12

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

Кузбасский государственный технический университет

Кафедра автомобильных перевозок

Расчет сцепления

Методические указания к практическим занятиям по курсу

Требования к конструкции подвижного состава

для студентов специальности 190701.01 Организация перевозок и управление на транспорте (Автомобильный транспорт)

Составители А. В. Буянкин

В. Г. Ромашко

Рассмотрены и утверждены

на заседании кафедры

Протокол №76 от 26.10.2007

Рекомендованы к печати

методической комиссией

специальности 190701.01

Протокол №76 от 26.10.2007

Электронная копия

хранится в библиотеке

главного корпуса ГУ КузГТУ

Кемерово 2008

Общие положения

Цель курса Требования к конструкции подвижного состава – дать студентам инженерные знания, необходимые для объективной оценки конструкций автотранспортных средств (АТС), их агрегатов и систем.

В данном курсе решаются следующие задачи:

• знакомство с основными требованиями к конструкциям АТС, их агрегатов и систем, изучение выходных и оценочных параметров агрегатов и систем АТС;

• изучение условий эксплуатации и нагрузочных режимов агрегатов и систем АТС;

• изучение рабочих процессов агрегатов и систем АТС, оценка влияния конструктивных и эксплуатационных факторов на рабочие процессы и выходные параметры агрегатов и систем АТС;

• знакомство с основами расчета агрегатов и систем АТС на прочность и долговечность.

При изучении данного курса необходимо в первую очередь рассмотреть требования, предъявляемые к конструкции агрегатов и систем АТС, и проанализировать, как эти требования выполняются в существующих конструкциях. Основное внимание следует уделить изучению рабочих процессов и выходных параметров агрегатов и систем АТС. При этом необходимо выделить связи между рабочими процессами, нагрузочными режимами и требованиями к конструкции, а также отметить влияние конструктивных и эксплуатационных факторов на рабочие процессы и выходные параметры агрегатов и систем АТС.

Проектирование трансмиссии автомобиля обычно осуществляется в такой последовательности: в зависимости от назначения автомобиля определить принципиальную схему трансмиссии, рассмотреть основные характеристики, выбрать принципиальные схемы агрегатов, провести их конструирование и выполнить расчеты на прочность основных деталей. При этом конструктор анализирует существующие конструкции, оценивает их конструктивные, производственные и эксплуатационные достоинства и недостатки, учитывает преемственность, особенности производства и возможности широкой унификации между существующими и проектируемыми образцами.

1 Расчет сцепления

Сцепление – механизм трансмиссии автомобиля, передающий крутящий момент двигателя и позволяющий кратковременно отсоединить двигатель от ведущих колес и вновь плавно их соединить.

Классификация и требования к конструкции сцепления подробно рассмотрены в [3, 4, 5].

На большинстве современных АТС устанавливаются постоянно замкнутые сухие одно- или двухдисковые сцепления с периферийным расположением цилиндрических нажимных пружин или центрально расположенной диафрагменной пружиной с принудительным управлением.

Выбор размеров сцепления производится из условия передачи максимального крутящего момента двигателя посредством трения с некоторым запасом.

Статический момент трения сцепления , Нм, определяют по формуле

, (1.1)

где – максимальный крутящий момент двигателя, Нм; – коэффициент запаса сцепления.

Значение коэффициента запаса сцепления выбирается с учетом неизбежного уменьшения коэффициента трения накладок в процессе эксплуатации, усадки нажимных пружин, наличия регулировки нажимного усилия, числа ведомых дисков. С другой стороны, пиковые нагрузки в трансмиссии, независимо от их происхождения, должны ограничиваться пробуксовыванием сцепления. По этой причине коэффициент запаса сцепления не должен превышать определенного значения.

Сцепления с регулируемым давлением пружин и с диафрагменными пружинами имеют наиболее низкое значение коэффициента запаса сцепления. Большие значения имеют сцепления грузовых автомобилей и автобусов.

