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Working Principle and Design of Centrifugal Clutch with Toggle Force Amplifier ZHONG Kangmin, et al Abstracts：In this paper, the working principle of a new centrifugal clutch with toggle force amplifier is introduced and the calculating formulae of the output force and torque, joint angular velocity and speed, rated angular velocity and speed and maximum working load of spring are given. The manufacturing cost of a centrifugal clutch with toggle force amplifier is a little bit more than that of commonly used centrifugal clutch while its driving torque is much bigger than that of a conventional one.
Key Words：Centrifugal Clutch, Toggle Force Amplifier, Force Amplifying Weight, Driving Weight, Pressure Angle, Angular Velocity, Driving Torque▲ 1 概述 目前人们采用的径向离心离合器基本上都是直接作用式的，即离心重块就是力输出元件，与从动件直接接触［1，2］。这种离心离合器一般来说结构尺寸较大，在空间尺寸受限制的场合难以找到用武之地，如用于大功率电动机更显得力不从心；特别是为了获得必要的输出转矩，有时不得不采用摩擦系数较大但磨损却较快的摩擦材料，这无疑使其寿命大打折扣。因此，在设计离心离合器时，如能在保证结构紧凑的前提下，将离心重块产生的离心力，通过增力机构放大后再进行输出，无疑能显著提升离合器的技术指标，并可扩大其应用范围和领域。铰杆增力机构具有摩擦损失小、增力系数大的优点。下面我们要介绍铰杆增力式离心离合器的工作原理和设计时的力学计算问题。 2 工作原理 铰杆增力式离心离合器的工作原理见附图。该离合器具有功能不同的两类重块—输出重块6和增力重块3，二者之间通过斜置铰杆4进行联接；输出重块6和增力重块3的周向位置及运动方向，由固定在主动件5上的导向销1确定。主动件5驱动从动件7正常工作时，输出重块6的外圆弧面与从动件7内壁保持接触，而增力重块3与从动件7内壁始终是不接触的。
当主动件5旋转时，增力重块3和输出重块6便分别产生离心力Fc1、Fc2。在离心力的作用下，增力重块3和输出重块6有沿各自的离心方向向外运动的趋势。当主动件5的角速度ω较低、拉力弹簧2因受力产生的变形还未达到一定值时，输出重块6的外圆弧面与从动件7的内壁是不接触的，故此时从动件7将保持静止状态；当主动件5的角速度ω达到一定值时，输出重块6的外圆弧面与从动件7内壁便开始接触，此时拉力弹簧2的变形量也达到最大值；我们将此时主动件5的角速度称为接合角速度，记为ωj；此时弹簧2所受的拉力即为最大工作载荷，记为Fs2。当主动件5的角速度超过接合角速度ωj后，输出重块6的外圆弧面与从动件7内壁将一直保持接触，并对从动件7施加作用力F。该作用力F由以下两部分组成：(1)输出重块6自身产生的离心力Fc2与弹簧2作用力Fs2的合力；(2)增力重块3产生的离心力Fc1，经斜置铰杆4增力后，作用在输出重块6运动方向即Fc2方向上的分力。 
铰杆增力式离心离合器工作原理图
1.导向销 2.拉力弹簧 3.增力重块 4.铰杆
5.主动件 6.输出重块 7.从动件 主动件5的角速度ω≥ωj后，输出重块6的外圆弧面与从动件7内壁虽然保持接触，但却不能立即驱动从动件7同向同步运转，而是有一个二者之间相互打滑的短暂过程；直到主动件5的角速度ω提高到使实际输出力所产生的摩擦转矩，足以克服从动件7所驱动的负载时，从动件7才与主动件5同向同步旋转。
需要注意的是，为每个输出重块6导向的导向销1数量是2只，而为每个增力重块3导向的导向销1数量是1只。其原因在于，如果为每个增力重块3导向的导向销1数量也是2只，则由于加工及装配误差等原因，将无法保证两个输出重块6对从动件7内壁施加相等的作用力，甚至无法保证两个输出重块6都能与从动件7内壁接触。 3 设计计算 3.1 输出力与输出转矩的计算
