自調式膜片彈簧離合器的力學特性與疲勞分析

李劍英，李墁強

（肇慶學院 機械與汽車工程學院，廣東 肇慶 526061）

自調式膜片彈簧離合器中增加了自調機構[1-4]，這是與傳統離合器最顯著的一個區別，正是該機構的使用，使得自調式膜片彈簧離合器中的摩擦片即使被磨損，它的分離功能也不會受影響，從而延長了自調式膜片彈簧離合器的使用壽命。國外對自調試膜片彈簧離合器研制和應用相對較早，且受到認可，如德國的luk 公司、ZF Sachs公司和法國的Valao 公司等[5-6]。國內目前除了尚未有生產自調式膜片離合器及其相關零部件產品的公司，且研究人員的關注也不多。李劍英等[7]對自調式膜片彈簧離合器的基本參數、膜片彈簧和力感應彈簧進行優化分析，在此基礎上對其壽命進行評估。針對自調式膜片彈簧離合器的研究[8-10]，如：靜力學分析、模態分析、動力學分析和疲勞分析很少涉及，實際上這制約了它在國內市場應用。因此，本文針對自調試膜片彈簧離合器這種新型機構，建立其有限元模型，并對其靜力學和動力學特性進行分析，同時分析其模態特性和疲勞特性，希冀為自調式膜片彈簧離合器的結構設計和優化提供理論指導。

1 自調式膜片彈簧離合器的有限元處理

1.1 自調式膜片彈簧離合器參數

自調試膜片彈簧離合器由從動盤總成、壓盤、力感應彈簧、膜片彈簧、調節環、傳動片、離合器蓋等組成，如圖1 所示，離合器各構件參數如表1 所示。

圖1 自調式膜片彈簧離合器的結構

表1 自調式膜片彈簧離合器參數

外徑/mm 246力感應彈簧內徑/mm 170高厚比 1.4工作點/mm 0.7彈簧厚度/mm 2.35中性半徑/mm 205離合器蓋外徑/mm 258離合器蓋離合器蓋內徑/mm 116板厚/mm 3.5外徑/mm 244壓盤 內徑/mm 198厚度/mm 18凸臺個數 8

1.2 自調式膜片彈簧離合器的有限元處理

自調式膜片彈簧離合器中，各構件形狀及受力情況均不同，需設置不同的網格劃分、加載不同的邊界條件以便求解。對膜片彈簧，其上表面與自調環相接觸，在此接觸面添加固定約束；且碟簧與力感應彈簧相互擠壓傳遞載荷，故在此處添加轉矩290 N·m 及其載荷6 083 N，用來表征膜片彈簧在離合器的工作情況。對力感應彈簧，其上表面與膜片彈簧接觸，下表面與壓盤接觸，其受力源于安裝預應力與支撐力，難以量化模擬，故采用位移約束模擬其受力情況，其中，0.7 mm 為力感應彈簧預安裝的壓縮變形量，1.0 mm 為力感應彈簧在磨損至失效時的變形量；故在上接觸面添加固定約束，在下接觸面添加0 mm、-0.7 mm、-1.0 mm、0 mm 位移約束模擬力感應彈簧在離合器的工作情況。對離合器蓋，其蓋內側與自調環相接觸傳遞載荷，在接觸面施加6 083 N 載荷和290 N·m 轉矩；且四周與飛輪連接處用螺栓預緊，故在螺栓孔施加零位移約束；離合器蓋隨飛輪轉動，在蓋內部施加圓柱支撐約束，以表征離合器蓋在離合器的工作情況。對壓盤，其凸臺處在工作時受到擠壓，在擠壓處添加290 N·m 的轉矩；且與從動盤擠壓接觸，故在接觸面添加Z軸零位移約束；同時在螺栓孔處添加徑向轉動約束，以表征壓盤在離合器的工作情況。

2 自調式膜片彈簧離合器靜力學分析

2.1 膜片彈簧和力感應彈簧的靜力學分析

對膜片彈簧、力感應彈簧計算處理，獲得靜力學結構應力云圖。從圖2(a)可知，膜片彈簧最大應力存在點發生于大端開槽槽孔尾部，其大端槽孔處承受集中應力作用，大小為446 MPa，小于膜片彈簧選用材料50CrVA 的1275 MPa 許用應力。從圖2(b)可知，力感應彈簧最大應力存在點發生于下端槽孔尾部，其下端槽孔處承受集中應力作用，大小為637 MPa，遠遠小于選用材料50CrVA的1 275 MPa 的許用應力。因此，在自調式離合器的工作過程中，膜片彈簧和力感應彈簧的設計是安全的。

