1 技术参数

猛狮客车有限公司在引进德国高档客车底盘的基础上，自行研发了LBC6110高档大型旅游客车底盘，采用MAN D0836LOH02进口发动机及其他国产总成件，选装<420单片干式膜片弹簧离合器｡为此在原进口客车底盘的离合器操纵系统的基础上，对离合器操纵系统进行匹配设计，使之完全满足整车的要求｡

整车及发动机相关参数见表1；离合器的相关参数见表2；离合器操纵机构的相关技术参数见表3｡

2 结构及工作原理

2.1离合器压盘及从动盘的结构

选用膜片弹簧离合器，是由于其具有很多优点：具有理想的非线性特性曲线（见图1），膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，摩擦均匀，故能在从动盘摩擦片磨损后，仍能可靠地传递发动机的转矩，而不致产生滑磨；结构简单，零件数目少，结构紧凑，轴向尺寸小并且操纵轻便､省力，维修保养方便｡该离合器压盘的结构简图见图2｡

在离合器从动盘中采用刚度扭转减振器，避免发动机传到汽车传动系中的转矩发生周期性的扭转振动与传动系的自振频率相重合时，发生共振；提高了传动系各个零部件的寿命｡离合器从动盘的结构简图见图3｡

2.2离合器总泵及分泵

离合器总泵上带有卸压阀和平衡油罐，避免管路中压力突然升高造成的冲击和系统中的离合器油的损失，从而使离合器踏板操纵起来比较平顺､柔和､无台阶感｡

离合器分泵采用液压操纵，气压助力式，减轻了驾驶员操纵时的踏板力，提高了系统操纵的可靠性｡

2.3离合器踏板机构

离合器踏板机构中带有弹簧助力装置，使离合器踏板操纵起来比较轻松且感觉舒适；离合器拨叉采用钢板冲压的整体结构，加装工艺性较好｡

3 离合器的设计校核

3.1后备系数设计校核

离合器压盘额定压紧力为21762N，最小值为19942N，从动盘外径D1为<420mm､内径D2为<220mm｡离合器所能传递转矩的计算公式为：

Mc=Fe×Rcp×n×μ×η×10-3

式中：Fe为离合器压盘的压紧力；Rcp为摩擦面的有效半径；n为离合器摩擦面的系数；μ为压盘对摩擦面的摩擦系数，取0.3；η为传动效率，取0.95｡

摩擦面有效半径Rcp按力均法计算：

则压紧力最小时离合器所能传递的最大摩擦转矩为：

已知该汽车发动机输出的最大转矩Me max=1100N.m，根据《膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造》后备系数计算公式：β=Me max/Mc max=1877.82/1100=1.71符合大型客车后备系数1.5～2.25之间的要求｡

3.2滑磨功的设计校核

汽车起步或换档时，因离合器的从动盘和压盘的转速不同，从而产生相对滑动摩擦，通过相对摩擦使汽车平稳地起步或平顺地换档｡

根据《膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造》中滑磨功的计算公式为：

W=π2n2e×ma R2r/（1800×i2g×i20）

式中：ne为汽车起步时发动机的转速，取650r/min；ma为整车总质量；Rr为车轮滚动半径；ig为汽车起步档的速比；i0为主减速比｡

把表1中的有关数据代入上式中计算可得：

WⅠ=8115.35（J）（I档起步），WⅡ=23975.71（J）（Ⅱ档起步）

单位面积滑磨功为：

ω1=WⅠ/（n×A）=4.735（J/cm2）（Ⅰ档起步）

ω2=WⅡ/（n×A）=13.989（J/cm2）（Ⅱ档起步）

式中A为从动盘单面摩擦面的面积｡

根据《膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造》中推荐的许用单位面积滑磨功：[ω]≤25～33（J/cm2），可知该离合器单位面积滑磨功符合使用要求｡

3.3单位面压和最大圆周速度的设计校核

1）单位面压的设计校核｡根据设计经验和企业有关标准，从动盘上的摩擦片单位面积承受的许用压力[ρf ]，对于中型客车应为：2.03<[ρf]<3.26；

ρf=Fe/A

对于该离合器从动盘，将前面的数据代入该式中，计算可得：

ρf max=Fe max/A=2.75符合要求｡

2）最大圆周速度的设计校核｡根据摩擦片材料生产企业的标准及相关经验，对于适用于大型客车的摩擦片的最大圆周速度[V]尽量不超过70～75m/s｡

由V=ne max×πD1/60

式中nemax为发动机的最高转速，等于2400r/min｡

计算可得：

V=52.75m/s<65～70m/s｡

3.4汽车起步压盘温升的设计校核

当汽车起步时，离合器压盘与从动盘之间相对滑动产生热量，并由压盘吸收，因此应校核离合器每次结合时压盘的温升Δt，要符合国家规定的标准：每次接合时，压盘的许用温升[Δt]≤10℃｡

