Расчет типовых элементов фрикционных сцеплений

В сцеплениях применяются цилиндрические, конические и тарельчатые (диафрагменные) пружины, изготавливаемые из стали марок 60С2, 60C2H2A и 50ХФА. При периферийном расположении пружин их число должно быть кратным числу рычажков выключения для исключения возможности перекоса нажимного диска при выключении сцепления и составлять 6...24. При определении числа пружин следует учитывать, что усилие, приходящееся на одну пружину, обычно не должно превосходить для автомобилей малой и средней грузоподъемности 600...700 Н, а для автомобилей большой грузоподъемности - 1000 Н.

Цилиндрическая пружина (рис. 2.4). Средний диаметр цилиндрической пружины D_m и диаметр

Рис.2.4

(2.9)

где кп - коэффициент, учитывающий влияние на прочность кривизны витков и зависящий от соотношения c = Dm / d

4с -1 0, 615 к„ =--------- + —-

4(с -1)

проволоки d выбирают из условий прочности при действии аксимальной силы P_max при выключенном сцеплении. Тогда

_т=, ад

nd³

Для сталей 60С2, 60C2H2A и 50ХФА допускаемые напряжения при кручении не должны превышать 600...750 МПа. Число рабочих витков оказывает влияние на жесткость пружины и выбирается в зависимости от необходимого усилия для управления сцеплением. При выключенном сцеплении

усилие на пружину не должно превышать усилия во включенном состоянии более чем на 20 %.

Деформация пружины при выключении сцепления под действием усилий растяжения P_p и сжатия P_e пружин при выключении сцепления, соответственно, определяется следующими зависимостями

l_p = 8P_pD³mn_e /(Gd)⁴, l_e = 8P_eDln_e /(Gd)⁴, (2.10)

где n_e - число рабочих витков, d - диаметр прутка пружины, G - модуль сдвига (для стали G = 8 • 10⁴ МПа).

Следовательно, Al = l_e - l_p = 8D_mn_e (P_e - P_p)/(Gd⁴). Если принять P_e - P_p = 0, 2P_p, то число рабочих витков можно определить по следующей формуле:

n, =AlGd⁴ /(1, 6Dm Pp). (2.11)

Учитывая, что крайние витки не участвуют в деформации пружины, полное число ее витков

n_n = n_e + (1, 5...2, 0). (2.12)

Ход нажимного диска принимают для однодисковых и двухдисковых сцеплений в пределах 1, 5...3 мм.

При выключенном сцеплении зазор между витками должен быть не менее 1 мм.

В таблице 2.2 представлены параметры и размеры цилиндрических пружин сцеплений некоторых автомобилей.

Таблица 2.2 Параметр ГАЗ-66-11 ЗИЛ-131 УРАЛ-375 Число пружин       Жесткость, H/мм 2, 98...3, 24 3, 6... 4 3, 6... 4 Диаметр, мм:       наружный       проволоки   4, 5 4, 5 Усилие пружин в рабочем       состоянии, H 750...816 1024...1152 768...864

 

Коническая пружина (рис.2.5).Конические пружины обычно имеют прямоугольное сечение прволоки h/t=2, 2...2, 6; здесь t и h - ширина и высота сечения витка. Витки спирали конической пружины

навивают таким образом, чтобы при полном сжатии пружины все витки были совмещены в одной плоскости. Этим обеспечивается минимальная высота пружины, которая определяет длину спирали. Прямоугольное сечение по сравнению с круглым дает возможность получить большую жесткость при одинаковых малом и большом диаметрах витков. Напряжение в конической пружине

Рис.2.5

х =P„rJ(yth²), (2.13)

(2.14)

где v - коэффициент, зависящий от отношения h/t.

Прогиб

= 2 Рп An_p (r₂ + Г1ХГ1² + r₂²) Oh⁴

Жесткость пружины

 

Рп

(2.15)

Oh⁴

l 2Anp (r₂ + Г1ХГ1 + r₂)

 

где r₁ и r₂ - радиусы наименьшего и наибольшего витков пружины, обычно r_x/ r₂ ~ 0, 5.

Число рабочих витков обычно принимают n_e = 3...5. В талице 2.3 приведены значения коэффициентов, зависящих от соотношения h/t

Таблица 2.3 h/t 1, 5 2, 0 3, 5 3, 0 V 0, 231 0, 246 0, 258 0, 267 А 2, 67 1, 713 1, 256 0, 995

 

При расчете конических пружин необходимо иметь в виду, что радиус основания пружины по мере ее осадки уменьшается и ее характеристика становится нелинейной и имеет параболическую форму.

Пружины диафрагменного типа (рис.2.6). Расчет пружины диафрагменного типа может быть проведен по формулам, выведенным в предположении недеформированности сечения пружин.

Рис. 2.6

 

H - Ъ аV

Нажимное усилие на ведомый диск

Ъ-а Ъ-с

+ h 2

H - 0, 5lj

P =

(2.16)

1 Ъ - c

v

v

кЕ'И

1 ₁ ^Ъ Тl In^- 6(Ъ - c)^{2 1} а

 

где Е = Е /(1 -V), здесь Е - модуль упругости первого рода; V - коэффициент Пуассона, l - деформация пружины; Н - высота сплошной части пружины; h - толщина; а, Ъ, с - геометрические размеры.

