《DSG变速器的双离合器设计12000字（论文）》

DSG变速器的双离合器设计摘要双离合器是DSG自动变速器的重要部件，其性能好坏直接影响DSG变速器的换档平顺性与使用寿命，因此研究双离合器的工作特性，并对其机构进行设计，对于开发使用性能良好的汽车有重要的现实作用。随着汽车变速器控制系统的快速发展，汽车自动变速器也随着自动变速器车辆的积极发展，搭载自动变速器的车辆具有操作方便、起动平稳、乘坐舒适、燃油经济性高、安全性高、可靠性高等优点。然而，AMT换挡并非非动态换挡，换挡过程中发生电源故障，极大地影响了车辆的加速和换挡的便利性。为了利用AMT，消除动力传动的缺点，一种新型的DCT自动变速器(双离合器自动变速箱)诞生了。以DSG变速器的干式双离合器为研究对象，确定为选干式双离合器，分析其构造、工作原理及运动性能；根据给定的车辆数据，计算双离合器的载荷，参考现有的双离合器的结构方案，确定双离合器的结构方案，并对双离合器的各组成元件进行结构设计和强度校核。对设计进行检查与完善，采用相关仿真软件进行仿真分析，进行设计参数调整。关键词：DSG变速箱；干式双离合器；结构；强度目录TOC\o"1-3"\h\u300021第一章绪论 1238571.1研究背景及意义 147531.2双离合器自动变速器发展现状 2201681.2.1国外发展现状 2224841.2.2国内发展现状 4193392第二章双离合器设计 6112662.1双离合器结构形式确定 6243792.2干式双离合器工作原理 6290292.3干式双离合器主要参数确定 8313222.4干式双离合器主要参数校核 1062232.5干式双离合器关键零件设计 10282612.5.1压盘设计 1133172.5.2膜片弹簧设计 11319332.5.3从动盘总成设计 163022.5.3.1从动片设计 1656162.5.3.2摩擦片设计 17228072.5.3.3减震器设计 1751942.5.3.4从动盘毂设计 18312122.5.4离合器盖设计 18214492.6离合器盖设计 19298453第三章干式双离合器强度刚度分析 20232853.1离合器盖强度刚度分析 2145403.1.1离合器盖I强度刚度分析 2189963.1.2离合器盖II强度刚度分析 22131543.2从动盘毂强度分析 23174593.3从片强度分析 24246554总结 2512240参考文献 2714688附录A 28盛文宇DSG变速器的双离合器设计PAGE53北部湾大学本科毕业设计PAGE181第一章绪论1.1研究背景及意义双离合器是DSG自动变速器的重要部件，其性能好坏直接影响DSG变速器的换档平顺性与使用寿命，因此研究双离合器的工作特性，并对其机构进行设计，对于开发使用性能良好的汽车有重要的现实作用。随着汽车变速器控制系统的快速发展，汽车自动变速器也随着自动变速器车辆的积极发展，搭载自动变速器的车辆具有操作方便、起动平稳、乘坐舒适、燃油经济性高、安全性高、可靠性高等优点。然而，AMT换挡并非非动态换挡，换挡过程中发生电源故障，极大地影响了车辆的加速和换挡的便利性。为了利用AMT，消除动力传动的缺点，一种新型的DCT自动变速器(双离合器自动变速器)诞生了。目前，这种自动变速器已经引起了许多汽车公司的注意。也就是说，采用电动换挡，CVT变速器质量好，性能好，无级变速，燃油经济性好。这是机械自动变速器电子控制方面的一大进步。不仅缓和了目前能源危机，减少污染，提高用户满意度，提供更高的性能和各种应用。经过七十多年的发展，自动变速器技术在这一时期得到了很大的发展。根据目前的速度原理，自动随时间传输分为三种类型:连续传输AT和连续传输CVT的传输AT，以及自动传输AMT，但这种自动传输既有优点也有缺点。液压扭矩转换器应在发动机和驱动系统之间提供灵活的连接和操作，使车辆能够平稳启动。在当今汽车中广泛应用，复杂的结构、高生产成本、低传动效率等缺陷，为无级变速器车辆在各种条件下的所有连续传动过程提供了最佳的传动条件。