張勇

摘要：拉式中央斜置螺旋彈簧離合器因其壓緊載荷穩(wěn)定，分離力小的性能特點(diǎn)，同時(shí)具有補(bǔ)償調(diào)節(jié)和分離制動(dòng)功能，在美國(guó)重型卡車上得以廣泛使用。本文結(jié)合開(kāi)發(fā)實(shí)例，對(duì)該結(jié)構(gòu)離合器零部件展開(kāi)了質(zhì)量功能分析，并采用計(jì)算賦值描點(diǎn)的計(jì)算方法推導(dǎo)了其絲毫不遜色于膜片彈簧的非線性負(fù)荷特性曲線。

關(guān)鍵詞：中央斜置;螺旋彈簧;離合器;補(bǔ)償調(diào)節(jié);功能分析;非線性負(fù)荷特性

中圖分類號(hào)：U463.211? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號(hào)：1674-957X（2021）08-0064-03

1? 簡(jiǎn)述

離合器作為汽車重要的傳動(dòng)零部件之一，傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)已使用了一百余年。隨著人們對(duì)汽車可靠性、舒適性等要求的不斷提高，也對(duì)傳統(tǒng)離合器提出了更高挑戰(zhàn)，一些高性能汽車零部件應(yīng)運(yùn)而生，如AT、AMT、DCT、CVT、雙質(zhì)量飛輪、自動(dòng)補(bǔ)償離合器……。上個(gè)世紀(jì)八十年代，傳統(tǒng)的螺旋彈簧壓蓋總成被性能優(yōu)良的膜片彈簧壓蓋總成逐步取代，繼而不斷發(fā)展成推式、拉式、推拉式、雙片拉式等多品種產(chǎn)品?？蓪?shí)現(xiàn)傳遞功率從150馬力到600馬力。然而，在美國(guó)重型卡車市場(chǎng)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(fā)動(dòng)機(jī)上使用，其非線性負(fù)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(duì)斜置的螺旋彈簧產(chǎn)生工作壓緊載荷，其結(jié)構(gòu)如圖1。（本文結(jié)合￠350離合器實(shí)例分析及計(jì)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(diào)節(jié)座（件14）之間，調(diào)節(jié)座（件14）固定在分離拉套（件15）上，彈簧（件20）產(chǎn)生的軸向分力經(jīng)調(diào)節(jié)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(diǎn)在聯(lián)結(jié)調(diào)整盤(pán)（件12）聯(lián)接處，可自由轉(zhuǎn)動(dòng)，而調(diào)整盤(pán)（件12）則通過(guò)螺紋聯(lián)接固定在離合器蓋（件11）上，分離杠桿（件13）支點(diǎn)前方折彎成型形成另一支點(diǎn)作用在支承圈（件22）和壓盤(pán)（件10）上，壓盤(pán)（件10）和離合器蓋（件11）之間采用凸耳傳遞扭矩。

當(dāng)離合器接合時(shí)，壓盤(pán)（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(jīng)分離杠桿（件13）放大杠桿比（i=5）產(chǎn)生。當(dāng)離合器分離時(shí)，分離軸承（件16）通過(guò)分離拉套（件15）將彈簧調(diào)節(jié)座（件14）后拉（拉向變速器方向），分離杠桿（件13）指端同時(shí)后移，壓盤(pán)（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(dòng)盤(pán)摩擦面片，從而徹底有效分離，切斷動(dòng)力傳遞。

這種放大杠桿比的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，有效的降低了分離力，但也帶來(lái)了分離指端高度不穩(wěn)定、變化大的缺點(diǎn)，若從動(dòng)盤(pán)磨損3mm，分離指端要前移15mm，分離時(shí)，壓盤(pán)抬升2mm，分離指端后拉10mm，如果是雙片離合器主壓盤(pán)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(yù)留空間給離合器操縱系統(tǒng)的設(shè)計(jì)帶來(lái)困難。因此該產(chǎn)品結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中，采用聯(lián)結(jié)調(diào)整盤(pán)（件12）調(diào)整分離杠桿支點(diǎn)，來(lái)彌補(bǔ)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(shí)進(jìn)行調(diào)整，調(diào)整時(shí)，松開(kāi)鎖緊螺栓（件24），取下限位鎖片（件25），向前旋轉(zhuǎn)調(diào)整盤(pán)螺紋，旋轉(zhuǎn)一周杠桿支點(diǎn)前移2mm（螺距為2的情況下），分離指端相應(yīng)后移10mm，調(diào)整確認(rèn)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(wěn)定或不變。

分離制動(dòng)功能主要靠分離軸承（件16）和制動(dòng)片（件17）完成。離合器分離時(shí)，當(dāng)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(dòng)片（件17）相接觸，在摩擦力作用下，使變速器輸入軸及從動(dòng)盤(pán)總成轉(zhuǎn)速降低。因此，在保證分離行程滿足需要的前提下，調(diào)整離合器踏板及分離撥叉的行程量可以控制分離制動(dòng)的大小、有無(wú)，進(jìn)而有效降低換擋沖擊，更好的保護(hù)相關(guān)傳動(dòng)零部件。

3? 工作特性分析

由壓緊彈簧產(chǎn)生的軸向分力經(jīng)杠桿比放大后作用在壓盤(pán)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(guān)，還和彈簧軸線與變速器輸入軸軸線的夾角大小有關(guān)。

