某中重卡離合器操縱機構的設計優化

劉潔浩，梁麗娟

（安徽江淮汽車股份有限公司技術中心，安徽 合肥 230601）

引言

隨著中國經濟發展，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。在中重型車領域，手動擋車型仍為主導車型，離合器控機構既要求操縱舒適、使用簡單，最好達到免維護要求。

離合器與離合器操縱結構匹配不當會導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的理論計算，并結合實際情況進行分析，提出優化改進措施，為中重型車離合器與離合控制系統的匹配設計提供一些思路。

1 離合器與離合器控制系統的匹配原則

1）離合器踏板力要盡可能小，采用氣助力液壓控制系統，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。

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，使離合器處于半聯動狀態，造成離合器片損壞，一般在10-20mm范圍內。

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，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下降離合器燒蝕，應力超標導致離指斷裂。

2 離合器與離合器控制系統的理論計算

某中重卡車型在行駛了5000-15000公里時，出現批量的離合器燒蝕故障。

離合器參數：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。

離合器操縱機構采用氣助力液壓操縱機構，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構，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 離合器操縱機構示意圖

2.1 離合器踏板力計算

（1）磨損狀態分離力最大值為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，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。

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。

（4）分離軸承分離行程：

式中：

i–液壓操縱機構的總傳動比

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結構，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。

2.3 離合器助力器推桿調整里程

某中重卡離合器助力器采用手調結構，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，需要通過調整助力器推桿長度對分離軸承與分離指間間隙進行調整，如駕駛員調整不及時，造成手調式助力器推桿頂死，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–汽車總質量16000

rr–車輪滾動半徑 0.496m

ne–發動機轉速，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

=離合器摩擦片磨損率×一檔滑磨×每公里離合器接合次數

每公里離合器接合次數取10次

得出：每公里磨耗量為=8.3 mm3

（6）需調整間隙公里數=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節。由于需要調整間隙里程數較短，現在駕駛員80、90化，可能導致離合器助力器推桿調整不及時，造成離合器燒蝕等故障。

2.4 改進優化措施

1）為避免以上故障發生，離合器助力器由手調式改為自調式

2）對離合器操縱系統總泵、分泵缸徑從新匹配，經校核計算，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構經以上改進后，市場故障解決。

3 總結

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

以上內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離合器問題可按此過程進行分析及優化。

[1] 劉維信.汽車設計.[M]北京:清華大學出版社2001.7.

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