авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ  БИБЛИОТЕКА

АВТОРЕФЕРАТЫ КАНДИДАТСКИХ, ДОКТОРСКИХ ДИССЕРТАЦИЙ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ

Pages:   || 2 |
-- [ Страница 1 ] --

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ

РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ «МАМИ»

А.В. Острецов

П.А.

Красавин

В.В. Воронин

АВТОМОБИЛЬНЫЕ СЦЕПЛЕНИЯ

Учебное пособие

Допущено УМО вузов РФ по образованию в области транспортных

машин и транспортно-технологических комплексов в качестве

учебного пособия для студентов, обучающихся по специальности

«Автомобиле - и тракторостроение»

Москва – 2011 УДК 629.113 – 578 Острецов А.В., Красавин П.А., Воронин В.В. Автомобильные сцепления:

Учебное пособие по дисциплинам «Конструкция автомобиля и трактора» и «Конструирование и расчет автомобиля» для студентов вузов, обучающихся по специальности 190201 «Автомобиле - и тракторостроение». – М.: МГТУ «МАМИ», 2011. – 99 с.

В учебном пособии изложены особенности конструкций автомобильных сцеплений, их приводов и стандартного двухмассового маховика. Даны классификация сцеплений и предъявляемые к ним требования. Приведены порядок расчета сцепления в целом и отдельных его деталей, а также примеры выбора параметров диафрагменной нажимной пружины и определения размеров фрикционных накладок ведомого диска. Даны тенденции развития систем управления сцеплением.

Рецензенты: Зав. кафедрой «Колесные и гусеничные машины» МГТУ «МАМИ», Засл. деятель науки РФ, д-р техн. наук, проф. ШАРИПОВ В.М.;

Начальник отдела тяжёлых наземных комплексов НПЦ СМ МГТУ им. Н.Э.

Баумана, д-р техн. наук, проф. БЕЛОУСОВ Б.Н.

© ОСТРЕЦОВ А.В., КРАСАВИН П.А., ВОРОНИН В.В., © Издательство МГТУ «МАМИ», Содержание Введение............................................................................................................. 1. Классификация сцеплений......................................................................... 2. Требования, предъявляемые к сцеплениям.......................................... 3. Гидравлическое сцепление (гидромуфта)............................................... 4. Электромагнитное порошковое сцепление.............................................. 5. Конструкции фрикционных сцеплений..………………………............ 5.1. Сцепление с диафрагменной нажимной пружиной...………..........… 5.2. Особенности конструкций сцеплений с периферийными пружи нами и центральной конической пружиной...……………….................... 5.3. Полуцентробежное фрикционное сцепление...................................... 5.4. Центробежное фрикционное сцепление.............................................. 5.5. Сцепление с автоматической компенсацией износа накладок ведомого диска (система XTend)............................................................... 6. Расчет сцепления...……………………………………………….…….... 6.1. Определение расчетного момента трения сцепления...….…........... 6.2. Определение работы Aб буксования сцепления, удельной рабо ты Aуд буксования и температуры t0 деталей сцепления в процессе буксования...…………………………………....................…................. 7. Конструирование и расчет деталей фрикционных сцеплений ……. 7.1. Нажимной и средний ведущие диски...………………………......... 7.2. Ведомые диски...……………………………………………..……... 7.3. Пружины...………………………………………………………..…. 7.4. Рычаги выключения сцепления...……………………………….…. 7.5. Кожух сцепления......………………………………………….......... 7.6. Картер сцепления..…………………………………………….…..... 8. Привод сцепления...……………………………….....……………..….... 9. Тенденции развития систем управления сцеплениями...….........…. Список литературы....................................................................................... Приложение 1. Двухдисковое сцепление с периферийными пружинами... Приложение 2. Определение размеров фрикционных накладок для одно дискового сцепления автомобиля КамАЗ-4310 (6х6)................................... Приложение 3. Особенности конструкции стандартного двухмассового маховика............................................................................................................ Приложение 4. Выбор параметров диафрагменной нажимной пружины вдавливаемого типа для однодискового сцепления автомобиля КамАЗ 4310 (6х6).......................................................................................................... Приложение 5. Механический привод управления сцеплением с пневма тическим усилителем (пневмомеханический привод)................................... Приложение 6. Гидропневматический привод управления сцеплением …. Введение Сцепление предназначено для кратковременного разобщения коленчатого вала двигателя от трансмиссии и последующего их соединения, необходимого для осуществления плавного трогания автомобиля с места и переключения передач во время движения. Сцепление также служит для предохранения трансмиссии и двигателя автомобиля от перегрузок инерционными моментами.

Первые автомобили были оборудованы ленточными сцеплениями, в которых металлическая лента охватывала снаружи металлический барабан. Их особенность состояла в том, что в обычном положении они были постоянно выключены и включались путем перемещения рычага в определенное положение. Основным их недостатком была необходимость в использовании сложных регулировочных узлов, компенсирующих изнашивание рабочих поверхностей.

Появившиеся в дальнейшем конусные сцепления были постоянно включенными (рисунок 1). Маховик двигателя 2, являвшийся ведущим элементом сцепления, крепился к фланцу коленчатого вала и имел изнутри коническую поверхность. Соответствующую наружную коническую поверхность имел конус 9, являвшийся вместе с кожухом сцепления 7 ведомым элементом, который перемещался в осевом направлении по шлицам первичного вала коробки передач. Во включенном (рабочем) положении конус 9 с фрикционной накладкой 10 удерживались усилием пружины 8. Сцепление выключалось, когда водитель нажимал педаль сцепления 4 и через рычаг 5 и муфту выключения сцепления 3 сжимал пружину 8.



В конусных сцеплениях угол между поверхностью трения и осью конуса составлял 150. В последних конструкциях фрикционные накладки применялись из фрикционных материалов с асбестовой основой.

Главным недостатком конусных сцеплений был большой момент инерции ведомого элемента, в результате чего он долго вращался после выключения сцепления, затрудняя переключение передач.

Рисунок 1 – Конусное сцепление:

1 – фланец коленчатого вала;

2 – маховик;

3 – муфта выключения сцепления;

4 – педаль сцепления;

5 – рычаг выключения сцепления;

6 – вал сцепления;

7 – кожух сцепления;

8 – пружина;

9 – конус сцепления;

10 – фрикционная накладка На смену конусным сцеплениям пришли многодисковые сцепления, работающие в масляной ванне. Они состояли из чередующихся стальных и бронзовых дисков, закрепленных на шлицах с ведомым и ведущим барабанами, т.е. имели большое число поверхностей трения и обеспечивали высокую плавность включения. Однако ведомый барабан с многочисленными ведомыми дисками обладал большим моментом инерции, что в значительной степени затрудняло переключение передач. Кроме того, при отрицательных температурах окружающего воздуха масло густело, ведущие и ведомые диски слипались, и сцепление не выключалось. В дальнейшем такие сцепления нашли широкое применение в качестве дисковых фрикционных элементов управления в планетарных коробках передач, а также в качестве многодисковых муфт.

Дальнейшим развитием многодисковых сцеплений стали сухие многодисковые сцепления. Их ведущие диски снабжены накладками из фрикционного материала, приклепанного к дискам с обеих сторон. Эти сцепления могут передавать особо большой крутящий момент при относительно небольших размерах. Однако им присущ тот же недостаток – большой момент инерции ведомых частей. Кроме того, ведомые металлические диски, расположенные между фрикционными накладками, имеют небольшую толщину (не более 4 мм), обладают низкой теплопроводностью, сильно нагреваются при буксовании сцепления, что ускоряет износ накладок, а иногда приводит к короблению дисков и нарушению чистоты выключения сцепления.

Сухие однодисковые сцепления начали применяться с 1910 года и к середине 20-х годов прошлого века, благодаря присущим им преимуществам, получили всеобщее признание и практически вытеснили другие конструкции.

1. Классификация сцеплений фрикционные, 1.1. – По способу передачи крутящего момента гидравлические (гидромуфты) и электромагнитные порошковые.

Наибольшее распространение получили фрикционные сцепления, у которых крутящий момент от ведущих деталей, соединенных с коленчатым валом двигателя, передается на ведомые детали, соединенные с трансмиссией автомобиля, посредством сил трения. У гидравлических сцеплений (гидромуфт) связь ведущей и ведомой частей осуществляется движущимся потоком жидкости, а у электромагнитных порошковых – электромагнитным полем.

1.2. По форме поверхностей трения – дисковые, конусные и барабанные. В современных конструкциях автомобилей применяются только дисковые сцепления.

1.3. По числу ведомых дисков – одно-, двух- и многодисковые.

Двухдисковые сцепления (см. приложение 1) применяются на грузовых автомобилях. Их использование вызвано необходимостью передачи большого крутящего момента, что достигается путем увеличения площади поверхностей трения без увеличения диаметра сцепления. Они имеют относительно большие показатели массы, осевой габаритной длины и перемещения муфты выключения. Кроме того, в их конструкциях для обеспечения чистоты выключения требуется предусматривать принудительное перемещение среднего ведущего диска.

1.4. По состоянию поверхностей трения – сухие и мокрые (работают, соответственно, без смазки поверхностей трения и в масляной ванне). Одно- и двухдисковые сцепления применяются только сухими, а многодисковые, – в основном, мокрыми.

1.5. По возможности передачи крутящего момента при отсутствии внешнего управляющего воздействия – нормально замкнутые и нормально разомкнутые, причем последние применяются достаточно редко.

1.6. По способу создания давления на рабочих поверхностях сцепления – пружинные, центробежные и полуцентробежные.

В пружинных сцеплениях используются центральные диафрагменные, цилиндрические периферийно расположенные или, крайне редко, центральные конические пружины.

