Расчёт сухого фрикционного сцепления

Расчет и выбор размеров фрикционных накладок

Размеры фрикционных накладок выбирают, исходя из нагруженности пар трения сцепления при трогании колесной машины (КМ) с места:

• — для легковых (одиночных и с прицепом) и грузовых КМ с прицепом (тягачей, автопоездов) с полной нагрузкой — на первой передаче в коробке перемены передач (КПП);
• — для одиночных грузовых КМ с полной нагрузкой — на второй передаче;
• — для полностью груженых КМ, имеющих делитель — на первой высшей передаче в КПП;
• — для КМ высокой проходимости — на первой передаче в КПП и высшей передаче в раздаточной коробке.

Порядок выбора следующий:

Вычисляем вспомогательные величины:

Передаточное число участка трансмиссии от коленчатого вала двигателя до ведущего колеса КМ — I_тр :

.

где: I_кпi — передаточное отношение в КПП на расчетной передаче в соответствии с типом транспортного средства;

I₀ — передаточное отношение главной передачи.

Приведённый к коленчатому валу двигателя момент инерции — J_м, эквивалентный поступательно движущимся массам КМ — m_м и прицепа — m_пр

Приведённый к коленчатому валу двигателя момент сопротивления дороги М_сопр:

где — КПД участка трансмиссии от коленчатого вала двигателя до ведущего колеса КМ. = 0.8

g — ускорение свободного падения. g = 9.81 м/с²

Ш — коэффициент суммарного сопротивления дороги.

где: f — коэффициент сопротивления качению зависит в основном от типа и состояния дорожного покрытия, конструкции шин и давления воздуха в них, по таблице 5 приложения принимаем f = 0.02,

б — угол продольного уклона дороги б = 0…30^о. Принимаем б = 0^о.

Расчетная угловая скорость коленчатого вала двигателя w_дв:

— для бензиновых двигателей:

— для дизелей:

где: , — угловые скорости коленчатого вала двигателя при максимальном крутящем моменте и максимальной мощности соответственно.

где: n_дв.M и n_дв.N — частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальном крутящем моменте и максимальной мощности соответственно в об/мин.

Работа буксования сцепления А_б:

где: h — коэффициент приведения для бензиновых двигателей принимают h = 1.23, для дизелей h = 0.72.

Мощность буксования сцепления Nб:

Принимаем число ведомых дисков: = 1.

В процессе эксплуатации коэффициент запаса процесса эксплуатации в может уменьшаться из-за изнашивания накладок, снижения упругости (усадки) пружин, уменьшения коэффициента трения (замасливание накладок). Для КМ высокой и повышенной проходимости в = 1.8…3.0. Предельные значения удельных показателей даны в таблице 4 приложения. Принимаем в = 1.6 [1, табл. 1].

Определяем статический момент трения сцепления Т_с :

Принимаем расчетный коэффициент трения м. В зависимости от типа фрикционной накладки м = 0.25 … 0.35 — для тканных и спирально-намотанных накладок и м = 0.18 … 0.25 — для формованных накладок. Обычно принимают м = 0.3. фрикционный двигатель пружина демпфер Задаем значение отношения внутреннего диаметра фрикционных накладок к наружному. Для легковых КМ Д_н = 0.67 0.07, для грузовых КМ Д_н = 0.55 0.05. Принимаем значение Д_н = 0.6.

С помощью таблицы 4 приложения находим допустимые значения показателей нагруженности пар трения сцепления к₁…к₅: к₁ = 0.3 МПа; к₂ = 0.44 (Н*м)/ см²; к₃ = 200 Вт/см²; к₄=370 Дж/см²; к₅ = 125 Вт/см².

Определяем наружный диаметр накладки D_н1, обеспечивающий допустимое давление к₁ на фрикционные накладки:

D_н1 =.

Определяем минимально необходимые значения общей поверхности трения S_трi ведомых дисков, обеспечивающие допустимые значения удельных показателей нагруженности пар трения сцепления (к₂ …к₅):

Из полученных четырех значений выбирают максимальное S_тр^*, обеспечивающее допустимые значения по всем четырем удельным показателям:

S_тр^* = (S_трi)_мах = S_тр4 = 363,85 см²

Находим наружный диаметр D_н^* фрикционных накладок, исходя из S_тр^*

D_н^*=.

Из двух размеров D_н1 и D_н^* выбираем наибольший D_н^* = 19,6 см, обеспечивающий допустимые значения по всем показателям к₁ … к₅, и находим внутренний диаметр накладки.

d_вн = Д_н D_н

Выбираем ближайшие значения D_н и d_н и для них вычисляем площадь трения одной накладки ведомого диска S_н, минимально необходимые значения общей поверхности трения ведомого диска S_тр, средний радиус трения R_ср, суммарную силу сжатия всех пружин при деформации P_ном и для них контролируем значения показателей к₁…к₅.

Пусть D_н =20 см; d_н =12 см. В этом случае имеем:

.

