整理4離合器的設(shè)計(jì)與計(jì)算

1、精品文檔第四節(jié)離合器的設(shè)計(jì)與計(jì)算精品文檔一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)離合器要確定離合器的性能參數(shù)和尺寸參數(shù),這些參數(shù)的變化影響離合器的結(jié)構(gòu)尺寸和工作性能。1.設(shè)計(jì)變量后備系數(shù)夕可由式(2-1)和式(2-5)確定，可以看出B取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和do單位壓力3 o可由式(2 2)確定，po也取決于F和D及do因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)變量選為X =x1X2X3T =FDdT2.目標(biāo)函數(shù)離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)追求的目標(biāo)是在保證離合器性能要求條件下,使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標(biāo)函數(shù)為jI 22f(x) = min (D -d )43.約束條件1)摩擦片的外徑D(mm)的

2、選取應(yīng)使最大圓周速度 VD不超過65 70m/s,即兀3Vd =nemaxDx10<65 70m/s60(2-7)式中,VD為摩擦片最大圓周速度(m/s) ； nemax為發(fā)動機(jī)最高轉(zhuǎn)速(r / min)。2)3)為保證離合器可靠傳遞轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，不同車型的3值應(yīng)在一定范圍摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0. 530. 70范圍內(nèi)，即.53< c< 0. 70內(nèi)，最大范圍3為1. 24. 0,即4)為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑 2Ro約 50m m圖 215)，即d>2Ro+505)為反映離合器傳遞轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過載的能力，單位摩擦面積傳

3、遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值,TC0=莎三產(chǎn)。(2-8 )式中，Teo為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩（N m）/mm2； T co為其允許值（N m/ mm2,按表2 1選取。離合器規(guī)格D/ mm<210>210-250>250 325>325Teo X1090 . 280. 300. 350. 40p。表2 1單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值（N m/ mm2）所用的摩擦材料在一定范圍內(nèi)選取，最大范圍P。為0. 10 1 . 50MPa即0 . lOMPaC pow 1. 50MPa7）為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，每次接合的單位摩擦面積滑磨功

4、應(yīng)小于其許用值，即灼=蘭血兀Z(D2 -d2)（2-9）式中，3為單位摩擦面積滑磨功（J /mm2； 3 為其許用值（J /mm2）對于轎車：o =0. 40J/ mm2對于輕型貨車：« =0 . 33J/mm2對于重型貨車：« =0 . 25J/mm2; W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（J），可根據(jù)下式計(jì)算2 2 2兀 ne marr 2 21800i0 ig(2-10)式中，ma為汽車總質(zhì)量（kg） ； rr為輪胎滾動半徑（m） ； ig為起步時所用變速器擋位的傳動比;i 0為主減速器傳動比;ne為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速（r / min），計(jì)算時轎車取2000r /m

5、in，貨車取1500r / min。二、膜片彈簧的載荷變形特性假設(shè)膜片彈簧在承載過程中， 其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點(diǎn)C轉(zhuǎn)動（圖29）。通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的載荷Fl集中在支承點(diǎn)處，加載點(diǎn)間的相對軸向變形為入1,（圖2 10b），則有關(guān)系式F1=f “靜黔(H“1氏）（怕r1(2-11)式中，正為材料的彈性模量，對于鋼:E=2. 1X10! MPa卩為材料的泊松比，對于鋼：卩=0. 3; H為膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截錐高度；h為膜片彈簧鋼板厚度；R r分別為自由狀態(tài)下碟簧部分大、小端半徑；R、r1分別為壓盤加載點(diǎn)和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑。離合器分離時，膜片彈簧的加載點(diǎn)發(fā)生變

