離合器蓋總成動平衡性能檢測機結構設計

柳虹亮， 張敖翔， 仲 宇， 唐 正

(1.長春工業大學 應用技術學院， 吉林 長春 130012;2.長春工業大學 機電工程學院， 吉林 長春 130012)

?

離合器蓋總成動平衡性能檢測機結構設計

柳虹亮1， 張敖翔2， 仲 宇2， 唐 正2

(1.長春工業大學 應用技術學院， 吉林 長春 130012;2.長春工業大學 機電工程學院， 吉林 長春 130012)

完成了動平衡性能檢測設備的抓取裝置與檢測裝置的機械結構設計，實現了離合器蓋總成動平衡性能的自動化檢測。實驗與應用結果表明,動平衡檢測誤差小于10 g·mm，符合設計指標要求。

離合器蓋總成； 動平衡； 結構

0 引 言

汽車離合器是汽車發動機和變速箱中間的橋梁，是影響汽車整體性能和行駛安全性的重要因素。它由蓋總成和從動盤總成組成。蓋總成作為汽車離合器的關鍵組成部分，其分離特性、分離指(桿)安裝高度偏差及分離指(桿)端面跳動量、分離行程及分離力、負荷特性、壓盤升程、壓盤的傾斜量等都是離合器性能的重要指標。其中，蓋總成的不平衡量決定了離合器壽命及安全可靠性。因此，平衡性能的檢測就成為了離合器產品檢測的重要環節[1]。文獻[1-2]通過分析汽車離合器的工作機理和性能，提出了汽車離合器性能的檢測方法，提升了檢測效率和精度。而隨著檢測控制系統的不斷改進和完善，對現有機械結構進行完善和優化設計就成為提升檢測產品質量的重要環節。

相比于國外同類先進產品，國內對平衡性能檢測設備的研究起步較晚，很多技術有待成熟和完善，差距主要體現在控制和檢測精度低，檢測時間長，許多試驗參數調整和控制難度較大，此外還存在自動化程度低、可靠性差、功能單一等問題。

文中結合現有動平衡性能檢測設備的不足，通過分析平衡性能檢測機工作機理進行優化設計，提出了一種新型離合器蓋總成平衡檢測設備結構。該設備定位準確、檢測迅速、工作可靠，滿足現有生產線檢測節拍要求；檢測精度也得到提升，蓋總成平衡檢測誤差小于10 g·mm。

1 平衡檢測機總體設計

平衡性能檢測機主要由兩大部分組成，即蓋總成抓取裝置與動平衡檢測裝置，兩者配合完成蓋總成在流水線上的快速檢測。

1.1 抓取裝置設計

工件抓取裝置結構如圖1所示。

1.支撐架; 2.橫向移動器; 3.縱向抓取器; 4.流水線平臺

圖1 工件抓取裝置結構

1.1.1 支撐架

支撐架由架體、支架連接板、地腳組成，作為抓取裝置的移動導軌，使其可以在流水線平臺與動平衡檢測裝置之間移動，完成零件的轉移工作，支撐架通過螺釘與地面連接。

1.1.2 橫向移動器

橫向移動器由拖鏈帶動板、拖鏈板、氣缸、角鐵、氣缸安裝塊、導軌、橫向液壓緩沖器、橫向連接板等組成，完成抓取器的橫向移動工作，其中拖鏈帶動板分別與縱向移動抓取器、拖鏈通過螺釘連接，拖鏈與拖鏈板通過螺釘連接，拖鏈板與氣缸安裝塊通過螺釘連接，氣缸角鐵分別與無桿氣缸、氣缸安裝塊通過螺釘連接，直線導軌與橫向連接板通過螺釘連接，橫向液壓緩沖器與橫向連接板通過螺釘連接。

