动盘中装有扭转减振器。

装在从动盘中的扭转减振器在世纪年代前后就已经用于汽车，通常说的扭转减振器就是指它。

本次设计的就是普通扭转减振器。

扭转减振器的功用般结构和工作原理扭转减振器具有如下功能降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭转振动固有频率。

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西南交通大学本科毕业设计第页扭振。

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。

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。

扭转减振器主要由弹性元件和阻尼元件等组成。

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。

根据阻尼元件的不同，减振器可以分成弹簧摩擦式液阻式和橡胶金属式。

选择弹簧摩擦式扭转减振器的结构形式扭转减振器具有线性和非线性特性两种。

变刚度减振器的扭转特性如图所示图变刚度减振器的结构及其特性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，第级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。

目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。

图为扭转减振器在从动盘中的装配关系和工作示意图。

西南交通大学本科毕业设计第页扭转减震器的组成不工作时工作时摩擦片波形弹簧片从动片减震摩擦片限位销从动盘毂调整垫片减振弹簧减震盘图扭转减震器的组成及工作示意图扭转减振器的特性及主要参数的选择减振器的扭转刚度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减震弹簧位置半径和极限转角等。

极限转矩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，对于货车般可取扭转刚度扭转刚度为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，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西南交通大学本科毕业设计第页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式中为使从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩为每个减振弹簧的线刚度为减振弹簧个数为减振弹簧位置半径。

根据扭转刚度的定义，则式中，为减振器扭转刚度。

设计时可按经验来初选初步取阻尼摩擦转矩由于减振器扭转刚度是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地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩般可按下式初选。

初步计算选取预紧转矩减振弹簧在安装时都有定的预紧。

研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。

但是不应大于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取西南交通大学本科毕业设计第页初步选取减振弹簧的位置半径减振弹簧的位置半径的尺寸应尽可能大些，般取式中，为摩擦片的内径。

选取极限转角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为式中，为减振弹簧的工作变形量。

通常取，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，取上限值。

减振弹簧个数值参照表选取。

选择。

表减振弹簧个数的选取摩擦片外径减振弹簧个数减振弹簧总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力为西南交通大学本科毕业设计第页代入数据得减振弹簧的计算在初步选定减振器的主要参数后，即可根据布置上的可能来确定减振弹簧设计相关的尺寸。

全部减振弹簧总的工作负荷单个减振弹簧的工作负荷减振弹簧的尺寸计算如下弹簧中径般由结构布置来确定，通常左右。

弹簧钢丝直径式中，由于选用高强度的合金弹簧钢扭转许用应力可取。

通常取带入，可以求出双质量飞轮设计优点目前通用的从动盘减振器在特性上存在如下局限性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般为，相当于四缸发动机转速，或六缸发动机转速，般均高于怠速转速。

它在发动机实用转速范围内，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。

近年来出现了种称为双质量飞轮的减振器。

双质量飞轮减振器具有以下优点以降低发动机变速器振动系统的固有频率，以避免在怠速转速时的共振。

西南交通大学本科毕业设计第页增大减振弹簧的位置半径，降低减振弹簧刚度，并允许增大转角。

由于双质量飞轮减振器的减振效果较好，在变速器中可采用粘度较低的齿轮油而不致产生齿轮冲击噪声，并可改善冬季的换挡过程。

而且由于从动盘没有减振器，可以减小从动盘的转动惯量，这也有利于换挡。

但同时它也存在定的缺点，如由于减振弹簧位置半径较大，高速时受到较大离心力的作用，使减振弹簧中段横向翘曲而鼓出，与弹簧座接触产生摩擦，使弹簧磨损严重，甚至引起早期损坏。

双质量飞轮减振器主要适用于发动机前置后轮驱动的转矩变化大的柴油机汽车中。

本章小结本章主要针对周置螺旋弹簧离合器的零件进行选型及设计计算，包括从动盘压盘尺寸确定和校核离合器盖设计离合器分离装置分离杆和分离轴承和分离套筒的选择设计圆柱螺旋弹簧设计计算以及扭转减震器的分析设计等。

