離合器軸向非線性特性對離合器分離力-分離位移的影響研究

萬里翔,劉雪萊,陳權(quán)瑞,侯秋豐,張 晨,王善南,上官文斌

(1.西南交通大學(xué) 機械工程學(xué)院，成都 610031；2.華南理工大學(xué) 機械與汽車工程學(xué)院，廣州 510641; 3.寧波宏協(xié)離合器有限公司，寧波 315807)

離合器的分離力-分離位移特性是指膜片彈簧小端受到的力與位移(即分離力與分離位移)之間的關(guān)系。圖1為臺架試驗測得的某離合器的分離力-分離位移曲線，由于干摩擦阻尼的存在，分離過程與接合過程兩條曲線之間存在遲滯；圖中A點為最大分離力點，即分離力-分離位移特性曲線上最大載荷值點。B點為分離點，橫坐標(biāo)為離合器的最小分離行程，縱坐標(biāo)為分離點分離力。A，B兩點之間一段分離位移上分離力的谷值稱為最小分離力。這里要指出：文獻[1]中的的實驗數(shù)據(jù)是僅針對離合器壓盤總成和膜片彈簧力-位移特性得到。本文圖1中試驗測試的是針對離合器總成(包括壓盤總成和從動盤總成)的離合器的分離力-分離位移特性。離合器的分離力-分離位移特性對離合器踏板的力-位移特性有非常大的影響：最大分離力(即圖1中A點對應(yīng)的分離力)影響踏板力的峰值，分離力峰谷差值(最大分離力和最小分離力間的差值)影響踏板力峰谷差值，最大分離位移影響最大踏板位移。離合器踏板的力-位移特性是評價離合器操縱舒適性的重要指標(biāo)。因此，對離合器的分離力-分離位移特性進行深入研究對提高整車踏板舒適性有重要意義。

現(xiàn)有一實車測試得到的離合器踏板力-位移曲線如圖2所示，分離和接合過程兩條曲線之間存在遲滯，該遲滯是由液壓系統(tǒng)的損失、干摩擦阻尼共同作用產(chǎn)生的，幅值較大。分離過程曲線A點為踏板力最大位置，B點是踏板位移結(jié)束位置。對于一般乘用車而言，最大踏板力(A點對應(yīng)的力)在90～120 N區(qū)間內(nèi)會使駕駛員感覺較舒適[2]，但是該離合器踏板最大值僅為83 N，不滿足設(shè)計要求。另外，踏板力峰谷差值要求為10～30 N，以便在踩下踏板的過程中駕駛員有“吸入感”。但是該車型離合器操縱系統(tǒng)中，踏板力峰谷差值僅為4.6 N，無明顯“吸入感”。最大踏板位移的合理范圍為120～140 mm，圖中實測的該款離合器最大踏板位移(0-B)僅為100 mm左右。為了解決以上問題，需研究離合器的軸向力-位移特性與分離力-分離位移特性關(guān)系。

A-最大分離力，B-最大分離位移

圖2 踏板力-位移特性實測曲線Fig.2 Measured force versus displacement at pedal

離合器分離力-分離位移特性決定于膜片彈簧和波形片軸向非線性特性。通過調(diào)整膜片彈簧和波形片可以調(diào)節(jié)分離力-分離位移特性，從而達到改善踏板舒適性的目的。當(dāng)離合器操縱系統(tǒng)的布置確定之后，要改進最大踏板力與踏板位移時，可以通過設(shè)計與調(diào)整離合器的分離力-分離位移曲線，達到改善離合器踏板操縱舒適性的目的。

