某中重卡離合器操縱機構(gòu)的設(shè)計優(yōu)化

劉潔浩，梁麗娟

（安徽江淮汽車股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601）

引言

隨著中國經(jīng)濟發(fā)展，駕駛員80、90化，中重型汽車不僅僅是掙錢的工具，用戶對車輛駕乘舒適性的要求越來越轎車化。在中重型車領(lǐng)域，手動擋車型仍為主導(dǎo)車型，離合器控機構(gòu)既要求操縱舒適、使用簡單，最好達到免維護要求。

離合器與離合器操縱結(jié)構(gòu)匹配不當(dāng)會導(dǎo)致離合器分離不徹底、打滑、燒蝕、沉重、操縱不舒服等問題及故障，本文針對離合器與離合控制系統(tǒng)的理論計算，并結(jié)合實際情況進行分析，提出優(yōu)化改進措施，為中重型車離合器與離合控制系統(tǒng)的匹配設(shè)計提供一些思路。

1 離合器與離合器控制系統(tǒng)的匹配原則

1）離合器踏板力要盡可能小，采用氣助力液壓控制系統(tǒng)，踏板力控制在轎車標準，一般在80-130N。

2）離合器踏板行程也不宜過大，為使駕駛員操縱舒適，一般在120-180mm范圍內(nèi)。

3）離合器踏板的自由行程不能太大或太小，太大容易造成離合器分離不徹底，太小易導(dǎo)致總泵回油不到位，助力器推桿壓在分離軸承上，使離合器處于半聯(lián)動狀態(tài)，造成離合器片損壞，一般在10-20mm范圍內(nèi)。

4）離合器踏板控制離合器分離點行程不能過高或過低，過高會造成離合器結(jié)合點高使駕駛員操縱不舒服，過低易造成離合器分離不徹底，一般在踏板總行程的60%-80%。

5）離合器踏板踩到底，離合器分離軸承行程在離合器分離行程范圍內(nèi)，過大會造成離合器分離指過推，性能衰減壓緊力減少造成離合器后背系數(shù)下降離合器燒蝕，應(yīng)力超標導(dǎo)致離指斷裂。

2 離合器與離合器控制系統(tǒng)的理論計算

某中重卡車型在行駛了5000-15000公里時，出現(xiàn)批量的離合器燒蝕故障。

離合器參數(shù)：離合器分離行程 10.5-13.5mm，分離力為6000N，離合器從動盤直徑Ф395mm、Ф230mm，推式離合器。

離合器操縱機構(gòu)采用氣助力液壓操縱機構(gòu)，離合踏板杠桿比為5.72，總行程為160mm，離合踏板采用回位簧結(jié)構(gòu)，簧力為 20N。離合總泵缸徑Φ20.64mm，總行程 37mm，離合器助力器采用手調(diào)式，液壓缸徑Φ22mm，氣壓缸徑Φ 102mm，分離撥叉杠桿比1.35。

圖1 離合器操縱機構(gòu)示意圖

2.1 離合器踏板力計算

（1）磨損狀態(tài)分離力最大值為6000N，撥叉比1.35，所以離合器助力器輸出最大力值為4444N。

（2）根據(jù)助力器性能曲線，在0.6Mpa氣壓下， 4444N推力時分泵液油缸液壓為P=0.807MPa，取1.3的安全系數(shù)，計算總泵液壓壓力取1MPa。

（3）踏板力：Ft=Fc/i/ η+Fz = P*π*r*r/i/η+Fz 式中：

P-工作液壓值 1MPa

r-主缸直徑20.64mm

i-離合器踏板杠桿比5.72

η-力效率 0.8

Fz-踏板自身回位力20N

得出：最大踏板約為Ft= 93N

離合器踏板力滿足基本要求，在80-130N范圍內(nèi)。

2.2 離合器分離行程

（1）離合器踏板空行程L2=式中：

l1-為離合總泵推桿與活塞之間間隙（0.5-1mm）

l2-為離合總泵減壓前活塞行程（1-2mm）

i1-為離合踏板杠桿比5.72

得出：離合器踏板空行程為8.6-17.2mm，基本滿足要求范圍（10-20mm)。

（2）液壓操縱機構(gòu)總傳動比

（3）離合器分離點行程

分離行程占踏板總行程比為=12.8/160=76% 在要求范圍60%-80%之內(nèi)。

（4）分離軸承分離行程：

式中：

i–液壓操縱機構(gòu)的總傳動比

L–分離軸承分離行程

l1–踏板總行程 160mm

L2–空行程

η–行程效率 0.85

得出：離合器分離軸承分離行程為13.84-14.76mm。

某中重卡離合器助力器采用手調(diào)結(jié)構(gòu)，分離軸承與分離指為非常接觸式，分離軸承與分離指間隙一般為1-3mm，故分離指分離行程為10.84-13.76mm，滿足離合器分離行程10.5-13.5mm要求，離合器分離軸承行程在離合器分離行程范圍內(nèi)。

