滚柱式超越离合器的设计

1、文章编号 :100024696 (2003) 0220065206滚柱式超越离合器的设计钮心宪 3摘 要 :介绍内星轮滚柱式超越离合器的设计方法 ,包括楔角 、结构要素 、强度 、公差 、材料等的计算和选择原则 。所述方法及程序可作为开发超越离合器计算机辅助设计的基础 。关键词 : 机械设计 ;超越离合器 ;滚柱 ;内星轮中图分类号 : TM122文献标识码 :ADesign of Overrunn ing Roller Cl utchN i u X i n2x i a nAbstract : Design met hod of star2wheel overrunning roller cl

2、utch such as t he calculatio n and selectio n of locking angle , st rengt h , toler2 ance , material etc. is int roduced. The met hod and p rocedure summarized by aut hor can be used as a foundatio n of developing CAD of roller clutch.Key words : mechanical design ; overrunning clutch ; roller ; sta

3、r2wheel超越离合器或称单向离合器在各类机械中广泛采用 。但技术文献极少涉及超越离合器的设计 。我国各种机械设计手册都只给出简单的楔角计算公式 ,远远不能满足设计需要 。国内一些手册给出的“超越离合器 规格表”多系辗转抄录 1961 年苏联机械制造标准 ( M H261) ,该表偏保守且国内并没有按此表生产的产品 。 本文根据超越离合器设计中的经验 ,介绍使用最为广泛的平面内星轮式超越离合器的设计方法 ,可作为开发超越离合器 CAD 的基础 。图 1 为内星轮式超越离合器的结构简图 。其中 :1 为内星 轮 ,2 为外圈 ,3 为滚柱 ,4 为弹簧装置 。选择设计楔角 楔角是超越离合器的最

4、基本参数之一 ,影响离合器的性 能和寿命 。楔角过大不能保证正常工作 ,过小则无法解楔 ,即 在外力矩为零时不能自动脱开 。一般手册推荐的设计楔角为7,但设计时要根据具体情况增减 。主要原则为 :1) 内星轮式的设计楔角可向下浮动 1,外星轮式可向上 浮动 1。1图 1 内星轮式超越离合器2)3)4)强制润滑时楔角可向下浮动 0 . 5。工作条件为长期空转时 ,楔角可适当减小 。 频繁楔合 ,并希望有较高寿命时楔角可适当减小 。收稿日期 :20032082133 作者原为动力室主任 ,研究员 .66交通部上海船舶运输科学研究所学报2003 年第 2 期5) 离合器的主要结构参数 D 、d 、C

5、 等的公差对楔角有较大影响 ,偏差可达 10 % 。设计楔角的选择应考虑上述参数所取公差的偏差方向 。以上影响楔角选择的因素不宜简单叠加 。设计楔角的范围在 5-(增大楔角则相反) :9。减小楔角后的影响如表 1 所示表 1减小楔角后的影响楔角影响优点缺点正压力增大弹性滑差增大 油膜易破坏加速疲劳 ,振荡磨损增加疲劳区扩大 ,疲劳减缓 ,磨损减小 ,冲击减小 。 楔合准确度降低楔合性能改善 。楔合准确度改善 。惰转磨损增大减小滚子碰爪的裕量减小为磨损而留的楔角裕量增大 加工精度对楔角的影响增大失效的危险性增大使用寿命延长对公差敏感 ,易造成滚子负荷不均匀2选择其他结构要素楔角 和各主要结构要素

6、的关系如下 : = a rcco s C +r( 1)R + r其中 : C 为内星轮的平面高度 , R = D / 2 , r = d/ 2 。C , R , r 的选择应满足设计楔角的要求 。此外 ,滚柱数 Z 及滚柱长度 l r 也应选择 。这些结构参数是相互制约的 ,需经优化计算方可确定 。Z 可取 3212 ,特殊结构可取得更大 ,但常用为 325 。R / r 可取 529 ,但 8 较为常用 。苏联机械制造标准的超越离合器系列均用 8 ,但此值略嫌偏高 。如果将 滚子直径稍加增大 ,使 R / r 降至6 . 527 . 0 ,则可提高内爪寿命 223 倍 。l r/ r 可选

7、326 ,如果选用标准滚柱 ,则 r 及 l r/ r 需受滚柱规格的约束 。根据最大转速 n max 、最大每分钟楔合数 P 以及在此条件下得传递扭矩 M ,按表 2 初步选择外圈的内径D 。然后按结构要素的要求选择其他参数 ,并进行强度校核 。进行以上工作时可参考机械设计手册所列规格表 ,必要时重新调整 D 等参数 。表 2 选择外圈内径 D最大转速 nmax (1/ min)传递扭矩 M ( N2m)最大每分钟啮合数 P (1/ min)外圈的内径 D ( mm)滚子数 Z2 . 54 . 48 . 416 . 23354691182063857603 ,0002 ,5002 ,0001

