2 Мс Jдв Jn ωм

A_б = ──────────────────── . (6.5) 2 [J_дв (М_с – М_ψ) + J_n (М_c – М_е)]

Для оценки влияния коэффициента запаса сцепления β = М_c / М_{e max} на время и работу буксования сцепления необходимо преобразовать формулу (6.5). Для случая трогания с места на горизонтальной асфальтированной дороге моментом сопротивления движению автомобиля М_ψ можно пренебречь, тогда

2

J_n ω_м

A_б = ——————————— .

2 [1 + (J_n / J_дв ) (1 – 1 / β)]

Таким образом, при увеличении коэффициента запаса сцепления β работа A_б и время буксования t₂ уменьшаются (рисунок 6.3) и тем самым повышается долговечность сцепления и улучшается разгон автомобиля. Вместе с тем с

увеличением коэффициента запаса β увеличивается усилие на педали управления при выключении сцепления (за счет увеличения усилия на нажимной диск P_∑), а также ухудшается предохранение трансмиссии автомобиля от перегрузок инерционным крутящим моментом.

Если принять М_c = М_{е max} , то 2

М_{е max} J_n ω_м

A_б = ───────── .

2 (М_с – М_ψ)

Широкое применение для определения работы и времени буксования сцепления нашли также формулы, полученные в результате обработки и анализа большого числа экспериментальных данных процесса трогания автомобилей в наиболее характерных условиях эксплуатации [7]:

h М_{e max} J_n ω_м²

A_б = ─────────── , (6.6)

0,67 М_{e max} – М_ψ

ω_м J_n t_б = ─────────── , (6.7)

0,67 М_{e max} – М_ψ

где h – коэффициент, характеризующий тип двигателя.

Принимают:

• для дизельных двигателей h = 0,72, ω_м = 0,75· ω_{е N} [1, 7],

• для бензиновых двигателей h = 1,23, ω_м = ω_{е М} / 3 + 50π [7] или (h = 1,25, ω_м = 0,5·ω_{е N} [1]).

По формулам (6.5 и 6.6) работа буксования определяется:

• для легковых автомобилей, автобусов и автопоездов (грузовых автомобилей с прицепами и полуприцепами) при трогании с полной нагрузкой на 1-й передаче в коробке передач (или на 1-й высшей передаче при наличии делителя);

• для одиночных грузовых автомобилей – на 2-й передаче (или на 1-й высшей передаче при наличии делителя);

• для полноприводных автомобилей – на 1-й передаче в коробке передач и высшей передаче в раздаточной коробке.

Как следует из анализа представленных формул, работа буксования существенно возрастает при повышении начальной угловой скорости коленчатого вала двигателя ω_м; при трогании с места на высших передачах в коробке передач (в связи с увеличением J_n), на подъеме или на дороге с большим коэффициентом сопротивления качению ψ и при движении с прицепом.

Мощность буксования сцепления

N_б = A_б / t_б = h М_{e max} ω_м . (6.8)

Удельная работа буксования, по которой оценивается износостойкость сцеплений автомобилей, и удельная мощность буксования также вычисляются для условий трогания автомобиля с места:

A_уд = A_б / F_∑ , N_уд = N_б / F_∑ , (6.9)

где F_∑ – суммарная площадь фрикционных накладок ведомого диска

сцепления.

Удельные работа A_уд и мощность N_уд буксования не должны превышать [7]:

• для легковых автомобилей с объемом двигателей до 1,2 л, от 1,2 до 1,8 л и свыше 1,8 л, соответственно:

[A_уд] = 270, 370 и 470 Дж/см², [N_уд] = 95, 125 и 150 Вт/см²;

• для грузовых автомобилей с бензиновыми двигателями:

[A_уд] = 460 Дж/см², [N_уд] = 100 Вт/см²;

• для грузовых автомобилей с дизельными двигателями и однодисковыми и двухдисковыми сцеплениями, соответственно:

[A_уд] = 350 и 170 Дж/см², [N_уд] = 110 и 95 Вт/см².

