Основы расчета типовых элементов фрикционных сцеплений

Расчет ведомого диска. Задачей расчета является определение радиусов фрикционных накладок, влияющих на размеры других элементов сцепления; определение необходимого усилия, от которого зависят число и характеристика нажимных пружин, сила, прикладываемая к педали сцепления, и передаточное число привода управления.

В нейтральном положении привода сцепление постоянно включено, а передаваемый им крутящий момент ограничивается моментом трения

, (6.1)

где Т – окружная сила трения, действующая между одной парой трущихся поверхностей, кН;

z – число пар поверхностей трения;

R_ср – плечо силы Т, м;

μ – коэффициент трения (μ = 0,3…0,35);

Q – суммарная сила, создаваемая нажимными пружинами;

R_ср = 0,5(R_н + R_в), (6.2)

где R_н и R_в – соответственно наружный и внутренний радиусы кольцевой фрикционной накладки ведомого диска, м.

Чтобы сцепление во включенном состоянии не пробуксовывало, максимальный момент трения в нем М_с должен в β раз превышать максимальный крутящий момент двигателя М_{е max} .Следовательно, суммарная сила

, (6.3)

где β – коэффициент запаса сцепления.

Интенсивность изнашивания фрикционных накладок зависит от величины нагрузки на поверхности накладок. Чем она ниже, тем выше износостойкость фрикционных накладок. Поэтому нажимное усилие пружин

(6.4)

ограничивается допустимым давлением [q], и, задаваясь отношением R_в/ R_н = 0,55…0,70 и решая совместно (6.3) и (6.4), находят радиусы, а затем суммарную силу упругости нажимных пружин. При этом принимают для легковых автомобилей β = 1,2…1,75; для грузовых β = 1,5…3,0;

[q] = 1,15…3,0 МПа.

Другим параметром, определяющим износостойкость фрикционных накладок и тепловыделение в сцеплении, является удельная работа трения (буксования) L_уд. Поэтому основные размеры фрикционных накладок согласуют с условием

Дж/м², (6.5)

где L_б – работа буксования сцепления при одном трогании автомобиля с места на первой передаче при расчетном значении ψ = 0,02 или 0,16;

, (6.6)

где J_м – момент инерции маховика и приведенных к нему деталей двигателя, Н·м²;

J_а – момент инерции массы m_а автомобиля, приведенный к ведомому диску сцепления, Н·м²; определяется по выражению

;

ω_м – угловая скорость маховика, соответствующая максимальному крутящему моменту двигателя, с^-1;

М_ψ – момент сопротивления дороги, приведенный к ведомому диску сцепления, кН∙м;

– передаточные числа соответственно коробки передач на 1 передаче и главной передачи

,

r_к – радиус качения колеса, м.

Шлицевое соединение ступицы ведомого диска с первичным валом коробки передач рассчитывают по допустимому напряжению смятия:

, (6.7)

где М_р – расчетный момент; М_р = М_{е max} , кН∙м;

z_шл – число шлицев;

h и ℓ – высота и длина поверхности контакта зубьев, м;

r_ср – средний радиус поверхности контакта зубьев, м;

ψ – коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по зубьям; ψ = 0,7…0,8;

– допускаемое напряжение; = 30…40 МПа [8].

Для шлицев эвольвентного профиля h = m, r_ср = 0,5·m·z_шл;

Для шлицев прямоугольного профиля h ≈ 0,5(D – d), r_ср = 0,25(D + d), - где m – модуль зуба; D и d – соответственно наружный и внутренний диаметры соединения.

Расчет нажимного диска. Нажимной диск является «тепловой губкой», поглощающей тепло, выделяемое при буксовании сцепления. Поэтому его делают массивным, обладающим необходимой теплоемкостью, жесткостью и прочностью. Массу m_нд диска определяют из условия допустимого нагрева при трогании автомобиля с места:

, (6.8)

где γ_L – коэффициент, учитывающий, какая часть работы буксования L_б воспринимается рассчитываемой деталью (для нажимного диска однодискового сцепления γ_L = 0,5, в двухдисковом сцеплении для среднего диска γ_L = 0,5, для нажимного γ_L = 0,25);

Δt – увеличение температуры диска при одном трогании автомобиля с места, которое не должно быть больше 15^о;

С – удельная теплоемкость; для чугуна С = 482Дж/кг∙К [8].