大部分學(xué)者從三個角度出發(fā)開展離合器操縱系統(tǒng)的舒適性方面的研究：膜片彈簧力-位移特性，波形片軸向力-位移特性；離合器操縱機構(gòu)優(yōu)化。膜片彈簧力-位移特性研究方面：Amisano等[3-5]搭建了專項實驗臺，測試得到了膜片彈簧小端位移與離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的關(guān)系。深入研究了膜片彈簧力-位移特性對離合器傳遞轉(zhuǎn)矩能力的影響。研究結(jié)果發(fā)現(xiàn)：離合器壓盤損會改變膜片彈簧安裝位置，膜片彈簧受熱變形都會對離合器的分離力-分離位移特性以及傳遞轉(zhuǎn)矩的能力產(chǎn)生影響。李喜娟[6]在綜合考慮膜片彈簧軸向剛度非線性特性以及離合器壓殼變形的基礎(chǔ)上計算了離合器分離力-分離位曲線，并通過實驗對模型進行了驗證。但是在計算時，假設(shè)了膜片彈簧不存在彈性彎曲變形。Hoic等[7]在研究中指出：在離合器反復(fù)接合，導(dǎo)致溫升壓盤，摩擦片等部件的軸向變形以及膜片彈簧自身溫度的升高都會引起膜片彈簧的變形導(dǎo)致離合器整體軸向剛度以及離合器分離力-分離位移特性的變化。文中提出了熱變形計算模型，并建立了專項實驗臺進行實驗驗證。石曉輝等[8]利用有限元方法得到了與文獻[6]類似的結(jié)論。

波形片軸向力-位移特性研究方面：Cappetti等[9-10]詳細分析了膜片彈簧大端位移，分離軸承位移，波形片變形量三者之間的關(guān)系。建立了波形片有限元模型，仿真計算了波形片的力-位移特性，并分析了溫度的變化對波形片軸向剛度的影響。Sfarni等[11]也進行了類似的工作，并詳細的研究了波形片尺寸參數(shù)對力-位移特性的影響。Vasca等[12]在綜合考慮膜片彈簧以及波形片力-位移特性的基礎(chǔ)上，建立離合器接合，壓緊力模型。對比分析了多中離合器壓緊力模型以及傳遞力矩等效半徑模型對離合器接合過程傳遞轉(zhuǎn)矩的影響。最后用所建立的模型計算分析了離合器接合產(chǎn)生的滑摩功。但是建立的模型中，做出了膜片彈簧為剛形體的假設(shè)。Czel等[13]研究發(fā)現(xiàn)，在重載工況下，離合器反復(fù)頻換的起步、換擋會導(dǎo)致波形片迅速升溫，軸向剛度增大，軸向壓縮量減小。文獻[14]在此基礎(chǔ)上，研究了波形片熱變形對離合器傳遞轉(zhuǎn)矩能力的影響。

離合器操縱機構(gòu)優(yōu)化研究方面：Hong等[15]搭建了專項實驗臺，實驗得到了離合器踏板力-位移特性曲線。研究了離合器操縱系統(tǒng)中的液壓缸直徑和液壓缸空行程對踏板力-位移特性的影響。并在后續(xù)的研究中建立了包含液壓缸的離合器操縱機構(gòu)的數(shù)學(xué)模型[16]，計算了離合器踏板力-位移特性曲線并于實驗結(jié)果進行了對比。Lee等[17]指出：離合器操縱機構(gòu)液壓缸和活塞間的摩擦?xí)﹄x合器踏板力-位移特性產(chǎn)生影響。根據(jù)實驗得到的離合器踏板力-位移特性曲線，計算出了液壓缸和活塞間的摩擦系數(shù)。朱文博等[18]建立了離合器操縱機構(gòu)的數(shù)學(xué)模型，通過對助力彈簧的參數(shù)優(yōu)化，改善了離合器踏板力-位移特性；通過臺架實驗驗證了方法的正確性。

綜上所述，膜片彈簧力-位移特性，波形片軸向力-位移特性；離合器操縱機構(gòu)的設(shè)計都會對離合器踏板的力-位移特性產(chǎn)生一定的影響。在過往的文獻中，對于這三者的研究相對獨立。沒有人在綜合考慮：膜片彈簧力-位移特性，波形片軸向力-位移特性，膜片彈簧彈性彎曲變形這三個因素的基礎(chǔ)上建立離合器分離力-分離位移的模型。通過調(diào)整離合器分離力-分離位移來優(yōu)化離合器踏板力-位移特性的研究工作也較少。

