离合器操纵机构校核计算书
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离合器助力器缸体内输入（输出） 油量（V）=π × r1 2 ×St 离合器总泵缸体内输入（输出） 油量 （V）=π × r2 2 ×Mt
分离拨叉杠杆比（B1 ）=F2 ÷F1 离合踏板杠杆比（B2 ）=P1÷P2 分离轴承行程BT=离合器助力器缸行程（St ） × 分离拨叉杠杆比（B1 ） 离合踏板行程Pt =离合器总泵缸行程（Mt ）÷离合踏板杠杆比（B2）
3.验证计算
由于磨损3mm的分离力为7800N ，分离拨叉杠杆 比1∶1；所以离合器助力器需输出的最大推力也为：
7800N。
根据102离合器助力器工作曲线图知道： 当推力 为7800N时 ，在0.6Mpa的气压下 ，分泵油缸液压力 约为8Mpa；在0.7Mpa的气压下，分泵油缸液压力约 为6Mpa；在0.8Mpa的气压下，分泵油缸液压力约为
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
4.离合器踏板行程计算
根据离合器分离行程： 10-12mm，取12mm计算， 分离轴承需保证12mm的行程；
分泵行程=12×分离拨差杠杆比=12mm
总泵行程=12×π × r12 ÷(π ×r22)
=12×3.14×0.0152 ÷(3.14×0.012)
=27mm
离合器踏板行程=27×5=135mm 从行程来看 ，该匹配是合理的。
4Mpa 。
又根据密闭容器内压强相同的原理 ，离合器总 泵油缸的液压力与分泵液压力相等；
离合器踏板需提供总泵的压力为： 1）在0.6Mpa气压下
P3 =P总泵×π × r2 2=8MPa×3.14×0.012
=2512N
根据离合器踏板杠杆比为1：5计算 ，需提供的踏 板力为：
F2踏）=在P30÷.75M=p25a气12压÷5下=502.4N
离合器踏板行程计算
根据离合器分离行程： 10-12mm ，取12mm计算，分离轴
承需保证12mm的行程； 分泵行程=12×分离拨差杠杆比=12 × 1.26=15.12mm
总泵行程= 15. 12×π × r12 ÷(π ×r22)
= 15. 12×3. 14×0.0152 ÷(3. 14×0.012)
对比处理前后的踏板力： 125.6和251.2这两个数值 ，可以看出 踏板力明显小很多； 因此 ，感觉上踏板明显轻了许多 ，而且小
于200N。
又对助力泵和总泵的行程进行校验：
助力泵行程： St=分离行程×拨叉杠杆比
=12mm ×1.44=17.28mm
总泵行程： Mt==S1T7.2×8π××0.r0121÷52 ÷( π0.×0r1122）
P3 =P总泵×π × r2 2=6MPa×3.14×0.012
=1884N
踏3）板在力0：.8MF踏pa=气P3压÷5下=1884÷5=376.8N
P3 =P总泵×π × r2 2=4MPa×3.14×0.012
=1256N
踏板力：F=P3 ÷5=2512÷5=251.2N
在0.6Mpa气压下 ，汽车应能正常工作 ，离合器踏 板力应小于200N 。而在此例中，在未考虑机械和油 压、气压损耗的情况下 ，在0.8Mpa的气压下 ，踏板力 也远远超过200N的允许值 ，必定会造成离合器沉重 的情况出现。
又根据密闭容器内压强相同的原理 ，离合器总泵油缸的液 压力与分泵液压力相等；
离合器踏板需提供总泵的压力为： 在0.6Mpa气压下
P3 =P总泵×π × r2 2=2.5MPa×3. 14×0.012
=785N
根据离合器踏板杠杆比为1： 5计算 ， 需提供的踏板力为： F踏=P3÷5=785÷5= 157N 因此 ，踏板力比较合适。
又根据密闭容器内压强相同的原理 ，离合器总泵油缸的液 压力与分泵液压力相等。 离合器踏板需提供总泵的压力为： 在0.6Mpa气压下
P3 =P总泵×π × r2 2=2MPa×3. 14×0.012
=628N
根据离合器踏板杠杆比为1：5计算 ， 需提供的踏板力为： F踏=P3 ÷5=628÷5=125.6N
分泵油缸/气缸直径 离合器总泵直径 总泵最大行程 分泵最大行程 离合器踏板杠杆比 分离拨叉杠杆比
30/102 20
38
60 1:5 1:1
重庆铁马XC3252C2
2.FD430-225离合器相关参数
分离力： 6400N
磨损3mm后分离力： 7800N
离合器分离行程： 10-12mm
