低速慣性摩擦離合器増力機構設計

1、低速慣性摩擦離合器二級鉸桿增力機構設計呂慶洲（1.合肥工業(yè)大學 機汽學院 安徽 合肥 230009 2.淮南聯(lián)合大學 機電系 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：設計一種二級鉸桿增力機構，增大低速慣性摩擦離合器摩擦片的正壓力，解決低速摩擦離合器工作時動力不足、傳遞功率低的問題。通過增力機構巧妙的設計和增力計算、分析，確定了離合器工作時的增力倍數(shù)、工作參數(shù)和提高機構工作能力的基本途徑。關鍵詞：低速慣性摩擦離合器；二級雙鉸增力機構；結構設計；特點分析；應用實例。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.在文獻【1】中，設計一種二級增力機構解決低速摩擦離合器的正壓力不足問題。在這里新提出一種二級鉸桿增力機構設計，比較前一種增力機構增力倍數(shù)更大，調節(jié)更方便，結構更合理。1 二級鉸桿增力機構結構設計1、1 機構設計二級鉸桿增力機構結構原理如圖1所示，第一級增力機構為對稱布置的曲柄滑塊ABC和A1B1C1機構，滑塊1為增力滑塊，在其上設計有調整工作角的C鉸調整槽，設計時取桿AB、AC長度相等，兩桿的長度要求消除摩擦片與輪轂間

5、隙，并保證較小的工作角（一般保證5°）；第二級增力機構為ADA1E鉸鏈滑塊機構，滑塊2為動力滑塊，其上設計有調整工作角度和工作行程的E鉸調整槽，桿長AE要求消除動力滑塊運動行程，桿長AD和A1D設計成等長，設計長度應保證較小的工作角（一般保證5°）。1、2 工作原理工作時，軸與摩擦片輪轂一起轉動，此時動力滑塊和增力滑塊獲得慣性力一起沿半徑外移，在消除和的同時增力滑塊獲得較大正壓力，將摩擦片和摩擦外輪轂壓緊，產(chǎn)生驅動力，使離合器結合良好，輸出動力。這里增力滑塊獲得的正壓力越大，離合器結合越好，輸出動力越大。ABCA1B1C1DE1 動力滑塊 2 增力滑塊 3 摩擦片 4 離合

6、器摩擦外輪轂1234圖1 雙鉸桿增力機構原理示意圖HH11、3 增力倍數(shù)計算如圖2所示為第二級增力機構的D點受力圖。其中慣性力Q = mR22，m為動力滑塊的質量，為軸的角速度，R2為E點的工作半徑，在低速時Q是較小的；桿AD和A1D給D點的作用力相等，根據(jù)靜力平衡條件可得 。如圖3所示為桿AD給A點的作用力FAD的力分解圖，力FAD與力FAD是作用力與反作用力關系，其沿垂直曲柄滑塊機構ABC極限位置線（AB和AC呈直線）方向的分力F2大小為如圖4所示為第一級增力機構A點的受力圖。由分力F2引起桿AB、AC的作用力為FAB、FAC，由于桿AB、AC等長，因此FAB = FAC，根據(jù)靜力平衡條件

7、可得如圖5所示為桿AC給C點的作用力FAB的力分解圖，力FAB與力FAB是作用力與反作用力關系，其沿曲柄滑塊機構ABC極限位置線方向的分力F1大小為由于曲柄滑塊機構為對稱布置，因此在摩擦片上產(chǎn)生的正壓力FN大小為令為第一級增力系數(shù)，為第二級增力系數(shù)，則其中K為整個機構的增力倍數(shù)。如果考慮動力平衡，將該增力機構對稱布置，其增力倍數(shù)還會再增加一倍。D90°90°QFADFA1D圖2 D點受力圖CABFADF2FACFABF2A圖3 力 FAD分解圖4 A點的受力圖FABF1圖5力FAB的分解現(xiàn)取位置角=30°，當機構工作角 = =5°時，可得K1=11.43