8、 ,5001 ,2501 ,2501 ,0001 ,000800630500250200160251001008080655040324050658080100100125160200333335355553接触强度的计算如果不考虑弹簧压力及滚动摩擦 ,则滚子的正压力 N 为 :钮心宪 :滚柱式超越离合器的设计67= 2 M( 2)NZ R其中 Z 为滚子数 。接触应力 c 可用赫茨公式计算 ,如果滚子与内爪的弹性模数 E 相同 ,则对平面内星轮式可有 :N Ec= 0 . 418( 3)rl如干摩擦系数取 0 . 2 ,泊桑系数取 0 . 3 ,则接触处的最大剪应力 max为 :N EM E

9、max= 0 . 34c = 0 . 412= 0 . 2rl Z Rrl如 以“度”表示 ,则有 :M Emax( 4)= 1 . 5rl Z R应使 max 式 (2) 、(4) 中的 M 不应用平均值或额定值 ,应由下式计算 :M = M n ( k 1 + k2 ) k 3其中 :M n 额定扭矩 ;k1 由原动机形式决定的动力系数 ,可参照表 3 决定 ;k2 由从动机形式决定的动力系数 ,可参照表 4 决定 ;( 5)k3 由离合器精度决定的反映各滚子受力不均匀的系数 ,对平面内星轮式可取1 . 121 . 5 。加工精度高时 , k3 取较小值 。表 3由原动机形式决定的动力系数

10、原动机形式电动机6 缸柴油机3 缸柴油机单缸柴油机k10 . 250 . 400 . 601 . 20表 4由从动机形式决定的动力系数车床 、传送带 、 电梯 、自动扶梯压缩机 、剪刀车 、 吊车 、钉书机拖拉机锻锤 清洗滚筒粉磨机锻压机挖泥机 起重机碎石机球磨机重型压延机从动机形式k21 . 21 . 41 . 62 . 02 . 8当离合器楔合次数较少时 ,许用剪应力 可由下式确定 : = ( 8 - 12) R cM Pa( 6)其中 : R c 材料的洛氏硬度 。当楔合频繁时 ,许用剪应力可用齿面的许用应力 ,楔合次数与 的关系为 :1 =( 7)6Q107其中 : 107 次之许用剪

11、应力 ;1 Q 次之许用剪应力 ;Q 总楔合次数 。 也可由滚柱的比压力来估算接触强度 。比压力 P 定义为 :68交通部上海船舶运输科学研究所学报2003 年第 2 期N( 8)P =F式中 F 为滚柱的投影面积 , F = 2 rl 。许用比压力 P 可取 42249 M Pa ,如取 P = 44 M Pa ,则按 (2) 、(8) 可有 :M 22 F Z R ( 9)接触应力的计算一般以内星轮为对象 ,因内星轮的接触应力大于外圈 ,且每次楔合接触点的位置不变 。但内星轮的变形较均匀 ,而外圈因其一端常有法兰 ,会产生不均匀变形 ,使接触应力不均匀 ,在设计中应予注 意 。4外圈强度校

12、核外圈在工作时受有拉力及弯矩 ,通常对其合成应力 进行校核 ,可不与接触应力叠加 。 R 1N = = ( f 1 + f 2) ( 10)B SS其中 : 许用应力 , 可取 700800 M PaN 滚子压力 ,由 (2) 式计算 ;B 外圈宽度 ;S 外圈厚度 ;R 1 外圈平均半径 ;f 1 f 2 与滚子数有关的系数 ,由表 5 查得 。表 5与滚子数有关的系数 f 1 、f 2 、f 3S = ( 0 . 8 - 1 . 2) d ; 如外圈压入另外圈厚度的经验取值为 :一机件 ,则 S = ( 1 1 . 6) d ;大尺寸的离合器 S 取小值 ,反之取大值 。Zf 1f 2f

13、330 . 2891 . 1340 . 01595外圈刚度计算外圈变形后使楔角变化 ,但楔角变化的计算工作量很大 ,为简40 . 500 . 8220 . 0060850 . 6880 . 6480 . 0029881 . 210 . 3960 . 0069化计 ,可计算滚子接触点的变形量 r ,以此变形量作为外圈内径之增大量 ,推算楔角的变化 ,应小于 1。这一推算偏于安全 ,因两 滚子之间的外圈是向内变形的 。 12 1 ,87 0 . 264 0 . 00020 M R 31r =( 11)f 3EJ其中 :J 外圈之惯性 ,对矩形为 B S ;12f 3 系数 。见表 5 。6压紧弹簧

