車輛離合器碟形彈簧性能優化及CAD系統開發

2013-06-02  by:廣州有限元分析、培訓中心-1CAE.COM  來源:仿真在線

闡述了碟形彈簧的特性及其在車輛離合器中的應用;提出了適用于車輛離合器的優化方法及CAD方法;開發出了優化及CAD設計軟件系統。

邵忍平;黃欣娜;吳永利;隆鳳明 來源:機械
關鍵字:碟形彈簧 CAD 優化設計

碟形彈簧軸向尺寸小、承載能力大、具有變剛度的非線性特性,因而在引進設備中獲得廣泛應用,特別是近年來在引進車輛的主離合器中,越來越多地采用了碟簧,以實現動力傳遞的分離與結合,因此,碟形彈簧設計的優劣,直接影響到車輛的使用性能。為此,本文就碟簧工作特性、優化設計及CAD方法進行討論。同時開發了實用碟簧優化軟件,根據優化結果對其進行了CAD設計,繪制了各種碟簧載荷與變形特性曲線、應力與變形曲線和碟簧零件工作圖。為便于用戶使用,軟件中采用中西文結合方式,設計了兩級彩色界面菜單,從而形成了碟簧優化及CAD軟件系統。這對于碟簧一體化設計及實現引進車輛離合器的國產化都具有重要意義。

    1 碟形彈簧的變形特性

圖1是碟簧的變形特性曲線。b點是離合器摩擦片未磨損時處于接合狀態的工作點,該點應保證碟簧具有足夠的壓緊力,具備適當的儲備系數。P點為碟簧被壓平時的工作點,故b點應選擇在曲線SP之間。當摩擦片磨損Δλ后,碟簧工作點由b移到a點,這時應使壓緊力Pa接近于Pb,以保證離合器儲備系數基本不變。d點為離合器徹底分離后碟簧工作點,為了保證操縱時較小的踏板力,分離點d應靠近載荷最小點c。

    2 碟簧特性計算的有關公式

載荷P與變形λ的關系式以及出現在碟簧內圓周上邊緣處的最大應力為
E——材料彈性模量;
μ——材料波松比;
H——碟簧部分內截錐高;
h——碟簧厚度;
Re——碟簧外半徑;
Ri——碟簧部分內半徑;
Re1——碟簧與壓盤接觸半徑;
Ri1——支承環平均半徑;
Rf——分離軸承作用半徑;
β2——分離爪根部寬度系數。
碟簧必須保證離合器接合時可靠地傳遞發動機最大轉矩,則其工作載荷為
Pb=βMemax/(fRcZc)

(3)

    式中:β——離合器儲備系數;
Memax——發動機最大輸出扭矩;
f——摩擦系數;
Rc——摩擦片平均半徑;
Zc——摩擦片總工作面數。

圖2

    3 碟簧優化數學模型及方法

    3.1 設計變量及目標函數

    碟簧的內錐高度H、厚度h以及碟簧部分內半徑Ri對其工作性能有顯著的影響。另外,分離點與壓緊點變形λD和λb也是影響性能的主要因素,因此,考慮到結構與工作參數,確定設計變量為H、h、Ri、λb、λf,即X=[x1,x2,x3,x4,x5]=[H、h、Ri、λb、λf]。

    對于車輛離合器,由于頻繁接合與分離,導致摩擦片磨損,引起壓力下降,使傳遞的扭矩出現不穩定現象。為保證離合器的儲備系數及其工作可靠性,將摩擦片磨損前后碟簧工作載荷變化(|Pa-Pb|)作為一個目標函數。離合器另一個重要特性是操作的輕便性,故分離時踏板力不能過大,碟簧分離力也作為一個目標函數

(4)

    式中:

