本發(fā)明涉及一種汽車離合器踏板力-位移計算方法。具體的說是通過將計算方法做成計算面板模式，在汽車離合器及離合器踏板等操縱機構(gòu)設(shè)計階段快捷且清晰的得到對應(yīng)離合器踏板操縱舒適性和穩(wěn)定性情況，進而優(yōu)化設(shè)計參數(shù)。

背景技術(shù)：

傳統(tǒng)的手動離合器以價格低廉、駕駛性能較好且維修方便等優(yōu)勢，在未來相當(dāng)長的一段時間內(nèi)仍將大量使用。但是隨著城市汽車保有量的急劇增加，交通擁堵狀況日漸嚴(yán)重，使汽車行駛過程中離合器踏板的使用次數(shù)也急劇增加。人們對離合器踏板的操縱舒適性和穩(wěn)定性提出了越來越高要求。

離合器及其操縱系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù)對汽車離合器踏板的操控性及舒適性具有至關(guān)重要的作用。由于離合器踏板與駕駛員腳部直接接觸并控制著發(fā)動機動力的輸出，因此直接影響著駕駛員的操縱舒適性、工作效率和安全。國內(nèi)外對離合器操縱系統(tǒng)的研究較少，并且少有人對整個操縱系統(tǒng)的整體設(shè)計和優(yōu)化提出過有效的方法。

目前國內(nèi)離合器及其操縱系統(tǒng)的設(shè)計與開發(fā)，仍按照經(jīng)驗數(shù)據(jù)進行設(shè)計-匹配-修改-再匹配的模式進行，在設(shè)計階段無法準(zhǔn)確得到離合器踏板力-位移的大小，其操縱舒適性能也就無法進行準(zhǔn)確預(yù)估和評價。因此產(chǎn)品開發(fā)周期較長，成本高，與整車匹配較差，不能做到量化分析與設(shè)計。工廠生產(chǎn)出來的離合器及其操縱系統(tǒng)由于匹配不當(dāng)，容易產(chǎn)生離合器踏板沉重、抖動、操縱感不強、離合器打滑等問題，嚴(yán)重影響汽車駕駛的舒適性能、穩(wěn)定性能和產(chǎn)品的開發(fā)周期。

技術(shù)實現(xiàn)要素：

本發(fā)明提供一種汽車離合器踏板力-位移計算方法。該計算方法對離合器及其操縱系統(tǒng)進行了數(shù)學(xué)建模和仿真計算，為離合器操縱系統(tǒng)的正向開發(fā)提供設(shè)計依據(jù)，為產(chǎn)品優(yōu)化提供參考數(shù)據(jù)，取代了傳統(tǒng)按經(jīng)驗開發(fā)的模式。本申請將產(chǎn)品設(shè)計參數(shù)帶入此計算方法中計算并繪制出相應(yīng)的特性曲線，按照特性曲線的數(shù)值對整個系統(tǒng)的舒適性和穩(wěn)定性能進行評估，若系統(tǒng)設(shè)計不合理，可直接在軟件界面修改優(yōu)化某些設(shè)計參數(shù)，方便易行，使離合器及其操縱系統(tǒng)在設(shè)計階段獲得理想的設(shè)計參數(shù)，更好的與整車進行匹配。

本發(fā)明通過如下技術(shù)方案實現(xiàn)：

一種汽車離合器踏板力‐位移計算方法，包括以下計算步驟：

1)利用有限元仿真得到離合器分離特性曲線：利用有限元軟件仿真得到所設(shè)計離合器膜片彈簧小端力‐位移數(shù)據(jù)，即液壓分離軸承sf與分離力fs之間的關(guān)系曲線；

2)建立坐標(biāo)系并收集離合器操縱機構(gòu)設(shè)計參數(shù)，根據(jù)所設(shè)計的離合器操作機構(gòu)，以踏板臂旋轉(zhuǎn)點為坐標(biāo)原點，建立坐標(biāo)系oxy，選定機構(gòu)各關(guān)鍵點原始位置依次為p0、p10、p20、p30、p40、p5，其中p0、p5為不動點，在三維數(shù)模中可以測出各點原始位置坐標(biāo)pi(xi,yi)(i＝0,10,20,30,40,5)，在運動過程中各關(guān)鍵點位置依次變?yōu)閜0、p1、p2、p3、p4、p5，其對應(yīng)的動態(tài)坐標(biāo)為pi(xi,yi)(i＝0,1,2,3,4,5)，為需要求解的變量，提取機構(gòu)中其它部件的設(shè)計參數(shù)，作為計算過程中的已知參數(shù)；