14、的计算压紧弹簧的作用是保证各滚子同时楔合及减小楔合前的空行程 。在确定弹簧力及弹簧安装角时 ,除应保证滚子与内外面均保持接触外 ,还应使空转时滚子相对外圈滚动以及有较小的空转损耗功 。为保证外圈接触点滚动 ,弹簧力 P 应为 :012 -( R - r)2P m 0( 12)2 - 1co s(推演从略)其中 :m 0 滚子质量 ;钮心宪 :滚柱式超越离合器的设计691 ,2 分别为滚子与外圈以及滚子与弹簧顶头间的摩擦系数 ; 空转时内爪转速 ;0 空转时内爪的角加速度 ;弹簧安装角 ,其定义见图 1 。如果 能满足下式 ,则 (12) 式的右端为 ,即任何 P 均能满足 (12) 式 。3

15、a rcco s 2( )131 一般取0 . 150 . 20 ;当用铜顶头时 2 = 0 . 05 , 当用小滚子作弹簧顶头时 2 = 0 . 01 。如取 1 = 0 . 15 ,2 = 0 . 05 ,则可得 = 70。为保证滚子对内外面均接触 ,应有 :( R - r) (0 + 21 ) + g + P m 0( 14)sin ( - )(推演从略)其中 :总摩擦系数 , = a rct g (1 + 2 ) ;g 重力加速度 ;滚子的最大振动加速度 。可初步选 角为 75,弹簧压力 P 则按下式近似计算 。P M2 ( R - r) sin其中 :滑动摩擦角 。然后用 (12)

16、、(14) 式进行核算 ,必要时改变 及值 。在低转速时有可能不能保证滚子转动 。( 15)弹簧圈数可取 610 。在考虑弹簧变形量时应计及滚子安装角的偏差 ( 即楔角的偏差) 对弹簧变形量的影响 。为了降低空转损耗功 ,应降低2 。可以用小滚子代替一般的铜顶头 。如该小滚子表面硬度为 R c = 6063 ,且加工平直 ,则可以在很大的 P 下保证大滚子滚动 ,甚至可以在 = 1520时忽略损耗功 。 采用小 角及硬弹簧还可以改善楔合及脱开条件 。7公差选择超越离合器零部件公差的原则为 :1) 各零部件极限偏差的综合作用应保证楔角偏差在 - 1 + 0 . 5之间 ; 各零部件有比较接近的公

17、差等级 ;表 6公差2) 在进行高精度等级加工时 , 应能更接近设计的名义楔角 。如按一般习惯 ,将 D 取基孔制 , d 及 C 取基轴制 ,则不能满 足 1) 、3) 的要求 。建议用表 6 的公差 。表中 e 为内星轮及外圈轴承的不同心度 。外圈内径 DDdCe322800 . 02J SjSk6 1002200 0 . 03 如采用 GB 4661289 标准圆柱滚子 ,公差为 + 0 . 005/ - 0 . 010 。公差确定后尚须校核在极限偏差下 ,当滚子处于极限位置时 ,仍与外圈有一定间隙 。否则可能咬死 ,特 别在同心度变差时容易发生 。外圈 、滚子 、内星轮平面的表面光洁度

18、 ,在相对速度小于 6 m/ sec 时可取0 . 8材料,大于 6 m/ sec 时取0 . 2。8外圈推荐用 20Cr , 表 面 渗 碳 , Rc59 60 。也 可 用 40Cr ( Rc48 ) , 15Cr ( Rc59 ) , T10 ( Rc60 64 ) , GCr15( Rc5963) ,12CrNi3 ( Rc5962) ,15M nVB ( Rc6064) 。70交通部上海船舶运输科学研究所学报2003 年第 2 期内星轮的工作条件较差 ,其渗碳层厚度应大些 。材料推荐用 20Cr ( Rc59 60 ) , 也 可 用 40Cr ( Rc48 53 ) , T10 (

19、 Rc61 ) , GCr15 ( Rc5963) ,12CrNi3 ( Rc6062) ,15M nVB ( Rc5662) 。用 20Cr 时推荐采用表 7 所列的渗碳层厚度 。表 7渗碳层厚度渗碳层厚度 ( mm)外圈内径 D ( mm)外 圈内星轮32404075751251252000 . 81 . 01 . 01 . 21 . 21 . 51 . 51 . 81 . 01 . 21 . 21 . 51 . 51 . 81 . 82 . 0芯部硬度为 3545 Rc 。内星轮如果镶以硬质合金块 ,可提高寿命 50 %100 % 。镶 块厚度应大于 1/ 2 的滚子直径 。材料可用硬质合金 YT14 。滚柱 材 料 可 用 Gr15 ( Rc59 63 ) , T8A ( Rc60 62 ) , T10A( Rc5962) ,Cr WM n ( Rc62) 。 平面 内 星 轮 式 离 合 器 对 滚 子 的 磨 损 很 敏 感