Подбор и проверка параметров сцепления

Геометрические параметры сцепления стандартизованы согласно ГОСТа 12238 – 76.

По известным значениям максимального крутящего момента двигателя М_еmax и максимальной угловой скорости коленчатого вала ω_еmax выбираются минимально допустимый диаметр ведомого диска D_д. Диаметр выбирается минимальным, чтобы был минимальный момент инерции ведомого диска (см. ЛЕКЦИЮ № 8, стр. 53).

Фрикционные кольца (накладки) имеют наружный диаметр, равный диаметру ведомого диска D_д. Толщина и внутренний диаметр накладок выбирается по рекомендациям ГОСТа 1786 – 74.

В целях уменьшения момента инерции ведомого диска внутренний диаметр накладок берется из предлагаемых наибольшим (это имеет значение и при размещении демпфера в ведомом диске), а толщину наименьшей.

Сила сжатия дисков Р_н определяется из условия обеспечения требуемого момента трения М_сц , то есть обеспечения требуемого коэффициента запаса сцепления β = М_СЦ / М_{е max} (ЛЕКЦИЯ № 7, стр. 43).

Rср

Ртр

Мсц= Ртр∙ Rср∙Z Z- количество поверхностей трения (накладок) Ртр- приведенная сила трения Rср – средний радиус накладки

Ртр= Рн∙μ μ- коэффициент трения накладки по чугунному диску (0,25-0,4) Мсц= Рн∙μ∙ Rср∙Z

Также можно написать М_сц= М_еmax∙β

У двух последних уравнений левые части равны (М_сц). Приравниваем правые части этих уравнений и выражаем (выносим в левую часть) неизвестное Р_н.

Р_н= М_еmax∙β/ μ∙ R_ср∙Z

Так можно определить силу, с которой пружины должны сжать диски сцепления.

Проверка параметров сцепления

1. Проверка давления на фрикционные поверхности (накладки):

МПа – давление на накладки

S_Н – фактическая площадь одной поверхности накладки с учетом отверстий под заклепки и дренажные канавки (давление на всех поверхностях всех накладок будет таким же).

S_Н ≈ 0,785∙(D²_H – D²_B), где D_H и D_В – наружный и внутренний диаметры накладки соответственно.

При большом давлении из накладок выдавливается смола и после длительного хранения автомобиля возможно склеивание дисков. Кроме того, высокое давление увеличивает износ накладок, снижая их ресурс.

Если давление оказалось выше допускаемого, можно увеличить площадь накладок S_Н уменьшив внутренний диаметр D_В. И лишь в крайнем случае увеличить наружный диаметр D_H.

2. Проверка по удельной работе буксования сцепления:

Если на поверхностях трения выделяется при буксовании дисков (процесс трогания с места) слишком много тепловой энергии на единицу площади накладки, то накладки могут сгореть.

Вся работа буксования A_Б при трогании автомобиля с места может быть приравнена в первом приближении к кинетической энергии W_K, которую получает автомобиль разгоняясь до минимально устойчивой скорости движения:

A_Б ≈ W_K = M_A∙V² / 2.

A_Б – полная работа буксования,

W_K – кинетическая энергия, полученная автомобилем,

M_A – масса автомобиля,

V – минимально устойчивая скорость движения автомобиля.

Определив полную работу буксования A_Б, определяют удельную:

А_УД = A_Б / ∑ S_Н ≤ 2…4 МДж/м².

Если удельная работа превышает допустимый предел, увеличивают общую площадь поверхности трения накладок ∑ S_Н (берется вся площадь, по которой происходит трение с обеих сторон ведомого диска).

Площадь накладок увеличивается таким же образом, как и в первом случае.

3. Проверка теплонапряженности нажимного диска:

Маховик с одной стороны и нажимной диск с другой - впитывают тепловую энергию от поверхностей трения.

За одно трогание полностью груженого автомобиля с места по горизонтальному асфальту нажимной диск не должен нагреться от трения более, чем на 10⁰…15⁰:

≤ 10⁰…15⁰.

γ – коэффициент распределения тепла между дисками (маховиком и нажимным). У однодискового сцепления γ = 0,5, то есть половина тепловой энергии забирает маховик и половину – нажимной диск. У двухдискового γ = 0,25.

С – теплоемкость материала нажимного диска (≈ 482 Дж/кг∙градус).

m – масса диска.

Из этой формулы находится масса нажимного диска и, зная его наружный и внутренний диаметры (они соответственно равны диаметрам накладок) и плотность материала определяется толщина диска .

Температура нагрева нажимного диска за одно трогание автомобиля с места 10⁰…15⁰ берется из расчета тяжелого дорожного случая, когда придется трогаться подряд двадцать раз (выезд из грязи "в раскачку") и его фактическая температура достигнет ≈ 250⁰…300⁰.

Расчет деталей сцепления на прочность

Расчет цилиндрических пружин

Максимальная сила, которую должна создавать каждая пружина, определяется по формуле:

1000 Н,

При выключении сцепления пружина еще больше деформируется (на 20%) соответственно своей линейной характеристики (см. ЛЕКЦИЮ №7 стр. 40), поэтому числитель в формуле умножили на 1,2. Z – количество нажимных пружин. Р_Н – общая сила сжатия дисков, создаваемая всеми пружинами.

