低速惯性摩擦离合器増力机构设计

1、低速惯性摩擦离合器二级铰杆增力机构设计吕庆洲（1.合肥工业大学 机汽学院 安徽 合肥 230009 2.淮南联合大学 机电系 安徽 淮南 232038）The strenthening force mechanism design of the low speed inertia friction clurchLv Qing zhou(1、School of Mechanica Engineering and Automobile Engineering，Hefei Polytechnics University；2、Department of Mechatronic Engineering

2、，Huainan union University)摘要：设计一种二级铰杆增力机构，增大低速惯性摩擦离合器摩擦片的正压力，解决低速摩擦离合器工作时动力不足、传递功率低的问题。通过增力机构巧妙的设计和增力计算、分析，确定了离合器工作时的增力倍数、工作参数和提高机构工作能力的基本途径。关键词：低速惯性摩擦离合器；二级双铰增力机构；结构设计；特点分析；应用实例。Abstract: For disoving the problem that the low speed Inertia Friction Clurch lacks force,We design a kind of hinged mech

3、anism with two strenthening force structures .On the basis of the special design and counting its times of the strenthening force and deciding its runing data,We analyse and explain the characters and properties of this kind of strenthening force mechanism. Key words:The low Inertia Friction Clurch;

4、Two strenthening force structures;Structure designment;Analyse characters and properties.在文献【1】中，设计一种二级增力机构解决低速摩擦离合器的正压力不足问题。在这里新提出一种二级铰杆增力机构设计，比较前一种增力机构增力倍数更大，调节更方便，结构更合理。1 二级铰杆增力机构结构设计1、1 机构设计二级铰杆增力机构结构原理如图1所示，第一级增力机构为对称布置的曲柄滑块ABC和A1B1C1机构，滑块1为增力滑块，在其上设计有调整工作角的C铰调整槽，设计时取杆AB、AC长度相等，两杆的长度要求消除摩擦片与轮毂间

5、隙，并保证较小的工作角（一般保证5°）；第二级增力机构为ADA1E铰链滑块机构，滑块2为动力滑块，其上设计有调整工作角度和工作行程的E铰调整槽，杆长AE要求消除动力滑块运动行程，杆长AD和A1D设计成等长，设计长度应保证较小的工作角（一般保证5°）。1、2 工作原理工作时，轴与摩擦片轮毂一起转动，此时动力滑块和增力滑块获得惯性力一起沿半径外移，在消除和的同时增力滑块获得较大正压力，将摩擦片和摩擦外轮毂压紧，产生驱动力，使离合器结合良好，输出动力。这里增力滑块获得的正压力越大，离合器结合越好，输出动力越大。ABCA1B1C1DE1 动力滑块 2 增力滑块 3 摩擦片 4 离合

6、器摩擦外轮毂1234图1 双铰杆增力机构原理示意图HH11、3 增力倍数计算如图2所示为第二级增力机构的D点受力图。其中惯性力Q = mR22，m为动力滑块的质量，为轴的角速度，R2为E点的工作半径，在低速时Q是较小的；杆AD和A1D给D点的作用力相等，根据静力平衡条件可得 。如图3所示为杆AD给A点的作用力FAD的力分解图，力FAD与力FAD是作用力与反作用力关系，其沿垂直曲柄滑块机构ABC极限位置线（AB和AC呈直线）方向的分力F2大小为如图4所示为第一级增力机构A点的受力图。由分力F2引起杆AB、AC的作用力为FAB、FAC，由于杆AB、AC等长，因此FAB = FAC，根据静力平衡条件

7、可得如图5所示为杆AC给C点的作用力FAB的力分解图，力FAB与力FAB是作用力与反作用力关系，其沿曲柄滑块机构ABC极限位置线方向的分力F1大小为由于曲柄滑块机构为对称布置，因此在摩擦片上产生的正压力FN大小为令为第一级增力系数，为第二级增力系数，则其中K为整个机构的增力倍数。如果考虑动力平衡，将该增力机构对称布置，其增力倍数还会再增加一倍。D90°90°QFADFA1D图2 D点受力图CABFADF2FACFABF2A图3 力 FAD分解图4 A点的受力图FABF1图5力FAB的分解现取位置角=30°，当机构工作角 = =5°时，可得K1=11.43