3)根據(jù)步驟2)所得數(shù)據(jù)計算并繪制出離合器踏板的力‐位移曲線；

4)：向matlab軟件編寫的gui界面導(dǎo)入相關(guān)數(shù)據(jù)，利用某一瞬時坐標(biāo)變換和受力關(guān)系，依次求解并繪制出影響離合器踏板舒適性能的關(guān)鍵曲線；

5)根據(jù)繪制得到的離合器踏板的力‐位移曲線以及離合器踏板操縱舒適性及可靠性原則，對離合器操縱機構(gòu)各設(shè)計參數(shù)及離合器本身設(shè)計參數(shù)進行調(diào)整優(yōu)化，使對應(yīng)的影響離合器踏板舒適性能的關(guān)鍵曲線與離合器踏板的力‐位移曲線更好的匹配，得到理想的離合器踏板力‐位移曲線，從而解決離合器踏板沉重及離合器打滑問題。

進一步地，步驟2)中所述關(guān)鍵點包括：踏板臂旋轉(zhuǎn)中心點p0，踏板面踩踏點p1，主缸與主缸推桿鉸接點p2，主缸推桿與踏板臂的鉸接點p3，扭簧臂與踏板臂鉸接點p4，扭簧與踏板支架組件的鉸接點p5。

進一步地，所述步驟3)基于向量原則建立矩陣方程，即在踏板機構(gòu)動態(tài)運動過程中，首先求出各點某一瞬時的動態(tài)坐標(biāo)，利用坐標(biāo)向量可以求出各關(guān)鍵點的受力方向，，避免了復(fù)雜的求解計算過程，使計算公式更加通用化和簡單化。

進一步地，所述步驟3)具體計算步驟如下：

31)命名各變量名稱，表示從點pi指向點pj的向量；表示向量模長；表示向量與向量之間的夾角；表示向量與x軸之間的夾角，液壓分缸總行程為d1、液壓力為fc,液壓主缸總行程為d2、液壓力為f2；

32)定義4個列矩陣，其中x為待求解的坐標(biāo)矩陣，y為已知的各點距離矩陣，f、fv為各對應(yīng)點受力矩陣，f1z表示助力彈簧等效到踏板上的助力：

x＝[x1,y1,x2,y2,x3,y3,x4,y4,d2]^ty＝[l01,l02,l23,l03,l04,sf]^t

f＝[f1,f2,f32,f3,f1z]^tfv＝[fs,f4]^t

33)求解操縱機構(gòu)中撥叉與液壓系統(tǒng)在某一瞬時p2點坐標(biāo)位置，其坐標(biāo)變換矩陣為：

a1x＝b1y+c1

34)求解液壓主缸活塞推桿端點p3某一瞬時坐標(biāo)位置，其坐標(biāo)變換矩陣為：

a2x＝b2y

35)求解踏板臂上p1、p4點某一瞬時坐標(biāo)位置，其坐標(biāo)變換矩陣為:

a3x＝b3y

36)求解操縱機構(gòu)各點某一瞬時受力情況，其中δ為判斷系數(shù)，受力分析矩陣為

m·f＝n·fv

進一步地，步驟4)中所述影響離合器踏板舒適性能的關(guān)鍵曲線包括：踏板行程‐分離軸承位移曲線s1-sf、踏板行程‐助力彈簧助力曲線s1-f1z、踏板行程‐動態(tài)杠桿比曲線s1-i12、踏板行程‐踏板力曲線s1-f1。