本文基于離合器軸向非線性特性參數(shù)調(diào)整以調(diào)節(jié)離合器分離力-分離位移特性，進而達到改善離合器踏板操縱舒適性的目的。分析了離合器膜片彈簧、從動盤波形片等部件之間的軸向力和位移關(guān)系；研究了膜片彈簧工作點位置和波形片剛度對離合器分離力-分離位移特性的影響。利用離合器操縱系統(tǒng)試驗臺，對離合器操縱系統(tǒng)進行踏板力-位移特性測試，將調(diào)整前后的踏板特性測試曲線進行了對比，分析表明，離合器踏板操縱舒適性得到改善，驗證了本文建立的離合器模型以及分離力-分離位移特性調(diào)整方法的正確性。

1 離合器分離力-分離位移特性分析與計算

分離與接合過程中，離合器分離力的變化取決于膜片彈簧軸向剛度特性和工作行程，以及波形片軸向剛度特性。圖3表示的是離合器總成中膜片彈簧大端和小端力矩的平衡關(guān)系。離合器總成安裝在飛輪上，并處于壓緊狀態(tài)。壓緊力通過離合器壓殼通過支點施加到膜片彈簧上。膜片彈簧大端與壓盤接觸，并產(chǎn)生壓力FT，迫使壓盤壓緊從動盤總成；從動盤總成位于壓盤和飛輪之間，由摩擦片和夾在中間的波形片組成。當(dāng)駕駛員踩下離合器踏板，分離軸承推動膜片彈簧小端，膜片彈簧小端受到分離力FA，同時波形片此時因壓縮并產(chǎn)生反向的力FB。

1.1 膜片彈簧大端力-位移特性

膜片彈簧是離合器的關(guān)鍵零件，其大端通過壓盤給離合器的從動盤(包含波形片)施加軸向壓緊力，其小端與分離軸承接觸[19]。

在測試膜片彈簧大端力-位移特性時，卸下從動盤上的波形片。在離合器蓋的安裝孔處施加力將壓盤總成水平固定，壓盤與試驗臺上的做動端接觸，膜片彈簧小端處于自由狀態(tài)。試驗臺做動端給壓盤施加位移，膜片彈簧受力壓縮。到達一定距離后，做動端回到原位，膜片彈簧逐漸恢復(fù)初始狀態(tài)。通過安裝在做動端上的位移和力傳感器得到膜片彈簧的大端力-位移特性，實測的結(jié)果見圖4。

1-膜片彈簧；2-波形片；3-飛輪；4-摩擦片；5-壓盤；6-壓殼

圖4 實測膜片彈簧大端力-位移特性曲線Fig.4 Measured force versus displacement at large end of a clutch

圖4中，膜片彈簧的工作行程為AB段。A點為膜片彈簧工作點，即離合器安裝狀態(tài)下膜片彈簧的預(yù)壓位置，它決定了離合器的最大壓緊力；B點為膜片彈簧工作行程的終點位置。A點位置需根據(jù)離合器設(shè)計的最大壓緊力值確定，B點位置根據(jù)設(shè)計的離合器踏板位移值和液壓系統(tǒng)的液壓比(即液壓主缸與分缸的截面積之比)確定。

1.2 波形片力-位移特性

波形片沿圓周分布于離合器從動盤中，其軸向力-位移特性可以使離合器在接合過程中壓緊力逐漸增大，接合轉(zhuǎn)矩也逐漸增大，從而使接合更平順。

在測試波形片軸向力-位移特性時，將從動盤(含波形片)水平放置在工位表面，軸心與試驗臺做動端中心對齊。做動端在從動盤摩擦片表面施加軸向力，軸向力逐漸增大到預(yù)設(shè)值后，再逐漸減小。利用安裝在做動端上的力和位移傳感器，可以測試得到波形片的力-位移特性曲線。

1.3 離合器的分離力-分離位移特性分析

波形片對離合器的分離力-分離位移特性有較大的影響，圖5(a)為波形片存在與否對離合器分離力-分離位移特性的影響對比。波形片對壓盤位移(即壓盤軸向移動的距離)也有較大影響，圖5(b)為有無波形片時的離合器壓盤位移-分離位移曲線對比。

