汽车离合器基本参数的优化设计

　2000年6月 十堰职业技术学院学报 June,2000第13卷第2期 Jou rnal of Sh iyan T echn ical In stitu te V o l.13N o.2

汽车离合器基本参数的优化设计

王　萌

(十堰职业技术学院　机械工程系,湖北　十堰　442000)

[摘　要]　汽车离合器的基本参数主要有离合器的后备系数Β、摩擦面单位面积上的压力p0、摩擦片外径D和内径d等,这些参数的变化直接影响离合器的结构尺寸和工作性能。本文采用优化设计方法来确定最佳的离合器基本参数,实例计算表明了该方法的实用性。

[关键词]　离合器;基本参数;优化设计

[中图分类号]　U463.211　[文献标识码]　A　[文章编号]　100824738(2000)022*******

α1　前言

离合器是汽车底盘的重要部件,它直接与发动机相联系,用来切断和实现对传动系的动力传递,以保证在汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合,使汽车平稳起步;在换档时将发动机与传动系分离,减少变速器中换档齿轮之间的冲击,便于换挡;在工作中受到大的动载荷时,能限制传动系所承受的最大转矩,防止传动系各零件因过载而损坏;并可有效地降低传动系中的振动和噪声。

设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数,这些参数直接影响离合器的结构尺寸和工作性能。以往设计汽车离合器常采用经验或试凑的方法,很难获得最佳的离合器基本参数。为此本文采用优化设计方法来确定离合器基本参数。

2　离合器基本参数分析

摩擦离合器靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩。根据摩擦定律,离合器的静摩擦力矩可表示为:

T c=fFZR c(1)式中,T c为静摩擦力矩(N・m);f为摩擦表面间的静摩擦系数;F为压盘施加在摩擦面上的工作压力(N);R c为摩擦片的平均摩擦半径(m);Z为摩擦面数。

假设摩擦片上压力均匀,则有:

R c=D 3-d3

3(D2-d2)=

D2+D d+d2

3(D+d)

(2)

F=p0A=p0Π(D2-d2)

4

(3)

α[来稿日期]　2000203215

[作者简介]　王萌(1976—),女,十堰职业技术学院机械工程系助教。

式中,p0为摩擦面单位面积上的压力(N m2);A为一个摩擦面的面积(m2);D为摩擦片外径(m);d为摩擦片内径(m)。

将式(2)、式(3)代入式(1)得:

T c=Π

12

fZp0D3(1-c3)(4)

式中,c为摩擦片内外径之比,c=d D。

为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩,设计时T c应大于发动机最大转矩,即:

T c=ΒT e m ax(5)式中,T e m ax为发动机最大转矩(N・m);Β为离合器的后备系数,Β>1。

由以上分析可知,离合器的基本参数主要有性能参数Β和p0、尺寸参数d和D。

后备系数Β反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度,是重要的离合器设计参数,各类汽车Β的取值范围见表1。单位面积压力p0对离合器工作性能和使用寿命有很大影响,选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率大小、摩擦片尺寸、摩擦片材料、质量和后备系数等因素。根据摩擦片材料,p0按表2选取。

表1　各类汽车Β的取值范围

轿车和轻型货车Β=1.2～1.75

中型和重型货车Β=1.5～2.25

越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车Β=1.8～4.0

表2　p0的取值范围

石棉基材料p0=0.10～0.35M Pa

烧结金属材料p0=0.35～0.60M Pa

金属陶瓷材料p0=0.70～1.50M Pa

当离合器结构型式及摩擦片材料已选定,发动机最大转矩T e m ax已知,结合式(1)和式(5),适当选取后备系数Β和单位压力p0,即可估算出摩擦片尺寸。在同样外径D时,选用较小的内径d虽可增大摩擦面积,提高工作压紧力和传递转矩的能力,但会使摩擦面上的压力分布不均匀,使内外缘圆周的相对滑磨速度差别太大而造成摩擦面磨损不均匀,且不利于散热和扭转减振器的安装。

3　离合器基本参数的优化数学模型及方法

3.1　确定设计变量和目标函数

后备系数Β可由式(1)和式(5)确定,可以看出Β取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力p0可由式(3)确定,p0也取决于F、D及d。因此,离合器基本参数的优化设计变量可选为:

X=[x1　x2　x3]T=[F　D　d]T(6)

汽车离合器基本参数的优化设计

离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下,使其结构尺寸尽可能小,即目标函数为:

F(x)=m in[Π

4

(x22-x32)]=m in[

Π

4

(D2-d2)](7)

3.2　确定约束条件

　(1)摩擦片的内外径之比c应在0.53～0.7范围内。则有:

g1(X)=[-x3 x2]+0.53≤0(8) g2(X)=[x3 x2]-0.7≤0(9)

(2)摩擦片的外径D选取应使摩擦片最大圆周速度V D不超过70m s,以免摩擦片发

生飞离。即:V D=Π

60

n e m ax D×10-3Φ70。式中,n e m ax为发动机最高转速(r m in)。则有:

g3(X)=[(Πn e m ax x2)・10-3 60]-70≤0(10)

(3)为保证离合器可靠传递转矩,并防止传动系过载,不同的车型Β值应在一定范围内(见表1)。则有:

g4(X)={-fZx1(x23-x33) [3T e m ax(x22-x32)]}+ΒL≤0(11) g5(X)={fZx1(x23-x33) [3T e m ax(x22-x32)]}-ΒH≤0(12)式中,ΒH为Β的取值上限,ΒL为Β的取值下限。

(4)为降低离合器滑磨时的热负荷,防止摩擦片损伤,单位压力p0对于不同车型,根据所用的摩擦材料在一定范围内选取(见表2)。则有:

g6(X)={-4x1 [Π(x22-x32)]}+p L≤0(13) g7(X)={4x1 [Π(x22-x32)]}-p H≤0(14)式中,p H为p0的取值上限,p L为p0的取值下限。

(5)为了保证扭转减振器的安装,摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径D0某一值。则有:

g8(X)=(-x3)+(D0+50)≤0(15)

(6)为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨,防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤,每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值。即:

w=

4W

ΠZ(D2-d2)Φ[w](16)

式中,w为单位摩擦面积滑磨功(J m2);[w]为其许用值,对于轿车:[w]=40×104J m2,对于轻型货车:[w]=33×104J m2,对于重型货车:[w]=25×104J m2;W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J),可根据下式计算:

W=Π2n e2

180

・

m a r r2

i02i g2

(17)

式中,m a为汽车总质量(kg);r r为轮胎滚动半径(m);i g为起步时所用变速器的传动比;i0为主减速比;n e为发动机转速,轿车取2000r m in,货车取1500r m in。则有: g9(X)={Πn e2m a2r r2 [45Zi02i g2(x22-x32)]}-[w]≤0(18) 3.3　优化方法

综上所述,建立起9个不等式约束[式(8)～(15)和式(18)]和1个目标函数[式(7)]　十堰职业技术学院学报 2000年第2期 第13卷第2期