（机械设计及理论专业论文）汽车摩擦离合器综合试验仿真技术的研究.pdf

分类号： udc 密级 编号 汽车摩擦离合器 综合试验仿真技术的研究 r e s e a r c ho nc o m p r e h e n s i v et e s ts i m u l a t i o nt e c h n o l o g yo fv e h i c l e f r i c t i o nc l u t c h 学位授予单位及代码：篮蚕堡王盔堂f ! q ! 竖2 学科专业名称及代码：塑煎丝过厦堡迨fq 8 q ! q i2 研究方向：塑缝q 趔盈鱼真丛苤申请学位级别：亟上 指导教师：遥煎堂 研究生：篮且 论文起止时问：2 塑z 生! ! 旦二! q q g 生1 2 旦 摘要 论文结合长春一东离合器厂，离合器总成的设计与研制基金项目，对汽车离合器 综合试验仿真技术进行了深入系统地研究，开发出了基于计算机通用有限元分析方法 的汽车摩擦离合器综合仿真试验技术。 本文对长春一东离合器厂为装配奇瑞集团生产的小型车而计划开发的d s t l 8 0 h 8 型离合器做了尺寸参数设计，利用c a t i a 软件对其进行了三维建模。基于a n s y s 有 限元软件，完成了从动盘超速旋转疲劳破坏模拟试验、离合器总成动力学有限元仿真 试验、离合器稳定工作状态模拟试验以及基于l s d y n a 分析模块的离合器动态接合 一轴向压缩耐久仿真试验。求解出离合器各部件的变形尺寸、内应力大小，用以找到 离合器总成在不同情况下的薄弱环节。对d s t l 8 0 h 8 型离合器从动盘进行了参数优化 分析，得到了理想的从动盘总成部件材料设计参数。 仿真试验结果与d s t l 8 0 h 8 型离合器样品件的实际试验结果对比表明：本文所述 的离合器综合仿真试验结果精度高，能够满足工程需要，可以为离合器总成材料参数 的选取以及结构尺寸的设计提供理论依据。 关键词：离合器综合试验仿真有限元 a b s t l ra c t t h e s i sc o m b i n e sw i t ht h ef u n dp r o j e c td e s i g na n dd e v e l o p m e n to f c l u t c hc o m p o n e n t s ， i nc h a n g c h u ny i d o n gc l u t c h m a n u f a c t o r y a t t e m p t i n gt of i n do u tc o m p r e h e n s i v et e s t s i m u l a t i o nt e c h n o l o g yo fv e h i c l ef r i c t i o n - c l u t c hi nas y s t e m a t i c a l l ya n ds c i e n t i f i cm a n n e r d e v e l o p e da na u t o m o t i v e f r i c t i o n c l u t c h s i m u l a t i o n - t e s t i n gt e c h n o l o g yb a s e do nf i n i t e e l e m e n tm e t h o d i nt h i st h e s i s ，id e s i g nt h ed i m e n s i o np a r a m e t e r sf o rd s t l 8 0 h 8c l u t c h ，w h i c hi sg o i n g t ob ei n s t a l l e di nt h es m a l lc a ro fc h e r r y - a u t og r o u p u s i n gb yc a t i as o f t w a r et oc a r r yo u t t h et h r e e - d i m e n s i o n a lm o d e l i n go ft h ec l u t c h b a s e do na n s y s ，c o m p l e t i n gt h eu l t r a s p e e d s p i ns i m u l a t i o nt e s to ft h ea u t o m o b i l ec l u t c hs p i d e r , c l u t c h - a s s e m b l yd y n a m i c sf i n i t ee l e m e n t s i m u l a t i o nt e s t ，s t a b l ew o r k i n gs t a t es i m u l a t i o nt e s to fd u t c ha n dc l u t c hd y n a m i ca x i a l c o m p r e s s i o ns i m u l a t i o nt e s tb a s e do nt h el s d y n am o d u