然而，由于低电流、长寿命和低效率的传动带故障，CVT主要用于中小型立方体车辆。然而，在转换过程中发生的电气故障降低了车辆的性能和舒适性，只能用于低成本的大型车辆。虽然汽车工业正在积极开发新的双变压器(dcts)，以从AMT中获益，但它已经克服了转向安全柔性齿轮时产生的电源块。在处理许多问题时，如低速振动、挂挡失效、动力不足，深入研究是必不可少的。1.2双离合器自动变速器发展现状1.2.1国外发展现状双离合自动变速器的研究已久。德国的Kegresse.A最早提出了双离合自动变速器的概念并申请了相关专利，但当时并没有引起人们的重视。奥迪的SportQuattroS1采用了双离合器传动技术，已在多场比赛中获胜。然而，由于当时汽车电子控制技术的滞后，DCT没有得到推广应用。随着汽车电子控制技术的发展和消费者对汽车性能要求的提高，大众与博格华纳合作开发了DirectShiftGearbox，即双离合器自动变速器技术。首先在GolfR32和AudiTT32车型中使用，然后逐渐推广到大众其他车型中，DCT进入量产阶段。DSG与大众途安TDI柴油机配套使用。大众已经与Luk合作开发7速干式双离合自动变速箱，这大大提高了经济和汽车的动力。现，该公司正在将动力系统技术扩展到公司的其他车型，如迈腾、高尔夫、射手和内博拉。DCT由于其良好的动力性、舒适性和燃油经济性，越来越受到消费者的青睐。现在，博格华纳公司和舍弗勒公司掌握着DCT的核心技术。除了大众公司的DSG，现在市场上的双离合自动变速箱有三菱的SST、福特的Powershift、保时捷的PDK等，其中大众公司的DSG是当今使用最为广泛且适合批量化生产的双离合自动变速器。DCT分为干式和湿式两种，图1.1和图1.2分别是干式双离合变速器和湿式双离合变速器。图1.1干式双离合变速器图1.2湿式双离合变速器1.2.2国内发展现状国外相比，国内DCT研究和开发起步较晚，各方面发展还不成熟，同发达国家相比还存在不少差距。但是国家对其相当重视，各高校、研究所、汽车公司都在积极进行研发，已经取得了一定成果。国内高校中对DCT研究较深入的有吉林大学的葛安林团队、重庆大学机械传动国家重点实验室的秦大同团队。这些研究主要集中在DCT控制策略方面：如DCT动力学模型的建立、执行机构的控制、换档规律、起步控制等方面。吉林大学牛铭奎、葛安林等人开始对DCT工作原理及其控制规律进行研究分析，建立了DCT系统仿真模型，对其动态特性进行分析，同时开发了换档控制器，为以后DCT开发奠定了基础。同时吉林大学与浙江吉利汽车研究院有限公司、杭州依维柯汽车变速器有限公司等合作对DCT进行开发，并进行相关台架实验研究。重庆大学机械传动国家重点实验室对DCT的起步、换档控制策略进行了仿真分析，并对其电控软件进行了开发，为DCT开发提供了理论基础[20]。另外，国内其他高校也在逐步加入到DCT研究领域，如上海交通大学对干式DCT磨损量、温度场、膜片弹簧的研究及其在环仿真试验台开发,同济大学对DCT故障诊断、容错控制及换档规律的研究。这些理论研究促进了国内DCT的发展。与此同时，国内许多企业也积极对DCT进行研发。国家将双离合自动变速器列为“十一五”国家863计划中，该课题由重庆青山工业有限公司、杭州前进齿轮箱集团、吉利集团承担，其结合奇瑞A520系列轿车相关技术要求，开发出了具有自主知识产权的6档250N・m干式DCT功能样机。在国家发改委的推动下，上汽和华晨合作共同研发双离合自动变速器。博格华纳中国投资有限公司与中国中发联投资有限公司合作研发DCT关键技术[20]。同年，在上海国际车展上吉利汽车展出了国内第一款自主研发的7档DCT。比亚迪上市的G6车型上首次配备了自主品牌的DCT。在倡导自主品牌发展的今天，为满足国家节能、环保、安全等各项政策和法规的要求，提升企业自身竞争力，需要加大对DCT的研究和应用。表1-2是国内变速器应用及前景预测分析表，从中可以看出，在国内DCT市场占有率正在稳步提升[20]。