(a) 有無波形片時的離合器分離力-分離位移曲線

(b) 有無波形片時的壓盤位移曲線

圖5 有無波形片時的離合器分離力-分離位移曲線和壓盤位移曲線
Fig.5 Clutch release force versus release displacement and pressure plate displacement curve with/without wave plate

無波形片時，分離過程中分離力-分離位移曲線z點之前的直線段是分離力FA作用下由于膜片彈簧小端的彈性變形產(chǎn)生的。只有當(dāng)FA≥(l1/l2)FT，壓盤才開始逐漸移動。無波形片的情況下，從動盤的厚度幾乎不隨壓緊力變化，一旦壓盤的位移大于0，則離合器徹底分離，傳動系動力傳遞立即中斷。在接合過程中若沒有波形片緩沖，壓緊力將急劇上升，造成強烈的沖擊。

有波形片時的分離曲線則比無波形片時的分離力-分離位移曲線更平順，而且最大分離力降低，如圖5(a)所示。有波形片時，膜片彈簧大端處力的關(guān)系見圖6。分離過程開始時，膜片彈簧預(yù)壓至工作點位置，其大端產(chǎn)生力FT。FT通過壓盤作用于從動盤的波形片，波形片受力壓縮，產(chǎn)生反向的力FB，F(xiàn)T與FB的合力接近于0。所以當(dāng)膜片彈簧小端受到分離力FA時，壓盤立即開始移動，但從動盤厚度的增加補償了壓盤的位移，壓盤與從動盤并未立即分離。隨著壓盤位移(即大端位移)的增加，膜片彈簧大端產(chǎn)生的力FT有所減小，波形片由壓縮狀態(tài)逐漸恢復(fù)，其產(chǎn)生的軸向力FB也逐漸減小且比FT減小的幅值更大，大端處的合力FT-FB呈非線性上升趨勢。

實際上，膜片彈簧小端受力時會產(chǎn)生一定的彈性彎曲變形，如圖7所示。膜片彈簧小端的位移由繞支點旋轉(zhuǎn)的位移和膜片彈簧分離指產(chǎn)生的彈性彎曲變形共同組成。

圖6 作用在膜片彈簧大端的力-位移曲線Fig.6 Force versus displacement acting at large end of diaphragm spring

圖7 膜片彈簧小端彈性變形示意圖Fig.7 Elastic deformation of small end of a diaphragm spring

離合器的分離力-分離位移特性是指膜片彈簧小端處的力FA與位移λ2的關(guān)系。而試驗得到的膜片彈簧力-位移特性曲線和波形片力-位移特性曲線均為作用于膜片彈簧大端處的力與位移λ1的關(guān)系。由于膜片彈簧小端產(chǎn)生附加的彈性變形，膜片彈簧大端位移λ1與小端位移λ2關(guān)系并不是線性的。所以，僅依據(jù)膜片彈簧大端的力-位移特性曲線、波形片力-位移特性曲線、杠桿比，不能得到離合器的分離力-分離位移曲線(FA-λ2)。因此，本文采用有限元計算分析的方法，得到離合器的分離力-分離位移特性。

1.4 離合器分離力-分離位移特性的計算分析

建立離合器的二分之一模型，將離合器殼、支撐鉚釘、螺栓等零部件直接省略或用等效邊界條件進行替代，將分離軸承簡化為一圓盤，簡化結(jié)果如圖8所示。

1-支撐環(huán)；2-波形片；3-膜片彈簧；4-壓盤；5-摩擦片

壓盤、摩擦片、支撐環(huán)設(shè)為剛體，用面網(wǎng)格進行劃分，無需賦予材料屬性。膜片彈簧和波形片設(shè)為柔性體，材料參數(shù)見表1。

表1 膜片彈簧與波形片的材料參數(shù)Tab.1 Material parameters of diaphragm

設(shè)置圓盤與膜片彈簧小端接觸，上、下支撐環(huán)分別與膜片彈簧上、下表面接觸，壓盤上圓弧與膜片彈簧下表面接觸，波形片上、下表面分別與兩片摩擦片接觸；查得接觸面間的摩擦因數(shù)為0.38。固定上、下支撐環(huán)；波形片螺栓孔施加徑向約束。

