Проектировочно-проверочный расчёт сцепления

     4.1.4 В качестве оценочного параметра нагруженности сцеплений применяется показатель удельной работы буксования А. Поэтому, после нахождения размеров фрикционных накладок, проверяют, удовлетворяется ли условие:

                                       (5)

     где, -работа буксования, Дж;

Работу буксования рассчитаем по формуле:

                     _{y                            (6)}

     где, - приведённый к первичному валу коробки передач момент инерции маховика, действие которого эквивалентно действию поступа

     Чтобы сцепление  во включенном состоянии не  пробуксовывало, максимальный момент  трения в нём M_c должен в β раз превышать максимальный крутящий момент двигателя

     4.1.1 Определим  максимальный момент трения сцепления:

M_c=β∙ M_{e max}                                     (1)

          M_c= Q∙µ∙z∙((R_н+R_в)/2)                                (2)

     где, z-число пар трения;

           Принимаем: z=2                                                    [1, c.145]

          R_н и R_в – соответственно, наружный и внутренний радиусы кольцевых фрикционных накладок ведомого диска;

          µ - коэффициент трения накладок;

                     µ = 0,30                                 [1, c.145]

          Q – суммарная сила диафрагменной пружины;

     4.1.2 Определим  суммарную силу диафрагменной  пружины:

                                                    ₍₃₎

     где, β –  коэффициент запаса сцепления;

         Принимаем:  β=1,5                                               [2, c.178]

   M_{e max} – максимальный крутящий момент двигателя;

M_{e max}= 335 Н·м

     4.1.3 Нажимное  давление пружины ограничивается  допустимым давлением q:

                                             (4)

     где, q -  допустимое давление на фрикционные накладки;

            Принимаем: q=0,20 МПа                                          [1, c.146]

R_в/R_н = (0,55…0,70)

            Принимаем: R_в/R_н =0,60   

 Решая вместе уравнения  (3) и (4), находим радиусы фрикционных  накладок:

 

 

     Выражаем наружный диаметр фрикционных накладок через внутренний, подставляем полученное отношение в формулу, и, решая уравнение с одной неизвестной, находим R_Н.

 

 мм

            Принимаем: R_Н=140 мм

 

 мм

            Принимаем: R_в=82,5 мм

     Находим усилие нажимной  пружины из формулы (3):

 

     Находим момент трения  в сцеплении по формуле (1):

M_c=1,5∙ 336=504 Н∙м

     4.1.4 В качестве оценочного параметра нагруженности сцеплений применяется показатель удельной работы буксования А. Поэтому, после нахождения размеров фрикционных накладок, проверяют, удовлетворяется ли условие:

                                       (5)

     где, -работа буксования, Дж;

Работу буксования рассчитаем по формуле:

                     _{y                            (6)}

     где, - приведённый к первичному валу коробки передач момент инерции маховика, действие которого эквивалентно действию поступа тельно движущегося автомобиля, колёс и деталей трансмиссии;

                                 (7)

 кг∙м²

       M_{e max} - максимальный крутящий момент двигателя;

       M_y- момент сопротивления движению автомобиля, приведённый к ведомой части сцепления;

          ω₀ - угловая скорость коленчатого вала двигателя:

ω₀= 201,85 рад/c

     По формуле  (6) определяем работу буксования:

 

4.1.4 При расчёте геометрических параметров сцепления, зная нажимное усилие, необходимо определить размеры диафрагменной пружины: диаметры D_e, D_a, D_i и другие параметры.

 

Рисунок 13 – Схема для расчёта  диафрагменной пружины

      Схема для расчёта  пружины приведена на рисунке  13. Сила, действующая на нажимной  диск, обозначена буквой P_н (Р_н=Q), а сила прикладываемая к пружине при выключении сцепления - pвыкл. Значения этих сил отличаются друг от друга передаточным числом пружины

(8)

                                                      [1, c.153]

                                                      [1, c.153]

     где, l₁-перемещение пружины в месте приложения силы P_н;

l₁=1,5

                     E=2∙10⁵ МПа                             [1, c.153]

                        µ_п=0,26                                [1, c.153]

         При проектировании  рекомендуют принимать:

                                               [1, c.153]

 

 

         Число лепестков n=8-20;

         Принимаем:

                                                       (9)

                                     (10)

                                    (11)

         Число лепестков n=18

     Из имеющихся  формул выражаем отношение D_c к D_e

                                 (12)

     Толщину пружины  принимаем:

=3,1 мм                               [3, c.73]

     Исходя из  зависимостей (9), (10), (11):

h=5,4 мм

k₁=0,76

k₂=0,85

     Из формулы (8) выражаем  диаметр D_e:

 

 

 мм

     Из зависимостей (9), (11), (12) находим диаметры D_а, D_с, D_i:

D_а=D_e∙k₁

D_а=271∙0,76=206 мм

D_с=D_e∙k₂

D_с=271∙0,85=230 мм

D_i=D_e/3,5

D_i=271/3,5=77 мм

 

                  4.2 Расчёт привода управления сцеплением

 

 

Рисунок 3 – Схема гидравлического механизма выключения сцепления

   