可以预测，未来DCT将在中国市场占有一席之地。表1-2国内变速器应用及前景预测分析表变速器类型国内变速器市场占有率2005201020122015MT68.86%61.6%53%47.7%AT27.64%32%30.2%26%CVT3%4%6.8%5%AMT0.5%0.6%1%1.3%DCT0%1.8%9%20%2第二章双离合器设计本课题是基于乘用车基本技术数据，对其进行双离合器结构设计，这款车体数据如表2-1。表2-1目标参数2.1双离合器结构形式确定目前市场上的双离合器有干式双离合器和湿式双离合器，通过表2-2干式与湿式双离合器优缺点比较，可以看出干式与湿式双离合器各有自己的优势，同时也有自己的不足[20]，究竟采用干式双离合器还是湿式双离合器更好是现在研究的热点。现对本课题设计的双离合器结构形式进行确定。表2-2优缺点比较当负载和能力指数比值在极限范围以上时，特别是像运动型赛车、皮卡等要求传递大扭矩、大功率的车辆，需要采用湿式双离合器；当负载和能力指数比值在极限范围以下时，如中档轿车、小型轿车等需要低扭矩、小功率的车辆，可以选择干式双离合器。鉴于本课题所设计乘用车发动机最大转矩为[20],所以选择结构简单、制造成本低的干式双离合器。2.2干式双离合器工作原理干式双离合器结构如图2-2所示。由该结构图可以看出，干式双离合器实际上是由两个干式离合器K1和K2轴向并联组成，其中离合器K1包括压盘I、膜片弹簧I、离合器盖I、从动盘总成I,离合器K2包括压盘II、膜片弹簧II、离合器盖II、从动盘总成II。干式双离合器中间驱动盘通过螺栓与发动机飞轮相连，压盘I通过传动片与中间驱动盘相连，离合器盖I通过螺栓与压盘I相连；离合器盖II通过螺栓与中间驱动盘相连，压盘II通过传动片与离合器盖II相连；带有摩擦片的从动盘总成I、从动盘总成II分别借助其花键毂与变速器输入轴相连。离合器工作时，膜片弹簧通过压盘将从动盘总成压在中间驱动盘上，发动机的转矩靠中间驱动盘与从动盘总成和压盘接触面之间的摩擦作用传到从动盘总成上，在经过变速器的输入轴传到变速箱部分。膜片弹簧的压紧力越大，离合器传递的转矩也越大[20]。需要注意的是为了保证行驶的安全性，汽车在不运行时，双离合器是处于分离状态，这点与传统离合器不同。图2-2干式双离合器结构图2.3干式双离合器主要参数确定干式双离合器同普通膜片弹簧离合器相比只是结构形式上有所不同，在基本参数选择确定上是相同的，故参照普通离合器的设计过程对干式双离合器主要参数进行选择与确定。(1)传递最大转矩为了保证双离合器在任何工况下都能稳定可靠地工作双离合器传递的最大转矩需满足下面关系式：···············(2-1)·······擦静摩擦力矩；·······发动机输出最大转矩（）；·······后备系数。后备系数是干式双离合器设计时的一个重要参数，它反映了干式双离合器传递发动机最大转矩时的可靠程度。干式双离合器在使用过程中，由于受到温度、油污、摩擦面磨损等工作条件的影响，会导致其传递转矩能力下降。为保证干式双离合器在任何工况下都能可靠的传递发动机的最大转矩、不宜选取较小的数值;同时为了防止传动系过载，使其结构尺寸和重量不致过大，且操纵轻便，不宜取过大的数值。本文参照表2-3各类汽车储备系数取值范围[20]，取，并将其代入式(2-1),得。表2-3离合器后备系数的取值范围[40]59车型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.20〜1.75最大总质量为6-14t的商用车1.50〜2.25挂车1.80〜4.00(2)片外径D、内径d的确定 由经验公式[40]60：······(2-2)······(2-3)······直径系数，乘用车一般取14.6；C······摩擦片内外经之比，一般在之间，取。由式(2-2)和式(2-3)初步确定摩擦片外径、内径参照JB/T9190-1999标准，最终选取摩擦片外径、内径、摩擦片厚度。