陜汽重卡某牽引汽車離合系統的開發

【摘 要】陜汽重卡某牽引汽車離合系統的開發。

【關鍵詞】離合系統的開發

[Abstract] The cluch system development of Shanxi heavy duty automobile SX4257GR279

[Key words] development； cluch system

這里介紹一款陜汽重卡M3000系列車型輕量化版雙前軸公路牽引車離合器系統的開發。拉式膜片彈簧離合器具有結構簡化、安裝更換方便、質量小、通風散熱好等一系列優點，因此該車型的離合器操縱系統仍然選用拉式膜片彈簧離合器。對于離合器系統的開發主要包括離合器踏板機構的設計校核、離合器的選型匹配以及離合器控制系統的匹配，以下簡單介紹該車型離合器系統的開發。

一、離合器踏板機構的設計校核

離合踏板的主要功能是根據踏板上施加的行程提供對離合器的控制，離合器踏板的行程必須要按照匹配的要求進行相應的機械限位，以防止由于離合器過推造成的對助力缸和離合器壓盤壽命的影響。踏板位置的設計應滿足人體工程學。根據離合踏板的結構和參數，可以將踏板簡化成一個曲柄連桿的機構（圖1）：

圖1 離合器踏板曲柄連桿機構簡化

對該曲柄連桿機構進行運動校核（圖2）：

圖2 曲柄連桿機構進行運動校核

通過對離合踏板的運動校核計算得出：

離合踏板杠桿比隨運動角度的不同而變化（4.3～4.97）之間。

離合踏板力計算與杠桿比成反比，故可以取最小值4.3進行計算。即滿足在最小杠桿比的情況下，需滿足設計要求。

通過運動校核分析離合總泵實際工作行程L= 33.7mm。

二、離合器的匹配選型：

該車型發動機最大扭矩為1500Nm，桂林福達FD430L-1601200A 拉式膜片彈簧離合器（壓緊力26800），該離合器的靜摩擦力矩T=Z·f·P·Rc，其中Z為摩擦面數，單片離合器的Z=2；f是摩擦面間的靜摩擦系數，計算時取0.3；P是壓盤施加在摩擦面上的壓緊力26800N；Rc是摩擦片的平均摩擦半徑，；這樣T=Z·f·P·Rc=2×0.3×26800N×172mm=2766Nm。

為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發動機的最大扭矩，設計時離合器的靜摩擦力矩應大于發動機的最大扭矩，即T=βT發動機，式中，T發動機為發動機最大扭矩；β為離合器的后備系數，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發動機最大扭矩之比。所以β=T/T發動機=2766/1500=1.84。

小結論：對于總質量大于14t的牽引車，后備系數β應該取1.8～2.4，所以選用Φ430拉式膜片彈簧離合器（壓緊力26800）是合適的。

該離合器的具體參數如下：

離合器參數離合器的最大分離力為7000N（摩擦片磨損3mm后）

離合器的最小分離行程12mm

離合器的最大分離行程16.5mm

三、離合器控制系統的匹配

對于重型載貨車而言，大多都是用氣助力液壓離合控制系統，離合控制系統設計時需要考慮的主要方面：

（一）確保離合助力器行程、總泵行程和離合器踏板行程的合理匹配。

離合器總泵輸出的液體量在去除軟管膨脹消耗和離合助力器內控制閥頂開氣閥門所需要的油液量后必須滿足離合助力器正常工作行程范圍內（使離合器正常分離的行程范圍內）所需輸入的液體量（圖3）。

圖3 離合器控制系統原理圖

設離合器分離行程為lc；分離撥叉杠桿比r；離合助力器所需工作行程范圍要求為ls；離合助力器液壓缸直徑d；離合助力器實際工作行程l；總泵液壓缸直徑D；離合總泵實際工作行程L；總泵所提供的油量為V1；軟管因膨脹消耗的油量V2；離合助力器由于帶氣助力時保持控制閥開啟的液壓增量為V3；實際上提供到離合助力器的油量為V。