6、化，見圖2 10c。設(shè)分離軸承對分離指端所加載荷為F2，相應(yīng)作用點(diǎn)變形為入2，另外，在分離與壓緊狀態(tài)下，只要膜片彈簧變形到相同的位置，其子午斷面從自由狀態(tài)也轉(zhuǎn)過相同的轉(zhuǎn)角，則有如下關(guān)系圖2-9子午斷面繞中性點(diǎn)的轉(zhuǎn)動.r1 - rf .畑=扎1R1 - r1(2-12)R1 -1F2 =r1 一 rfFi(2-13)式中，門為分離軸承與分離指的接觸半徑。a圖2-10膜片彈簧在不同工作狀態(tài)時的變形a)自由狀態(tài)b)壓緊狀態(tài)C)分離狀態(tài)將式(2 12)和式(2 13)代人式(2 11)，即可求得F2與入2的關(guān)系式。同樣將式(2 12)和 式(2 13)分別代入式(2 11)，也可分別得到Fl與入2和F

7、2與入1的關(guān)系式。2f(圖 2 如果不計(jì)分離指在F2作用下的彎曲變形，則分離軸承推分離指的移動行程入10c)為._1 - rf、人2 f =人1 f(2-14)R1 -1式中，入1f為壓盤的分離行程(圖2 10b、C)。三、膜片彈簧的強(qiáng)度校核由前面假設(shè)可知，子午斷面在中性點(diǎn)C處沿圓周方向的切向應(yīng)變?yōu)榱?，故該點(diǎn)的切向應(yīng)力為零，C點(diǎn)以外的點(diǎn)均存在切向應(yīng)變和切向應(yīng)力。建立如圖2 9所示的坐標(biāo)系，則斷面上任意點(diǎn)(x , y)的切向應(yīng)力(T t為G _ EX 護(hù)(a-申/2)-y半巧(2-15)式中，a為自由狀態(tài)時碟簧部分的圓錐底角；屮為從自由狀態(tài)起，碟簧子午斷面的轉(zhuǎn)角；e為中性點(diǎn)半徑,e=(R r)

8、/ ln(R / r)。CP由式(2 15)知，當(dāng) 一定時，一定的切向應(yīng)力6在工xOy坐標(biāo)系中呈線性分布,6 =0時有y-W/2)xCDCD因(O 屮 /2)很小，( 屮 /2) tan( «W/2)，則式(2 16)表明對于一定的W,零應(yīng)力分布在過O點(diǎn)而與x軸成(U W / 2)角的直線上(圖211)。實(shí)際上，當(dāng)x=e時,無論bt為何值，均存在)y= (G W/ 2) eCD即對于一定的，等應(yīng)力線都匯交于 K點(diǎn)，其坐標(biāo)為 x=e、y= (a / 2) e。顯然(2-16)圖2-11切相應(yīng)力在子午斷面中的分布0K為零應(yīng)力直線，其內(nèi)側(cè)為壓應(yīng)力區(qū)，外側(cè)為圖211切向應(yīng)力在子午斷面中的分布

9、拉應(yīng)力區(qū)；等應(yīng)力線越遠(yuǎn)離零應(yīng)力線，其應(yīng)力值cp越高。由此可見，碟簧部分內(nèi)上緣點(diǎn)B的切向壓應(yīng)力最大。 當(dāng)K點(diǎn)的縱坐標(biāo)(0 - / 2) e>hCD/ 2時，A點(diǎn)的切向拉應(yīng)力最大；當(dāng) (0 / 2) e<h/2時，A'點(diǎn)的切向拉應(yīng)力-最大。分析表明，月點(diǎn)的應(yīng)力值最高，通常只計(jì)算月點(diǎn)的應(yīng)力來校核碟簧的強(qiáng)度。將月點(diǎn)坐標(biāo)x ( e r)和y=h/2代人式(2 15)，可得月點(diǎn)的應(yīng)力 t B%=(亍護(hù)-(e卄今(2-17)令d btB /dW=0,可求出Wb達(dá)到極大值時的轉(zhuǎn)角Wp。申=a +hP 2(e-r)(2-18)式(2 18)表明，B點(diǎn)最大壓應(yīng)力發(fā)生在比碟簧壓平位置再多轉(zhuǎn)動一個

