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/Fp FAA =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fc T 与摩擦副数、摩擦系数、压紧力和作用半径有关。

其关系式为：e fcz T Fr μ=式中fc T —摩擦转矩()N M ⋅；μ—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 ；e r —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e r ：（如下图示）一对摩擦副上一个单元圆环的摩擦转矩为：fc dT p dA μρ=⋅⋅⋅式中p —单位压力或比压；ρ—圆环半径；dA —单位圆环面积。

而 2dA d πρρ=⋅ 带入前式可得22fcdT p d πμρρ=摩擦副全部面积的摩擦转矩为ρυπd p u T Rrfc ⎰=22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2dF pdA p d πρρ==摩擦片上全部压紧力为⎰=Rrd P F ρρπ2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2eR fc r R r r T p d F p d ρρμρρ=⎰=⎰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 =ρω，在同一摩擦件上ω值不变，得p ρ=常数由以上式子，积分可得2eR fc r R r r T p d F p d ρρμρρ=⎰=⎰2r R += 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fc T 应为fcc TT β=式中cT —离合器主动件的计算转矩； β—离合器的储备系数(1)β>。

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 1.2β=。

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ψ；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 α——内外半径比，且m αr R =，通过统筹得对于金属型摩擦片，m α值为0.68~0.82，其中50%的m α值为0.73，故在计算中可取m α0.73=；ψ——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，ψ=0.6。

[]p —材料允许比压，取[]p 4MPa =；c T —离合器主动件的计算转矩；;β—离合器的储备系数，取 1.2β=；z —摩擦副数。

对于摩擦面对数m 的选择，由1m z =-，查机械设计手册可得公式：8122()[]T cm z D d D p e πμ=-≥-其中，z 取为奇数，m 取为偶数。

式中cT —计算转矩，D 、d —摩擦片内、外直径；D e —压力作用直径，2D r e e =[]P —材料允许比压；μ—摩擦系数，由上述知1.0=μ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m r R α=得，0.73mr R R α=*=且摩擦片的外直径 20.73dr D ==摩擦片的换算作用半径e r 由式：2e r R r =+可得出：0.865e r R =，0.865e D D =又由式 PD d D T z m e Cμπ)(8122-≥-= 带入数据得，m ≥11.167。

综上所述，取m=12， R=130；由rm R α=及0.73m α=得：mm m R R r 9.94130*73.073.0*====α 故选取r=94.9，则d=189.8。

摩擦片的换算作用半径由er =2r R +，得：r e =112.45 则D e =2r e =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71=i ，内摩擦片62=i ；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 =224.9mm 。

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： 2T cQ y D me μ=将数据带入得N Q y 39.3229212*1.0*9.2245354.4357*2==摩擦面的比压公式()22[]Q yp p R rπ=≤-将所得数据带入得222/130)49.913(*39.32292cm N P =-=π查手册表得许用压强2[]400/p N cm =，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δ来衡量。

δ值按统筹学在初步计算时取δ0.5mm =。

故压板行程mm Z f 5.613*5.01===δ3.3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R 2=132㎜。

由设计任务知离合器操纵系统压力为1.4Mpa ，取1.4p Mpa =计算。

主油压作用在活塞上的压力P R R F )(2122-=π------------错误!未找到引用源。

式中 P —离合器操纵油压，取 1.4p Mpa =；而活塞缸压紧力F 应满足式：t f y F F Q F ++=-----------错误!未找到引用源。

其中f F —密封圈的摩擦阻力。

t F —复位弹簧力f F 封圈的摩擦阻力，对于o 型圈，由式： 0.03f F F =-------错误!未找到引用源。

对于转动缸复位弹簧力t F ，其计算式为：f t F F F +=0------------------------------------错误!未找到引用源。

0F —排油需要的压力。

且有式()22021F R R p π=-∆----------------------------错误!未找到引用源。

式中 p ∆—排油需要压力，通常取0.06p Mpa ∆=。

将式错误!未找到引用源。

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联力解得=1R 96㎜ 则复位弹簧力t F 可由：f t F F F +=0得47.2628=t F 。

且活塞缸压紧力F 为：368.36082=F3.4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 I 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602Si MnA ；在根据弹簧受负荷的性质，，受到变载荷作用，次数在3510~10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[]τ590Mpa =。

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0l 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：DC d=得出。

由1D D d =-，可得：()11D d C =+式中1D —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5~8C =，在此取6C =。

初步确定钢丝直径为mm d 5=，弹簧数量为12t Z =弹簧的静强度条件为：d≥式中K —曲度系数，计算公式为：410.61544C K C C-=+-将数据带入可得 1.25K =。

由此可以检验弹簧钢丝直径：d≥610*590*1247.2628*6*25.1*6.1==2.27㎜ 故选取钢丝直径为mm d 4=满足要求。

则有mm D 246*4==,圆整取mm D 50=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：348nD Gd k =其中 G —材料的剪切弹性模数，查机械手册表276-得78G Gpa =。

由上式和公式t aF k Z z δ=可得弹簧工作圈数：438t Z zGd n aQD δ=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0.25a =。

将数据带入可得：2.603.0*368.36082*25.0*8004.0*10*78*13*5.0*12349==n查机械设计手册表，圆整得 6.5n =。