某重型專用汽車離合器系統匹配設計

摘要：離合器系統是汽車動力總成的重要環節，因其具有功能需求多、使用工況復雜等特點，在汽車開發過程中應進行詳細的匹配設計校核。以某重型專用汽車為例，系統地闡述了離合器總成的扭矩容量、后備系數、單位面積滑磨功、預估壽命里程的理論計算方法。開展了離合器操縱機構方案設計，提出了上拉、下拉兩種布置方案，并對其分別進行了計算校核對比，最終選用了合理的離合器操縱機構。

關鍵詞：重型專用汽車；離合器總成匹配；離合器壽命里程；離合器操縱機構

中圖分類號：U462" 收稿日期：2023-12-14

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2024.03.010

1 前言

某重型專用汽車是根據用戶特殊需求而針對性開發的一款在特定路況下運行的專用車輛，該車具有發動機扭矩大、整車最大設計總質量高等特點。離合器系統是其動力傳動的重要一環，汽車行駛過程中，該系統既是動力傳遞的開關，又是吸收傳動系沖擊的緩沖器，還是傳動系其他總成的過載保護器。離合器系統的功能多、使用工況復雜，其性能及匹配設計也有較高的要求［1］。該型專用汽車開發過程中，需要對離合器系統的離合器總成、離合器操縱機構重點進行選型、匹配及校核評價，以保證汽車在特定工況下可靠運行。

2 離合器總成匹配設計

離合器既要傳遞發動機扭矩，又要靠摩擦片的滑磨使汽車平穩起步，工作條件比較惡劣。因此，在選配離合器時，不僅要求其在任何情況下都能可靠地傳遞發動機扭矩，而且還應使其有足夠的使用壽命。根據該型專用汽車發動機飛輪及變速器尺寸，初步選用?430 mm×260 mm規格的單摩擦片式離合器［2］。

2.1 理論扭矩容量計算

離合器扭矩容量反映了離合器總成通過摩擦所能傳遞扭矩的極限能力。理想情況下，離合器壓盤正壓力均勻分布于摩擦面上，基于此假設，離合器扭矩容量可用以下公式理論計算：

式中，[Z]為離合器摩擦工作面數量，對于單片離合器為2；[μ]為摩擦因數，一般取0.25～0.3；[Fp]為離合器壓盤壓緊力，N；[Re]為摩擦片有效作用半徑，mm。

[Re]的公式為：

式中，[D]、[d]分別為摩擦片外徑、內徑，mm。

由于影響材料摩擦因數的參數很多，其取值也與測定方法有關；壓緊力也會隨摩擦片磨損及膜片彈簧壓力熱衰退發生改變；摩擦面的磨損及高溫造成的翹曲也會導致摩擦面不均勻接觸，使離合器摩擦片的內外徑產生變化。實際使用過程中扭矩容量是變化的，可通過試驗來確定其數值。

將離合器參數代入公式計算得理論扭矩容量約為4533.5 N·m，實測扭矩容量為4 320 N·m。理論計算值與試驗值誤差4.7%，扭矩容量理論計算值有效。

2.2 后備系數計算

后備系數β是離合器選型匹配的重要參數，其數值反映了離合器傳遞發動機最大扭矩的可靠程度，后備系數理論計算公式如下：

式中，[Temax]為發動機最大扭矩。

后備系數取值一般遵循以下原則：

a.為可靠傳遞發動機最大扭矩和防止離合器滑磨功過大，β不宜選取太小。

b.為使離合器尺寸不至于過大，保證操縱輕便，減少傳動系過載，β不宜選取太大。

c.對于發動機后備功率較大、使用條件較好的汽車，β可選取小些；對使用條件惡劣拖帶掛車的汽車，為提高起步能力、減少離合器滑磨，β應選取大些；整車總質量越大，β也應選得越大。

d.膜片彈簧離合器摩擦片磨損后壓力保持較穩定，選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的β值應大于單片離合器。

e.摩擦片材料選用、生產加工工藝控制等方面較好的，β可選取小些。

f.發動機缸數越多，輸出扭矩波動越小，β可選取小些。

根據經驗，載貨汽車離合器后備系數推薦取值范圍一般為1.3～2.4。該車型發動機最大扭矩為3 000 N·m，計算可得理論后備系數為1.44，滿足要求。

2.3 離合器滑磨功計算

為保證汽車平穩起步，離合器接合過程中需要利用壓盤、摩擦片、飛輪之間的相對滑動。離合器滑磨作用一方面使摩擦片磨損，另一方面會引起壓盤、飛輪等零件的溫度升高，這將加劇摩擦片的磨損。離合器滑磨功是評價離合器接合過程中滑磨嚴重程度的定量指標。

為研究離合器滑磨功，對汽車起步時離合器接合過程做如下假設：

a.發動機扭矩和離合器摩擦力矩在整個起步過程中保持恒定不變。

b.汽車在水平良好路面上起步，阻力矩遠小于發動機扭矩。

c.忽略汽車在起步之前空擋怠速運轉時的離合器滑磨。

基于以上假設，根據汽車起步時系統動力學理論模型，得到離合器滑磨功理論計算公式如下：

式中，m為整車總質量，kg；r為車輪滾動半徑，m；n為起步時發動機轉速，r/min；i為起步時汽車傳動系總傳動比。

將該型專用汽車參數代入式（4），計算可得起步過程滑磨功約為44193.5 J。根據摩擦片尺寸，計算單位面積滑磨功為0.23 J/mm2。對于重型汽車，單位面積滑磨功一般推薦≤0.25。

