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/p = 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350C，非金属在250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口 =0.08，许用压强[p]=4 MPa。

3.2.2 摩擦转矩计算多片摩擦离合器的摩擦转矩 T 与摩擦副数、摩擦系数、压紧力和作fc用半径有关其关系式为：T =卩 Fr zfc e式中T £ —摩擦转矩（N -M ）；fc卩一摩擦系数，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:dT =卩・ p-p-dAfc式中 p —单位压力或比压；p —圆环半径；dA —单位圆环面积而 dA = 2兀p- d p带入前式可得dT = 2兀卩 p p 2d pfc摩擦副全部面积的摩擦转矩为fc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=2兀 p p d p摩擦片上全部压紧力为F = 2兀 f Ppdpr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Tfc _\RPP2d Pr _ fc — _r e pF fRp Pd Pr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 _ P°，在同一摩擦件上°值不变，得pP _常数由以上式子，积分可得T f Rp P 2 d P_ r+Rr — fc — re p F fR p P d P 2r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 T 应为fcT _0 Tfc c式中 T —离合器主动件的计算转矩；c0 —离合器的储备系数（0 >D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 0 _ 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 数屮；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）为内外半径比，且am = r R，通过统筹得对于金属型摩擦片，am值为0・68〜0.82，其中50%的am值为0.73，故在计算中可取a = 0.73.m；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，通常取八°・6，[p]—材料允许比压，取[p]二4MPa ；T —离合器主动件的计算转矩； ;c0 —离合器的储备系数，取0 = 1・2 ；z —摩擦副数对于摩擦面对数m的选择，由m = z 一1,查机械设计手册可得公式:m = z-1 >8Tc2 2 兀(D 2 - d 2) De 山 p]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;卩一摩擦系数，由上述知R = 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 mm,则摩擦片外直径D=260 mm。

再由式a二rR得，r = R忸 =0-73Rm m且摩擦片的外直径 d二2r二0.73Dr+R摩擦片的换算作用半径r由式：r =ee可得出：r = 0.865R， D 二 0.865Dee又由式8Tm = z 一 1 > c-兀(D 2 一 d 2) D pP e带入数据得，m2 11.167综上所述，取 m=12， R=130 ；由 a m - r. R 及a m - 0.73得：r 二 R * a 二 0.73R 二 0.73 *130 二 94.9m mm故选取 r=94.9，则 d=189.8r+R摩擦片的换算作用半径由r = *，得：er =112.45e则 D =2r =224.9 mmee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i =7，内摩擦片i =6 ；12综上所述，所设计离合器基本参数为：外径 D=26 0 mm，内径d=189. 8mm.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:2TCDe卩m2 *4357 5354将数据带入得 Q = . = 32292.39Ny 224.9*0.1*12摩擦面的比压公式< [p]将所得数据带入得32292 39P = 二 130 N / cm 2兀 *(132 -9.492)2查手册表得许用压强[p]二400N/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 §来衡量§值按统筹学在初步计算时取§ — °.5mm故压板彳丁程 厶=§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 ™o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F r (R 2 -R 2)P 错误！未找到引21用源式中P—离合器操纵油压，取 P =1-4MPa ；错误！未找而活塞缸压紧力F应满足式：F 二 Q + F + F yft 到引用源其中 F —密封圈的摩擦阻力fF —复位弹簧力 tF封圈的摩擦阻力，对于°型圈，由式：F = °.°3F——错误!未找到引用源 ff错误！未找到引对于转动缸复位弹簧力 Ft ，其计算式为F 二 F + Ft0用源F —排油需要的压力且有式0F =沢(R2 — R2)Ap 错误！未找到引用0 2 1 源式中 AP —排油需要压力，通常取 AP = 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R = 96 mm1则复位弹簧力 F 可由：tF 二 F + Ft0f得 F 二 2628.47 t且活塞缸压紧力F为：F 二 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 k ] = 590Mpa3.4.1 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1等当外径D和钢丝直径d中有一个决定0后，按卷绕比C来确定另一个卷绕比由式：DC二d得出。

由D二D _ d，可得：1d=D1（C+1）式中 D 1—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二5〜8，在此取C 二 6初步确定钢丝直径为d = 5 mm，弹簧数量为Z = 12弹簧的静强度条件为：式中 K —曲度系数，计算公式为4C-1 , 0.615K = +4C-4 -~C~将数据带入可得K二1.25由此可以检验弹簧钢丝直径：.'1.25*6*2628.47-1.6*「12*590*106=2.27 mm故选取钢丝直径为d = 4mm满足要求则有D — 4 * 6 — 24mm ,圆整取 D = 50mm3.4.2 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 =8nD 3其中G —材料的剪切弹性模数，查机械手册表27-6得G = 78Gpa由上式和公式Z 5 zGd4可得弹簧工作圈数：n = 8aQD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 = °・256.212*0.5*13*78*109 *0.0044将数据带入可得：8*0.25*36082.368*0.033查机械设计手册表，圆整得 n二6.5。

弹簧总圈数ni为工作圈数与死圈数之和，死圈数常取为 1.5〜2.5圈, 取其为 1.5 则有 n = n +1.5 = 6.5 +1.5 = 8I最大负荷下的圈间间隙A取为A > ，取A = 0.4mm，此时弹簧l l l长度为：/' = (n -0.5)d + nA = (8-0.5)*4 + 8*0.4 = 33.2 ll其工作长度1 =1 +打式中 f 为弹簧行程，根据活塞行程取 f =5.5mmII带入上式可得 1 = 38.7mm f 5.5对于自由长度有：，0=1 +才=38・7 + 0厉=6°7mm弹簧刚度：Gd4k = 8nD 378*109 *0.00448*6.5*0.033= 14.2 N / mm3.4.3 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， 九 二1-1,max 0将数据带入可得：九 =60.7 -33.2 = 27.5mm ,max载荷为F = Q / Zmax t t带入数据得 F 二 2628.47/12 二 219.04NF > 0.2F ；min limmax对于 II 类载荷弹簧，通常取安装载荷为最小工作载荷弹簧的极限载荷F < F ，lim / U・Q max取 F 二 1.25F 二 273.78N，lim max则 F 二 0.2*273.78 二 54.76N 。

min弹簧的节距：由式t + d + —赢其中 § 二 0.1d 二 0.4mm，可得:27.5t = 0.4 + 4 + = 8.63mm。