В центробежных и полуцентробежных сцеплениях сила сжатия пар трения полностью или частично обеспечивается за счет кинетической энергии грузиков, закрепленных на рычагах выключения сцепления. Центробежные сцепления применяются достаточно редко, что объясняется их большой стоимостью, меньшей надежностью и сложностью конструкции при реализации предохранительной функции сцепления. Полуцентробежные сцепления в настоящее время не применяются из-за присущих им недостатков (см.

подраздел 5.3).

1.7. По числу силовых потоков мощности, передающихся через элементы сцепления – однопоточные, когда весь поток мощности от двигателя передается в трансмиссию, и двухпоточные, когда один поток мощности от двигателя передается в трансмиссию, а другой – на привод вала отбора мощности, или, когда мощность от двигателя передается в трансмиссию двумя параллельными потоками.

1.8. По способу управления:

- сцепления с принудительным управлением, полностью управляемые водителем;

- сцепления с автоматизированным управлением, которые снабжены автоматическими устройствами, обеспечивающими, как минимум, управление процессом трогания автомобиля с места;

- автоматические сцепления (гидравлические и центробежные), обладающие внутренней автоматичностью, т.е. увеличивающие передаваемый крутящий момент с ростом частоты вращения коленчатого вала двигателя.

На подавляющем большинстве автомобилей установлены постоянно замкнутые сцепления с принудительным управлением.

2. Требования, предъявляемые к сцеплениям Сцепление представляет собой самостоятельный механизм, к конструкции которого помимо общетехнических требований (простота конструкции, большой срок службы, малая масса, низкая трудоемкость технического обслуживания) предъявляются следующие специальные требования:

- надежная передача крутящего момента от ведущих деталей сцепления к ведомым его деталям в любых условиях эксплуатации автомобиля;

- возможность передачи крутящего момента в обратном направлении (от ведущих колес автомобиля к двигателю) при работающем или неработающем двигателе, что необходимо для торможения автомобиля двигателем, а также пуска двигателя буксированием автомобиля;

- чистота выключения, т.е. быстрое (менее чем за 0,25 с) и полное разобщение поверхностей трения;

- плавность включения (достигается обеспечением осевой и тангенциальной податливости ведомого диска);

- возможность длительной работы со скольжением (буксованием), т.е.

кинематическим рассогласованием между частотами вращения ведущих и ведомых элементов сцепления, которое необходимо для осуществления плавного трогания автомобиля с места, а также тонкого регулирования его скорости при маневрировании;

- минимальный момент инерции ведомых элементов (необходим для быстрого снижения частоты вращения первичного вала коробки передач при переключении передач);

- нормальный тепловой режим работы;

- уравновешенность вращающихся масс (необходима для уменьшения динамических нагрузок в деталях сцепления при больших частотах вращения коленчатого вала двигателя);

- предохранение трансмиссии и двигателя автомобиля от перегрузок инерционным крутящим моментом;

- безотказность в работе;

- легкость и удобство управления (оценивается усилием на педали управления и величиной ее хода при выключении сцепления).

3. Гидравлическое сцепление (гидромуфта) В гидромуфте (рисунок 3.1) ведущее (насосное) колесо 3 вместе с корпусом 2 связано с коленчатым валом двигателя, а ведомое (турбинное) 1 – с трансмиссией. Колеса имеют форму тора, между наружной 5 и внутренней частями которого расположены плоские радиальные лопатки 4. Корпус примерно на 90 % заполнен рабочей жидкостью – турбинным маслом малой вязкости. Турбинное колесо расположено предельно близко к насосному колесу.

При вращении насосного колеса кинетическая энергия жидкости, находящейся между его лопатками и движущейся под действием центробежных сил к периферии, передается турбинному колесу. Пройдя по его межлопаточным каналам, жидкость вновь попадает в насосное колесо. При достижении определенной частоты вращения турбинного колеса кинетической энергии становится достаточно для того, чтобы автомобиль тронулся с места.

При дальнейшем повышении частоты вращения коленчатого вала двигателя оба колеса гидромуфты начинают вращаться практически с одинаковой скоростью.

Если угловые скорости вращения насосного н и турбинного т колес равны, то отсутствует движение рабочей жидкости, так как центробежные силы, развиваемые жидкостью в межлопаточном пространстве колес, взаимно уравновешиваются. Следовательно, для обеспечения работы гидромуфты необходимо соблюдать неравенство н т. Это означает, что при работе гидромуфты турбинное колесо всегда проскальзывает относительно насосного.

При трогании автомобиля с места, когда угловая скорость турбинного колеса т = 0, проскальзывание будет наибольшим (100 %), а при установившейся работе оно составляет 2…3 %.

Рисунок 3.1 – Схема гидромуфты:

1 – турбинное колесо;

2 – корпус;

3 – насосное колесо;

4 – лопатки;

5 – наружная часть тора;

6 – внутренняя часть тора;

7 – клапаны заполнения;

8 – радиатор;

9 – клапан насоса предохранительный;

10 – насос;

11 – бак;

12 – клапаны опорожнения Скольжение S определяется по формуле S = (н – т) / н.

Характерным для гидромуфты является то, что она не изменяет величину крутящего момента при его передаче от двигателя к трансмиссии, т.е. Мн = Мт, где Мн = Мт – крутящие моменты на насосном и турбинном колесах, соответственно.

В связи с этим, мощности на насосном и турбинном колесах не равны:

Nн = Мн н ;

Nт = Мт т.

Таким образом, КПД гидромуфты гм = Nт / Nн = т / н, S = 1 – гм.

а скольжение На рисунке 3.2 представлена внешняя характеристика гидромуфты. Это экспериментальная характеристика зависимости крутящего момента М, передаваемого гидромуфтой, ее КПД гм и скольжения S от отношения т / н при постоянной угловой скорости н вращения насосного колеса.

КПД гидромуфты не может быть равным единице, так как при равенстве угловых скоростей вращения насосного и турбинного колес гидромуфта не может передавать крутящий момент. Максимальный КПД гидромуфты составляет 0,97.

Гидромуфта по сравнению с фрикционным сцеплением имеет следующие преимущества:

обеспечивает плавное трогание автомобиля с места;

снижает динамические нагрузки в трансмиссии автомобиля и крутильные колебания двигателя в 1,5…4,0 раза на переходных режимах [8];

повышает устойчивость работы Рисунок 3.2 – Внешняя двигателя при низких скоростях движения (в характеристика гидромуфты пробках), так как допускает длительную работу с большой пробуксовкой насосного и турбинного колес;

- не требует регулировки в эксплуатации, так как детали гидромуфты практически не изнашиваются;

- облегчает управление автомобилем;

- повышает проходимость автомобиля.

Однако гидромуфта в качестве самостоятельного агрегата, выполняющего функции сцепления, не используется, так как при переключении передач для обеспечения выключения необходима система ее опорожнения, а для обеспечения включения – система заполнения. Эти системы (см. рисунок 3.1) включают клапаны опорожнения бак насос питания с 12, 11, предохранительным клапаном 9, клапаны заполнения 7 и радиатор 8 для охлаждения жидкости [2]. Поэтому гидромуфта может применяться только вместе с обычным фрикционным сцеплением, которое устанавливается за ней последовательно и служит лишь для переключения передач. Это повышает сложность, металлоемкость и стоимость трансмиссии.

Кроме того, вследствие скольжения гидромуфты и нагрева рабочей жидкости снижается КПД передачи и увеличивается расход топлива.

4. Электромагнитное порошковое сцепление Электромагнитное порошковое сцепление постоянно (рисунок 4.1) выключено и относится к сцеплениям с автоматизированным управлением, у которых педаль сцепления отсутствует. Оно получило некоторое распространение на автомобилях особо малого и малого классов. Сцепление состоит из трех основных частей: ведущей части 1, которой является маховик с прикрепленными к нему болтами магнитопроводами;

присоединенного к картеру сцепления неподвижного корпуса 2 с запрессованным в него магнитопроводом с обмоткой возбуждения 3, и ведомой части 4 из немагнитного материала, передающей крутящий момент на первичный вал коробки передач. Части сцепления (магнитопровды) разделены воздушными зазорами А, Б и В. При отсутствии тока в обмотке возбуждения 3 между ведущей и ведомой частями сцепления силовой связи нет и сцепление выключено.

Когда к обмотке возбуждения подводится электрический ток, вокруг нее возникает замкнутый кольцевой магнитный поток, показанный стрелками.

Магнитный поток проходит через зазоры А, Б и В, в результате чего силовое взаимодействие элементов сцепления ничтожно мало, но оно возрастает во много раз, если зазоры заполнить специальным ферромагнитным порошком, обладающим высокими магнитными свойствами. Этим порошком заполнен зазор А между ведущей и ведомой частями сцепления.

При прохождении магнитного потока через порошок его частицы притягиваются друг к другу и магнитопроводам ведущей и ведомой частей, создавая силовое взаимодействие между ними. Силовая связь зависит от силы тока в обмотке возбуждения. При малой силе тока сцепление пробуксовывает, что обеспечивает плавность трогания автомобиля. При увеличении силы тока буксование уменьшается до полной блокировки ведущих Рисунок 4.1 – Схема электромагнитного и ведомых частей и порошкового сцепления:





А, Б, В – зазоры, 1 – ведущая часть;

сцепление включается.

2 – неподвижный корпус;

3 – обмотка возбуждения;

4 – ведомая часть Основное достоинство такой конструкции заключается в том, что управление сцеплением можно перенести с ножного (с педали сцепления) на ручной вариант управления.

5. Конструкции фрикционных сцеплений 5.1. Сцепление с диафрагменной нажимной пружиной На рисунке 5.1 показано фрикционное однодисковое сцепление с диафрагменной нажимной пружиной. Сцепление с маховиком 2 двигателя расположено в литом картере 1, закрепленном на заднем торце блока цилиндров двигателя.

Сцепление состоит из ведущих деталей: кожуха 12, прикрепленного болтами к маховику двигателя, и нажимного диска 4, соединенного с кожухом тремя упругими пластинами 2 (рисунок 5.2) с помощью заклепок 3 и 4, и ведомых деталей: ведомого диска с фрикционными накладками и ведомого вала.