圖2 膜片彈簧和力感應彈簧應力云圖

2.2 離合器蓋和壓盤的靜力學分析

對離合器蓋、壓盤計算處理，獲得靜力學結構應力云圖。從圖3(a)可知，離合器蓋的最大應力存在點發生于四周的螺栓孔附近，大小為107 MPa，遠遠小于材料HT200 的200 MPa 許用應力；從圖3(b)可知，壓盤凸臺受到的最大應力存在點發生于凸臺接觸面邊緣，大小為 3.5 MPa，小于許用值10～15 MPa。因此，在自調式離合器的工作過程中，離合器蓋和壓盤的設計是安全的。

圖3 離合器蓋和壓盤靜力學應力云圖

3 自調式膜片彈簧離合器模態分析

3.1 膜片彈簧和力感應彈簧的模態分析

對膜片彈簧、力感應彈簧進行模態分析，獲得膜片彈簧、力感應彈簧各階模態的模態頻率及彎曲變形，如圖4、圖5 所示，模態分析提取7—12 階彈性模態（1—6 階為剛性變形）。

圖4 膜片彈簧第7—12 階模態變形圖

圖5 力感應彈簧第7—12 階模態變形圖

3.2 離合器蓋和壓盤的模態分析

對離合器蓋、壓盤進行模態分析，獲得離合器蓋、壓盤各階模態的模態頻率及彎曲變形，如圖6、圖7 所示，模態分析提取7—12 階彈性模態（1—6 階為剛性變形）。

圖6 離合器蓋第7—12 階模態變形圖

圖7 壓盤第7—12 階模態變形圖

由于選用車型的發動機最大轉速為4 000 r/min，可知其危險頻率為67 Hz，而膜片彈簧、力感應彈簧、離合器蓋、壓盤的彈性形變固有頻率均高于該頻率，它們在自調式膜片彈簧離合器工作時不會因共振而產生彈性形變。

4 自調式膜片彈簧離合器動力學分析

4.1 瞬態動力學分析的預處理

在瞬態動力學中，其加載的邊界條件不同，需要對其進行載荷步設置，以模擬工作時的運動狀態。對膜片彈簧，在其扭矩和載荷處分別設置4秒4 個載荷步，前2 秒滿負荷設置，第3 秒半負荷，第4 秒設0 值，模擬工作到卸載過程中的受力情況。對力感應彈簧，因受力情況復雜，粗略地將膜片彈簧傳遞的6 083 N 載荷當作力感應彈簧的工作載荷，設置3 秒5 個載荷步，前1 秒滿加載，第3 秒設0 值，模擬其從加載到卸載的受力情況。對離合器蓋，在其扭矩和載荷處分別設置3秒4 個載荷步，前1 秒和第3 秒設0 值，1.5～2秒設滿負荷，模擬其工作時加載到卸載的受力情況。對壓盤，在其扭矩和載荷處分別設置0.8 秒4個載荷步，第0 秒和第0.8 秒設0 值，第0.2～0.6秒滿負荷，模擬其工作時加載到卸載的受力情況。

4.2 膜片彈簧和力感應彈簧的瞬態動力學分析

對膜片彈簧、力感應彈簧進行瞬態動力學分析，獲得其動力學特性。在模態疊加狀態下，膜片彈簧在加載的過程中，應力達到最大值后會略微下降并保持穩定；撤去加載時對于膜片彈簧，應力略微下降后完全卸載，其應力變化曲線如圖8(a)所示。由于膜片彈簧在瞬態動力學中，除了受載荷和約束之外，還需考慮阻尼對膜片彈簧運動的影響。在加載過程中，膜片彈簧需克服阻尼帶來的能量耗散，故在加載達到最大應力后出現緩慢的下降現象，隨后保持較穩定的應力狀態，該狀態表明膜片彈簧在此階段能穩定地傳輸扭矩；在卸載過程中，阻尼同樣帶來了能量耗散，導致卸載初期卸載緩慢。對力感應彈簧，在加載過程中，應力保持穩定；在卸載過程中，應力保持線性變化，其應力曲線如圖8(b)所示。因此，膜片彈簧和力感應彈簧在工作過程中保持理想的工作狀態。

