湿式离合器设计计算.docx

1、湿式离合器设计计算3.2多片湿式离合器的设计3.2.1摩擦副元件材料与形式离合器的结构中，摩擦片对离合器工作性能影响很大，而摩擦片材料 的选择就尤为重要。下面进行摩擦副元件的选择：离合器摩擦副元件由摩擦元件及对偶元件两部分组成。其特点是：可 在主、从动轴转速差较大的状态下接合，而且接合时平稳、柔顺。离合器 摩擦副（又称摩擦对偶）可分为两大类：第一类是金属性的，它的摩擦衬 面具有金属性质，如钢对钢，钢对粉末冶金等；第二类是非金属性的，它 的摩擦衬面摩擦材料具有非金属性质，如石墨树脂等，它们的对偶可用钢 和铸铁。对于坦克离合器摩擦副，由于其工况和传递动力的要求，选择金 属型摩擦材料。目前广泛应用的

2、是铜基粉末冶金，它的主要优点是：1、 有较高的摩擦系数， 单位面积工作能力为 0.22 千瓦 / p F A FA 厘米 2 ；2、 在较大温度变化范围内，摩擦系数变化不大；3、 允许表面温度高，可达 350 C ，非金属在 250C 以下。故高温耐磨性好，使用寿命长；4、 机械强度高，有较高的比压力；5、 导热性好，加上表面开槽可获得良好冷却，允许较长时间打滑 而不致烧蚀。此次设计选择摩擦副材料为钢对铜基粉末冶金，根据坦克设计 180 页 表 61 可得：可取摩擦副的摩擦系数 =0.08 ，许用压强 p =4MPa 。3.2.2摩擦转矩计算多片摩擦离合器的摩擦转矩 Tfc 与摩擦副数、摩擦系

3、数、压紧力和作用半径有关。其关系式为：Tfc Frez式中 Tfc 摩擦转矩 (N M )；摩擦系数，从动力换档传递扭矩出发，取动摩擦系数；F 摩擦片压紧力 (N) ；re换算半径，将摩擦力都换算为都作用在这半径上； z 摩擦副数。面求换算半径 re ：(如下图示)一对摩擦副上一个单元圆环的摩擦转矩为：dT fc p dA式中 p 单位压力或比压；圆环半径；dA 单位圆环面积。而 dA 2 d带入前式可得dT fc 2 p 2d摩擦副全部面积的摩擦转矩为R T fc 2 u p 2d r式中 r 、 R分别为摩擦片的内外半径。单位圆环上的压紧力为dF pdA 2 p d摩擦片上全部压紧力为RF

4、 2 P d r假定为一个摩擦副，将以上式子带入上式，得到换算作用半径为r Tfc rR p 2dreF rR p d 由上式可见换算作用半径，决定与摩擦片内外圆半径 r 、 R和压 p在摩擦副上，比压 p 的分布规律与摩擦副衬面材料的硬度和施加压紧力的方法有关。大量的实验研究表明，应用最广的粉末冶金衬面对钢的摩 擦副的磨损量，在整个摩擦面是均匀的。所以 pv 常数由于 v ，在同一摩擦件上 值不变，得p 常数由以上式子，积分可得Tfc rR p 2d r Rre RF rR p d 2所以，对金属型摩擦材料的摩擦副，其换算作用半径即为平均半径。 离合器的摩擦转矩应大于所传递的工作转矩，才能可

5、靠工作，即在摩 滑过程中能保证一定时间内的结合，在结合后工作时不打滑，当作主离合 器时还应起负荷保护作用，所以离合器摩擦转矩 Tfc 应为fc式中 Tc离合器主动件的计算转矩；离合器的储备系数 ( 1)为了使离合器可靠工作，减少摩滑功和离合器温升，储备系数应取较1.2大值。针对此次设计的需要，选取储备系数离合器摩擦表面尺寸参数包括摩擦片内、外半径r 、 R ；表面接触系数 ；摩擦副数 z 等。这些参数对离合器工作特性由不同程度的影响。1、 摩擦片内、外半径选择 设计离合器时，其摩擦表面的最大半径（外半径）为 R，m 内外半径比，且 m r R，通过统筹得对于金属型摩擦片， m值为 0.68 0

