论文部分内容阅读
摘 要：某批次4x2型混凝土搅拌车在使用不到3个月的时间里，多辆车出现离合分离不彻底、离合器打滑、动力性变差等现象。针对该问题提出了离合系统优化改进方案，并对优化改进后的车辆进行了跟踪验证。试验结果表明，车辆离合系统未再出现上述现象，用户反馈效果良好，从而验证了改进措施的可行性，对日后设计工作具有指导意义。
关键词：混凝土搅拌车 离合系统 匹配 分析改进
1 前言
在混凝土搅拌车实际使用过程中，由于各种原因会造成离合器出现打滑、离合器和飞轮烧蚀、离合分离不彻底、离台发抖异响等失效形式，从而直接导致车辆无法正常工作，影响车辆出勤率。有效地减小离合器的失效是离合系统设计时需重点考虑的问题，离合系统示意图如图1所示。
2 離合器故障现象及原因分析
2.1离合器故障现象
某用户团购某4x2型混凝土搅拌车，在使用不到3个月的时间里，用户反映多辆车出现离合分离不彻底、离合器打滑，动力性变差等现象，经检查离合踏板无自由行程，拆解后离合器从动盘烧蚀，并且个别发动机出现曲轴止推片磨损脱离故障。
2.2离合器故障原因分析
2.2.1离合器后备系数校核
针对离合器从动盘烧蚀现象，专门对发动机和变速器离合机构匹配进行了重点校核，由于用户反映车辆动力性变差，首先对离合器后备系数β进行校核。
离合器压盘额定压紧力Fe=11.5kN，从动盘外径D1=350mm，内径D2=200mm，离合器传递转矩Me的计算公式：
Me=Fe×RCP×n×μ×η
（1）式中：RCP为摩擦面的有效半径；n为离合器摩擦面系数（单面n=2；双面n=4），取n=2；μ为压盘对摩擦面的摩擦系数，取μ=0.3；η为传动效率，取η=0.95。
RCP按均压法计算：RCP=（D13—D23）/[3X（D12—D22）]，计算得RCP=140.9mm。
离合器所能传递的最大摩擦转矩为：Me=923.6N·m。
已知该车辆发动机输出的最大转矩Memax=430N·m，根据后备系数计算公式：β=Mc/Memax=2.15。
计算结果符合中、重型车辆后备系数在1.5～2.25范围的要求。
2.2.2离合器滑磨功校核
汽车起步或换挡时，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起步或平顺换挡，离合器结合过程中所产生的滑磨功不仅消耗一部分发动机功率、引起从动盘磨损，而且还产生热量，使离合器工作温度升高；工作温度过高，会使压盘受热后翘曲变形，影响摩擦面之间的良好接触，甚至产生裂纹和开裂，也会使从动盘翘曲变形，甚至表面热龟裂或烧损，因此对离合器滑磨功W和位滑磨功w的计算尤为重要。滑磨功W的计算公式：
W=π2ne2mRR2/（1 800×igl×i02）
（2）式中，n为汽车起步时发动机的转速，根据经验丰富的试车员提供的数据，取ne=1 000r/min；m为整车质量16 000kg；RR为轮胎滚动半径，RR=0.497m；igl为变速器一档速比7.31；i0为驱动桥总速比6.33。
将相关参数带入式（2）计算可得：W=1O.11kJ。
对于滑磨功W相同，摩擦面积不同的离合器，其发热和磨损情况显然也不相同，因此通常以单位滑磨功w的计算来评价离台器的耐磨性能。单位滑磨功w的计算公式：
w=W/（nA）
（3）式中，A为从动盘单面摩擦面的面积，取A=64 763mm2。
由式（3）计算可得：w=7.8lxl0-5kJ/mm2（一档）；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：[w]≤25×l0-5kJ/mm2，可知该离合器单位面积滑磨功符合使用要求。