10、角度arctanh /2(e r)疋h/2(e r)的位置處。cp 護(hù) 當(dāng)離合器徹底分離時，膜片彈簧子午斷面的實(shí)際轉(zhuǎn)角f > Pcp cp cp <p如果 f< p,則取f。G-CpCp，計(jì)算tB時，應(yīng)取P，在分離軸承推力F2作用下，B點(diǎn)還受彎曲應(yīng)力btB，其值為精品文檔6(r -rf)F2(2-19)SB =n brh2式中，n為分離指數(shù)目；br為一個分離指根部寬度?？紤]到彎曲應(yīng)力 brB是與切向壓應(yīng)力 6b相互垂直的拉應(yīng)力， 根據(jù)最大切應(yīng)力強(qiáng)度理論,B點(diǎn)的當(dāng)量應(yīng)力為(2-20)試驗(yàn)表明，裂紋首先在碟簧壓應(yīng)力最大的月點(diǎn)產(chǎn)生，但此裂紋并不發(fā)展到損壞， 且不明顯影響碟簧的承載能

11、力。 繼后，在A'點(diǎn)由于拉應(yīng)力產(chǎn)生裂紋，這種裂紋是發(fā)展性的，一直發(fā)展到使碟簧破壞。在實(shí)際設(shè)計(jì)中，當(dāng)膜片彈簧材料采用60Si2MnA時，通常應(yīng)使jB < 1500精品文檔1700MPa四、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇1 .比值H/ h和h的選擇比值H/h對膜片彈簧的彈性特性影響極大。分析式 (2 11)可知，當(dāng)H/ h<V2時,Fl=f(入1)為增函數(shù)；H/h'2時，F(xiàn)l= f(入1)有一極值，該極值點(diǎn)恰為拐點(diǎn)；H/ h2時,Fl= f(入1)有一極大值和一極小值；當(dāng)H/ h=2J2時，F(xiàn)l= f(入1)的極小值落在橫坐標(biāo)上。為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器

12、用膜片彈簧的 H/h般為1.62. 2,板厚丸為24mm2 .比值R/ r和R、r的選擇R/ r 一般為1 . 20 1 . 35。為使摩研究表明，R/ r越大，彈簧材料利用率越低， 彈簧剛度越大，彈性特性曲線受直徑誤差 影響越大，且應(yīng)力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求,擦片上壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應(yīng)取為大于或等于摩擦片的平均半徑甩，拉式R直比推式大。膜片彈簧的r值宜取為大于或等于 Rc。而且，對于同樣的摩擦片尺寸，拉式的3 . a的選擇膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角。與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切，a =arctanH / (Rr) H/ (R r)，一般在9°15°范圍

13、內(nèi)。4 .膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖212所示。該曲線的拐點(diǎn)H對應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且入1H=(入1M+入1N) / 2。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點(diǎn)B-般取在凸點(diǎn)M和拐點(diǎn)H之間，且靠近或在H點(diǎn)處，一般入1B=(0 . 81. 0)且入lH,以保證摩擦片在最大磨損限jVI I! I .丄 aS",精品文檔度入范圍內(nèi)壓緊力從 Fib到Fia變化不大。當(dāng)分離時，膜片彈簧工作點(diǎn)從B變到C,為最大限度地減小踏板力，C點(diǎn)心盡量靠近N點(diǎn)。5 n 的選取分離指數(shù)目n常取為18,大尺寸膜片彈簧有些2-12膜片彈簧的彈性特性曲線取24，小尺寸膜片彈簧有些取 12

14、。五、膜片彈簧材料及制造工藝國內(nèi)膜片彈簧一般采用 60Si2 MnA或50CrVA等優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、 載荷特性和表面質(zhì)量等要求， 需進(jìn)行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力， 要對膜片彈簧進(jìn)行強(qiáng)壓處理， 即沿其分離狀態(tài)的工作方向， 超過徹底分離點(diǎn)后繼續(xù)施加過量的位移， 使其過分離 3 8次，并使其高應(yīng)力區(qū)發(fā)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應(yīng)力。一般來說， 經(jīng)強(qiáng)壓處理后， 在同樣的工作條件下， 可提高膜片彈簧的疲勞壽命 5 30。另外， 對膜片彈簧的凹面或雙面進(jìn)行噴丸處理， 即以高速彈丸流噴射到膜片彈簧表面， 使表層產(chǎn)生塑性變形，形成一定厚度的表面強(qiáng)化層，起到