6、.82，其中 50% 的 m值为0.73，故在计算中可取 m 0.73；摩擦面接触系数，它的值等于摩擦表面总面积减去油槽面 积后的净面积与总面积之比。对于开有油槽的离合器，初步计算时，通常 取， 0.6 。，。 p 材料允许比压，取 p 4MPa；Tc 离合器主动件的计算转矩； ;c离合器的储备系数，取 1.2；z摩擦副数。对于摩擦面对数 m 的选择，由 m z 1，查机械设计手册可得公式：z18Tc22(D2 d2)De p其中， z取为奇数， m 取为偶数 式中 Tc计算转矩，D 、 d 摩擦片内、外直径；D 压力作用直径， D 2re e eP 材料允许比压；摩擦系数，由上述知 0.1下

7、面进行摩擦片相关参数的计算。3.2.3摩擦片尺寸的计算此次设计中，摩擦片的内、外半径以及摩擦副对数均未知，摩擦副数 的选择，应在保证传递所需转矩的前提下尽量少。摩擦副数少，则分离彻 底，分离状态下的磨损小，功率损失少。对湿式离合器来说，有利于润滑、 冷却。但在定轴变速箱中，为减小变速箱轮廓尺寸，应减小摩擦片的径向 尺寸，而增加摩擦副数。由于摩擦片导向齿与主动鼓、被动鼓的连接间存 在摩擦力，在摩擦副 z 较多的情况下，设计应考虑压紧力的损失。则根据 经验以及传动转矩的大小， 此次设计初步选定摩擦表面最大半径 R=130 ，则摩擦片外直径D=260 。再由式 m r R 得， r R m 0.73

8、R且摩擦片的外直径d 2r 0.73D摩擦片的换算作用半径re由式： re r 2R可得出： re 0.865 R ， De 0.865D又由式8TC22 (D 2 d2)De P带入数据得， m 11.167 。综上所述，取 m=12， R=130 ；由 m r R 及 m 0.73得： r R* m 0.73R 0.73 * 130 94.9mm故选取 r=94.9 ，则 d=189.8 。摩擦片的换算作用半径由 re r 2R ，得：r e=112.45则 De=2r e=224.9 mm。由摩擦面对数 m=12 得，摩擦片总数 Z=12+1=13 故可分外摩擦片 i1 7 ，内摩擦片

9、i2 6 ；综上所述，所设计离合器基本参数为：外径D=260 ，内径 d=189. 8，摩擦片总数 Z=13 ，换算作用半径 r e=224.9 mm3.2.4摩擦片的压紧力根据上面所得出的基本参数的尺寸，由摩擦片的压紧力的公式：Qy De cm将数据带入得 Qy2* 4357.5354 32292.39N224.9 * 0.1* 12摩擦面的比压公式Qy p 2 2 pR2 r 2将所得数据带入得P 322292.39 2 130N /cm2* (132 9.492 )查手册表得许用压强 p 400N / cm2，即满足 p p，符合设计要 求。3.2.5压板行程多片式离合器分离时，各摩擦表

10、面间隙并不均匀，但可以用平均间隙来衡量值按统筹学在初步计算时取 0.5mm 故压板行程 f1 Z 0.5* 13 6.5mm3.3 液压油缸压力的计算 油缸是实现离合器工作的重要元件，关于油缸的设计和压力计算如 下：油缸的结构一般如下图示可初步选取 R2=132 。由设计任务知离合器操纵系统压力为 1.4Mpa ，取 p 1.4Mpa 计算。主油压作用在活塞上的压力22 F (R22 R12 )P 错误！未找到引用源。 式中 P 离合器操纵油压，取 p 1.4Mpa ；而活塞缸压紧力 F 应满足式：F Qy Ff Ft 错误！未找到引用源。其中 Ff 密封圈的摩擦阻力。Ft 复位弹簧力Ff 封

11、圈的摩擦阻力，对于 o型圈，由式： Ff 0.03F 错误！未找到引用源。对于转动缸复位弹簧力 Ft ，其计算式为：Ft F0 Ff 错误！未找到引用源。F0 排油需要的压力。且有式F0 R22 R12 p 错误！未找到引用源。式中 p 排油需要压力，通常取 p 0.06Mpa 。、错误！未将式 错误！未找到引用源。 、 错误！未找到引用源找到引用源。 、 错误！未找到引用源。 、错误！未找到引用源。 联力解得R1 96 则复位弹簧力 Ft 可由：Ft F0 F f得 Ft 2628.47 。且活塞缸压紧力 F 为：F 36082.3683.4 回位弹簧的设计选择在离合器中，弹簧对离合器的整体

