董恒，馬成

（230601 安徽省 合肥市 安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心）

0 引言

為滿足不同群體客戶需求，整車廠會開發(fā)多種尺寸規(guī)格的車型、不同排量和扭矩的發(fā)動機(jī)。而為了適應(yīng)不同的發(fā)動機(jī)扭矩和整車質(zhì)量，以及考慮成本因素，離合器規(guī)格及分離力設(shè)計存在差異，因此，同樣的離合踏板放在不同的車型上，踏板力舒適性差異明顯[1]。在開發(fā)階段，需要對新車型的離合踏板操縱力進(jìn)行調(diào)試，從而達(dá)到最優(yōu)的舒適性。如果僅通過經(jīng)驗來調(diào)整改進(jìn)踏板力，會造成時間和材料成本浪費(fèi)。

以某新車型為例，該車在開發(fā)階段樣車測試時，發(fā)現(xiàn)存在最大踏板力過大、初始踏板力過小等現(xiàn)象。針對這一問題，本文對離合踏板進(jìn)行力學(xué)建模，分析了影響踏板力的主要因素，通過調(diào)試各參數(shù)，最終使踏板舒適性達(dá)到要求。

1 踏板助力結(jié)構(gòu)介紹

乘用車助力結(jié)構(gòu)離合踏板常用平列扭轉(zhuǎn)彈簧[2]。當(dāng)駕駛員初始踩下踏板時，踏板力低，扭轉(zhuǎn)彈簧儲存能量。當(dāng)踏板行程過了拐點(diǎn)，彈簧儲存的能量釋放，提供助力，降低最大踏板力，如圖1 所示。

圖1 助力機(jī)構(gòu)對踏板力的影響示意圖Fig.1 Effect of booster mechanism to the pedal

2 扭轉(zhuǎn)彈簧結(jié)構(gòu)介紹

扭轉(zhuǎn)彈簧的主要幾何參數(shù)如圖2 所示。

圖2 扭轉(zhuǎn)彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù)Fig.2 Torsion spring structure parameters

圖2 中：d——簧絲線徑，mm；D——扭簧中徑，mm；n——有效圈數(shù)；φ0——初始角度，°；l1——固定側(cè)力臂，mm；l2——受力側(cè)力臂，mm。

離合踏板扭簧材料一般為65Mn，彈性模量為196 500～198 600 MPa，取中間值197 550 MPa[3]。

扭轉(zhuǎn)彈簧扭轉(zhuǎn)剛度KT（N·mm/°)計算公式如式（1）：

3 離合踏板力設(shè)計計算

建立離合踏板受力分析數(shù)學(xué)模型如圖3所示[4]。

圖3 扭轉(zhuǎn)彈簧式離合踏板力學(xué)模型Fig.3 Dynamic model of torsion-spring clutch pedal

根據(jù)余弦定理，從力學(xué)模型中得到

將式（2）和式（3）合并，可得到角度φ和夾角α關(guān)系

式（4）中，

彈簧受到的扭矩T=扭轉(zhuǎn)剛度×旋轉(zhuǎn)角度，故: T=KT×（φ0-φ）。扭簧受力側(cè)扭臂產(chǎn)生的作用力 F2=力矩/受力側(cè)力臂，由此可得

根據(jù)正弦定理，得

將式（3）、式（6）、式（7）代入，根據(jù)力的平衡原理，扭簧對支架反彈力F0計算公式如下：

將式（3）、式（8）代入，得到力F0方向和夾角β計算公式如下：

最終踏板面受到的力F

式中：A——踏板臂旋轉(zhuǎn)中心點(diǎn)；B——彈簧上安裝點(diǎn)；C——彈簧下安裝點(diǎn)；D——彈簧軸線投影點(diǎn)；P——踏板面中心點(diǎn)。α——直線夾角；φ——彈簧安裝后的工作角度。

從式（1）、式（4）、式（5）、式（9）、式（10）、式（11）中可見，離合踏板助力特性除了與彈簧本身參數(shù)有關(guān)外，還與AB長度、AC長度、長度、夾角α相關(guān)，通過修改這些參數(shù)，就可以改變踏板的助力特性。