2.2.3离合器踏板自由行程和踏板总行程设计校核
该车离合器操纵机构采用液压传动，自动补偿气压免调助力器，离合踏板采用吊挂式踏板。离合器踏板的总行程S是由工作行程S1和离合器踏板自由行程S0两部分组成，即：S=S1+S0。
2.2.3.1离合器踏板自由行程S0的计算
离合器踏板自由行程S0计算公式：
S0=（△S1+△S2×i2i3）i1，
（4）式中：△S1为离合主泵活塞与推杆间隙，△S1=1.6mm； △S2为变速器分离轴承自由行程，因该车装配自动补偿气压助力器，故△S2=O；i2离合系统液压传动比，i2=1.44；i3为离合器分离杠杆传动比，i3=1.38；i3为离合踏板传动比，i1=3.1。 将数据带入式（4）可得：S0=4.96mm。
2.2.3.2离合器工作行程S1的计算
离合器工作行程S1计算公式：
S1=i1i2i3ξ△S
（5）式中，ξ为液压离合铜制油管系数，取ξ=l； △S为离合器分离行程，△S=14mm。
经式（5）计算可得：S1=86.2mm。
离合器踏板的总行程S=S1+S0=91.16mm，此时离合总泵活塞的行程△S3=S/i1=29.4mm3（注：S3为离合总泵工作总行程，S3=38mm）。按照离合器操纵机构踏板行程的要求：行程一般在80～150mm范围内，最大不超过200mm，可见，该车的离合器踏板总行程S符合技术要求。
2.2.4变速器分离轴承组件磨损行程L设计校核
该离合器操纵机构装配了自动补偿免调气压助力器，该助力器特点是变速器分离轴承和发动机离合器分离指之间为无间隙常压紧机构。助力器内部弹簧给推杆施加一个推力，保证变速器分离轴承和发动机离合器分离指之间为常压紧状态，当从动盘磨损后，分离指位置发生变化，助力缸推杆也相应变化，仍保证分离轴承和分离指之间为常压紧状态，且压紧力基本不变，在使用过程中不需要调整间隙，所以该车离合器分离轴承自由行程为O。因此只需校核变速器分离轴承组件磨损行程L，要求变速器分离轴承组件磨损行程L要大于发动机离合器磨损行程B，即L>B。变速器分离轴承组件磨损行程L如果小于发动机离合器磨损行程B，会影响发动机离合器没有磨损行程或者磨损行程小，同样会造成发动机离合器从动盘快速磨损、从动盘烧片、膜片分离指断裂等离合器故障。
2.2.4.1离合器磨损行程B的计算
离合器磨损行程B计算公式：
B=B1xi
（6）式中，B1为从动盘最大磨损量取其允许磨损量a的2倍（a=1.6mm）；i为膜片离合器杠杆比，取i=4（如图2）。
带入相关参数计算可得：B=12.8mm。
2.2.4.2变速器分离轴承组件磨损行程L的计算
变速器分离轴承组件磨损行程L的计算方法可采用作图法，如图3（a）所示。变速器分离轴承前端面与发动机离合器分离指接触时，分离轴承前端面距离变速器箱体端面123mm；如图3（b）所示，当变速器分离轴承向后退到极限位置时，分离轴承前端面距离变速器箱体端面114mm。
由图3可知：L=123-114=9
从设计要求可知：变速器分离轴承组件磨损行程L须大于发动机离合器磨损行程B，即L>B。
由于计算结果L 2.3发动机曲轴止推片磨损脱离故障原因分析
2.3.1自动补偿免调气压助力器特点分析