進一步地，步驟1)中，所述利用有限元軟件計算離合器膜片彈簧小端分離力‐位移數(shù)據(jù)的步驟具體包括：在離合器開發(fā)階段，將所設(shè)計的包括離合器膜片彈簧、波形片、支撐環(huán)、壓盤的三維數(shù)模另存為.stp格式并導(dǎo)入限元軟件中，設(shè)定對應(yīng)的材料彈性模量、泊松比、密度、邊界條件、載荷并賦予二階精度的四面體網(wǎng)格進行有限元仿真；提取仿真結(jié)果中膜片彈簧小端的分離力和分離位移對應(yīng)的數(shù)值，并存于excel表格中，即為離合器分離軸承端部的力‐位移數(shù)值。

進一步地，步驟2)中，所述提取離合器操作機構(gòu)各部件的設(shè)計參數(shù)的步驟具體包括：在踏板機構(gòu)的ug數(shù)模中以離合器踏板臂旋轉(zhuǎn)點為中心，建立wcs參考坐標(biāo)系oxyz，提取五個關(guān)鍵點原始位置參數(shù)pi(xi,yi)(i＝0,10,10,30,40,5)，并根據(jù)操縱機構(gòu)液壓系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù)，將其作為原始已知參數(shù)。

進一步地，所述踏板行程-分離軸承位移曲線s1-sf表征踏板行程對應(yīng)的分離軸承位移大小；所述踏板行程-助力彈簧助力曲線s1-f1z表征踏板不同行程位置對應(yīng)的助力彈簧助力峰谷值與踏板力峰谷值匹配關(guān)系；所述踏板行程-動態(tài)杠桿比曲線s1-i12表征踏板不同行程位置對應(yīng)的機構(gòu)的動態(tài)杠桿比例；所述踏板行程-踏板力曲線s1-f1表征踏板不同行程位置對應(yīng)的踏板力大小。

相比現(xiàn)有技術(shù)，本發(fā)明可用于在產(chǎn)品開發(fā)階段指導(dǎo)離合器及其操縱系統(tǒng)參數(shù)的設(shè)定及優(yōu)化，使離合器及其操縱系統(tǒng)更好的滿足汽車駕駛的舒適及穩(wěn)定性能，解決離合器踏板沉重及離合器打滑等問題。

附圖說明

圖1是對離合器膜片彈簧進行cae仿真獲得的分離特性曲線圖。

圖2是對離合器踏板機構(gòu)數(shù)模進行二維數(shù)學(xué)模型簡化并取特殊點位置圖。

圖3是撥叉與液壓機構(gòu)某一瞬時力-位移分析示意圖。

圖4是液壓主缸推桿力-位移分析示意圖。

圖5是踏板臂及扭簧力-位移分析示意圖。

圖6是助力扭簧力-位移分析示意圖。

圖7是扭簧式助力彈簧離合器操縱機構(gòu)簡圖。

圖8是利用matlab仿真出來的踏板行程-分離軸承位移曲線s1-sf。

圖9是利用matlab仿真出來的踏板行程-助力彈簧助力曲線s1-f1z。

圖10是利用matlab仿真出來的踏板行程-動態(tài)杠桿比曲線s1-i12。

圖11是利用matlab仿真出來的踏板行程-踏板力曲線s1-f1。

圖12是離合器及其操縱機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計流程圖。

圖13是利用matlab/gui基于計算方法開發(fā)的離合踏板機構(gòu)力-位移計算軟件界面圖。

圖14是利用設(shè)計的離合踏板機構(gòu)力-位移計算軟件進行參數(shù)優(yōu)化后的結(jié)果圖。

附圖標(biāo)記說明：1‐分離軸承，2‐分離撥叉，3‐液壓從動缸，4‐液壓油管，5‐液壓主缸，6‐液壓主缸推桿，7‐踏板臂，8‐扭簧安裝支架，9‐扭簧式助力彈簧。

具體實施方式

為了使本發(fā)明更加清楚、完整，下面將結(jié)合附圖和實施例中對本發(fā)明進行詳細(xì)的推導(dǎo)和描述。

本實施例中所設(shè)計的離合器操作機構(gòu)包括分離軸承1、分離撥叉2、液壓從動缸3、液壓油管4、液壓主缸5、液壓主缸推桿6、踏板臂7、扭簧安裝支架8、扭簧式助力彈簧9。

