自調(diào)式膜片彈簧離合器的力學(xué)特性與疲勞分析

李劍英，李墁強(qiáng)

（肇慶學(xué)院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，廣東 肇慶 526061）

自調(diào)式膜片彈簧離合器中增加了自調(diào)機(jī)構(gòu)[1-4]，這是與傳統(tǒng)離合器最顯著的一個(gè)區(qū)別，正是該機(jī)構(gòu)的使用，使得自調(diào)式膜片彈簧離合器中的摩擦片即使被磨損，它的分離功能也不會(huì)受影響，從而延長了自調(diào)式膜片彈簧離合器的使用壽命。國外對(duì)自調(diào)試膜片彈簧離合器研制和應(yīng)用相對(duì)較早，且受到認(rèn)可，如德國的luk 公司、ZF Sachs公司和法國的Valao 公司等[5-6]。國內(nèi)目前除了尚未有生產(chǎn)自調(diào)式膜片離合器及其相關(guān)零部件產(chǎn)品的公司，且研究人員的關(guān)注也不多。李劍英等[7]對(duì)自調(diào)式膜片彈簧離合器的基本參數(shù)、膜片彈簧和力感應(yīng)彈簧進(jìn)行優(yōu)化分析，在此基礎(chǔ)上對(duì)其壽命進(jìn)行評(píng)估。針對(duì)自調(diào)式膜片彈簧離合器的研究[8-10]，如：靜力學(xué)分析、模態(tài)分析、動(dòng)力學(xué)分析和疲勞分析很少涉及，實(shí)際上這制約了它在國內(nèi)市場(chǎng)應(yīng)用。因此，本文針對(duì)自調(diào)試膜片彈簧離合器這種新型機(jī)構(gòu)，建立其有限元模型，并對(duì)其靜力學(xué)和動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行分析，同時(shí)分析其模態(tài)特性和疲勞特性，希冀為自調(diào)式膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供理論指導(dǎo)。

1 自調(diào)式膜片彈簧離合器的有限元處理

1.1 自調(diào)式膜片彈簧離合器參數(shù)

自調(diào)試膜片彈簧離合器由從動(dòng)盤總成、壓盤、力感應(yīng)彈簧、膜片彈簧、調(diào)節(jié)環(huán)、傳動(dòng)片、離合器蓋等組成，如圖1 所示，離合器各構(gòu)件參數(shù)如表1 所示。

圖1 自調(diào)式膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)

表1 自調(diào)式膜片彈簧離合器參數(shù)

外徑/mm 246力感應(yīng)彈簧內(nèi)徑/mm 170高厚比 1.4工作點(diǎn)/mm 0.7彈簧厚度/mm 2.35中性半徑/mm 205離合器蓋外徑/mm 258離合器蓋離合器蓋內(nèi)徑/mm 116板厚/mm 3.5外徑/mm 244壓盤 內(nèi)徑/mm 198厚度/mm 18凸臺(tái)個(gè)數(shù) 8

1.2 自調(diào)式膜片彈簧離合器的有限元處理

自調(diào)式膜片彈簧離合器中，各構(gòu)件形狀及受力情況均不同，需設(shè)置不同的網(wǎng)格劃分、加載不同的邊界條件以便求解。對(duì)膜片彈簧，其上表面與自調(diào)環(huán)相接觸，在此接觸面添加固定約束；且碟簧與力感應(yīng)彈簧相互擠壓傳遞載荷，故在此處添加轉(zhuǎn)矩290 N·m 及其載荷6 083 N，用來表征膜片彈簧在離合器的工作情況。對(duì)力感應(yīng)彈簧，其上表面與膜片彈簧接觸，下表面與壓盤接觸，其受力源于安裝預(yù)應(yīng)力與支撐力，難以量化模擬，故采用位移約束模擬其受力情況，其中，0.7 mm 為力感應(yīng)彈簧預(yù)安裝的壓縮變形量，1.0 mm 為力感應(yīng)彈簧在磨損至失效時(shí)的變形量；故在上接觸面添加固定約束，在下接觸面添加0 mm、-0.7 mm、-1.0 mm、0 mm 位移約束模擬力感應(yīng)彈簧在離合器的工作情況。對(duì)離合器蓋，其蓋內(nèi)側(cè)與自調(diào)環(huán)相接觸傳遞載荷，在接觸面施加6 083 N 載荷和290 N·m 轉(zhuǎn)矩；且四周與飛輪連接處用螺栓預(yù)緊，故在螺栓孔施加零位移約束；離合器蓋隨飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)，在蓋內(nèi)部施加圓柱支撐約束，以表征離合器蓋在離合器的工作情況。對(duì)壓盤，其凸臺(tái)處在工作時(shí)受到擠壓，在擠壓處添加290 N·m 的轉(zhuǎn)矩；且與從動(dòng)盤擠壓接觸，故在接觸面添加Z軸零位移約束；同時(shí)在螺栓孔處添加徑向轉(zhuǎn)動(dòng)約束，以表征壓盤在離合器的工作情況。