Данная формула дает возможность построить характеристику пружины. Сплошные диафрагменные пружины имеют большую жесткость. Для уменьшения жесткости используются пружины с радиальными прорезями. Образованные при этом " лепестки" служат рычагами включения сцепления. Окна у основания лепестков предназначены для прохода заклепок, удерживающих опорные кольца.

Опасным расчетным сечением является сечение, проходящее по малому торцу пружины.

Наиболее нагруженным является основание лепестка. Наибольшего значения напряжения достигают в момент выключения сцепления, когда пружина становится плоской. Эквивалентное напряжение о_э в опасной точке по теории максимальных касательных напряжений состоит из нормальных напряжений в окружном направлении о_е и напряжения изгиба о_и.

P2 выкл + Е '(d - а)а2 + ha

(2.17)

	> а2
		> а3
1 X ^		)а,
/3
/	АХ

Таким образом,

О э =о,. + o_t = _j2

hp 2а

где p - коэффициент полноты лепестка; p = £ _пп\п(а + e)], п - число лепестков; - ширина лепестка на радиусе 0, 5 (а + е), a - угол подъема пружины; Н_п - полная высота пружины. Причем,

d = (Ъ - а) /(ln ^Ъ), a = H_n /(Ъ - e). а

Напряжение в пружинах, выполненных из материала 60С2А, составляет примерно 1000 МПа. На рис. 2.7 приведены упругие характеристики трех типов пружин (1 - пружина диафрагменного

типа, 2 - коническая пружина, 3 - цилиндрическая пружина). Центральные пружины диафрагменного типа,

для которых справедливо неравенство > /2 < (Н / h)< 2 _? имеют характеристику, содержащую участки с отрицательной жесткостью. Пружины такого типа широко используются в автомобильных сцеплениях.

Рис.2.7 Характеристики рабочих пружин

Ведущие диски. Ведущие диски обычно изготовливают из серого чугуна марок СЧ21 и СЧ24 (с перлитной структурой), обладающих хорошими фрикционными и противозадирными свойствами при работе в сочетании с фрикционными кольцами. Размеры дисков определяются размерами фрикционных колец. Ведущие диски поглощают и рассеивают значительную часть теплоты, возникающей в процессе буксования сцепления, и являются наиболее нагреваемыми деталями муфт сцепления. Для поглощения большого количества теплоты ведущие диски изготовляют массивными, а также достаточно жесткими для получения повышенного сопротивления короблению и обеспечения более равномерного давления на
ведомый диск. Для лучшей циркуляции охлаждающего воздуха иногда в дисках выполняют радиальные вентиляционные каналы. Ведущие диски должны вращаться совместно с маховиком и иметь возможность в момент выключения и включения сцепления перемещаться в осевом направлении относительно корпуса сцепления.

Различные варианты соединения ведущих дисков с маховиком приведены на рис. 2.8.

 

а) ^г) Щ

Рис.2.8

При применении соединения нажимного диска посредством его выступов возникает трение в зоне соприкосновения прилива с кожухом при включении муфты сцепления. На преодоление этого трения затрачивается определенное усилие. Кроме того, в этих зонах отмечается износ, приводящий к появлению задиров.

В ведущем диске элементы, соединяющие диск с маховиком, рассчитывают на смятие, а пластины на растяжение. Напряжение смятия

^см =YM_dmax /(R Z F), (2.18)

где у - коэффициент, учитывающий распределение крутящего момента на ведущих дисках (для однодискового сцепления Y = 0, 5), R - радиус элемента, z - число работающих элементов, F - площадь контакта.

В рассматриваемых конструкциях а_см = 10...15МПа.

Ведомые диски. Применение ведомых дисков с приклепанными к нему планстинчатыми пружинами дает возможность получить более равномерную упругость по окружности: одну фрикционную накладку крепят непосредственно к диску, а вторую - к пластинчатым пружинам, причем последняя направлена к нажимному диску. Однако пластинчатые пружины способствуют увеличению момента инерции ведомого диска.

Более совершенной конструкцией является ведомый диск с прикрепленными тонкими сегментами, имеющими волнообразную форму (рис. 2.9).

Рис.2.9

 

Фрикционные кольца приклепаны к сегментам и в свободном состоянии удерживаются на определенном расстоянии одно от другого.

Таким образом, применение упругих сегментов меньшей толщины позволяет снизить массу диска, уменьшить момент инерции и получить диск с заданными упругими свойствами.

Ведомый диск изготовливают из стали, обладающей повышенной упругостью. Ступицу ведомого диска устанавливают на шлицевом конце первичного вала с сопряжением, обеспечивающим свободное

перемещение по валу. Длина ступицы для нормальных условий работы обычно равна наружному диаметру шлицев ведущего вала.

Напряжение среза и смятия в шлицевом соединении

_а _ ^Шдп«х

~ (D0 -dl)zl ₍₂₁₉₎

_т _ ^4Mdmax

^ср d + d_m) zib

где D₀ и d₀ - наружный и внутренний диаметры шлицев, z - число шлицев, l и b -длина и ширина шлицев.

Учитывая, что шлицевое соединение обеспечивает свободное перемещение ступицы, допускаемое напряжение смятия должно быть не более 30 МПа, а напряжение среза - до 15 МПа.