Средние значения коэффициента запаса сцепления можно принять по рекомендациям [5]:

• для легковых автомобилей – = 1,2  1,75;

• для грузовых автомобилей – = 1,5  2,2;

• для АТС повышенной проходимости – = 1,8  3,0.

Ориентировочно наружный диаметр дисков , см, определяют по формуле

, (1.2)

где – максимальный крутящий момент двигателя, кгсм; А – эмпирический коэффициент.

Величина эмпирического коэффициента выбирается в зависимости от типа транспортного средства [2]:

• для легковых автомобилей – А= 4,7;

• для грузовых автомобилей – А= 3,6;

• для АТС повышенной проходимости – А= 1,9.

При этом внутренний диаметр , см, фрикционных накладок ориентировочно составляет:

. (1.3)

Рассчитанные величины необходимо привести в соответствие с требованиями ГОСТ 12238 – 76 (таблица 1.1) [5].

Таблица 1.1 – Диаметры фрикционных накладок

D, мм	180	200	215	240	250	280	300
d, мм	100, 120, 125	120, 130, 140	140, 150, 160	160, 180	155, 180	165, 180, 200	165, 175, 200

Продолжение табл. 1.1

D, мм	325	340	350	380	400	420
d, мм	185, 200, 220, 230	185, 195, 210	195, 200, 210, 240, 290	200, 220, 230	220, 240, 280	220, 240, 280

Средний радиус дисков , м, определяют по формуле

. (1.4)

Нажимное усилие пружин , Н, рассчитывают по формуле

(2.5)

где – расчетный коэффициент трения; i – число пар трения.

Расчетный коэффициент трения зависит от ряда факторов: параметров фрикционных материалов, состояния и относительной скорости скольжения поверхностей трения, давления, температуры.

Расчетный коэффициент трения – = 0,250,3 [3].

Число пар трения [5]:

• для однодисковых сцеплений – i = 2;

• для двухдисковых сцеплений – i = 4.

Для сцепления с периферийными цилиндрическими пружинами (рисунок 1.1) нажимное усилие пружин , Н, рассчитывают по формуле

(1.6)

где – диаметр проволоки пружины, м; – напряжение кручения пружины, Па; – число нажимных пружин; – диаметр пружины, м.

Рисунок 1.1 – Схема цилиндрической нажимной пружины

Обычно сцепление проектируется так, чтобы при выключении нажимное усилие пружин увеличивалось на 20 %, то есть:

(1.7)

где – усилие пружины при выключении сцепления, Н; – максимальное напряжение кручения, Па.

Максимальное напряжение кручения

– = 700900 МПа [4].

Число пружин выбирается в зависимости от наружного диаметра фрикционных накладок (таблица 1.2) [2] и должно быть кратно числу рычагов выключения.

Таблица 1.2 – Число нажимных пружин

D, мм	180 – 250	280	300; 325	350; 380	400; 420
	6	9	12	16	28

Нагрузка на пружину не должна превышать = 800Н [4].

Принимается = 310 [4].

После выбора отношения по формуле определяются диаметры проволоки и пружины, после чего согласовываются в соответствии с 5:

– 1,0; 1,2; 1,6; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 7,0; 8,0; 9,0; 10,0.

– 16,0; 18,0; 20,0; 22,0; 25,0; 28,0; 32,0; 36,0; 40,0; 45,0; 50,0; 55,0; 60,0; 70,0.

После согласования уточняют нажимное усилие пружин по формуле (1.6).

Диафрагменная пружина (рисунок 1.2) представляет собой пружину Бельвиля, модифицированную для использования в автомобильных сцеплениях.

Рисунок 1.2 – Расчетная схема диафрагменной пружины

Нажимное усилие , Н, диафрагменной пружины определяют по формуле

, (1.8)

где Е – модуль упругости первого рода, Па;  – толщина диафрагменной пружины, м; – перемещение пружины в месте приложения силы, действующей со стороны ведомого диска, м; k₁, k₂ – коэффициенты; h – высота сплошного кольца диафрагменной пружины, м;  – коэффициент Пуассона; – наружный диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.

