книги из ГПНТБ / Шасси автомобиля ЗИЛ-130. Практика проектирования, испытаний и доводки

Глава II. СЦЕПЛЕНИЕ

ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ

Основными требованиями, предъявляемыми к автомобиль­ ным сцеплениям, являются: чистота выключения и надежность работы; простота и технологичность конструкции; простота об­ служивания; минимальная масса. Выполнение всех этих требо­ ваний зависит, в основном, от числа ведомых дисков в сцеп­ лении.

Наибольшей простотой конструкции и наименьшей массой обладают однодисковые сцепления, обслуживание которых требует наименьших затрат.

Однодисковое сцепление имеет меньший момент инерции по сравнению с двухдисковым, что положительно сказывается на долговечности деталей коробки передач. Чистота выключения сцепления, в значительной степени влияющая на срок службы синхронизаторов коробки передач, в одиодпсковы.х сцеплениях достигается без применения каких-либо дополнительных устройств.

Условия охлаждения деталей в однодисковых сцеплениях лучше, чем в двухдисковых. Невозможность отвода достаточ­ ного количества тепла от среднего ведущего диска в двухдис­ ковых сцеплениях приводит к более жесткому тепловому ре­ жиму накладок сцепления, что, в свою очередь, вызывает ин­ тенсивный износ накладок, работающих в паре со средним ведущим диском.

Вследствие указанных выше преимуществ однодисковые сцепления в настоящее время получили наибольшее распро­

сцепление массой 20,5 кг. Масса двухдискового сцепления авто­ мобилей ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164, на которые устанавливался двигатель с крутящим моментом 34 кгс-м, также составляла 20,5 кг.

20

РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ СЦЕПЛЕНИЯ

Основные конструктивные параметры

Основные конструктивные параметры сцепления были определены исходя из компоновки автомобиля, размеров махо­ вика и максимального крутящего момента двигателя Л4е — = 41 кгс-м.

Наружный диаметр D ведомого диска сцепления по компо­ новочным соображениям был принят равным 342 мм, внутрен­ ний диаметр d = 186 мм.

Таким образом, средний радиус трения

=132 мм.

р4

Для фрикционной накладки ведомого диска сцепления из композиции НСФ-2А (7КФ-34 по ГОСТу 1786—66) коэффициент трения в состоянии поставки р = 0,32 ч- 0,36. Однако стендовые испытания указанных накладок показывают, что в процессе нагрева их коэффициент трения падает до 0,27. Поэтому рас­ четный коэффициент трения накладок был принят равным 0,25. Кроме того, были приняты: расчетный коэффициент запаса

рабочей поверхности диска число нажимных пружин в сцепле­ нии автомобиля ЗИЛ-130 выбрано равным 16.

Нажимная пружина

Нажимная пружина рассчитывалась по принятым в маши­ ностроении формулам, причем напряжения в ней определялись с учетом кривизны витка (параметры пружины см. в табл. 9).

В результате расчета были получены следующие величины:

в пружине находятся в допускаемых пределах. Действительно, испытания сцепления на стендах и автомобилях ЗИЛ-130, а так­ же опыт их эксплуатации показывают, что нажимные пружины работают надежно; случаев поломок пружин не отмечалось. ■

22

Окончательно, с учетом возможностей производства, уста­ новлено, что при длине пружины 45 мм сила сжатия должна быть в пределах:

Pi mi.. = 64 кгс и Р , max = 72 кгс.

Фрикционная накладка

После определения параметров грузовой характеристики нажимной пружины можно найти значения давления на фрик­ ционную накладку, соответствующие максимальной и мини­ мальной силе нажимной пружины. Давление на фрикционную накладку находится в пределах 1,58—1,78 кгс/см2 и не превы­ шает допускаемой величины (2 кгс/см2).

Ступица ведомого диска

При передаче крутящего момента двигателя М0 = 41 кгс-м в шлицевом соединении ступицы ведомого диска возникают на­ пряжения смятия 0 см = 230 кгс/см2 и среза тср = 100 кгс/см2

Коэффициент ф, учитывающий неравномерность распределе­ ния сил по рабочим поверхностям шлицев, принят равным 0,8.

КОНСТРУКЦИЯ СЦЕПЛЕНИЯ

Ведомый диск

Для уменьшения динамических нагрузок в трансмиссии автомобиля, а также частоты собственных колебаний трансмис­ сии и вывода их из области резонанса ведомый диск (толщиной 1,8 мм) сцепления снабжен гасителем крутильных колебаний — демпфером (рис. 2). Для повышения упругости ведомого диска, что необходимо для более плавного включения сцепления и возможности правки диска при сборке, в нем сделаны радиаль­ ные прорези а. К этому диску с двух сторон (каждая отдельно) приклепаны фрикционные накладки 8.

Упругим элементом гасителя крутильных колебаний яв­ ляются восемь тангенциально расположенных пружин 2. Каж­ дая пружина вместе с двумя опорными пластинами 3 поме­ щается в окнах, пробитых в ведомом диске 1 и дисках 4 гасителя

угол закручивания гасителя крутильных колебаний определяет­ ся полным сжатием пружин до соприкосновения витков.

23

Ведомый диск в сборе подвергается статической баланси­ ровке, при которой на него устанавливают балансировочные грузы 9. Допустимый дисбаланс 25 гс-см.