(3)摩擦材料的选取干式离合器摩擦材料一般满足如下要求：摩擦系数较高且稳定，具有足够高的强度和耐磨性，且密度小、热稳定性好。本文选择摩擦系数较大且稳定的粉末冶金铜基材料，摩擦系数取值参照表2-4[20]，取表2-4摩擦材料的摩擦系数及其单位压力取值[40]60-61摩擦材料摩擦系数单位压力P0(MPa)石棉材料模压0.20~0.250.15~0.25编织0.25~0.350.25~0.35粉末冶金材料铜基0.25~0.350.35~0.50铁基0.35~0.50金属陶瓷材料0.400.70~1.50(4)作用压盘上的工作压力F的确定压盘最大工作压力F计算公式为:(2-4)······摩擦系数；······摩擦片数；······有效半径，其按公式(2-5)式中······摩擦片外半径；r······摩擦片内半径。汽车正常行驶时，双离合器有两个相互接触的摩擦面，故取,将已知参数代入式(2-4)和式(2-5)[20]，可得压盘最大工作压力2.4干式双离合器主要参数校核(1）摩擦片单位压力Po的校核单位压力Po[20]计算公式为:(2-6)将已知参数代入式(2-6)，得p0=0.27MPa；由表2-4粉末冶金铜基材料的许用单压紧力［p0］为0.35〜0.5MPa，得p0＜［p0］[20]。由此得出，摩擦片单位压力p0满足设计要求。(2-7)将已知参数代入(2-7)，得；由粉末冶金铜基材料得许用单位摩擦面积转矩为，得[20]。由此得出摩擦片单位面积摩擦转矩满足设计要求。摩擦片单位摩擦面积滑摩功的校核，单位摩擦面积摩滑功计算公式为： (2-8)将已知参数代入式(2-8)，得；由粉末冶金铜基得许用单位面积承受的摩擦面积滑摩功为[20]，得。由此得出摩擦片单位面积承受得摩擦面积滑摩功满足设计要求。摩擦片单位面积承受总滑摩功得校核，计算公式为：2.5干式双离合器关键零件设计干式双离合器关键零件主要有离合器从动盘总成、压盘、离合器盖、膜片弹簧及中间驱动盘，它们是主要的传力和受力部件，需要进行重点设计和受力分析，以保证其结构强度和刚度满足设计要求[20]。本节结合干式双离合器的工作原理,对其关键零件进行了结构设计。2.5.1压盘设计压盘的主要作用是在膜片弹簧的作用下压紧摩擦片，进而使发动机的动力经离合器盖、压盘和中间驱动盘传递给从动盘总成，再传递给变速器输入轴。由于离合器在结合过程中，压盘和摩擦片滑摩会产生大量的热，这就要求压盘应具有良好的导热性、较高的摩擦系数和耐磨性[20]。为此本文压盘的材料选择灰铸铁。由已经确定的摩擦片内外径尺寸，选取压盘外径，内径。一般载货汽车离合器压盘厚度不小于，确定本文设计的压盘厚度为。对于压盘与中间驱动盘的传动方式采用常用的传动片传动方式[20]，同时在压盘II上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧。本文设计的双离合器压盘结构如图2-3所示。图2-3干式双离合器压盘2.5.2膜片弹簧设计现在汽车上使用的膜片弹簧离合器可以分为常开式膜片弹簧离合器和常闭式膜片弹簧离合器两种类型。虽然常闭式离合器在汽车行驶时，具有执行机构无能耗的优点，但当执行机构不能正常工作时，离合器无法快速及时分离，存在安全隐患；而常开式离合器不仅增加了行车安全性，同时克服了预紧力过大问题，使执行机构工作变得轻松，由此本文采用常开式膜片弹簧离合器。干式双离合器膜片弹簧特点:常闭式膜片弹簧离合器是利用膜片弹簧的压紧力作用，而常开式膜片弹簧离合器利用的是膜片弹簧的杠杆作用，因而常开式膜片弹簧离合器工作过程不同于传统的常闭式膜片弹簧离合器，现结合图2-4将其工作过程做如下说明：汽车不行驶时，摩擦片与压盘分离，膜片弹簧处于自由状态，如图2-4a）所示；当离合器需要结合时，在膜片弹簧小端加载力円，推动压盘、摩擦片压紧中间驱动盘，此时摩擦片、压盘、中间驱动盘开始接触，但相互之间没有压紧力，膜片弹簧受到来自小端的压力F1和支撑环的支撑力F'，如图2-4b）所示；当F1继续增大，压盘、摩擦片、飞轮转速会逐渐相同并最终完全结合，此时膜片弹簧受到来自小端的压力円、压盘对膜片弹簧的作用反力F2、支撑环的支撑力F',如图2-4c）所示。