在2.2.4中已经提到，该离合器操纵机构装配自动补偿免调气压助力器（如图4），该助力器推杆始终会给发动机离合器分离指一个向前的推力，最终会使发动机曲轴始终受到一个向前的推力，助力器设计弹簧力为70～100N，实测最大压缩状态下弹簧力为140N。分析认为，发动机曲轴始终受到一个向前的推力，造成发动机曲轴不能自由前后窜动而导致后止推片与曲轴间缺油，引起后止推片快速磨损，合金耐磨层磨去后会造成止推片脱离；并且会给发动机离合器分离指一个顶压行程（注：顶压行程为0时是离合器处在完全结合的状态，即分离轴承刚接触分离指的状态），当车辆在刹车状态下，离合器从动盘会出现抱死现象，顶压行程也会大于O，在这种情况下，从动盘和压盘之间的相对滑动摩擦加剧，使离合器工作温度升高，造成离合器从动盘烧蚀，影响离合器使用寿命。
2.3.2滑磨试验
为了验证离合器分离指顶压行程变化对离合器从动盘、压盘的影响，特模拟了刹车状态下从动盘抱死，对离合器从动盘、压盘进行了滑磨试验（如图5）。
2.3.2.1分离指顶压行程与输出扭矩试验
将φ350mm离合器滑磨至100℃时，并在不同的顶压行程下，对离合器输出扭矩分别进行测量，具体测量数据如图6所示。从测量的数据中可以看出，当顶压行程为O时，离合器输出扭矩为1 098N·m；随着顶压行程的增大，发动机的输出扭矩在逐步衰减；当顶压行程为3.43mm时，对应离合器输出扭矩为147N·m，输出扭矩衰减率达86.6%。
2.3.2.2滑磨试验离合器面片温度测试
测试在分离指顶压行程一定下，分别做6min和10min破坏滑磨试验，测试在不同阶段下离合器主、从动盘面片温度变化以及对发动机输出扭矩的影响。
a.当顶压行程在1.4mm，滑磨试验6min（如图7）。
通过图7图和8滑磨试验曲线可以看出，当离合顶压行程分别在1.4mm和0.7mm时，滑磨试验5min左右离合器面片温度急剧上升至340℃，输出扭矩衰减率22.7%；当滑磨试验时间超过5min，发动机离合器输出扭矩直线下降，基本丧失动力输出。
3 改进方案制定及试验验证
3.1改进方案制定
通过以上分析和试验可知，造成车辆离合器打滑、动力性变差，个别发动机曲轴止推片磨损脱离的故障原因主要有两点：a.变速器分离轴承组件磨损行程L不满足大于发动机离合器磨损行程B设计要求；b.匹配“自动补偿免调气压助力器”属常压紧机构，造成离合器分离指顶压行程大于0。
针对上述两点故障分析原因，制定出相应的改进方案：
首先，为了使变速器分离轴承组件磨损行程L大于发动机离合器磨损行程B，将现有变速器分离轴承厚度由66mm调整到55mm，按照2.2.4章节论述方法重新计算后得到L=19mm>B=12.8mm，从而保证了变速器分离轴承组件拥有足够的磨损行程。
其次，将离合操纵系统匹配的“自动补偿免调气压助力器”更换为“非自动补偿气压助力器”，调整变速器离合分离摇臂与非自动补偿气压助力器推杆的自由间隙为2～4mm，这样就可以保证发动机离合器分离指的顶压行程不会大于0，发动机曲轴不会始终受到一个向前的推力，由此不会引起发动机后止推片快速磨损而脱离的故障。
3.2试验验证
改进方案确定后，如图9所示，对用户车辆离合操纵系统分别进行了改进，将现有离合分离轴承厚度在66mm的基础上车削11mm，保证变速器分离轴承组件拥有足够的磨损行程；另外将离合操纵系统匹配的“自动补偿免调气压助力器”更换为“非自动补偿气压助力器”。改型后跟踪用户车辆使用情况6个月，车辆离合系统再未出现上述故障，用户反馈效果良好，故障得到了彻底解决。
4 结论
本文针对某型号4x2混凝土搅拌车离合器批量发生故障现象，通过对离合系统离合器后备系数、离合器滑磨功、离合器操纵机构、离合器分離轴承组件等分析计算，以及对发动机曲轴止推片磨损脱离故障的原因分析，得出在设计变速器分离轴承组件时磨损行程一定要大于发动机离合器磨损行程，保证变速器分离轴承组件拥有足够的磨损行程；而且，针对此款车型离台系统，匹配“非自动补偿气压助力器”在造成发动机曲轴止推片磨损脱离故障方面，效果要优于“自动补偿免调气压助力器”。按照分析结果对某型号4×2混凝土搅拌车离合系统进行了优化改进，通过在用户车上验证与分析结果相符，也证明了此结论的正确性，亦对日后的实际设计工作具有一定指导意义。