Модуль упругости 1-го рода – Е = 2·10⁵ МПа [4].

Толщина диафрагменной пружины –  = 2,02,5 мм [4].

Перемещение пружины в месте приложения силы –

= 1,52,0 мм [2].

Коэффициент Пуассона = 0,25 4.

Коэффициенты определяют по формулам (1.9), (1.10):

, (1.9)

где – внутренний диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.

Поскольку в расчетах можно принять  D, то из рекомендуемого соотношения = 1,21,5 5 можно найти внутренний диаметр сплошного кольца.

, (1.10)

где – средний диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.

Средний диаметр , м, сплошного кольца диафрагменной пружины можно приближенно вычислить по формуле

. (1.11)

Усилие при выключении , Н, отличается от нажимного усилия передаточным числом диафрагменной пружины:

, (1.12)

где – внутренний диаметр лепестков диафрагменной пружины, м.

Внутренний диаметр лепестков , м, диафрагменной пружины можно определить из рекомендованного соотношения 4:

.

Высоту сплошного кольца диафрагменной пружины можно найти, задаваясь значением из рекомендованного соотношения 4:

= 1,5  2,0.

Отношение высоты сплошного кольца диафрагменной пружины к ее толщине определяет нелинейность пружины. При на характеристике пружины имеется большая область с постоянной осевой силой; при возможно "выворачивание" пружины.

Давление на фрикционные накладки , Па, рассчитывают по формуле

, (1.13)

где F – площадь поверхности одной стороны фрикционной накладки, м².

Допустимые давления на фрикционные накладки – [P₀] = 0,150,25 МПа [4].

Меньшие значения имеют сцепления грузовых автомобилей и автобусов или автомобилей, работающих в тяжелых дорожных условиях; большие значения – сцепления легковых автомобилей.

К показателям нагруженности деталей сцепления относятся удельная работа буксования (отражающая также износостойкость сцепления) и нагрев деталей сцепления при одном трогании с места.

Удельную работу буксования сцепления , Дж/м², рассчитывают по формуле

, (1.14)

где – работа буксования, Дж.

Работу буксования , Дж, определяют по формуле

, (1.15)

где – момент инерции приведенного к коленчатому валу двигателя маховика, заменяющего поступательно движущуюся массу автомобиля, кгм²; – угловая скорость коленчатого вала, рад/с; – момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя, Нм.

При определении работы буксования следует иметь в виду, что формула (1.15) выведена при следующих допущениях:

• для исключения влияния водителя предполагается, что сцепление включается мгновенно;

• угловая скорость коленчатого вала двигателя в процессе включения постоянна;

• крутящий момент двигателя, равный передаваемому сцеплением моменту, растет пропорционально времени;

• момент сопротивления движению – величина постоянная.

Такая идеализация процесса включения сцепления позволяет проводить лишь ориентировочные расчеты. Для повышения точности результатов следует учитывать упругие свойства трансмиссии как колебательной системы и изменение переменных, входящих в формулу (1.15) в реальных условиях эксплуатации.

Момент инерции условного маховика , кгм², заменяющего собой поступательно движущуюся массу автомобиля, рассчитывают по формуле

, (1.16)

где – момент инерции маховика двигателя, кгм²; – момент инерции условного маховика, приведенного к ведущему валу коробки передач, кгм².

Величины момента инерции маховиков приведены в таблице 1.4 [6].