2 自調(diào)式膜片彈簧離合器靜力學(xué)分析

2.1 膜片彈簧和力感應(yīng)彈簧的靜力學(xué)分析

對(duì)膜片彈簧、力感應(yīng)彈簧計(jì)算處理，獲得靜力學(xué)結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖。從圖2(a)可知，膜片彈簧最大應(yīng)力存在點(diǎn)發(fā)生于大端開槽槽孔尾部，其大端槽孔處承受集中應(yīng)力作用，大小為446 MPa，小于膜片彈簧選用材料50CrVA 的1275 MPa 許用應(yīng)力。從圖2(b)可知，力感應(yīng)彈簧最大應(yīng)力存在點(diǎn)發(fā)生于下端槽孔尾部，其下端槽孔處承受集中應(yīng)力作用，大小為637 MPa，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于選用材料50CrVA的1 275 MPa 的許用應(yīng)力。因此，在自調(diào)式離合器的工作過程中，膜片彈簧和力感應(yīng)彈簧的設(shè)計(jì)是安全的。

圖2 膜片彈簧和力感應(yīng)彈簧應(yīng)力云圖

2.2 離合器蓋和壓盤的靜力學(xué)分析

對(duì)離合器蓋、壓盤計(jì)算處理，獲得靜力學(xué)結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖。從圖3(a)可知，離合器蓋的最大應(yīng)力存在點(diǎn)發(fā)生于四周的螺栓孔附近，大小為107 MPa，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于材料HT200 的200 MPa 許用應(yīng)力；從圖3(b)可知，壓盤凸臺(tái)受到的最大應(yīng)力存在點(diǎn)發(fā)生于凸臺(tái)接觸面邊緣，大小為 3.5 MPa，小于許用值10～15 MPa。因此，在自調(diào)式離合器的工作過程中，離合器蓋和壓盤的設(shè)計(jì)是安全的。

圖3 離合器蓋和壓盤靜力學(xué)應(yīng)力云圖

3 自調(diào)式膜片彈簧離合器模態(tài)分析

3.1 膜片彈簧和力感應(yīng)彈簧的模態(tài)分析

對(duì)膜片彈簧、力感應(yīng)彈簧進(jìn)行模態(tài)分析，獲得膜片彈簧、力感應(yīng)彈簧各階模態(tài)的模態(tài)頻率及彎曲變形，如圖4、圖5 所示，模態(tài)分析提取7—12 階彈性模態(tài)（1—6 階為剛性變形）。

圖4 膜片彈簧第7—12 階模態(tài)變形圖

圖5 力感應(yīng)彈簧第7—12 階模態(tài)變形圖

3.2 離合器蓋和壓盤的模態(tài)分析

對(duì)離合器蓋、壓盤進(jìn)行模態(tài)分析，獲得離合器蓋、壓盤各階模態(tài)的模態(tài)頻率及彎曲變形，如圖6、圖7 所示，模態(tài)分析提取7—12 階彈性模態(tài)（1—6 階為剛性變形）。

圖6 離合器蓋第7—12 階模態(tài)變形圖

圖7 壓盤第7—12 階模態(tài)變形圖

由于選用車型的發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速為4 000 r/min，可知其危險(xiǎn)頻率為67 Hz，而膜片彈簧、力感應(yīng)彈簧、離合器蓋、壓盤的彈性形變固有頻率均高于該頻率，它們?cè)谧哉{(diào)式膜片彈簧離合器工作時(shí)不會(huì)因共振而產(chǎn)生彈性形變。