l e g e t t i n gt h er e s u l t so fn o d e s d i s p l a c e m e n ta n de l e m e n t s y o nm i s s e ss t r e s so fc l u t c hc o m p o n e n t s ，i no r d e r t of i n do u tt h e w e a k p o i n t so ft h e s ep a r t si nd i f f e r e n ts i t u a t i o n d e a lw i t ht h ed e f e c t so fc l u t c hc o m p o n e n t s ， b yo p t i m i z a t i o no fp a r a m e t e r s ，t og e tt h ei d e a ld e s i g nm a t e r i a lp a r a m e t e r so fc o m p o n e n t s n es i m u l a t i o nr e s u l t sc o m p a r ew i t ht h es a m p l ep i e c e so fd s t l8 0 h 8d u t c ho ft h e a c t u a lt e s tr e s u l t ss h o w s ：1 1 1 es i m u l a t i o nr e s u l t sw i t hh i g hp r e c i s e ，c o u l db ea b l et om e e tt h e e n g i n e e r i n gn e e d sa n dp r o v i d et h e o r yf o u n d a t i o nf o rp h y s i c a ld i m e n s i o na n dt e c h n o l o g i c a l p a r a m e t e ro fc l u t c hd e s i g n k e yw o r d s ：c l u t c hc o m p r e h e n s i v et e s t s i m u l a t i o nf e m 长春理工大学硕士学位论文原创性声明 本人郑重声明：所呈交的硕士学位论文汽车摩擦离合器综合试验仿真技术的研 究是本人在指导教师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明 引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体己经发表或撰写过的作品成果。对 本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识 到本声明的法律结果由本人承担。 作者签名：趁益血q 仝年土月且日 长春理工大学学位论文版权使用授权书 本学位论文作者及指导教师完全了解“长春理工大学硕士、博士学位论文版权使 用规定”，同意长春理工大学保留并向中国科学信息研究所、中国优秀博硕士学位论文 全文数据库和c n k i 系列数据库及其它国家有关部门或机构送交学位论文的复印件和 电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权长春理工大学可以将本学位论文的全部或 部分内容编入有关数据库进行检索，也可采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇 编学位论文。 作者签名：主墨益垫22 年二l 月笪日 指导导师签名： 1 1 本课题的研究背景 第一章绪论弟一旱殖比 “汽车摩擦离合器综合试验仿真技术的研究”课题是应长春一东离合器股份有限公 司的要求而提出的。此公司是一家“立足吉林，面向东北，辐射全国，走向世界 的 国内知名汽车离合器生产企业，其主产品是各型号汽车摩擦离合器。由于长春一东离 合器股份有限公司制订了未来生产规模扩大、产品质量提高以及新产品开发周期缩短 的企业发展规划，因此要求本课题组试验人员开发出新的测试摩擦离合器总成耐久性 及可靠性的综合仿真试验方法。为公司做到新产品迅速设计、迅速开发、迅速占领市 场的企业战略提供保证。 笔者本文所述的基于有限元分析的离合器总成综合试验方法与原有传统试验方法 相比具有：试验周期短、试验结果数据齐全、参数化性能好的特点。本仿真试验满足 公司的使用要求，已经被一东离合器试验中心采纳，将被用于今后开发新产品的技术 方案之中。 1 2 摩擦离合器综合试验概述 整体上而言，汽车摩擦离合器应具有如下使用要求n 2 3 ： 1 尽可能地传递发动机的最大转矩 2 接合时平顺柔和，保证汽车起步时的平稳，没有抖动和冲击 3 分离时要迅速、彻底 4 离合器从动部分的转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮轮齿间的冲击并方便 换挡 5 高速旋转时具有可靠的强度，应注意平衡并避免离心力的影响 6 应使汽车传动系避免共振，具有吸收振动、冲击和减小噪声的能力 7 操纵轻便、工作性能稳定，使用寿命长 为保证摩擦离合器能够满足上述功能，在离合器开发过程中，仅靠理论分析和设 计经验的指导是不够的，还需要进行较为系统的综合试验。