摘要 基于KISS(Keep it simple, stupid)创新设计理念,设计了铰杆式二次正交增力离心式离合器。介绍了其工作原理,给出了其输出力和输出转矩、接合角速度和接合转速、额定角速度和额定转速、弹簧最大工作载荷的计算公式。上述力学计算公式,对具体工程设计具有指导意义。铰杆式二次正交增力离心式离合器结构紧凑,制造成本较普通或一次正交增力离心式离合器增加甚微,但输出转矩的能力显著提高。这种新型的离心式离合器适于在大功率或低速场合应用,其设计原理也可移植用于设计超速制动器。
1 概述
离心离合器可以使电动机或其它旋转式原动机在接近于完全空载的条件下顺利启动,达到一定转速后再自动接合,进而带动负载运行。对于电动机来说,由于非常有效地降低了电机带负载启动所造成的冲击电流的滞留时间,因而能显著减轻电机发热,并延长其使用寿命。特别是对于启动较为频繁的电机,其节能效果也是非常显著的。
此前我们设计的一次正交增力离心离合器[1],在一定程度上解决了传统的直接作用式离心离合器输出转矩较小的问题,但其增力效果还有进一步提高的余地。近来,参考文献[2、3]提出了一种“液磁增力离心式离合器”,从理论上其增力效果有了很大提高。但这种离合器中的杠杆液压增力机构必须占用较大空间,造成机构拖沓繁杂,同时也无疑显著提高了制造成本。此外,该离合器的电控装置也显得赘余。
对于机械设计创新,西方工程界一直非常推崇所谓KISS(Keep it simple, stupid)理念,我们将其称之为简约无误原则。基于这一理念或原则,我们设计了铰杆式二次正交增力离心离合器。这种新型的离心离合器与我们此前设计的铰杆式一次正交增力离心离合器相比,复杂程度增加甚微,但输出转矩的能力却有了极为显著的提高。此外,由于这种新型的离心离合器,总体结构简约平衡,原理清晰,因而相对于涉及较多设计要素的离心离合器,其工作可靠性要高得多。
2 工作原理
铰杆式二次正交增力离心离合器的工作原理如图1所示,其主要由主动件、增力重块、一次增力铰杆机构、二次增力铰杆机构、输出重块、从动件、复位弹簧和导向销等组成。由图中可见,该离合器在总体布局上为正交对称结构,我们仅以上半部分为主来说明其工作原理。
在主动件上固定着为增力重块和输出重块导向的导向销,其中为输出重块导向的导向销,兼有传递转矩的功能。一次增力铰杆的内侧一端,固定铰接在增力重块上,外侧一端则与二次增力铰杆机构的中点铰接在一起;二次增力铰杆机构的下端,固定铰接在主动件上,上端则铰接在输出重块上。为了给铰杆增力机构提供必要的运动空间,在增力重块的一侧表面上加工出一定深度的槽(见图中阴影部分)。当然,如果增力重块的厚度较大时,最好是将这个槽设计在厚度方向上的中部。此外,在上下两个增力重块之间,设置了一只复位拉力弹簧。
当离合器处于静止状态时,在复位拉力弹簧的作用下,使上下两个增力重块保持在最靠近水平中心线的位置上,由于增力重块及铰杆机构的作用,上下两个输出重块也处于最靠近水平中心线的位置上,即其外圆弧面与从动件的内壁是不接触的。
当主动件旋转时,增力重块和输出重块便分别产生离心力Fc1和Fc2。在离心力的作用下,增力重块和输出重块沿离心方向外运动。当主动件角速度ω较低,拉力弹簧因受力产生的变形还未达到一定值时,输出重块的外圆弧面与从动件的内壁是不接触的,故此时从动件仍保持静止状态。当主动件的角速度ω达到一定的值以后,输出重块的外圆弧面与从动件内壁便开始接触,此时拉力弹簧的变形量也达到最大值。我们将此时的角速度称为结合角速度,记为ωj,此时弹簧所受的最大拉力即为最大工作载荷,记为FS。
当主动件的角速度超过ωj后,输出重块的外圆弧面与从动件内壁一直保持接触,并对从动件内壁施加作用力F0,该作用力由两个部分组成:①输出重块自身产生的离心力Fc2,②增力重块产生的离心力Fc1与复位弹簧拉力FS的合力,经铰杆式二次正交增力机构进行力放大后,作用在输出重块运动方向,即Fc2方向上的分力。如果主动件转速提高到使F0产生的摩擦转矩,足以克服从动件所驱动的负载时,从动件便与主动件同向同步旋转。如果该摩擦转矩不足以完全克服从动件所驱动的负载,则输出重块的外圆弧面与从动件内壁之间,将会出现打滑现象,从而使主、从动件之间产生一定的转速差。
不难看出,尽管采用了二次正交增力铰杆机构,但该离合器的总体结构却并不复杂,且极为紧凑,具有很好的制造工艺性。因此,它的制造成本较普通或一次正交增力离心式离合器[1],可以说增加甚微。