Определение температуры нагрева деталей сцепления в процессе буксования. В условиях городского движения число выключений-включений сцепления на 100 км пройденного пути составляет 300…600 для одиночных грузовых автомобилей и 400…700 – для автопоездов. Одно включение сцепления повышает температуру нажимного диска на 7…15⁰С. Температура фрикционных накладок ведомого диска также повышается и понижается коэффициент их трения. Так, при температуре 200⁰С коэффициент трения снижается почти в 2 раза.

В расчетах принимают, что вся работа буксования сцепления при трогании автомобиля с места идет на нагрев ведущих дисков сцепления, т.к. нагрев зависит от массы деталей. Нагрев маховика не рассчитывается, он сравнительно невелик из-за его массивности.

Повышение средней температуры нагрева ведущего диска сцепления за одно включение

γ A_б

∆t = ──── , (6.10) с m_д

где γ – коэффициент, учитывающий распределение теплоты между деталями сцепления (γ = 0,5 – для нажимного диска однодискового сцепления и среднего ведущего диска двухдискового сцепления; γ = 0,25 – для нажимного диска двухдискового сцепления); с – удельная теплоемкость материала нажимного диска. Для чугуна и стали с = 481,5 Дж / (кг · ⁰С); m_д – масса диска.

При расчете на нагрев учитывается тип автомобиля. Для одиночного автомобиля нагрев деталей сцепления за одно включение не должен превышать 10 ⁰С, для автопоезда – 20 ⁰С.

7. Конструирование и расчет деталей фрикционных сцеплений

7.1. Нажимной и средний ведущие диски

Ведущие диски изготовляют из серого чугуна марок СЧ18, СЧ21, СЧ22 и СЧ24, обладающих хорошими фрикционными и противозадирными свойствами при работе с фрикционными накладками. Для повышения износостойкости поверхностей трения ведущих дисков при буксовании сцепления их твердость должна быть не менее 190…210 НВ. Размеры ведущих дисков определяются с учетом размеров фрикционных накладок. Ведущие диски являются наиболее нагретыми деталями сцепления. Они поглощают и рассеивают значительную часть теплоты, выделяемой при буксовании сцепления. Для этого их делают массивными и достаточно жесткими с целью повышения сопротивления короблению и обеспечения более равномерного давления на поверхности трения фрикционных накладок. Поверхности трения дисков шлифуют.

В однодисковом сцеплении через нажимной диск может передаваться половина максимального крутящего момента двигателя, т.е. расчетный момент М_р = 0,5 М_{e max}. В двухдисковом сцеплении нажимной диск нагружается моментом М_р = 0,25 М_{e max}, а средний ведущий диск – М_р = 0,5 М_{e max}.

Ведущие диски вращаются вместе с маховиком двигателя и перемещаются в осевом направлении. При этом передающими крутящий момент и направляющими устройствами служат выступы нажимного диска и вырезы кожуха; штифты, запрессованные в маховик; шипы, запрессованные в кожух, и вырезы в нажимном диске; пальцы, ввернутые в маховик, и отверстия в нажимном и среднем ведущем дисках, которые рассчитываются на смятие рабочих поверхностей. Напряжение смятия

σ_см = М_р / (R_cм z_см F_см) ≤ [σ]_см ,

где М_р – расчетный момент; R_cм – радиус расположения элементов, работающих на смятие, м; z_см – число работающих элементов; F_см – площадь смятия (контакта) одного элемента, м²; [σ]_см = 10…15 МПа.

В современных конструкциях сцеплений для передачи крутящего момента на нажимной диск применяются упругие соединительные пластины, которые одним концом крепятся к кожуху сцепления, а другим – к нажимному диску (см. рисунок 5.2).

