湿式离合器设计计算.docx
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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/pFAFA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350C，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6—1可得：
可取摩擦副的摩擦系数μ=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、摩擦系数、压紧力和作
用半径有关。
其关系式为：
TfcFrez
式中Tfc—摩擦转矩（NM）；
—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：
dTfcpdA
式中p—单位压力或比压；
—圆环半径；
dA—单位圆环面积。
而dA2d
带入前式可得
dTfc2p2d
摩擦副全部面积的摩擦转矩为
RTfc2up2dr
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
dFpdA2pd
摩擦片上全部压紧力为
R
F2Pdr
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
rTfcrRp2d
re
FrRpd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
TfcrRp2drR
reR
FrRpd2
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mrR，通过统筹
得对于金属型摩擦片，m值为0.68~0.82，其中50%的m值为
0.73，故在计算中可取m0.73；
——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mz1，查机械设计手册可得公式：
z1
8Tc
22
（D2d2）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，D2r
eee
[P]—材料允许比压；
—摩擦系数，由上述知0.1
下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mrR得，rRm0.73R
且摩擦片的外直径
d2r0.73D
摩擦片的换算作用半径
re由式：
rer2R
可得出：
re0.865R，De0.865D
又由式
8TC
22（D2d2）DeP
带入数据得，m≥11.167。
综上所述，取m=12，R=130；由mrR及m0.73得：
rR*m0.73R0.73*13094.9mm
故选取r=94.9，则d=189.8。
摩擦片的换算作用半径由rer2R，得：
re=112.45
则De=2re=224.9mm。
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i17，内摩擦片i26；
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re=224.9mm
3.2.4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：
QyDecm
将数据带入得Qy
2*4357.535432292.39N
224.9*0.1*12
摩擦面的比压公式
Qyp22[p]
R2r2
将所得数据带入得
P322292.392130N/cm2
*（1329.492）
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f1Z0.5*136.5mm
3.3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p1.4Mpa计算。
主油压作用在活塞上的压力
22F（R22R12）P错误！
未找到引
用源。
式中P—离合器操纵油压，取p1.4Mpa；
而活塞缸压紧力F应满足式：
FQyFfFt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封圈的摩擦阻力，对于o型圈，由式：
Ff0.03F错误！
未找到引用源。
对于转动缸复位弹簧力Ft，其计算式为：
FtF0Ff错误！
未找到引
用源。
F0—排油需要的压力。
且有式
F0R22R12p错误！
未找到引用
源。
式中p—排油需要压力，通常取p0.06Mpa。
、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
R196㎜
则复位弹簧力Ft可由：
FtF0Ff
得Ft2628.47。
且活塞缸压紧力F为：
F36082.368
3.4回位弹簧的设计选择
在离合器中，弹簧对离合器的整体性能有很大影响，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：
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：
CD得出。
d
由DD1d，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
C5~8，在此取
初步确定钢丝直径为d5mm，弹簧数量为Zt12
弹簧的静强度条件为：
d1.6Zt[p]
式中K—曲度系数，计算公式为：
K4C10.615
K4C4C
将数据带入可得K1.25。
由此可以检验弹簧钢丝直径：
d1.6ZKtC[Fpt]
1.6*1.25*6*2628.647
12*590*106
=2.27
故选取钢丝直径为d4mm满足要求。
则有
D4*624mm,圆整取D50mm
3.4.2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：
kGd4
k3
8nD3
其中G—材料的剪切弹性模数，查机械手册表276得G78Gpa
由上式和公式kaF
Ztz
可得弹簧工作圈数：
nZ8taQzGDd3
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a0.25。
n
将数据带入可得：
6.2
12*0.5*13*78*109*0.0044
8*0.25*36082.368*0.033
查机械设计手册表，圆整得n6.5。
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nln1.56.51.58
最大负荷下的圈间间隙l取为l0.1d，取l0.4mm，此时弹簧长度为：
l'（nl0.5）dnl（80.5）*48*0.433.2其工作长度ll'f1。
式中f1为弹簧行程，根据活塞行程取f15.5mm。
带入上式可得l38.7mm。
f15.5
对于自由长度有：
l0l138.760.7mm
0a0.25
Gd478*109*0.0044
弹簧刚度：
k8nD38*6.5*0.03314.2N/mm
3.4.3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，
maxl0l'，
将数据带入可得：
max60.733.227.5mm，
载荷为FmaxQt/Zt，
带入数据得Fmax2628.47/12219.04N
Fmin0.2Flim；
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Flim10.8Fmax，
取Flim1.25Fmax273.78N，
则Fmin
0.2*273.7854.76N
弹簧的节距：
由式
tdmaxn
其中0.1d0.4mm，可得：
27.5
6.5
t0.448.63mm。
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