通过试验结果来验证和说 明离合器成品的可靠性和耐久性口1 。 汽车摩擦离合器综合试验是离合器性能检验的重要内容，是测评离合器整个系统、 分系统或是其中任意一个零件好坏的重要方法和手段h 1 。因此，离合器产品的综合试验 测评是开发过程中不可缺少的重要环节。从国内外资料来看，各汽车、离合器公司对 于试验内容要求并不尽相同，某些方面的试验还被认为是一些公司所专有的。而一般 来说，对于汽车离合器的综合试验有如下目的强1 ： 1 离合器性能特性的认定 汽车摩擦离合器的性能特性试验如果全部都在车上完成那是相当困难的，也是很 费时费钱的。因此最好先在离合器开发者的试验室中进行，其优点除省时省钱外，试 验数据的离散度也小，便于研究人员分析数据，从而进行参数优化工作。 2 零部件的认可 对于离合器总成的生产者而言，需要将离合器总成的各零部件装配到一起。待装 配的零件，一部分是公司自己生产的，同时会有一部分零件需要通过外购而来。通常 这些外购部件在零件供货商供货之前已经做了单独的可靠性试验。然而，符合耐久性 或是稳定性的单个零件未必一定能够满足离合器总成的实际工作要求，例如，离合器 会处于超过1 0 0 摄氏度的工作环境下。因此就必须对离合器总成进行认可试验，认可 试验需在环境温度或是更高的温度下进行，以检验零部件是否符合离合器总成的使用 要求。 3 离合器质量的保证 对于离合器质量的保证，已扩展到离合器的非功能部分，包括对原材料、生产的 中间过程和最终产品的试验。原材料试验包括化学成分、金相组织、硬度、表面状况、 厚度检测等；中间过程试验通常是测量零件的加工尺寸，但也可包括它们表现的状况， 加载变形和阻尼大小；最终产品试验包含两个方面：尺寸和功能的检测。 4 问题诊断 通过对离合器的检测试验，还可以用来确定离合器的性能还存在哪些问题。例如： 离合器噪音、振动或是踏板力过大等。离合器在使用时出现的问题可能会是由于一个 或多个因素造成的，因此，问题诊断试验可能会涉及到多个零件。近些年来新的试验 测试技术可以提高问题诊断试验的准确性和置信程度。例如，离合器生产单位可以利 用一台综合试验机，将离合器所有实验数据进行统筹分析，从而得到一个较为可靠的 分析结果。 1 3 离合器综合试验发展状况吲刊 从国内资料来看，随着我国机械制造水平的进步和检测技术的发展，对于离合器 的综合试验已经从原始的较为简单而单一的试验，发展到近些年来较为系统的离合器 总成室内试验以及离合器总成零部件试验。 1 3 1 离合器总成室内试验 离合器总成室内试验通常在台架上进行，试验可以模拟出离合器装配到车上使用 时的绝大多数情况。 2 1 离合器转矩容量试验 离合器转矩容积通过对离合器总成在惯性试验台上进行测试来获得。如图1 1 所 示，试验台中的一个离合器( 由固定的电机驱动) 用来把惯性载荷( 模拟汽车起步加 速的惯性质量) 的转速从零开始加速直到离合器工作状态稳定，即完全停止滑磨为止。 到此，离合器分离完成一次试验循环。通过多次反复试验，惯性试验台架系统可以各 出离合器的转矩容量数据，以便期4 试者审核离合器的转矩容量是否符合设计要求。 畦卣毒自血删 图1 1 惯性试验台架构成图 1 测速试验机，2 变流调速电机，3 变速器；4 被试验离音， 5 转矩转速传婷嚣，6 惯性轮，7 加裁制动器；8 停车制动罂：9 撵纵机构 2 离合器磨损试验 离合器摩擦片面磨损试验可以在离合器惯性试验台或等速滑磨试验台上完成，如 图12 所示，为离合器等速滑磨试验台架。 罗 图1 2 离台器等速滑磨试验台 通常情况下，摩擦片面磨损初期受对偶件飞轮、压盘表面状况的影响较大。因此， 国家标准规定；从动盘外径小于2 0 0 t a r a 的离舍器摩擦片在1 0 0 0 个磨损循环之后，单 面磨损量不高于2 克；在4 0 0 0 个磨损循环之后单面磨损量不高于4 克。摩擦片面的 磨损量通常是以铆钉头处测量摩擦片面厚度的改变量为基准。 3 离舍器的静平衡试验 为了保证离合器的工作稳定性，离合器的旋转零件( 如从动盘盘体、减振盘、从 动盘盘彀、压盘) 以及部件总成均需要进行平衡试验，这对高速发动机的工作稳定性 和安全性来说尤为重要。 国外对于离合器的静平衡试验已经开展了多年，积累的大量的理论数据。近年来， 我国也对离合器行业标准进行了规定，如表1 - 1 “3 所示。 表1 - 1 离台器从动盘总成和盖总成最大允许静不平衡量 合格品一等品优等品 从动盘总成 6 m l6 m 】5 m l 离合器盖总成 1 2 m 2 1 2 m 21 1 2 注：m l 从动盘总成质i ：m 2 一离合盖总成庙i 1 3 2 离合器零部件试验 1 从动盘扭转减振器总成耐久试验及扭转特性测定试验 从动盘扭转减振器总成耐久试验及扭转特性测定试验需要在扭转特性试验机上完 成，如图1 3 所示，为国内离台器生产单位的技术试验中心通常选用的从动盘总成扭转 特性试验机。 酯鸯 图1 3 从动盘总成扭转特性试验机 试验机将被试验的从动盘夹在两个只用摩擦片接触的盘面之间在从动盘盘毂中 插入一花键轴，并施加一对称循环载荷。