如圖12所示，一種汽車離合器踏板力‐位移計算方法，包括以下計算步驟：

1)利用有限元仿真得到離合器分離特性曲線：利用abaqus等有限元軟件根據(jù)離合器實際安裝狀態(tài)和受力情況添加邊界條件和載荷，仿真得到所設(shè)計離合器膜片彈簧小端力‐位移數(shù)據(jù)，即液壓分離軸承sf與分離力fs之間的關(guān)系曲線(見圖1),所述利用有限元軟件計算離合器膜片彈簧小端分離力-位移數(shù)據(jù)的步驟具體包括：在離合器開發(fā)階段，將所設(shè)計的包括離合器膜片彈簧、波形片、支撐環(huán)、壓盤的三維數(shù)模另存為.stp格式并導(dǎo)入限元軟件中，設(shè)定對應(yīng)的材料彈性模量、泊松比、密度、邊界條件、載荷并賦予二階精度的四面體網(wǎng)格進行有限元仿真；提取仿真結(jié)果中膜片彈簧小端的分離力和分離位移對應(yīng)的數(shù)值，并存于excel表格中，即為離合器分離軸承端部的力-位移數(shù)值。

2)如圖2(a)所示，為某品牌汽車扭簧助力式離合器踏板機構(gòu)三維數(shù)模,圖中注明了踏板機構(gòu)各點所代表的位置，對踏板機構(gòu)的三維數(shù)模圖2(a)進行數(shù)學(xué)模型簡化，得到圖2(b)所示的二維數(shù)學(xué)模型。建立坐標(biāo)系并收集離合器操縱機構(gòu)設(shè)計參數(shù)，根據(jù)所設(shè)計的離合器操作機構(gòu)，以踏板臂旋轉(zhuǎn)點為坐標(biāo)原點，建立坐標(biāo)系oxy，選定機構(gòu)各關(guān)鍵點原始位置依次為p0、p10、p20、p30、p40、p5，其中p0、p5為不動點，在三維數(shù)模中可以測出各點原始位置坐標(biāo)pi(xi,yi)(i＝0,10,20,30,40,5)，在運動過程中各關(guān)鍵點位置依次變?yōu)閜0、p1、p2、p3、p4、p5，其對應(yīng)的動態(tài)坐標(biāo)為pi(xi,yi)(i＝0,1,2,3,4,5)，為需要求解的變量，并提取機構(gòu)中其它部件的設(shè)計參數(shù)，作為計算過程中的已知參數(shù)；所述提取離合器操作機構(gòu)各部件的設(shè)計參數(shù)的步驟具體包括：在踏板機構(gòu)的ug數(shù)模中以離合器踏板臂旋轉(zhuǎn)點為中心，建立wcs參考坐標(biāo)系oxyz，提取五個關(guān)鍵點原始位置參數(shù)pi(xi,yi)，并根據(jù)操縱機構(gòu)液壓系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù)，將其作為原始已知參數(shù)；根據(jù)操縱機構(gòu)的設(shè)計參數(shù)，離合器操縱系統(tǒng)各部件的設(shè)計參數(shù)見表1。

表1：離合器操縱系統(tǒng)各部件設(shè)計名稱及已知參數(shù)

3)根據(jù)步驟2)所得數(shù)據(jù)計算并繪制出離合器踏板的力‐位移曲線。

4)：向matlab軟件編寫的gui界面導(dǎo)入相關(guān)數(shù)據(jù)，利用某一瞬時坐標(biāo)變換和受力關(guān)系，依次求解并繪制出影響離合器踏板舒適性能的關(guān)鍵曲線,所述影響離合器踏板舒適性能的關(guān)鍵曲線包括：踏板行程-分離軸承位移曲線s1-sf、踏板行程-助力彈簧助力曲線s1-f1z、踏板行程-動態(tài)杠桿比曲線s1-i12、踏板行程-踏板力曲線s1-f1，所述踏板行程-分離軸承位移曲線s1-sf表征踏板行程對應(yīng)的分離軸承位移大??；所述踏板行程-助力彈簧助力曲線s1-f1z表征踏板不同行程位置對應(yīng)的助力彈簧助力峰谷值與踏板力峰谷值匹配關(guān)系；所述踏板行程-動態(tài)杠桿比曲線s1-i12表征踏板不同行程位置對應(yīng)的機構(gòu)的動態(tài)杠桿比例；所述踏板行程-踏板力曲線s1-f1表征踏板不同行程位置對應(yīng)的踏板力大小。