4 踏板力優(yōu)化的具體應(yīng)用

對某款新車型進(jìn)行踏板力測試，將測試設(shè)備安裝到整車上，測得踏板力與行程曲線如圖4所示。

圖4 某車型開發(fā)階段踏板力及行程曲線測試結(jié)果Fig.4 Test results of pedal force and travel curve during development phase of a model

測試結(jié)果顯示，該車型最大踏板力110 N，最大踏板力時踏板行程約為82 mm。踏板力偏大會導(dǎo)致紅綠燈或城市堵車時費(fèi)力，導(dǎo)致客戶抱怨。一般情況下，對于乘用車，推薦新車型離合踏板力80～100 N[5]；力過小則無踏板感覺，力過大則操作費(fèi)力，影響駕駛樂趣。同時，該車起始踏板力6 N，路試人員實車評價起始位置處離合踏板比較松曠，腳感較差。因此該車型需進(jìn)行優(yōu)化，降低最大踏板力，并增加初始踏板力。

該車型選用扭轉(zhuǎn)彈簧參數(shù)如表1 所示。

表1 彈簧設(shè)計參數(shù)Tab.1 Spring design parameters

該車型離合踏板已知參數(shù)如表2 所示。

表2 踏板設(shè)計參數(shù)Tab.2 Pedal design parameters

將上述參數(shù)代入踏板力學(xué)模型，在Excel 中計算得到該車踏板力及行程曲線如圖5 所示?？梢钥闯觯撥囆吞ぐ逍谐?2 mm時（最大踏板力），踏板助力只有約2.5 N，助力偏小；踏板起始位置時彈簧阻力為5 N，起始阻力偏小。

圖5 某車型踏板力與行程曲線計算結(jié)果Fig.5 Test results of pedal force and travel curve during development phase of a model

5 扭轉(zhuǎn)彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù)影響分析

根據(jù)離合踏板扭簧力學(xué)模型對該車型參數(shù)進(jìn)行調(diào)整，逐一分析各參數(shù)對結(jié)果影響。其中，為踏板臂長度，調(diào)整其長度影響踏板面位置及杠桿比，此參數(shù)不建議更改。受踏板布置空間影響，簧絲線徑d、扭簧中徑D、有效圈數(shù)n、固定側(cè)力臂l1，受力側(cè)力臂l2等參數(shù)不調(diào)整，其他參數(shù)影響分析如下。

圖6 長度對彈簧曲線影響Fig.6 Effect of length to spring curve

5.2 參數(shù)對踏板特性影響分析

圖7 長度對彈簧曲線影響Fig.7 Effect of length to spring curve

5.3 夾角α參數(shù)對踏板特性影響分析

圖8 夾角α 對彈簧曲線影響Fig.8 Effect of angleα to spring curve

5.4 彈簧角度對踏板特性影響分析

改變彈簧初始角度φ0，其他參數(shù)不變，可以得出如圖9 所示的曲線圖。從圖9 中可以看出，彈簧角度φ0越大，初始踏板力越大，同時助力效果越好。

圖9 彈簧初始角度φ0 對彈簧曲線影響Fig.9 Effect of initial angleφ0 of the spring to spring curve

圖10 優(yōu)化前、后踏板力對比Fig.10 Comparison of pedal force before and after optimization

將優(yōu)化后的離合踏板總成安裝到整車上，使用設(shè)備測得整車踏板力與行程曲線如圖11所示。測試結(jié)果顯示，優(yōu)化后整車最大踏板力從110 N降低到96 N，初始踏板力從6 N 提升到15 N。實車路試評價舒適性明顯提升。優(yōu)化后離合踏板樣件經(jīng)200 萬次耐久試驗，無異常現(xiàn)象，證明了改進(jìn)的可靠性滿足要求。

圖11 優(yōu)化后的某車型離合踏板力與行程曲線Fig.11 Optimized clutch pedal force and travel curve of a model

5 結(jié)語

本文通過對扭轉(zhuǎn)彈簧式離合踏板助力的分析、計算，并對其建立數(shù)學(xué)模型，通過數(shù)學(xué)模型對離合踏板力進(jìn)行優(yōu)化。在設(shè)計過程中，借助Excel 形象地描繪出助力曲線，并利用設(shè)備對優(yōu)化對象進(jìn)行測試、驗證，得出最優(yōu)的方案。該種方法不但速度快而且精度高，提高了工作效率，為設(shè)計工作提供很好的幫助。