关键词：混凝土搅拌车 离合系统 匹配 分析改进
1 前言
在混凝土搅拌车实际使用过程中，由于各种原因会造成离合器出现打滑、离合器和飞轮烧蚀、离合分离不彻底、离台发抖异响等失效形式，从而直接导致车辆无法正常工作，影响车辆出勤率。有效地减小离合器的失效是离合系统设计时需重点考虑的问题，离合系统示意图如图1所示。
2 離合器故障现象及原因分析
2.1离合器故障现象
某用户团购某4x2型混凝土搅拌车，在使用不到3个月的时间里，用户反映多辆车出现离合分离不彻底、离合器打滑，动力性变差等现象，经检查离合踏板无自由行程，拆解后离合器从动盘烧蚀，并且个别发动机出现曲轴止推片磨损脱离故障。
2.2离合器故障原因分析
2.2.1离合器后备系数校核
针对离合器从动盘烧蚀现象，专门对发动机和变速器离合机构匹配进行了重点校核，由于用户反映车辆动力性变差，首先对离合器后备系数β进行校核。
离合器压盘额定压紧力Fe=11.5kN，从动盘外径D1=350mm，内径D2=200mm，离合器传递转矩Me的计算公式：
Me=Fe×RCP×n×μ×η
（1）式中：RCP为摩擦面的有效半径；n为离合器摩擦面系数（单面n=2；双面n=4），取n=2；μ为压盘对摩擦面的摩擦系数，取μ=0.3；η为传动效率，取η=0.95。
RCP按均压法计算：RCP=（D13—D23）/[3X（D12—D22）]，计算得RCP=140.9mm。
离合器所能传递的最大摩擦转矩为：Me=923.6N·m。
已知该车辆发动机输出的最大转矩Memax=430N·m，根据后备系数计算公式：β=Mc/Memax=2.15。
计算结果符合中、重型车辆后备系数在1.5～2.25范围的要求。
2.2.2离合器滑磨功校核
汽车起步或换挡时，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起步或平顺换挡，离合器结合过程中所产生的滑磨功不仅消耗一部分发动机功率、引起从动盘磨损，而且还产生热量，使离合器工作温度升高；工作温度过高，会使压盘受热后翘曲变形，影响摩擦面之间的良好接触，甚至产生裂纹和开裂，也会使从动盘翘曲变形，甚至表面热龟裂或烧损，因此对离合器滑磨功W和位滑磨功w的计算尤为重要。滑磨功W的计算公式：
W=π2ne2mRR2/（1 800×igl×i02）
（2）式中，n为汽车起步时发动机的转速，根据经验丰富的试车员提供的数据，取ne=1 000r/min；m为整车质量16 000kg；RR为轮胎滚动半径，RR=0.497m；igl为变速器一档速比7.31；i0为驱动桥总速比6.33。
将相关参数带入式（2）计算可得：W=1O.11kJ。
对于滑磨功W相同，摩擦面积不同的离合器，其发热和磨损情况显然也不相同，因此通常以单位滑磨功w的计算来评价离台器的耐磨性能。单位滑磨功w的计算公式：
w=W/（nA）
（3）式中，A为从动盘单面摩擦面的面积，取A=64 763mm2。
由式（3）计算可得：w=7.8lxl0-5kJ/mm2（一档）；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：[w]≤25×l0-5kJ/mm2，可知该离合器单位面积滑磨功符合使用要求。