Маховик двигателя, кожух и нажимной диск вращаются с частотой коленчатого вала двигателя. Кроме того, нажимной диск за счет упругости соединительных пластин имеет возможность перемещаться в осевом направлении.

Ведомый диск расположен между нажимным диском и маховиком двигателя. Он соединен со ступицей 19 через пружинно-фрикционный демпфер (гаситель) крутильных колебаний.

У подавляющего большинства автомобилей картер коробки передач присоединяется непосредственно к картеру сцепления 1, и ступица ведомого диска соединена с первичным валом коробки передач 8 шлицевым соединением, а ведомый вал сцепления отсутствует.

Передний конец первичного вала коробки передач установлен на роликоподшипнике в выточке маховика двигателя, а задний конец – на шарикоподшипнике в картере коробки передач.

Кроме ведущих и ведомых деталей, в сцеплении выделяют группу деталей, осуществляющих его включение-выключение: диафрагменную пружину 6, муфту 10 выключения сцепления с выжимным подшипником 7 и вилку выключения сцепления, и привод сцепления.

Рисунок 5.1 – Однодисковое фрикционное сцепление:

1 – картер сцепления;

2 – маховик двигателя;

3 – фрикционные накладки ведомого диска;

4 – нажимной диск;

5 – опорные кольца;

6 – диафрагменная пружина;

7 – выжимной подшипник;

8 – первичный вал коробки передач;

9 – поролоновые кольца;

10 – муфта выключения сцепления;

11 – шаровая опора вилки;

12 – кожух;

13 – вилка;

14 – шток рабочего цилиндра;

15 – соединительная пластина;

16 – рабочий цилиндр;

17 – штуцер прокачки;

18 – пружина демпфера крутильных колебаний;

19 – ступица ведомого диска Включение сцепления осуществляется под действием силы, создаваемой нажимной пружиной (пружинами), а выключение – в результате преодоления этой силы при воздействии на педаль сцепления и через привод – на муфту выключения сцепления и пружину (пружины).

Диски сцепления сжимаются диафрагменной нажимной пружиной 6, разрезанной на лепестки (см. рисунок 5.2, поз. 1), которые выполняют функции рычагов выключения сцепления. Она установлена между кожухом 12 и нажимным диском 4 и зажата почти в полностью распрямленном состоянии между двумя опорными кольцами 5, закрепленными штифтами заклепками), (или расклепанными на кожухе.

Наружным краем пружина опирается на выступ Рисунок 5.2 – Корзина сцепления:

1 – диафрагменная пружина;

2 – упругая пластина нажимного диска и крепления нажимного диска к кожуху сцепления;

благодаря своей упругости 3 и 4 – заклепки крепления пружины к нажимному диску и кожуху перемещает его в осевом направлении к маховику, зажимая ведомый диск с необходимым усилием.

Муфта 10 выключения сцепления с выжимным подшипником 7 установлена на втулке, по которой может перемещаться вилкой 13 выключения сцепления, шарнирно установленной на шаровой опоре 11, закрепленной в картере сцепления. Вилка входит в выточки муфты выключения сцепления и соединяется с ней фиксирующей пружиной. Наружный конец вилки, выходящий наружу через люк картера, соединен со штоком 14 рабочего цилиндра 16 гидропривода выключения сцепления. В исходное положение механизм включения-выключения сцепления устанавливается с помощью оттяжной пружины вилки (см. рисунок 8.4, поз. 10).

а) б) Рисунок 5.3 – Корзины сцеплений:

1 – кожух;

2 – диафрагменная пружина;

3 – упорный фланец выключения сцепления;

4 – штифты (или заклепки) крепления опорных колец диафрагменной пружины к кожуху сцепления Вилка 13 перемещает вперед по втулке муфту 10, которая через выжимной подшипник воздействует на лепестки диафрагменной пружины непосредственно (рисунок 5.3, а) или через упорный фланец выключения сцепления (рисунок 5.3, б). Как правило, упорный фланец соединяется с кожухом сцепления упругими соединительными пластинами, позволяющими фланцу перемещаться в осевом направлении (рисунок 5.4). К фланцу приклеивается фрикционное кольцо, которое обеспечивает вращение наружной обоймы выжимного подшипника при выключении сцепления.

Выжимной подшипник муфты выключения сцепления выполняют закрытым и герметичным. Смазочный материал в него закладывают при сборке.

Надежная передача крутящего момента сцеплением во включенном состоянии без пробуксовывания ведомых дисков обеспечивается достаточной силой трения между трущимися поверхностями, которая зависит от усилия, создаваемого нажимными пружинами.

В процессе эксплуатации автомобиля в результате износа фрикционных накладок нажимной диск перемещается в сторону маховика, изменяя жесткость пружин сцепления.

В сцеплениях с периферийными цилиндрическими пружинами, которые имеют линейную характеристику упругости 2 (рисунок 5.5), это приводит к снижению нажимного усилия и передаваемого момента трения вплоть до наступления пробуксовывания сцепления.

В сцеплениях с диафрагменной пружиной, Рисунок 5.4 – Корзина: которая имеет нелинейную характеристику 1 – кожух;

2 – упругая пластина;

3 – упорный упругости 1, нажимное усилие при износе фланец выключения накладок поддерживается примерно постоянным.

сцепления Для выключения сцепления с диафрагменной пружиной необходимо существенно меньшее усилие, чем для сцепления с периферийными пружинами ' (см. на рисунке 5.5 различие в ординатах Рпр2 и Р пр2 при одинаковой деформации 2).

Быстрое и полное отсоединение двигателя от трансмиссии (чистота выключения сцепления) необходимо для безударного переключения передач. Это достигается получением гарантированного зазора между поверхностями трения при полностью выжатой педали сцепления, что обеспечивается принудительным Рисунок 5.5 – Характеристики отведением нажимного диска (от упругости пружин:

ведомого) на определенное расстояние с 1 – диафрагменной;

2 – цилиндрической помощью рычагов выключения или специальных пружин. В сцеплениях с периферийными пружинами для достижения чистоты выключения число нажимных пружин должно быть кратно числу рычагов выключения, что исключает перекос нажимного диска.

Для двухдисковых сцеплений имеются специальные рычажные или пружинные устройства для принудительного перемещения среднего ведущего диска в положение, при котором оба ведомых диска будут находиться в свободном состоянии (рисунок 5.6).

В рычажном устройстве (рисунок 5.6, а), установленном на среднем ведущем диске, винтовая цилиндрическая пружина кручения при выключении сцепления поворачивает равноплечий рычаг. Рычаг, упираясь своими концами в нажимной диск и маховик, устанавливает средний ведущий диск на одинаковом расстоянии от маховика и нажимного диска.

В пружинных устройствах между маховиком и средним ведущим диском расположены отжимные пружины. Величину необходимого перемещения S среднего диска при выключении сцепления под действием этих пружин устанавливают:

- с помощью штоков, расположенных между средним диском и кожухом (рисунок 5.6, б). Штоки, выполненные заодно с шипами, закреплены гайками на среднем диске сцепления. На противоположные концы штоков надеты разрезные кольца, которыми штоки при выключении сцепления упираются в упорные планки, соединенные болтами с кожухом сцепления;

- с помощью регулировочных болтов, ввернутых в кожух сцепления и застопоренных контргайками (рисунок 5.6, в).

При полностью выключенном сцеплении (полностью отведенном нажимном диске) зазор н между трущимися поверхностями в однодисковых сцеплениях составляет 0,75…1,0 мм, в двухдисковых – 0,5…0,6 мм, а в многодисковых – 0,25…0,30 мм, ход нажимного диска не превышает 1,5…2,0 мм у однодисковых и 2,0…2,5 мм у двухдисковых сцеплений.

Плавность включения сцепления диктуется необходимостью снижения динамических нагрузок в трансмиссии при трогании автомобиля с места и переключении передач, что достигается постепенным отпусканием педали сцепления при включении, а также обеспечивается податливостью ведомого диска.

Рисунок 5.6 – Механизмы, обеспечивающие гарантированный зазор между поверхностями трения:

а – рычажный;

б – со штоком и отжимной пружиной;

в – с регулировочным болтом и отжимной пружиной;

S – рабочий зазор На плавность включения сцепления также оказывает влияние упругость элементов в механизме выключения. С этой точки зрения сцепление с диафрагменной пружиной, у которой податливые лепестки выполняют функции рычагов выключения, предпочтительнее, чем сцепление с периферийными пружинами, у которого выключение осуществляется жесткими рычагами.

Динамические нагрузки, возникающие в трансмиссии, могут быть пиковыми (единичными) и периодическими.

Пиковые нагрузки возникают при резких изменениях угловых скоростей валов трансмиссии, например при резком включении сцепления броском педали, торможении автомобиля с включенным сцеплением или движении по неровным дорогам.

При резком включении сцепления уменьшается угловая скорость коленчатого вала двигателя е и на трансмиссию передается повышенный крутящий момент Мс, который ее закручивает:

Мс = Мe + Је · (dе / dt), где Је и (dе / dt) – соответственно, момент инерции и ускорение вращающихся частей двигателя.

Для исключения поломок в трансмиссии сцепление ограничивает пиковые нагрузки путем пробуксовывания ведомого диска.

Периодические нагрузки возникают в результате неравномерности вращения коленчатого вала двигателя и передаваемого в трансмиссию автомобиля крутящего момента, что вызывает крутильные колебания. Они могут привести к появлению резонанса – резкого повышения уровня амплитуд крутящих моментов и напряжений в деталях трансмиссии. Для снижения уровня крутильных колебаний в конструкцию ведомого диска сцепления (или маховика двигателя) включают специальные демпферы (гасители) крутильных колебаний, которые преобразуют энергию колебаний в теплоту.

Кроме того, демпферы, изменяя жесткость трансмиссии, не допускают возможности наступления резонанса в трансмиссии, выводя резонансные частоты за область рабочих частот двигателя.