С целью уменьшения напряженности работы пружины, обусловленной кривизной витка (чем сильнее закручена проволока, тем напряженнее работа витка), а также для повышения поперечной устойчивости пружин от центробежной силы при вращении сцепления рекомендуется определенное отношение между средним диаметром пружины и диаметром проволоки:

D/d = m =4…5 –модуль пружины.

D

Рпр

Напряжение кручения, которое испытывает каждый виток определяется по формуле:

Здесь: М_КР – крутящий момент, действующий в сечении витка,

W_P – момент сопротивления кручению круглого сечения,

- коэффициент, учитывающий влияние на прочность кривизны витка пружины.

Преобразуя формулу напряжения кручения с учетом D = d∙m, можно определить диаметр проволоки пружины:

.

Допускаемое напряжение кручения [τ] = 700…900 МПа.

Для определения числа рабочих витков можно воспользоваться формулой деформации цилиндрической витой пружины.

При выключении, как уже говорилось, пружина увеличивает усилие на 20%, т.е. на 0,2∙(Р_Н/Z). Деформируется же пружина на величину суммарного зазора между ведомым диском маховиком и нажимным диском в выключенном положении, т.е. у однодискового сцепления Δf_выкл=1,2мм+1,2мм = 2,4мм (у двухдискового - Δf_выкл= 0,5 ∙ 4 = 2,0мм).

Формула деформации пружины записывается так:

Из этой формулы определяется количество рабочих витков n_P. Все остальные величины уже известны. G – модуль упругости второго рода (на кручение). Для стали G = 8∙10⁴ МПа.

Существуют еще не рабочие поджатые опорные витки (1,5…2,0 шт.).

Полное число витков у пружины будет n = n_P + (1,5…2,0).

Расчет демпферных пружин

Пружины демпфера крутильных колебаний рассчитываются аналогично нажимным. Поскольку демпферные пружины делают из условий компактности меньшего диаметра, то их модуль m = D/d будет около 4,0…4,5.

Силу, действующую на каждую пружину определяют разделив максимальный крутящий момент на средний радиус размещения пружин:

.

М_еmax – максимальный момент двигателя,

β – коэффициент запаса сцепления (см. ЛЕКЦИЮ № 7 стр. 43),

R_ср – средний радиус расположения пружин (определяется по месту, оставленному внутренним диаметром фрикционных накладок),

Z – количество пружин (4…8),

(1,2…1,3) – возможное увеличение момента при броске педали сцепления.

Жесткость демпферных пружин Н/м.

Расчет шлицевой части вала (первичный вал КП)

Вал рассчитывается на кручение в шлицевой части. Берется диаметр вала по впадинам – d_В. Из формулы напряжения на кручение:

.

Из этой формулы определяется диаметр вала d_В , с учетом τ_кр = [τ] = 100…150 МПа.

По рассчитанному диаметру вала определяются параметры шлицев по ГОСТ 6038 – 52. Выбранные шлицы проверяются на срез и смятие.

Если: Z – число шлицев,

h – высота шлица,

b – ширина шлица,

L – рабочая длина шлица (равна длине ступицы ведомого диска и составляет около 1,2…1,5 от диаметра вала по впадинам d_В).

,

.

Для расчета берется τ_ср = [τ] = 15 МПа, σ_см = [σ] =30 МПа (у подвижного шлицевого сопряжения допускаемые напряжения во много раз ниже, чем у неподвижного).

Способы передачи крутящего момента от маховика на нажимной диск

Ведомый диск принимает момент от маховика двигателя и от нажимного диска. На нажимной диск момент приходит также от маховика одним из перечисленных способов.

1. Выступами нажимного диска, входящими в пазы "глубокого" маховика. Так передается момент у двухдисковых сцеплений (автомобиль КамАЗ):

2. Приливами нажимного диска, входящими в окна кожуха.

Так передается момент у автомобилей ГАЗ

Место передачи момента

3.Пластинчатыми пружинами, соединяющими кожух с нажимным диском.

Так передается момент у автомобилей ВАЗ, ЗИЛ.

Тонкие стальные пластины собираются по нескольку в пакет. Такая сборная полоска одним концом крепится к нажимному диску, а другим – к кожуху. В поперечном направлении пластины упруго деформируются и не мешают нажимному диску отходить при выключении. Количество мест размещения пластин кратно количеству рычагов выключения.

Вид на пластины спереди и сзади

Пластина на дальнем плане, вид сбоку

В первом и втором случае производится расчет передающих момент поверхностей на смятие по площади контакта (выступов с маховиком, приливов с кожухом). В третьем случае пакет пластинчатых пружин рассчитывается на растяжение. Средний радиус контакта (в первых двух случаях) и размещения пластин (третий вариант) определяется конструктивно.

Материалы деталей

Ведомый диск изготавливается из высокоуглеродистой стали, не легированной (Ст 60, Ст 80) толщиной 1,3…2,0 мм. Закаливается в масле до твердости HRC 38 – 48.

Кожух – из малоуглеродистой не легированной стали.

Пластинчатые пружины – из высокоуглеродистой стали толщиной около 1,5 мм. Закаливается в масле.

Нажимной диск – из серого чугуна СЧ 18 – 36, СЧ 16 – 32.

Пружины из легированной стали марок 65Г…85Г. Закалка до твердости HRC 68…80.