通过以上分析可以看出：离合器在结合前压盘对膜片弹簧无反作用力F2；离合器在结合后由于压盘的轴向位移已经固定，在膜片弹簧小端压紧力F1的作用下，压盘对膜片弹簧产生较大的反作用力f2；反作用力f2是由膜片弹簧分离指部分的杠杆作用产生的。因此在设计常开式离合器膜片弹簧时，必须加强其分离指部分刚度，以保证膜片弹簧的杠杆特性，增加离合器的可操作性。图2-4a常开式离合器膜片弹簧工作原理图图2-4b常开式离合器膜片弹簧工作原理图图2-4c常开式离合器膜片弹簧工作原理图干式双离合器膜片弹簧参数确定：膜片弹簧的基本结构如图2-5所示，下面依据膜片弹簧在干式双离合器当中的工作原理对各项参数进行设计选取。图2-5常开式膜片弹簧结构图比值和的确定，图2-6膜片弹簧弹性特性曲线可以看出，高厚比对膜片弹簧弹性特性影响极大。对于传统常闭式离合器，主要利用膜片弹簧的压紧作用，由于要求摩擦片磨损后压紧力变化不能太大，所以一般取血之间的数值，以利用膜片弹簧的非线性特性，来保证压紧力变化不大；而本文采用的是常开式离合器，其主要利用膜片弹簧的杠杆作用，因此在对膜片弹簧进行设计时必须加强膜片弹簧分离指部分的刚度[20]，由此取高厚比稍小于。一般情况下，汽车用离合器膜片弹簧的厚度为。在本文初步选定两个膜片弹簧厚度[20]。在自由状态下，两个膜片弹簧碟簧部分内截锥高度分别选定为。图2-6膜片弹簧弹性特性曲线的确定参照摩擦片的尺寸参数，初步确定膜片弹簧外半径R，为保证摩擦片传递动力时压力分布均匀，一般要求；一般汽车膜片弹簧比值在之间[40]65，确定膜片弹簧内半径；膜片弹簧支撑点半径略微小于，压盘支撑点半径压略微大于；下端半径要大于变速器输入轴花键半径[20]。由以上要求确定膜片弹簧I、膜片弹簧II基本参数，具体见表2-5。表2-5膜片弹簧的基本参数名称膜片弹簧I122921179634303.02.5膜片弹簧II117901139224183.52.5膜片弹簧分离指个数、切槽宽度的确定一般汽车膜片弹簧分离指取18~24，由于设计时要保证膜片弹簧的刚度，分离指数的数目要相对少些，由此取[20]。同时取切槽宽度。本文设计的双离合器膜片弹簧结构如图2-7所示。图2-7干式双离合器膜片弹簧2.5.3从动盘总成设计从动盘分为带有扭转减振器的从动盘和不带扭转减振器的从动盘。本文采用的是带有扭转减振器的从动盘。在从动盘总成设计时要考虑以下方面：为减小变速换档时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；为了保证离合器结合柔和，起步平稳，从动盘应具有轴向弹性[20]。从动盘总成主要包括四部分：摩擦片、从动片、从动盘毂、扭转减振器，下面具体介绍以上各零件的设计过程。2.5.3.1从动片设计为缓解干式双离合器从动盘与主动盘接合与断开时产生的冲击振动，提高汽车的乘坐舒适性，从动盘总成中采用弹性从动片。弹性从动片的形式有整体式弹性从动片、分开式弹性从动片、组合式弹性从动片。本文采用的是整体式弹性从动片。整体式弹性从动片是将一个整体的圆盘在径向切出若干T型槽，这样外缘部分形成许多的扇形，同时将这些扇形沿圆周方向冲压成波浪形[20]。在离合器结合时弯曲的波浪形部分被逐渐压平，这样就保证了结合平顺柔和。本文设计的从动片结构如图2-8所示。在从动片外缘上切出12个T型槽，形成的波形片扇形部分内外径与摩擦片内外径相同，同时在该部分上冲出12个孔，用于铆接摩擦片。在从动片上冲出4个限位销孔，通过限位销可以把从动盘和减振器盘连接起来成为一个整体，且当扭转减振弹簧压缩到极限时起限位作用[20]。同时在从动片上开4个扭转减振弹簧窗口。从动片是由的钢板冲压制成。图2-8从动片2.5.3.2摩擦片设计摩擦片是双离合器的主要工作零件之一。