5)根據(jù)繪制得到的離合器踏板的力‐位移曲線以及離合器踏板操縱舒適性及可靠性原則，對離合器操縱機構(gòu)各設(shè)計參數(shù)及離合器本身設(shè)計參數(shù)進行調(diào)整優(yōu)化，使對應(yīng)的影響離合器踏板舒適性能的關(guān)鍵曲線與離合器踏板的力‐位移曲線更好的匹配，得到理想的離合器踏板力‐位移曲線，從而解決離合器踏板沉重及離合器打滑問題。

具體而言，步驟2)中所述關(guān)鍵點包括：踏板臂旋轉(zhuǎn)中心點p0，踏板面踩踏點p1，主缸與主缸推桿鉸接點p2，主缸推桿與踏板臂的鉸接點p3，扭簧臂與踏板臂鉸接點p4，扭簧與踏板支架組件的鉸接點p5。

具體而言，所述步驟3)基于向量原則建立矩陣方程，即在踏板機構(gòu)動態(tài)運動過程中，首先求出各點某一瞬時的動態(tài)坐標(biāo)，利用坐標(biāo)向量可以求出各關(guān)鍵點的受力方向。

具體而言，所述步驟3)具體計算步驟如下：

31)命名各變量名稱，推導(dǎo)過程中假設(shè)踏板臂、主缸推桿和撥叉均為剛性件，忽略其微小變形。由于各部件設(shè)計參數(shù)已經(jīng)確定，故剛性件各點之間的距離lij也隨之確定。在踏板臂繞p0點旋轉(zhuǎn)過程中，p1、p3、p4點和p0點的距離不變，現(xiàn)命名如下：表示從點pi指向點pj的向量；表示向量模長；表示向量與向量之間的夾角；表示向量與x軸之間的夾角，液壓分缸總行程為d1、液壓力為fc,液壓主缸5總行程為d2、液壓力為f2；

32)定義如式1-1,1-2所示的4個列矩陣，其中x為坐標(biāo)矩陣，y為各點距離矩陣，f、fv為各對應(yīng)點受力矩陣，f1z表示助力彈簧等效到踏板上的助力：

x＝[x1,y1,x2,y2,x3,y3,x4,y4,d2]^ty＝[l01,l02,l23,l03,l04,sf]^t(2-1)

f＝[f1,f2,f32,f3,f1z]^tfv＝[fs,f4]^t(2-2)

33)求解操縱機構(gòu)中撥叉與液壓系統(tǒng)在某一瞬時p2點坐標(biāo)位置，如圖3所示為撥叉與液壓機構(gòu)某一瞬時的力‐位移示意圖，分離軸承處的力‐位移(fs-sf)曲線已經(jīng)通過實驗獲得；設(shè)液壓分缸總行程為d1、液壓力為fc,液壓主缸總行程為d2、液壓力為f2，其中f2計算公式如下：

據(jù)圖3分析可得位移矩陣方程為：

a1x＝b1y+c1

x＝[x1,y1,x2,y2,x3,y3,x4,y4,d2]^ty＝[l01,l02,l23,l03,l04,sf]^t(2-4)

其中a1、b1和c1的表達式為：

據(jù)上述公式可求出動態(tài)瞬間點p2(x2,y2)的坐標(biāo)值及液壓力為f2的大小。

34)求解液壓主缸活塞推桿端點p3某一瞬時坐標(biāo)位置，如圖4所示為扭簧式踏板機構(gòu)在某一瞬時(實線部分)及原始位置(虛線部分)的數(shù)學(xué)模型。圖4(a)所示為主缸活塞及推桿位移分析圖,根據(jù)各剛性桿長度不變的原則可得p3點的位移矩陣方程：

a2x＝b2y

x＝[x1,y1,x2,y2,x3,y3,x4,y4,d2]^ty＝[l01,l02,l23,l03,l04,sf]^t(2-7)

