拉式中央斜置螺旋彈簧離合器功能分析及負荷特性計算

張勇

摘要：拉式中央斜置螺旋彈簧離合器因其壓緊載荷穩定，分離力小的性能特點，同時具有補償調節和分離制動功能，在美國重型卡車上得以廣泛使用。本文結合開發實例，對該結構離合器零部件展開了質量功能分析，并采用計算賦值描點的計算方法推導了其絲毫不遜色于膜片彈簧的非線性負荷特性曲線。

關鍵詞：中央斜置;螺旋彈簧;離合器;補償調節;功能分析;非線性負荷特性

中圖分類號：U463.211? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻標識碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號：1674-957X（2021）08-0064-03

1? 簡述

離合器作為汽車重要的傳動零部件之一，傳統結構已使用了一百余年。隨著人們對汽車可靠性、舒適性等要求的不斷提高，也對傳統離合器提出了更高挑戰，一些高性能汽車零部件應運而生，如AT、AMT、DCT、CVT、雙質量飛輪、自動補償離合器……。上個世紀八十年代，傳統的螺旋彈簧壓蓋總成被性能優良的膜片彈簧壓蓋總成逐步取代，繼而不斷發展成推式、拉式、推拉式、雙片拉式等多品種產品?？蓪崿F傳遞功率從150馬力到600馬力。然而，在美國重型卡車市場很大部分使用的是“拉式中央斜置螺旋彈簧離合器”，有單片、雙片，并在上百種發動機上使用，其非線性負荷特性絲毫不遜色于膜片彈簧離合器。

2? 功能分析

拉式中央斜置螺旋彈簧離合器大多采用3對斜置的螺旋彈簧產生工作壓緊載荷，其結構如圖1。（本文結合￠350離合器實例分析及計算）

如圖1所示，壓緊彈簧（件20）安裝在離合器蓋（件11）與彈簧調節座（件14）之間，調節座（件14）固定在分離拉套（件15）上，彈簧（件20）產生的軸向分力經調節座（件14）作用在分離杠桿（件13）小端，分離杠桿（件13）的杠桿支點在聯結調整盤（件12）聯接處，可自由轉動，而調整盤（件12）則通過螺紋聯接固定在離合器蓋（件11）上，分離杠桿（件13）支點前方折彎成型形成另一支點作用在支承圈（件22）和壓盤（件10）上，壓盤（件10）和離合器蓋（件11）之間采用凸耳傳遞扭矩。

當離合器接合時，壓盤（件10）工作載荷由彈簧（件20）沿變速器輸入軸軸線方向上的分力經分離杠桿（件13）放大杠桿比（i=5）產生。當離合器分離時，分離軸承（件16）通過分離拉套（件15）將彈簧調節座（件14）后拉（拉向變速器方向），分離杠桿（件13）指端同時后移，壓盤（件10）不再承受軸向壓力，在分離掛簧（件26）的作用下脫離從動盤摩擦面片，從而徹底有效分離，切斷動力傳遞。

這種放大杠桿比的結構設計，有效的降低了分離力，但也帶來了分離指端高度不穩定、變化大的缺點，若從動盤磨損3mm，分離指端要前移15mm，分離時，壓盤抬升2mm，分離指端后拉10mm，如果是雙片離合器主壓盤抬升量3.5mm，則分離指端要后拉17.5mm，如此大的分離行程和磨損預留空間給離合器操縱系統的設計帶來困難。因此該產品結構設計中，采用聯結調整盤（件12）調整分離杠桿支點，來彌補因摩擦面片磨損而引起的分離指端前移量。摩擦面片磨損一定程度時進行調整，調整時，松開鎖緊螺栓（件24），取下限位鎖片（件25），向前旋轉調整盤螺紋，旋轉一周杠桿支點前移2mm（螺距為2的情況下），分離指端相應后移10mm，調整確認后，再用鎖緊螺栓（件24）將限位鎖片（件25）鎖緊，由此保證分離指高度的穩定或不變。

分離制動功能主要靠分離軸承（件16）和制動片（件17）完成。離合器分離時，當分離軸承（件16）后移到一定位置，軸承后蓋板與固定在變速器輸入軸上的制動片（件17）相接觸，在摩擦力作用下，使變速器輸入軸及從動盤總成轉速降低。因此，在保證分離行程滿足需要的前提下，調整離合器踏板及分離撥叉的行程量可以控制分離制動的大小、有無，進而有效降低換擋沖擊，更好的保護相關傳動零部件。

3? 工作特性分析

由壓緊彈簧產生的軸向分力經杠桿比放大后作用在壓盤上的工作載荷大小，不僅與彈簧沿其軸線的壓縮變形量有關，還和彈簧軸線與變速器輸入軸軸線的夾角大小有關。

如后面的計算，離合器在初始安裝位置圖2（b），一個彈簧的工作載荷是742.5N，沿輸入軸軸向分力為371.25N，6個彈簧的軸向載荷即2227.5N，經分離杠桿放大后，總的工作壓緊力為11137.5N，而此時小端分離力僅為2227.5N。

