基于ADAMS的自動離合器動力學建模與分析

武漢理工大學 羅 丹

1 前言

本文通過分析該型自動離合器的運動機理，建立動力學模型，通過分析、計算，確定目標函數，找出可優化方向。

2 運動機理分析

該型自動離合器由5部分組成，專用螺母、摩擦片、前傳動后帶輪、離心蹄塊、離合器盤，其基本傳動原理：離合器與后帶輪（從動輪）組裝在一起，離合器蹄塊穿在底盤上的定位銷軸上，一般在這種離合器上有3個蹄塊，由3根彈簧（拉簧）控制，地盤（離合器主動板）用專用螺母固定在后帶輪（前傳動的從動輪）的固定輪空心軸徑上，發動機工作時在離心力的作用下，蹄塊克服彈簧（拉簧）拉力向外甩開，加大了其自身的外徑，由蹄塊上的摩擦片抓緊離合器盤，將動力傳給后帶輪軸。

其物理樣機示意圖如下圖一所示：

圖一 物理樣機示意圖

3 建模前分析

該型離合器自動變速離合基本原理依賴離心力改變，使得前傳動后帶輪施加在傳動V帶上的夾緊力發生改變，該夾緊力的大小與傳動V帶的節圓半徑成反比，經過定性分析，蹄塊的質量，蹄塊的質心相對于從動軸的位置，拉簧的剛度、阻尼，主簧的剛度、阻尼，蹄塊與離合器碗公的裝配間隙，后帶輪皮帶碗與傳動V帶的貼合程度，傳動V帶本身的物理屬性等。

其中拉簧為連接蹄塊之間的彈簧，主簧為限制離合器中可動皮帶碗沿著軸向方向的運動，彈簧的物理屬性包括剛度K，阻尼C，預緊力F，查閱該零部件的技術資料，主簧初始長度為178mm，當壓縮至51mm時，需要大約410N，由公式可得其平均剛度為3.2N/mm，阻尼待定，預緊力為410N。拉簧大致的剛度為330～345N/mm，預緊力待定，阻尼待定。

建立整套傳動系統的動力學模型如下圖二所示：

圖二 動力學模型示意圖

施加約束示意圖如下圖三所示：

圖三 動力學模型約束示意圖

在仿真過程中，將時間作為整套傳動系統中的自變量，則所有的因變量均以時間為自變量建立函數關系，包括轉矩、角速度、位移等。

其中轉矩的設置框見下圖四所示：

圖四 轉矩函數設置示意圖

4 仿真計算

4.1 運動假設

（1）在運動以及靜止狀態，存在松、緊邊。

（2）主動輪通過傳動帶依靠摩擦力帶動從動輪。（3）傳輸過程中，允許傳動帶打滑。

4.2 衡量帶傳動的優劣

給定主動輪轉速區間（為一個給定值，最低3000n/min，最高9000n/min），在此區間中任選一個轉速，假定主、從動輪與傳動 V帶的各節圓半徑相等，速比為1。根據主、從動輪轉速之間的比值來判斷V帶的傳動效果，該比值間接通過角速度來反映：

其中 為角速度，rad/s

n為轉速 r/min

以此為基礎來決定傳動V帶各項動力學參數的設定值。目標在于逼近實驗數據中速比為1時，主、從動帶輪的轉速比。

4.3 傳動V帶柔性建模

將整條傳動帶離散為剛性的微元個體，假設單個微元個體本身不存在形變，單個的微元個體之間是柔性連接的，微元之間存在相對位移，宏觀上表現為帶的拉伸變形（或表現為傳動帶在傳動過程中的松緊邊物理現象）單個微元個體在坐標系中，X軸、Y軸、Z軸方向上均受到外力作用，該坐標系以笛卡爾坐標作為標準參考，具體的微元內力示意圖如下圖五所示：

圖五 V帶微元內力示意圖

據以上分析，傳動V帶各微元之間的約束確定為三方向力場。參數設置中有2個關鍵量，剛度K以及阻尼C，根據大量的仿真數據總結，K暫定為1000N/mm，C暫定為1。由于各個微元與前、后帶輪存在接觸，由接觸而產生摩擦力，且各個微元具有互換性。

4.4 后處理分析

仿真時間設定為0.35s，步長設定為2000步，根據蹄塊在Y方向上的加速度判斷蹄塊與離合器盤之間的受力情況，在設定轉速下，3個蹄塊沿Y方向上的加速度示意圖如下圖六所示：

