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在该花键孔内。

从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式，目前都采用齿侧定心的矩形花键。

花键之间为动配合，这样，在离合器分离和结合过程中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动。

为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动不产生歪斜，影响离合器的彻底分离，从动盘毂的轴向长度不宜过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在艰难情况下工作的离合器，其盘毂的长度更大，可达花键外径的1.4倍。

2.3.1从动盘毂花键尺寸选择由从动盘的外径D ，发动机转矩根据表3-6，根据GB1144－2001选定从动盘毂花键尺寸系列表选取其尺寸如下：摩擦片D/mm 最大转矩T m ax e /(N ·m) 花键尺寸 挤压应c/MPa齿数n外径D ’/mm 内径d ’/mm 齿厚t/mm 有效尺l/mm 18010810 3262132011.8摩擦片与从动片之间有两种紧固方法：铆接法和粘接法，本次设计中选取铆接法，其优点是可靠及磨损后换装摩擦片方便。

2.4扭转减振器的设计2.4.1扭转减振器方案设计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，改变系统的固有振型，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。

依据弹簧元件的不同，扭转减振器又可以分为弹簧摩擦式、液阻式和橡胶金属式。

目前应用广泛的是弹簧摩擦式。

本设计选用弹簧摩擦式扭转减振器。

带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图4.1所示弹簧摩擦式:带扭转减振器的从动盘总成结构示意图1—从动盘；2—减振弹簧；3—碟形弹簧垫圈；4—紧固螺钉；5—从动盘毂；6—减振摩擦片7—减振盘；8—限位销2.4.2扭转减振器主要参数计算减振器的扭转刚度k和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩Tμ是两个主要参数，决定了减振器的减振效果。

其设计参数还包括极限转矩Tj 、预紧转矩Tn和极限转角等。

1）极限转矩Tj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，T j =(1.5～2.0)maxeT对于商用车，系数取1.5，则T j =1.5×max e T ＝1.5×108＝162 m N ⋅ 2）扭转刚度ϕk为了避免引起系统的共振，要合理的选择减振器的扭转刚度ϕk ，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。

由经验公式初选ϕk 13≤T j即ϕk 13≤T j ＝13×170＝2210 rad m N /⋅ 3）阻尼摩擦转矩T μ由于减振器扭转刚度ϕk 受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效的消除振动，必须合理的选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T μ，一般可按公式初选T μ＝（0.06～0.17）max e T即T μ=（0.06～0.17）max e T =（0.06～0.17）×108=6.48~18.36 N ·m 初选T μ=15 N ·m 4）预紧转矩T n减振弹簧在安装时都有一定的预紧。

T n 满足以下关系：T n ＝（0.05～0.15）max e T 且T n ≤T μ＝20 m N ⋅而T n ＝（0.05～0.15）max e T ＝5.4～16.2 N ·m 则初选T n ＝10 m N ⋅ 5）减振弹簧的位置半径R 0R 0的尺寸应尽可能大些，一般取R 0=(0.60～0.75)d/2则R 0=(0.60～0.75)d/2=(0.60～0.75)×120/2=36～45mm,又为了保证扭转减振器的正确安装，摩擦片的内径d 必须大于减振器弹簧位置直径2R 0,可取为35mm.6）减振弹簧个数Zj参照表2-6，当摩擦片外径D≤250mm时，Z j=4～6故取Zj=47）减振弹簧总压力∑F当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F∑为F∑＝Tj /R＝170/(35×310-)＝4857.1 N2.4.3减振弹簧的计算在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。

1）减振弹簧的分布半径R1即为减振器基本参数中的减振弹簧的位置半径R0。

2）单个减振器的工作压力FF=∑F/Z=4857.1/6=1214.2 N3）减振弹簧尺寸计算（1）弹簧中径Dc其一般由布置结构来决定，通常Dc=11～15 mm参见标准GB/T1358-93，取Dc=12 mm（2）弹簧钢丝直径dd=3][8τπcFD式中， ][τ-扭转许用应力可取550～600Mpa,故取为575 MpaF-单个减振器的工作压力，N D c -弹簧弹簧中径，mm故3][8τπc FD d ==3570122.12148⨯⨯⨯π=4.02mm参见标准GB/T1358-93，d 取4 mm （3）减振弹簧刚度K应根据已选定的减振器扭转刚度值ϕk 及其布置尺寸R 1确定，即K=jZ 211000R k ϕ式中，ϕk -减震弹簧扭转刚度, rad m N /⋅R 1-减振弹簧的分布半径,mm Z j -减震弹簧个数故K==jZ 211000R k ϕ0.4514)1035(1000221023=⨯⨯⨯-mm N /（4）减振弹簧有效圈数iK D Ed i c 348=式中，E-材料的剪切弹性模量，对于碳钢可以取MPa 4103.8⨯D c -弹簧中径,mm d-弹簧钢丝直径,mmK-减振弹簧刚度, ⋅mm N /故41.310451)1012(8)104(10103.88333436434=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==--K D Ed i c （5）减振弹簧总圈数n其一般在6圈左右，与有效圈数i 之间的关系为n=i +(1.5～2)=6（6）减振弹簧最小高度指弹簧在最大工作负荷状态下的工作长度dn d n l 1.1)(min ≈+=δ式中，n-减振弹簧总圈数 d-弹簧钢丝直径,mm故mm dn l 4.26641.11.1min =⨯⨯=≈（7）弹簧总变形量弹簧在最大工作负荷状态下的最大压缩量KF l =∆ 式中，F-单个减振器的工作压力,NK-减振弹簧刚度, mm N / 故mm K F l 69.24512.1214===∆ （8）减振弹簧自由高度0l 指弹簧无负荷时的高度0l =l l ∆+min =26.4+2.69=29.09mm（9）减振弹簧预变形量指弹簧安装时的预压缩变形，它和选取的预紧力矩T n 有关1'R KZ T l j n=∆式中，T n -预紧力矩，m N ⋅K-减振弹簧刚度, mm N / R 1-减振弹簧的分布半径,mm Z j -减震弹簧个数 故1'R KZ T l j n =∆=35445110⨯⨯≈0.158 mm （10）减振弹簧安装工作高度l'0l l l ∆-==29.09-0.158=28.932 mm2.4.4极限转角j ϕ减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对于从动盘毂的极限转角2arcsin2R lj ∆=ϕ 式中，l ∆-减震弹簧的工作变形量，mmR 0-减振弹簧的位置半径，mmj ϕ通常取ο3～ο12，对汽车平顺性要求高或发动机工作不均匀时，j ϕ取上限。