Пластины изготовляют из пружинных сталей и рассчитывают на растяжение. Напряжение растяжения в пластине

М_р

σ_р = ─────────── ≤ [σ]_р = 0,3 σ_т ,

R_п z_п m (b – d) δ

где R_п – радиус расположения пакетов пластин, м; z_п – число пластин в пакете

(обычно z_п = 3…4); m – число пакетов пластин (обычно m = 3…4); b – ширина пластины, м; d – диаметр отверстия в пластине под болт или заклепку, м; δ – толщина пластины, м; [σ]_р – допускаемое напряжение растяжения в пластине, Па; σ_т – предел текучести материала пластины, Па.

7.2. Ведомые диски

Работоспособность сцепления в значительной степени зависит от конструкции ведомого диска и материала фрикционных накладок. Наиболее простой по конструкции (относительно легкий и дешевый) ведомый диск (рисунок 7.1, а) состоит из основания 1, выполненного в виде кольца из стального листа (сталь марок 60Г или 65Г) толщиной 0,8…2,5 мм. К наружным поверхностям основания с двух сторон заклепками 6 приклепываются фрикционные накладки 2, а к внутреннему отверстию – ступица 3 со шлицами для подвижного соединения с первичным валом коробки передач. Для лучшего прилегания фрикционных накладок к поверхностям трения ведущего диска и предотвращения коробления стального основания при нагревании его делают с радиальными прорезями, заканчивающимися отверстиями несколько большего диаметра. Такой вид основания характерен для так называемого «жесткого ведомого диска», не обладающего ни осевой, ни тангенциальной податливостью. Главным его недостатком является то, что он не обеспечивает плавное включение сцепления и предохранение трансмиссии и двигателя автомобиля от перегрузок инерционным крутящим моментом.

Ведомые диски с осевой податливостью. В конструкциях однодисковых сцеплений современных автомобилей, которые включаются достаточно резко, применяются ведомые диски с осевой податливостью. Они обеспечивают плавное включение сцепления, что упрощает процесс управления автомобилем при трогании с места и повышает долговечность фрикционных накладок за счет обеспечения более стабильного их контакта с поверхностями трения ведущего диска.

Осевая податливость ведомого диска (рисунок 7.1, б) обеспечивается за счет применения фасонных прорезей его основания 1 с последующим выполнением лепестков 4 в виде пластинчатых пружин. Лепестки поочередно изогнуты в разные стороны и к ним приклепываются фрикционные накладки. В результате в свободном состоянии между накладками образуется зазор 1…1,5 мм. При включении сцепления ведомый диск за счет податливости лепестков сжимается, трущиеся поверхности плавно соприкасаются и сила трения между ними возрастает постепенно. Недостатком такой конструкции является то, что практически невозможно получить одинаковую жесткость всех лепестков основания.

Более перспективным и лишенным указанного недостатка является ведомый диск (рисунок 7.1, в), осевая податливость которого обеспечивается применением отдельных пластинчатых пружин 5, установленных между фрикционными накладками и закрепленных на малом радиусе стального основания 1. Пластинчатые пружины такого диска изготавливаются из листовой стали меньшей толщины, чем его основание, и обладают повышенной податливостью.

Рисунок 7.1 – Конструкции ведомых дисков:

а – «жесткий»; б – с лепестками в виде пластинчатых пружин; в – с отдельными пластинчатыми пружинами: 1 – стальное основание; 2 – фрикционные накладки; 3 – ступица; 4 – лепесток основания диска; 5 – пластинчатая пружина; 6 – заклепка

В двухдисковых сцеплениях упругие ведомые диски обычно не применяются, так как при этом увеличивается ход нажимного и среднего ведущего дисков и ход педали управления при выключении сцепления.

У ведомого диска рассчитывают на смятие и срез рабочих поверхностей шлицы его ступицы. Длина ступицы выбирается равной длине шлицов первичного вала коробки передач.

Напряжение смятия

8 М_{e max}

σ_см = ───────── ≤ [σ]_см ,

(d_н² – d_в²) z l_ш

где d_н и d_в – наружный и внутренний диаметры шлицов; z – число шлицов; l_ш иb_ш – длина и ширина шлицов.