8、，K2=5.27，K=59.24。而按文献【1】设计的增力机构，此时增力倍数K=13.5。当机构工作角 = =1°时，可得K1=57.29，K2=24.49，K=1403，其增力倍数很大。实际上机构工作角一般不可能调整到小于1°范围内，正常应该在1°5°范围内，因此该机构的增力倍数相当可观。2 二级双铰增力机构结构特点及分析（1）为了离合器工作时动力平衡，可以将该双铰增力机构对称布置，能够成倍增加传递功率，同时能更加适应低速工作。（2）为了能够保证快速切断动力，只需在动力滑块下配置回位弹簧，其减小动力的倍数也很大，因此具有快速切断动力的能力。（3）由于摩

9、擦片有磨损，为了保证较小的工作角度，在动力滑块和增力滑块上都配置有调整滑槽，进行有效的调整，使离合器随时保持的良好的工作状态。（4）动力滑块和增力滑块在工作时自身也产生一定的惯性力，这个惯性力并没有计算在对摩擦片产生正压力上，但同时各连接铰链的摩擦损耗也未考虑进去，若考虑摩擦损耗，其增力倍数为，式中为铰链铰接处的摩擦角（一般可控制在小于0.5°以内）。相对于不考虑以上两种因素来说，对离合器的增力影响不大。不过在第一级增力机构增力计算中只讨论了由作用力FAD分力F2引起杆AB的作用力FAB对动力滑块产生的增力，并没有计算由作用力FAD另一个分力的作用效果，一般在工作角为很小时，这个分力

10、的影响较小，可以忽略不计。（5）这种机构不会出现越过曲柄滑块机构的死点位置的情况。因为只要杆AD和A1D长度适当，就能保证A点和A1点不会越过该机构的极限位置线。（6）该机构的第一级增力机构的位置角的变化，能够较大的影响增力倍数。设计时取 =30°，在机构安装空间允许的情况下可以把减小，还能够进一步提高增力倍数。不过太小，安装增力机构的空间就小了，甚至无法安装。3、实际应用设计举例设以低速惯性离合器传动轴的转速为500r/min，轮毂半径为R=190mm，摩擦片的厚度为10mm，摩擦片与轮毂间的间隙=8.5mm。第二级增力机构有关数据为：动力滑块的质量为m2=1kg，动力滑块的工作半

11、径为R2=165mm，杆AD、A1D、DE的长度为lAD= lA1D = lDE = 60mm；第一级增力机构曲柄滑块ABC机构B点的安装位置半径为RB =60mm，安装位置线（也是杆AB、AC的极限位置）与竖直中心线的夹角（或安装位置角） =30°，杆AB、AC的长度为lAB = lAC = 60mm，增力滑块的质量为m1=1kg，常态下增力滑块与摩擦片之间的间隙为零。为了计算方便，取第一级增力机构ABC的初始工作角为 =30°，这时第二级增力机构的初始工作角约为 =60°，取动力滑块运动行程为=50mm。首先取第二级增力机构的工作角为 =5°，则在A

12、A1D（如图1）有mm在ABH中（如图1），由于工作角进入工作状态时，角度很小，因此近似取考虑铰链A、D处的间隙和杆件的微小变形，AH的长度相应增大，取AH=1.2286mm，这样根据 ，则有 这样二级增力机构的增力倍数为因此整个机构的增力倍数为：据此该机构的对离合器摩擦片产生的正压力为：F=K1K2Q，而惯性力Q = m2R22，取摩擦片与轮毂的摩擦系数fN=0.3，离合器摩擦片产生的摩擦力为：Ff =2fN·FN，由此摩擦力产生的力矩为：Mf =Ff·R，这样该摩擦离合器所能传递的功率为此时传递功率是相当的大。若低速惯性离合器传动轴的转速减小一半，即为250r/min，这时传递的功率也可达38.875kW。4、结束语从上面的计算分析来看，二级铰杆增力机构比文献【1】设计的机构增力效果更好，结构更合理。在此二级增力机构的设计中，未就机构的结构尺寸设计进行说明，这部分可在具体的