3.4 Расчет деталей сцепления на прочность

Расчет деталей сцепления на прочность выполняется с целью определения оптимальных размеров и обеспечения длительной и безотказной работы в процессе эксплуатации.

Наиболее характерными элементами сцеплений, которые должны быть рассчитаны, являются:

нажимные пружины;

геометрические размеры посадочного диаметра ведомого диска.

3.4.1 Расчет нажимных пружин

В современных фрикционных сцеплениях наибольшее распространение получили витые цилиндрические, витые конические и тарельчатые (диафрагменные) пружины.

Пружины должны быть заданной жесткости, обладать стабильностью упругой характеристики, прочностью и долговечностью.

Конические пружины для большей жесткости иногда выполняются прямоугольного сечения. Диафрагменные пружины для увеличения упругости выполняют с радиальными прорезями. Образующиеся при этом «лепестки» выполняют роль рычагов выключения. Характеристика такой пружины более благоприятна, особенно при износе фрикционных накладок.

Изготавливают пружины из марганцовистых сталей. Примером может служить сцепление ЗИЛ, УРАЛ – сталь 65Г, КРАЗ, МАЗ – сталь 85 Г.

Расчет нажимных пружин заключается в определении их размеров и количества, обеспечивающих требуемое нажимное усилие и прочность.

3.4.2 Расчет периферийных цилиндрических нажимных пружин

Расчет периферийных цилиндрических нажимных пружин заключается в определении следующих параметров:

• максимальное усилие, развиваемое пружиной, Р_пр;

• выбор количества пружин, Z _пр;

• диаметр проволоки, d_пр;

• диаметр витка пружины, D_вит;

• количество рабочих витков пружины, n_раб;

• длина пружины в свободном состоянии L_о;

• длина пружины в рабочем состоянии, L₁;

• длина пружины при выключенном сцеплении, L₂.

Расчет максимального усилия, развиваемого одной пружиной, и выбор количества пружин

Для обеспечения компактности сцепления и упрощения производства пружин максимальное усилие, развиваемое одной пружиной, стремятся ограничить. Оно определяется по выражению:

Н, (3.12)

где Р_н – сила нормального сжатия дисков, Н;

Z_пр – количество пружин, шт.

Количество нажимных пружин рекомендуется выбирать, исходя из размера наружного диаметра фрикционных накладок, D_н. Кроме того, количество нажимных пружин должно быть не менее трех и кратным количеству рычагов выключения, что исключает возможность перекоса нажимного диска при включении и выключении сцепления.

В зависимости от наружного диаметра ведомого диска количество пружин Z_пр для однодискового сцепления принимают (6-30 см. таблицу 3.5).

Таблица 3.5 – Число нажимных пружин в зависимости от диаметра фрикционного кольца сцепления

Наружный диаметр ведомого диска, мм	Количество пружин, шт.
до 200 200-280 280-380 380-450	6 6-12 12-18 18-30

Коэффициенты 1,2 и 0,85 в формуле (3.12) учитывают дополнительное сжатие пружин в процессе выключения сцепления и неравномерности их нагружения.

Нажимное усилие, приходящееся на одну пружину Р_пр , выбирается для колесных машин малой и средней грузоподъемности в пределах 600-700 Н, а для колесных машин большой грузоподъемности - до 1000 Н.

Расчет диаметра проволоки и витка пружины

Диаметр проволоки пружины определяется по выражению:

, (3.13)

где d_пр – диаметр проволоки, см;

Р_н – сила нормального сжатия дисков, Н;

- индекс пружин.

В расчетах индекс пружин принимают равным i_пр = 6-9.

τ_max – максимальное касательное напряжение от кручения пружины в опасной точке сечения витка без учета напряжения сдвига от перерезывающей силы, МПа.

Значение τ_max принимают в интервале от 500 до 800 МПа.

Диаметр витка пружины определяют по значению индекса пружины i_пр и поперечного значения диаметра проволоки:

(3.14)

При этом следует помнить, что при малом диаметре проволоки получится и меньший диаметр витка пружины, но потребуется большее количество витков и наоборот.

Расчет количества рабочих витков пружины

Количество рабочих витков пружины n_раб определяется из условия обеспечения необходимой ее жесткости С по выражению:

, шт., (3.15)

где С – жесткость пружины, Н/мм.

Жесткость пружины определяется по выражению:

Н/мм, (3.16)

где ΔP – приращение силы сопротивления пружины при выключении сцепления.

Эта величина принимается равной ΔP = 0,2 Р_пр, Н;

Δf – приращение деформации пружины (ход нажимного диска) при включении сцепления, мм.

Величина Δf = (0,75…1,25) · Z_тр + δ_о – для однодискового сцепления;

Δf = (0,5…0,75) · Z_тр + 2 δ_о – для двухдискового сцепления.

В этих выражениях δ_о – осевая деформация ведомого диска сцепления.

Принимают δ_о = 1,0…1,5 мм.

Расчет длины пружины

Длина L_о пружины в свободном состоянии:

L_о = (N_раб – 2) · t + (N_оп + 1), мм, (3.17)

где t – шаг витков пружины, мм;

N_оп – количество опорных витков, шт.

