Расчет фрикционного сцепления автомобиля

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;

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 _m_ax .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;

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/м 2 , (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·м 2 ;

J_а – момент инерции массы m_а автомобиля, приведенный к ведомому диску сцепления, Н·м 2 ; 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, м 2 .

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, м 3 ;

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

f и е – плечи рычага, м;

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) 10 4 МПа [8].

Длина пружины в свободном состоянии

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 -3 м.

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:

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:

Источник статьи: http://studopedia.ru/6_67775_osnovi-rascheta-tipovih-elementov-friktsionnih-stsepleniy.html

Порядок расчета сцепления

1. Выбираем, коэффициент запаса сцепления исходя из типа автомобиля и условий работы, таблица 1.1.

Таблица 1.1 – Зависимость коэффициента запаса сцепления от типа автомобиля и условий работы

Автомобиль	Условия работы	Коэффициент запаса сцепления
Легковой автомобиль	Норма	1,4÷1,7
Грузовой автомобиль	Норма	1,6÷2
Тяжелые условия	2÷2,5

Принимаем коэффициент запаса сцепления для автопогрузчика = 1,8.

2. Определяем необходимый момент трения сцепления

, (1.1)

Определяем однодисковое или двухдисковое сцепление будем рассчитывать. Критерием выбора сцепления является передаваемый крутящий момент. Однодисковое сцепление, применяют, если передаваемый крутящий момент не превышает 800 Нм, при передаче крутящего момента большей величины используют двухдисковое сцепление.

По расчетам момент трения сцепления составляет 378 Нм, следовательно, рассчитываем однодисковое сцепление, т.е. число пар поверхностей трения = 2.

3. Определяем средний радиус фрикционной накладки, для этого выбираем наружный и внутренний диаметры фрикционного диска (рис. 1.1). Наружный диаметр фрикционной накладки определяем по эмпирической формуле

, (1.2)

где А – коэффициент режима включения сцепления, (таблица 1.2). Принимаем коэффициент режима включения сцепления А = 3,6.

Таблица 1.2 – Зависимость коэффициента режима включения сцепления от типа автомобиля и условий работы

Автомобиль	Условия работы	Коэффициент режима включения сцепленияА
Легковой автомобиль	Норма	4,7
Грузовой автомобиль	Норма	3,6
Тяжелые условия	1,9

= 216,025 мм 216 мм.

Рис.1.1. Размеры фрикционной накладки диска сцепления

Внутренний диаметр фрикционного диска сцепления ориентировочно выбирается из условия

= 0,5÷0,75. (1.3)

Ориентируясь на ассортимент выпускаемой промышленностью фрикционных накладок, выбираем из следующего размерного ряда, мм: 170/120; 186/128; 254/150; 225/150; 260/164; 300/164; 342/186; 352/185; 381/203.

Из данного ряда выбираем фрикционный диск сцепления 254/150, и определяем средний радиус (рис. 1.1)

. (1.4)

= 101 мм = 0,101 м.

4. Определяем площадь поверхности трения диска сцепления с учетом площади необходимой для крепления фрикционной накладки с помощью заклепок

(1.5)

= 0,03 м 2 .

5. Определяем давление на фрикционные накладки,

, (1.6)

где µ — коэффициент трения накладок.

Коэффициент трения фрикционной накладки о чугун находится в диапазоне от 0,25 до 0,4. Принимаем µ = 0,3.

= 166336,6 Па.

6. Определяем суммарное нажимное усилие создаваемое нажимными пружинами

, (1.7)

=0,03×166336,6=4990,1 Н.

Тогда усилие создаваемое нажимной пружиной

, (1.8)

=831,68 Н.

7. Определяем диаметр проволоки пружины

, (1.9)

где — диаметр навитой пружины (рис. 1.2). Из конструктивных соображений принимаем =26 мм = 0,026м;

— коэффициент, учитывающий влияние на прочность кривизны витка пружины, = 1,2÷1,4. Принимаем =1,3.

— максимальная деформация пружины (рис.1.2);

— ход пружины. Для обеспечения полного выключения сцепления, при полном нажатии на педаль необходимо чтобы образовался зазор с обеих сторон ведомого диска от 0,8 до 1,4 мм (рис. 1.3). Принимаем ход пружины = 0,0025м.

— коэффициент, учитывающий соотношение максимальной деформации пружины к ходу пружины, 7÷10, Принимаем = 7;

— допускаемое касательное напряжение, для стали 65Г составляет 7×10 8 ÷ 9×10 8 Па. Принимаем = 7×10 8 Па.

= 0,0052322 м » 5,2 мм.

8. Определяем число рабочих витков пружины

, (1.10)

где — модуль упругости второго рода, для стали = 8×10 4 МПа;

= 6,2524048 » 6,2.

9. Определяем предварительное сжатие пружины

(1.11)

= 0,0123952 м » 12,4 мм.

10. Максимальное усилие сжатия пружины

(1.12)

= 999 Н.

11. Определяем наибольшие напряжения в пружине при выключении сцепления

(1.13)

= 517704368,14533 Па » 518 МПа £ .

Рис. 1.2. Схема нажимной пружины:

а) пружина в свободном состоянии;

б) максимально сжатая пружина

Рис. 1.3. Схема фрикционного сцепления:

а) включенное сцепление; б) выключенное сцепление

1 – маховик; 2 – ведомый диск сцепления; 3 – кожух сцепления; 4 – нажимной диск; 5 – нажимные пружины (количество от 6 до 24); 6 — выжимной подшипник; 7 – вилка выключения сцепления; 8 – рычаг нажимного диска; 9 – первичный вал.

12. Свободная длина пружины (рис. 1.2)

(1.14)

= (6,2+2)×0,0052+0,0124+0,0025+0,003 = 0,0605 м » 6,1 мм.

Задача

Определить, как изменится коэффициент запаса сцепления , если ведомый диск сцепления износится на =1 мм? Исходные данные для расчета взяты из примера расчета сцепления.