圆盘摩擦式离合器

一、小型摩擦离合器设计任务书 《林业与园林机械》课程设计 1、目的 通过本课程设计，掌握滑块离心式摩擦离合器的设计、步骤，进一步了解离合器的工作状况和性 能，提高机械产品的设计能力。 2、时间 两周 3、应完成的设计文件 3.1 设计计算说明书（包括离合器性能曲线） 3.2 完整的设计图（包括总装配图、部件图和零件图） 要求： 1. 图纸幅面和标题栏采用国标，总装配图为 A3幅面复印纸，其余为 A4幅面复印纸； 2. 总装配图为手工绘图，其余图纸可以是计算机绘制。 4·设计原始参数 4.1 发动机参数 发动机型号 1E52F 轴端定位方式 内螺纹 M8×40 怠速(rpm) 2100 离合器与轴安装形式 同轴 最高转速(rpm) 8000 离合器主动面与被动 面间隙 1～1.5mm 额定功率/转速(kw/rpm) 5HP/7500 圆盘与圆锥摩擦离合 器安装轴直径 Ф25mm 最大输出扭矩/转速(N.m/rpm) 5.52 /6000 动力输出轴直径(mm) Ф16 动力输出轴连接形式 6 花键 2 轴伸出长度（mm） 35 离心式离合器允许外经(mm) Φ85 mm 4.2、离合器相关参数 机械 08-2 081014228 王玉东 圆盘式离合器 1E52F 钢－石棉 3 二、计算说明书 1. 盘式离合器摩擦片参数与尺寸计算 根据要求离合器为单片干式圆盘摩擦离合器，离合器输入端与电机之间有传动比 14 的涡轮蜗杆减速器，离心块与被动盘间隙取为 0.1mm。 （1）摩擦片参数计算 首先确定离合器安装轴转速。 由于离合器输入端与电机之间有传动比 14的涡轮蜗杆减速器，离合器安装轴转 速 n n i 发离 ，其中 i 为蜗轮蜗杆减速器传动比 i=14,根据已知条件可知 =7500rpmn发 ，计算得 =7500 14=535.71rpmn 离 已知离合器输出功率 P=1.5KW，安装轴直径 d=16mm，摩擦系数 f=0.30 得 1.5 9550 9550 22.74 2274 535.71 P T N m N cm n      初选摩擦盘工作直径： =96pD mm 摩擦盘工作面外径： 1 1.25 1.25 96 120pD D mm    摩擦盘工作面内径： 2 0.75 0.75 96 72pD D mm    摩擦盘厚度： 1 2 12 7.2 24 2 2 D D b mm      由计算转矩 c m v KT T K K  可知，查表得到： 由于离合器每小时接合次数小于 100，选取接合次数修正系数 mK =1 离合器工况系数 1.2K  摩擦面平均圆周速度 3.14 9.6 535.71 = =0.27 / 60000 60000 pD n v m s     离 查表得滑动速度系数 1.35vK  因此可得计算转矩： =7500rpmn发 =535.71rpmn离 =96pD mm 1 120D mm 2 72D mm 24b mm 1mK  1.2K  0.27 /v m s 4 1.2 2274 2021 1.35 c m v KT T N cm K K      摩擦盘的压紧力： 2 2 2021 1043 9.6 0.3 c p T Q N D f      （2）摩擦片参数校核 1、摩擦面的压强： 1 2 2 2 2 2 2 4 4 1043 14.41 ( ) 3.14(9.6 6.4 ) Q p N cm D D        根据《机械设计手册》表 15.2-18 知，知钢—石棉的许用压强为 15~30N· 2cm ， 因此满足校核条件。 2、许用传递转矩：应满足 2 21 2 1 1 ( ) 8 cp p p cT D D D m p K T    其中 pp 为许用压强，由表 15.2-18 知，知钢—石棉的许用压强为 15~30N· 2cm ， 1K 为摩擦片数修正系数，根据《机械设计手册》6-238 页表 6-3-20 查表，取 1K =1 将参数代入公式得 2 21 (12 7.2 ) 9.6 1 0.3 30 1 3125( ) 8 cpT N cm          因此可知 cp cT T ，满足校核条件。 2、圆盘摩擦离合器圆柱螺旋压缩弹簧参数与尺寸计算 （1）弹簧基本参数及尺寸计算 1）弹簧材料参数及尺寸 初选 1043 1.311 5 1.6 1.6 5.2 635 n p P KC d        （估选过程如下） 已知最大工作载荷 1043nP N 1.35vK  2021cT N cm  1043Q N 214.41p N cm  1K =1 3125cpT N cm  1043nP N 635p Mpa  5 根据机械手册中 11-26 初选弹簧材料为热轧弹簧钢 GB1222，牌号 60CrMnA，许 用切应力 635p Mpa  ，切变模量 G=79Gpa 根据轴径 d=16mm 及载荷情况，查表得 1.311K  初选 5C  ，由材料直径 1.6 n p P KC d   计算 因此取 6d mm  当 6d mm  时，查表取得弹簧中径 30D mm 。 查表可知为满足工作而需要的极限载荷 1543 1021j nP N P N   ，符合强度要 求。 弹簧内径 1 30 6 24D D d mm     ； 弹簧外径 2 30 6 36D D d mm     30 5 6 D C d    ，由此查得 1.311K  。 将确定后的 C，K 值代入材料直径公式中进行计算，得到： 1021 1.311 5 1.6 1.6 5.2 635 n p P KC d mm       ，符合要求。 