15、冷作硬化的作用，同樣也可提高疲勞壽命。為提高分離指的耐磨性， 可對其端部進(jìn)行高頻感應(yīng)加熱淬火或鍍鉻。 為了防止膜片彈簧與壓盤接觸圓形處由于拉應(yīng)力的作用產(chǎn)生裂紋，可對該處進(jìn)行擠壓處理，以消除應(yīng)力源。膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為4550HRC 分離指端硬度為5562HRC在同一片上同一范圍內(nèi)的硬度差不大于3個單位。碟簧部分應(yīng)為均勻的回火托氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一般不得超過厚度的3。膜片彈簧的內(nèi)外半徑公差一般為 Hil和h11，厚度公差為± 0. 025mm初始底錐角公差為± 10'。上、下表面的表面粗糙度為1. 6卩m底面

16、的平面度一般要求小于 0. Imm膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相互高度差一般要求小于0. 81. 0mm。六、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)就是通過確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其載荷變形特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強(qiáng)度也滿足設(shè)計(jì)要求，以達(dá)到最佳的綜合效果。目標(biāo)函數(shù)目前，國內(nèi)關(guān)于膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)主要有以下幾種：1)彈簧工作時的最大應(yīng)力為最小。2)從動盤摩擦片磨損前后彈簧壓緊力之差的絕對值為最小。3)在分離行程中，駕駛員作用在分離軸承裝置上的分離操縱力平均值為最小。4)在摩擦片磨損極限范圍內(nèi)，彈簧壓緊力變化的絕對值的平均值為最小。5)選3）和4） 兩個目標(biāo)函數(shù)為雙目

17、標(biāo)。為了既保證離合器使用過程中傳遞轉(zhuǎn)矩的穩(wěn)定性， 又不致嚴(yán)重過載， 且能保證操縱省力，并用轉(zhuǎn)換函選取 5）作為目標(biāo)函數(shù)， 通過兩個目標(biāo)函數(shù)分配不同權(quán)重來協(xié)調(diào)它們之間的矛盾，精品文檔數(shù)將兩個目標(biāo)合成一個目標(biāo)，構(gòu)成統(tǒng)一的總目標(biāo)函數(shù)(2-21 )f(X)f,(X)+02 f2(x)式中，00 I和002分別為兩個目標(biāo)函數(shù) f1（X）和f2（x）的加權(quán)因子，視設(shè)計(jì)要求選定。2 .設(shè)計(jì)變量從膜片彈簧載荷變形特性公式（2 11）可以看出，應(yīng)選取 H h、R、r、Rl、r1這六個尺寸參數(shù)以及在接合工作點(diǎn)相應(yīng)于彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量入1B（圖212）為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量，即X =x1X2X3X4X5X6X

18、7T =HhRrR1rM1BT(2-22)3.約束條件1）應(yīng)保證所設(shè)計(jì)的彈簧工作壓緊力F1E與要求壓緊力Fy相等，即F1B=Fy2）為了保證各工作點(diǎn)A、月、C有較合適的位置（A點(diǎn)在凸點(diǎn)M左邊,B點(diǎn)在拐點(diǎn)H附近，C點(diǎn)在凹點(diǎn)N附近,如圖2 12所示），應(yīng)正確選擇入1B相對于拐點(diǎn)入1H的位置,1B/ 入 1H: 0. 8 1. 0,（2-23）3）為了保證摩擦片磨損后離合器仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，并考慮到摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力F1A應(yīng)大于或等于新摩擦片時的壓緊力FIB，即F1A > FIB4）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H/ h與初始底錐角a - H/（R r）應(yīng)在定范圍內(nèi)，即.6W H/hw 2. 2oow a H/ (Rr) w 155)彈簧各部分有關(guān)尺寸比值應(yīng)符合一定的范圍，即1.20<R/r <1.3570<2R/h <1003.5 <R/r0 <5.0(2-24)式中，ro為膜片彈簧小端內(nèi)半徑，如圖6）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜2 13所示。片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑 R1（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑ri）應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間,推式：（D十d） /4W RiW D/2拉式