1.1.3 縱向移動抓取器

縱向移動抓取器由伺服電機、三爪氣缸、氣爪、滾珠絲杠軸承座和直線導軌等組成，完成抓取器的縱向移動工作，其中伺服電機與端部舉升氣缸焊接架通過螺釘連接，端部舉升氣缸焊接架與直線導軌通過螺釘連接，上層板分別與壓緊組件、直線導軌通過螺釘連接，壓緊組件與壓緊板通過螺釘連接，三爪氣缸分別與上層板、氣爪通過螺釘連接，助推件與端部舉升氣缸焊接架上的耳座過盈配合并與無桿氣缸通過過盈連接，另外，縱向移動抓取器的固定座與端部氣缸焊接架通過螺釘連接，滾珠絲杠與伺服電機通過聯軸器連接，直線導軌與端部氣缸焊接架通過螺釘連接。

抓取裝置采用步進電機控制，通過橫向移動器和縱向抓取器，使得抓取裝置可以沿著X,Z兩個方向運動，縱向抓取器從流水線上抓取蓋總成，通過橫向移動器運動到動平衡檢測裝置進行檢測，檢測完成后，縱向抓取器從檢測平臺抓取蓋總成，放置到流水線上，完成一輪操作，周而復始的進行抓取作業[3-5]。

1.2 動平衡檢測裝置

工件動平衡檢測裝置結構如圖2所示。

圖2 工件動平衡檢測裝置結構圖

動平衡性能檢測裝置結構包括電機、絲杠、導軌、箱體、軸、聯軸器等多個部件，抓取裝置將蓋總成放置到動平衡檢測裝置上，檢測裝置自動加緊工件，并進行旋轉，獲取檢測數據，轉臺機構由三項異步電動機驅動帶輪運轉傳動，帶輪連接轉臺機構。

自動加緊裝置通過步進電機的軸與一個帶有內花鍵的絲杠軸剛性連接，絲杠軸與機器的主軸通過花鍵進行剛性連接螺紋固定，使主軸能隨絲杠上下移動。對工件進行加緊時，軸逆時針轉動，絲杠帶動絲杠螺母進行聯動轉動，對彈簧進行壓縮，主軸下移，以產生加緊力。對工件進行放松時軸順時針轉動，主軸上移，對彈簧放松，以放松工件。

2 關鍵部件的選取與校核

2.1 抓取裝置工作導軌選取

工作導軌對抓取裝置的精度有很大的影響。本設計采用燕尾形導軌，絲杠裝在兩導軌中間。滑座與床身之間為矩型導軌。工作臺與滑座之間、滑座與床身之間，以及立柱與主軸箱之間的動導軌面上均有氟化乙烯導軌板。實驗證明，使用氟化乙烯-鑄鐵磨擦副后，X，Z兩軸均以本機器的最低進給速度1 mm/min運動時，無爬行現象發生。

2.2 抓取裝置伺服電機選取

根據本機設計要求，采用三相交流結構的伺服電動機：FANUC電機。該電機加減速優良，轉子慣量大，熱容量大，過載能力強；低速高轉矩，可與進給結構直接連接；調速范圍大，在0.1 r/min低速下仍能平滑運轉；電刷換向性能好，可靠性高；絕緣性能好，壽命長，可裝配各種反饋元件。

2.2.1 電機扭距計算

考慮傳動效率以及機構的磨擦，滾珠絲杠進行機器等速運動所需力矩，電機扭矩的計算如下：

式中：Ml----等速運動時的驅動力矩，N·mm；

Fao----預緊力，通常預緊力取最大軸向工作載荷Fmax的1/3，即Fao=Fmax/3，大約為300 N；

Lsp----絲杠導程，10 mm；

P----滾珠絲杠軸向外部載荷，1 000 N；

F----作用于絲杠的軸向的切削力，大約為200 N；

W----法向載荷；

μ----導軌磨擦系數，0.003～0.004；

η1----滾珠絲杠的效率，0.90～0.95；

MB----支承軸承的磨擦力矩，大約為2.5 N·m;

