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1、第13卷第1期常德师范学院学报(自然科学版)Vol.13No.12001年3月JournalofChangdeTeachersUniversity(NaturalScienceEdition)Mar.2001文章编号:1009-3818(2001)01-0029-02汽车拉式膜片弹簧片的优化设计罗颂荣 胡 浩 刘文清(常德师范学院机械系 湖南常德 415003)摘 要:通过对离合器膜片弹簧的变形特性和多种约束条(2)分离位置时拉式膜片弹簧的小端载荷P2与件的分析,在参考成熟的离合器结构参数的基础上,提出了大端变形量λ[2]1的关系为:一种离合器膜片弹簧的优化设计模型,该模型可
2、以使离合器的后备系数稳定,保证离合器可靠地工作,并用此方法进行了实例设计,结果表明:优化设计后的膜片弹簧,后备系数的稳定性、最大当量应力以及分离力的大小均明显高于原设计。关键词:离合器;膜片弹簧;后备系数;最大当量应力;分离力;优化设计+中图分类号:U463.211.1.02 文献标识码:A膜片弹簧离合器和传统的螺旋弹簧离合器相比,除具有结构紧凑、压紧力分布均匀外,最主要的是膜片弹簧的非线性特性使其具有良好的使用性图1 膜片弹簧简图能。利用现代设计理论,对膜片弹簧进行优化设计,可以明显地提高其使用性能,是一种“多、快、好、省”的设计方法,笔者在综合分析了许多学者提出的优化设
3、计模型,并参考了国内外现有成熟离合器膜片弹簧的尺寸结构参数的基础上,提出了一种简单可行的优化设计方法。图2 危险点Ⅰ的示意图1 拉式膜片弹簧的载荷-变形特性(1)接合位置时拉式膜片弹簧的大端(图1)在载R[1]πEhλ1ln荷P1的作用下e处的变形公式为:rP2=2·R6(1-u)(L-e)(e-rp)πEhλ1lnrP1=2·2·R-rλ1R-r2(2)6(1-u)(L-e)H-λ1L-eH-2·L-e+hR-rλ1R-r2(3)拉式膜片弹簧强度公式。膜片弹簧在多种H-λ1H-+h(1)L-e2L-e变形情况下,其内半径处应力最大,因此,在任一轴式中:E—材料弹性模数(Pa
4、);u—泊松比(u=0.3);向剖面Ⅰ点处(图2)的应力总大于其它的点。而且h—弹簧片厚(mm);H—碟簧部分内截锥高度(mm);该点的最大应力值发生在分离过程中,由于此时Ⅰλ1—大端变形量(mm);L—膜片弹簧与压盘接触半[3]点处于两向应力状态,故Ⅰ点的当量应力σ1d:径(mm);e—支承环平均半径(mm)。-Ehλ1σ1d=2·(1-u)(L-e)收稿日期:2000-12-14R-r修回日期:2000-12-29-1Hλ1hR-+-第一作者:女27岁 助教r·lnrR-r2(L-e)2r3常德师范学院科研课题(199932)30常德师范学院学报(自然科学版)2001年6
5、P2(r-rp)Pb-Pa2(3)≤0.01nb0hPb2πr(7)考虑结构要求,R≤D/2。式中:b0—分离指舌根部宽度(mm)(b0=-δ2;nδ2—分离指舌根部切槽宽度)。3 实例2 拉式膜片弹簧优化设计模型某轻型货车原采用膜片弹簧离合器,现要求用优化设计理论重新设计,新离合器应使用相同尺寸2.1 设计变量的摩擦片,并具有相同的后备系数β。从式(1)知,膜片弹簧共有6个尺寸参数在公式已知:发动机额定功率Pe=64.72kW,最大扭中出现,其中H、h、R、r对膜片弹簧的工作性能有矩Me=186.2N·M,摩擦片外径D=240mm,摩擦片明显影响。如h影响膜片弹簧压紧力的极
6、大值和极内径d=160mm,后备系数β=1.28,分离轴承作用小值,H影响最小压紧力所对应的膜片弹簧大端变半径rp=27mm,分离指数n=18,分离指舌尖部切形量,R影响膜片弹簧的应力,r是影响膜片弹簧载槽宽度δ1=4mm,分离指舌根部切槽宽度δ2=12荷—变形特性曲线整体位置的重要因素,另外,新膜mm,压盘分离行程S1=2.5mm,每对摩擦面的最大片弹簧接合时大端变形量λb也是影响膜片弹簧载允许磨损量S5=0.75mm,则S2=R-L=2.0mm,荷—变形特性曲线整体位置的重要因素。本文选S3=e-r=2.0mm,S4=r-δ2-re。H、h、R、r、λb作为设计变量。将上
7、述参数代入优化程序,经计算机处理后即2.2 目标函数可获得H、h、R、r、λb5个参数,从而可以确定膜片离合器的主要功能是保证发动机扭矩的可靠传弹簧的所有其它尺寸参数和使用性能,优化设计方递,使传动系正常工作,同时又要防止传动系过载,案对比见表1。所以笔者认为,在膜片弹簧的设计中,应主要保证离合器在整个使用过程中,具有稳定的后备系数β。表1 优化设计方案对比N1故将F(x)=min6
8、Fi-Fb
9、(N=4～8)作为目原设计优化设原设计优化设Ni=1参数参数方案计方案方案计方案标函数。H5.5154.15