2.2.3离合器踏板自由行程和踏板总行程设计校核
该车离合器操纵机构采用液压传动，自动补偿气压免调助力器，离合踏板采用吊挂式踏板。离合器踏板的总行程S是由工作行程S1和离合器踏板自由行程S0两部分组成，即：S=S1+S0。
2.2.3.1离合器踏板自由行程S0的计算
离合器踏板自由行程S0计算公式：
S0=（△S1+△S2×i2i3）i1，
（4）式中：△S1为离合主泵活塞与推杆间隙，△S1=1.6mm； △S2为变速器分离轴承自由行程，因该车装配自动补偿气压助力器，故△S2=O；i2离合系统液压传动比，i2=1.44；i3为离合器分离杠杆传动比，i3=1.38；i3为离合踏板传动比，i1=3.1。 将数据带入式（4）可得：S0=4.96mm。
2.2.3.2离合器工作行程S1的计算
离合器工作行程S1计算公式：
S1=i1i2i3ξ△S
（5）式中，ξ为液压离合铜制油管系数，取ξ=l； △S为离合器分离行程，△S=14mm。
经式（5）计算可得：S1=86.2mm。
离合器踏板的总行程S=S1+S0=91.16mm，此时离合总泵活塞的行程△S3=S/i1=29.4mm
2.2.4变速器分离轴承组件磨损行程L设计校核
该离合器操纵机构装配了自动补偿免调气压助力器，该助力器特点是变速器分离轴承和发动机离合器分离指之间为无间隙常压紧机构。助力器内部弹簧给推杆施加一个推力，保证变速器分离轴承和发动机离合器分离指之间为常压紧状态，当从动盘磨损后，分离指位置发生变化，助力缸推杆也相应变化，仍保证分离轴承和分离指之间为常压紧状态，且压紧力基本不变，在使用过程中不需要调整间隙，所以该车离合器分离轴承自由行程为O。因此只需校核变速器分离轴承组件磨损行程L，要求变速器分离轴承组件磨损行程L要大于发动机离合器磨损行程B，即L>B。变速器分离轴承组件磨损行程L如果小于发动机离合器磨损行程B，会影响发动机离合器没有磨损行程或者磨损行程小，同样会造成发动机离合器从动盘快速磨损、从动盘烧片、膜片分离指断裂等离合器故障。
2.2.4.1离合器磨损行程B的计算
离合器磨损行程B计算公式：
B=B1xi
（6）式中，B1为从动盘最大磨损量取其允许磨损量a的2倍（a=1.6mm）；i为膜片离合器杠杆比，取i=4（如图2）。
带入相关参数计算可得：B=12.8mm。
2.2.4.2变速器分离轴承组件磨损行程L的计算
变速器分离轴承组件磨损行程L的计算方法可采用作图法，如图3（a）所示。变速器分离轴承前端面与发动机离合器分离指接触时，分离轴承前端面距离变速器箱体端面123mm；如图3（b）所示，当变速器分离轴承向后退到极限位置时，分离轴承前端面距离变速器箱体端面114mm。
由图3可知：L=123-114=9
从设计要求可知：变速器分离轴承组件磨损行程L须大于发动机离合器磨损行程B，即L>B。
由于计算结果L
2.3.1自动补偿免调气压助力器特点分析
在2.2.4中已经提到，该离合器操纵机构装配自动补偿免调气压助力器（如图4），该助力器推杆始终会给发动机离合器分离指一个向前的推力，最终会使发动机曲轴始终受到一个向前的推力，助力器设计弹簧力为70～100N，实测最大压缩状态下弹簧力为140N。分析认为，发动机曲轴始终受到一个向前的推力，造成发动机曲轴不能自由前后窜动而导致后止推片与曲轴间缺油，引起后止推片快速磨损，合金耐磨层磨去后会造成止推片脱离；并且会给发动机离合器分离指一个顶压行程（注：顶压行程为0时是离合器处在完全结合的状态，即分离轴承刚接触分离指的状态），当车辆在刹车状态下，离合器从动盘会出现抱死现象，顶压行程也会大于O，在这种情况下，从动盘和压盘之间的相对滑动摩擦加剧，使离合器工作温度升高，造成离合器从动盘烧蚀，影响离合器使用寿命。
