Накладки зчеплення фрикційні азбестові

(витяг з ГОСТу 1786-88)

 

Розміри накладок, мм	Тиск, q, МПа	Тип накладки	Допустима температура нагрівання,
Зовнішній діаметр, Дз	Внутрішній діаметр, Dв	Товщина, S
Три-вала	Корот- кочасна
		3,3	0,14…0,25
		3,5	0,14…0,25
		3,5	0,14…0,25
		3,5	0,14…0,25
		3,3	0,14…0,25
		3,5	0,14…0,25
		3,3	0,14..0,25
		3,5	0,14…0,25
		3,5	0,14…0,25
		4,0	0,14…0,25
		4,0	0,14…0,30
		4,0	0,14…0,30
		4,7	0,14…0,30
		4,2	0,14…0,30

 

Враховуючи стандартизовані значення Д_з і d_в, обчислюють дійсне значення середнього радіуса тертя:

;

Для визначення необхідності використання підсилювача приводу зчеплення, кількості поверхонь тертя необхідно визначити силу, що діє на поверхні тертя:

;

При >9 кН для полегшення керування зчепленням необхідно передбачити збільшення кількості поверхонь тертя Z, або використання підсилювача. В зчепленнях використовуються багатопружинні натискні елементи і тарільчасті натискні пружини.

При використанні багатопружинних натискних елементів натискне зусилля однієї пружини дорівнює:

; (47)

де - сумарне зусилля відтяжних і відтискних пружин зчеплення;

- кількість натискних пружин; тобто ;

Натискні пружини зчеплення розраховують на міцність, виходячи з розрахункового зусилля , яка виникає за додаткової деформації D¦ пружини під час виключення зчеплення

; (48)

де - коефіцієнт, який враховує нерівномірність навантаження пружин, викликану розбіжністю їх довжин і жорсткостей.

Діаметр дроту, з якого виготовлюють пружину, визначають з виразу:

 

; (49)

 

де - обраний з конструктивних міркувань середній діаметр пружини, мм;

- допустимі напруги кручення витків пружини .

Робоча кількість витків пружини дорівнює:

 

; (50)

 

де - для однодискового і - для дводискового зчеплення;

- модуль зсуву матеріалу пружини (сталь);

- величина збільшення сили пружності при виключенні зчеплення, H.

 

Повна кількість витків натискної пружини .

При розробці конструкції місця встановлення натискних пружин слід враховувати дію на них відцентрових сил. Для запобігання нагріву пружин під них встановлюють теплоізолюючі шайби.

Зчеплення з тарільчастими пружинами завдяки своїм властивостям широко застосовуються, особливо на легкових автомобілях.

Використання тарільчастих пружин спрощує конструкцію зчеплення, зменшує його розміри, число деталей, забезпечує плавне включення, рівномірний тиск на натискний диск, незначну зміну натискного зусилля при зношенні накладок.

Схема для розрахунку натискної тарільчастої пружини наведена на рис (16).При проектуванні рекомендовано приймати:

Сила, необхідна для виключення зчеплення, розраховується за формулою:

; (51)

Тарільчаста пружина відповідає вимогам міцності, якщо розрахункове значення напруги в середині пелюстків розрізаної частини пружини за найбільшої деформації не буде перевищувати

 

; (52)

 

де ; ; ;

E = 210 ГПа.

При розробці зчеплення згідно спеціального завдання проекту додатково розраховуються на міцність маточина веденого диска і важелі виключання зчеплення; проводиться перевірка зчеплення на нагрівання.

Коробка передач

Засновують на результатах розрахунків максимального крутного моменту двигуна, кількості передач і їх передаточних чисел, а також враховуючи цільове призначення і умови експлуатації автомобіля, що проектується, необхідно вибрати тип коробки передач і, після визначення відстані між осями валів, осьового розміру коробки передач, накреслити її кінематичну схему.

Для тривальних коробок передач вантажних автомобілів, автобусів і легкових автомобілів орієнтоване значення міжосьової відстані може бути визначене за величиною крутного моменту на веденому валу:

 

; (53)

де - для легкових автомобілів;

- для вантажних автомобілів і автобусів;

- крутний момент на веденому валу.

