2. Расчет и выбор размеров фрикционных накладок (Пример – м-412)

2.1. Размеры фрикционных накладок выбирают, исходя из нагруженности пар трения сцепления при трогании колесной машины (КМ) с места:

- для легковых (одиночных и с прицепом) и грузовых КМ с прицепом (тягачей, автопоездов) с полной нагрузкой – на первой передаче в коробке перемены передач (КПП);

- для одиночных грузовых КМ с полной нагрузкой – на второй передаче;

- для полностью груженых КМ, имеющих делитель – на первой высшей передаче в КПП;

- для КМ высокой проходимости – на первой передаче в КПП и высшей передаче в раздаточной коробке.

Порядок выбора следующий:

2.2 Вычисляем вспомогательные величины:

2.2.1 Передаточное число участка трансмиссии от коленчатого вала двигателя до ведущего колеса КМ – I_тр.:

I_тр =I_кпi × I₀ , (2.1)

где: I_кпi – передаточное отношение в КПП на расчетной передаче в соответствии с типом транспортного средства;

I₀ - передаточное отношение главной передачи.

I_тр = I_кп1 × I₀ = 3,49 × 4.22=14.72

2.2.2 Приведённый к коленчатому валу двигателя момент инерции - J_м, эквивалентный поступательно движущимся массам КМ – m_м и прицепа – m_пр.

J_м=((m_м + m_пр) × r_к2 ) / I_тр1 (2.2)

J_м =((1445+420) ×0.271² )/14.72² =0.63 кг*м²

2.2.3 Приведённый к коленчатому валу двигателя момент сопротивления дороги М_сопр

М_сопр = (m_м + m_пр ) × g × Ψ ×r_к / I_тр × n_тр , (2.3)

где nтр- КПД участка трансмиссии от коленчатого вала двигателя до ведущего колеса КМ. nтр=0.8

g - ускорение свободного падения. g=9.81 м/с²

Ψ-коэффициент суммарного сопротивления дороги.

Ψ= f ×cosα +sinα (2.4)

где f-коэффициент сопротивления качению зависит в основном от типа и состояния дорожного покрытия, конструкции шин и давления воздуха в них.

По таблице 5 приложения принимаем f = 0.02 [4, страница 17]

α - угол продольного уклона дороги α = 0…30^о. Принимаем α =0^о.

Ψ= f × cosα + sinα = 0.02 × 1 + 0 = 0.02

М_сопр =(1445+420)×9.81× 0.02 × 0.271/14.72 × 0.8=8.42 Н*м

Расчетная угловая скорость коленчатого вала двигателя w_дв:

для бензиновых двигателей: wдв =wдв.m /3+50π , (2.5)

для дизелей: wдв=0.75wдв.n, (2.6)

где wдв.m, wдв.n - угловые скорости коленчатого вала двигателя при максимальном крутящем моменте и максимальной мощности соответственно.

w_дв.m =π n_дв.m /30, (2.7)

w_дв.n = π n_дв.n /30, (2.8)

где n_дв.m и n_дв.n - частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальном крутящем моменте и максимальной мощности соответственно.

wдв= (3.14 × 3600) / (30 × 3) + 50 × 3.14=282.6 рад/с

Работа буксования сцепления Аб

Аб= (h Ме Jм w²дв) / (2/3 Ме - М_сопр ), (2.9)

где h-коэффициент приведения для бензиновых двигателей принимают h=1.23, для дизелей h=0.72.

Аб= (1.23 × 108×0.63 × 282.6²)/(2/3 × 108 - 8.42)=105122 Дж

Мощность буксования сцепления Nб

Nб= h Ме wдв (2.10)

Nб =1.23 × 108 × 282.6=37540 Вт

2.3 Принимаем число ведомых дисков zд = 1

2.4 В процессе эксплуатации коэффициент запаса процесса эксплуатации β может уменьшаться из-за изнашивания накладок, снижения упругости (усадки) пружин, уменьшения коэффициента трения (замасливание накладок). Для КМ высокой и повышенной проходимости β=1.8…3.0. Предельные значения удельных показателей даны в таблице 4 приложения. Принимаем β=1.6 [1 таблица 1]

2.5 Определяем статический момент трения сцепления Тс

Тс = β Mе (2.11)

Тс = 1.6 × 108 = 172.8 Н*м ,

2.6 Принимаем расчетный коэффициент трения μ. В зависимости от типа фрикционной накладки μ = 0.25 … 0.35 – для тканных и спирально-намотанных накладок и μ= 0.18 … 0.25 – для формованных накладок. Обычно принимают μ = 0.3.

