Φ270大扭轉(zhuǎn)角膜片彈簧離合器設(shè)計及校核

摘 要：針對傳統(tǒng)離合器從動盤式扭轉(zhuǎn)減振器的工作角度小、扭轉(zhuǎn)剛度調(diào)節(jié)范圍有限的問題，設(shè)計了一款新型大扭轉(zhuǎn)角膜片彈簧離合器。首先分析Φ270大扭轉(zhuǎn)角膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)及工作原理，并對該離合器所搭載的膜片彈簧進(jìn)行設(shè)計校核。然后對該離合器的后備系數(shù)、滑磨功、溫升、傳遞扭矩、踏板行程以及踏板力進(jìn)行了校核。最后通過試驗驗證了大扭轉(zhuǎn)角膜片彈簧離合器的扭轉(zhuǎn)特性，結(jié)果顯示其性能及疲勞壽命均能滿足要求。

關(guān)鍵詞：大扭轉(zhuǎn)角 離合器 膜片彈簧 設(shè)計校核

離合器能有效地傳遞和斷開發(fā)動機(jī)的動力，其設(shè)計合理性將直接對發(fā)動機(jī)的動力性和噪聲、振動有著很大的影響[1-2]。而膜片彈簧離合器以其理想的非線性彈性特性、結(jié)構(gòu)簡單緊湊、壓盤的壓緊力均勻且穩(wěn)定等優(yōu)點(diǎn)，在汽車傳動系統(tǒng)中得到了廣泛應(yīng)用[3-4]。

但傳統(tǒng)膜片彈簧離合器中，其搭載的從動盤式扭轉(zhuǎn)減振器因為布置空間的限制導(dǎo)致扭轉(zhuǎn)角度小[5-6]，為此進(jìn)行了Φ270大扭轉(zhuǎn)角膜片彈簧離合器的開發(fā)。設(shè)計了新型預(yù)減振結(jié)構(gòu)，所使用的弧形彈簧可以增大扭轉(zhuǎn)角度，提高減振效果。為保證該離合器的性能，對所設(shè)計的膜片彈簧、離合器使用性能和操縱機(jī)構(gòu)進(jìn)行了校核。最后通過試驗驗證了所設(shè)計的Φ270大扭轉(zhuǎn)角膜片彈簧離合器滿足要求。

1 結(jié)構(gòu)及工作原理

1.1 技術(shù)參數(shù)

該車型有關(guān)性能參數(shù)如表1、表2所示。

1.2 結(jié)構(gòu)方案

Φ270大扭轉(zhuǎn)角膜片彈簧離合器主要由離合器蓋及壓盤、離合器從動盤和操作機(jī)構(gòu)組成，蓋及壓盤總成爆炸圖如圖1所示。

Φ270大扭轉(zhuǎn)角膜片彈簧離合器從動盤爆炸圖如圖2所示。其中，主減振結(jié)構(gòu)壓裝在盤轂盤的窗孔處，包括同軸壓裝的減振彈簧外簧、減振彈簧內(nèi)簧以及橡膠彈簧總成；預(yù)減振結(jié)構(gòu)壓裝在盤轂盤與主減振阻尼片之間，包括預(yù)減振盤1、預(yù)減振盤2、預(yù)減振弧形彈簧1、預(yù)減振弧形彈簧2以及預(yù)減振直彈簧。同時，在預(yù)減振碟簧的作用下，預(yù)減振阻尼片與盤轂盤之間產(chǎn)生預(yù)減振阻尼；在主減振碟簧的作用下阻尼片、主減振阻尼片與盤轂盤之間共同產(chǎn)生主減振阻尼。

傳統(tǒng)離合器從動盤式扭轉(zhuǎn)減振器的工作角度小、扭轉(zhuǎn)剛度調(diào)節(jié)范圍有限，為滿足傳遞發(fā)動機(jī)扭矩的要求，需配備大扭轉(zhuǎn)剛度的減振彈簧，導(dǎo)致隔振效果不理想。而該離合器從動盤總成裝配預(yù)減振弧形彈簧結(jié)構(gòu)，扭轉(zhuǎn)角度可達(dá)41.2°，其扭轉(zhuǎn)特性曲線如圖3所示。