模擬實際中離合器的安裝和工作過程，將分離力-分離位移特性分析分為3個步驟。

步驟1 預(yù)壓行程：給底面的摩擦片施加沿z軸正向的位移，使得該行程結(jié)束時，波形片處于壓緊狀態(tài)，膜片彈簧處于安裝狀態(tài)(大端位移4.0 mm)。

步驟2 分離過程：給小端施加沿z軸負向的位移，使膜片彈簧大端在杠桿作用下抬升，此時波形片因受到的壓力逐漸減小而緩慢恢復(fù)。最終波形片完全恢復(fù)，壓盤與摩擦片完全分離并有一段間隙。輸出分離過程中膜片彈簧小端的力和位移。圖9為分離過程完成時離合器變形圖。

在此次研究中針對所有腰椎間盤突出患者，先采用CT進行診斷，并記錄相關(guān)的數(shù)據(jù)信息。然后采用磁共振成像再次進行診斷，同樣記錄相關(guān)的數(shù)據(jù)信息，以便后期二者診斷數(shù)據(jù)上的對比。

步驟3 接合過程：給小端施加沿z軸正向的位移，使系統(tǒng)恢復(fù)至預(yù)壓行程結(jié)束時的狀態(tài)。輸出接合過程中膜片彈簧小端的力和位移。

如前文所述，膜片彈簧大端力-位移特性曲線和波形片力-位移特性曲線于膜片彈簧大端處的力與位移λ1的關(guān)系均可以通過試驗得到，如果膜片彈簧在分離過程中不存在彈性彎曲變形，則膜片彈簧的小端位移和大端位移之間滿足杠桿比關(guān)系，即：λ2=(l2/l1)λ1，則離合器的分離力-分離位移曲線(FA-λ2)可以通過試驗得到的膜片彈簧和波形片的力-位移特性曲線以及杠桿比關(guān)系直接計算得到。計算的結(jié)果如圖10中B曲線所示。

圖10中A為臺架試驗測得的分離力-分離位移曲線；曲線C為有限元方法計算得到的分離力-分離位移曲線。以曲線A為依據(jù)，對比三條曲線。發(fā)現(xiàn)曲線B與A趨勢相近，但數(shù)值的差別較大，說明定量分析時膜片彈簧附加變形量不能忽略；曲線C與A一致性較好，驗證了有限元模型的正確性。

圖9 分離過程完成時離合器變形圖Fig.9 Clutch deformation diagram when the release force-displacement process completed

圖10 分離力-分離位移曲線Fig.10 The release force versus displacement of a diaphragm spring

通過改變離合器分離力-分離位移特性實現(xiàn)對離合器踏板力-位移曲線的調(diào)節(jié)，有三種方法：①按照需求選用不同力-位移特性的膜片彈簧；②選用不同力-位移特性的波形片；③不替換膜片彈簧和波形片，僅對膜片彈簧的工作點位置進行調(diào)節(jié)。方法①存在的問題是：常用來計算膜片彈簧特性的常用公式A-L是在蝶形彈簧的基礎(chǔ)上推出的，將其應(yīng)用于膜片彈簧時誤差很大。而且，替換膜片彈簧可能需要重新配套壓盤總成，耗時費力。而選用不同剛度的波形片或調(diào)整膜片彈簧工作點位置以改善離合器的分離力-分離位移特性，則可以避免上述問題。

2 膜片彈簧工作點位置與波形片特性對離合器分離力-分離位移特性的影響

調(diào)整膜片彈簧的工作點位置或選用不同剛度的波形片，進行單一變量下的有限元仿真分析或理論計算分析，觀察其對離合器分離力-分離位移特性的影響。

2.1 膜片彈簧工作點位置對離合器分離力-分離位移特性的影響

改變膜片彈簧工作點位置(即改變其大端預(yù)壓位移)，利用有限元方法分析其對離合器分離力-分離位移特性的影響。其它條件不變，僅改變預(yù)壓行程施加在摩擦片上的沿z軸正向的位移，使得膜片彈簧大端預(yù)壓位移分別為3.8 mm、4.0 mm、4.2 mm。