由于双离合器结合过程中，会产生大量的摩擦热量，引起摩擦片温度升高，若温度过高会导致摩擦片发生烧蚀现象，为此在摩擦片表面上设计出一定形状的沟槽，以便增加摩擦片表面的散热性。摩擦片上沿圆周周向开出沉头孔和通孔且相互一一间隔，沉头孔用于将摩擦片铆接在波形片上，通孔是为了方便对侧的摩擦片铆接，不起固定作用[20]。摩擦片尺寸的基本参数在2.3小节已经给出。本文设计的摩擦片结构如图2-9所示。图2-9摩擦片2.5.3.3减震器设计减振器盘上开有限位销孔和减振弹簧窗口，其数量和位置与从动盘片相同。减振器盘通过限位销和减振弹簧，将从动片的转矩传递给从动盘毂。减振器盘采用钢板冲压制成[20]。2.5.3.4从动盘毂设计从动盘毂的主要作用是将离合器从飞轮处获得的转矩传递给变速器。由于从动盘毂起着传递发动机转矩的作用，在进行其内花键设计时必须保证其具有足够的强度[20]。现由从动盘毂所需传递转矩大小，参照国家标准，选取从动盘毂尺寸参数，如表2-6。从动盘毂材料采用。表2-6花键毂尺寸参数项目键数外径内径键宽有效齿长从动盘毂I62823620从动盘毂II846428202.5.4离合器盖设计双离合器盖的设计包括离合器盖I的设计和离合器盖II的设计。双离合器盖在设计时要注意以下几点：由于双离合器结构紧凑，为便于从动盘总成、变速器输出轴的安装，在设计时要保证结构中心有足够的空间；为便于分离轴承对离合器进行操纵，要使膜片弹簧I和膜片弹簧II小端露出；同时在设计时要注意各结构之间不能产生干涉[20]。设计时，在离合器盖I上冲压出一个凸起，作为膜片弹簧I的支撑。离合器盖I与压盘I通过传动片连接在一起。离合器盖II不仅要与压盘II通过传动片用铆钉接，而且要与中间飞轮用铆钉连接，同时还作为膜片弹簧II大端的支撑。由于离合器盖不仅要传递发动机动力，而且还作为膜片弹簧的支撑，为此离合器盖需要有较大的刚度，否则其容易扭曲变形，造成压盘与摩擦片分离不彻底，影响离合器动力传递。为保证离合器的强度、刚度，本文中两离合器盖拟采用钢板冲压制成。本文设计的双离合器盖结构如图2-11示[20]。图2-11双离合器盖I、II2.6离合器盖设计完成双离合器零件设计后，确定各零件之间约束关系，对其进行装配。干式双离合器结构相对比较复杂，在完成装配后，必须检查零件之间是否存在干涉[20]。1-压盘I2-从动盘总成I、3-中间驱动盘4-从动盘总成II、5-压盘II6-膜片弹簧II、7-离合器盖II8-离合器盖I9-膜片弹簧I、10-膜片弹簧固定铆钉11-前支撑环、12-后支撑环13-螺栓14-传动片、设计的干式双离合器结构如图2-12所示[20]。图2-12双离合器结构图本章总结在结合目标车型参数确定了双离合器基本结构形式及主要参数，然后根据干式双离合器工作原理，对从动盘总成、压盘、离合器盖、膜片弹簧、中间驱动盘等干式双离合器关键零件进行了结构设计[20]。3第三章干式双离合器强度刚度分析当零件的应力值达到材料强度极限或屈服极限时，零件就会发生塑性变形甚至断裂，所以在双离合器设计时，应该首先保证其各零件的结构强度，即离合器在正常工作时，各零件的应力值不要超过材料许应力值。双离合器零件在外力作用下，将会发生变形，如离合器盖，若变形超过设计允许范围，将会影响其工作性能，所以在设计时。要保证其零件的刚度。通过以上分析可以看出，在双离合器进行设计时，对其零件进行刚度强度分析十分有必要[20]。由于双离合器零件结构复杂，用传统方法对其进行强度刚度分析费时费力。近几十年来，随着计算机的发展，用有限元法可以很好的解决这一问题。有限元法可以适用于任意复杂结构的零件，且费用低，效率高。本章用有限元软件对干式双离合器关键零件进行强度刚度分析，检验双离合器零件设计的合理性[20]。3.1离合器盖强度刚度分析由于轴向尺寸限制，干式双离合器各零件布置比较紧凑。在干式双离合器中，离合器盖作为膜片弹簧的支撑体，若其刚度不足，则会造成离合器盖轴向变形过大，影响压盘的行程，对干式双离合器的结合、分离造成影响，甚至会造成运动干涉现象。