 

Осьовий розмір по картеру визначається шириною в вінців зубчастих коліс, шириною В підшипників і осьовими розмірами зубчатих муфт синхронізаторів:

(54)

де - відповідно кількість зубчатих коліс, підшипників і зубчастих муфт синхронізаторів на вторинному і первинному валах коробки;

; ; .

 

Зразки кінематичних схем коробок передач різних типів наведені на рис. 17.

Кількість зуб’їв шестерень коробки передач визначають за умови відповідності передаточних чисел на кожний з передач передаточним числам, знайденим при тяговому розрахунку автомобіля. При цьому для забезпечення паралельності валів суми чисел зуб’їв кожної пари шестерень (при однакових модулях і кутів нахилу зуб’їв) повинні бути однаковими, тобто:

.

Якщо на автомобілі, що проектується, буде встановлена тривальна коробка передач, то при визначенні кількості зуб’їв шестерень слід враховувати, що на всіх передачах, крім прямої, крутний момент передається через дві пари шестерень - пару шестерень постійного зачеплення і пару шестерень відповідної передачі. Передаточне число -тої передачі в цьому випадку визначається із виразу:

;

де і - числа зуб’їв шестерень приводу проміжного вала ( - на первинному, - на проміжному валу);

і - числа зуб’їв шестерень - тої передачі

( - на вторинному валу, - на проміжному валу).

 

Передаточне число шестерень постійного зачеплення тривальної коробки передач підбирають в межах при цьому . Тоді . Після прийняття і обчислення , враховуючи знайдену в тяговому розрахунку величину , із системи рівнянь:

 

обчислюють значення та . Таким чином знаходять числа зуб’їв шестерень на кожній з передач.

При використанні на автомобілі, що проектується, двовальної коробки передач, число зуб’їв ведучої шестерні першої передачі приймають в межах , тоді число зуб’їв веденої шестерні дорівнює . При однакових модулях і кутах нахилу зуб’їв шестерень на всіх передачах кількість зуб’їв шестерень кожної передачі визначають із системи рівнянь:

 

 

де і - відповідно кількість зуб’їв першої передачі на ведучому і веденому валах;

і - кількість зуб’їв шестерень -тої передачі відповідно на ведучому та веденому валах.

Визначені кількості зуб’їв шестерень коробки передач округлюють до цілих чисел, визначають дійсні передаточні числа і порівнюють їх значення з передаточними числами, отриманими у тяговому розрахунку (різниця між ними не повинна перевищувати 0,05 ).

Нормальний модуль зуб’їв шестерень коробки передач визначається із виразу:

 

; мм (55)

де - розрахунковий крутний момент на валу шестерні, визначений із виразу

- максимальний крутний момент двигуна;

- коефіцієнт запасу зчеплення; - передаточне число від зчеплення до вала, що розглядається);

- кут нахилу зуб’їв в шестерень;

- кількість зуб’їв шестерні, що розглядається;

- коефіцієнт форми зуба;

- ширина шестерні біля основи зуба;

- допустимі напруги згину біля основи зуба з урахуванням ступеня його навантаження.

 

Кут нахилу лінії зуба косозубих шестерень коробок передач має такі значення, :тривальна легкового автомобіля - ;двовальна легкового автомобіля - ;вантажного автомобіля, автобуса - .Коефіцієнт форми зуба вибирають із табл. 12 (для косозубих шестерень визначають, виходячи із приведеної кількості зуб’їв ).

Таблиця 12

Коефіцієнт форми зуба

Zпр
y	0,101	0,102	0,104	0,105	0,106	0,108	0,110	0,112	0,114	0,117	0,120	0,123

 

Zпр
Y	0,128	0,131	0,136	0,142	0,145	0,150

 

Ширина шестерні коробки передач біля основи зуба :легкових автомобілів - мм; вантажних автомобілів, автобусів - мм. Допустимі напруги згину біля основи зуба визначають із таблиці 13.

Таблиця 13

Допустимі напруги згину

 

Шестерня	,МПа
Легкові та вантажні автомобілі вантажопідйомністю до 50 кН	Вантажні автомобілі вантажопідйом -ністю понад 50кН
Першої передачі та заднього ходу	750…850	500…650
Приводу проміжного вала та решти передач	350…450	175…275

 

Винайдені значення модуля зуб’їв округлюють до найближчого за ОСТ.37.001.223-80 (ст РЕВ 310-76) (табл. 14), віддаючи перевагу першому ряду.

Таблиця 14