4 自調(diào)式膜片彈簧離合器動(dòng)力學(xué)分析

4.1 瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析的預(yù)處理

在瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)中，其加載的邊界條件不同，需要對(duì)其進(jìn)行載荷步設(shè)置，以模擬工作時(shí)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。對(duì)膜片彈簧，在其扭矩和載荷處分別設(shè)置4秒4 個(gè)載荷步，前2 秒滿負(fù)荷設(shè)置，第3 秒半負(fù)荷，第4 秒設(shè)0 值，模擬工作到卸載過程中的受力情況。對(duì)力感應(yīng)彈簧，因受力情況復(fù)雜，粗略地將膜片彈簧傳遞的6 083 N 載荷當(dāng)作力感應(yīng)彈簧的工作載荷，設(shè)置3 秒5 個(gè)載荷步，前1 秒滿加載，第3 秒設(shè)0 值，模擬其從加載到卸載的受力情況。對(duì)離合器蓋，在其扭矩和載荷處分別設(shè)置3秒4 個(gè)載荷步，前1 秒和第3 秒設(shè)0 值，1.5～2秒設(shè)滿負(fù)荷，模擬其工作時(shí)加載到卸載的受力情況。對(duì)壓盤，在其扭矩和載荷處分別設(shè)置0.8 秒4個(gè)載荷步，第0 秒和第0.8 秒設(shè)0 值，第0.2～0.6秒滿負(fù)荷，模擬其工作時(shí)加載到卸載的受力情況。

4.2 膜片彈簧和力感應(yīng)彈簧的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析

對(duì)膜片彈簧、力感應(yīng)彈簧進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析，獲得其動(dòng)力學(xué)特性。在模態(tài)疊加狀態(tài)下，膜片彈簧在加載的過程中，應(yīng)力達(dá)到最大值后會(huì)略微下降并保持穩(wěn)定；撤去加載時(shí)對(duì)于膜片彈簧，應(yīng)力略微下降后完全卸載，其應(yīng)力變化曲線如圖8(a)所示。由于膜片彈簧在瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)中，除了受載荷和約束之外，還需考慮阻尼對(duì)膜片彈簧運(yùn)動(dòng)的影響。在加載過程中，膜片彈簧需克服阻尼帶來的能量耗散，故在加載達(dá)到最大應(yīng)力后出現(xiàn)緩慢的下降現(xiàn)象，隨后保持較穩(wěn)定的應(yīng)力狀態(tài)，該狀態(tài)表明膜片彈簧在此階段能穩(wěn)定地傳輸扭矩；在卸載過程中，阻尼同樣帶來了能量耗散，導(dǎo)致卸載初期卸載緩慢。對(duì)力感應(yīng)彈簧，在加載過程中，應(yīng)力保持穩(wěn)定；在卸載過程中，應(yīng)力保持線性變化，其應(yīng)力曲線如圖8(b)所示。因此，膜片彈簧和力感應(yīng)彈簧在工作過程中保持理想的工作狀態(tài)。

圖8 膜片彈簧和力感應(yīng)彈簧瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)應(yīng)力曲線圖

4.3 離合器蓋和壓盤的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析

對(duì)離合器蓋、壓盤進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析，獲得其動(dòng)力學(xué)特性。在模態(tài)疊加狀態(tài)下，離合器蓋在加載與卸載過程，應(yīng)力保持線性變化，在穩(wěn)定載荷下，應(yīng)力保持穩(wěn)定不變，其應(yīng)力變化曲線如圖9(a)所示。對(duì)壓盤，在加載與卸載過程，應(yīng)力保持線性變化，在穩(wěn)定載荷下，應(yīng)力保持穩(wěn)定不變，其應(yīng)力變化曲線如圖9(b)所示。因此，離合器蓋和壓盤在工作過程中能保持穩(wěn)定的工作狀態(tài)。