正、反方向各施加相当于1 2 5 的发动机最大 扭矩的载荷。用仪器测量扭转减振器在加载一卸载一个循环周期中的扭矩大小，可以 得到扭转特性曲线。反复上述试验直到某一零件实效或是达到预定的循环次数为止， 则为耐久试验。 蔼 在我国汽车行业标准中，有关离合器从动盘总成扭转耐久性能一般要求离合器的 生产厂家对离合器从动盘做5 0 万次扭转耐久试验之后各零件不得失效。 2 离台器从动盘轴向压缩耐久试验 汽车驾驶者在驾驶的过程中，会不断踩下离台器踏板对汽车进行换挡的操作。有 调查表明，在城市中行驶的小汽车平均每百公里司机会踩下离合器踏板4 0 0 - - 6 0 0 次。 在离合器动态结合一分离的这一过程中，汽车发动机飞轮和离合器盖总成中的压盘会 对离合器从动盘压紧冲击。上述冲击过程中，与从动盘摩擦片铆接的减振盘在起到减 小冲击这一重要作用同时，会因多次( 2 x 1 0 5 次) 轴向压缩而造成疲劳破坏所以离合 器生产单位需要对从动盘做轴向压缩耐久试验，以检验其可靠性。离合器从动盘轴向 压缩耐久性的试验设备如图14 所示： ，1 1 图14 从动盘轴向压缩耐久试验机 我国汽车行业标准对于从动盘总成轴向压缩耐久性做可靠性试验，规定在工作压 紧力作用下，从动盘总成经过2 1 0 s 次轴向压缩试验后，减振盘无损伤、断裂、铆接 无松动、轴向压缩量不高于初始值的2 0 。 3 从动盘超速旋转试验 离合器在实际使用中，从动盘的超高速旋转是有可能发生的。例如，汽车在高速 行驶时如把变速器倒入第一个档位工作或是汽车在下坡行驶过程换入低档都会使离合 器从动盘的瞬问转速达到1 0 0 0 0 r a d m i n ，因此离合器从动盘要在高速破坏试验机上做 超速旋转试验，以检测从动盘的抗高速破坏能力。 对于不同尺寸的离合器，在离台器超速试验的标准也不尽相同。概括的说，从动 盘离合器的破坏转速不得低于发动机的最大功率转速的1 6 倍。 如图15 所示，为我国离合器生产企业使用的离合器超速试验设备。 u 图1 5 离合器耐高速试验机 从国外资料来看，国外的离台器设计生产厂家一般还要对离合器做总成系统试验 和离台嚣的车上试验“1 。 1 3 3 离台器总成系统试验 l 振动试验 振动试验，即评价系统的振动和噪声水平。离舍器的抖动来源于离台器接合时的 撞击和汽车传动系的共振。离合器的抖动会造成车辆和操纵系统的抖动，因此国外离 合器厂商对离合器的振动分析格外重视。 2 润滑失效试验 润滑失效试验是指在润滑活动的接触面、非活动面因为工作环境( 离台器会在较 高的温度下工作) 和工况( 离合器始终处于较高速度的工作状态) 的特殊性，从而导 致的离合器总成工件润滑失效情况的检测。 3 效率试验 离合器在传递动力过程中，会损失一部分能量，如何保证离合器能够以最高效率 传递转矩是离合器设计者需要关心的问题。 1 3 4 离合器车上试验 1 道路场地试验 道路场地试验是汽车以正常情况行驶下的一般耐久性试验，其问行驶路线是综合 的，有在高速公路和在典型路面上的行驶或停车以及坡上行驶或停车，并且试验要在 不同气候条件f 进行。 2 道路交通试验 道路交通试验通常是在为离合器试验所指定的专门道路进行。国外的著名离合器 公司会把道路交通试验标准提的较高，因此它比道路场地试验严格得多。耐久数据一 般要经过专门车队( 可以有各种车种组成，包括出租车、警车、运货车等) 进行2 个 月的试验才进行采集分析。 1 4 本课题对于汽车摩擦离合器发展的意义 当今世界先进工业国家正处于由工业经济模式向信息经济模式转变的时期，其中 技术进步因素起着极为重要的作用。以软件技术为核心，通用计算机分析方法为手段， 提高工业科研效率，从而降低研发成本，已经成为现代工业企业自动化重要的发展目 标呻1 。 世界上发达国家的汽车产业大都相当完备和成熟，一个非常重要的原因是：国外 汽车配件公司拥有相当丰富和成熟的产品仿真试验手段n 。我国的汽车工业从无到有， 发展相当迅速，促进了汽车零部件性能试验技术及设备的发展。许多大中型离合器生 产厂家已经初步具备了对重要零部件进行各项性能试验的能力。但总体而言，在综合 试验仿真方面我们与国外先进水平相比，还是有一定的差距的。单就对汽车摩擦离合 器从动盘而言，目前，国内许多较大的离合器生产厂家对从动盘总成综合仿真试验尚 处初期阶段，而另外很多厂家还未开展此项试验。即便开展，也只是完成简单静力学 仿真计算和粗略地分析一一仿真试验结果准确度低，试验结果后处理不科学n 副。本文 所述基于有限元方法的离合器综合仿真试验结果精度高，数据处理科学，可以帮助离 合器制造厂家改变传统的关于新型号离合器的试验模式，为汽车离合器的改进设计与 参数优化提供必要的理论依据。 通过本课题的研究不但可以推进我国汽车离合器测试方法的普及程度，提高国内 摩擦离合器制造水平。同时，综合试验仿真技术的开发和应用，对于企业( 长春一汽 东光离合器有限公司) 提高产品质量，加快产品研发速度，增强市场竞争力将起到极 大的促进作用。 1 5 本论文的研究内容 根据长春一东离合器技术中心对离合器综合试验仿真技术提出的要求，笔者归纳 出本论文应完成的主要研究内容： 1 对长春一东离合器厂为计划装配奇瑞汽车集团生产的小型车而开发的 d s t l 8 0 h 8 型离合器进行尺寸参数设计，使用c a t i a 软件对离合器总成部件完成三维 建模工作。 