3 设计计算
3.1 输出力
二次正交增力离心式离合器中,当主动件以角速度ω旋转时,每个增力重块产生的离心力Fc1=m1r1ω2,每个输出重块产生的离心力Fc2=m2r2ω2。而每个输出重块的输出力F0,以主动件的结合角速度ωj为界,分为两个阶段:①当0≤ω≤ωj时,F0=1;②当ω≥ωj时,每个输出重块的输出力F0的计算公式为
式中 m1,m2———增力重块和输出重块的质量
r1,r2———增力重块和输出重块的质心到主动件回转中心的距离
α,β———理论压力角(如图示)
φ1,φ2———对应于理论压力角为α、β的铰杆副的两铰接处的当量摩擦角,一般计算公式为φ=arcsin2rμl(l为铰杆两铰链的中心距;r为铰链轴的半径;μ为铰链副的摩擦因数)[3]。
3.2 输出转矩
二次正交增力离心式离合器的输出转矩T,当0≤ω≤ωj时,T=0;当ω≥ωj时
式中 f———输出重块外圆弧面与从动件内壁之间的摩擦因数
D———从动件内径
式(1)、式(2)中,m1r1ω22(1tan(α+φ1)tan(β+φ2)+1)就是增力重块产生的离心力Fc1,经二次正交增力机构增力后、作用在输出重块运动方向上的分力。而12(1tan(α+φ1)tan(β+φ2)+1)就是铰杆机构的增力系数。由于理论压力角的值可以取得很小(一般取5°~8°),而根据当量摩擦角的计算公式,其值一般也很小,所以二次正交增力离合器相对于同样结构重量但没有增力机构的离心离合器,实际输出力的值要大得多,自然其输出的转矩也大得多。例如与参考文献[1]相比,离合器的增力系数可以从5倍增加到13倍左右,这不仅使离心离合器的应用向低速及大功率领域拓展,而且用其代替现有的离心离合器,在结构尺寸相当的情况下,可使用摩擦因数较小但耐磨性较好的摩擦材料,从而显著延长其使用寿命。
3.3 结合角速度和结合转速
结合角速度可由式(1)推出,在式(1)中,令,可得
相应的结合转速nj为
3.4 额定角速度和额定转速
额定角度速是指离合器传递额定转矩时的角速度。在式(2)中,令T=Tr,可得
相应的结合转速为
3.5 弹簧最大工作载荷
具体进行工程设计时,一般情况下是首先确定离合器的结合转速nj,然后根据已知转速nj和其他已知参数来设计弹簧,这种情况下弹簧最大工作载荷可由式(4)导出,即
4 结论
(1)基于KISS理念创新设计的铰杆式二次正交增力离心式离合器,总体结构与原理简约而清晰,而且具有很好的制造工艺性。
(2)作者在进行创新构思时,运用了科学美学的对称性理念。读者不难发现,该离心式离合器由于采用了对称布局,从总体上能给人以简约、平衡、和谐的美感[4~8]。
(3)铰杆增力机构从本质上是一种仿生机构,相对于斜楔、凸轮等增力机构的力传递效率要高得多[9]。该离心式离合器采用极为紧凑的串联式铰杆机构进行二次正交力放大,在获得足够大的输出转矩的同时,其所占用的总体结构空间,却相对要小得多。
(4)相对于一次正交增力离心离合器,本文提出的铰杆式二次正交增力离合器,能够获得相对要大得多的输出转矩。这无疑在大功率和低速领域,以及长寿命、低摩擦系数的摩擦材料的选用方面,显著提升了应用空间。
(5)铰杆式二次正交增力离合器的设计思想和原理,也可移植用于设计超速制动器等其它基于离心机构的装置或机械。
参考文献
1 钟康民,郭培全,胡秉承.正交增力离合器.机械工程学报, 2000,36(4):38~40,44
2 谭立新.液磁增力离心式离合器.机床与液压, 2003, (1): 144~146
3 谭立新,宁立伟,周梓荣.电控液磁增力离心式离合器.机械工程学报, 2003,39(12):151~153,157
4 徐纪敏.科学美学.长沙:湖南出版社,1991
5 李政道.艺术和科学.科学,1997,49(1):3~10
6 [美]阿.热著,荀坤,劳玉军译.可怕的对称-现代物理学中美的探索.长沙:湖南科学技术出版社,2002
7 吉姆.巴戈特著,李涛,曹志良译.完美的对称-富勒烯的意外发现.上海:上海科技教育出版社,1999
8 沈致远.科学是美丽的-科学艺术与人文思维.上海:上海教育出版社,2002
9 林文焕,陈本通.机床夹具设计.北京:国防工业出版社,1987
本文作者：王明娣 钟康民 左敦稳 王 珉
收稿日期:20061109
作者简介:王明娣(1975- ),女,江苏靖江人,博士研究生,讲师