2.3.2滑磨试验
为了验证离合器分离指顶压行程变化对离合器从动盘、压盘的影响，特模拟了刹车状态下从动盘抱死，对离合器从动盘、压盘进行了滑磨试验（如图5）。
2.3.2.1分离指顶压行程与输出扭矩试验
将φ350mm离合器滑磨至100℃时，并在不同的顶压行程下，对离合器输出扭矩分别进行测量，具体测量数据如图6所示。从测量的数据中可以看出，当顶压行程为O时，离合器输出扭矩为1 098N·m；随着顶压行程的增大，发动机的输出扭矩在逐步衰减；当顶压行程为3.43mm时，对应离合器输出扭矩为147N·m，输出扭矩衰减率达86.6%。
2.3.2.2滑磨试验离合器面片温度测试
测试在分离指顶压行程一定下，分别做6min和10min破坏滑磨试验，测试在不同阶段下离合器主、从动盘面片温度变化以及对发动机输出扭矩的影响。
a.当顶压行程在1.4mm，滑磨试验6min（如图7）。
通过图7图和8滑磨试验曲线可以看出，当离合顶压行程分别在1.4mm和0.7mm时，滑磨试验5min左右离合器面片温度急剧上升至340℃，输出扭矩衰减率22.7%；当滑磨试验时间超过5min，发动机离合器输出扭矩直线下降，基本丧失动力输出。
3 改进方案制定及试验验证
3.1改进方案制定
通过以上分析和试验可知，造成车辆离合器打滑、动力性变差，个别发动机曲轴止推片磨损脱离的故障原因主要有两点：a.变速器分离轴承组件磨损行程L不满足大于发动机离合器磨损行程B设计要求；b.匹配“自动补偿免调气压助力器”属常压紧机构，造成离合器分离指顶压行程大于0。
针对上述两点故障分析原因，制定出相应的改进方案：
首先，为了使变速器分离轴承组件磨损行程L大于发动机离合器磨损行程B，将现有变速器分离轴承厚度由66mm调整到55mm，按照2.2.4章节论述方法重新计算后得到L=19mm>B=12.8mm，从而保证了变速器分离轴承组件拥有足够的磨损行程。
其次，将离合操纵系统匹配的“自动补偿免调气压助力器”更换为“非自动补偿气压助力器”，调整变速器离合分离摇臂与非自动补偿气压助力器推杆的自由间隙为2～4mm，这样就可以保证发动机离合器分离指的顶压行程不会大于0，发动机曲轴不会始终受到一个向前的推力，由此不会引起发动机后止推片快速磨损而脱离的故障。
3.2试验验证
改进方案确定后，如图9所示，对用户车辆离合操纵系统分别进行了改进，将现有离合分离轴承厚度在66mm的基础上车削11mm，保证变速器分离轴承组件拥有足够的磨损行程；另外将离合操纵系统匹配的“自动补偿免调气压助力器”更换为“非自动补偿气压助力器”。改型后跟踪用户车辆使用情况6个月，车辆离合系统再未出现上述故障，用户反馈效果良好，故障得到了彻底解决。
4 结论
本文针对某型号4x2混凝土搅拌车离合器批量发生故障现象，通过对离合系统离合器后备系数、离合器滑磨功、离合器操纵机构、离合器分離轴承组件等分析计算，以及对发动机曲轴止推片磨损脱离故障的原因分析，得出在设计变速器分离轴承组件时磨损行程一定要大于发动机离合器磨损行程，保证变速器分离轴承组件拥有足够的磨损行程；而且，针对此款车型离台系统，匹配“非自动补偿气压助力器”在造成发动机曲轴止推片磨损脱离故障方面，效果要优于“自动补偿免调气压助力器”。按照分析结果对某型号4×2混凝土搅拌车离合系统进行了优化改进，通过在用户车上验证与分析结果相符，也证明了此结论的正确性，亦对日后的实际设计工作具有一定指导意义。