因为该车型采用常接触分离轴承结构, 因此分离轴承与分离指 之间间隙为0
其中： r1 ───离合器助力器缸体内半径（Sd/2） St ─ ─ ─ 离 合 器 助 力 器 缸 行 程 r2 ───离合器总泵缸体内半径（Md/2） Mt ─ ─ ─ 离 合 器 总 泵 缸 行 程
三.举例
重庆铁马XC3252C2工程自卸车 离合器操纵机构校核计算
1.铁马XC3252C2工程自卸车操纵机构匹配参数
针对踏板力沉重的情况 ，我公司目前在外服务的处理办法： 将摇臂的臂长由125mm加长到180mm，也就将原拨叉杠
杆比由1改到1.44 。那么 ，离合器助力器需要提供的推力为： F助=F分离÷1.44=7800 ÷1.44=5417N 根据102离合器助力器工作曲线图知道： 当推力为5417N
时 ，在0.6Mpa的气压下 ，分泵油缸液压力约为2Mpa；在 0.7Mpa、0.8 Mpa的气压下，分泵油缸液压力约为1.2Mpa。
一.原理
离合器的分离力通过分离轴承 、拨叉 、离 合器助力器 、离合器总泵 、及管路（或拉索） 的传递 ， 到达离合器踏板 。因此 ，通过杠杆原 理及管路压强相等原理 ， 可对各处的工作力 、 工作行程 、工作缸的压力进行计算。
二.计算公式
离合器助力器推力（P1 ） =离合器分离力（P） ×分离拨叉杠杆比（B1 ） 离合器踏板力P3=离合器总泵推力（P2 ） ×离合踏板杠杆比（B2） 离合器助力器输入（输出）油量V=离合器总泵输出（输入） 油量V
=34.02mm
离合器踏板行程=34.02×5= 170.1mm 从行程来看 ，该匹配是合理的。
离合器踏板杠杆比 1 :5
分离拨叉杠杆比
1 :1.26
验证计算
由于磨损3mm的分离力为7800N ，分离拨叉杠杆比1∶1.26； 所以离合器助力器需输出的最大推力也为： 6190.5N。
根据102离合器助力器工作曲线图知道： 当推力为6190.5N 时，在0.6Mpa的气压下 ，分泵油缸液压力约为2.5Mpa。
=38.88mm
对比总泵行程 ， 已经大大超出。 所以 ， 这样的改动是不合理的。
为了解决这个问题 ，我们对操纵机构匹配进行重新设计 ，并 将分离拨叉杠杆比改为1.26。
调整后参数为：
分泵油缸/气缸直径 30/102 （mm）
离合器总泵直径
20 （mm）
总泵最大行程
34 （mm）
分泵最大行程
75 （mm）
分离拨叉杠杆比（B1 ）=F2 ÷F1 离合踏板杠杆比（B2 ）=P1÷P2 分离轴承行程BT=离合器助力器缸行程（St ） × 分离拨叉杠杆比（B1 ） 离合踏板行程Pt =离合器总泵缸行程（Mt ）÷离合踏板杠杆比（B2）
3.验证计算
由于磨损3mm的分离力为7800N ，分离拨叉杠杆 比1∶1；所以离合器助力器需输出的最大推力也为：
7800N。
根据102离合器助力器工作曲线图知道： 当推力 为7800N时 ，在0.6Mpa的气压下 ，分泵油缸液压力 约为8Mpa；在0.7Mpa的气压下，分泵油缸液压力约 为6Mpa；在0.8Mpa的气压下，分泵油缸液压力约为
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
4.离合器踏板行程计算
根据离合器分离行程： 10-12mm，取12mm计算， 分离轴承需保证12mm的行程；
分泵行程=12×分离拨差杠杆比=12mm
总泵行程=12×π × r12 ÷(π ×r22)
=12×3.14×0.0152 ÷(3.14×0.012)
=27mm
离合器踏板行程=27×5=135mm 从行程来看 ，该匹配是合理的。
4Mpa 。
又根据密闭容器内压强相同的原理 ，离合器总 泵油缸的液压力与分泵液压力相等；
离合器踏板需提供总泵的压力为： 1）在0.6Mpa气压下
P3 =P总泵×π × r2 2=8MPa×3.14×0.012
=2512N
根据离合器踏板杠杆比为1：5计算 ，需提供的踏 板力为：
F2踏）=在P30÷.75M=p25a气12压÷5下=502.4N
离合器踏板行程计算
根据离合器分离行程： 10-12mm ，取12mm计算，分离轴
承需保证12mm的行程； 分泵行程=12×分离拨差杠杆比=12 × 1.26=15.12mm
总泵行程= 15. 12×π × r12 ÷(π ×r22)
= 15. 12×3. 14×0.0152 ÷(3. 14×0.012)
