Φ270大扭轉角膜片彈簧離合器設計及校核

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

關鍵詞：大扭轉角 離合器 膜片彈簧 設計校核

離合器能有效地傳遞和斷開發動機的動力，其設計合理性將直接對發動機的動力性和噪聲、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、結構簡單緊湊、壓盤的壓緊力均勻且穩定等優點，在汽車傳動系統中得到了廣泛應用[3-4]。

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

1 結構及工作原理

1.1 技術參數

該車型有關性能參數如表1、表2所示。

1.2 結構方案

Φ270大扭轉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構組成，蓋及壓盤總成爆炸圖如圖1所示。

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

傳統離合器從動盤式扭轉減振器的工作角度小、扭轉剛度調節范圍有限，為滿足傳遞發動機扭矩的要求，需配備大扭轉剛度的減振彈簧，導致隔振效果不理想。而該離合器從動盤總成裝配預減振弧形彈簧結構，扭轉角度可達41.2°，其扭轉特性曲線如圖3所示。

1.3 工作原理

該離合器從動盤主減振結構采用子母簧結構，并套用橡膠彈簧總成，與現有產品類似，下面主要介紹可實現大扭轉角的預減振結構。

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

預減振過程中，其一級預減振由預減振弧形彈簧1工作，二級預減振由預減振弧形彈簧2與預減振直彈簧共同工作，弧形彈簧結構實現了該離合器總成較大的工作角度，即大扭轉角。

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、主減振彈簧內簧、橡膠彈簧總成）→盤轂盤→預減振彈簧（預減振弧形彈簧1、預減振弧形彈簧2、預減振直彈簧）→盤芯→變速器輸入軸。

2 膜片彈簧設計及校核

2.1 結構特點

膜片彈簧是一種具有特殊結構的碟形彈簧， 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

本次設計膜片彈簧確定參數如表3所示。

2.3 彈性特性

膜片彈簧在承載過程中，可以假設其子午斷面（即通過膜片彈簧構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O進行轉動[7]。如圖6所示。

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

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

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時，其碟形彈簧部分的內截錐高度（mm）；R、r分別為膜片彈簧在自由狀態時，其碟形彈簧部分的大端和小端半徑（mm）；R1、r1分別為壓盤加載點和支承環加載點半徑（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 離合器設計校核

3.1 后備系數校核

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

式中，F為離合器壓盤的壓緊力；z為離合器摩擦面數；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，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：

已知該汽車發動機輸出的最大扭矩為355Nm，根據《膜片彈簧與碟形彈簧離合器的設計與制造》中后備系數計算公式。

計算得：

符合輕型汽車后備系數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速不相等而產生相對滑磨，通過滑磨使兩者轉速逐漸趨于相等，從而使汽車穩定起步。其力學模型如圖9所示。

《膜片彈簧與碟形彈簧離合器的設計與制造》中滑磨功的計算公式為：

式中，ne為起步時發動機的轉速，貨車取1500r/min；ma為整車質量；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選取數據代入式（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為所驗算壓盤質量；c為壓盤材料的比熱容，本次設計產品使用鑄鐵為材料，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

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

主減振彈簧設計壓縮量為21.7°。所以從動盤所能傳遞極限扭矩為：

發動機最大扭矩Memax=355Nm，Tlim=

1.23Temax。從動盤減振器扭矩容量符合要求。

4 操縱分析

離合器操縱機構是駕駛員用來控制離合器分離，并實現柔和接合的關鍵機構，是離合器系統的重要組成部分。

4.1 踏板行程校核

圖10為液壓式離合器操縱機構簡圖。

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，則液壓式操縱機構的總傳動比為：

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計值FQ=2030N，考慮操縱機構總傳動效率，根據操縱機構布置可計算出此時離合器的踏板力為：

王望予[1]指出，在規定的踏板力和行程的允許范圍內，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：

經校核，滿足設計要求。

5 試驗驗證

依據汽車行業標準《汽車干摩擦式離合器總成臺架試驗方法》（QC/T 27-2014），專門針對大扭轉角扭轉特性進行了從動盤總成扭轉特性試驗、從動盤總成扭轉疲勞試驗、從動盤總成耐高速試驗。

5.1 從動盤總成扭轉特性試驗

采用如圖11所示臺架，進行扭轉特性檢測。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動并處于零位，對盤轂施加轉矩，轉動盤轂，達到轉角極限后歸零，并記錄試驗數據；再反向施加轉矩，轉動盤轂，達到轉角極限后歸零，并記錄試驗數據；根據實驗數據繪制出扭轉特性曲線并記錄試驗結果，扭轉特性曲線如圖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實驗臺架上，驅動電機平穩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；扭轉頻率2.5Hz，試驗環境溫度為常溫。按照上述操作循環1000000次，進行從動盤總成扭轉疲勞試驗。試驗后從動盤總成扭轉特性曲線如圖13所示。表4為試驗前后樣件數據對比。

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轉速時保持5分鐘，進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、失效和斷裂現象。通過以上試驗結果可知，設計產品能滿足設計和相關標準要求。

6 結論

本文研究了Φ270大扭轉角膜片彈簧離合器的設計和校核，重點介紹了可實現大扭轉角的預減振結構方案以及工作原理，并對膜片彈簧、離合器使用性能和離合器操縱機構進行設計校核，并進行臺架試驗驗證。結果表明，該新匹配設計的大轉角膜片彈簧離合器符合要求且在試驗中達到很好的預期效果。

基金項目：并聯混動汽車機電耦合傳動系統關鍵技術研發及產業化（2020BED012）。

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