2.4 離合器使用壽命里程估算

離合器的使用壽命主要由從動盤摩擦片的磨損情況決定，摩擦片的磨損量與滑磨功大小有關，同時也受摩擦表面的溫度和滑磨速度影響，這使得離合器使用壽命的計算比較復雜。目前一般采用統計分析的方法，按照汽車類型、用途、使用情況分類后用以下公式估算離合器壽命里程S：

式中，[λ]為離合器摩擦片允許的磨損厚度，mm；[A]為離合器的有效作用面積，mm2；[εi]為汽車在第[i]種路況行駛概率；[na]為每公里接合離合器次數，一般根據統計數據取值；[Iw]為每1 J的功所磨耗的摩擦片體積，取值為[1.3×10-4mm3/J]；[Wi]為汽車在第[i]種路況接合離合器的滑磨功，J/mm2。

該車型為根據用戶使用情況針對性開發的專用汽車，整車使用過程中各種典型路況下行駛概率及每公里離合器接合次數見表1。

將表1中數據代入式（5）計算可得，該離合器在特定路況條件下使用壽命估算里程約為70 789 km。

3 離合器操縱機構設計校核

該型車發動機扭矩較大，離合器總成選用相同條件下傳扭能力更大的膜片彈簧拉式離合器。同時為減輕駕駛員踩離合器時的踏板力，離合器操縱機構選用液壓操縱氣助力形式。根據整車總布置需求，離合器操縱機構布置型式可選用圖1所示的上拉式或者圖2所示的下拉式兩種方案［3］。

以下將對離合器操縱機構兩種方案的離合器踏板力、踏板行程、分離功分別進行設計校核及對比評價。

3.1 踏板力計算

計算離合器操縱機構踏板力應從離合器開始往踏板方向推算。為保證駕駛員操縱舒適性，離合器踏板力應該比較小。對于貨車，踏板力一般要求lt;150 N。

對于拉式離合器，分離過程中離合器最大分離力經過分離撥叉傳到離合器分泵推桿，計入摩擦損失，離合器分泵輸出的推力為：

式中，[F分]為離合器最大分離力，N；[i叉]為分離撥叉杠桿比；[η]為機械傳動效率，取90%。

根據圖3所示的離合器分泵靜特性，可得出分泵輸出F推時對應的系統油壓P油，即可根據其計算出離合器踏板力：

式中，[A總]為離合器總泵油缸面積，mm2；[i踏]為離合器踏板杠桿比；[F回]為系統回位彈簧作用力換算到離合器踏板作用點的力，N。

代入表2所示的參數，計算得到兩種方案對應的離合器踏板力分別為：[F踏1=134.85 N]，[F踏2=127.32 N]。由踏板力計算結果可知，下拉式方案的離合器操縱機構更為輕便。

3.2 踏板行程計算

計算離合器操縱機構踏板行程也應該從離合器分離行程開始往踏板方向推算。從人體工程學角度考慮，離合器踏板最大行程應lt;175 mm。離合器踏板行程由離合器分離行程、系統流量損失及活塞間隙導致的空行程組成，其計算公式如下：

式中，[S分]為離合器最大分離行程，mm；[A分]為離合器分泵油缸面積，mm2；[Δ分]為離合器分泵內部[?]16mm控制活塞的流量損失，mm3；[S總]為離合器總泵空行程，一般為3～4 mm，計算時取4 mm；[S間隙]為離合器總泵推桿與球窩之間的間隙，一般為0.5～1 mm，計算時取1 mm。

根據式（8）計算可得，兩種方案對應的離合器踏板行程分別為：[S踏1]=136.80 mm，[S踏2]=137.56 mm。由踏板行程計算結果可知，兩種方案的踏板行程比較接近，上拉式方案的踏板行程更小。

3.3 分離功計算

離合器分離功是評價離合器操縱機構舒適性的指標，根據人機工程學要求，駕駛員操縱離合器分離一次所做的功不應大于30 J。分離功計算公式如下：

根據式（9）計算得到兩種方案對應的離合器分離功分別為：W1=18.45 J，W2=17.51 J。計算結果表明，下拉式方案的離合器分離功更小。

通過以上對離合器操縱機構兩種方案的設計校核，下拉式操縱方案的人機工程性占優，且從整車布置來說，下拉式操縱方案離合器分泵裝于變速器底部，結構更為緊湊。綜上考慮，該車離合器操縱機構最終選定方案2。

4 結語

本文首先根據整車參數對離合器總成進行了初步選型，從扭矩容量、后備系數、單位面積滑磨功、預估壽命里程四個方面對匹配結果進行了計算，結果表明匹配的離合器總成能滿足該車使用需求。然后根據離合器參數及整車總布置設計需求，提出了離合器操縱機構兩種布置方案。同時基于駕駛員操縱離合器人機工程性，從踏板力、踏板行程、離合器分離功三個維度對方案進行了對比，最終選定了最優方案。該重型專用汽車開發過程中所采用的離合器系統匹配設計方法，對同類汽車具有一定的參考意義。

參考文獻：

[1]王望予.汽車設計[M].北京：機械工業出版社，2004.

[2]徐石安，江發潮.汽車離合器[M].北京：清華大學出版社，2005.

[3]陳家瑞.汽車構造[M].北京：機械工業出版社，2005.

作者簡介：

王凱，男，1990年生，工程師，研究方向為整車動力傳動系統。