2 开发出基于有限元分析的汽车离合器从动盘旋转疲劳破坏模拟试验方法。用以对 摩擦离合器从动盘在超速旋转时的工作状态进行仿真试验，以便求解出从动盘总成中 7 各零件的变形尺寸、内应力大小，找出从动盘总成部件疲劳破坏的薄弱环节。 3 利用动力学有限元分析法，对离合器从动盘总成的固有特性，以及对飞轮和离合 器压盘的响应特性进行分析。即：通过计算离合器从动盘的无阻尼自由振动，得到离 合器总成系统的固有频率、振型以及振动应力；对飞轮和离合器压盘进行谐响应分析， 得到它们的响应位移和响应应力，以验证离合器总成的动力学稳定性。 4 对离合器的稳定工作状态仿真试验分析。根据仿真试验分析结果，可以找出从动 盘总成部件的设计缺陷，通过对其进行材料参数优化设计，以得到从动盘总成部件理 想材料设计结果。 5 使用非线性有限元l s d y n a 分析模块对离合器从动盘进行动态接合一轴向压 缩仿真试验，模拟出离合器从动盘与飞轮的2 5 万次非线性碰撞过程，用以得到离合器 减振盘的轴向压缩结果。 第二章d s t l 8 0 h 8 型离合器从动盘设计方案的选取与三维模型结构 参数的确定 2 1d s t l 8 0 h 8 型离合器从动盘结构设计方案的选取 从动盘是离合器中主要的传动机件，由从动盘本体、摩擦片和从动盘盘毅三个基 本郭分组成如图21 所示，它的作用是当它被紧压在压盘与飞轮之间时，产生摩擦力以 传递动力。从动盘钢片一般用薄钢板制成，它的中心与从动盘铆接，从动盘盘毅的内 孔制有花键轴槽，以便套在变速器输入轴共同旋转，并可作轴向移动。 从动盘主要有以下几种结构形式“1 ： 1 整体式从动盘 整体式弹性从动盘的特点是从动盘本体是完整的钢片，并开有t 形槽，摩擦片直 接铆接在从动盘本体上。 2 分开式弹性从动盘 分开式弹性从动盘为从动盘本体上铆接减振盘，而后摩擦片再铆接在减振盘上。 3 组合式弹性从动盘 组合式弹性从动盘是靠近压盘的一侧铆有波形弹簧片，靠近飞轮的一面没有。 图21d s t l 8 0 h 8 型离台器从动盘 l 一阻尼弹簧铮钉；2 一减振器阻尼弹簧，1 从动盘t 动销钉，4 摩擦片：5 从动盘本体， o 减振嚣弹簧7 摩擦片铆钉# 从动盘铆钉隔套( 起减振嚣限位销作用) 9 一从动盘弹簧隅套：1 m 从动盘盘毂，l l 一减撮盘。 考虑到d s t l 8 0 h 8 型离合器未来的实际工作情况，即扭矩传递较小，但是换挡工 作频繁，因此笔者选则了上述第二种设计方案，分开式设计方案的优点为”： 1 采用分开式装配的离合器具有较好的扭转特性，使驾驶者和乘坐者在汽车换档的 过程中受到较小的冲击载荷的作用。 2 分开式装配法可以最大限度的减少离合振的产生。 3 在基于l sd y n a 的撞击接合仿真试验和从动盘总成轴向压缩耐久性试验中，采 用分开式装配法的离合器从动盘在完成2 5 万次接舍撞击之后，依然保持较好的功能特 性。 4 离合器的机构采用分开式装配法便于离台器生产者调整设计参数，以及产品部件 结构，原始供货单位。 5 分开式装配法更适合生产单位的流水线生产，为企业降低生产成品提供了良好保 证。 为了适应生产流程及装配流程的需要，一东离台器厂对总成部件中的从动盘盘毂、 从动盘本体、减振盘、止动销钉已经建立了尺寸数据库。当需要设计新型号离合器时， 设计人员只需计算从动盘总成外购件的主要尺寸，即：从动盘摩擦片的外径d 、内径d 、 厚度b 毗及扭转减振器弹簧的中心位置半径r 0 、自由高度h 、弹簧个数z j 、弹簧中径 d 。然后将经过校核的外购件尺寸参数设计结果，输入到公司离合器总成部件尺寸数据 库中，数据库会自动输出新型号离合器总成其他部件的标准尺寸参数。 2 2d s t l 8 0 h 8 型离合器从动盘摩擦片模型尺寸的选取 汽车离合器摩擦片基本参数主要有性能参数b 和“尺寸参数d 和d 及摩擦片厚 度b 。如图2 2 所示，即为d s t l 8 0 h 8 型汽车离合器摩擦片三维模型。 图2 2d s t l 8 0 h 8 型离台嚣从动盘摩擦片 2 2 1 从动盘摩擦片后备系数b 的选取“” 8 为离合器的后备系数，定义为离台器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转 矩之比，b 必须大于1 。后备系数b 是离合器的一个重要参数，它反应了离合器传递 发动机转矩的可靠程度。在选择b 时，需保证离合器应能可靠的传递发动机的最大转 矩、防止离合器滑磨过大、还要防止传动系过载。 因此，在选择b 时应考虑以下几点： 1 为可靠传递发动机最大转矩，b 不宜选择太小 2 为减少传动系过载，保证操纵轻便，b 又不宜选取太大 3 当发动机后备功率较大、使用条件较好时，b 可选取小些 4 汽车总质量越大，b 也应选得越大 5 发动机缸数越多，转矩波动越小，b 可选取小些 6 双片离合器的b 值应大于单片离合器 根据上述设计思想，笔者选择g = 1 5 为离合器摩擦片的后备系数。这样既保证了离 合器工作的稳定性，同时又有效地降低了采购成本。 