Δs——每個摩擦片允許最大磨損量;
λD=λb+λf
δ1、δ2——加權因子。

    3.2 約束條件
    (1)碟簧的高厚比H/h對其特性影響最大,只有當它控制在一定范圍內時才具有負剛度。故

     (2)摩擦片壽命要求壓強不能過高,必須低于許用應力〔q〕

(3)在載荷Pb作用下碟簧變形應符合λs<λb<λp,λp=H,λs為碟簧最大載荷處變形。由式(1)得

(4)離合器徹底分離時,碟簧工作點d應靠近c點,即λd-λc

(5)碟簧強度要求

    在此將強度條件作為模糊問題來處理,現引入擴增系數β(β=1.05~1.30),通過計算其模糊強度條件為:σmax(λD)<β〔σ〕-80λ*,λ*為最優水平截集。

    g7(X)=β〔σ〕-80λ-σmax(λD)>0

    (6)碟簧結構及工藝要求

    1.2 0.15 g8(X)=Re/x3-1.2>0
g9(X)=1.8-Re/x3>0;
g10(X)=x1/(Re-x3)-0.15>0
g11(X)=0.28-x1/(Re-x3)>0

    (7)碟簧變形限制

    1.8<λb<13 1.0<λf<11
g12(X)=x4-1.8>0
g13(X)=13-x4>0
g14(X)=x5-1.0>0
g15(X)=11-x5>0

    (8)邊界條件要求

    tgα=H/(Re-Ri);5°<α<11°;5 g16(X)~g23(X)

    (9)碟簧工作載荷滿足離合器要求

    P(λb)=Pb
h1(X)=Pb-P(x4)=0

    3.3 優化方法

    綜上所述,建立起23個不等式約束、1個等式約束、2個目標函數所組成的5維非線性優化數學模型,即

(5)

在此采用混合罰函數法進行優化,其表達式為

通過以上方法完成了優化軟件,經過計算可得結果。

    4 碟形彈簧CAD

通過上述的優化可得碟簧的H、h、Ri、λb和λf,從而可計算出所有的結構參數及性能參數,并且通過改變其內外徑比可得到不同規格的碟簧,形成一個全系列設計。在此基礎上可繪制出碟簧的工作特性曲線、應力變形曲線及零件工作圖等,將優化結果以圖紙及數據形式輸出。另外,CAD軟件中還設計出了二級用戶界面菜單,并帶有三維立體字顯示,供用戶選用。上述CAD程序軟件,均采用Turbo C語言編寫,在Turbo C 2.0集成開發環境下運行,以完成從查閱源程序、修改原始數據、運行優化程序、查閱運行結果,直到繪制特性曲線圖以及零件圖的全部過程,形成優化及CAD軟件系統。

    5 實例分析與討論

某車輛離合器及碟簧有關參數為:N=14.7kW;n=2000r/min;β=1.7;f=0.25;Zc=2;Δs=1.0mm;e=0.2,μ=0.3;〔q〕=7MPa;〔σ〕=1570MPa;E=2.06×105MPa。通過優化和CAD分析得到其結果如表1和圖3~圖5所示。

圖3 碟簧載荷變形圖

可見,當離合器傳遞扭矩相同的情況下,碟簧優化的結構尺寸基本相同,不隨m=Re/Ri的變化而變化,但壓力、變形、應力以及碟簧外徑則隨m不同而變化。當m增大時,壓力Pb和Pa也隨之增大,而碟簧外徑De=2Re以及Ri隨之變小,這是由于外徑減小時,只有Ri減小,才具備足夠的摩擦面積,方能滿足傳遞相同扭矩的要求,當然壓力肯定是要增大的,也就是說,當結構尺寸較大時宜選小m值、當結構尺寸較小時選用較大m為好,這樣碟簧壓力變化ΔP較小、分離力也較小,如表1中m=1.2和1.4兩組優化 結果。當m=1.7時碟簧壓力變化達到23.92%,這種結果不可取,故建議m取值在1.2~1.6之間為好。因此碟簧的選取原則可按以下進行:對于大功率的結構尺寸較大的車輛離合器,碟簧宜選小m值,而對于小功率結構尺寸較小的離合器,碟簧宜選較大m值。

圖4 碟簧應力變形圖

圖5 碟簧零件工作圖

表1 不同m值的優化結果對比

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