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/F

p FA

A =厘米2；

2、 在较大温度变化围，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 fc

z 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

22fc

dT p d πμρρ=

摩擦副全部面积的摩擦转矩为

ρυπd p u T R

r

fc ?=22

式中r 、R —分别为摩擦片的外半径。 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

?=R

r

d 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

2e

R 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

2e

R fc r R r r T p d F p d ρρμρρ=?=?2

r 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

fc

c T

T β=

式中c

T —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、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、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——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 c

m z D d D p e πμ=-≥-

其中，

z 取为奇数，m 取为偶数。

式中c

T —计算转矩，

D 、d —摩擦片、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、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，0.73m

r R R α=*=

且摩擦片的外直径 20.73d

r D ==

摩擦片的换算作用半径e r 由式：2

e r R r =

+ 可得出：0.865e r R =，0.865e D D =

又由式 P

D d D T z m e C

μπ)(812

2-≥

-= 带入数据得，m ≥11.167。

综上所述，取m=12， R=130；由r

m 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e

r =2

r 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 ，摩擦片62=i ；

综上所述，所设计离合器基本参数为：外径D=260㎜，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 c

Q y D m

e 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

()

2

2

[]Q y

p p R r

π=

≤-

将所得数据带入得

2

2

2/130)

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===δ

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

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 )(2

12

2-=π------------① 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 ++=-----------② 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 =-------③

对于转动缸复位弹簧力t F ，其计算式为：

f t F F F +=0------------------------------------④

0F —排油需要的压力。且有式

()22021F R R p π=-?----------------------------⑤

式中 p ?—排油需要压力，通常取0.06p Mpa ?=。 将式①、②、③、④、⑤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=F

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 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3

510~10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：

D

C d

=

得出。 由1D D d =-，可得：

()

1

1D 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：

410.615

44C 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

≥

6

10*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：

3

4

8nD 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：

4

3

8t 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*123

49==n

查机械设计手册表，圆整得 6.5n =。

弹簧总圈数l n 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 1.5 6.5 1.58l

n n =+=+=

最大负荷下的圈间间隙l ?取为0.1l d ≥?，取mm l 4.0=? ，此时弹簧

长度为：

2.334.0*84*)5.08()5.0('=+-=?+-=l l n d n l

其工作长度1'l l f =+。

式中

1f 为弹簧行程，根据活塞行程取1 5.5f mm =。

带入上式可得mm l

7.38=。

对于自由长度有：mm a f l l 7.6025

.05.57.3810=+=+

= 弹簧刚度：

mm N nD Gd k /2.1403

.0*5.6*8004.0*10*7883

4

934=== 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 0'l l λ=-，

将数据带入可得：

mm 5.272.337.60max =-=λ，

载荷为t t Z Q F /max =，

带入数据得N F 04.21912/47.2628max ==。

对于II 类载荷弹簧，通常取安装载荷为最小工作载荷min lim 0.2F F ≥；弹簧的极限载荷lim

max 10.8F F ≤，

取N F F 78.27325.1max lim ==， 则N F 76.5478.273*2.0min ==。 弹簧的节距：由式

max t d n λδ

=++

其中mm d 4.01.0==δ，可得：

mm t 63.85

.65

.2744.0=+

+=。