湿式离合器设计计算.docx

《湿式离合器设计计算.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《湿式离合器设计计算.docx（16页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

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

2、优点是： 1、 厘米2； 2、 3、 在较大温度变化范围内，摩擦系数变化不大； 允许表面温度高，可达350oC，非金属在250oC以下。故高温耐有较高的摩擦系数，单位面积工作能力为0.22千瓦/p=FAFA磨性好，使用寿命长； 4、 5、 机械强度高，有较高的比压力； 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、摩擦系数、压紧力和作用半径有关。其关系式为： Tfc=mFrez

3、式中Tfc摩擦转矩(NM)； 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。 下面求换算半径re： 一对摩擦副上一个单元圆环的摩擦转矩为： dTfc=mprdA 式中 p单位压力或比压； r圆环半径； dA单位圆环面积。 而 dA=2prdr 带入前式可得 dTfc=2pmpr2dr R摩擦副全部面积的摩擦转矩为 Tfc=2pupu2dr 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=2pprdr 摩擦片上全部压紧力为 RF=2pPrdr r假定为一个摩擦副，将以上式子带入

4、上式，得到换算作用半径为 TfcrRpr2drr=R mFrprdre由上式可见换算作用半径，决定与摩擦片内外圆半径r、R和压在摩擦副上，比压p。 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= rw，在同一摩擦件上w值不变，得 pr=常数 由以上式子，积分可得 TfcrRpr2drr+Rr=R =mFrprdr2e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，

5、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 Tfc=bTc 式中T离合器主动件的计算转矩； cb离合器的储备系数(b1)。 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b=1.2。 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y；摩擦副数1、 z等。这些参数对离合器工作特性由不同程度的影响。 R， 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为am内外半径比，且am=rR，通过统筹 得对于金属型摩擦片，am值为0.680.82，其中50%的am值为0.73，故在计算中可

6、取am=0.73； y 取，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y=0.6。 Tc 离合器主动件的计算转矩；; p材料允许比压，取p=4MPa； b离合器的储备系数，取b=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： 8Tc m=z-1 22p(D-d)Demp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，De=2re P材料允许比压； m摩擦系数，由上述知m=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

7、 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am=rR得，r=R*am且摩擦片的外直径 d=0.73R =2r=0.73D r+R 2摩擦片的换算作用半径re

8、由式：re=可得出：re又由式 =0.865R，De=0.865D 8TC 22p(D-d)DemPm=z-1带入数据得，m11.167。 综上所述，取m=12， R=130；由am=rR及am=0.73得： r=R*am=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reR，得： =r+2 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i1=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=260，内径d=189.8，摩擦片总数Z=13，换算

9、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： Qy将数据带入得Qy=2TcDemm2*4357.5354=32292.39N 224.9*0.1*12摩擦面的比压公式 p=p(R-r2Qy2)p 将所得数据带入得 P=32292.392 =130N/cm22p*(13-9.49)查手册表得许用压强p=400N/cm2，即满足求。 pp，符合设计要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d来衡量。 d值按统筹学在初步计算时取d=0.5mm。 故压板行程f1=dZ=0.5*13=6.5mm

10、 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。 p=1.4Mpa计算。 由设计任务知离合器操纵系统压力为1.4Mpa，取主油压作用在活塞上的压力 F=p(R2-R1)P-错误！未找到引用源。 式中 P离合器操纵油压，取而活塞缸压紧力F应满足式： F=Qy+Ff+Ft-错误！未找22p=1.4Mpa； 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。对于转动缸复位弹簧力Ft，其计算式为： Ft=F0+Ff-错误！未找到

11、引用源。 F0排油需要的压力。且有式 F0=p(R22-R12)Dp-错误！未找到引用源。 式中 Dp排油需要压力，通常取Dp=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 则复位弹簧力Ft可由： Ft=F0+Ff 得Ft=2628.47。 且活塞缸压紧力F为： F=36082.368 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

12、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RYI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103105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t=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： C=D得出。 d由D=D1-d，可得： d=D1(C+1

13、)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C=6。 初步确定钢丝直径为d=5mm，弹簧数量为Zt=12 KCFtZttp弹簧的静强度条件为： d1.6式中K曲度系数，计算公式为： K=4C-10.615+ 4C-4C=1.25。 将数据带入可得K由此可以检验弹簧钢丝直径： d1.6KCFtZttp1.25*6*2628.4712*590*106 =1.6* =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=50mm 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： Gd4k=8nD3其中 G材料的

14、剪切弹性模数，查机械手册表27-6得G=78Gpa。 由上式和公式 k=aF Ztdz可得弹簧工作圈数： ZtdzGd4 n=8aQD3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。 12*0.5*13*78*109*0.0044n=6.238*0.25*36082.368*0.03将数据带入可得： 查机械设计手册表，圆整得n=6.5。 弹簧总圈数nl为工作圈数与死圈数之和，死圈数常取为1.52.5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Dl取为Dl0.1d，取Dl长度为： =0.4mm ，此时弹簧l=(nl-0.5

15、)d+nDl=(8-0.5)*4+8*0.4=33.其工作长度l=l+式中f1。 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。 对于自由长度有：l0=l+f15.5=38.7+=60.7mm a0.25弹簧刚度： Gd478*109*0.0044k=14.2N/mm 338nD8*6.5*0.033.4.3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，lmax将数据带入可得： =l0-l， lmax=60.7-33.2=27.5mm， 载荷为Fmax=Qt/Zt， 带入数据得Fmax=2628.47/12=219.04N。 对于II类载荷弹簧，通常取安装载荷为最小工作载荷Fmin0.2Flim；弹簧的极限载荷Flim10.8Fmax， 取Flim=1.25Fmax=273.78N， 则Fmin=0.2*273.78=54.76N。 弹簧的节距：由式 t=d+d+lmaxn 27.5=8.63mm。 6.5其中d=0.1d=0.4mm，可得： t=0.4+4+