2 2 2 从动盘摩擦片外径d 、内径d 和厚度b 的选取眵1 摩擦片外径d ( m m ) 可根据如下经验公式选用： d = i ( 2 1 ) 其中为直径系数，对于不同的车种直径系数取值不同，因为d s t l 8 0 h 8 型汽车 离合器将装配于小型车使用，因此笔者取= 1 4 5 。( 另：轻、中性货车，单片 = 1 6 0 - 1 8 5 、双片k o = 1 3 5 - 1 5 ；重型货车k o = 2 2 5 - 2 4 0 ) 为了保证离合器在任何情况下都能可靠的传递发动机的最大转矩，设计时取值 应在发动机最大转矩的基础上增加一定的安全系数，即： 瓦；卢k ( 2 2 ) 式中乙为发动机的最大转矩，卢为后备系数。 发动机的最大转矩乙为1 0 5 n m ( 本论文中所述d s t l 8 0 h 8 型离合器，计划装配 于哈飞汽车集团、奇瑞汽车集团的小型车上，预计发动机最大扭矩为1 0 5n m ) 将k = 1 0 5 n m ，= 1 5 带入到式( 2 2 ) 中，可得t 取值为1 5 7 5 n m 。 因此摩擦片的外径为： d 一厄= 1 4 5 插话 = 1 4 5 1 2 5 5 = 1 8 1 9 7 m m ( 取1 8 0 m m ) 。 其中直径系数k n 取为小型车的直径系数1 4 5 。 摩擦片的内径值可求得为d = c x d = 0 6 9 x1 8 0 m m = 1 2 4 2 m m ( 取值1 2 4 m m ) 其中c 为摩擦片内外径之比，在轿车的摩擦离合器的设计中：c 的取值一般在 o 6 5 0 7 2 之间。 在单片摩擦离合器的设计中，对于摩擦片厚度b 的选择主要有3 2 m m 、3 5 m m 和 4 0 r a m 三种。对于d s t l 8 0 h 8 型离合器而言，笔者考虑到其工作载荷不是很大，装配 在小型车上因此换挡较多的工作特性，于是摩擦片的厚度b = 3 5 m m 这一中间值，既照 顾到工作的稳定性，又可以降低摩擦片的采购成本。 由于c d d = o 6 9 0 6 ， 则摩擦片的平均摩擦半径可由： r 。型( 2 3 ) 。4 即r ；d + d = 1 8 0 + 1 2 4 = 7 6 m m 。 44 由d 2 r 。+ 5 0 可计算出减振器弹簧的直径位置为： r = = m m o 8 j 7 减振弹簧总压力f 当止动销钉与从动盘毂之间的间隙1 或a2 被消除，减振弹簧传递转矩达到最大 值l 时，减振弹簧受到的压力t 为： f ；乙r ( 2 1 1 ) 8 极限转角； 减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动盘相对从动盘毂的极限转角为： 哆一2 a r c s i n 瓦a ( 2 1 2 ) 式中，出为减振弹簧的工作变形量。 由以上公式，又己知k ；1 0 5 n m ，可得 1 6 极限转矩巧：乙- ( 1 5 - 2 o ) r o 缸= 1 8 x 1 0 5 = 1 8 9 n m ； 扭转刚度k 巾：k 中1 3 t j = 1 3 x 1 8 9 2 4 5 7 ： 阻尼摩擦转矩：一o 1 t = x = o 1 x 1 0 5 = 1 0 5 n m ； 预紧转矩互：乙= 0 吣一0 1 x 1 0 5 ；1 0 5 n m ： 减振弹簧的位置半径民：民一0 7 d 2 ；0 7 x 1 2 4 2 ；4 3 4 r a m ； 减振弹簧个数取3 个； 减振弹簧总压力c 一乃r = 1 8 9 4 3 4 = 4 3 5 n m 。 2 3 4 离合器减振弹簧尺寸的设计与校核 离合器中的扭转减振弹簧是必不可少的关键弹性元件，成品离合器的螺旋弹簧通 常采用圆柱螺旋弹簧。 因为考虑到a n s y s l 0 0 这个版本的有限元分析软件，对于所有待分析工件全部默 认其为刚性元件，那么弹簧的特性在分析中就显现不出来，因此弹簧的三维模型在后 来的有限元软件中无法仿真分析。这就要求设计者参考更多的设计经验，做到最优设 计，从而可以直接进行试制件实际试验。 1 弹簧的曲度系数 k 。4 c - 1 + 0 6 1 5( 2 1 3 )_ + l z 1 j j 4 c + 1c 式中，c 为弹簧旋绕比，通常可取c = 5 8 ( 极限状态时不小于4 或超过1 6 ) 。现 取弹簧的旋绕比c = 6 ，则弹簧的曲度系数k 为： k4c-1+0615=兰兰鱼二!+0615=12525125k 2 5 2 5+ = + = 1 4 c + 1c 4 6 + 1 6 2 根据安装空间初设弹簧中径d ，根据c 估取弹簧丝直径值d 根据安装空间可初设弹簧中径d = 1 2 r a m 。由旋绕比c d d = 6 ，可估取弹簧丝直 径d d c ；1 2 6 = 2 r a m ，弹簧丝直径d 符合g b 爪1 3 5 8 1 9 9 3 普通圆柱螺旋弹簧尺寸 系列。 考虑到未来d s t l 8 0 h 8 型离合器成品被使用的工况和温度都在正常范围之内，因 此笔者认为对于d s t l 8 0 h 8 型离合器减振弹簧材料的选取可以参考其它减振器设计成 品，即选用低碳弹簧钢6 5 m n 作为弹簧材料基准进行校核。低碳弹簧钢6 5 m n ，0 5 d - - 2 4 。 