1.3 工作原理

該離合器從動盤主減振結(jié)構(gòu)采用子母簧結(jié)構(gòu)，并套用橡膠彈簧總成，與現(xiàn)有產(chǎn)品類似，下面主要介紹可實現(xiàn)大扭轉(zhuǎn)角的預(yù)減振結(jié)構(gòu)。

該離合器從動盤預(yù)減振結(jié)構(gòu)如圖4所示，其工作原理為：盤芯外花鍵與預(yù)減振盤1相套，預(yù)減振盤1沿周向有4個凸臺，壓縮沿對角放置的預(yù)減振弧形彈簧1，為一級預(yù)減振；盤芯外有開槽，預(yù)減振盤2有齒在此開槽內(nèi)，并留有一定空行程，當(dāng)空行程結(jié)束時，預(yù)減振盤1開始壓縮沿對角放置的預(yù)減振弧形彈簧2，且預(yù)減振盤2開始壓縮預(yù)減振壓縮彈簧，共同形成二級預(yù)減振。主減振阻尼片在預(yù)減振弧形彈簧1、預(yù)減振弧形彈簧2、預(yù)減振壓縮彈簧對應(yīng)位置處開有凹槽，以達(dá)到壓縮彈簧的效果。

預(yù)減振過程中，其一級預(yù)減振由預(yù)減振弧形彈簧1工作，二級預(yù)減振由預(yù)減振弧形彈簧2與預(yù)減振直彈簧共同工作，弧形彈簧結(jié)構(gòu)實現(xiàn)了該離合器總成較大的工作角度，即大扭轉(zhuǎn)角。

從動盤動力的傳遞方向為：（飛輪、壓盤）→摩擦片→從動盤→減振彈簧（主減振彈簧外簧、主減振彈簧內(nèi)簧、橡膠彈簧總成）→盤轂盤→預(yù)減振彈簧（預(yù)減振弧形彈簧1、預(yù)減振弧形彈簧2、預(yù)減振直彈簧）→盤芯→變速器輸入軸。

2 膜片彈簧設(shè)計及校核

2.1 結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

膜片彈簧是一種具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧， 主要由碟簧部分和分離指部分組成。該離合器搭載的膜片彈簧如圖5所示。

2.2 主要參數(shù)

本次設(shè)計膜片彈簧確定參數(shù)如表3所示。

2.3 彈性特性

膜片彈簧在承載過程中，可以假設(shè)其子午斷面（即通過膜片彈簧構(gòu)成的錐體軸線且同時通過分離指中心的平面）具有剛性，并且圍繞該斷面上的一個中性點(diǎn)O進(jìn)行轉(zhuǎn)動[7]。如圖6所示。

由此假定可以推導(dǎo)出膜片彈簧的載荷與變形之間的關(guān)系和應(yīng)力計算公式。在膜片彈簧的不同工作狀態(tài)，如自由狀態(tài)、壓緊狀態(tài)和分離狀態(tài)[8]，其受載和變形情況如圖7所示。

通過支承環(huán)和壓盤施加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假想集中在加載點(diǎn)上，用F1表示，加載點(diǎn)之間的相對軸向變形為λ1。壓緊力與變形之間的關(guān)系式為：

式中。E為材料的彈性模量（MPa），對于鋼，E=2.1×105Mpa；μ為材料的泊松比，對于鋼，μ=0.3；h為膜片彈簧鋼板厚度（mm）；H為膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟形彈簧部分的內(nèi)截錐高度（mm）；R、r分別為膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟形彈簧部分的大端和小端半徑（mm）；R1、r1分別為壓盤加載點(diǎn)和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑（mm）。

