一種降低離合踏板力的方法

韋小燕

摘要：對于一定的離合器系統，離合踏板力取決于離合器分離軸承的輸出力及操縱機構的杠桿比，加大杠桿比會降低踏板力但會增加踏板行程。隨著日益擁堵的交通環境，踏板力大小會直接影響到對離合操縱的輕便性，進而影響到整車的舒適性。本文結合我司帶CSC離合液壓分離系統，闡述通過取消離合主泵回位彈簧降低離合踏板力。

關鍵詞：離合踏板力；離合主泵；回位彈簧；降低

1.前言

汽車離合操縱系統是駕駛員用來控制離合器分離并使之平順接合的一套系統。離合操縱系統的功能是，把駕駛員對離合踏板的輸入（力和位移）變成在分離軸承上的輸出（也是力和位移），來控制離合器的分離和接合，從而完成對汽車傳動系統的動力切斷或傳遞。由于離合器使用比較頻繁，對離合操縱系統首先要求操作輕便，主要是加在離合踏板上的力不應過大。我司離合操縱系統按照分離時所需的能源不同分為機械式離合，帶分泵式液壓離合，帶CSC式液壓離合。在現有的三種操縱系統，帶CSC式液壓離合具有布置簡單、操縱輕便被廣泛應用。

目前，許多大排量機型需要大離合器。為適應較大的扭矩，離合器的分離力設計較大，為降低踏板力可采取多種措施。本文提供了其中一種能有效降低踏板力的措施。以A出口車型為例，該車最初離合踏板力為100N，優化設計后，踏板力降到90N，并且最終驗證了此方法的可行性，為今后解決類似問題提供參考。

A車型為帶CSC式液壓離合操縱系統：離合分泵集成在分離軸承上，系統中無變速箱的機械擺臂傳動結構，如圖1-1：

2.離臺器操縱系統理論分析

對A車型匹配的500套離合器的分離力進行數據統計分析發現，分離載荷平均值1205N，最小值1118N，最大值1254N。如圖2-1所示：

根據圖2-1的分析結果，以及離合操縱系統的負載效率依照踏板力測量設備的參考值0.73，可理論計算當前離合踏板的踏板力，如圖2-2。

3.離臺踏板實測數據分析

用離合踏板力專用測試設備對設變前的A車型進行測試。測試結果如表3-1所示：

通過實測11臺A車型下線車的離合踏板力，可以得出：現狀態的A車型離合踏板力最最大值100N，控制在100N以下的水平。如圖3-1所示：

4.離合踏板力優化方案

離合器系統包括操縱系統和離合器兩個部分，離合器系統中的行程傳遞路徑和力傳遞路徑如圖4-1所示：

降低離合踏板力，在技術上有多種可選的措施，比如增大踏板的杠桿比，但離合踏板力降低效果不明顯，貢獻值小于5N，離合踏板行程會特別大。并且針對A車型，目前狀態離合踏板踩到底，踏板膠套與地毯的間隙較小，接近干涉狀態。為了保持踏板面與地毯的間隙，需要重新布置踏板面人機位置，而為了保持三踏外觀上的協調性，對應措施可能會抬高制動踏板與油門踏板的安裝位置。

還有另一種措施，降低離合器的后備系數，可以從根本上降低離合踏板力，效果明顯，有將近10N的貢獻值。但同樣也有負面影響，離合器后備系數變小較多，離合器存在燒蝕的風險。

本文采用了取消離合主缸回位彈簧的方法降低離合踏板力，但取消回位彈簧的同時，需要將回位彈簧提供的初始回復力同等加在離合踏板助力彈簧的回位力上，不帶回位彈簧對離合主缸在線真空加注以及售后手動排氣無任何影響。

4.1離合主泵結構介紹

從圖4-2離合主泵結構中可知，踩下離合踏板，推桿15推動活塞11下移，需要克服離合主缸回位彈簧做功，相當于離合踏板受到主缸回位彈簧的阻力；當迅速松開離合踏板，主缸活塞11則在回位彈簧的作用下上行。回位彈簧回復力與主缸行程的關系見圖4-3。離合踏板力最大力點在離合主泵行程的15mm處，回位彈簧力為46.1N，作用到離合踏板上10N左右。

取消離合主主泵內部的回位彈簧，離合主泵結構變更（見圖4-4），踩下離合踏板，不再需要克服回位彈簧做功，離合踏板力降低。但需要在踏板助力拐點彈簧的初始回復力上增加同等離合主泵回位彈簧的回復力，當松開離合踏板時，主缸活塞能在回復力的作用下上行。

4.2離合踏板初始受力數學模型

離合踏板處在初始位置時，踏板旋轉中心受力平衡簡圖如圖4-5。

在離合踏板初始位置，旋轉中心受力平衡，力矩平衡公式如下：

T4=T1+T2+T3

式中：

T1：離合器開關在旋轉中心分力矩

T2：踏板桿重力力矩

T3：抽真空受力在旋轉中心分力矩

T4：助力彈簧回復力力矩

離合開關完全壓縮后頂桿壓力FI=20N，離合開關施加在旋轉軸上的分力力矩：

TI=F1×sin a 1×L1=20sin90°×46.2

=924×10N·m

離合踏板桿重力：F2=0.6 x 10=6N，踏板重力施加在旋轉軸上的分力力矩：

T2=6×19=114×10N·m

抽真空受力：真空度值O到500Pa（絕對值）

F3=（100000-500）

×3.14×17.46×17.46÷4÷1000000

=23.8N

抽真空受力施加在旋轉軸上的分力力矩：

T3=F3×sin76.5×68=23.8sin76.5×68

=1574×10N·m

綜上，

T4=T1+T2+T3=924+114+1574=2612×10N·m

由于踏板臂長324mm，助力彈簧提供給踏板面的初始回復力為：

F4=T4÷324=8N

離合主缸取消回位彈簧后，踏板助力彈簧要增加的初始回復力：

F5=28.3×68÷324=5.9N

F～=8+5.9=13.9N

因此，踏板助力彈簧初始回復力要增加5.9N以上，踏板助力彈簧初始回復力設計為13.9N才能達到取消主泵回位彈簧前的受力平衡狀態。

4.3離臺踏板力優化的具體應用

為了驗證本文提出的通過取消離合主泵回位彈簧優化最大踏板力的方案，根據分析數學模型所得到的參數進行實物設計。以我司A車型的離合踏板力優化進行驗證。

離合主泵取消回位彈簧，內部結構變更，缸體重新開模做樣件；踏板助力彈簧初始回復力由原有的10N增加8N。圖4-6、圖4-7分別為踏板助力彈簧力變更前后的曲線：

將離合主泵及踏板優化的數據進行改制，并重新安裝在A車型上進行測試，測試結果見圖4-8。優化后的A車型的離合踏板力實測值控制在90N以下。

5.結論

驗證結果表明，本文提出的取消離合主泵的回位彈簧對優化離合踏板力具備實用性和有效性。