12、性能有很大影响，当弹簧设计不当 时，会使离合器产生阻滞现象和离合器早期打滑失效。根据离合器结构的 要求，离合器弹簧可分为拉伸弹簧和压缩弹簧两种， 根据此次设计的要求， 选择压缩弹簧， 且为圆柱螺旋压缩弹簧。 选用代号为 RY 的热卷压缩弹簧， 两端并紧并磨平。对于弹簧的材料选择，因需回位力较大，故选用弹簧材 料为油淬火回火硅锰弹簧钢丝 60Si2MnA ；在根据弹簧受负荷的性质， ，受到变载荷作用，次数在 103 105 之间，故为第 II 类弹簧。查机械设计手 册表，得出：该弹簧的许用切应力 590Mpa 。3.4.1弹簧平均直径 D和钢丝直径 d 的确定一般圆截面圆柱螺旋弹簧的主要尺寸有：

13、平均直径 D ，弹簧的钢丝直 径 d ，有效圈数 n和自由长度 l0等。当外径 D 和钢丝直径 d中有一个决定 后，按卷绕比 C 来确定另一个。卷绕比由式：C D 得出。d由 D D1 d ，可得：式中 D1 弹簧的最大外径。对于坦克离合器用的压缩弹簧，其卷绕比通常取为C 5 8，在此取初步确定钢丝直径为 d 5mm ，弹簧数量为 Zt 12弹簧的静强度条件为：d 1.6 Zt p式中 K 曲度系数，计算公式为：K 4C 1 0.615K 4C 4 C将数据带入可得 K 1.25。由此可以检验弹簧钢丝直径：d 1.6 ZKtC Fpt1.6* 1.25* 6* 2628.64712* 590*

14、 106=2.27故选取钢丝直径为 d 4mm 满足要求。则有D 4*6 24mm, 圆整取 D 50mm3.4.2确定弹簧圈数 n 和长度 l 及刚度弹簧参数与刚度的关系为：k Gd4k38nD3其中 G 材料的剪切弹性模数， 查机械手册表 27 6 得 G 78Gpa由上式和公式 k aFZt z可得弹簧工作圈数： n Z8taQzGDd3式中 a 弹簧压缩到最大行程时，比离合器分离时负荷增加的百分 数，通常取 a 0.25 。n将数据带入可得：6.212* 0.5* 13* 78* 109 * 0.00448* 0.25* 36082.368* 0.033查机械设计手册表，圆整得 n 6

15、.5。弹簧总圈数 nl 为工作圈数与死圈数之和，死圈数常取为 1.5 2.5圈，取其为 1.5。则有 nl n 1.5 6.5 1.5 8最大负荷下的圈间间隙 l 取为 l 0.1d ，取 l 0.4mm ，此时弹簧 长度为：l (nl 0.5)d n l (8 0.5) * 4 8* 0.4 33.2 其工作长度 l l f1。式中 f1 为弹簧行程，根据活塞行程取 f1 5.5mm。带入上式可得 l 38.7mm。f1 5.5对于自由长度有： l 0 l 1 38.7 60.7mm0 a 0.25Gd 4 78* 109 * 0.0044弹簧刚度： k 8nD3 8* 6.5* 0.033

16、 14.2N / mm3.4.3确定安装极限和极限载荷弹簧在承受最大载荷时的变形量为，max l0 l ，将数据带入可得：max 60.7 33. 2 27.5mm ，载荷为 Fmax Qt /Zt ，带入数据得 Fmax 2628.47 /12 219.04NFmin 0.2 Flim ；对于 II 类载荷弹簧，通常取安装载荷为最小工作载荷 弹簧的极限载荷 Flim 10.8Fmax ，取 Flim 1.25Fmax 273.78N ，则 Fmin0.2 * 273.78 54.76N弹簧的节距：由式t d max n其中 0.1d 0.4mm，可得：27.56.5t 0.4 4 8.63mm 。