Сцепления балансируют в сборе с маховиком двигателя. Допустимый дисбаланс сцепления в сборе при динамической балансировке 0,2…0,8 Н·см (в зависимости от размеров сцепления), а дисбаланс нажимного диска – 0,10… 0,25 Н·см. Балансировка нажимного диска достигается высверливанием металла по ободу, а ведомого диска приклепыванием к нему – балансировочных грузиков.

5.2. Особенности конструкций сцеплений с периферийными пружинами и центральной конической пружиной Однодисковые и особенно двухдисковые сцепления с периферийными пружинами по-прежнему достаточно широко распространены.

Однодисковое сцепление с периферийными нажимными пружинами (рисунок 5.7) наиболее сложное по конструкции среди однодисковых сцеплений с различными типами нажимных пружин. Так, например, сцепление ЯМЗ-236 состоит из 566 деталей, тогда как сцепление с диафрагменной пружиной вытяжного типа ЯМЗ-183 – всего из 159 деталей (в 3,5 раза меньше). Масса сцепления ЯМЗ-236 в сборе с маховиком составляет 136 кг, а ЯМЗ-183 – 97,5 кг.

В этом сцеплении в гнездах кожуха 10, прикрепленного болтами к маховику 1, установлены нажимные пружины воздействующие на 15, нажимной диск через теплоизолирующие прокладки.

Пружины на нажимном диске центрируются бобышками.

Рычаги выключения сцепления Рисунок 5.7 – Сцепление с установлены в опорных вилках 9 на периферийными пружинами:

1 – маховик;

2 – картер;

3 – ведомый диск;

вращающихся в игольчатых 4 – нажимной диск;

5 и 6 – оси;

7 – масленка;

8 – гайка;

9 – опорная вилка;

подшипниках осях 6. Опорные вилки 10 – кожух;

11 – рычаг выключения шарнирно установлены на пружинах сцепления;

12 – муфта;

13 – выжимной подшипник;

14 – шаровой палец;

и прикреплены к кожуху 15 – нажимная пружина;

24 – палец;

25 – ступица ведомого диска;

26 – регулировочными гайками с 8, пружина демпфера крутильных колебаний помощью которых внутренние концы рычагов устанавливаются в одной плоскости (для одновременного нажатия на рычаги и исключения перекоса нажимного диска при выключении сцепления).

Рычаги также соединены с проушинами выступов нажимного диска при помощи осей 5, вращающихся в игольчатых подшипниках. Выступы нажимного диска входят в прямоугольные вырезы кожуха, что обеспечивает передачу крутящего момента от кожуха к нажимному диску.

При включенном сцеплении ведомый диск 3 зажат под действием периферийных нажимных пружин.

При выключении сцепления муфта 12 с выжимным подшипником перемещается к маховику по направляющей втулке, прикрепленной к картеру коробки передач. Выжимной подшипник воздействует на внутренние концы рычагов выключения сцепления непосредственно или через опорное кольцо, прикрепленное к концам рычагов. Рычаги поворачиваются на осях 6 и отводят нажимной диск, освобождая ведомый диск и обеспечивая чистоту выключения сцепления.

Сцепление с центральной конической пружиной (рисунок 5.8) по конструкции проще, чем сцепление с периферийными пружинами и имеет меньший осевой размер.

В таком сцеплении коническая пружина 5 прямоугольного сечения не соприкасается с нажимным диском 1 и поэтому меньше нагревается и дольше сохраняет свои упругие свойства. Пружина помещена между опорным фланцем 3 и фланцем муфты 6 нажимных рычагов и воздействует на нажимной диск через муфту и веерообразные упругие нажимные рычаги 4, что обеспечивает равномерность нажимного усилия.

Нажимные рычаги выполняют в форме лопастей вентилятора, которые создают вихревое движение воздуха внутри механизма сцепления, что способствует охлаждению и вентиляции дисков сцепления. Кроме того, они обеспечивают плавное включение сцепления. Внутренние концы рычагов с шаровыми опорами размещены в обойме 12, закрепленной стопорным кольцом на подвижной муфте 6 нажимных рычагов, а наружные концы зажаты между кольцевыми выступами нажимного диска 1 и опорного фланца Такое крепление 3.

нажимных рычагов обеспечивает перемещение нажимного и ведомого дисков при включении и выключении сцепления.

Кроме того, такая конструкция нажимного механизма увеличивает давление конической пружины и обеспечивает возможность передачи большого крутящего момента при сравнительно небольшой ее жесткости.

При включенном сцеплении ведомый диск зажат под действием конической пружины Рисунок 5.8 – Сцепление с центральной и нажимных рычагов.

конической пружиной:

При выключении сцепления 1 – нажимной диск;

2 – регулировочные прокладки;

3 – опорный фланец;

4 – упругие муфта с выжимным нажимные рычаги;

5 – коническая пружина;

6 – муфта нажимных рычагов;

7 – муфта подшипником перемещается к выключения сцепления;

8 – кожух;

9 – оттяжная пружина;

10 – ведомый диск;

11 – маховик маховику и воздействует на двигателя;

12 – обойма подвижную муфту 6 нажимных рычагов, которая, преодолевая сопротивление конической пружины, перемещает обоймы 12 с шаровыми опорами внутренних концов нажимных рычагов 4. При этом наружные концы рычагов перестают оказывать давление на нажимной диск. Оттяжные пружины 9 отводят нажимной диск, освобождая ведомый диск 10 и обеспечивая чистоту выключения сцепления.

5.3. Полуцентробежное фрикционное сцепление Полуцентробежные сцепления в середине прошлого века считались весьма перспективными и получили широкое распространение как на легковых, так и грузовых автомобилях.

В полуцентробежном сцеплении (рисунок 5.9) сжатие ведущих и ведомых деталей осуществляется суммарным усилием, создаваемым периферийными нажимными пружинами (менее жесткими по сравнению с пружинами обычного сцепления) и центробежными силами рычагов выключения сцепления с грузиками, поэтому:

P = Рр·nпр + S·kр, где Рр – рабочее усилие одной пружины;

nпр – число периферийных пружин;

S – усилие на ведомый диск от центробежной силы одного рычага с грузиком;

kр – число рычагов с центробежными грузиками.

В связи с меньшей жесткостью периферийных пружин уменьшается усилие на педаль при выключенном сцеплении.

Из рассмотрения схемы сил (рисунок 5.10), действующих на рычаг с грузиком, следует:

S = Т (а/b) = mгр e2 R1 (а/b), где mгр – масса одного рычага с грузиком;

e – частота вращения коленчатого вала двигателя;

R1 – расстояние от центра масс рычага с грузиком до оси вращения.

В полуцентробежных сцеплениях момент сил трения, возникающий в результате воздействия периферийных пружин на нажимной диск, при частоте вращения коленчатого вала, соответствующей частоте при Мe max, как правило, меньше максимального крутящего момента двигателя, т.е. коэффициент запаса сцепления 1. В расчетах этих сцеплений он берется в пределах 0,85…0,90.

На рисунке показаны графики 5. изменения суммарного момента трения Мс сцепления автомобиля ГАЗ М-20 «Победа», момента трения Мпр, создаваемого только периферийными пружинами, и крутящего момента двигателя по внешней скоростной характеристике от частоты вращения коленчатого вала двигателя. Из графика видно, что чем выше частота вращения коленчатого вала двигателя, тем больше усилие на ведомый диск от центробежной силы, создаваемой грузиками. В результате, при высокой частоте вращения коленчатого вала двигателя центробежные силы рычагов Рисунок 5.9 – Полуцентробежное сцепление: с грузиками создают излишне большой 1 – грузик;

2 – пружина момент трения Мс и, следовательно, излишне большую силу P, что приводит к значительному увеличению удельного давления на фрикционные накладки.

Рисунок 5.11 – График зависимостей Мс = (ne) и Мпр = (ne) полуцентробежного Рисунок 5.10 – Расчетная схема сцепления При трогании автомобиля частота вращения коленчатого вала двигателя мала и требуется небольшое усилие на педаль для выключения сцепления. При переключении же передач при высокой скорости движения автомобиля к педали сцепления в начальный момент выключения необходимо прикладывать значительное усилие для преодоления суммарной силы (от периферийных пружин и центробежной силы), действующей на нажимной диск.

При движении автомобиля в тяжелых дорожных условиях с небольшой скоростью полуцентробежное сцепление может пробуксовывать, что снижает его долговечность.

5.4. Центробежное фрикционное сцепление [1] Центробежное сцепление (рисунок 5.12) является постоянно разомкнутым.

Оно выключено при неработающем двигателе, обеспечивает трогание автомобиля с места без нажатия на педаль сцепления, а также выключается автоматически при понижении частоты вращения коленчатого вала двигателя до заданного предела (оборотов холостого хода), в результате чего предотвращается остановка двигателя.

При включенном сцеплении реактивный диск 2 находится на некотором расстоянии от нажимного диска 1. Положение реактивного диска обусловлено рычагами 5 выключения сцепления, концы которых упираются в выжимной подшипник муфты 6 выключения сцепления, а сама муфта фиксируется упором 7. Нажимной диск подтягивается к реактивному диску отжимными пружинами 8. Это обеспечивает необходимый зазор между нажимным диском 1, ведомым диском 10 и маховиком 11 двигателя.

При увеличении частоты вращения коленчатого вала двигателя грузики под действием центробежных сил расходятся и, упираясь хвостовиками в нажимной 1 и реактивный 2 диски, перемещают нажимной диск к маховику, создавая при этом давление на ведомый диск 10. При небольшой деформации нажимных пружин 4, что происходит даже при незначительном увеличении частоты вращения коленчатого вала двигателя, рычаги 5 поворачиваются на своих опорах и между их концами и выжимным подшипником муфты выключения образуется необходимый зазор.

