城市公交底盤離合系統故障分析與改進

王開鋒

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230022）

1 前言

離合系統的匹配設計在客車底盤設計中占有重要地位，尤其對于城市公交客車由于起步頻繁、超載嚴重，離合系統的適應性設計就顯得尤其重要。眾所周知，城市公交客車離合器“燒片”、“不耐磨”等故障一直以來都是市場的焦點問題。我司6782公交底盤在投放市場初期也發生過此類問題。本文就此問題的分析及改進過程做了詳細闡述。

2 公交底盤離合系統故障分析及改進

2.1 故障模式分析

6782城市公交底盤配置及技術參數如下：

底盤最大總質量：9500Kg；

底盤軸距：3800mm；

發動機總成：YC4E140-50 (103Kw/430N.m)；

變速箱總成：LC6T450（杠桿比1.4）；

離合器總成：φ350mm膜片彈簧離合器；

離合操縱部分：離合踏板桿桿比5.7(行程185mm)；總泵缸徑φ23.5mm；分泵缸徑φ22.3mm。

輪胎總成：8.25R20。（滾動半徑465mm）。

該產品設計之初離合系統是經過嚴謹的理論計算和設計匹配。設計上是滿足設計標準和要求的。然而實際情況是，該產品投放市場不到半年就接到離合器摩擦片燒片、不耐磨、掛擋苦難、分離軸承不回位等多起故障反饋。到底原因何在呢？在進行了充分的市場調研后，我們發現公交客車實際運營中，車輛長期處于低速大負荷運轉，多次起停、頻繁換擋、離合器長期處于半聯動工作狀態。這種特殊的使用工況，是我們設計之初沒有充分考慮到的，下面從離合器工作時的扭矩傳遞模型和熱量產生傳導原理兩方面進行原因分析。

離合器工作時扭矩傳遞方式：

圖1 離合器簡化力學模型

圖1中，Me為發動機輸出扭矩；Je為離合器主動部分轉動慣量；Mf為離合器傳遞扭矩 Mc為道路阻力矩；Jc為離合器從動部分轉動慣量。

離合器工作時的熱量產生及傳導路徑：

通過離合器扭矩傳遞和熱量傳導兩方面分析，可以初步得出以下結論：該車輛離合器摩擦片燒片、不耐磨、掛擋苦難、分離軸承不回位等故障的根本原因在于大量的滑磨功及壓盤熱量累計導致離合器環境溫度急劇升高，當溫度升高到一定值時，摩擦片會快速異常磨損。同時過高的溫度和頻繁的工作也會導致離合系統的其它故障。

2.2 理論匹配計算與較核

（1）扭矩后備系數校核

離合器所能傳遞的最大扭矩為：

式中，F為離合器工作壓緊力；z為離合器摩擦面數；Ra為摩擦面有效半徑；η為傳動效率（按0.92計算）；μ為壓盤對摩擦片的摩擦因數（按0.25計算）。

離合器壓緊力為13000N，從動盤內徑為216mm，外徑為350mm。

計算結果符合汽車設計中重型汽車后備系數β取值1.5～2.25的要求，且余量較充足。

（2）滑磨功分析及較核

汽車起步時離合器每接合一次產生的滑磨功為：

式中，ne發動機起步轉速，取值1350r/min；

ma為整車最大總質量，取值9500kg；

rr為車輪滾動半徑，取值0.465m；

ig為變速器起步檔變速比；（一檔：3.7，二擋：2.9）

i0為主減速器傳動比。（速比：5.286）離合器起步溫升為：

式中，γ為傳給壓盤的熱量比例，單片γ=0.5；W為滑磨功；m為壓盤的質量(10Kg)；c為壓盤材料的比熱，鑄鐵為544J/(Kg.℃)。

一檔、二檔起步時離合器壓盤溫升對比：

一檔：滑磨功W=20405.7J，溫升△t=1.87℃

二檔：滑磨功W=58972.5J，溫升△t=5.42℃

根據設計要求每次起步許用溫升小于10℃，由計算可知離合器壓盤溫升在車輛一、二檔起步時是符合要求的。

2.3 公交底盤離合系統改進設計

根據以上理論計算分析，同時結合公交客車實際運行工況，對離合系統進行如下改進設計。

（1）離合器結構改進

雖然膜片彈簧離合器較螺旋彈簧離合器在某些方面優點突出，如材料非線性特性、結構緊湊、壓緊力分部均勻等。但對于城市公交客車的離合系統而言在頻繁使用的情況下會導致環境溫度過高，再加上膜片彈簧自身結構尺寸薄、質量小，導致耐熱性比螺旋彈簧差，所以穩定性就差。實踐證明6782公交底盤上將φ350mm膜片彈簧離合器改為同尺寸的螺旋彈簧離合器后，使用壽命提高了30%。

（2）變速器速比優化

由于頻繁起步、超載運營以及半聯動工作，底盤離合系統內部快速產生的滑磨功短時間轉化成大量熱量，使得離合器內部溫度瞬間達到 200℃以上。導致了從動盤摩擦片快速磨損及燒蝕。為減少滑磨工及二檔起步對整個傳動系的沖擊，我們對變速器的格擋速比進行優化設計，重新開發了適應城市客車的公交速比。

改進前后一、二檔速比的對比如下：

表1

從速比優化后的計算結果可以得出，改進后改款產品的二擋起步滑磨功減少了38%。

（3）液壓管路系統管徑優化

車輛在使用過程中還出現過這樣的問題：連續踩離合時踏板位置逐漸變高，而且踏板力也越來越重。但是我們在設計計算時離合踏板力標準是不超過200N。為什么會出現這種情況呢？離合管路中的液壓油在流動過程，由于受到阻力而產生壓力損失，液體阻力是導致上述現象的根本原因。

液壓直管中的壓力損失：

局部壓力損失：

液體連續流動原理表達式為：

式中，μ為動力粘度；l為管長；d為管子內徑，v為流速，ξ為局部阻力系數（試驗測定），γ為液體密度，g為重力加速度。

可以看出，液壓管路中的阻力、流速最主要的影響因素是管路的長度、內徑、管路彎角的數量?；诖?，我們對離合液壓管路進行如下優化：

表2

每次離合操縱時，離合踏板響應速度是一定的，管路中的液壓流速是與管路內徑的平方成反比的。將改進后的數值代入公式（7）、（8）、（9）中可以看到，管路加粗后的壓力損失減少到是以前的 3/5。通過試驗測試表明，管路優化后踏板高度變化的問題得到了解決同時踏板力也得到了改善。

（4）變速箱一軸套管及分離軸承套筒材料優化

從變速箱及離合器市場返回的故障件來看：分離軸承套筒磨壞嚴重，一軸套管已經磨出臺階，分離軸承已經燒蝕。由此可知，分離機構的磨損影響了分離軸承的正?；匚患胺蛛x行程。由于分離不徹底，離合器從動盤滑磨嚴重，溫升加快又促使了離合器摩擦片的燒蝕。

為了保持分離機構各元件的相對穩定性，需進一步提高關進零部件材料的耐磨性及表面硬度。表三為變速箱一軸套管、分離軸承套筒優化改進前后的材料及硬度對比分析：

表3

3 結論

實踐證明，在充分考慮使用環境及運行特點的情況下，6782城市公交底盤離合系統上的設計改進是行之有效的。這種從離合系統整體上考慮問題的思路和方法，不僅很好的解決了實際的市場問題，同時也給該類車型后續離合系統的匹配設計提供了很好的借鑒。