Напряжение среза

4 М_{e max}

τ_ср = ────────── ≤ [τ]_ср . (d_н – d_в) z l_ш b_ш

Ступицу изготавливают из стали 40Х с последующей термообработкой.

Допускаемые напряжения: смятия [σ]_см = 15…30 МПа, среза [τ]_ср = 5…15 МПа.

Фрикционные накладки ведомого диска должны иметь высокий коэффициент трения, изменяющийся незначительно в зависимости от температуры, давления и времени буксования, а также обладать повышенной износостойкостью и прочностью. Они должны выдерживать без разрыва угловую скорость вращения в 1,5…2 раза большую, чем угловая скорость коленчатого вала двигателя. Температура накладок не должна превышать 200⁰С при длительной работе и 350⁰С – при кратковременной [1].

В приложении 2 приведен пример определения размеров фрикционных накладок для однодискового сцепления автомобиля КамАЗ-4310 (6х6).

Демпферы (гасители) крутильных колебаний. Предохранение трансмиссии и двигателя автомобиля от перегрузок инерционным крутящим моментом обеспечивается демпферами (гасителями) крутильных колебаний.

Наибольшее распространение получили упруго-фрикционные демпферы с цилиндрическими пружинами (рисунки 7.2, 7.3, а и 7.3, б). В демпфере (рисунок 7.2, а) ступица 6 ведомого диска сцепления, и сам диск (основание) 3 связаны между собой не жестко, а через тангенциальные цилиндрические пружины 8 демпфера. Пружины в сжатом состоянии устанавливают в прямоугольные окна фланца ступицы 6, ведомого диска 3 и диска 9 демпфера. Диски 3 и 9 соединены штифтами 5, концы которых расклепаны. Штифты свободно проходят в выемках фланца ступицы и плотно стягивают диски с фланцем. Для увеличения сил трения и эффективности демпфирования между фланцем ступицы и дисками обычно устанавливают фрикционные кольца 4 (например, из паронита). Силы трения в демпферах зависят от усилия сжатия его дисков. Усилие сжатия дисков может изменяться усилием затяжки нажимных тарельчатых пружин (рисунок 7.3, а), за счет жесткости пружин (рисунки 7.3, б и 7.3, в) или подбором стальных регулировочных колец 7 (рисунок 7.2, а), но в любом случае, оно устанавливается при сборке сцепления на предприятии-изготовителе.

В свободном состоянии, когда крутящий момент через ведомый диск сцепления не передается, окна ведомого диска 3, диска 9 демпфера и фланца ступицы 6 совпадают (рисунок 7.2, б). При включении сцепления крутящий момент от ведомого диска 3 передается на ступицу 6 через пружины 8 (рисунок 7.2, в). Под действием крутящего момента пружины сжимаются, ведомый диск 3 и соединенный с ним диск 9 несколько смещаются относительно фланца ступицы 6 (тангенциальная податливость ведомого диска) и плавность включения сцепления увеличивается, чему способствует и трение в дисках демпфера. Предельное угловое смещение ведомого диска относительно фланца ступицы ограничивается сжатием пружин до отказа или размером окон во фланце под штифты.

Крутильные колебания, возникающие в трансмиссии, также вызывают относительное угловое смещение ведомого диска и его ступицы за счет деформации пружин демпфера. Это смещение сопровождается возникновением сил трения между фрикционными элементами демпфера и демпфированием колебаний. За счет сил трения происходит преобразование в теплоту энергии кутильных колебаний и ее рассеяние. Кроме того, при правильном выборе жесткости пружин 8 (рисунок 7.2) обеспечивается смещение зоны резонансных колебаний за пределы рабочих частот вращения вала двигателя.