Рисунок 5.12 – Центробежное сцепление: а – схема;

б – конструкция:

1 – нажимной диск;

2 – реактивный диск;

3 – кожух;

4 – нажимная пружина;

5 – рычаг выключения сцепления;

6 – муфта выключения сцепления;

7 – упор;

8 – отжимная пружина;

9 – грузики;

10 – ведомый диск;

11 – маховик двигателя При торможении автомобиля до полной остановки сцепление автоматически выключается и исключает остановку двигателя. В процессе переключения передач частота вращения коленчатого вала двигателя не падает ниже частоты, при которой заканчивается включение сцепления, а потому его выключение в этих случаях совершается принудительно с помощью педали.

Торможение автомобиля двигателем (на спуске, при движении накатом) возможно только при перемещении упора 7, для чего имеется специальный привод с рабочего места водителя. В этом случае сцепление включается нажимными пружинами 4, установленными между реактивным диском 2 и кожухом 3, и сцепление становится постоянно замкнутым.

При движении автомобиля в тяжелых дорожных условиях с небольшой скоростью центробежное сцепление, как и полуцентробежное может пробуксовывать, что снижает его долговечность.

5.5. Сцепление с автоматической компенсацией износа накладок ведомого диска (система XTend) В процессе работы сцепления фрикционные накладки постепенно изнашиваются, в результате чего с течением времени положение диафрагменной пружины изменяется (рисунок 5.13). Как известно, величина рабочего хода диафрагменной пружины конструктивно задает и максимально допустимую толщину накладок, поэтому повышение срока службы сцепления путем увеличения толщины накладок не представляется возможным.

Система автоматической компенсации износа накладок ведомого диска (XTend) (рисунок 5.14) включает: два установочных кольца 5, две пружины растяжения, удерживающую пружину зубчатый ползун и 4, ограничитель (упор) 3 на кожухе сцепления.

Рисунок 5.13 – Изменение В системе XTend предусмотрен компенсационный положения механизм (рисунок 5.15), с помощью которого сначала диафрагменной пружины при регистрируется уменьшение толщины накладок, которое износе накладок ведомого диска точно соответствует увеличению перемещения нажимного сцепления диска 6 относительно кожуха сцепления, а следовательно, и относительно ограничителя 5 и удерживающей пружины 4, а затем, путем поворачивания установочного кольца 1 относительно нажимного диска автоматически компенсируется зазор, который возникает в результате износа накладок.

Диафрагменная пружина (рисунок 5.16, а) воздействует на нажимной диск не непосредственно выступ) как в обычном сцеплении, а через (через установочные кольца 1. Одно кольцо связано с нажимным диском 6 (по наклонным плоскостям), а на другое опирается диафрагменная пружина.

Удерживающая пружина 4, одним концом прикрепленная к нажимному диску 6, при включенном состоянии сцепления другим концом постоянно опирается на ограничитель 5.

Рисунок 5.14 – Сцепление с системой XTend:

1 – двухмассовый маховик;

2 – тангенциальные пластинчатые пружины крепления нажимного диска к кожуху сцепления;

3 – ограничитель (упор) на кожухе сцепления;

4 – удерживающая пружина;

5 – установочные кольца;

6 – диафрагменная пружина;

7 – кожух сцепления Рисунок 5.15 – Схема работы системы XTend:

1 – установочное кольцо;

2 – зубчатый ползун;

3 – зубчатая рейка;

4 – удерживающая пружина;

5 – ограничитель;

6 – нажимной диск а) б) в) г) д) е) Рисунок 5.16 – Схема работы сцепления с системой XTend:

а – сцепление включено (фрикционные накладки новые), удерживающая пружина опирается на ограничитель;

б – сдвиг нажимного диска к маховику (фрикционные накладки изношены), ограничитель препятствует перемещению удерживающей пружины и установочные кольца освобождаются, зазор S соответствует величине износа накладок;

в – ползун втягивается в зазор и стопорит удерживающую пружину;

г – следующее выключение сцепления;

д – зазор компенсируется с помощью установочного кольца;

е – износ накладок компенсирован, диафрагменная пружина заняла первоначальное положение:

1 – установочное кольцо;

2 – ползун;

3 – кожух сцепления;

4 – удерживающая пружина;

5 – ограничитель;

6 – нажимной диск;

7 – ведомый диск Если толщина накладок в результате буксования сцепления уменьшается, нажимной диск под действием диафрагменной пружины перемещается в сторону маховика, и зазор между удерживающей пружиной и нажимным диском увеличивается точно на величину износа накладок S (рисунок 5.16, б).

При этом удерживающая пружина, опираясь на ограничитель, освобождает установочные кольца. Если зазор превосходит ширину одного зуба ползуна (см.

рисунок 5.15, поз. 2), ползун перемещается (втягивается) посредством пружины растяжения в установившийся зазор, фиксируется на зубчатой рейке (см.

рисунок 5.15, поз. 3) и стопорит удерживающую пружину в этом положении.

При следующем выключении сцепления (см. рисунок 5.15) установочное кольцо 1 с помощью пружины растяжения поворачивается относительно нажимного диска 6 по наклонным плоскостям, компенсируя зазор, и диафрагменная пружина снова занимает свое первоначальное положение, обеспечивая необходимые величины нажимного усилия и усилия на педаль управления сцеплением.

Компенсация износа фрикционных накладок обеспечивает характеристику силы выключения сцепления во время всего его срока службы практически такой же, как у нового сцепления.

6. Расчет сцепления Расчет сцепления включает:

- определение расчетного момента Мс трения сцепления;

- определение работы Aб буксования сцепления, удельной работы Aуд буксования и температуры t0 деталей сцепления в процессе буксования;

- расчет деталей сцепления на прочность;

- расчет привода управления сцеплением (определение усилия на педаль управления и полного хода педали при полном выключении сцепления).

6.1. Определение расчетного момента трения сцепления Расчетный момент трения сцепления = = P z Rc, Мс ·Мe · · µ · max (6.1) где – коэффициент запаса сцепления ( 3,0). При его выборе исходят из того, что слишком низкое его значение приводит к увеличению времени буксования сцепления при трогании автомобиля, повышенному его нагреву и износу, а излишне высокое – к увеличению размеров, массы и усилия, необходимого для управления сцеплением, а также ухудшению предохранения трансмиссии и двигателя от перегрузок. В связи с этим в расчетах обычно принимают:

- для однодисковых сухих сцеплений легковых автомобилей – = 1,4…1,9, грузовых автомобилей – = 1,5…2,2;

- для двухдисковых сухих сцеплений грузовых автомобилей – = 2,0…2,3;

P – усилие на нажимной диск;

z – число поверхностей трения: для однодискового сцепления z = 2;

для двухдискового – z = 4;

для многодискового – z = 2n (n – число ведомых дисков);

µ – коэффициент трения скольжения. Его значение зависит от материала поверхностей трения, их состояния и обработки, относительной скорости скольжения дисков, давления и температуры. Для существующих типов фрикционных накладок, работающих в паре с чугуном, в расчетах предлагается принимать µ = 0,30 [6, 7], µ = 0,23…0,27 [8];

Rc – радиус расположения равнодействующей сил трения Rc = (D3 – d3) / 3 (D2 – d2), где D и d – соответственно наружный и внутренний диаметры фрикционной накладки, м.

Площадь трения одной накладки ведомого диска Fн = 0,25 · · (D2 – d2), тогда Rc = (D3 – d3) / 12 Fн.

Наружный диаметр D фрикционной накладки ограничивается размерами маховика двигателя и должен быть согласован с ГОСТ 1786 – 95. Внутренний диаметр d фрикционной накладки устанавливают из отношения d / D = н, которое при расчете сцепления принимают 0,67 ± 0,07 для легковых и 0,55 ± 0,05 – для грузовых автомобилей.

При расчете сцепления определяется удельное (допускаемое) давление на фрикционную накладку po = P / Fн, [МПа]. (6.2) Подставив P из уравнения (1.1), получим 12 Мe max 12 Мe max Мe max po = = = [ po ] (6.3) z µ (D3 – d3) z µ D3 (1 – н3) z µ Rc Fн Величину удельного давления на безасбестовую полимерную [po] фрикционную накладку выбирают в пределах 0,15…0,30 МПа, а на накладку из спеченного порошкового фрикционного материала (металлокерамическую) – 2,5…3,0 МПа. Меньшие значения соответствуют сцеплениям грузовых автомобилей и автобусов, а бльшие – легковых автомобилей.

Размеры фрикционных накладок (наружный и внутренний диаметры и толщина) приведены в ГОСТ 1786, а максимально допустимая частота вращения ведомых дисков сцеплений в ГОСТ 12238.

Таким образом, коэффициент запаса оценивает возможность сцепления в отношении передачи крутящего момента, а удельное давление po [po] на фрикционную накладку – надежность накладок в отношении износостойкости.

6.2. Определение работы Aб буксования сцепления, удельной работы Aуд буксования и температуры t0 деталей сцепления в процессе буксования Сцепление представляет собой теплообъемный механизм, преобразующий часть мощности двигателя в теплоту при включении.

Работа Aб и мощность Nб буксования сцепления достигают наибольших величин при трогании автомобиля с места.

выполняется на основе Расчет работы буксования сцепления двухмассовой динамической модели (рисунок 6.1). Здесь Jдв – момент инерции маховика и приведенных к нему вращающихся и поступательно движущихся деталей двигателя и ведущих деталей сцепления (момент инерции двигателя);

приведенный к коленчатому валу двигателя момент инерции, Jn – эквивалентный поступательно движущимся массам автомобиля mа и прицепа mпр ;

Ме – крутящий момент двигателя;

М – приведенный к коленчатому валу двигателя момент сопротивления движению автомобиля;

Мс – крутящий момент, реализуемый через сцепление;

е и к – угловые скорости коленчатого вала двигателя и первичного вала коробки передач (или ведомого вала сцепления), соответственно.