通过查机械设计可知：弹簧的力学性能数据：许用切应力卜1 ；o 3 0 r ：同时因为 1 7 d s t l 8 0 h 8 型离合器减振弹簧需受到变载荷次数1 0 6 在以上。因此其材料的弹性模量e 在2 0 7 5 0 0 2 0 5 0 0 0 m p 之间取值，切变模量g 在8 0 0 0 0 - 8 3 0 0 0 m p 之间取值。 当弹簧钢丝直径d = 1 8 2 时，拉伸强度极限 1 7 0 0 n ，即许用切应力 h ；o 3 0 , = 0 3 x 1 7 0 0 - - 5 1 0 n ，由 d 1 6 匦fm a x k c( 2 1 4 ) 计算弹簧丝直径d ，则：d 1 6f m a x k c - 1 6 8 0 6 x 1 2 5 x 6 = 等! 箬= 1 0 8 m m ， y 5 l 即d = 2 m m 满足条件。 式中一8 0 6 ，f 眦可由减振弹簧的最大扭矩瓦舡一1 0 5 n m ，以及减振弹簧距 盘毂中心的距离4 3 4 r a m 求得。具体求解过程如下： 1 0 5 ， 蔫。面3 5 0 0 = 8 0 6 ( 3 个赫弹簧 ( 2 1 5 ) 此时可求弹簧的其他几何参数： 内径dl = d - d - - 1 2 m m - 2 m m = 1 0 m m ； 外径d 2 = d + d = 1 2 m m + 2 m m = 1 4 m m ； 节距p = ( 0 2 8 0 5 ) 0 ，取中间值p - 5 m m 螺旋角口= a r c t a n 上一7 6 。，满足压缩弹簧螺旋角口在5 。9 0 之间取值的要求。 冗u 3 根据变形条件求出弹簧的工作圈数，l ，对于压缩弹簧 n ；g 矗( 2 1 6 )n2 1 8 f m a x c 3 , a , m x l 乙 。 已知最大角变形为6 6 。，用弧度表亲为等阳d ，则最大变形量 一等俐4 3 锄朋；6 6 x 矿3 1 4 x 4 3 4 “9 9 6 ( 取k = 5 ) 。 将g = 8 3 0 0 0 m p ，。= 8 0 6 n ，c = 6 带入式( 2 1 6 ) 中，求得该减振弹簧的工作圈数 以，婴q q 兰兰x 5 ；6 0 0 4 ，取6 圈。 8 8 0 6 2 1 6 4 弹簧的自由高度何。 1 8 弹簧自由高度日。= p n + ( 1 5 2 ) d ( 2 1 7 ) 将p = 5 r a m ，n = 6 带入式( 2 1 7 ) 求得该减振弹簧的自由高度h o = 3 4 r a m ，满足 g b f r - 1 3 5 8 1 9 9 3 普通圆柱螺旋弹簧尺寸系列。 5 压缩弹簧的长细比b b ；盈。3 4 r a m 。2 8( 2 1 8 ) d1 2 r a m 满足长细比在1 5 3 范围内取值的要求，至此可知所设计的弹簧满足安装要求。 6 展开长度 l ，型旦：3 1 4 x 1 2 x6 ；2 2 8 m 册( 2 1 9 ) c o s ac 0 0 s 口 7 弹簧质量m 聊。丛，；2 2 3 4 9 4 。 其中y 为低锰弹簧钢6 5 m n 的密度7 8 1 9 c m 2 。 8 减振弹簧刚度七f 弹簧刚度是指使弹簧产生单位变形时所需的力，刚度愈大， 簧的弹力就愈大。弹簧刚度是表征弹簧性能的重要参数之一。 七f 。娶；8 3 0 0 0 x 1 6 ；2 4 n m m m m 氕口暑暑暑 7 8 d 锄8 1 7 2 8 4 9 弹簧的自振频率 五 辱毛 df gc o s 口 ；： ；一f 一 8 9 d 2 门v) ， ：三一，8 3 0 掣9 9 = 5 5 h z2 8 9 x 1 4 4 x 61 ，西l 。= ) ) 比 2 4 本章小结 ( 2 2 0 ) 需要的力愈大，则弹 ( 2 2 1 ) ( 2 2 2 ) 1 笔者在学习和总结前人对于摩擦离合器综合试验分析研究工作的基础上，结合长 春一东离合器技术中心技术人员的经验公式，对d s t l 8 0 h 8 型离合器的从动盘尺寸进 1 9 行了初步设计，以用于后文的三维模型的有限元仿真试验分析。 2 对于三维模型的绘制，本文笔者基于以下原则：较厚( 大于l m m 厚度) 的体结 构直接生成，而较薄( 小于l m m 厚度) 的体结构在c a t i a 中先创建面单元，而后的 体结构定义，如厚度等，在模型导入到a n s y s 中之后进行定义。这种设计方法是为了 保证仿真分析的准确性。 3 由于飞轮是由发动机厂商直接提供的，因此飞轮在通常情况下不作为离合器总成 设计部分。 4 考虑到有限元前处理中对于模型划分网格的易于操作性，笔者对离合器从动盘盘 毂中齿轮的三维模型设计进行了简化。在没有对从动盘的仿真实验的分析任何负面影 响的基础下，提高了有限元仿真计算速度。 2 0 第三章d s t l 8 0 h 8 型离合器从动盘超速旋转仿真试验与分析 汽车离合器的核心部件是从动盘，它的旋转强度是评价汽车构造中关键零件质量 的重要指标，行业标准规定汽车离合器从动盘应在高于正常工作转速状态下进行超速 强度试验，因为当汽车发动机高速工作时，如遇负荷减小，供油量增大的情况，汽车 的传动系旋转速度会愈来愈高，只有符合在超速旋转状态下而未被破坏的离合器才视 为合格产品n 引。 