2.7 Задаем значение отношения внутреннего диаметра фрикционных накладок к наружному. Для легковых КМ Δн = 0.67 0.07, для грузовых КМ Δн = 0.55 0.05. Принимаем значение Δн = 0.6.

2.8 С помощью таблицы 4 приложения находим допустимые значения показателей нагруженности пар трения сцепления к₁…к₅ : к₁=0.3 МПа;

к₂ = 0.44 (Н м)/ см²; к₃ = 200 Вт/см² ; к₄=370 Дж/см² ; к₅ = 125 Вт/см².

2.9 Определяем наружный диаметр накладки D_н1, обеспечивающий допустимое давление к₁ на фрикционные накладки.

D_н1 = (2.12)

D_н1= = 0.167 м = 16.7 см

2.10 Определяем минимально необходимые значения общей поверхности трения S_трi ведомых дисков, обеспечивающие допустимые значения удельных показателей нагруженности пар трения сцепления (к₂ …к₅)

S_тр2 = М_е / к₂ (2.13)

S_тр2 = 108 / 0.44 = 245 см²,

S_тр3 = N_е / к₃ (2.14)

S_тр3 = 55000 / 200 = 275 см² ,

Sтр4 = Аб / к4 (2.15)

Sтр4 = 105122 / 370 = 284 см2,

Sтр5 = Nб / к5 (2.16)

Sтр5 = 37540 / 125 = 300 см2

2.11 Из полученных четырех значений выбирают максимальное S_тр^*, обеспечивающее допустимые значения по всем четырем удельным показателям:

S_тр^* = (S_трi)_мах = S_тр5 = 300 см²

2.12 Находим наружный диаметр D_н^* фрикционных накладок, исходя из S_тр^*

D_н^*= (2.17)

D_н^*= = 17.82 см

2.13 Из двух размеров D_н1 и D_н^* выбираем наибольший D_н^*=17.82 см, обеспечивающий допустимые значения по всем показателям к₁ … к₅ , и находим внутренний диаметр накладки

d_вн = Δ_н D_н (2.18)

d_вн = 0.6 × 17.82 = 10.7 см

2.14 С помощью таблицы 3 приложения выбираем ближайшие значения D_н и d_н , и для них вычисляем площадь трения одной накладки ведомого диска S_н , минимально необходимые значения общей поверхности трения ведомого диска S_тр, средний радиус трения R_ср, суммарную силу сжатия всех пружин при деформации P_ном и для них контролируем значения показателей к₁…к₅.[1 таблица 2]

Пусть D_н = 18 см; d_н = 10 см. В этом случае имеем:

S_н = 0.94 π (D_н² - d_н²) / 4 , (2.19)

Коэффициент 0.94 в формуле учитывает уменьшение в среднем поверхности трения из-за заклепок и канавок, предназначенных для удаления продуктов изнашивания и вентиляции поверхностей трения. Для конкретной конструкции этот коэффициент может быть скорректирован.

S_н = 0.94 × 3.14 ×(18² – 10²) /4 = 165.2 см²,

S_тр = 2 z_д S_н (2.20)

S_тр = 2×1×165.2 = 330.4 см²,

R_ср = π / 12 ×(D_н³– d_н³) / S_н (2.21)

R_ср = 3.14 / 12 × (18³ - 10³) / 165.2 = 7.65 см = 0.0765 м,

Р_ном = Т_с / 2 z_д μ R_ср (2.22)

Р_ном = 172.8 / 2×1×0.3×0.0765 = 3764.7 Н,

к₁ = Р_ном / S_н (2.23)

к₁ = 3764.7 / 0.01652 = 227887 Па = 0.228 МПа ,

к₂ = M_е / S_тр (2.24)

к₂= 108 / 330.4 = 0.326 Н·м /см²,

к₃ = N_е / S_тр (2.25)

к₃ = 55000 / 330.4 = 166.4 Вт/см²,

к₄ = А_б / S_тр (2.26)

к₄= 105122 / 330.4 = 318.0 Дж/см²,

к₅ = N_б / S_тр (2.27)

к₅ = 37540 / 330.4 = 113.0 Вт/см²,

2.15 Сравнивая полученные значения к₁ …к₅ с допустимыми (таблица 4 приложения) видно, что для этого варианта окончательно принимаем D_н = 180мм, d_н = 100 мм. [1 таблица 1]

2.16 Сравнивая максимально допустимую частоту вращения ведомого диска для данного наружного диаметра накладки n_дв.мах= 8000 мин^-1 (таблица 3 приложения) с частотой вращения при максимальной мощности двигателя 5800 мин^-1 , убеждаемся в достаточной прочности данной накладки при действии центробежных сил [1таблица2].