Формулы для вычисления Jn и М имеют следующий вид:

Jn = (mа + mпр) rк2 / iо2 iк2;

М = (mа + mпр) g rк / iо iк тр, а дифференциальные уравнения движения для масс динамической системы, представленной на рисунке 6.1:

dе dк —— + Мс ;

Мс = Jn —— + М.

Ме = Jдв dt dt Рисунок 6.1 – Динамическая модель для расчета работы буксования сцепления В общем случае Ме и Мс являются нелинейными функциями времени, зависящими от многих факторов (положения педали подачи топлива, темпа включения сцепления, характеристики двигателя и т.д.). Соответственно угловые скорости е и к будут также нелинейными функциями времени.

Для упрощения расчетов принимаются следующие допущения:

1. Действующие на систему крутящие моменты Ме и М являются постоянными, т.е. Ме = Ме max = const, М = const.

2. Закон изменения угловых скоростей коленчатого вала двигателя е и первичного вала коробки передач к от времени включения сцепления – линейный.

3. В начальный момент времени (t = 0) угловая скорость коленчатого вала двигателя е равна его угловой скорости при максимальном крутящем моменте е = м, а угловая скорость первичного вала коробки передач к = 0.

Схематизация законов изменения указанных выше параметров приведена на диаграмме разгона автомобиля (рисунок 6.2).

На основе экспериментальных исследований процесса разгона автомобиля установлено, что при обычном темпе включения сцепления момент трения Мс возрастает по линейному закону от до Мс = ·Мe max.

Процесс буксования сцепления в течение интервала времени от 0 до t2, условно делится на три интервала:

(0 – t0) – момент трения Мс возрастает, но первичный вал коробки передач еще неподвижен. К концу интервала Мс = М и автомобиль трогается с места;

Рисунок 6.2 – Диаграмма момент трения (t0 – t1) – разгона автомобиля продолжает возрастать и к концу интервала достигает максимальной величины Мс = ·Мe Заканчивается max.

включение сцепления;

(t1 – t2) – момент трения Мс максимальный, сцепление включено и к концу интервала завершается его буксование.

Время включения сцепления обычно составляет 1…2 с, поэтому для упрощения расчетов принимают, что сцепление включается мгновенно и крутящий момент, реализуемый через сцепление, Мс = ·Мe max = const.

Интегрируя дифференциальные уравнения о t Jдв dе = (Ме – Мс) dt ;

м о t Jn dк = (Мс – М) dt, 0 получаем Jдв (о – м) = (Ме – Мс) · t Jn о = (Мс – М) · t где о – угловая скорость масс динамической системы после окончания буксования;

t2 = tб – время буксования сцепления.

Выражая из каждого уравнения о и приравнивая полученные выражения:

Ме – Мс Мс – М м + · tб = · tб, Jдв Jn определяется время буксования м Jдв Jn tб =. (6.4) Jдв (Мс – М) – Jn (Ме – Мс) Работа буксования tб Aб = Мс (е – к) dt.

Этот интеграл равен площади заштрихованного треугольника (см. рисунок 6.2), т.е. Aб = Мс м tб / 2.

Подстановкой в это равенство выражения для tб определяется Мс Jдв Jn м Aб =. (6.5) 2 [Jдв (Мс – М) + Jn (Мc – Ме)] Для оценки влияния коэффициента запаса сцепления = Мc / Мe на max время и работу буксования сцепления необходимо преобразовать формулу (6.5). Для случая трогания с места на горизонтальной асфальтированной дороге моментом сопротивления движению автомобиля М можно пренебречь, тогда Jn м Aб = ———————————.

2 [1 + (Jn / Jдв ) (1 – 1 / )] Таким образом, при увеличении коэффициента запаса сцепления работа Aб и время буксования t2 уменьшаются (рисунок 6.3) и тем самым повышается долговечность сцепления и улучшается разгон автомобиля. Вместе с тем с увеличением коэффициента запаса увеличивается усилие на педали управления при выключении сцепления (за счет увеличения усилия на нажимной диск P), а также ухудшается предохранение трансмиссии автомобиля от перегрузок инерционным Рисунок 6.3 – Зависимость работы Aб и времени t2 буксования от коэффициента крутящим моментом.

запаса сцепления Если принять Мc = Ме max, то Ме max Jn м Aб =.

2 (Мс – М) Широкое применение для определения работы и времени буксования сцепления нашли также формулы, полученные в результате обработки и анализа большого числа экспериментальных данных процесса трогания автомобилей в наиболее характерных условиях эксплуатации [7]:

h Мe max Jn м Aб =, (6.6) 0,67 Мe max – М м Jn tб =, (6.7) 0,67 Мe max – М где h – коэффициент, характеризующий тип двигателя.

Принимают:

- для дизельных двигателей h = 0,72, м = 0,75· е N [1, 7], - для бензиновых двигателей h = 1,23, м = е М / 3 + 50 [7] или (h = 1,25, м = 0,5·е N [1]).

По формулам (6.5 и 6.6) работа буксования определяется:

для легковых автомобилей, автобусов и автопоездов - (грузовых автомобилей с прицепами и полуприцепами) при трогании с полной нагрузкой на 1-й передаче в коробке передач (или на 1-й высшей передаче при наличии делителя);

- для одиночных грузовых автомобилей – на 2-й передаче (или на 1-й высшей передаче при наличии делителя);

- для полноприводных автомобилей – на 1-й передаче в коробке передач и высшей передаче в раздаточной коробке.

Как следует из анализа представленных формул, работа буксования существенно возрастает при повышении начальной угловой скорости коленчатого вала двигателя м;

при трогании с места на высших передачах в коробке передач (в связи с увеличением Jn), на подъеме или на дороге с большим коэффициентом сопротивления качению и при движении с прицепом.

Мощность буксования сцепления Nб = Aб / tб = h Мe max м. (6.8) Удельная работа буксования, по которой оценивается износостойкость сцеплений автомобилей, и удельная мощность буксования также вычисляются для условий трогания автомобиля с места:

Aуд = Aб / F, Nуд = Nб / F, (6.9) где F – суммарная площадь фрикционных накладок ведомого диска сцепления.

Удельные работа Aуд и мощность Nуд буксования не должны превышать [7]:

- для легковых автомобилей с объемом двигателей до 1,2 л, от 1,2 до 1,8 л и свыше 1,8 л, соответственно:

[Aуд] = 270, 370 и 470 Дж/см2, [Nуд] = 95, 125 и 150 Вт/см2;

- для грузовых автомобилей с бензиновыми двигателями:

[Aуд] = 460 Дж/см2, [Nуд] = 100 Вт/см2;

- для грузовых автомобилей с дизельными двигателями и однодисковыми и двухдисковыми сцеплениями, соответственно:

[Aуд] = 350 и 170 Дж/см2, [Nуд] = 110 и 95 Вт/см2.

Определение температуры нагрева деталей сцепления в процессе буксования. В условиях городского движения число выключений-включений сцепления на 100 км пройденного пути составляет 300…600 для одиночных грузовых автомобилей и 400…700 – для автопоездов. Одно включение сцепления повышает температуру нажимного диска на 7…150С. Температура фрикционных накладок ведомого диска также повышается и понижается коэффициент их трения. Так, при температуре 2000С коэффициент трения снижается почти в 2 раза.

В расчетах принимают, что вся работа буксования сцепления при трогании автомобиля с места идет на нагрев ведущих дисков сцепления, т.к. нагрев зависит от массы деталей. Нагрев маховика не рассчитывается, он сравнительно невелик из-за его массивности.

Повышение средней температуры нагрева ведущего диска сцепления за одно включение Aб t =, (6.10) с mд где – коэффициент, учитывающий распределение теплоты между деталями сцепления ( = 0,5 – для нажимного диска однодискового сцепления и среднего ведущего диска двухдискового сцепления;

= 0,25 – для нажимного диска двухдискового сцепления);

с – удельная теплоемкость материала нажимного диска. Для чугуна и стали с = 481,5 Дж / (кг · 0С);

mд – масса диска.

При расчете на нагрев учитывается тип автомобиля. Для одиночного автомобиля нагрев деталей сцепления за одно включение не должен превышать 10 0С, для автопоезда – 20 0С.

7. Конструирование и расчет деталей фрикционных сцеплений 7.1. Нажимной и средний ведущие диски Ведущие диски изготовляют из серого чугуна марок СЧ18, СЧ21, СЧ22 и СЧ24, обладающих хорошими фрикционными и противозадирными свойствами при работе с фрикционными накладками. Для повышения износостойкости поверхностей трения ведущих дисков при буксовании сцепления их твердость должна быть не менее 190…210 НВ. Размеры ведущих дисков определяются с учетом размеров фрикционных накладок. Ведущие диски являются наиболее нагретыми деталями сцепления. Они поглощают и рассеивают значительную часть теплоты, выделяемой при буксовании сцепления. Для этого их делают массивными и достаточно жесткими с целью повышения сопротивления короблению и обеспечения более равномерного давления на поверхности трения фрикционных накладок. Поверхности трения дисков шлифуют.

В однодисковом сцеплении через нажимной диск может передаваться половина максимального крутящего момента двигателя, т.е. расчетный момент Мр = 0,5 Мe В двухдисковом сцеплении нажимной диск нагружается max.

моментом Мр = 0,25 Мe max, а средний ведущий диск – Мр = 0,5 Мe max.

Ведущие диски вращаются вместе с маховиком двигателя и перемещаются в осевом направлении. При этом передающими крутящий момент и направляющими устройствами служат выступы нажимного диска и вырезы кожуха;

штифты, запрессованные в маховик;

шипы, запрессованные в кожух, и вырезы в нажимном диске;

пальцы, ввернутые в маховик, и отверстия в нажимном и среднем ведущем дисках, которые рассчитываются на смятие рабочих поверхностей.