В некоторых конструкциях ведомых дисков (рисунок 7.3, в) применяют демпферы с упругими элементами, выполненными в виде резиновых блоков 5. Рассеяние энергии крутильных колебаний в таких конструкциях обеспечивается не только за счет трения между дисками 2 и фланцем ступицы 1, но и больших внутренних гистерезисных потерь в резиновых блоках 5 при их деформации. Основным недостатком таких демпферов является нестабильность характеристик резиновых блоков и их ограниченная долговечность из-за неблагоприятных условий работы демпфера (высокая температура, попадание масла).

В настоящее время в сцеплениях легковых автомобилей широко

применяются демпферы с нелинейной характеристикой. Для этого в вырезы в дисках последовательно устанавливают по две пружины разной длины и жесткости моментом. Сначала при малых величинах крутящего момента в работу включаются менее жесткие пружины, а затем с ростом величины момента к ним параллельно подключаются более жесткие пружины, что улучшает плавность включения сцепления.

Рисунок 7.2 – Ведомый диск сцепления: а – элементы ведомого диска; б и в – работа демпфера крутильных колебаний:

1 и 10 – фрикционные накладки; 2 – пластинчатая пружина; 3 – основание ведомого диска; 4 – фрикционные кольца; 5 – штифт; 6 – ступица; 7 – регулировочное кольцо; 8 – пружины демпфера; 9 – диск демпфера

Рисунок 7.3 – Демпферы крутильных колебаний с изменяемым жесткостью пружин усилием сжатия: а и б – с цилиндрическими пружинами:

1 – ведомый диск; 2 – ступица ведомого диска; 3 – стяжной болт; 4 – нажимная пружина демпфера; 5 – стальная шайба; 6 – фрикционное кольцо;

в – с резиновыми блоками:

1 – ступица ведомого диска; 2 – диски демпфера; 5 – резиновый блок; 6 – нажимная пружина демпфера

Быстрое развитие автомобильной техники в последние десятилетия привело к созданию более мощных и менее металлоемких двигателей, имеющих низкую частоту вращения коленчатого вала. В результате дальнейшее развитие классического демпфера крутильных колебаний, как неотъемлемой части ведомого диска сцепления, оказалось невозможным для того, чтобы компенсировать постоянно растущий крутящий момент двигателей при сохранении прежнего монтажного пространства. Попытки же повышения жесткости пружин демпфера приводили только к существенному ухудшению его способности к гашению вибраций.

Эффективным решением проблемы явилась разработка компанией «LuKAS» в середине 80-х годов ХХ века двухмассового маховика, в который был встроен энергоемкий демпфер крутильных колебаний. Такое решение позволило упростить конструкцию ведомого диска сцепления, снизить момент его инерции и уменьшить нагрузки на элементы коробки передач. Особенности конструкции двухмассового маховика приведены в приложении 3.

Выбор параметров упруго-фрикционного демпфера. Основными параметрами демпфера являются: момент трения фрикционного элемента демпфера М_тд, коэффициент угловой жесткости с_демп, момент

предварительного поджатия пружин демпфера М_п.п и момент замыкания М_зам подвижных частей демпфера на упоры.

Изменяя момент трения М_тд, можно варьировать рассеяние энергии в демпфере, а корректируя жесткость его пружин с_пр , – смещать резонансные режимы колебаний в трансмиссии.

Предварительное поджатие пружин при их установке в окна ведомого диска гарантирует отсутствие зазоров в демпфере. Угол замыкания φ_зам демпфера выбирают таким, чтобы исключить посадку витков пружин друг на друга (φ_зам

= 3…4⁰).

В существующих конструкциях демпферов:

• число пружин равно 6…10;

• момент трения фрикционного элемента демпфера

М_тд = (0,10…0,20) М_{e max};

• момент предварительного поджатия пружин М_п.п = (0,08…0,20) М_{e max};

• момент замыкания демпфера, который определяется максимальной деформацией его пружин, выбирают таким образом, чтобы демпфер не выключался из работы при движении автомобиля в различных дорожных

условиях: М_зам = (1,2…1,4) М_{e max};

• жесткость пружин в Н/м с_пр = (М_зам – М_п.п) / (φ_з R²_пр), где R_пр – радиус расположения пружин, м.