其中角為踏板臂旋轉(zhuǎn)角度；a2和b2的表達式為：

如圖4(b)所示對主缸推桿進行受力分析如下：

據(jù)上述公式可求出動態(tài)瞬間點p3(x3,y3)的坐標(biāo)值，踏板臂旋轉(zhuǎn)角以及主缸推桿與踏板臂鉸接點處f3的大小。

35)求解踏板臂上p1、p4點某一瞬時坐標(biāo)位置，如圖5(a)所示將扭簧產(chǎn)生的助力作用于扭簧臂安裝點p4處，下面對助力彈簧在踏板臂上的安裝點p4進行位移分析，由于p0、p1、p3、p4為同一個剛性桿上的不同點，所以p1、p3和p4繞p0轉(zhuǎn)過的角度相同：

對p1、p3、p4點進行力平衡分析，設(shè)f1z為助力彈簧助力等效到踏板上的助力有：

其中δ為助力彈簧判定系數(shù)，具體判斷方法如下：

如圖5(b)所示，當(dāng)點p4運動到p41點位置時，p0、p41、p5三點處于同一直線上，助力彈簧在此處既無助力作用也無阻力作用，此時p41坐標(biāo)計算如下：

因此助力彈簧判定系數(shù)規(guī)定如下：

綜合可得到踏板臂上p1點和p4點位移的矩陣方程：

a3x＝b3y

x＝[x1,y1,x2,y2,x3,y3,x4,y4,d2]^ty＝[l01,l02,l23,l03,l04,sf]^t(2-15)

其中a3和b3的表達式如下：

據(jù)上述式可以求出點p1(x1,y1)和點p4(x4,y4)的動態(tài)坐標(biāo)值。

36)求解操縱機構(gòu)各點某一瞬時受力情況，如圖6所示，對式(1-11)、(1-12)中的扭簧助力f4的大小進行受力分析：

扭簧的相關(guān)特征參數(shù)參見表(1)：左臂長為b1,右臂長為b2，扭轉(zhuǎn)剛度為ks，自由角度為ω0，扭簧中徑為d。另外與剛度ks有關(guān)的系數(shù)：彈簧絲線徑為d,有效圈數(shù)為n,并聯(lián)個數(shù)n,彈性模量為e；

參考相關(guān)文獻資料，可知扭簧具有如下特性，其產(chǎn)生的扭矩與扭轉(zhuǎn)角變化量成正比，設(shè)ω為某一瞬時變化后的扭簧夾角，即

t＝ks·(ω0-ω)(2-18)

其中剛度ks由公式(2-19)算得當(dāng)彈簧臂長長于其一圈展開長度時，要考慮彈簧臂的變形，其中ks也可由實驗直接測得；

助力彈簧中各點之間的距離為：

l46²＝b1²+(d/2)²,l56²＝b2²+(d/2)²(2-20)

由于p4、p5點的坐標(biāo)已經(jīng)求出，所以l45的長度可以求出。據(jù)三角形內(nèi)角公式有：

l45²＝l46²+l56²-2·l46·l56·cosω,sinω2＝l56/l45·sinω(2-21)

可求得角ω和ω2的大小。

又根據(jù)扭簧特性可知，扭簧的扭矩：

t＝f4'·l46＝f4·l46·sinω2(2-22)

據(jù)式(2-18)—(2-22)得：

據(jù)式(2-23)可得到助力彈簧力f4的大小,將f4的帶入至式(2-10)和(2-11)可以求得踏板力f1和助力彈簧等效到踏板處的助力f1z。

如圖7所示為離合器操縱機構(gòu)整體某一瞬時(實線部分)及原始位置(虛線部分)的數(shù)學(xué)模型簡化圖。

通過各部件的位移分析，由公式(2-1)、(2-4)—(2-9)、(2-15)—(2-17)綜合可得以下總位移矩陣：

總矩陣(2-24)中一共11個方程，共11個未知數(shù)，故可以依次求得某一瞬時p1、p2、p3、p4點的坐標(biāo)、踏板旋轉(zhuǎn)角主缸總行程d2的值及其它相關(guān)變量。

通過對各部件的受力分析，由式(2-2)、(2-3)、(2-10)—(2-12)、(2-18)—(2-23)綜合可得以下總力矩陣：

f＝[f1,f2,f32,f3,f1z]^tfv＝[fs,f4]^t

m·f＝n·fv(2-25)