2.3 離合器助力器推桿調(diào)整里程

某中重卡離合器助力器采用手調(diào)結(jié)構(gòu)，分離軸承與分離指為非常接觸式，分離軸承與分離指要有間隙，隨著離合器摩擦片的磨損，需要通過調(diào)整助力器推桿長度對分離軸承與分離指間間隙進行調(diào)整，如駕駛員調(diào)整不及時，造成手調(diào)式助力器推桿頂死，分離軸承壓在分離指上，使離合器處于半聯(lián)動狀，造成離合器片損壞。

（1）分離軸承間隙=分離軸承行程-離合器分離行程得出：分離軸承間隙范圍為3.34-4.26mm

（2）從動盤總成的磨損量=分離軸承間隙/離合器分離指杠桿

得出：從動盤總成的磨損量為0.826mm-1.054mm。

（3）從動盤允許磨耗量=離合器摩擦片磨損率×從動盤總成的磨損量

離合器摩擦片材料為B8070，在120℃的磨損率為13×10-6mm3/J。

得出：從動盤允許磨耗量為82778mm3/13703mm3

（4）一檔滑磨功公式：

式中：

L–滑磨功

ma–汽車總質(zhì)量16000

rr–車輪滾動半徑 0.496m

ne–發(fā)動機轉(zhuǎn)速，單位為r/min，一般取1500

ig–變速器傳動比（Ⅰ檔）7.34

io–主減速器傳動比 4.33

得出：L=63676J

（5）每公里磨耗量=每次起步磨耗體積×每公里離合器接合次數(shù)

=離合器摩擦片磨損率×一檔滑磨×每公里離合器接合次數(shù)

每公里離合器接合次數(shù)取10次

得出：每公里磨耗量為=8.3 mm3

（6）需調(diào)整間隙公里數(shù)=容許磨耗量/每公里磨耗量

最小里程=82778/8.3=9973Km

最大里程=13702/8.3=16500Km

從以上計算可以看出，車輛行駛9973時，有的車輛需要對離合器助力器推桿長度進行調(diào)節(jié)。由于需要調(diào)整間隙里程數(shù)較短，現(xiàn)在駕駛員80、90化，可能導(dǎo)致離合器助力器推桿調(diào)整不及時，造成離合器燒蝕等故障。

2.4 改進優(yōu)化措施

1）為避免以上故障發(fā)生，離合器助力器由手調(diào)式改為自調(diào)式

2）對離合器操縱系統(tǒng)總泵、分泵缸徑從新匹配，經(jīng)校核計算，總泵缸徑由Ф20.64改為Ф22.23，助力器液壓缸徑由Ф22改為Ф25。

某中重卡離合器操縱結(jié)構(gòu)經(jīng)以上改進后，市場故障解決。

3 總結(jié)

本文針對某中重卡型離合器及離合器操縱機構(gòu)匹配情況進行的計算分析，針對市場問題進行了改進優(yōu)化，從而解決了問題。在離合器發(fā)生故障發(fā)生處理時，除檢查離合器本身質(zhì)量問題外，我們應(yīng)更多地從離合器及離合器控制系統(tǒng)匹配方面進行分析，以利于我們更快地解決問題。

以上內(nèi)容雖然主要針對中重卡型4×2載貨車，但不失一般性，對于中重型汽車采用液壓器助力操縱機構(gòu)離合器問題可按此過程進行分析及優(yōu)化。

[1] 劉維信.汽車設(shè)計.[M]北京:清華大學(xué)出版社2001.7.

[2] 陳家瑞.汽車構(gòu)造(下冊).[M]北京:機械工業(yè)出版社2000.10.

[3] 徐石安.汽車離合器（汽車設(shè)計叢書）[M].北京:清華大學(xué)出版社2004.12.

[4] 劉維信.機械最優(yōu)化設(shè)計.[M]北京:清華大學(xué)出版社1994.