При расчете демпфера определяются напряжения в его пружинах, угловая жесткость демпфера и передаваемый крутящий момент.

Максимальное усилие сжатия одной пружины демпфера

(1,2…1,3) β·М_{e max}

Р_пр.д = ────────────,

R_пр n_пр

где n_пр – число пружин демпфера.

Напряжение кручения в витках пружины демпфера

8 Р_пр.д с k τ_к = ─────── ≤ [τ]_к , π d²

где D_о – средний диаметр пружины; d – диаметр проволоки пружины; k = (4с + 2) / (4с – 3) – коэффициент, учитывающий кривизну витков пружин; c = D_о / d = 4…12 – индекс пружины. Допускаемое напряжение кручения в витках пружины [τ]_к = 700…900 МПа.

Угловая жесткость демпфера равна значению крутящего момента, который необходимо приложить к ведомому диску, чтобы повернуть диск относительно ступицы на 1 градус [1]:

с_β = 17,4 R_пр с_пр n_пр

где R_пр – радиус расположения пружин демпфера; с_пр – жесткость пружины; n_пр – число пружин демпфера.

Крутящий момент, передаваемый демпфером

М_д = М_пр + М_тд ,

где М_пр = Р_пр.д R_пр n_пр – момент от усилия, создаваемого пружинами.

Окончательные значения параметров упруго-фрикционного демпфера устанавливаются экспериментально, так как их выбор зависит от крутильных колебаний трансмиссии и двигателя автомобиля.

Масса ведомого диска сцепления должна быть минимальной, чтобы он обладал небольшим моментом инерции и быстро останавливался при выключении сцепления.

У сцеплений спортивных автомобилей (рисунок 7.4), для которых долговечность работы ведомого диска не играет первостепенной роли, снижение массы ведомого диска достигается тем, что фрикционные накладки, изготовленные из металлокерамики, состоят из отдельных

Рисунок 7.4 – Ведомый диск спортивного автомобиля

секторов.

7.3. Пружины

В сцеплениях применяют цилиндрические, конические или диафрагменные пружины, изготовляемые из легированных и углеродистых сталей марок 65Г, 50ХФА , 60С2Ф и 85.

Витые цилиндрические пружины. Для исключения перекоса нажимного диска при выключении сцепления их число должно быть кратно числу рычагов выключения сцепления и составляет 8…20.

Расчет витых цилиндрических пружин выполняют на кручение в следующей последовательности [7]:

1. Расчетное усилие на одну пружину при включенном сцеплении

Р_р = P_∑ / n_пр , (7.1)

где n_пр – число пружин.

При выборе числа пружин необходимо учитывать, что расчетное усилие на одну пружину Р_р не должно превышать 800 Н.

2. Диаметр проволоки, мм,

где с = 4, 6, 8, 12 – индекс пружины; к = (4с + 2) / (4с – 3) – коэффициент, учитывающий кривизну витков пружины; [τ]_к = 750 МПа – допускаемое напряжение кручения в витках пружины.

Расчетное значение диаметра d проволоки округляют по ряду нормальных линейных размеров R20.

3. Средний диаметр пружины, мм,

D_о = с d.

4. Осадка одного витка пружины под действием расчетной нагрузки, мм, 3

8 Р_р D_о ƒ₂ = ────── , G d⁴

где G = 8 · 10⁴ МПа – модуль упругости второго рода для стали.

5. Необходимое число рабочих витков пружины (определяется при условии, что при выключении сцепления расчетное усилие на пружину возрастает в 1,2

раза) n = S / 0,2ƒ₂ ,

где S – отвод нажимного диска при выключении сцепления. S = 2…3 мм – для однодисковых сцеплений (меньшее значение для сцеплений с жесткими в осевом направлении ведомыми дисками, большее – с податливыми дисками).