Таблица 1.4 – Момент инерции маховика двигателя

Автомобиль	ЗАЗ- 968	ВАЗ-2101	ВАЗ-2121	М- 2140	ГАЗ- 24
, кг·м2	0,118	0,130	0,130	0,170	0,310

Продолжение табл. 1.4

Автомобиль	УАЗ- 469	РАФ-2203	ПАЗ-3201	ЛиАЗ- 677	ЛАЗ-695Е
, кг·м2	0,360	0,314	0,510	1,070	0,991

Продолжение табл. 1.4

Автомобиль	ЛАЗ-699Н	ГАЗ- 52	ГАЗ-3307	ЗИЛ- 4 31410	ЗИЛ- 133
, кг·м2	1,740	0,491	0,510	0,991	0,991

Продолжение табл. 1.4

Автомобиль	КамАЗ –5320	Урал –375	КрАЗ –257	МАЗ – 5551	МАЗ – 5432
, кг·м2	2,070	1,740	4,61	2,60	4,61

Момент инерции условного маховика , кгм², приведенного к ведущему валу коробки передач, рассчитывают по формуле

, (1.17)

где – полная масса автомобиля, кг; – радиус качения колеса, м; – передаточное число главной передачи; – передаточное число первой ступени коробки передач.

Угловую скорость коленчатого вала двигателя , рад/с, для автомобилей с бензиновыми двигателями рассчитывают по формуле

, (1.18)

где – угловая скорость при максимальном крутящем моменте, рад/с.

Для автомобилей с дизелями угловую скорость коленчатого вала двигателя , рад/с, определяют по формуле

, (1.19)

где – угловая скорость при максимальной мощности, рад/с.

Угловую скорость коленчатого вала двигателя , рад/с, определяют по формуле

, (1.20)

где – частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

Момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя , Нм, рассчитывают при допущении о равенстве радиусов качения всех колес автомобиля по формуле

, (1.21)

где g – ускорение свободного падения, м/с²; – коэффициент общего дорожного сопротивления; – КПД трансмиссии.

Ускорение свободного падения – g = 9,8 м/с² 5.

Коэффициент общего дорожного сопротивления –  = 0,02 4.

КПД механической трансмиссии принимают согласно данным таблицы 1.5 5 в зависимости от типа АТС и типа главной передачи.

Таблица 1.5 – КПД механической трансмиссии

Легковые АТС		Грузовые АТС и автобусы		Много- приводные АТС
классической компоновки	передне-приводные	с одинарной главной передачей	с двойной главной передачей
0,92	0,95	0,9	0,86	0,84

Допустимая удельная работа буксования [4]:

• для легковых автомобилей – [ ]= 5070 Дж/см²;

• для грузовых автомобилей – [ ]= 15120 Дж/см²;

• для автопоездов – [ ]= 10  40 Дж/см².

При определении теплового режима сцепления рассчитывается нагрев ведущего диска. Маховик имеет значительно большую массу, чем нажимной диск, и поэтому температура его нагрева сравнительно невелика.

При расчете нагрева ведущего диска принимается допущение, что теплопередача в окружающую среду отсутствует и вся работа буксования используется на нагрев диска.

Нагрев ведущего диска , С, при одном трогании с места рассчитывают по формуле

, (1.22)

где – доля теплоты, поглощаемая диском; – масса нажимного диска, кг; – удельная теплоемкость стали, Дж/(кгград).

Доля теплоты, поглощаемая диском [4]:

• для ведущего диска однодискового сцепления и среднего диска двухдискового – = 0,5;

• для наружного нажимного диска двухдискового сцепления – = 0,25.

Радиальные размеры дисков выбираются, исходя из размеров фрикционных накладок. Толщина нажимного диска , м, предварительно принимается в зависимости от наружного диаметра накладок и затем уточняется по результатам теплового расчета сцепления:

. (1.23)

Удельная теплоемкость стали – = 481,5 Дж/(кгград) [5].

Плотность стали – = 7600  7800 кг/м³ [5].

Допустимый нагрев нажимного диска – [ ] = 1015 С [4].

Полученная расчетная температура является условной (определение ее проведено при одном трогании автомобиля с места) и используется при сравнительной оценке конструкций сцеплений различных типов. В действительности же процесс нагрева дисков значительно сложнее из-за большого числа включений сцепления на единицу пройденного пути, особенно в условиях городского движения. Поэтому температура деталей сцепления в процессе работы автомобиля значительно выше.