Z1----齒輪1的齒數40；

Z2----齒輪2的齒數80。

代入上式得：

伺服電動機依據下面原則選取。

M1≤MS

式中：MS----伺服電機的額定轉矩。

2.2.2 慣量匹配計算

為使伺服進給系統的進給部件有快速的響應能力，必須選用加速能力大的電動機，亦即能快速響應的電機，但又不能盲目的追求大慣量，否則由于不能充分發揮其加速能力，而且增加成本。因此,必須使電機慣量與進給負載慣量相匹配。

通常在電動機轉子慣量JM與總慣量Jt之間，有下列匹配關系：

電動機的轉子慣量JM可以從產品的目錄中找到。

2.2.3 定位加速時最大扭矩的計算

定位時的最大轉矩按下式計算：

式中：nm----快速移動的電機轉速，取1 000 r/min；

ta----加速、減速時間，取5 s；

Jm----電機慣量；

Jl----負載慣量；

ML----負載轉矩。

如果M小于伺服電機的最大轉矩Mmax，則電機能以所取的時間常數進行加速和減速。

2.2.4 熱時間常數

電機的熱時間常數越大，允許的超載運行的時間也越長，大慣量的電機的熱時間常數可達到120 min左右，電機可以在自然的冷卻狀態下長時間超負荷運轉，通常可以在3倍額定轉矩條件下工作30 min，溫升不超過150 ℃。因為它采用了耐高溫的絕緣材料，繞組允許溫升可以達到155 ℃。

通過上述條件的計算，文中選擇電機的型號是FANUC的交流變頻調速電機,其基本參數如下：

輸出功率：1.4 kW；

額定轉矩：17.6 N·m；

最大轉矩：17.6 N·m；

最高轉速：1 500 r/min。

2.3 抓取裝置滾珠絲杠螺母傳動設計

2.3.1 滾珠絲杠螺母副的間隙消除和預加載

滾珠絲杠螺母在安裝時還要進行消除間隙和預加載荷，當兩個滾珠絲杠螺母相對于套筒方向轉動時，則其軸向位移量S=hsp/z1。如果兩齒輪沿同一方向各轉過一個齒時，其軸向位移量為:

當z1=99，z2=100，hsp=10時，則

即兩個螺母在軸向上產生1 μm的位移。這種方案盡管工藝上難度大，但具有較高的精確度，在平衡性能檢驗設備中得到了普遍應用。

2.3.2 滾珠絲杠螺母副的參數

根據機械原理公式，絲杠螺母副的傳動效率為：

式中：γ----螺紋的螺旋升角，大約為3.31°;

φ----磨擦角。

滾珠絲杠副的滾動磨擦系數f=0.003～0.004，其磨擦角可計算為:

φ=arctgf=0.171 8

計算得：

2.4 動平衡檢測裝置驅動電機的選取

根據機器的特性，考慮整機的工藝，機械效率的費用等綜合指標，合理對電機進行選擇；根據整機的負載，對機器的過載能力、電機的起動運行的轉矩、電機的工作情況合理選擇電動機的功率。

電機的選取原則是滿足精度要求，滿足輸出功率要求，即轉矩問題。由于旋轉傳動轉盤部分需要機構進行間歇運動，需要停歇，因此，文中選擇步進電機。

綜合整機的運轉功率，對電機的扭矩、轉速選取，轉盤部分選取100型的步進電機，電機型號為ERURD7/LHA。

電機參數見表1。

表1 電機參數表

2.5 動平衡檢測裝置驅動軸的設計

根據動平衡性能檢測工作機驅動軸的結構布置，考慮實際生產加工工藝以及最后的裝配工藝。初步計算時由齒輪、平衡性能檢測工作機的驅動軸的檔位的工作位置和齒輪的厚度等的尺寸初步確定軸的長度。軸的直徑根據下列的經驗公式進行初步計算：