根据《膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造》，压盘起步温升为：

Δt=γW/（mc）

式中：γ为传给所校核压盘的热量比例，单片式γ=0.5；W为滑磨功；m为所校核压盘的质量，该压盘为16.7kg；c为压盘材料的比热，铸铁为544（J/（kg·℃））｡

将前面计算的滑磨功等参数代入上式中，可求得：

Δt1=0.45℃ü10℃（Ⅰ档起步）

Δt2=1.32℃ü10℃（Ⅱ档起步）

因此，此离合器压盘在Ⅰ､Ⅱ档起步时的温升符合要求｡

4 离合器操纵机构的设计校核

4.1离合器踏板行程的设计校核

图4为该汽车离合器操纵机构的示意图｡离合器的操纵机构采用液压传动，气压助力式，踏板采用吊挂式踏板｡各个总成采用国产件，对离合器分泵进行了重新匹配设计，满足了使用要求和互换性｡

离合器踏板的总行程SG是由工作行程SG1和自由行程SG2两部分组成的，即：

SG=SG1+SG2

1）由表3可算出：分离杠杆的传动比i1=e/f=5.755；分离拨叉的传动比i2=c/d=2.1；离合器踏板的传动比i3=a/b=4.54，离合器总泵和分泵的传动比i4=3.958｡

2）分离轴承的行程SR｡SR1=S1=10mm；自由行程SR2=0mm；总行程SR=SR1+SR2=10mm｡

3）离合器分泵推杆行程SS｡工作行程SS1=SR1×i2=21mm；自由行程SS2=SR2×i2=0mm；总行程SS=SS1+SS2=21mm｡

4）踏板行程SG｡工作行程SG1=i3×VNק×1000/（ηs×A1）

式中：VN为离合器分泵中的液体流量m3，与离合器分泵的设计特性曲线有关，与推杆的行程有一定的函数关系，在此当离合器分泵的工作行程SS1=21mm时，取VN=12.16cm3；ηs为操纵系统带气压助力时的传动效率，在此取ηs=90%；§为管路在油压作用下的膨胀系数；A1为离合器总泵活塞缸的面积，A1=π（<2/2）2｡

计算可得SG1=149.23mm

自由行程SG2=i3×（b2+t2）=11.35mm

式中：b2——总泵活塞唇部与进油孔之间距离为2mm；t2——总泵活塞与推杆之间的间隙为0.5mm｡离合器总泵示意图如图5所示｡

踏板的总行程SG=SG1+SG2=160.58mm而离合器踏板的总行程≤200mm（推荐数据），可见离合器踏板的总行程符合设计要求｡

4.2离合器踏板力的设计校核

1）离合器压盘最大分离力FQ为4995N，则此时离合器分泵上推杆的推力

FN=FQ/i2=2378.57N

离合器踏板力FP根据如下式求得：

FP=[（PHA1/ηp+FF）]/i

式中：PH为离合器系统液压油的压力，根据离合器分泵的特性曲线图6查得（在空气压力为0.8MPa，离合器推杆推力为FN时），PH=0.875MPa；ηp为离合器总泵的机械传动效率，取ηp=80%；FF为克服离合器总泵在踏板踏下时的力，根据如下式求得：

FF=（C1+C2）SG/i3+Fvor

式中：C1为踏板回位弹簧强度，约为1.04N/mm；C2为总泵内回位弹簧强度，约为1.06N/mm；Fvor为离合器踏板等组件对总泵上的预加载荷，约为44.5N｡

把以上数据代入上式，可求得FF=118.78N｡

所以，根据以上数据，可求得FP max=135N≤150N（推荐数据），符合使用要求｡

2）根据设计要求，在规定离合器踏板力和行程的允许范围内，驾驶员操纵离合器踏板所作的功不大于30J（W=FP max×SG1=20.15J<30J）｡因此，根据以上设计校核，踏板力符合设计要求｡

5 结束语

经过以上校核计算可知，该新匹配设计的整个离合器系统完全符合要求，并在实验中达到良好的预期效果｡