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;
Rср – плечо силы Т, м;
μ – коэффициент трения (μ = 0,3…0,35);
Q – суммарная сила, создаваемая нажимными пружинами;
Rср = 0,5(Rн + Rв), (6.2)
где Rн и Rв – соответственно наружный и внутренний радиусы кольцевой фрикционной накладки ведомого диска, м.
Чтобы сцепление во включенном состоянии не пробуксовывало, максимальный момент трения в нем Мс должен в β раз превышать максимальный крутящий момент двигателя Ме 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 Rв/ Rн = 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) Lуд. Поэтому основные размеры фрикционных накладок согласуют с условием
Дж/м2, (6.5)
где Lб – работа буксования сцепления при одном трогании автомобиля с места на первой передаче при расчетном значении ψ = 0,02 или 0,16;
, (6.6)
где Jм – момент инерции маховика и приведенных к нему деталей двигателя, Н·м2;
Jа – момент инерции массы mа автомобиля, приведенный к ведомому диску сцепления, Н·м2; определяется по выражению
;
ωм – угловая скорость маховика, соответствующая максимальному крутящему моменту двигателя, с-1;
Мψ – момент сопротивления дороги, приведенный к ведомому диску сцепления, кН∙м;
– передаточные числа соответственно коробки передач на 1 передаче и главной передачи
,
rк – радиус качения колеса, м.
Шлицевое соединение ступицы ведомого диска с первичным валом коробки передач рассчитывают по допустимому напряжению смятия:
, (6.7)
где Мр – расчетный момент; Мр = Ме max , кН∙м;
zшл – число шлицев;
h и ℓ – высота и длина поверхности контакта зубьев, м;
rср – 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, rср = 0,5·m·zшл;
Для шлицев прямоугольного профиля h ≈ 0,5(D – d), rср = 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 mнд диска определяют из условия допустимого нагрева при трогании автомобиля с места:
, (6.8)
где γL – коэффициент, учитывающий, какая часть работы буксования Lб воспринимается рассчитываемой деталью (для нажимного диска однодискового сцепления γL = 0,5, в двухдисковом сцеплении для среднего диска γL = 0,5, для нажимного γL = 0,25);
Δt – увеличение температуры диска при одном трогании автомобиля с места, которое не должно быть больше 15о;
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 γм – коэффициент, определяющий долю момента, передаваемого рассматриваемым диском (γм = γL);
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);
Wu – момент сопротивления изгибу опасного сечения, м3;
Qmax – суммарная сила упругости нажимных пружин при выключенном сцеплении, кН;
f и е – плечи рычага, м;
zр – число рычагов; zр = 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 Рmax, которое и является расчетной нагрузкой на пружину.
Обычно принимают Рmax =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; [τк] – допускаемое напряжение при кручении проволоки; [τк] = 500÷700 МПа [9].
Число рабочих витков ip пружины и ее максимальная деформация fmax связаны зависимостью
(6.12)
Рисунок 6.2. Нажимная пружина и ее характеристика
Решив полученное выражение относительно iр, 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
lo = fmax + ioδ + (iо - 1) Δв, (6.14)
где iо – полное число витков; io = ip + 2; Δв – зазор между витками при выключенном сцеплении; принимают Δв = (0,5 ÷ 1,5) 10-3м.
Расчет привода сцепления.
Расчет привода производят для определения его передаточного числа и усилия на педали iп 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:
iмп = (а/b)(c/d)(e/f);
iгп = (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:
Sn = siгп + ΔS = siгп + Δ(d22/d12) (a/b) (c/d) < 150÷180 мм, (6.16)
где Sn – 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 = Рmaxzn / (iпсηпс ) < 200 Н, (6.17)
где Q – усилие на педали, кН;
Рmах – сила упругости нажимной пружины при выключенном сцеплении, кН;
iпc – передаточное число привода;
ηпс – КПД привода; принимают ηпс = 0,7…0,8; ηпс = 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 zn нажимных пружин в процессе выключения сцепления.