不同膜片彈簧大端預(yù)壓位移時的分離力-分離位移曲線最大分離力、峰谷差值、分離位移如表2所示。從表中可以看出，膜片彈簧大端預(yù)壓位移越小，離合器分離力-分離位移曲線的最大分離力越大。由于離合器殼的限位作用，膜片彈簧大端預(yù)壓位移越小時，分離力-分離位移曲線峰谷差值越大，最大分離位移也越長。

表2膜片彈簧大端預(yù)壓位移對離合器分離力-分離位移特性影響
Tab.2Influenceofpreloadatlargeendofdiaphragmspringonthereleaseforce-displacementperformanceofclutch

膜片彈簧大端預(yù)壓位移/mm最大分離力/N峰谷差值/N最大分離位移/mm3.8 mm1 1681568.14.0 mm1 097857.34.2 mm1 046346.4

2.2 波形片特性對離合器分離力-分離位移曲線的影響

圖11 波形片軸向力-位移特性三段線性擬合Fig.11 Three-stage linear fitting of axial force-displacement characteristics of wave plate

波形片軸向的力FB與軸向位移λ1的關(guān)系為

FB=

(1)

式中：λ1為波形片軸向位移。

為了理論計算方便，膜片彈簧的大端力FT與軸向位移λ1(圖4中AB段)簡化為一次線性函數(shù)

FT=kAλ1

(2)

式中：kA為一次函數(shù)的斜率。

綜上所述，大端合力FT-FB與大端位移λ1的關(guān)系為

FT-FB=

(3)

分別采用上述理論計算和有限元計算兩種方法，研究波形片的彈性特性對離合器分離力-分離位移特性的影響。對圖11所示的波形片和圖4所示的離合器大端的力～位移進行線性化，得到的各段的剛度與拐點坐標(biāo)見表3。

表3波形片各段的剛度與拐點坐標(biāo)，離合器大端的剛度
Tab.3Stiffnessandcoordinatesoftuningpointforwaveplate,stiffnessofclutchatlargeendparameter

參數(shù)參數(shù)值參數(shù)參數(shù)值kA/(N·mm)-1 167a/mm0.25d/mm1.5b/mm0.5k1/(N·mm-1)2 096l1/mm17k2/(N·mm-1)4 252l2mm63

2.2.1 忽略膜片彈簧的彎曲變形

忽略膜片彈簧的彈性彎曲變形，膜片彈簧大端力FT-FB和小端力FA，大端位移λ1和小端位移λ2之間都同時滿足杠桿比關(guān)系，所以，離合器的分離力-分離位移曲線(FA-λ2)可以通過理論計算公式得出。

實際的波形片變形量(圖11中c到原點的距離)一般僅為0.6～0.8 mm。而ab段作為過渡段，范圍較小，且較難準確控制。第一段剛度k1數(shù)值較小，對離合器的分離力-分離位移影響不大。而第三段剛度k3不僅數(shù)值最大，對離合器的分離力-分離位移影響最大，同時，在實際工程中僅需改變波形片過渡段曲率即可實現(xiàn)，改變方便。因此本文重點研究第三段剛度k3對離合器的分離力-分離位移的影響。改變圖11中波形片第三段剛度k3。

令k3分別為22 865 N/mm、15 548 N/mm、11 106 N/mm，壓緊力保持5 450 N不變，計算得到波形片最大軸軸向位移，分離力-分離位移曲線最大分離力、峰谷差值、分離位移如表4所示。從表中可以看出，k3越大，波形片最大軸向位移c越小，波形片就會越早恢復(fù)為無壓縮狀態(tài)。此時離合器分離力-分離位移曲線的最大分離力對應(yīng)的膜片彈簧大端施加在壓盤上的壓緊力越大，峰谷差值越大，最大分離位移不變。

表4 k3對離合器分離力-分離位移特性的影響(忽略膜片彈簧變形)Tab.4 Influence of the stiffness at section 3 (k3)of wave plate on clutch release force-displacement characteristics (ignoring deformation of diaphragm spring)

