一种降低离合踏板力的方法

韦小燕

摘要：对于一定的离合器系统，离合踏板力取决于离合器分离轴承的输出力及操纵机构的杠杆比，加大杠杆比会降低踏板力但会增加踏板行程。随着日益拥堵的交通环境，踏板力大小会直接影响到对离合操纵的轻便性，进而影响到整车的舒适性。本文结合我司带CSC离合液压分离系统，阐述通过取消离合主泵回位弹簧降低离合踏板力。

关键词：离合踏板力；离合主泵；回位弹簧；降低

1.前言

汽车离合操纵系统是驾驶员用来控制离合器分离并使之平顺接合的一套系统。离合操纵系统的功能是，把驾驶员对离合踏板的输入（力和位移）变成在分离轴承上的输出（也是力和位移），来控制离合器的分离和接合，从而完成对汽车传动系统的动力切断或传递。由于离合器使用比较频繁，对离合操纵系统首先要求操作轻便，主要是加在离合踏板上的力不应过大。我司离合操纵系统按照分离时所需的能源不同分为机械式离合，带分泵式液压离合，带CSC式液压离合。在现有的三种操纵系统，带CSC式液压离合具有布置简单、操纵轻便被广泛应用。

目前，许多大排量机型需要大离合器。为适应较大的扭矩，离合器的分离力设计较大，为降低踏板力可采取多种措施。本文提供了其中一种能有效降低踏板力的措施。以A出口车型为例，该车最初离合踏板力为100N，优化设计后，踏板力降到90N，并且最终验证了此方法的可行性，为今后解决类似问题提供参考。

A车型为带CSC式液压离合操纵系统：离合分泵集成在分离轴承上，系统中无变速箱的机械摆臂传动结构，如图1-1：

2.离台器操纵系统理论分析

对A车型匹配的500套离合器的分离力进行数据统计分析发现，分离载荷平均值1205N，最小值1118N，最大值1254N。如图2-1所示：

根据图2-1的分析结果，以及离合操纵系统的负载效率依照踏板力测量设备的参考值0.73，可理论计算当前离合踏板的踏板力，如图2-2。

3.离台踏板实测数据分析

用离合踏板力专用测试设备对设变前的A车型进行测试。测试结果如表3-1所示：

通过实测11台A车型下线车的离合踏板力，可以得出：现状态的A车型离合踏板力最最大值100N，控制在100N以下的水平。如图3-1所示：

4.离合踏板力优化方案

离合器系统包括操纵系统和离合器两个部分，离合器系统中的行程传递路径和力传递路径如图4-1所示：

降低离合踏板力，在技术上有多种可选的措施，比如增大踏板的杠杆比，但离合踏板力降低效果不明显，贡献值小于5N，离合踏板行程会特别大。并且针对A车型，目前状态离合踏板踩到底，踏板胶套与地毯的间隙较小，接近干涉状态。为了保持踏板面与地毯的间隙，需要重新布置踏板面人机位置，而为了保持三踏外观上的协调性，对应措施可能会抬高制动踏板与油门踏板的安装位置。

还有另一种措施，降低离合器的后备系数，可以从根本上降低离合踏板力，效果明显，有将近10N的贡献值。但同样也有负面影响，离合器后备系数变小较多，离合器存在烧蚀的风险。

本文采用了取消离合主缸回位弹簧的方法降低离合踏板力，但取消回位弹簧的同时，需要将回位弹簧提供的初始回复力同等加在离合踏板助力弹簧的回位力上，不带回位弹簧对离合主缸在线真空加注以及售后手动排气无任何影响。

4.1离合主泵结构介绍

从图4-2离合主泵结构中可知，踩下离合踏板，推杆15推动活塞11下移，需要克服离合主缸回位弹簧做功，相当于离合踏板受到主缸回位弹簧的阻力；当迅速松开离合踏板，主缸活塞11则在回位弹簧的作用下上行。回位弹簧回复力与主缸行程的关系见圖4-3。离合踏板力最大力点在离合主泵行程的15mm处，回位弹簧力为46.1N，作用到离合踏板上10N左右。

取消离合主主泵内部的回位弹簧，离合主泵结构变更（见图4-4），踩下离合踏板，不再需要克服回位弹簧做功，离合踏板力降低。但需要在踏板助力拐点弹簧的初始回复力上增加同等离合主泵回位弹簧的回复力，当松开离合踏板时，主缸活塞能在回复力的作用下上行。

4.2离合踏板初始受力数学模型

离合踏板处在初始位置时，踏板旋转中心受力平衡简图如图4-5。

在离合踏板初始位置，旋转中心受力平衡，力矩平衡公式如下：

T4=T1+T2+T3

式中：

T1：离合器开关在旋转中心分力矩

T2：踏板杆重力力矩

T3：抽真空受力在旋转中心分力矩

T4：助力弹簧回复力力矩

离合开关完全压缩后顶杆压力FI=20N，离合开关施加在旋转轴上的分力力矩：

TI=F1×sin a 1×L1=20sin90°×46.2

=924×10N·m

离合踏板杆重力：F2=0.6 x 10=6N，踏板重力施加在旋转轴上的分力力矩：

T2=6×19=114×10N·m

抽真空受力：真空度值O到500Pa（绝对值）

F3=（100000-500）

×3.14×17.46×17.46÷4÷1000000

=23.8N

抽真空受力施加在旋转轴上的分力力矩：

T3=F3×sin76.5×68=23.8sin76.5×68

=1574×10N·m

综上，

T4=T1+T2+T3=924+114+1574=2612×10N·m

由于踏板臂长324mm，助力弹簧提供给踏板面的初始回复力为：

F4=T4÷324=8N

离合主缸取消回位弹簧后，踏板助力弹簧要增加的初始回复力：

F5=28.3×68÷324=5.9N

F～=8+5.9=13.9N

因此，踏板助力弹簧初始回复力要增加5.9N以上，踏板助力弹簧初始回复力设计为13.9N才能达到取消主泵回位弹簧前的受力平衡状态。

4.3离台踏板力优化的具体应用

为了验证本文提出的通过取消离合主泵回位弹簧优化最大踏板力的方案，根据分析数学模型所得到的参数进行实物设计。以我司A车型的离合踏板力优化进行验证。

离合主泵取消回位弹簧，内部结构变更，缸体重新开模做样件；踏板助力弹簧初始回复力由原有的10N增加8N。图4-6、图4-7分别为踏板助力弹簧力变更前后的曲线：

将离合主泵及踏板优化的数据进行改制，并重新安装在A车型上进行测试，测试结果见图4-8。优化后的A车型的离合踏板力实测值控制在90N以下。

5.结论

验证结果表明，本文提出的取消离合主泵的回位弹簧对优化离合踏板力具备实用性和有效性。