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

當(dāng)摩擦面片磨損后圖2（a），彈簧工作長(zhǎng)度雖變長(zhǎng)，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(shí)工作載荷穩(wěn)定。

當(dāng)離合器分離時(shí)圖2（c），彈簧工作長(zhǎng)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(diǎn)分離力較小。

4? 負(fù)荷特性計(jì)算

由前面的結(jié)構(gòu)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(chǎn)生。壓緊彈簧在工作時(shí)的受力分析見(jiàn)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(tài)彈簧工作載荷;λ2-分離行程;Hb-安裝狀態(tài)彈簧工作長(zhǎng)度;（Fb）-彈簧載荷軸向分力;H1、H2、λ1、λ2變化時(shí)彈簧工作長(zhǎng)度;α0-安裝狀態(tài)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(zhǎng)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(dāng)λ1賦值時(shí)，得到對(duì)應(yīng)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(dāng)λ2賦值時(shí)，得到對(duì)應(yīng)H2和α2值;

壓緊彈簧在安裝長(zhǎng)度Hb時(shí)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(guān)系是較復(fù)雜的非線性關(guān)系，對(duì)應(yīng)于H1的F1與λ1的也同樣存在較復(fù)雜的非線性關(guān)系，再轉(zhuǎn)算成（F1），這樣的行程與力值關(guān)系難以用一條函數(shù)曲線來(lái)表達(dá)，應(yīng)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(dāng)λ1=1時(shí)，代入（1）計(jì)算：H12=1807.1即H1=42.51。

代入（2）計(jì)算：α1=1.170代入（5）計(jì)算：（F1）=378.35N;

同理，可以計(jì)算出λ1不同賦值時(shí)對(duì)應(yīng)的F1、（F1）、α1值，見(jiàn)表1，結(jié)合圖2（a）清楚看出，隨著摩擦面片磨損，λ1增大，H1變長(zhǎng)，F(xiàn)1降低，但α1在加大，壓盤(pán)正向載荷（F1）相應(yīng)在變化，α1在小角度范圍內(nèi)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(nèi)變化，λ1增大，H1增加變得明顯，F(xiàn)1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(gè)交叉峰值點(diǎn)。本例，峰值點(diǎn)發(fā)生在α1=8.60左右（即λ1=8mm時(shí)）。

又當(dāng)分離軸承后拉分離時(shí)，Hb變成H2，且H2

H22=1722.3 即H2= 41.51? 代入（4）計(jì)算：α2=1.190

代入（6）計(jì)算：（F2）=363.07N

同理，可以計(jì)算出λ2不同賦值時(shí)對(duì)應(yīng)的F2、（F2）、α2值，結(jié)合圖2（c）可以看出，隨著分離行程λ2增加，H2變短，F(xiàn)2變大，但α2在減小，而（F2）隨之減小。由初始安裝工作點(diǎn)（即彈簧長(zhǎng)度Hb=42mm時(shí)）開(kāi)始，將所計(jì)算的數(shù)據(jù)描點(diǎn)合并，便得到了隨小端位移量λ變化對(duì)應(yīng)的大端工作載荷變化的負(fù)荷特性曲線，如圖5。

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

5? 產(chǎn)品實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)比對(duì)

根據(jù)產(chǎn)品實(shí)際開(kāi)發(fā)情況，對(duì)實(shí)際生產(chǎn)制造樣件在專用的離合器綜合性能檢測(cè)設(shè)備上對(duì)負(fù)荷特性進(jìn)行檢測(cè)，圖6圖7為兩臺(tái)樣件實(shí)測(cè)檢測(cè)數(shù)據(jù)記錄。

同時(shí)將理論計(jì)算值及賦值獲得的曲線和兩臺(tái)樣件實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)和曲線進(jìn)行吻合性比對(duì)，見(jiàn)圖8。各位移點(diǎn)對(duì)應(yīng)載荷最大誤差在2%以內(nèi)，充分表明了賦值計(jì)算和生產(chǎn)件實(shí)測(cè)值具備良好的吻合度。

6? 產(chǎn)品結(jié)構(gòu)優(yōu)缺點(diǎn)分析

優(yōu)點(diǎn)：壓力大、穩(wěn)定，分離力小，可調(diào)節(jié)補(bǔ)償從動(dòng)盤(pán)摩擦面片磨損，拉式結(jié)構(gòu)帶分離制動(dòng)裝置，便于換檔。

缺點(diǎn)：結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，工藝成本較高，但隨產(chǎn)量大，工藝成本攤銷也就不足為慮了，運(yùn)動(dòng)摩擦副較多，摩擦力大，尤其是在“連結(jié)調(diào)整盤(pán)”與分離桿連結(jié)處，正壓力大，所以摩擦力大難以克服。

參考文獻(xiàn)：

[1]林世裕.膜片彈簧與碟形彈簧離合器的設(shè)計(jì)與制造[M].南京：東南大學(xué)出版社，1995，12.

[2]徐石安，江發(fā)潮.汽車離合器[M].北京：清華大學(xué)出版社，2005，8.

[3]嚴(yán)正峰，張鐵山.汽車離合器設(shè)計(jì)與制造[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2018.