2）弹簧圈数的确定 查表已知弹簧单圈刚度 471dP N mm   ， 初选有效圈数 3n  ，可得弹簧初选刚度： 4 4 79 30 1000 158 8 8 5 3 GD p N mm C n           由此，根据 471 2.98 158 dPn p      因此选取弹簧有效圈数 3n  ，弹簧刚度 158p N mm   ， 根据《机械手册》表 11-2-14： 选用弹簧为：端部:并紧磨平，支撑圈为 1 圈，因此有： 总圈数 1 2 3 2 5n n     ； 3）弹簧节距的确定 初选节距 8t mm  ，则有： 初选弹簧自由高度 '0 3 8 6 30H nt d mm      由表 7-2-13，选取 0 30H mm 79G Gpa 1.311K  5C  6d mm  1543jP N 6d mm 30D mm 1 24D mm 2 36D mm 5C mm 158P N mm   2 1n  1 5n  8t mm  0 30H mm   0 30H mm 6 因此节距 30 6 8 3 oH dt n      4）弹簧高度及螺旋角的确定 已知弹簧自由高度 0 30H mm ，则有： 最小工作载荷作用时的高度 1 0 30H H mm  ； 最大工作载荷作用时的高度 0 1043 30 23 158 n n P H H mm p       ； 工作在极限载荷下的高度 0 0 2021 30 17 158 j j j p H H F H mm p         压并高度 ( 1.5) 27bH n d mm   螺旋角 arctan 4.85 t D      弹簧展开长度 1 473 cos Dn L mm     （2）压缩弹簧的稳定性校核 高径比 0 30 1 30 H b D    由于该弹簧为两端回转， 1 [ ] 2.6b b   ，满足要求。 疲劳强度验算： 查表得 1520b  弹簧在脉动循环载荷下的剪切疲劳强度 0 0.45 0.45 1520 684b     最小工作载荷切应力 min 0  最大工作载荷切应力 max 3 3 8 8 1.311 30 2021 520 3.14 6 n KD P d          由此可知： 安全系数 0 min max 0.75 684 1.315 520 S        因为 1.3pS S  ，估强度符合要求。 3、盘式摩擦离合器操作凸轮盘的参数计算 8t mm 1 30H mm 23nH mm 17jH mm 27bH mm 4.85   473L mm 1b  1520b Mpa  0 684Mpa  min 0  max 520Mpa  1.315S  7 （1）凸轮盘的参数计算 由压缩弹簧的参数可知： 为达到工作形成需要，弹簧的压缩量 0 30 23 7nH H mm      ；设计凸轮 盘滑块如图所示： 该图为凸轮盘的俯视示意图，如图所示，G 为竖直方向，F 为处置与斜面。 如图所示， 2021G Q N  ，作用于斜面上的正压力大小为： 2858 cos 45 a G F N  选择铁基粉末冶金，对偶材料为铸铁， 2300 /pp N cm 沿斜面方向的拉力 0.12 2858 343x aF F f N     （2）凸块与斜面的压溃校 已知深度 7h mm ，可以求出斜面长度 10b mm ，设凸块长度为 L，取 L=50mm，则有： 摩擦斜面面积 210 50 5A bL cm    ； 凸块总数 2n  ； 则有实际压应力 2 2858 286 / 5 2 aFp N cm An     因为 2300 /pp p N cm  凸块摩擦表面不会被压溃。 （3）操作力大小的计算 取凸块中心到轴心的距离 R1 为凸块的等效力臂，Fs 的大小与 Fx 的关系为： 485 cos 45 Fx Fs N  凸块力臂 1 25 10 35R mm   ，取操作力力臂 2 100R mm ，则由力矩守恒有： 1 2Fs R Fn R   因此，操作力 1 2 286 35 100 100 n Fs R F N R      根据机械设计手册，操作力在 100~200N 范围内，适合人进行操作。 9mm  2021G Q N  2858aF N 2300 /pp N cm 343xF N 10b mm 50L mm 25A cm 2286 /p N cm 485Fs N 8 4、盘式摩擦离合器推力球轴承的选择 由轴径 25d mm ， 4854Q N ，查机械手册选用推力球轴承，代号 51104 基 本参数如下： 1 1 20 35 10 21 35 0.3 29 26 0.3 a a d mm D mm T mm d mm D mm r mm d mm Da mm r mm          因为其在静压力下的极限载荷 0 24500aC N ，远大于正压力 4854Q N ，且 极限转速 max 4300 3000 / minn r  因此该轴承足够满足强度需要，不需要进行校核。 5、盘式摩擦离合器主动盘与轴连接用键的参数计算 选用 A 型普通平键，根据安装键的轴径 1 12d mm ，查表得到： 5b mm 5h mm 选键长 10L mm ，则有： 键与轮毂的接触高度 2.5 2 h k mm  工作长度 5 10 5 5l L mm     对键进行剪切应力的校核： 已知材料许用剪切应力 120p Mpa  该键的剪切应力 2 2 2021 6.73 12 5 10 cT Mpa DbL        因为 p  ，所以键的强度满足条件需求。 1 35R mm 2 100R mm 100nF N 25d mm 4854Q N 1 1 20 35 10 21 35 0.3 29 26 0.3 a a d mm D mm T mm d mm D mm r mm d mm Da mm r mm          0 30200aC N 9 6、设计小结 7、参考文献 《机械设计手册》（单行本）化学工业出版社 主编 成大先 《材料力学》 高等教育出版社 主编 刘鸿文 《机械原理》 高等教育出版社 主编 孙桓 陈作模 葛文杰 《工程制图》 中国林业出版社 主编 霍光青 刘洁 1 12d mm 5b mm 5h mm 10L mm 2.5k mm 4l mm 120p Mpa  6.73Mpa  10