为此对离合器盖进行强度、刚度分析，检验设计是否满足要求[20]。在进行离合器盖有限元强度刚度分析时，综合了文献［44-46］的分析计算方法，且这些方法已经被验证[20]。3.1.1离合器盖I强度刚度分析离合器盖I有限元模型建立：建立几何模型，用软件CATIA建立离合器盖I三维实体模型，将三维实体模型以*.STP格式导入到软件ABAQUS中,并进行有限元网格划分。离合器盖I有限元网格划分如图3-1a)所示，其中网格类型选择C3D8R,网格数目为3009个[20]。有限元网格划分形式对计算结果精度和效率有直接影响，是有限元分析的重要环节，在划分网格时要着重考虑网格的数量、密度、质量等［47］。在本文中对离合器盖I有限元网格划分中，要注意以下几点：在重点分析的关键部位要保证网格质量,次要部位网格可适当降低，即对离合器盖I膜片弹簧支撑处网格进行细化，其余部位网格在保证计算精度的前提下可相对大点；由于离合器盖I为对称结构，其划分的有限元网格也应该是对称的，否则计算结果将产生较大误差[20]。建立材料模型，离合器盖I是用08钢板冲压而成，假设其材料为各向同性材料，其选材料参数如表3-1所示[20]。表3-1材料参数表材料弹性模量(MPa)泊松比密度(kg/m3)屈服极限(MPa)08钢2.11X1050.2797820175边界条件确定，有限元分析的目标是检查结构或构件在特定约束下对一定载荷条件的响应，因此在分析中指定合适的载荷条件是有限元分析最为关键的一步之一［48］。在本文中，当离合器K1工作时，离合器盖I除承受来自膜片弹簧的压力之外，还有来自其旋转产生的惯性力。由于对离合器盖I刚度分析主要关注其轴向位移，而上述惯性力作用方向为沿离合器盖I径向，对离合器盖I轴向变形影响不大，可忽略不计[20]。由第2章知道，离合器盖I膜片弹簧支撑处受到的作用力为5225.5N。该力施加方法为：在离合器盖I中心处建立参考点REF-1，并将膜片弹簧支撑处与该点耦合,将力F1施加在此参考点上。离合器盖I与压盘I通过螺栓固定在一起，限制了离合器盖I装配端面的位移，因此在离合器盖I装配端面施加全约束。离合器盖I边界条件施加[20]。离合器盖I强度分析，在正常工作状态下离合器盖I最大应力为29.85MPa,远远小于其材料屈服极限。这说明离合器盖I完全满足其强度设计要求。离合器盖I刚度分析，离合器盖I轴向变形主要集中在耳部两侧面及顶部，其中靠近耳部的顶部端面轴向变形最大，最大变形量为5.704x10-3mm。离合器盖I轴向变形量变化较小，这说明离合器盖I设计完全满足刚度要求。离合器盖I顶部端面轴向变形，在径向由外向内逐渐增大，周向在耳部端面最大，两侧逐渐减小，这与离合器盖I的实际变化趋势相符，在一定程度上说明了该有限元模型是合理的[20]。通过以上分析可以看出，设计的离合器盖I从强度、刚度角度考虑是没问题的。这是由于在设计时为了保证离合器盖I较小的变形量，在选用材料时用5mm厚度的钢板取代了常用的3mm厚度的钢板，这样的设计虽然保证了离合器盖I的刚度，但却浪费了材料，使结构变得笨重，所以在保证其刚度的基础上有必要进行减重处理[20]。在以上分析的基础上，离合器盖I改为3mm进行元分析。改进后的离合器盖I应力分布趋势基本不变，最大应力为61.74MPa；其轴向变形云图分布尽管在耳部两侧的侧面有所增大，但总体趋势不变，最大轴向变形量为7.918x10"3mm。通过计算结果可以看出尽管离合器盖I厚度减薄40%,导致Mises应力增加106.70%,最大轴向变形量增加38.81%，但其强度、刚度仍然满足设计要求。因此设计中离合器盖I可以采用[20]。3.1.2离合器盖II强度刚度分析离合器盖II有限元模型建立：建立几何模型，用软件CATIA建立离合器盖II三维实体模型，将三维实体模型以*.STP格式导[20]。建立材料模型，离合器盖II材料同离合器盖I，其材料参数见表3-1[20]。