对比处理前后的踏板力： 125.6和251.2这两个数值 ，可以看出 踏板力明显小很多； 因此 ，感觉上踏板明显轻了许多 ，而且小
于200N。
又对助力泵和总泵的行程进行校验：
助力泵行程： St=分离行程×拨叉杠杆比
=12mm ×1.44=17.28mm
总泵行程： Mt==S1T7.2×8π××0.r0121÷52 ÷( π0.×0r1122）
P3 =P总泵×π × r2 2=6MPa×3.14×0.012
=1884N
踏3）板在力0：.8MF踏pa=气P3压÷5下=1884÷5=376.8N
P3 =P总泵×π × r2 2=4MPa×3.14×0.012
=1256N
踏板力：F=P3 ÷5=2512÷5=251.2N
在0.6Mpa气压下 ，汽车应能正常工作 ，离合器踏 板力应小于200N 。而在此例中，在未考虑机械和油 压、气压损耗的情况下 ，在0.8Mpa的气压下 ，踏板力 也远远超过200N的允许值 ，必定会造成离合器沉重 的情况出现。
又根据密闭容器内压强相同的原理 ，离合器总泵油缸的液 压力与分泵液压力相等；
离合器踏板需提供总泵的压力为： 在0.6Mpa气压下
P3 =P总泵×π × r2 2=2.5MPa×3. 14×0.012
=785N
根据离合器踏板杠杆比为1： 5计算 ， 需提供的踏板力为： F踏=P3÷5=785÷5= 157N 因此 ，踏板力比较合适。
又根据密闭容器内压强相同的原理 ，离合器总泵油缸的液 压力与分泵液压力相等。 离合器踏板需提供总泵的压力为： 在0.6Mpa气压下
P3 =P总泵×π × r2 2=2MPa×3. 14×0.012
=628N
根据离合器踏板杠杆比为1：5计算 ， 需提供的踏板力为： F踏=P3 ÷5=628÷5=125.6N
分泵油缸/气缸直径 离合器总泵直径 总泵最大行程 分泵最大行程 离合器踏板杠杆比 分离拨叉杠杆比
30/102 20
38
60 1:5 1:1
重庆铁马XC3252C2
2.FD430-225离合器相关参数
分离力： 6400N
磨损3mm后分离力： 7800N
离合器分离行程： 10-12mm
因为该车型采用常接触分离轴承结构, 因此分离轴承与分离指 之间间隙为0
其中： r1 ───离合器助力器缸体内半径（Sd/2） St ─ ─ ─ 离 合 器 助 力 器 缸 行 程 r2 ───离合器总泵缸体内半径（Md/2） Mt ─ ─ ─ 离 合 器 总 泵 缸 行 程
三.举例
重庆铁马XC3252C2工程自卸车 离合器操纵机构校核计算
1.铁马XC3252C2工程自卸车操纵机构匹配参数
针对踏板力沉重的情况 ，我公司目前在外服务的处理办法： 将摇臂的臂长由125mm加长到180mm，也就将原拨叉杠
杆比由1改到1.44 。那么 ，离合器助力器需要提供的推力为： F助=F分离÷1.44=7800 ÷1.44=5417N 根据102离合器助力器工作曲线图知道： 当推力为5417N
时 ，在0.6Mpa的气压下 ，分泵油缸液压力约为2Mpa；在 0.7Mpa、0.8 Mpa的气压下，分泵油缸液压力约为1.2Mpa。
一.原理
离合器的分离力通过分离轴承 、拨叉 、离 合器助力器 、离合器总泵 、及管路（或拉索） 的传递 ， 到达离合器踏板 。因此 ，通过杠杆原 理及管路压强相等原理 ， 可对各处的工作力 、 工作行程 、工作缸的压力进行计算。
二.计算公式
离合器助力器推力（P1 ） =离合器分离力（P） ×分离拨叉杠杆比（B1 ） 离合器踏板力P3=离合器总泵推力（P2 ） ×离合踏板杠杆比（B2） 离合器助力器输入（输出）油量V=离合器总泵输出（输入） 油量V
=34.02mm
离合器踏板行程=34.02×5= 170.1mm 从行程来看 ，该匹配是合理的。
离合器踏板杠杆比 1 :5
分离拨叉杠杆比
1 :1.26
验证计算
由于磨损3mm的分离力为7800N ，分离拨叉杠杆比1∶1.26； 所以离合器助力器需输出的最大推力也为： 6190.5N。
根据102离合器助力器工作曲线图知道： 当推力为6190.5N 时，在0.6Mpa的气压下 ，分泵油缸液压力约为2.5Mpa。
=38.88mm
对比总泵行程 ， 已经大大超出。 所以 ， 这样的改动是不合理的。
为了解决这个问题 ，我们对操纵机构匹配进行重新设计 ，并 将分离拨叉杠杆比改为1.26。
调整后参数为：
分泵油缸/气缸直径 30/102 （mm）
离合器总泵直径
20 （mm）
总泵最大行程
34 （mm）
分泵最大行程
75 （mm）