該離合器膜片彈簧大端載荷特性曲線（回程值）如圖8所示。

3 離合器設(shè)計校核

3.1 后備系數(shù)校核

離合器設(shè)計壓緊力為8000N，從動盤外徑為Φ270，從動盤內(nèi)徑為Φ180。離合器所能傳遞扭矩的計算公式為：

式中，F(xiàn)為離合器壓盤的壓緊力；z為離合器摩擦面數(shù)；Ra為摩擦面有效半徑；η為傳動效率，取0.94；μ為壓盤對摩擦片的摩擦因數(shù)，取0.3。

摩擦片有效半徑Ra按均壓法計算。

則壓緊力最小時離合器所能傳遞的最大摩擦扭矩為：

已知該汽車發(fā)動機(jī)輸出的最大扭矩為355Nm，根據(jù)《膜片彈簧與碟形彈簧離合器的設(shè)計與制造》中后備系數(shù)計算公式。

計算得：

符合輕型汽車后備系數(shù)β在1.2～1.75之間的要求。

3.2 單位面積滑磨功校核

摩擦離合器在開始接合時由于主動與從動摩擦元件的轉(zhuǎn)速不相等而產(chǎn)生相對滑磨，通過滑磨使兩者轉(zhuǎn)速逐漸趨于相等，從而使汽車穩(wěn)定起步。其力學(xué)模型如圖9所示。

《膜片彈簧與碟形彈簧離合器的設(shè)計與制造》中滑磨功的計算公式為：

式中，ne為起步時發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速，貨車取1500r/min；ma為整車質(zhì)量；rr為車輪滾動半徑；ig為變速器起步擋變速比；i0為主減速器傳動比。

由表1選取數(shù)據(jù)代入式（6）算得：

WⅠ=14 116J（1擋起步），WⅡ=51 848.8J（2擋起步）。

單位面積滑磨功為：

《膜片彈簧與碟形彈簧離合器的設(shè)計與制造》中推薦許用單位面積滑磨功。由此可知該離合器單位面積滑磨功符合要求。

3.3 壓盤起步溫升校核

汽車起步時離合器受熱最嚴(yán)重的是壓盤，因此需要驗證離合器每次起步過程接合時壓盤的溫升，在壓盤起步溫升的校核中，要求每次起步時許用溫升。

壓盤起步溫升計算公式為

式中：γ為傳給所驗證壓盤的熱量比例，單片式γ=0.5；W為滑磨功；m為所驗算壓盤質(zhì)量；c為壓盤材料的比熱容，本次設(shè)計產(chǎn)品使用鑄鐵為材料，鑄鐵c=544J/（kg·℃）。

將前面計算的滑磨功等參數(shù)代入式（8）算得：

1擋起步時Δt1=1.29℃＜10℃，2擋起步時Δt2=4.74℃＜10℃。

即離合器壓盤在1擋、2擋起步時溫升符合要求。

3.4 從動盤總成扭矩容量校核

從動盤設(shè)計為三級減振設(shè)計，其中預(yù)減振兩級，主減振一級。一級預(yù)減振彈簧剛度為K1=0.8Nm/°，二級預(yù)減振彈簧剛度為K2=1.64Nm/°，主減振彈簧剛度為K3=19.15Nm/°。一級預(yù)減振彈簧設(shè)計壓縮量為12°，二級預(yù)減振彈簧設(shè)計壓縮量為6°，

主減振彈簧設(shè)計壓縮量為21.7°。所以從動盤所能傳遞極限扭矩為：

發(fā)動機(jī)最大扭矩Memax=355Nm，Tlim=

1.23Temax。從動盤減振器扭矩容量符合要求。

4 操縱分析

離合器操縱機(jī)構(gòu)是駕駛員用來控制離合器分離，并實現(xiàn)柔和接合的關(guān)鍵機(jī)構(gòu)，是離合器系統(tǒng)的重要組成部分。

4.1 踏板行程校核

圖10為液壓式離合器操縱機(jī)構(gòu)簡圖。

踏板總行程S∑由自由行程SΔ和工作行程Sg兩部分組成，即

從表1可知，踏板傳動比i1=6.25，叉臂叉軸傳動比i2=1，總泵缸徑d1=19.05mm，分泵缸徑d2=28.32mm，則液壓式操縱機(jī)構(gòu)的總傳動比為：