8、，K2=5.27，K=59.24。而按文獻【1】設計的增力機構，此時增力倍數(shù)K=13.5。當機構工作角 = =1°時，可得K1=57.29，K2=24.49，K=1403，其增力倍數(shù)很大。實際上機構工作角一般不可能調整到小于1°范圍內，正常應該在1°5°范圍內，因此該機構的增力倍數(shù)相當可觀。2 二級雙鉸增力機構結構特點及分析（1）為了離合器工作時動力平衡，可以將該雙鉸增力機構對稱布置，能夠成倍增加傳遞功率，同時能更加適應低速工作。（2）為了能夠保證快速切斷動力，只需在動力滑塊下配置回位彈簧，其減小動力的倍數(shù)也很大，因此具有快速切斷動力的能力。（3）由于摩

9、擦片有磨損，為了保證較小的工作角度，在動力滑塊和增力滑塊上都配置有調整滑槽，進行有效的調整，使離合器隨時保持的良好的工作狀態(tài)。（4）動力滑塊和增力滑塊在工作時自身也產(chǎn)生一定的慣性力，這個慣性力并沒有計算在對摩擦片產(chǎn)生正壓力上，但同時各連接鉸鏈的摩擦損耗也未考慮進去，若考慮摩擦損耗，其增力倍數(shù)為，式中為鉸鏈鉸接處的摩擦角（一般可控制在小于0.5°以內）。相對于不考慮以上兩種因素來說，對離合器的增力影響不大。不過在第一級增力機構增力計算中只討論了由作用力FAD分力F2引起桿AB的作用力FAB對動力滑塊產(chǎn)生的增力，并沒有計算由作用力FAD另一個分力的作用效果，一般在工作角為很小時，這個分力

10、的影響較小，可以忽略不計。（5）這種機構不會出現(xiàn)越過曲柄滑塊機構的死點位置的情況。因為只要桿AD和A1D長度適當，就能保證A點和A1點不會越過該機構的極限位置線。（6）該機構的第一級增力機構的位置角的變化，能夠較大的影響增力倍數(shù)。設計時取 =30°，在機構安裝空間允許的情況下可以把減小，還能夠進一步提高增力倍數(shù)。不過太小，安裝增力機構的空間就小了，甚至無法安裝。3、實際應用設計舉例設以低速慣性離合器傳動軸的轉速為500r/min，輪轂半徑為R=190mm，摩擦片的厚度為10mm，摩擦片與輪轂間的間隙=8.5mm。第二級增力機構有關數(shù)據(jù)為：動力滑塊的質量為m2=1kg，動力滑塊的工作半

11、徑為R2=165mm，桿AD、A1D、DE的長度為lAD= lA1D = lDE = 60mm；第一級增力機構曲柄滑塊ABC機構B點的安裝位置半徑為RB =60mm，安裝位置線（也是桿AB、AC的極限位置）與豎直中心線的夾角（或安裝位置角） =30°，桿AB、AC的長度為lAB = lAC = 60mm，增力滑塊的質量為m1=1kg，常態(tài)下增力滑塊與摩擦片之間的間隙為零。為了計算方便，取第一級增力機構ABC的初始工作角為 =30°，這時第二級增力機構的初始工作角約為 =60°，取動力滑塊運動行程為=50mm。首先取第二級增力機構的工作角為 =5°，則在A

12、A1D（如圖1）有mm在ABH中（如圖1），由于工作角進入工作狀態(tài)時，角度很小，因此近似取考慮鉸鏈A、D處的間隙和桿件的微小變形，AH的長度相應增大，取AH=1.2286mm，這樣根據(jù) ，則有 這樣二級增力機構的增力倍數(shù)為因此整個機構的增力倍數(shù)為：據(jù)此該機構的對離合器摩擦片產(chǎn)生的正壓力為：F=K1K2Q，而慣性力Q = m2R22，取摩擦片與輪轂的摩擦系數(shù)fN=0.3，離合器摩擦片產(chǎn)生的摩擦力為：Ff =2fN·FN，由此摩擦力產(chǎn)生的力矩為：Mf =Ff·R，這樣該摩擦離合器所能傳遞的功率為此時傳遞功率是相當?shù)拇?。若低速慣性離合器傳動軸的轉速減小一半，即為250r/min，這時傳遞的功率也可達38.875kW。4、結束語從上面的計算分析來看，二級鉸桿增力機構比文獻【1】設計的機構增力效果更好，結構更合理。在此二級增力機構的設計中，未就機構的結構尺寸設計進行說明，這部分可在具體的