當摩擦面片磨損后圖2（a），彈簧工作長度雖變長，但其軸線與輸入軸垂直面夾角增大，軸向分力隨此的變化是先增大后減小，保證了摩擦面片磨損時工作載荷穩定。

當離合器分離時圖2（c），彈簧工作長度雖變短，工作載荷增大，但其軸線與輸入軸垂直面夾角減小，使得軸向分力反而減小，保證了分離點分離力較小。

4? 負荷特性計算

由前面的結構功能和工作特性分析可清楚了解，離合器工作壓緊載荷是有斜置的螺旋彈簧產生。壓緊彈簧在工作時的受力分析見圖3、圖4。

圖3、圖4中：λ1-面片磨損后小端前移位移量;Fb-安裝狀態彈簧工作載荷;λ2-分離行程;Hb-安裝狀態彈簧工作長度;（Fb）-彈簧載荷軸向分力;H1、H2、λ1、λ2變化時彈簧工作長度;α0-安裝狀態彈簧軸線與輸入軸垂直面夾角。

其中，λ1、λ2、H1、H2為變量，Hf、Hb、α0為給定已知量（Hf是彈簧自由長度）。

ΔABO中：AO2=AB2+BO2-2×AB×BO×cos（900+α0）

即：H12=λ12+Hb2+2×λ1×Hb×sinα0? ?（1）

已知Hb、α0，當λ1賦值時，得到對應H1和α1值;

ΔBCO中：CO2=BO2+BC2-2×BO×BC×cos（900-α0）

即：H22=Hb2+λ22-2×Hb×λ2×sinα0? ? （3）

同樣當λ2賦值時，得到對應H2和α2值;

壓緊彈簧在安裝長度Hb時的工作載荷Fb=g（Hf-Hb）

因此，變速器輸入軸軸向分載荷（Fb）=Fb×sinα0=g（Hf-Hb）sinα0

同理得到：（F1）=F1×sin（α1+α0）=g（Hf-H1）sin（α1+α0）

（5）

（F2）=F2×sin（α0-α2）=g（Hf-H2）sin（α0-α2）（6）

H1與λ1的關系是較復雜的非線性關系，對應于H1的F1與λ1的也同樣存在較復雜的非線性關系，再轉算成（F1），這樣的行程與力值關系難以用一條函數曲線來表達，應是拋物線和正弦線的疊加。在此，可用賦值法研究位移與載荷變量之間的方向性變化。

給定：α0=300、Hf=75、Hb=42、g=22.5N/mm，摩擦面片磨損后，Hb變成H1，且H1>Hb

當λ1=1時，代入（1）計算：H12=1807.1即H1=42.51。

代入（2）計算：α1=1.170代入（5）計算：（F1）=378.35N;

同理，可以計算出λ1不同賦值時對應的F1、（F1）、α1值，見表1，結合圖2（a）清楚看出，隨著摩擦面片磨損，λ1增大，H1變長，F1降低，但α1在加大，壓盤正向載荷（F1）相應在變化，α1在小角度范圍內變化，λ1增大，H1增加不明顯，而（F1）增大明顯，而α1在大角度范圍內變化，λ1增大，H1增加變得明顯，F1下降明顯，而（F1）增大不再明顯，后又逐漸減小。顯然，先增加后減少，必然有一個交叉峰值點。本例，峰值點發生在α1=8.60左右（即λ1=8mm時）。

又當分離軸承后拉分離時，Hb變成H2，且H2

H22=1722.3 即H2= 41.51? 代入（4）計算：α2=1.190

代入（6）計算：（F2）=363.07N

同理，可以計算出λ2不同賦值時對應的F2、（F2）、α2值，結合圖2（c）可以看出，隨著分離行程λ2增加，H2變短，F2變大，但α2在減小，而（F2）隨之減小。由初始安裝工作點（即彈簧長度Hb=42mm時）開始，將所計算的數據描點合并，便得到了隨小端位移量λ變化對應的大端工作載荷變化的負荷特性曲線，如圖5。

由曲線我們可以清楚看出，當摩擦片磨損3mm后（即分離軸承前移，λ1=15mm時），工作點載荷幾乎不變;而離合器徹底分離時（即分離軸承后拉，λ2=10mm時），分離力卻下降了35%，這充分體現出其具備良好的非線性負荷性能曲線。

5? 產品實測數據比對

根據產品實際開發情況，對實際生產制造樣件在專用的離合器綜合性能檢測設備上對負荷特性進行檢測，圖6圖7為兩臺樣件實測檢測數據記錄。

同時將理論計算值及賦值獲得的曲線和兩臺樣件實測數據和曲線進行吻合性比對，見圖8。各位移點對應載荷最大誤差在2%以內，充分表明了賦值計算和生產件實測值具備良好的吻合度。

6? 產品結構優缺點分析

優點：壓力大、穩定，分離力小，可調節補償從動盤摩擦面片磨損，拉式結構帶分離制動裝置，便于換檔。

缺點：結構較復雜，工藝成本較高，但隨產量大，工藝成本攤銷也就不足為慮了，運動摩擦副較多，摩擦力大，尤其是在“連結調整盤”與分離桿連結處，正壓力大，所以摩擦力大難以克服。

參考文獻：

[1]林世裕.膜片彈簧與碟形彈簧離合器的設計與制造[M].南京：東南大學出版社，1995，12.

[2]徐石安，江發潮.汽車離合器[M].北京：清華大學出版社，2005，8.

[3]嚴正峰，張鐵山.汽車離合器設計與制造[M].北京：機械工業出版社，2018.