Коэффициент 0.94 в формуле учитывает уменьшение в среднем поверхности трения из-за заклепок и канавок, предназначенных для удаления продуктов изнашивания и вентиляции поверхностей трения. Для конкретной конструкции этот коэффициент может быть скорректирован.

Сравнивая полученные значения к₁ …к₅ с допустимыми (табл. 4 приложения) видно, что для этого варианта окончательно принимаем D_н = 200 мм, d_н = 120 мм. [1, табл. 1].

Сравнивая максимально допустимую частоту вращения ведомого диска для данного наружного диаметра накладки n_дв.мах = 8000 мин ^-1 (табл. 3 приложения) с частотой вращения при максимальной мощности двигателя 5600 мин ^-1, убеждаемся в достаточной прочности данной накладки при действии центробежных сил [1, табл. 2].

Расчёт деталей сцепления на прочность.

Расчёт нажимных пружин сцепления

Определение усилия, развиваемого одной пружиной:

где Z число пружин 6−18.

1,4 коэф учитывающий неравномерность усилий на пружины.

Принимаем число пружин -6.

Принимаем, что отношение диаметров, тогда потребный диаметр проволоки для пружин сцепления определим по формуле:

где: y — коэффициент концентраций напряжений, при m=6 y=1,25;

[ф]=700,900 МПа — допускаемое напряжение кручения.

Принимаем значение d=4 мм.

Определяем диаметр витка пружины по известным d и m:

Число рабочих витков пружины:

где G=9•10⁴ МПа — модуль упругости при кручении; с — жёсткость пружины,.

где: -приращение сил сопротивления пружины выключения сцепления;

— приращение сжатия пружины при выключении сцепления, где: i — число пар трения д=1,0ч1,5 — осевая деформация ведомого диска.

Расчёт пружин демпфера сцепления.

Для расчёта пружин демпфера сцепления принимаем:

z=6 — число пружин; (рекомендуемое количество 6−10).

d=4 мм — диаметр проволоки;(рекомендуемый диаметр 3−5 мм).

D_ср=16 мм — средний диаметр витка; (рекомендуемый диаметр 14−18 мм).

n_п=6 — полное число витков; (рекомендуемое количество 4−6).

С=300 Н/мм — жёсткость пружины;

М_тр=100−200 Нґм — момент трения фрикционных элементов демпфера.

Максимальное напряжение пружины демпфера определяется по формуле:

где n — число ведомых дисков сцепления,.

т.е. усилие, сжимающее одну пружину демпфера:

где: R=0,08 м — радиус приложения усилия к пружине;

z — число пружин.

Принимая во внимание большую жёсткость пружин демпфера, напряжение вычисляем по формуле, учитывающей форму сечения, кривизну витка и влияние поперечной силы:

где: К — коэффициент, учитывающий форму сечения, кривизну витка и влияние поперечной силы на прочность;

[t]=700ч900 МПа.

где:

тогда:

т.е. ф<[ф] - условие прочности выполняется.

Расчёт ступицы ведомого диска

Размеры шлицевого соединения выбираются согласно ГОСТ 21 425– —75.

Материал ступицы — Сталь 40Х.

Материал ведомого диска — Сталь 50, 65 Г.

Напряжение смятия шлицов ступицы определяется по формуле:

где:

d_н=38 мм — наружный диаметр шлицов;

d_в=32 мм — внутренний диаметр шлицов;

l=40 мм — длина шлицов;

z=8 — число шлицов;

б=0,75 — коэффициент точности прилегания шлицов;

[s_см]=15ч30 МПа — допустимое напряжение смятия.

т. е. 14,7 МПа<30 МПа у_см<[у_см] - условие выполняется.

Напряжение среза шлицов ступицы определяется по формуле:

где: b=6 мм — ширина шлицов;

[t_срmax]=5ч15 МПа — допустимое напряжение среза.

т.е. 7,3 МПа<15 МПа ф_ср < [ф_ср] - условие выполняется.

Расчет вала сцепления

Вал сцепления рассчитывается на скручивание по диаметру впадин шлицевой части. Задав допустимое напряжение кручения [t_max]=70 МПа, находим:

Проверку шлицов на смятие проводим по формуле:

где: — средний радиус приложения окружной силы, м;

h, l — высота и длина шлицов ступицы ведомого диска, см.

Проверку шлицов на срез проводим по формуле:

где b=6 мм — ширина шлицов ступицы ведомого диска, см.

• 1. Автомобили, Конструкция и элементы расчета / В. К. Вахламов 2-е изд.,-М.: Издательский центр «Академия», 2008.-480с.
• 2. Болотов А. К. Конструкции тракторов и автомобилей: Учеб. пособие для агроинженер. вузов. — М.: Колосс ООО, 2006. — 351 с
• 3. Проектирование полноприводных колёсных машин. Афанасьев В. Н., Белоусов Б. Н., Жеглов Л. Ф. и др.// Под общей редакцией Полунгяна А. А. — М.: Изд-во МГТУ им. Баумана Н. Э. — 2000.