離合踏板單元參數離合踏板的行程151mm

踏板工作角度30°

離合總泵參數總泵液壓缸直徑D25.4mm

離合總泵實際工作行程L33.7mm

離合助力器參數離合助力器由于帶氣助力時保持控制閥開啟的液壓增量V32ml

離合助力器液壓缸直徑d25mm

液壓管參數管長5.9m

在油壓10bar，溫度23°下的膨脹率0.08mm2/bar

在油壓10bar，溫度80°下的膨脹率0.038mm2/bar

通過以上條件，開始進行行程校核分析：

離合總泵液缸直徑D=25.4mm；離合總泵工作行程L= 33.7；計算總泵所提供的油量為V1=L×（ D / 2）2π=17.067ml

管路采用軟管，軟管膨脹率為油壓10bar 時0.08mm2/bar，管長5.9m，計算軟管因膨脹消耗的油量為V2=0.08×5.9×10=4.72ml

離合助力器由于帶氣助力時保持控制閥開啟的液壓增量V3=2ml

計算提供到離合助力器的油量為V=V1-V2-V3=17.067-4.72-2=10.347ml

由于離合助力器液缸直徑d=25mm

計算離合助力器工作行程l=V /（d / 2）2π=21mm

由于離合器分離行程為lc：10.5～14mm；分離撥叉杠桿比r：1.75

離合助力器的最小工作行程ls min=12×1.75=21mm；

離合助力器的最大工作行程ls max=16.5×1.75=28.9mm

所以離合助力器的工作行程技術要求范圍ls為（21～28.9）mm。

結論：經計算離合助力器實際工作行程l=24.5mm在技術要求（21～28.9）mm的范圍內，滿足設計要求。

同時在高溫下，軟管膨脹率為0.038mm2/bar，通過計算離合助力器工作行程為26.1mm，也在 技術要求（21～28.9）mm的范圍內。

2.確保踏板力在合理的范圍內：

已知離合器的最大分離力是7000N，分離撥叉杠桿比1.75，換算成離合助力器推桿需要產生的推力Fc=7000/1.75=4000N。從離合助力器的結構和工作原理可知，液壓在液缸推力和氣壓在氣缸推力的合力是離合助力器推桿需要產生的推力，液壓對控制閥的推力除了抵抗控制閥回位彈簧外，還要與氣壓對控制閥的推力保持平衡（圖4）。

圖4 離合器分泵工作原理圖

設離合總泵液缸內活塞的面積為S；離合助力器液缸內液體的壓力為P液；離合助力器液缸內活塞的面積為S液；離合助力器氣缸內氣體的壓力為P氣；離合助力器氣缸內徑為d氣；離合助力器氣缸內活塞的有效面積為S氣；離合助力器控制閥與液體接觸面的截面積為S1；離合助力器控制閥與氣體接觸面的截面積為S2；離合助力器控制閥的開啟壓力（抵抗控制閥回位彈簧所需要的液壓）為P0；離合助力器帶氣助力時保持控制閥開啟的液壓增量為PΔ；離合器踏板回位力（回位彈簧產生的力）為Fr。離合踏板最小杠桿比為i；離合踏板效率為η。

離合踏板單元、離合總泵和離合助力器，計算踏板力所需的參數如下：

離合踏板單元參數離合踏板最小杠桿比i4.3

離合器踏板回位力（回位彈簧產生的力）Fr10N

離合踏板效率η0.95

離合總泵參數總泵液壓缸直徑D25.4mm

離合助力器參數離合助力器液壓缸直徑d25mm

離合助力器氣缸內徑d氣100mm

離合助力器控制閥的開啟壓力（抵抗控制閥回位彈簧所需要的液壓）P06.9bar

離合助力器控制閥的特性參數λ= S2/ S12.16

通過以上條件，開始進行踏板力計算分析：

根據力的平衡，推動活塞有兩個力，一個是氣缸內氣體壓動活塞產生的推力F氣，另一個是液缸內液體壓動活塞產生的推力F液，這兩個力的合力是離合助力器推桿需要產生的推力，即Fc=F氣+F液

其中，F氣=P氣×S氣；F液=P液×S液

S氣是氣缸內活塞的有效面積=（d氣 / 2）2π-（d / 2）2π=73.59 cm2；

S液是液缸內活塞的面積=（d/2）2π=4.9 cm2

則Fc=P氣×73.59+P液×4.9=4000N·························式1

在有充足的氣助力的情況下，離合器分離時助力缸需要的工作液壓大小P液為離合助力器控制閥的開啟壓力P0與助力缸帶氣助力時保持控制閥開啟的液壓增量PΔ的和，所以P液=P0+PΔ=6.9+PΔ·······式2

從離合助力器控制閥的工作原理可知P氣×S2=PΔ×S1；其中S1/ S2=λ，λ為助力缸控制閥的特性參數，克諾爾公司提供的離合助力器控制閥的特性參數值λ=2.16，所以P氣 / PΔ=λ=2.16···············式3

將式2和式3代入式1得：

2.16 PΔ×73.59×10N+（6.9+PΔ）×4.9×10N=4000N

得出PΔ=2.73bar；P液= P0+PΔ=6.9+2.73=9.63bar

由于液路是相通的，離合助力器里的液壓與離合總泵的液壓相等，設離合總泵推桿的最大推力為Fs：

Fs= P液×離合總泵截面積S= P液×（D / 2）2π=9.63×（25.4/2）2π=487.7N

換算到離合踏板上的最大踏板力F：

F=Fs/（i×η）+Fr =487.7/（4.3×0.95）+10=129N

結論：從人機工程學的角度上來說，最大踏板力要在120N～140N之間，所以踏板力129N是合適的

四、試驗驗證

在該車樣車上，使用帶推桿行程傳感器的離合器助力器，在離合助力器進液口和進氣口處安裝壓力傳感器，五次踩下離合踏板直到離合器分離，測試分泵推桿行程，系統氣壓和系統液壓之間的關系，如圖5：

圖5 離合器助力缸測試

從測試結果可以看出分泵推桿行程都大于23mm，滿足設計行程要求（21～28.9）mm之間，最大的液壓力為9.32bar，換算成踏板力為125N（最大踏板力要在120N～140N之間，滿足設計要求）。實際試驗測試結果與理論匹配計算結果相差很小，證明了匹配計算結果是正確的，該車型匹配的離合系統是合適的。

【參考文獻】

[1]王望予.《汽車設計》 北京：機械工業出版社，2000.5

[2]余志生.《汽車理論》 北京：機械工業出版社，2009.3

[3]王霄鋒.《汽車底盤設計》 北京：清華大學出版社，2010.4