铰杆增力式离心离合器中，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F，则以主动件的接合角速度ωj为界，分为两个阶段：当0≤ω≤ωj时，F=0；当ω≥ωj时，每个输出重块的理论输出力Ft(不计铰接处的摩擦损失)和实际输出力Fp的计算公式为  (1)
 (2)
式中 m1、m2——增力重块、输出重块的质量，kg
r1、r2——增力重块、输出重块的质心至主动件回转中心的距离，m
α——理论压力角，即铰杆的二铰支中心的连线与输出重块运动方向之间法线的夹角，rad或(°)
β——铰杆的二铰支处的当量摩擦角，rad或(°)
μ——铰杆的二铰支处的摩擦系数
d——铰链孔或轴的直径
l——铰杆的二铰支中心之间的距离［5］
铰杆增力式离心离合器的实际输出转矩Tp，当0≤ω≤ωj时，Tp=0；当ω≥ωj时  (3)
式中 μ1——输出重块外圆弧面与从动件内壁之间的摩擦系数
D——从动件内径，m
式(2)及(3)括号中的后一项m1r1ω2/tan(α+β)，就是增力重块产生的离心力Fc1，经斜置铰杆增力后，作用在输出重块运动方向上的分力；而1/tan(α+β)就是铰杆机构的增力系数。由于理论压力角α的值可取得较小(推荐取αmin=5°)，而根据当量摩擦角β的计算公式，其值一般也很小，所以，铰杆增力式离心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，实际输出力的数值要大得多，自然其输出转矩的能力也要大得多。例如，假定m1=m2、r1=r2，且忽略弹簧拉力Fs2的影响，并取α=6°，β=2°，则铰杆增力式离心离合器的实际输出转矩Tp，可达同样结构重量但没有增力机构的离心离合器的4.06倍。
应当特别提请注意的是，拉力弹簧应作用在输出重块上；如果拉力弹簧作用在增力重块上，则当ω=ωj时，输出重块将对从动件施加一个冲击性的驱动转矩。出现这种现象的原因请读者自行分析，此处限于篇幅不再展开讨论。
从上述分析可以看出，铰杆增力式离心离合器在基本保证结构紧凑的前提下，显著提高了输出转矩的能力，这不仅能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普通离心离合器，在结构尺寸相当的条件下，可使用摩擦系数较小但耐磨性好的摩擦材料，如铁基粉末冶金材料等，从而显著延长使用寿命。此外不难看出，铰杆增力式离心离合器的制造成本，也较普通离心离合器增加甚微。
3.2 接合角速度与接合转速的计算
接合角速度ωj可由式(2)导出。在式(2)中，令ω=ωj，则Fp=0，即 
解此方程，得  (4)
相应的接合转速nj为  (5)
3.3 额定角速度与额定转速的计算
额定角速度是指离合器传递额定转矩Tr时的角速度ωr。在式(3)中，令Tp=Tr，即可得到额定角速度ωr的值。  (6)
相应的额定转速为  (7)
3.4 弹簧最大工作载荷的计算
很多情况下是已知离合器的接合转速nj，然后根据nj的值及其它已知量来设计弹簧。这些情况下弹簧的最大工作载荷可由式(5)导出，即  (8)
4 结论 (1)铰杆增力式离心离合器输出转矩的能力，显著高于同样结构重量但没有增力机构的离心离合器，便于向低速及大功率领域推广应用。
(2)铰杆增力式离心离合器在提高输出转矩能力的同时，基本保证了结构紧凑，且制造成本较普通离心离合器增加甚微，这使得其技术经济指标要显著高于普通离心离合器。
(3)铰杆增力机构的增力效果，由理论压力角α及铰杆的二铰支处的当量摩擦角β决定。
(4)铰杆增力式离心离合器设计计算的基本公式，是输出力计算公式。其余公式均可由该公式经分析、演化导出。 ■ 基金项目：山东省自然科学基金资助课题(编号：Y97F11095)。
作者简介：钟康民 济南市济南大学机电工程系，邮编：250002
作者单位：钟康民（济南大学）
宋强（济南大学）
郭培全（济南大学）
胡秉辰（吉林工业大学） 参考文献： ［1］高泽祥等.中型卧式车床新型短链主传动的设计.制造技术与机床，1997(12)
［2］段广汉，舒森茂等.离合器结构图册.北京：国防工业出版社，1985.
［3］钟康民，郭培全等.高倍增力离心机构研究.济南大学学报，1997，7(2)
［4］Zhong Kangmin, Guo Peiquan, Wang Zichang. Research on orthogonal reinforcement centrifugal mechanism. Proceedings of international conference on mechanical transmissions and mechanisms, Beijing:China Machine Press, 1997:173～177
［5］林文焕，陈本通编著.机床夹具设计.北京：国防工业出版社，1987. | 