式中，Δ為分離軸承的自由行程，一般為2～4mm，反映到踏板上即為踏板自由行程SΔ，一般為20～30mm；S為壓盤行程。計算結(jié)果符合林世裕[3]中輕型汽車離合器踏板行程≤150mm的要求，該匹配時是合理的。

4.2 分離力校核

離合器最大分離力設(shè)計值FQ=2030N，考慮操縱機(jī)構(gòu)總傳動效率，根據(jù)操縱機(jī)構(gòu)布置可計算出此時離合器的踏板力為：

王望予[1]指出，在規(guī)定的踏板力和行程的允許范圍內(nèi)，駕駛員分離離合器所作的功不大于30J，踏板力不大于150N。

分離時駕駛員所作的最大功為：

經(jīng)校核，滿足設(shè)計要求。

5 試驗驗證

依據(jù)汽車行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)《汽車干摩擦式離合器總成臺架試驗方法》（QC/T 27-2014），專門針對大扭轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)特性進(jìn)行了從動盤總成扭轉(zhuǎn)特性試驗、從動盤總成扭轉(zhuǎn)疲勞試驗、從動盤總成耐高速試驗。

5.1 從動盤總成扭轉(zhuǎn)特性試驗

采用如圖11所示臺架，進(jìn)行扭轉(zhuǎn)特性檢測。將從動盤總成安裝到試驗臺的芯軸上，并將離合器摩擦片部分夾緊，裝角位移傳感器，使之能隨盤轂一起轉(zhuǎn)動并處于零位，對盤轂施加轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)動盤轂，達(dá)到轉(zhuǎn)角極限后歸零，并記錄試驗數(shù)據(jù)；再反向施加轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)動盤轂，達(dá)到轉(zhuǎn)角極限后歸零，并記錄試驗數(shù)據(jù)；根據(jù)實驗數(shù)據(jù)繪制出扭轉(zhuǎn)特性曲線并記錄試驗結(jié)果，扭轉(zhuǎn)特性曲線如圖12所示。

5.2 從動盤總成疲勞試驗

將從動盤總成安裝到扭轉(zhuǎn)實驗臺架上，驅(qū)動電機(jī)平穩(wěn)地對從動盤施加扭矩載荷，正向加載扭矩從0到497Nm，反向加載扭矩從0到249Nm；扭轉(zhuǎn)頻率2.5Hz，試驗環(huán)境溫度為常溫。按照上述操作循環(huán)1000000次，進(jìn)行從動盤總成扭轉(zhuǎn)疲勞試驗。試驗后從動盤總成扭轉(zhuǎn)特性曲線如圖13所示。表4為試驗前后樣件數(shù)據(jù)對比。

試驗完成后，沒有任何零件破損，松動、失效。

5.3 從動盤總成耐高速性能試驗

將試驗樣件安裝到高速試驗臺上，加載條件為以20rad/s2的加速度加速到10500r/min轉(zhuǎn)速時保持5分鐘，進(jìn)行從動盤總成耐高速試驗。試驗完成后，沒有任何零件有裂紋、失效和斷裂現(xiàn)象。通過以上試驗結(jié)果可知，設(shè)計產(chǎn)品能滿足設(shè)計和相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)要求。

6 結(jié)論

本文研究了Φ270大扭轉(zhuǎn)角膜片彈簧離合器的設(shè)計和校核，重點(diǎn)介紹了可實現(xiàn)大扭轉(zhuǎn)角的預(yù)減振結(jié)構(gòu)方案以及工作原理，并對膜片彈簧、離合器使用性能和離合器操縱機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計校核，并進(jìn)行臺架試驗驗證。結(jié)果表明，該新匹配設(shè)計的大轉(zhuǎn)角膜片彈簧離合器符合要求且在試驗中達(dá)到很好的預(yù)期效果。

基金項目：并聯(lián)混動汽車機(jī)電耦合傳動系統(tǒng)關(guān)鍵技術(shù)研發(fā)及產(chǎn)業(yè)化（2020BED012）。

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