1.1 Определение основных параметров и показателей нагруженности сцепления

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.

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 d, 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

(1.5)

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 (рис. 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 , 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:

2,5.

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 1,6 на характеристике пружины имеется большая область с постоянной осевой силой; при2,8 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 – [] = 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 постояная.

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	Москвич-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-431410	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 трансмиссиипринимают 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, и 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.