圖8 膜片彈簧和力感應彈簧瞬態動力學應力曲線圖

4.3 離合器蓋和壓盤的瞬態動力學分析

對離合器蓋、壓盤進行瞬態動力學分析，獲得其動力學特性。在模態疊加狀態下，離合器蓋在加載與卸載過程，應力保持線性變化，在穩定載荷下，應力保持穩定不變，其應力變化曲線如圖9(a)所示。對壓盤，在加載與卸載過程，應力保持線性變化，在穩定載荷下，應力保持穩定不變，其應力變化曲線如圖9(b)所示。因此，離合器蓋和壓盤在工作過程中能保持穩定的工作狀態。

圖9 離合器蓋和壓盤瞬態動力學應力曲線圖

5 自調式膜片彈簧離合器疲勞分析

5.1 膜片彈簧和力感應彈簧的疲勞分析

對膜片彈簧進行疲勞分析，獲得膜片彈簧疲勞危險云布圖，如圖10(a)所示。對于離合器的膜片彈簧，其外側大端開槽槽孔尾部處承受集中應力作用，為最危險疲勞節點，大小為 557 MPa，小于材料50CrVA 的1 275 MPa 許用應力。從圖10(b)可知，膜片彈簧在該危險疲勞點處的B 值接近于1，即所受疲勞為彎曲主導的疲勞。

圖10 膜片彈簧疲勞應力云圖和膜片彈簧雙軸指示效應圖

從圖11(a)可以看出在隨機載荷疲勞過程中，膜片彈簧所承受的大部分應力為中低應力，承受高應力次數較少；從圖11(b)可知，膜片彈簧的疲勞損傷大部分發生在高應力幅下。綜合圖11 可知，膜片彈簧在自調式離合器工作至疲勞損壞的過程中，少數高應力幅會造成大部分疲勞損傷，即膜片彈簧工作中大部分的失效原因為高應力彎曲。因此，膜片彈簧的設計在疲勞分析中是合理的，且結構設計可向其槽孔處的彎曲應力作優化。

圖11 膜片彈簧隨機載荷矩陣圖

對于力感應彈簧，在工作過程中能提供穩定的工作輸出，且損耗較小。如圖12 所示，在疲勞分析使用壽命云圖中，最大使用壽命與最小使用壽命分布于整個力感應彈簧，使用壽命值為106次。因此，力感應彈簧在疲勞分析中達預期使用狀況，符合設計要求。

圖12 力感應彈簧使用壽命云圖

5.2 離合器蓋和壓盤的疲勞分析

從圖13(a)可知，離合器蓋的最不安全破壞點發生在螺栓孔處，與最大應力點重合，為離合器蓋的結構設計提供優化方向。從圖13(b)可知，壓盤在工作過程中損耗較小，最大使用壽命與最小使用壽命位于整個壓盤，且壽命最大值為106次，可認為無限次疲勞循環。

圖13 離合器蓋安全系數云圖和壓盤使用壽命云圖

進一步對壓盤進行熱分析，可知壓盤與摩擦片之間因滑磨功產生熱量，若壓盤會吸收所有熱量升溫最高至80 ℃，從圖14 可知，壓盤的最大應力位于內圓周處，大小為165 MPa，小于許用值250 MPa。因此，壓盤在疲勞分析及熱應力分析中達預期使用狀況，符合設計要求。

圖14 壓盤熱應力云圖

6 結論

本文以某車型自調式膜片彈簧離合器參數為基礎建立其數字化模型，基于有限元模型分別對膜片彈簧、力感應彈簧、離合器蓋和壓盤進行靜力學、模態、瞬態動力學和疲勞進行分析。通過靜力學分析和疲勞分析獲得其最大應力值與最大應力點位置，說明其強度符合設計要求，且為離合器的結構設計提供優化方向；通過模態分析獲得其固有頻率及振型，為避免共振提供理論指導；通過瞬態動力學分析獲得各構件的動力學特性，表明其工作特性達預期要求。