2.2.2 考慮膜片彈簧的彎曲變形

利用1.4節(jié)的對離合器分離力-分離位移特性分析的有限元方法研究波形片的剛度k3對離合器分離力-分離位移特性的影響，計算結(jié)果如表5所示。結(jié)果表明：考慮膜片彈簧變形的離合器分離力-分離位移特性的有限元計算結(jié)果和不考慮膜片彈簧變形的計算結(jié)果趨勢是一致的，即：k3減少，最大分離力與峰谷差值減少，但有限元計算結(jié)果更符合實際。

表5k3對離合器分離力-分離位移特性的影響(考慮膜片彈簧變形
Tab.5Influenceofk3onclutchreleaseforceversusdisplacement(consideringdeformationofdiaphragmspring)

k3/(N·mm-1)最大分離力/N峰谷差值/N最大分離位移/mm22 8651 1301247.315 5481 095887.311 1061 056497.3

3 離合器踏板力-位移特性的改進

根據(jù)上述分析，確定該離合器改進方法為調(diào)整膜片彈簧工作點位置：減小該離合器總成的摩擦片或壓盤厚度0.2 mm，使膜片彈簧大端預(yù)壓縮位移由原先的4.0 mm變?yōu)?.8 mm。

為此設(shè)計一款新的離合器從動盤，從動盤的摩擦片厚度(非摩擦接觸面)比改進前減小0.1 mm，使得從動盤的總厚度比改進前減少0.2 mm。改進前后兩款離合器分離力-分離位移特性的臺架試驗結(jié)果見圖12，改進后，分離位移延長了0.8 mm，最大分離力增大了71 N，分離力峰谷差值增大了71 N。

圖12 改進前后分離力-分離位移曲線對比(仿真)Fig.12 Comparison of release force-displacement characteristics before and after improvement(simulation)

圖13為離合器操縱系統(tǒng)試驗臺，試驗臺主要由液壓操縱系統(tǒng)控制部分、電機、離合器總成、變速箱、測功機五部分組成。測試時，電機輸出轉(zhuǎn)速為800 r/min，離合器處于接合狀態(tài)，變速箱掛空檔；緩慢踩下踏板，由測試設(shè)備采集下踏板處的位移傳感器和力傳感器輸出的數(shù)據(jù)。圖14為利用該試驗臺實測得到的改進前后的離合器的踏板力-位移特性曲線。

圖14 改進前后踏板力-位移特性曲線對比(試驗)Fig.14 Comparison of the measured l force versus displacement at pedal before and after improvement

表6為改進前后踏板力和行程的數(shù)值對比。從中可以看出踏板力整體有所增大，最大踏板力由83.3 N增大到92.1 N，踏板過輕的問題得以改善；踏板力峰谷差值由4.6 N增大到13.4 N，踏板吸入感明顯增強；最大踏板位移由101 mm延長到123 mm，達到合理的范圍。

表6改進前后最大踏板力、峰谷差值、踏板位移對比
Tab.6Comparisonofmaximumpedalforce,peak-valleydifferenceandpedaldisplacementbeforeandafterimprovement

參數(shù)最大踏板力/N踏板力峰谷差值/N最大踏板位移/mm改進前83.34.6101改進后9213.4123

4 結(jié) 論

(1) 分析了波形片軸向剛度的變化對分離力-分離位移曲線的影響，對波形片軸向力-位移特性進行了三段線性擬合，分析結(jié)果表明，第三段的剛度值k3越大，離合器分離力-分離位移曲線的最大分離力越大，峰谷差值越大，最大分離位移不變。

(2) 根據(jù)分析結(jié)果，對某款存在踏板操縱舒適性問題的離合器總成進行改善。調(diào)整方案為將其摩擦片厚度共減小0.2 mm，從而使膜片彈簧工作點橫坐標(biāo)前移0.2 mm。利用離合器操縱系統(tǒng)試驗臺進行踏板特性測試，將調(diào)整前后的踏板特性測試曲線進行了對比。通過對比，發(fā)現(xiàn)離合器踏板操縱舒適性得到改善，驗證了本文建立的離合器模型以及分離力-分離位移特性調(diào)整方法的正確性。