Выступы и шипы, соединяющие нажимный диск с маховиком, рассчитывают на смятие. Условие работоспособности поверхности, подвергаемой смятию:

, МПа, (6.9)

где γ_м – коэффициент, определяющий долю момента, передаваемого рассматриваемым диском (γ_м = γ_L);

R – расстояние от центра тяжести площади контакта сминаемых поверхностей до оси сцепления, м;

z – число выступов или шипов;

F – площадь контакта, м².

Расчет рычагов выключения сцепления производится по допустимым напряжениям изгиба:

, МПа, (6.10)

где l – расстояние от точки приложения силы N до опасного сечения (рисунок 6.1);

W_u – момент сопротивления изгибу опасного сечения, м³;

Q_max – суммарная сила упругости нажимных пружин при выключенном сцеплении, кН;

f и е – плечи рычага, м;

z_р – число рычагов; z_р = 3…4.

Рисунок 6.1 Расчетные размеры нажимного диска и рычага выключения:

1 – проушина; 2 – ось; 3 – опорная вилка; 4 – регулировочная гайка; 5 – передняя крышка коробки передач; 6 – вилка выключения; 7 – муфта выключения сцепления; 8 – упорный шарикоподшипник.

Расчет пружины выполняют для определения ее размеров, обеспечивающих необходимую характеристику пружины (рисунок 6.2). Нажимное усилие Р, создаваемое одной пружиной, является следствием ее деформации на величину f при установке на место. При выключении сцепления деформация пружины увеличивается на величину хода s нажимного диска, в результате чего сила упругости возрастает до значения Р_max, которое и является расчетной нагрузкой на пружину.

Обычно принимают Р_max =1,2 Р и из условия прочности пружины находят диаметр проволоки δ, а затем средний диаметр D витка по формулам

; D = с·δ, (6.11)

где с – индекс пружины; с = D/δ = 6÷9; [τ_к] – допускаемое напряжение при кручении проволоки; [τ_к] = 500÷700 МПа [9].

Число рабочих витков i_p пружины и ее максимальная деформация f_max связаны зависимостью

(6.12)

Рисунок 6.2. Нажимная пружина и ее характеристика

Решив полученное выражение относительно i_р, имеем

, (6.13)

где G – модуль упругости второго рода; для стальной проволоки (сталь 65 или 65Г) G = (8,0 ÷8,3) 10⁴ МПа [8].

Длина пружины в свободном состоянии

l_o = f_max + i_oδ + (i_о - 1) Δ_в, (6.14)

где i_о – полное число витков; i_o = i_p + 2; Δ_в – зазор между витками при выключенном сцеплении; принимают Δ_в = (0,5 ÷ 1,5) 10^-3м.

Расчет привода сцепления.

Расчет привода производят для определения его передаточного числа и усилия на педали i_п которые должны обеспечивать удобство и легкость управления. В выполненных конструкциях i = 24…45. Согласно схемам (рисунок 6.3) передаточные числа механического и гидравлического приводов соответственно равны:

i_мп = (а/b)(c/d)(e/f);

i_гп = (а/b)(c/d)(e/f)(d₂²/d₁²).

Рисунок. 6.3 Схема привода механизма выключения сцепления:

а - механического; б – гидравлического.

Для удобства управления сцеплением необходимо, чтобы при проектировании механического привода были удовлетворены условия гидравлического привода:

S_n = si_гп + ΔS = si_гп + Δ(d₂²/d₁²) (a/b) (c/d) < 150÷180 мм, (6.16)

где S_n – полный ход педали; s – ход нажимного диска;

Δ S – свободный ход педали; в выполненных конструкциях

Δ S = 35÷60 мм;

Δ – зазор между рычагами и муфтой выключения сцепления;

Δ = 2÷4 мм.

Для достижения легкости управления должно выполняться условие

Q = Р_maxz_n / (i_псη_пс ) < 200 Н, (6.17)

где Q – усилие на педали, кН;

Р_mах – сила упругости нажимной пружины при выключенном сцеплении, кН;

i_пc – передаточное число привода;

η_пс – КПД привода; принимают η_пс = 0,7…0,8; η_пс = 0,8…0,9.

Привод с усилителем применяют в тех случаях, когда работа L, совершаемая при выключении сцепления, превышает 30 Дж. Усилие на педали в этом случае ограничивают до 100 – 150 Н.

Работу определяют по формуле

(6.18)

где – средняя сила упругости z_n нажимных пружин в процессе выключения сцепления.