其中m和n分別為如下表達式：

式(2-25)中一共5個方程5個未知數(shù)，依次可以求得踏板力f1、液壓主缸壓力f2、主缸推桿推力f32、p3點作用力f3、助力彈簧等效到踏板上的助力f1z。

離合器操縱系統(tǒng)本身存在彈性變形、摩擦及遲滯等因素，其會導(dǎo)致離合器踏板的實際輸入中有相當(dāng)一部分用于克服離合器操縱系統(tǒng)本身的變形和摩擦，在力和位移傳遞過程中存在傳動效率損失。傳動效率采用的是操縱系統(tǒng)的經(jīng)驗值(拉索式75％，液壓式85％)。

一般機械效率用功表示：

式中wd為輸入功,wr為輸出功，wf為損失功；

此外，由于機械系統(tǒng)的力和位移的傳遞效率不盡相同，當(dāng)計算考慮的是力‐位移的實際關(guān)系時，力和位移的機械傳遞效率需要分別確定：

因此在計算實際的力和位移時要分別乘以各自的傳遞效率，從而得到實際的曲線關(guān)系。

根據(jù)各汽車主機廠對離合器操縱系統(tǒng)性能的要求，其主要關(guān)心離合器踏板操縱的舒適性和可靠性，可以通過繪制對應(yīng)的特性曲線來獲得機構(gòu)的這些特性。因此，在以上數(shù)學(xué)建模的基礎(chǔ)上利用matlab軟件繪制以下幾條關(guān)鍵曲線：

曲線一：如圖8所示為踏板行程-分離軸承位移曲線，即分離軸承的行程sf與踏板行程s1的關(guān)系曲線s1-sf。由于上幾節(jié)已經(jīng)將p1(x1，y1)的坐標(biāo)求出，p10(x10，y10)由設(shè)計時已經(jīng)確定，所以也隨之確定。故可以繪制出關(guān)系曲線s1-sf。

曲線二：如圖9所示為踏板行程-助力彈簧助力曲線，即助力彈簧的助力f1z與踏板行程s1的關(guān)系曲線s1-f1z。由于f1z的大小已經(jīng)求出，其與p4(x4，y4)有關(guān)系，進而與p1(x1，y1)即s1有關(guān)，所以可以繪制出關(guān)系曲線s1-f1z。

曲線三：如圖10所示為踏板行程-動態(tài)杠桿比曲線，即踏板行程瞬時變化量δs1與p2點行程瞬時變化量δs2之比i12與踏板行程s1的關(guān)系曲線s1-i12。根據(jù)液壓壓力原理可知，液體壓力f2與液壓缸活塞位移δs2方向相同，踏板p1點受力f1-f1z的方向與其瞬態(tài)位移δs1方向相同。在某一瞬態(tài)時刻，根據(jù)虛功原理有：

其中f1和f2前幾節(jié)已經(jīng)求出，故可以繪制出關(guān)系曲線s1-i12。

曲線四：如圖11所示為踏板行程-踏板力曲線，即踏板力f1與踏板行程s1的關(guān)系曲線，由于兩者前面已經(jīng)求出，故可以繪制出關(guān)系曲線s1-f1。

如圖12所示，根據(jù)計算方法得到的分析和優(yōu)化流程，依據(jù)計算公式，將所設(shè)計的離合器及其操縱機構(gòu)的各項參數(shù)帶入計算流程獲得對應(yīng)的離合器踏板力-位移曲線，根據(jù)獲得曲線的情況對操縱系統(tǒng)和離合器本身的參數(shù)進行優(yōu)化，從而得到最舒適的離合器踏板操縱過程。

如圖13所示為基于此計算方法開發(fā)的計算面板。matlab中的gui程序界面具有人機交互功能，可實時更改各部件設(shè)計參數(shù),運用方便，實用性強,對企業(yè)實際應(yīng)用具有很大的幫助?；趫D12的流程可以運用此軟件不斷的優(yōu)化仿真，從而幫助離合器及其操縱系統(tǒng)的設(shè)計人員更好的把握設(shè)計參數(shù)。在前期運用有限元軟件將離合器的分離特性曲線結(jié)果保存為excel文件中，命名為離合器分離特性曲線.xls。由于機構(gòu)參數(shù)較多，可以先做好參數(shù)對應(yīng)的excel表格，命名為踏板機構(gòu)參數(shù)表.xls。