圖9 離合器蓋和壓盤瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)應(yīng)力曲線圖

5 自調(diào)式膜片彈簧離合器疲勞分析

5.1 膜片彈簧和力感應(yīng)彈簧的疲勞分析

對(duì)膜片彈簧進(jìn)行疲勞分析，獲得膜片彈簧疲勞危險(xiǎn)云布圖，如圖10(a)所示。對(duì)于離合器的膜片彈簧，其外側(cè)大端開槽槽孔尾部處承受集中應(yīng)力作用，為最危險(xiǎn)疲勞節(jié)點(diǎn)，大小為 557 MPa，小于材料50CrVA 的1 275 MPa 許用應(yīng)力。從圖10(b)可知，膜片彈簧在該危險(xiǎn)疲勞點(diǎn)處的B 值接近于1，即所受疲勞為彎曲主導(dǎo)的疲勞。

圖10 膜片彈簧疲勞應(yīng)力云圖和膜片彈簧雙軸指示效應(yīng)圖

從圖11(a)可以看出在隨機(jī)載荷疲勞過程中，膜片彈簧所承受的大部分應(yīng)力為中低應(yīng)力，承受高應(yīng)力次數(shù)較少；從圖11(b)可知，膜片彈簧的疲勞損傷大部分發(fā)生在高應(yīng)力幅下。綜合圖11 可知，膜片彈簧在自調(diào)式離合器工作至疲勞損壞的過程中，少數(shù)高應(yīng)力幅會(huì)造成大部分疲勞損傷，即膜片彈簧工作中大部分的失效原因?yàn)楦邞?yīng)力彎曲。因此，膜片彈簧的設(shè)計(jì)在疲勞分析中是合理的，且結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)可向其槽孔處的彎曲應(yīng)力作優(yōu)化。

圖11 膜片彈簧隨機(jī)載荷矩陣圖

對(duì)于力感應(yīng)彈簧，在工作過程中能提供穩(wěn)定的工作輸出，且損耗較小。如圖12 所示，在疲勞分析使用壽命云圖中，最大使用壽命與最小使用壽命分布于整個(gè)力感應(yīng)彈簧，使用壽命值為106次。因此，力感應(yīng)彈簧在疲勞分析中達(dá)預(yù)期使用狀況，符合設(shè)計(jì)要求。

圖12 力感應(yīng)彈簧使用壽命云圖

5.2 離合器蓋和壓盤的疲勞分析

從圖13(a)可知，離合器蓋的最不安全破壞點(diǎn)發(fā)生在螺栓孔處，與最大應(yīng)力點(diǎn)重合，為離合器蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供優(yōu)化方向。從圖13(b)可知，壓盤在工作過程中損耗較小，最大使用壽命與最小使用壽命位于整個(gè)壓盤，且壽命最大值為106次，可認(rèn)為無限次疲勞循環(huán)。

圖13 離合器蓋安全系數(shù)云圖和壓盤使用壽命云圖

進(jìn)一步對(duì)壓盤進(jìn)行熱分析，可知壓盤與摩擦片之間因滑磨功產(chǎn)生熱量，若壓盤會(huì)吸收所有熱量升溫最高至80 ℃，從圖14 可知，壓盤的最大應(yīng)力位于內(nèi)圓周處，大小為165 MPa，小于許用值250 MPa。因此，壓盤在疲勞分析及熱應(yīng)力分析中達(dá)預(yù)期使用狀況，符合設(shè)計(jì)要求。

圖14 壓盤熱應(yīng)力云圖

6 結(jié)論

本文以某車型自調(diào)式膜片彈簧離合器參數(shù)為基礎(chǔ)建立其數(shù)字化模型，基于有限元模型分別對(duì)膜片彈簧、力感應(yīng)彈簧、離合器蓋和壓盤進(jìn)行靜力學(xué)、模態(tài)、瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)和疲勞進(jìn)行分析。通過靜力學(xué)分析和疲勞分析獲得其最大應(yīng)力值與最大應(yīng)力點(diǎn)位置，說明其強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求，且為離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供優(yōu)化方向；通過模態(tài)分析獲得其固有頻率及振型，為避免共振提供理論指導(dǎo)；通過瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析獲得各構(gòu)件的動(dòng)力學(xué)特性，表明其工作特性達(dá)預(yù)期要求。