       4.2.1 Определяем передаточное число привода:

                              (15)

72

4.2.2 Для удобства управления сцеплением необходимо, чтобы при проектировании гидравлического привода было удовлетворено условие:

 мм

     где, S_п – полный ход педали;

           s – ход нажимного диска:

s=l₁

s=1,5 мм

          - свободный ход педали:

                               (16)

- зазор между вилкой  и бортиком подшипника:

=2 мм                                 [2, c.185]

мм

 мм

     4.2.1 Для достижения лёгкости управления должно выполняться условие:

 Н                           (17)

     где, Q – усилие на педали

          - КПД гидравлического привода:

                         [3, c.73]

     Принимаем:

 

 Н

4.3 Проверочный расчёт  деталей конструкции.

  4.3.1 Рассчитаем удельную работу буксования по формуле (5):

 

     4.3.2 Рассчитаем шлицевое соединение на напряжение смятия:

                 (18)

     где, М_р- расчётный момент:

М_р = М_{e max}

           Z_шл-число шлицев;

           h и l – высота и длина поверхности контакта зубьев;

           * – коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по зубьям;

*=0,7…0,8                            [2, c.179]

    Принимаем: 

*=0,75

            - допускаемое напряжение на смятие:

 МПа                   [2, c.179]

   В качестве рассчитываемых  принимаем шлицы с эвольвентным профилем, так как они обладают большими преимуществами по сравнению с другими видами профилей.

    При расчёте эвольвентного профиля принимаем:

h = m

r_ср=0,5∙m∙z_шл

     Основные размеры  принимаем по ГОСТ 6033-80:

     Модуль m=2

     Число шлицев  z_шл=18

     Длина поверхности  контакта l=30 мм

r_ср=0,5∙2∙18=18 мм

     Используя  формулу (18) производим расчёт  шлицевого соединения:

5

10

 

 

 

 МПа

4.3.3 При расчёте массы нажимного диска надо учитывать то, что его изготавливают из чугуна. Это делается для большей теплопроводности, так как нажимной диск воспринимает, а затем рассеивает тепло, выделяющееся при буксовании сцепления. Массу m_д определяют из рас чёта сцепления на нагрев при трогании автомобиля с места. Условие, обеспечивающее нормальный тепловой режим сцепления, имеет вид:

                                   (19)

     где, *_L- коэффициент, учитывающий, какая часть работы буксования воспринимается нажимным диском:

 

*_L= 0,5                              [2, c.181]

          - увеличение температуры диска при одном трогании автомобиля с места:

= 5…15 К

     Принимаем:                       = 10 К                               [1, c.151]

          С – удельная теплоёмкость чугуна:

с=482 Дж/кг∙К                        [2, c.181]

    Находим массу диска:         кг

4.3.4 Проверочному расчёту  подвергают диафрагменную пружину  в наиболее нагруженном месте  – в середине основания при  выключенном сцеплении и деформации  пружины при l₁=h

,             (20)

где,                            D=(D_c-D_a)/ln(D_e/D_a)          (21)

D=(271-206)/ln(271/206)=240 мм

= 2h/( D_e-D_a)                             (22)

=(2∙5,4)/(271-206)=0,166⁰

P_выкл=Р_н(D_e-D_c) /D_c                              (23)

P_выкл=7550∙(271-230)/271=1142,2 Н

Тогда:  416 МПа

Наиболее рациональным является использование стали 60Г с _т=785 МПа.

 

                                                   Заключение .

                                           

   В  курсовом  проекте было рассчитано сцепление для автомобиля.

   Произведён проектировочно - проверочный расчёт сцепления, в результате которого определены радиусы фрикционных накладок, R_Н=140 мм, R_в=82,5 мм; размеры диафрагменной пружины, D_e=271 мм, D_а=206 мм, D_с=230 мм, D_i=77 мм; масса нажимного диска, m_d=3,4 кг; произведена проверка на удельную работу буксования, А_б.уд=39,98 Дж/см²;подобран материал диафрагменной пружины – сталь 60Г.

    Предложен материал  фрикционных накладок, который является  наиболее экологически чистым  и позволяет добиться меньших  затрат энергии -мягкая метало-керамика.

   Разработанное сцепление  имеет ряд преимуществ перед  сцеплением прототипа:

   В результате оптимального  подбора параметров сцепления,  удалось сократить радиусы фрикционных  накладок и диаметры диафрагменной  пружины, у автомобилей с таким  же моментом R_Н=150 мм, R_в=87,5 мм. Применение диафрагменной пружины, работающей на отжатие дало возможность несколько уменьшить длину сцепления, а также, благодаря большему передаточному числу пружины, уменьшился свободный ход педали, он повлиял на полный ход, который ограничен – 150…180 мм Уменьшение свободного хода позволило удовлетворить это условие, S_п=127 мм; Не потребовалось применение усилителя гидропривода, что значительно упростило конструкцию.   

 Ведомый вал:

T_e2 = T₂ = 113,39 × 10³ Н×мм

      W_p  - полярный момент сопротивления сечения кручению

W_p»0,2 d_в