圖六 三蹄塊加速度示意圖

（1）3個蹄塊峰值間隔時間基本相等。

（2）3個蹄塊沿著Y軸方向的加速度變大的趨勢明顯。

（3）該趨勢表明蹄塊與離合器盤處于結合——分離——結合的狀態，當蹄塊與離合器盤完全結合時，加速度保持一個定值，周期性變化趨勢變小。

（4）根據力的計算公式，蹄塊所產生的與離合器盤之間的壓力與蹄塊本身的質量存在函數關系。

（5）蹄塊與離合器盤之間的壓力還與連接蹄塊的拉簧預緊力有關。

離合器盤沿著Y方向上加速度示意圖如下圖七所示：

圖七 離合器盤加速度示意圖

（1）在仿真時間0.175s前，轉速尚未達到使蹄塊與離合器盤接觸的臨界值。

（2）離合器盤在Y軸方向上存在加速度，在設計離合器盤與輸出軸的配合尺寸時要予以考慮。

（3）離合器盤與蹄塊之間的間隙是影響傳動效果的重要因素。

（4）離合器盤在Y方向上能量輸出較小，可以在仿真簡化計算的過程中將其Y方向上的能量損耗忽略不計。

從能量角度分析，能量的流向分為3部分，3個方向為以彈性勢能儲存，動能消耗以及熱能散發的形式出現，熱能散發的形式主要包括蹄塊與離合器盤之間的摩擦生熱，各個零部件之間的有害磨損，情況比較復雜，不再贅述。

彈性勢能存儲主要依靠彈性元件的使用，包括主簧和拉簧。主簧的作用在于夾緊輪包，使輪包始終與傳動 V帶之間存在一定的夾緊力。主簧，拉簧位置示意圖如下圖八所示：

圖八 彈性元件示意圖

其中拉簧為連接蹄塊之間的彈簧，主簧為控制離合器中可動皮帶碗沿著軸向方向的運動。

其中主簧的位移示意圖如下圖九所示：

圖九 主簧位移示意圖

圖十 三拉簧位移示意圖

（1）主簧的預緊力與帶輪的加緊力聯系緊密，主簧的剛度影響著其軸向位移，對夾緊力的影響較大。

（2）拉簧的位移形變較大，剛度應預設偏小，有利于蹄塊與離合器盤的有效結合。

（3）主簧不能作為主要的吸能元件，拉簧應該作為主要的吸能元件。在設計時，應該著重考慮拉簧的使用壽命問題。

5 總結

通過對該傳動裝置的仿真計算以及對仿真結果的分析，歸納出影響該傳動裝置的各項因素，這些因素可以作為優化設計的一個或者多個目標函數。

結合轉速：蹄塊剛與離合器碗公結合時曲軸的轉速，這時離心力等于彈簧拉力沿蹄塊質心的徑向分力，結合轉速應該高于脫開轉速，當然也應高于發動機的怠速，其目的是保證怠速狀態下離合器能徹底分離。

起步轉速：蹄塊張開與離合器碗公相貼合，并能使車輛順利起步的轉速。當發動機轉速低于該轉速時，離合器處于不工作狀態。

失速轉速：離合器轉矩曲線與發動機轉矩曲線的交點稱為失速點，此時發動機的轉速稱為失速轉速。

在動力學優化計算中，有兩類參數在生產的實際過程中最為重要，分別是形狀參數和點位置參數，形狀參數決定著加工工件的外形尺寸，點位置參數決定著工件的安裝位置。此外，還包括決定樣件物理機械性能的參數，包括彈性元件的剛度和阻尼。

此外，重要關注的零部件外形尺寸也是重要的目標函數對象。

決定離合器盤的外形尺寸包括離合器盤的外直徑以及離合器的厚度，離合器盤的內徑，總共3個變量：其中外直徑與離合器厚度參數優化設置見下圖十一所示：

圖十一 參數優化設置

彈性元件的優化參數進過以上的分析包括彈簧的剛度，阻尼以及預緊力的大小設置，其優化參數設置見下圖十二所示：

圖十二 彈性元件優化參數示意圖

確定優化參數以后，目標函數成為聯系各個優化參數的重要條件，目標函數選定根據ADAMS的特點選定為二次函數方程，目標函數關系總結為如下幾點：

（1）離合器傳遞力矩與主動輪轉速。

（2）離合器傳遞力矩與從動輪轉速。

（3）離合器傳遞扭矩與彈性元件剛度、阻尼、預緊力。

（4）離合器傳遞扭矩與蹄塊質量。

這成為整個優化設計過程中重要組成部分，也成為建模，分析以后需要進行的工作，需要進一步的研究與分析。