Рис. 2. Ведомый диск сцепления в сборе:

а — радиальная прорезь; / — ведомый диск; 2 — пру­ жина гасителя колебаний; 3 — опорная пластина пру­ жины; 4 — диск гасителя колебаний; 5 — ступица ве­ домого диска; 6 — заклепка; 7 — фрикционная наклад­ ка гасителя колебаний; 8 — фрикционная накладка ве­

домого диска; 9 — балансировочный груз

Нажимной диск и кожух

Кожух крепится к маховику 1 (рис. 1) восемью специаль­ ными центрирующими болтами 18. Связь кожуха с нажимным диском осуществляется четырьмя парами тангенциально распо­ ложенных пружинных пластин 3. Пластины жестко соединяют нажимной диск с кожухом сцепления в окружном п радиаль­ ном направлениях, одновременно обеспечивая возможность осевого перемещения нажимного диска относительно кожуха при включении и выключении сцепления.

Нажимная сила создается шестнадцатью пружинами, уста­ новленными между кожухом и нажимным диском.

24

Выключающий механизм

Выключающий механизм (рис. 1) состоит из четырех рыча­ гов 12 и упорного шарикоподшипника 8 выключения сцепления. Рычаги шарнирно связаны с нажимным диском и резьбовыми вилками 14. Резьбовые вилки опираются на кожух 6 через регу­ лировочные гайки 13. Пружинная пластина 15 прижимает гайку к кожуху сцепления, исключая возможность ее осевого переме­ щения. Положение концов рычагов 12 выключения сцепления относительно рабочей поверхности нажимного диска регули­ руется гайками 13.

Для выключения сцепления служит муфта 9, которая пере­ мещается по переднему концу крышки 10 первичного вала коробки передач. Сила от муфты на рычаги 12 передается через упорный шарикоподшипник 8, установленный на муфте. Этот шарикоподшипник заполняется смазкой при изготовлении и не требует добавления ее в процессе эксплуатации.

Привод выключения сцепления

На автомобилях ЗИЛ-130 применен механический привод выключения сцепления (рис. 3). Для выключения сцепления

Рис. 3. Привод выключения сцепления:

1 — сферическая регулировочная ганка тяги; 2 — рычаг вилки выклю­ чения сцепления; 3 — вилка выключения сцепления; 4 — рычаг вала пе­ дали; 5 — тяга выключения сцепления; 6 — вал педали; 7 — кронштейн вала педали

25

9. Краткая характеристика основных деталей сцепления

26

Прэдолжснис табл. 9

Полное число вит­ ков 5'If

Число рабочих вит­ ков 33/4

служит ножная педаль, сидящая на валу 6, который вращается в томпаковых графитизированных втулках, запрессованных в кронштейн 7, закрепленный на левом лонжероне рамы автомо­ биля. На другом конце вала 6 установлен рычаг 4, связанный тягой 5 с рычагом 2 вилки 3 выключения сцепления, установ­ ленной в картере сцепления на двух чугунных втулках.

Полный ход педали сцеплеьия равен 180 мм и ограничи­ вается упором педали в пол кабины. Свободный ход педали сцепления равен 35—50 мм, что соответствует зазору 3—4 мм

частоте вращения нажимного диска относительно ведомого диска, равной 1 об/мин.

Момент трения фрикционных накладок сцепления из компо­ зиции НСФ-2А (7КФ-34) может колебаться в довольно широких пределах. Минимальное значение момент трения имеет

трения равен 68-—95 кгс-м (в среднем 82 кгс-м); средний коэф­ фициент запаса при этом составляет 2,0. После пробега авто-

27

изменения физико-механических показателен фрикционного

и обратном ходах АР — 5,2 кгс; ход рычагов, теряемый на дефор­ мацию деталей в начале перемещения нажимного диска, А\ — = 2,3 мм; ход рычагов, теряемый на деформацию деталей в конце заданного хода, А2 = 2,6 мм; ход рычагов (принят условно), при котором определяют потери на трение в шарнирных сочленениях, /Ь = 8 мм; заданный ход рычагов Ац = 9,6 мм; передаточное число рычажной системы і = 5,33; к. и. д. рычажной системы

28

нием на его поверхности трения сетки радиальных трещин, пятен прнжогов п других дефектов.

В целях изыскания более износостойких фрикционных ма­ териалов они были испытаны в сцеплении в лабораторных усло­ виях на стендах и в эксплуатационных условиях на автомоби­ лях. При этом определялось влияние фрикционных накладок на коробление нажимного диска. Необходимость испытания накладок в сцеплении связана с тем, что результаты испытания образцов фрикционного материала по существующим методи­ кам не соответствуют данным, получаемым при работе накла­ док в сцеплении.

Испытания фрикционных накладок велись на инерционном стенде НАМИ, представляющем собой две инерционные массы, одна из которых (ведущая) вращается постоянно, другая (ведомая) периодически разгоняется в результате включения сцепления. После выравнивания частот вращения этих масс (что свидетельствует об окончании буксования сцепления) сцепление выключается и ведомая масса принудительно оста­ навливается. Затем цикл повторяется.

Режим испытаний на стенде следующий:

Дорожные испытания фрикционных накладок велись на автомобилях ЗИЛ разных модификаций в обычных эксплуата­ ционных условиях.

В большинстве случаев результаты стендовых и дорожных испытаний совпадают, что свидетельствует о правильном выбо­ ре режима стендовых испытаний, который является форсиро­ ванным. В табл. 10 приведены результаты испытания некоторых фрикционных накладок на инерционном стенде, а в табл. 11 — результаты испытания тех же накладок на автомобилях в эксплуатационных условиях. Расчетный запас по износу фрикционных накладок ведомого диска равен 3 мм, поэтому по приведенным в табл. 11 значениям можно оценить предельный пробег автомобиля до момента замены накладок. Из сопостав­ ления результатов стендовых и дорожных испытаний фрикцион­ ных накладок сцеплений следует, что формованные и тканые накладки могут быть весьма износостойкими и при некоторых тканых накладках уменьшается коробление нажимного диска. Снижение коробления может быть достигнуто также увеличе­ нием массы нажимного диска, что очевидно из табл. 12.

29