湿式离合器设计计算

1、3.2多片湿式离合器的设计 321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

2、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二faFA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250 C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卩=0.08，许用压强lpl=4MPa。3.2.2摩擦转矩计算多片摩擦离合器的摩擦转矩丁忆与摩擦副数、摩擦系数、压紧力和作用半径有关。其关系式为：Tf厂 1 FeZ式中Tfc 摩

3、擦转矩（NM）；亠一摩擦系数，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。F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:dTfcp " dA式中p单位压力或比压；一圆环半径；dA单位圆环面积。而dA= 2二'd '带入前式可得dTfc 二 2八 p' 2d、摩擦副全部面积的摩擦转矩为RTfc =2二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 二 pdA 2 p ®摩擦片上全部压紧力为RF = 2- P :d -

4、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Jfc RpF' e F R pd: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二常数由以上式子，积分可得丁忆rRp2d、 r Rre；1 F RpQ 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，才能可靠工作，即在摩 滑过程中能保证一定时间

5、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丁忆应为Tf厂Tcfc c式中Tc离合器主动件的计算转矩；-离合器的储备系数 c 1)= 1.2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 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r R，通过统筹得对于金属型摩擦片，« m值为0.680.82其中50%的口 m值为0.73

6、，故在计算中可取:m = 0.73；即摩擦面接触系数，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，通常取屮=0.6，p材料允许比压，取 p = 4MPa ；T 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z-1，查机械设计手册可得公式：八8Tcm = z_1 22(D2-d2)DJp其中，z取为奇数， m取为偶数。式中T 计算转矩，CD、d 摩擦片内、外直径；De 压力作用直径，D2reP材料允许比压；I 摩擦系数，由上述知.二=0.1下面进行摩擦片相关参数的计算。323摩擦片尺寸的计算此

7、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伽，则摩擦片外直径D=260 mm。再由式:-m 二 r R 得，r = R : 0.73R且摩擦片的外直径d =2r = 0.73D摩擦片的换算作用

8、半径re由式：re =2R可得出：r 0.865R， De = 0.865D又由式二 8Tc_ 二(D2 d2)DP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 二 R*m 二 0.73R 二 0.73* 130 二 94.9mm故选取 r=94.9，贝U d=189.8。摩擦片的换算作用半径由 re =匚尹，得：re=112.45则 De=2re=224.9 mm。由摩擦面对数 m=12得，摩擦片总数Z=12+仁13故可分外摩擦片h =7，内摩擦片i2 =6 ;综上所述，所设计离合器基本参数为：外径D=26 0 m，内

9、径 d=189. 8伽，摩擦片总数 z=13，换算作用半径 re=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:_ 2Tcy De m将数据带入得Qy2* 4357.5354224.9* 0.1* 12= 32292.39N摩擦面的比压公式p=2兀(R _ rMP将所得数据带入得32292.39二 *(132 -9.492)2= 130N / cm查手册表得许用压强p二400N/cm2，即满足p乞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-二0.5mm故压

10、板行程 f = 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 mm。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2 2F =：薦（只2 -R1 ）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

11、动缸复位弹簧力Ft，其计算式为：FtFf 错误！未找到引用源。Fo 排油需要的压力。且有式F - Rl - R2 p 错误！未找到引用源。式中p 排油需要压力，通常取 “p = 0.06Mpa。将式错误！未找到引用源。、错误！未找到引用源。、错误！未找到引用源。、错误！未找到引用源。、错误！未找到引用源。联力解得R1 = 96 mm则复位弹簧力 Ft可由：Ft = Fo Ff得 Ft 二 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

12、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二590Mpa。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

13、。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 = 58，在此取4C-1 .4C -40.615C初步确定钢丝直径为d = 5mm，弹簧数量为乙=12弹簧的静强度条件为：d 16常式中K 曲度系数，计算公式为:将数据带入可得 K =1.25。由此可以检验弹簧钢丝直径:=2.27故选取钢丝直径为 d = 4mm满足要求。则有D = 4* 6 二 24mm ,圆整取 D 二 50mm3.4.2确定弹簧圈数n和长度I及刚度弹簧参数与刚度的关系为:Gd48nD3其中 G 材料的剪切弹性模数， 查机械手册表27 - 6

14、得G = 78Gpa。由上式和公式k = aFze z可得弹簧工作圈数：n = ZaQ許式中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 二将数据带入可得：二 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 =6.5。弹簧总圈数ni为工作圈数与死圈数之和，死圈数常取为1.52.5圈,取其为1.5。则有 口 = n 1.5二 6.5 1.5 8最大负荷下的圈间间隙i取为、一 0.1d,取0.4mm，此时弹簧长度为：= （n厂 0.5）dn 厂（8 - 0.5）* 4 8* 0.4 二 33.其工作长度1=1 f1。式中f1为弹簧行程，根据活塞行程取f5.5mmo带入上式可得1= 38.7mm。f.5.5对于自由长度有：10 =1= 38.760.7mma0.25. Gd478*109* 0.0044弹簧刚度：帝=8 * 6.5 * 0.033仆饰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， max = IoI ,将数据带入可得：二-max - 60.7 - 33.2