S = 4 мм – для двухдисковых сцеплений.

6. Полное число витков пружины n₁ = n + (1,5…2).

7. Жесткость пружины, Н/мм,

Р_р G d⁴ с_пр = ─── = ───── .

3 ƒ₂ n 8 D_о n

6. Высота пружины в рабочем состоянии (при включенном сцеплении)

Н₂ = (d + δ) n + S,

где δ = 1…2 мм – зазор между витками пружины при выключенном сцеплении.

6. Высота пружины в свободном состоянии Н₀ = Н₂ + ƒ₂ n.

Цилиндрические нажимные пружины имеют линейную характеристику упругости, представляющую зависимость деформации от усилия нажатия (см. рисунок 5.5). Они могут располагаться по двум концентрическим окружностям (рисунок 7.5).

		Рисунок 7.6 – Составные цилиндрические пружины, установленные одна внутри другой
Рисунок 7.5 – Цилиндрические пружины, установленные по двум концентрическим окружностям

Составные витые цилиндрические пружины используются в конструкциях, имеющих ограниченные габаритные размеры, а также воспринимающих большие нагрузки. Они располагаются парами одна внутри другой (рисунок 7.6) и для устранения закручивания торцевых опор и перекосов имеют навивку в противоположные стороны. Нагрузка воспринимается одновременно всеми пружинами и распределяется пропорционально их жесткости.

При расчете составных пружин исходят из следующих условий:

• составные пружины должны иметь одинаковые индексы с = с₁ = с₂ и напряжения кручения τ_к = τ_к1 = τ_к2 при выключенном сцеплении;

• общее усилие комплекта (пары) составных пружин при выключенном сцеплении (Р_р' ≈ 1,2 Р_р) должно быть равно сумме усилий наружных Р₁' и внутренних Р₂' пружин Р_р' = Р₁' + Р₂';

• между витками составных пружин должен быть радиальный зазор ∆ = 0,5 (d₁ – d₂), позволяющий пружинам свободно деформироваться.

8 Р₁' к с 8 Р₂' к с

Из условия τ_к = τ_к1 = τ_к2 = ───── = ───── , имеем

π d₁² π d₂²

Р₂' = Р₁' d₂² / d₁² . (7.2)

С учетом того, что ∆ = 0,5(d₁ – d₂) и 2∆ = (D_о1 – d₁) – (D_о2 + d₂), можно записать d₁ – d₂ = (D_о1 – d₁) – (D_о2 + d₂).

Отсюда D_о1 – 2d₁ = D_о2, или сd₁ – 2d₁ = сd₂.

В результате d₂ / d₁ = (с – 2) / с, и равенство (7.2) принимает вид

Р₂' = Р₁' (с – 2)² / с².

Общая сила, создаваемая комплектом составных пружин при выключенном сцеплении,

(с – 2)² Р_р' = Р₁' [1 + ────] , с²

откуда следует, что

Р_р' с²

Р₁' = ─────── . с² + (с – 2)²

Аналогично находится расчетная сила на наружную пружину

Р_р с²

Р₁ = ──────── с² + (с – 2)²

и определяется расчетная сила на внутреннюю пружину

Р₂ = Р_р – Р₁.

По силе Р₁ производится расчет наружной пружины, затем устанавливают для внутренней пружины средний диаметр D_о2 и диаметр d₂ проволоки из соотношений:

D_о2 = D_о1 – 2d₁; d₂ = D_о2 / с.

Далее по силе Р₂ определяются остальные параметры внутренней пружины.

Конические нажимные пружины. Во фрикционных сцеплениях с центральной конической нажимной пружиной обычно используются пружины с прямоугольным сечением витков (рисунок 7.7), бóльшая сторона которых располагается вдоль оси пружины. От длины пружины зависит осевой размер сцепления.

Основные параметры центральной конической пружины определяются по следующим формулам:

нажимное усилие