因此离合器从动盘要在超速试验机上做高速破坏试验，以检测从动盘的抗高速破 坏能力。以计划装配于奇瑞q q 轿车的d s t l 8 0 h 8 型离合器为例，要求从动盘总成在 常温下以1 2 0 0 0 r m i n 的转速，高速旋转1 分钟而不发生破裂。 上述超速破坏试验通常是在超速试验机上完成的，然而超速试验机对离合器从动 盘进行超速试验具有其局限性： 1 汽车离合器旋转破坏强度试验机购置价格、维护成本高，占地面积及占用空间较 大( 为考虑试验人员安全，试验机需安置在低于试验地表面以下的坑体中) 。 2 超速试验机只能检测离合器从动盘在高速旋转下是否会被破坏，而不能分析出离 合器超速旋转时的各组成部件的内应力大小，从而就不能对设计者提出合理的优化设 计建议。 3 超速试验机只能对生产出成品的离合器进行试验，若被试验的离合器从动盘不满 足试验要求，就需要再次优化参数重新生产，既浪费了经费，有延误了新产品迅速投 入到市场的时间。 考虑到上述问题，本文笔者基于有限元方法进行了离合器从动盘超速旋转强度模 拟试验，并对模拟试验所得的数据结果进行了分析。 3 1 离合器从动盘超速旋转仿真试验 3 1 1 摩擦离合器从动盘的三维建模 对离合器从动盘进行超速试验模拟分析，首要工作是根据设计参数进行三维建模， 笔者是采用c a t i a 软件对摩擦离合器从动盘进行的建模工作的。如图3 1 、图3 2 所示， 在离合器从动盘总成各零件完成建模之后对其进行装配，存为模型文件，以待进行下 一步的有限元分析。 2 1 图31 摩擦离舍器从动盘爆炸图 3 1 2 有限元分析的前处理工作 图3 2 犀攥离台器从动盘装配崮 由c a t i a 绘制的三维模型导入a n s y s 之后，作为前处理的第一步要仔细检查模 型是否存过小的面、连续线段以及相邻线等模型缺陷。利用g u i ： p r e p r o c e s s o r m o d e l i n g o p e r a t e b o o l e a n s 下的功能选项，对微小面之问以及相邻线进 行合并修改操作，以降低分网缺陷导致的分析结果误差。 在离合器从动盘模型的有限元网格选择方面，笔者采用了八节点六面体单元划分， 运用i c e m 可以很快建立起拓扑结构，此种处理方法对于后处理结果的积极影响为： 既保证了运算结果的正确程度( g e n e r a lp o s t p r o c l i s tr e s u l t s p e r c e n te r r o r 显示i 临近单 元误差值仅为2 6 ，远小于1 0 的误差上限) ，又可避免生成大量的辅助面和线，从 而使模型单元数量控制在一个较低范围内，减少了计算时间和计算机资源占用。 在a n s y s 有限元分析中，需要对待分析零件的物理性质等材料参数进行设置，离 合器从动盘总成主要由摩擦片、从动盘盘毂、减振盘、从动盘本体、减振弹簧零件装 配而成，它们的物理性质见表3 - 1 所示： 表3 1 离合器从动盘主要构件的物理性质 摩擦片从动盘盘毂 减振盘 从动盘减振弹簧 密度k g m a 7 8 0 0 7 8 0 07 8 0 0 弹性模量g p a2 1 0 泊挫比0 3 00 3 0 3 1 3 有限元模型的接触定义、约束与加载 前处理步骤完成之后是对模型中接触面的定义以及对单元节点的约束和加载。 首先要对止动销与从动盘本体和减摄盘的共1 8 个接触面进行接触定义。如图3 3 、囤 3 4 所示，是其中一个止动销( 7 5 9 、7 6 0 面) 与从动盘本体及减振盘( 3 0 7 、3 0 8 ：5 5 9 、 5 6 0 面) 进行接触定义，考虑到止动销的实际工作状况，接触算法设置为m p c 算法， 接触表面类型为初始接触。 图3 3 从动盘局部装配示意图 图3 4 止动销与从动盘及碱振盘的接触定义 鬻譬鬻 鬻瀵然； 3 1 4 超速旋转模拟试验结果分析 对模拟试验的前处理定义结束之后，进行求解可以得到离台器从动盘总成的有限 元分析结果，结果显示从动盘总成中的局部最大尺寸变形量为o 2 2 4 m m ，如图3 6 所示。 内应力最太值为1 9 9 8 m p a ，如囤3 一所示： 图3 7 从动盘总成超速旋转的应力云图 从动盘总成中最大内应力处于从动盘和减振盘的连接单元中，小于未淬火钢 3 5 5 m p a 的屈服极限，但是从动盘总成部件中有石棉基金属混合材料摩擦片，它的屈服 极限仅为2 2 m p a 左右，远小于钢的屈服极限，所以需调取摩擦片的单元节点变形云图、 内应力云图进行检验分析。如图3 8 、图3 9 所示，摩擦片最大变形尺寸为：0 1 0 2 m m ， 摩擦片的最大局部内应力为1 9 7 6 m p a 。以上试验结果说明从动盘摩擦片的内应力已经 接近于其材料的屈服极限，在实际超速试验中摩擦片也将会是离合器总成的薄弱环节。 最大变形节点位置和最大内应力位置都主要集中在摩擦片与连接销的接触边缘， 这就对离台器从动盘生产者提出要求，在制造及装配过程中，要采取措施避免应力集 中现象而日r 起的工件失效。 图3 8 摩擦片的变形尺寸图 一 圈3 9 从动盘摩擦片应力云图 磨擦离合器从动盘总成中，