Напряжение смятия см = Мр / (Rcм zсм Fсм) []см, где Мр – расчетный момент;

Rcм – радиус расположения элементов, работающих на смятие, м;

zсм – число работающих элементов;

Fсм – площадь смятия (контакта) одного элемента, м2;

[]см = 10…15 МПа.

В современных конструкциях сцеплений для передачи крутящего момента на нажимной диск применяются упругие соединительные пластины, которые одним концом крепятся к кожуху сцепления, а другим – к нажимному диску (см. рисунок 5.2).

Пластины изготовляют из пружинных сталей и рассчитывают на растяжение. Напряжение растяжения в пластине Мр р = []р = 0,3 т, Rп zп m (b – d) где Rп – радиус расположения пакетов пластин, м;

zп – число пластин в пакете (обычно zп = 3…4);

m – число пакетов пластин (обычно m = 3…4);

b – ширина пластины, м;

d – диаметр отверстия в пластине под болт или заклепку, м;

– толщина пластины, м;

[]р – допускаемое напряжение растяжения в пластине, Па;

т – предел текучести материала пластины, Па.

7.2. Ведомые диски Работоспособность сцепления в значительной степени зависит от конструкции ведомого диска и материала фрикционных накладок. Наиболее простой по конструкции (относительно легкий и дешевый) ведомый диск (рисунок 7.1, а) состоит из основания 1, выполненного в виде кольца из стального листа (сталь марок 60Г или 65Г) толщиной 0,8…2,5 мм. К наружным поверхностям основания с двух сторон заклепками 6 приклепываются фрикционные накладки 2, а к внутреннему отверстию – ступица 3 со шлицами для подвижного соединения с первичным валом коробки передач. Для лучшего прилегания фрикционных накладок к поверхностям трения ведущего диска и предотвращения коробления стального основания при нагревании его делают с радиальными прорезями, заканчивающимися отверстиями несколько большего диаметра. Такой вид основания характерен для так называемого «жесткого ведомого диска», не обладающего ни осевой, ни тангенциальной податливостью. Главным его недостатком является то, что он не обеспечивает плавное включение сцепления и предохранение трансмиссии и двигателя автомобиля от перегрузок инерционным крутящим моментом.

Ведомые диски с осевой податливостью. В конструкциях однодисковых сцеплений современных автомобилей, которые включаются достаточно резко, применяются ведомые диски с осевой податливостью. Они обеспечивают плавное включение сцепления, что упрощает процесс управления автомобилем при трогании с места и повышает долговечность фрикционных накладок за счет обеспечения более стабильного их контакта с поверхностями трения ведущего диска.

Осевая податливость ведомого диска (рисунок 7.1, б) обеспечивается за счет применения фасонных прорезей его основания 1 с последующим выполнением лепестков 4 в виде пластинчатых пружин. Лепестки поочередно изогнуты в разные стороны и к ним приклепываются фрикционные накладки. В результате в свободном состоянии между накладками образуется зазор 1…1,5 мм. При включении сцепления ведомый диск за счет податливости лепестков сжимается, трущиеся поверхности плавно соприкасаются и сила трения между ними возрастает постепенно. Недостатком такой конструкции является то, что практически невозможно получить одинаковую жесткость всех лепестков основания.

Более перспективным и лишенным указанного недостатка является ведомый диск в), осевая податливость которого обеспечивается (рисунок 7.1, применением отдельных пластинчатых пружин 5, установленных между фрикционными накладками и закрепленных на малом радиусе стального основания 1. Пластинчатые пружины такого диска изготавливаются из листовой стали меньшей толщины, чем его основание, и обладают повышенной податливостью.

а) б) в) Рисунок 7.1 – Конструкции ведомых дисков:

а – «жесткий»;

б – с лепестками в виде пластинчатых пружин;

в – с отдельными пластинчатыми пружинами: 1 – стальное основание;

2 – фрикционные накладки;

3 – ступица;

4 – лепесток основания диска;

5 – пластинчатая пружина;

6 – заклепка В двухдисковых сцеплениях упругие ведомые диски обычно не применяются, так как при этом увеличивается ход нажимного и среднего ведущего дисков и ход педали управления при выключении сцепления.

У ведомого диска рассчитывают на смятие и срез рабочих поверхностей шлицы его ступицы. Длина ступицы выбирается равной длине шлицов первичного вала коробки передач.

Напряжение смятия 8 Мe max см = []см, (dн2 – dв2) z lш где dн и dв – наружный и внутренний диаметры шлицов;

z – число шлицов;

lш и bш – длина и ширина шлицов.

Напряжение среза 4 Мe max ср = []ср.

(dн – dв) z lш bш Ступицу изготавливают из стали 40Х с последующей термообработкой.

Допускаемые напряжения: смятия []см = 15…30 МПа, среза []ср = 5…15 МПа.

ведомого диска должны иметь высокий Фрикционные накладки коэффициент трения, изменяющийся незначительно в зависимости от температуры, давления и времени буксования, а также обладать повышенной износостойкостью и прочностью. Они должны выдерживать без разрыва угловую скорость вращения в 1,5…2 раза большую, чем угловая скорость коленчатого вала двигателя. Температура накладок не должна превышать 2000С при длительной работе и 3500С – при кратковременной [1].

В приложении 2 приведен пример определения размеров фрикционных накладок для однодискового сцепления автомобиля КамАЗ-4310 (6х6).

Предохранение (гасители) Демпферы крутильных колебаний.

трансмиссии и двигателя автомобиля от перегрузок инерционным крутящим моментом обеспечивается демпферами (гасителями) крутильных колебаний.

Наибольшее распространение получили упруго-фрикционные демпферы с цилиндрическими пружинами (рисунки 7.2, 7.3, а и 7.3, б). В демпфере (рисунок 7.2, а) ступица 6 ведомого диска сцепления, и сам диск (основание) связаны между собой не жестко, а через тангенциальные цилиндрические пружины 8 демпфера. Пружины в сжатом состоянии устанавливают в прямоугольные окна фланца ступицы 6, ведомого диска 3 и диска 9 демпфера.

Диски 3 и 9 соединены штифтами 5, концы которых расклепаны. Штифты свободно проходят в выемках фланца ступицы и плотно стягивают диски с фланцем. Для увеличения сил трения и эффективности демпфирования между фланцем ступицы и дисками обычно устанавливают фрикционные кольца (например, из паронита). Силы трения в демпферах зависят от усилия сжатия его дисков. Усилие сжатия дисков может изменяться усилием затяжки нажимных тарельчатых пружин (рисунок 7.3, а), за счет жесткости пружин (рисунки 7.3, б и 7.3, в) или подбором стальных регулировочных колец (рисунок 7.2, а), но в любом случае, оно устанавливается при сборке сцепления на предприятии-изготовителе.

В свободном состоянии, когда крутящий момент через ведомый диск сцепления не передается, окна ведомого диска 3, диска 9 демпфера и фланца ступицы 6 совпадают (рисунок 7.2, б). При включении сцепления крутящий момент от ведомого диска 3 передается на ступицу 6 через пружины 8 (рисунок 7.2, в). Под действием крутящего момента пружины сжимаются, ведомый диск 3 и соединенный с ним диск 9 несколько смещаются относительно фланца ступицы 6 (тангенциальная податливость ведомого диска) и плавность включения сцепления увеличивается, чему способствует и трение в дисках демпфера. Предельное угловое смещение ведомого диска относительно фланца ступицы ограничивается сжатием пружин до отказа или размером окон во фланце под штифты.

Крутильные колебания, возникающие в трансмиссии, также вызывают относительное угловое смещение ведомого диска и его ступицы за счет деформации пружин демпфера. Это смещение сопровождается возникновением сил трения между фрикционными элементами демпфера и демпфированием колебаний. За счет сил трения происходит преобразование в теплоту энергии кутильных колебаний и ее рассеяние. Кроме того, при правильном выборе жесткости пружин 8 (рисунок 7.2) обеспечивается смещение зоны резонансных колебаний за пределы рабочих частот вращения вала двигателя.

В некоторых конструкциях ведомых дисков (рисунок 7.3, в) применяют демпферы с упругими элементами, выполненными в виде резиновых блоков 5.

Рассеяние энергии крутильных колебаний в таких конструкциях обеспечивается не только за счет трения между дисками 2 и фланцем ступицы 1, но и больших внутренних гистерезисных потерь в резиновых блоках 5 при их деформации. Основным недостатком таких демпферов является нестабильность характеристик резиновых блоков и их ограниченная долговечность из-за неблагоприятных условий работы демпфера (высокая температура, попадание масла).

В настоящее время в сцеплениях легковых автомобилей широко применяются демпферы с нелинейной характеристикой. Для этого в вырезы в дисках последовательно устанавливают по две пружины разной длины и жесткости моментом. Сначала при малых величинах крутящего момента в работу включаются менее жесткие пружины, а затем с ростом величины момента к ним параллельно подключаются более жесткие пружины, что улучшает плавность включения сцепления.

Рисунок 7.2 – Ведомый диск сцепления: а – элементы ведомого диска;

б и в – работа демпфера крутильных колебаний:

1 и 10 – фрикционные накладки;

2 – пластинчатая пружина;

3 – основание ведомого диска;

4 – фрикционные кольца;

5 – штифт;

6 – ступица;

7 – регулировочное кольцо;

8 – пружины демпфера;

9 – диск демпфера а) б) в) Рисунок 7.3 – Демпферы крутильных колебаний с изменяемым жесткостью пружин усилием сжатия: а и б – с цилиндрическими пружинами:

1 – ведомый диск;

2 – ступица ведомого диска;

3 – стяжной болт;

4 – нажимная пружина демпфера;

5 – стальная шайба;

6 – фрикционное кольцо;

в – с резиновыми блоками:

1 – ступица ведомого диска;

2 – диски демпфера;

5 – резиновый блок;

6 – нажимная пружина демпфера Быстрое развитие автомобильной техники в последние десятилетия привело к созданию более мощных и менее металлоемких двигателей, имеющих низкую частоту вращения коленчатого вала. В результате дальнейшее развитие классического демпфера крутильных колебаний, как неотъемлемой части ведомого диска сцепления, оказалось невозможным для того, чтобы компенсировать постоянно растущий крутящий момент двигателей при сохранении прежнего монтажного пространства. Попытки же повышения жесткости пружин демпфера приводили только к существенному ухудшению его способности к гашению вибраций.