西南交通大学本科毕业设计第页第章离合器操纵系统设计离合器操纵系统总体设计要求离合器操纵系统的功能是，把驾驶员对离合器踏板的输入力和位移边成分离轴承上的输出位移也是力和位移，来控制离合器的分离接合，从而完成对汽车传动系统的动力切断或传递。

因此离合器的踏板的布置位置相关尺寸作用力以及行程大小都要符合人体工程学上的要求。

综合起来，设计离合器操纵系统时要考虑如下些因素操纵系统的输出对输入的放大比率周边工作环境对系统的影响时间因素对系统系能的综合影响。

离合器踏板位置行程和踏板力踏板位置的确定离合器踏板位置行程和踏板力，对于驾驶员操作舒适性至关重要，应从人体工程学进行考虑。

离合器踏板的操纵通常设计为由左脚控制，因此，踏板的最佳位置应和左脚保持处在同条直线上最为舒服，为此，离合器踏板在车内的位置就要更偏左对右侧行车的汽车而言，它给车内左侧留下的横向剩余空间就要小些。

在不操作离合器踏板时，左脚搁在在离合器踏板的左侧，这样左侧空间会显得更小此外，脚和腿也要向左歪些，不能正对前方。

考虑到这些因素，大部分离合器踏板实际布置位置还需适当靠右，即靠向人体中间部分。

具体布置应以人体左右对称中心为准向左移，作为离合器踏板中心线的位置。

踏板的最小高度是指，当用脚趾在踏板中央处踩踏板到底时，允许左脚跟刚接触及地板。

对于面积的踏板，布置踏板高度时，若从其下边沿起，距地板不小于，这对于分位的女性的脚从脚趾到脚跟，光脚为和分位的男性的脚都可以包容。

踏板行程的计算离合器踏板最大行程是指从踏板最高点至最低点所划过的距离。

踏板最佳行程受许多因素影响，其中要考虑的人群从分位的女性到分位的男性。

人体工程学资西南交通大学本科毕业设计第页料为对于正常人踏板最大行程应小于现今小轿车的踏板最大行程般约为。

本次设计选取踏板行程踏板行程有若干临界区影响离合器的接合品质，从图可以看到其临界区点是以下个方面图离合器踏板行程描述离合器踏板储备行程。

指从离合器完全分离时起到踏板行程终了间的距离，它至少应留的踏板行程以确保离合器在所有情况下都能彻底分离。

因为当离合器系统因外界影响因素而表面升高时，若它的储备行程过小，这就可能影响离合器彻底分离。

因为当离合器系统因外界影响因素而温度升高时，若它的储备行程过小，就有可能影响离合器的彻底分离，造成变速器换档时的齿轮撞击，换档力增加并加快同步器的磨损。

接合开始点。

它出现在离合器踏板往上抬的离合器接合过程中，位于储备点或彻底分离点之上见图，若它距离储备点超过以上，就难以从脚感上确定踏板的位置，因为踝关节部位只能在范围内调节。

接合调节区。

它起于接合开始而终于离合器的摩擦力矩等于发动机转矩之时，因为在离合器的接合过程中，转矩容量是从到最大已靠近踏板最高行程位置，故接合终了的的区域是变动的。

当离合器传递发动机最大转矩时，离合器的西南交通大学本科毕业设计第页完全接合发生在踏板行程靠近终了顶部，而在部分负荷小转矩时，则靠近于开始接合点不远离合器就接合了。

在正常行驶范围内，大部分离合器的接合发生在很窄的踏板行程之内即可完成。

踏板力的计算对于定离合器总成，离合器踏板力取决于离合器分离轴承的输出力及操纵系统的传动比或杠杆比，加大传动比会使踏板力减小但行程增加。

踏板力大小直接影响到对离合器操纵的轻便性。

对于轿车和轻型卡车，其踏板力可取较轻的踏板力若离合器踏板离地板较近且行程较短，操纵时脚跟可不离地板，腿完全依靠在座椅上，此时，踏板只需支撑脚的部分重量，采用轻的踏板力是适当的，操作离合器也很舒适。

若为了满足踏板行程的要求，而设计上无法满足踏板力上述条件时，还可采用助力装置。

操纵系统周边工作环境和时间因素的影响操作系统周边工作环境对