Определение геометрических параметров фрикционного сцепления

 

В процессе решения этой задачи осваивается методика расчета фрикционных муфт сцепления и определения геометрических параметров сцепления.

Для этого определяется значения расчетного момента, передаваемого сцеплением. Изучается влияние конструктивных параметров сцепления на величину передаваемого крутящего момента.

 

Последовательность решения задачи:

Задачей расчета фрикционных муфт сцепления является определение числа и размеров поверхностей трения, потребной для передачи крутящего момента силы нажатия на трущиеся поверхности, передаточного числа привода управления и прочих размеров деталей муфты сцепления.

В соответствии с вариантом, выданным преподавателем студенты знакомятся с общей конструкцией фрикционного сцепления, используемого на специальной автотракторной технике, его назначением и техническими параметрами. На основании данных из справочной литературы определяется модель двигателя, установленная на САТТО, что определяет расчетные значения передаваемого сцеплением крутящего момента.

Размеры муфты сцепления определяются исходя из возможности передачи ею крутящего момента, несколько превышающего момент двигателя. Расчет по увеличенному моменту необходим для обеспечения надежной передачи момента двигателя на трансмиссию даже в случае замасливания дисков, небольшого износа поверхностей трения или некоторой потери упругости нажимных пружин.

Расчетный момент трения муфты сцепления определяется по формуле:

М_р = β ∙ M_e, (1.1)

 

где М_р - расчетный момент трения муфты сцепления, н*м;

M_e - максимальный крутящий момент двигателя, н*м;

β - коэффициент запаса муфты сцепления.

При выборе численного значения коэффициента запаса  руководствуются следующими соображениями. Небольшой коэффициент запаса не может гарантировать надежной передачи крутящего момента. В случае слишком большого коэффициента запаса муфта сцепления перестает выполнять роль предохранительного устройства, предотвращающего перегрузку трансмиссии при резком изменении режима работы. Кроме того, при повышении коэффициента запаса  требуется большая сила нажатия на диски, увеличение числа или размеров поверхностей трения. Первое влечет за собой увеличение силы, необходимой для управления муфтой сцепления, а второе - увеличение металлоемкости конструкции.

Значение коэффициента запаса  может быть принято из следующих соображений:

Специальная автомобильная техника обычной (нормальной) проходимости	1,4 - 1,5*
Специальная автомобильная техника повышенной проходимости (полноприводные автомобили)	1,7 - 1,8*
Специальная автомобильная техника высокой проходимости (с числом ведущих осей 4 и более)	1,9 - 2,2
Специальная автотракторная техника	2,0 - 2,5
* - меньшие значения принимаются для двухосных автомобилей, большие для трехосных

 

Максимальный крутящий момент двигателя M_e определяется на основании данных [ 4 ] по выбранному прототипу.

 

Далее определяется значение момента трения муфты сцепления, который может быть передан рассчитываемой муфтой:

 

М_сц = 2 π (R_cp)²b μ q i, (1.2)

 

где М_сц - значение момента трения муфты сцепления, который может

быть передан рассчитываемой муфтой, н*м;

R_cp - радиус приложения равнодействующей сил трения, м;

b - ширина трущегося элемента, м;

m - коэффициент трения;

q - допустимое для данного материала удельное давление на

поверхность, н/м²;

i - число пар поверхностей трения.

Значения μ и q определяются на основании данных Приложения 2.

Радиус приложения равнодействующей сил трения определяется по следующей формуле:

2 [(R₂)³ - (R₁)³]

R_cp = ^{-----------------------} , (1.3)

3 [(R₂)² - (R₁)²]

 

где R₂ - наружный радиус поверхности трения, м;

R₁ - внутренний радиус поверхности трения, м.

Ширина трущегося элемента определяется по формуле:

 

b = R₂ - R₁, (1.4)

 

В свою очередь наружный радиус поверхности трения R₂ ограничивается размерами маховика и может быть определен из соотношения:

 

R₂ = (0,8.... 0,85) R_махов, (1.5)

 

где R_махов - радиус маховика, м.

Радиус маховика задается преподавателем по вариантам в задании на курсовой проект.

Внутренний радиус поверхности трения R₁ определяется конструктивными соображениями ведомого диска сцепления и связывается следующим соотношением:

 

R₁ = (0,5.... 0,7) R₂ , (1.6)

 

Число пар поверхностей трения i может быть определено по следующей формуле:

 

i = m + n - 1, (1.7)

где m - число ведущих дисков;

n - число ведомых дисков.

 

При предварительном расчете новой муфты сцепления, когда число дисков неизвестно, можно пользоваться эмпирической закономерностью: если номинальный момент двигателя M_e < 700 н*м, то можно применить однодисковую муфту сцепления (i = 2), если превышает указанную величину, то выбирается многодисковое сцепление.

После определения величины момента, который может быть передан рассчитываемым сцеплением, проводится сравнение расчетного момента трения муфты сцепления с моментом, который может быть передан сцеплением с рассчитываемыми геометрическими параметрами. При этом рассматриваются следующие варианты:

 

1. Если М_р / М_сц > 1, то необходимо провести перерасчет сцепления с увеличением геометрических параметров.

2. Если М_р / М_сц < 0,75, так же требуется перерасчет сцепления в сторону уменьшения геометрических параметров.

3. Если М_р / М_сц = 0,75... 1,0, то расчет принимается и считается законченным.

 

По результатам решения задачи в пояснительной записке к курсовой работе отражаются:

1. Порядок и результаты расчета основных размеров фрикционных

муфт сцепления.

2. Конструктивная схема рассчитанного сцепления с указанием его

основных размеров.