边界条件确定，由干式双离合器工作原理得，当离合器K1结合时，离合器盖II膜片弹簧支撑处受到的作用力大小为6000.0N；当离合器K2结合时，离合器盖II受到外支撑环的作用力大小为3992.5N。上述作用力施加方法为：在离合器盖II中心处建立参考点。REF-2,并将作用力施加位置处与该点耦合，同时作用力施加在此参考点上。离合器盖II通过螺栓与中间驱动盘固定在一起，限制了离合器盖II装配端面的位移，因此在离合器盖II装配端面施加全约束。离合器盖II凸耳处通过传动片与压盘II相连接,在离合器II结合时由于传动片易发生变形，此处可不加约束。离合器盖II边界条件施加[20]。离合器盖II有限元模型建立完成之后，离合器盖II强度分析离合器盖IIMises应力云图，其中3-7a）为离合器K1结合时离合器盖II的Mises应力云图，3-7b）为离合器K2结合时离合器盖II的Mises应力云图。由该图可以看出，离合器盖II最大应力出现在离合器K1结合时，离合器盖II膜片弹簧支撑处，最大值为55.14MPa,小于其材料的屈服极限，这说明离合器盖II满足强度设计要求[20]。离合器盖II刚度分析，离合器盖II轴向变形云图，其中3-8a）为离合器K1结合时离合器盖II轴向变形云图，3-8b）为离合器K2结合时离合器盖II轴向变形云图。由该图可以看出，离合器盖II最大轴向变形量出现在离合器K1结合时，此时离合器盖II轴向变形变化总体趋势与离合器盖I轴向变形趋势相同，其最大轴向变形发生在离合器盖II顶部端面，最大值为2.172x10'2mm,其中在轴向变形云图中负值说明该处轴向位移方向向下。离合器盖I轴向变形量小，说明离合器盖I满足刚度设计要求[20]。通过离合器盖II刚度分析可以看出，离合器盖II为5mm时轴向变形量已经相对较大，为了不影响干式双离合器的结合性能，离合器盖II厚度不能在减薄。同时可以看出，在设计时离合器盖II的厚度应比离合器盖I的厚度要大[20]。3.2从动盘毂强度分析从动盘毂有限元模型建立：建立几何模型，用软件CATIA建立从动盘毂I、从动盘毂II的三维实体模型，将三维实体模型以*.STP格式导入到软件ABAQUS中，并进行有限元网格划分。在对从动盘毂分析时，主要关注的是从动盘毂花键部分和安装弹簧窗口部分的强度，为此在这些部位对网格进行细化。同时由于从动盘毂为中心对称结构，网格也应该是对称的，这样可提高计算精度[20]。从动盘毂有限元网格划分,其中网格类型选择C3D8R,从动盘毂I网格数目为2037个，从动盘毂II网格数目为2472个[20]。建立材料模型，从动盘毂使用的材料为40Cr。假设其材料为各向同性材料，其选材料参数如表3-2所示[20]。表3-2从动盘毂材料参数表材料弹性模量泊松比密度屈服极限2.11x1050.2777870785边界条件确定，由第2章得到，减震弹簧最大压紧力为7892N，假设其均匀作用在四个窗孔的侧面上，则每个侧面的压力p为压紧力与侧面面积相除的商，经计算得到压力p=12.33MPa。同时对花键部分侧面周向和径向径向进行约束。从动盘毂的边界条件约束[20]。从动盘毂计算结果分析：从动盘毂有限元模型建立完成之后，是从动盘毂I和从动盘毂IIMises应力云图。由该应力云图可以看出，从动盘毂I最大应力出现在其齿根部分，最大应力值为51.26MPa；从动盘毂II最大应力出现在其齿根部分和窗孔侧面的底角，最大应力值为40.35MPa。从动盘毂I、从动盘毂II最大应力小于材料屈服极限，可见其满足强度设计要求。3.3从动片强度分析有限元模型建立：用软件CATIA建立从动片三维实体模型，将三维实体模型以*.STP格式导入到软件ABAQUS中，并进行有限元网格划分。在对从动片分析时主要关注其强度是否符合要求。从动片有限元网格划分如图3-11a),其中网格类型选择C3D8R，网格数目为12486个[20]。建立材料模型分析：从动片选用强度较高的65Mn。假设其材料为各向同性材料，其选材料参数如表3-3所示[20]。表3-3从动盘片材料参数表材料弹