軟件具體操作流程如下：1)打開計算軟件之后,由于機構(gòu)本身參數(shù)較多,可從已經(jīng)做好的excel表格中一鍵導(dǎo)入踏板機構(gòu)參數(shù)表.xls，各項參數(shù)會依次填充在踏板機構(gòu)原始位置參數(shù)框、液壓系統(tǒng)參數(shù)框、助力彈簧參數(shù)框、撥叉機構(gòu)參數(shù)框中。通過導(dǎo)入離合器分離特性曲線.xls，軟件會自動在離合器分離特性曲線框位置處繪制出對應(yīng)曲線。

2)點擊開始計算按鈕，軟件內(nèi)部會按照本專利的計算公式，依次計算出各點的位移和受力情況，并且在結(jié)果顯示框中顯示各主要指標(biāo)參數(shù)。

3)在曲線顯示框可以依次選擇“分離軸承行程”按鈕、“助力彈簧助力”按鈕、“動態(tài)杠桿比按鈕”、“踏板力-位移”按鈕，依次繪制出：曲線一踏板行程-分離軸承位移曲線s1-sf；曲線二踏板行程-助力彈簧助力曲線s1-f1z；曲線三踏板行程-動態(tài)杠桿比曲線s1-i12；曲線四踏板行程-踏板力曲線s1-f1。其中“有助力彈簧”表示機構(gòu)中帶有助力扭簧，“無助力彈簧”代表機構(gòu)中沒有安裝上助力扭簧。

4)對各關(guān)鍵特性曲線進行分析之后，通過在參數(shù)框中修改原設(shè)計參數(shù)，就可以不斷優(yōu)化對應(yīng)的特性曲線，直至到達最佳的設(shè)計要求。

5)當(dāng)機構(gòu)優(yōu)化完成之后，通過點擊“保存數(shù)據(jù)”按鈕就可以保存所有的設(shè)計參數(shù)以及曲線數(shù)據(jù)。

6)點擊“清零”按鈕可以清除軟件中的所有數(shù)據(jù)。

7)點擊“退出”按鈕，即退出程序。

如圖13和圖14所示為離合器操縱機構(gòu)參數(shù)優(yōu)化前和優(yōu)化后的踏板力-位移曲線圖，圖13是按照某產(chǎn)品原始設(shè)計參數(shù)計算得到的踏板力-位移曲線圖，由曲線圖可以得知此踏板操縱系統(tǒng)的踏板力達到145n，踏板行程125mm，踏板力一直處于上升狀態(tài)，沒有出現(xiàn)峰谷值，且踏板力遠超過舒適的踏板力最大值110n,因此對此踏板機構(gòu)助力扭簧左腳架的原始安裝位置點p40、助力扭簧的自由角度、助力扭簧圈數(shù)進行了優(yōu)化，獲得了圖14所示的離合器踏板力-位移曲線。由圖14所示的離合器踏板力-位移曲線，可以清楚的知道，此踏板機構(gòu)的設(shè)計可以與該套離合器很好的匹配，其踏板力最大值為92n，踏板行程125mm，進程過程中有峰谷值出現(xiàn)，且峰谷值為15n，機構(gòu)操縱舒適，離合器分離點明顯，操縱感強。機構(gòu)的設(shè)計參數(shù)可以滿足使用要求，避免的離合器踏板沉重、離合器打滑等常見問題。

本發(fā)明的上述實施例僅僅是為清楚地說明本發(fā)明所作的舉例，而并非是對本發(fā)明的實施方式的限定。對于所屬領(lǐng)域的普通技術(shù)人員來說，在上述說明的基礎(chǔ)上還可以做出其它不同形式的變化或變動。這里無需也無法對所有的實施方式予以窮舉。凡在本發(fā)明的精神和原則之內(nèi)所作的任何修改、等同替換和改進等，均應(yīng)包含在本發(fā)明權(quán)利要求的保護范圍之內(nèi)。