N_оп = (1,5…2,0) шт.

14,31+(2+1)=60,2 мм

Шаг витков пружины можно определить, используя следующее выражение:

t = tgα · π · D_ват, мм. (3.18)

где α – угол наклона рабочих витков (принимается равным 6…12 градусов).

Длина L₁ пружины в рабочем состоянии:

, мм, (3.19)

Длина пружины L₂ в выключенном положении сцепления:

, мм. (3.20)

Основные параметры цилиндрических пружин сцеплений наиболее распространенных колесных машин представлены в таблице 3.6.

Таблица 3.6 – Основные параметры цилиндрических пружин сцеплений

Марка колесной машины	Основные параметры пружины, мм				Усилие пружины, МПа
	толщина проволок	диаметр пружины	число рабочих витков, шт.	длина пружины
ГАЗ-3308 ЗИЛ-4131 КамАЗ-4310 БТР-70 БТР-80 БРДМ-2 УРАЛ-375	4.2 4.5 5.0 4.2 5.0 4.2 4.5	27 26 48 25 48 25 36	6.5 6.5 7.5 7.5 8.0 7.5 8.0	56 56 82 56 82 56 84		до 700 до 700 до 900 до 800 до 800 до 700 до 900

3. Расчет первичного вала коробки передач (шлицевого

соединения ступицы ведомого диска)

Расчет первичного вала коробки передач или ступицы ведомого диска выполняется по наиболее напряженному сечению. Этим сечением, как правило, являются шлицевые соединения. Шлицевые соединения вала рассчитываются по диаметру впадин исходя из допустимого напряжения на кручение по выражению:

, мм, (3.25)

где _max - максимальный момент, передаваемый ведомым диском на первичный вал коробки передач, Н·м;

- допустимое напряжение материала вала на кручение, МПа.

Величину выбирают равной (60 – 70) МПа.

По полученному значению диаметра впадин шлицевого соединения (для вала) выбирают предпочтительный размерный ряд шлицевого соединения. Этот выбор осуществляется по ГОСТ 1139-80, основные данные которого представлены в таблице 3.7.

Таблица 3.7 – Размерный ряд шлицевого соединения по ГОСТ 1139-80

Легкая серия		Средняя серия			Тяжелая серия
z х d x D	в	z х d x D	в	z х d x D		в
6 х 23 х 26 6 х 26 х 30 6 х 28 х 32 8 х 32 х 36 8 х 36 х 40 8 х 42 х 46 8 х 46 х 50 8 х 50 х 58 8 х 56 х 62 8 х 62 х 68 10 х 72 х 78 10 х 82 х 88 10 х 92 х 98 10 х 102 х 108 10 х 112 х 120	6 6 7 6 7 8 9 10 10 12 12 12 14 16 18	6 х 11 х 14 6 х 13 х 16 6 х 16 х 20 6 х 18 х 22 6 х 21 х 25 6 х 23 х 28 6 х 26 х 32 6 х 28 х 34 8 х 32 х 38 8 х 36 х 42 8 х 42 х 58 8 х 46 х 54 8 х 52 х 60 8 х 56 х 65 8 х 62 х 72 10 х 72 х 82 10 х 82 х 92 10 х 92 х 102 10 х 102 х 112	3 3,5 4 5 5 6 6 7 6 7 8 9 10 10 12 12 12 14 16	10 х 16 х 20 10 х 18 х 23 10 х 21 х 26 10 х 23 х 29 10 х 26 х 32 10 х 28 х 35 10 х 32 х 40 10 х 36 х 45 10 х 42 х 52 10 х 46 х 56 16 х 52 х 60 16 х 56 х 65 16 х 62 х 72 16 х 72 х 82 20 х 82 х 92 20 х 92 х 102 20 х 102 х 115 20 х 112 х 125		2,5 3 3 4 4 4 5 5 6 7 5 6 6 7 6 7 8 9

Например: по полученному диаметру впадин d, равному 39 мм, для сцепления тяжелонагруженных колесных машин находим, что наиболее близко к этому размеру подходят параметры соединения с z х d x D, равные по средней серии размеру 10 х 42 х 52.

В дальнейшем эти размеры проверяются и уточняются на напряжения смятия и среза.

Проверка шлицев на сжатие осуществляется по выражению:

, МПа, (3.26)

где - средний радиус приложения окружной силы, м;

z – число шлицев, шт.;

H и L – высота и длина шлицев, м.

Длина шлицев выбирается равной L = (1,2…1,5) d. Допустимое значение напряжения смятия = 15 – 30 МПа.

Проверка шлицев на срез выполняется по выражению:

, МПа, (3.27)

где В – ширина шлица, м.

Величина допустимого напряжения на срез принимается равной σ_ср = 5…15 МПа.

Если выбранные геометрические параметры шлицевого соединения удовлетворяют расчетным требованиям, то их оставляют. Если нет, то выбирают по внутреннему диаметру впадин шлицевого соединения большие значения или более тяжелую серию сочленения и повторно проводят расчет на прочность.