При выборе основных параметров сцеплений и их приводов могут быть использованы данные таблицы 1.6 5.

Таблица 1.6 – Основные параметры фрикционных дисковых сцеплений

Параметр, размерность	МеМЗ-968	АЗЛК-412	ВАЗ-2101	ВАЗ-2103	ВАЗ-2121	ГАЗ-24	ГАЗ-53	ЗИЛ-130	ЯМЗ
									14	236К	238
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
Максимальный крутящий момент двигателя, Н·м	74,5	111,8	87,3	105,9	121,6	186,3	284,4	402,1	637,4	666,9	882,6
Число ведомых дисков	1	1	1	1	1	1	1	1	2	2	2
Коэффициент запаса сцепления	2,08	1,57	2,05	1,62	1,44	1,55	1,81	2,15	2,0	2,35	2,14
Допустимая частота вращения, об/мин	4400	5800	7000	7000	7000	4500	3200	3200	2600	2100	2100
Фрикционные накладки, мм: наружный диаметр внутренний диаметр толщина	190 130 3,5	204 146 3,3	200 142 3,3	200 142 3,3	200 130 3,3	225 150 3,5	300 164 4,0	342 186 4,0	350 200 4,5	400 220 4,0	400 220 4,0
Максимальный диаметр кожуха сцепления, мм	245	270	263	263	263	279	352	400	410	464	460

Продолжение табл. 1.6

1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
Число рычагов выключения	3	181	181	181	181	3	3	4	4	4	4
Нажимные пружины: число	6	1	1	1	1	9 2	12	16	12	14 2	12 2
усилие в выключенном сцеплении, кН	4,07	–	–	–	–	5,50	8,39	12,00	13,30	11,84	13,78
усилие во включенном сцеплении, кН	3,72	–	–	–	–	5,14	7,54	10,90	11,18	11,06	12,90
радиус установки, мм	80	1942	1952	187,52	187,52	89	108	126	125	168 и 128	168 и 128
Параметры нажимной пружины: жесткость, Н/мм	40,2	–	–	–	–	5,7 и 10,1	28,5	38,1	21,2	14,4	14,4
диаметр проволоки, мм	4,0	2,293	2,23	2,23	2,323	3,0	4,2	4,5	5,5	4,5	4,5
средний диаметр, мм	25	–	–	–	–	28,5 и 21,5	24,8	25,5	38,5	31,5	31,5
усилие в рабочем состоянии, Н	623	33404	34944	30894	36204	257 и 314	628	682	931	461	461
число рабочих витков	4,0	–	–	–	–	7 и 9,5	7	8,5	7,5	9	9

Продолжение табл. 1.6

1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
Давление на фрикционные накладки, МПа	0,235	0,210	0,224	0,198	0,200	0,233	0,153	0,165	0,167	0,140	0,115
Расчетный коэффициент трения	0,3	0,3	0,3	0,3	0,3	0,3	0,3	0,3	0,22	0,25	0,25
Передаточные числа: рычагов	4,5	3,5	3,5	2,43	2,43	3,79	4,68	5,33	4,85	4,7 – 5,4	4,7 – 5,4
вилки	1,69	1,8	2,5	2,45	2,45	1,44	1,68	2,12	1,67	1,86	1,86
Ход муфты выключения, мм: холостой	2 – 3	4,5 – 5,5	2	2	2	2,5	4	3 – 4	3,6	3,6	3,6
рабочий	10	7,1	8	8 – 9	8 – 9	10	11,7	9,6	16	15	16
Масса сцепления (без маховика, картера и механизма привода), кг	4,1	6,1	4,38	5,52	5,55	14,0	20,0	20,5	–	63,8	64,2

Примечание:

¹число лепестков диафрагменной пружины.

²диаметр приложения нагрузки диафрагменной пружины.

³толщина диафрагменной пружины.

⁴рабочее усилие на нажимном диске.