Эффективным решением проблемы явилась разработка компанией «LuK AS» в середине 80-х годов ХХ века двухмассового маховика, в который был встроен энергоемкий демпфер крутильных колебаний. Такое решение позволило упростить конструкцию ведомого диска сцепления, снизить момент его инерции и уменьшить нагрузки на элементы коробки передач. Особенности конструкции двухмассового маховика приведены в приложении 3.

Основными Выбор параметров упруго-фрикционного демпфера.

параметрами демпфера являются: момент трения фрикционного элемента демпфера Мтд, коэффициент угловой жесткости сдемп, момент предварительного поджатия пружин демпфера Мп.п и момент замыкания Мзам подвижных частей демпфера на упоры.

Изменяя момент трения Мтд, можно варьировать рассеяние энергии в демпфере, а корректируя жесткость его пружин спр, – смещать резонансные режимы колебаний в трансмиссии.

Предварительное поджатие пружин при их установке в окна ведомого диска гарантирует отсутствие зазоров в демпфере. Угол замыкания зам демпфера выбирают таким, чтобы исключить посадку витков пружин друг на друга (зам = 3…40).

В существующих конструкциях демпферов:

- число пружин равно 6…10;

- момент трения фрикционного элемента демпфера Мтд = (0,10…0,20) Мe max;

- момент предварительного поджатия пружин Мп.п = (0,08…0,20) Мe max;

- момент замыкания демпфера, который определяется максимальной деформацией его пружин, выбирают таким образом, чтобы демпфер не выключался из работы при движении автомобиля в различных дорожных условиях: Мзам = (1,2…1,4) Мe max;

- жесткость пружин в Н/м спр = (Мзам – Мп.п) / (з R2пр), где Rпр – радиус расположения пружин, м.

При расчете демпфера определяются напряжения в его пружинах, угловая жесткость демпфера и передаваемый крутящий момент.

Максимальное усилие сжатия одной пружины демпфера (1,2…1,3) ·Мe max Рпр.д =, Rпр nпр где nпр – число пружин демпфера.

Напряжение кручения в витках пружины демпфера 8 Рпр.д с k к = []к, d где Dо – средний диаметр пружины;

d – диаметр проволоки пружины;

k = (4с + 2) / (4с – 3) – коэффициент, учитывающий кривизну витков пружин;

c = Dо / d = 4…12 – индекс пружины. Допускаемое напряжение кручения в витках пружины []к = 700…900 МПа.

Угловая жесткость демпфера равна значению крутящего момента, который необходимо приложить к ведомому диску, чтобы повернуть диск относительно ступицы на 1 градус [1]:

с = 17,4 Rпр спр nпр где Rпр – радиус расположения пружин демпфера;

спр – жесткость пружины;

nпр – число пружин демпфера.

Крутящий момент, передаваемый демпфером Мд = Мпр + Мтд, где Мпр = Рпр.д Rпр nпр – момент от усилия, создаваемого пружинами.

Окончательные значения параметров упруго-фрикционного демпфера устанавливаются экспериментально, так как их выбор зависит от крутильных колебаний трансмиссии и двигателя автомобиля.

Масса ведомого диска сцепления должна быть минимальной, чтобы он обладал небольшим моментом инерции и быстро останавливался при выключении сцепления.

У сцеплений спортивных автомобилей (рисунок 7.4), для которых долговечность работы ведомого диска не играет первостепенной роли, снижение массы ведомого диска достигается тем, что Рисунок 7.4 – Ведомый диск фрикционные накладки, изготовленные из спортивного автомобиля металлокерамики, состоят из отдельных секторов.

7.3. Пружины В сцеплениях применяют цилиндрические, конические или диафрагменные пружины, изготовляемые из легированных и углеродистых сталей марок 65Г, 50ХФА, 60С2Ф и 85.

Витые цилиндрические пружины. Для исключения перекоса нажимного диска при выключении сцепления их число должно быть кратно числу рычагов выключения сцепления и составляет 8…20.

Расчет витых цилиндрических пружин выполняют на кручение в следующей последовательности [7]:

1. Расчетное усилие на одну пружину при включенном сцеплении Рр = P / nпр, (7.1) где nпр – число пружин.

При выборе числа пружин необходимо учитывать, что расчетное усилие на одну пружину Рр не должно превышать 800 Н.

2. Диаметр проволоки, мм, где с = 4, 6, 8, 12 – индекс пружины;

к = (4с + 2) / (4с – 3) – коэффициент, учитывающий кривизну витков пружины;

[]к = 750 МПа – допускаемое напряжение кручения в витках пружины.

Расчетное значение диаметра d проволоки округляют по ряду нормальных линейных размеров R20.

3. Средний диаметр пружины, мм, Dо = с d.

4. Осадка одного витка пружины под действием расчетной нагрузки, мм, 8 Рр Dо 2 =, G d где G = 8 · 104 МПа – модуль упругости второго рода для стали.

5. Необходимое число рабочих витков пружины (определяется при условии, что при выключении сцепления расчетное усилие на пружину возрастает в 1, раза) n = S / 0,22, где S – отвод нажимного диска при выключении сцепления. S = 2…3 мм – для однодисковых сцеплений (меньшее значение для сцеплений с жесткими в осевом направлении ведомыми дисками, большее – с податливыми дисками).

S = 4 мм – для двухдисковых сцеплений.

6. Полное число витков пружины n1 = n + (1,5…2).

7. Жесткость пружины, Н/мм, G d Рр спр = =.

2 n 8 Dо n 8. Высота пружины в рабочем состоянии (при включенном сцеплении) Н2 = (d + ) n + S, где = 1…2 мм – зазор между витками пружины при выключенном сцеплении.

9. Высота пружины в свободном состоянии Н0 = Н2 + 2 n.

Цилиндрические нажимные пружины имеют линейную характеристику упругости, представляющую зависимость деформации от усилия нажатия (см. рисунок 5.5). Они могут располагаться по двум концентрическим окружностям (рисунок 7.5).

Рисунок 7.6 – Составные Рисунок 7.5 – Цилиндрические цилиндрические пружины, пружины, установленные по двум установленные одна внутри концентрическим окружностям другой используются в Составные витые цилиндрические пружины конструкциях, имеющих ограниченные габаритные размеры, а также воспринимающих большие нагрузки. Они располагаются парами одна внутри другой (рисунок 7.6) и для устранения закручивания торцевых опор и перекосов имеют навивку в противоположные стороны. Нагрузка воспринимается одновременно всеми пружинами и распределяется пропорционально их жесткости.

При расчете составных пружин исходят из следующих условий:

- составные пружины должны иметь одинаковые индексы с = с1 = с2 и напряжения кручения к = к1 = к2 при выключенном сцеплении;

- общее усилие комплекта (пары) составных пружин при выключенном сцеплении (Рр' 1,2 Рр) должно быть равно сумме усилий наружных Р1' и внутренних Р2' пружин Рр' = Р1' + Р2';

- между витками составных пружин должен быть радиальный зазор = 0, (d1 – d2), позволяющий пружинам свободно деформироваться.

8 Р1' к с 8 Р2' к с Из условия к = к1 = к2 = =, имеем d12 d Р2' = Р1' d22 / d12. (7.2) С учетом того, что = 0,5(d1 – d2) и 2 = (Dо1 – d1) – (Dо2 + d2), можно записать d1 – d2 = (Dо1 – d1) – (Dо2 + d2).

Отсюда Dо1 – 2d1 = Dо2, или сd1 – 2d1 = сd2.

В результате d2 / d1 = (с – 2) / с, и равенство (7.2) принимает вид Р2' = Р1' (с – 2)2 / с2.

Общая сила, создаваемая комплектом составных пружин при выключенном сцеплении, (с – 2) Рр' = Р1' [1 + ], с откуда следует, что Рр' с Р1' =.

с2 + (с – 2) Аналогично находится расчетная сила на наружную пружину Рр с Р1 = с2 + (с – 2) и определяется расчетная сила на внутреннюю пружину Р2 = Рр – Р1.

По силе Р1 производится расчет наружной пружины, затем устанавливают для внутренней пружины средний диаметр Dо2 и диаметр d2 проволоки из соотношений:

d2 = Dо2 / с.

Dо2 = Dо1 – 2d1;

Далее по силе Р2 определяются остальные параметры внутренней пружины.

Конические нажимные пружины. Во фрикционных сцеплениях с центральной конической нажимной пружиной обычно используются пружины с прямоугольным сечением витков (рисунок 7.7), бльшая сторона которых располагается вдоль оси пружины. От длины пружины зависит осевой размер сцепления.

Основные параметры центральной конической пружины определяются по следующим формулам:

нажимное усилие 4 G b Рр = ;

n (D + d) (D2 + d2) жесткость пружины 4 G b Рр спр = = ;

n (D + d) (D2 + d2) напряжение в пружине Рисунок 7.7 – Коническая Рр D пружина []к =, 2 а b где G = 8 · 104 МПа – модуль упругости второго рода для стали;

D – диаметр наибольшего витка пружины;

d – диаметр наименьшего витка пружины;

а – ширина сечения витка;

b – высота сечения витка (вдоль оси пружины);

– деформация пружины;

n – число рабочих витков;

и – коэффициенты, значения которых зависят от отношения а / b (приведены в таблице 7.1).

Допускаемое напряжение кручения в витках пружины []к = 700…900 МПа.



Pages:   || 2 |
 

Похожие работы:





 
2013 www.netess.ru - «Бесплатная библиотека авторефератов кандидатских и докторских диссертаций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.