驅動軸初選軸徑

式中：K----經驗系數，K=4～4.6；

Temax----發動機的最大扭矩，N·m。

代入數值可得d=11.8 mm。

驅動軸的軸頸強度計算和校核如下：

軸的長度初步定158 mm，安裝軸承所占長度，軸上受力點間的間距大致為40 mm，根據平衡性能檢測工作機的驅動軸的工況可知，一檔時，軸和齒輪所受載荷力最大，則以一檔進行校核，由此可滿足整個平衡性能檢測工作機的驅動軸的軸強度需要。根據平衡性能檢測工作機驅動軸的齒輪寬度、內嚙合的斜齒輪和平衡性能檢測工作機的驅動軸箱體壁的距離分布，可得出一檔齒輪的受力情況，如圖3所示。

圖3 一檔齒輪受力圖

2.6 圓錐滾子軸承壽命校核

該圓錐滾子軸承其主要參數為:

d=28 mm

D=45 mm

B=12 mm

Cr=16.8 kN

式中:L10 h----以小時數(h)表示軸承的基本額定壽命(可靠度為90%)；

n----軸承工作轉速，r/min；

C----基本額定動載荷，N；

P----當量動載荷，N；

ε----壽命指數，對滾子軸承ε=10/3。

由于該軸承徑向受力可忽略不計，只受軸向載荷，所以:

查表得：

x=0.4y=1.40

fp=1.5

P=1.5×1.40×100=210 N

n=n電機=1 460 r/min

Cr=16.8 kN

可得[6-7]：

25.2×106h

L10 h>Lh′=55 000 h

3 結 語

針對現有離合器蓋總成動平衡機檢測設備檢測效率低的問題，通過分析工作機理，設計了一種新型動平衡檢測設備的機械結構，實現了對多種離合器蓋總成的快速檢測、定位準確、工作可靠。經試驗測試結果表明，蓋總成平衡檢測誤差小于10 g·mm，滿足離合器蓋總成生產線檢測節拍要求。

[1] 趙銀花，張玉玲，楊慧香.汽車離合器綜合性能試驗臺性能檢測平臺軟件設計[J].長春工業大學學報：自然科學版，2011，32(5)：453-456.

[2] 路紅偉，吳艷茹，施江天，等.基于LabVIEW RT的汽車離合器從動盤檢測系統[J].長春工業大學學報:自然科學版，2008，29(4)：400-405.

[3] 鞏云鵬，田萬祿，張偉華，等.機械設計課程設計[M].北京：科學出版社，2008.

[4] (美)J厄爾賈維克.平衡性能檢測工作機手動平衡性能檢測工作機的旋轉機構和變速驅動橋[M].北京：機械工業出版社，1998.

[5] 周明衡.平衡性能檢測工作機的旋轉機構選用手冊[M].北京：化學工業出版社，2002.

[6] 張春宜，郝廣平，劉敏.平衡性能檢測工作機的旋轉機構設計實例精解[M].北京：機械工業出版社，2009.

[7] Reimpell J, Stoll H, Betzler J W. The automotive chassis: engineering principles[C]// Butterworth-Heinemann，2002.

[8] Shigley J E, Mischke C. Mechanical engineering design[C]// New York: McGraw Hill,1989.

Structure design of dynamic balance testing machine for clutch cover assembly

LIU Hongliang1， ZHANG Aoxiang2， ZHONG Yu2， TANG Zheng2

(1.School of Applied Technology, Changchun University of Technology, Changchun 130012， China; 2.School of Mechatronic Engineering, Changchun University of Technology, Changchun 130012， China)

The mechanical gripping and dynamic balance detection structures are designed for the dynamic balance testing equipment. The automatic balance capability detection for the clutch cover assembly is realized. Experiments indicate that the measurement error of dynamic balance testing is less than 10g.mm which meets the needs of design indexes.

clutch cover assembly； dynamic balancing； structure.

10.15923/j.cnki.cn22-1382/t.2017.1.04

2016-10-21

吉林省科技發展計劃基金資助項目(20150203017GX)； 吉林省省級經濟結構戰略調整引導資金專項項目(2015Y063)

柳虹亮(1983-)，男，漢族，吉林長春人，長春工業大學講師，碩士，主要從事機電一體化方向研究,E-mail:liuhongliang@ccut.edu.cn.

U 467.3

A

1674-1374(2017)01-0021-05