Сцепление легкового автомобиля, Меmax = 160 Н∙м

 М_Сmax = Р_пр.μR_cрi

Тогда, необходимое нажимное усилие пружины:

 

2.3.2.Геометрические размеры пружины

Геометрические  размеры пружины определяются по эмпирическим зависимостям (табл.2.2).

Табл. 2.2.Геометрические размеры пружины

Наружный радиус пружины, мм	b ≈ Rcр.	85,0
Наружный радиус лепестков, мм	a = b/1,2…1,5	70,8
Внутренний радиус лепестков, мм	e = b/2,0..2,5	40,0
Радиус центра лепестков, мм	c = b/1,2…1,5	68,0
Толщина пружины, мм	h = 2,0…2,5	2,1
Высота пружины, мм	H = 1,5…2,0h	4,2
Число лепестков	8….20	18

 

Рис.2.2.Геометрические размеры пружины

2.3.3.Упругая характеристика пружины

Нажимное усилие пружины:

         

где Е¹ = Е/(1-φ²), здесь Е = 2,1∙10⁵ МПА – модуль упругости первого рода и φ = 0,25 – коэффициент Пуассона;  f – деформация пружины, мм.

По этому  уравнению может быть построена  зависимость нажимного усилия пружины  Р_пр от ее деформации f, последовательно задавая деформацию f (c интервалом через 0,5 мм), рассчитывают соответствующие значения Р_пр.

Подставляя имеющиеся значения в выражение получаем:

Результаты расчетов представлены в Табл. 2.3., график упругой характеристики на рис.2.3.

 

Табл.2.2.Расчет нажимного усилия пружины

f, мм	Рпр., Н
0,0	0,0
0,5	1 518
1,0	2 656
1,5	3 474
2,0	4 007
2,5	4 492
3,0	4 374
3,5	4 290
4,0	4 084
4,2	3 975
4,5	3 792
5,0	3 458
5,5	4 397

 

Рис.2.3.Упругая  характеристика пружины

 

2.3.4.Усилие выключения сцепления:

 

 

 

 

2.4.Нагрев деталей сцепления  

Нагрев деталей сцепления (фрикционных накладок) за одно включение при трогании с места (не должен превышать 10-15⁰С)

где   γ  – коэффициент перераспределения  теплоты между деталями; для нажимного диска однодискового сцепления γ = 0,5.

 L_б – работа буксования сцепления, (см.ниже);

 m_дет. – масса детали, m_дет. = 3,0 кг;

 с_дет. – теплоемкость детали (накладки);  Для асбестовых фрикционных накладках с_дет. = 0,5 Дж/К.

 

где М_кmax – максимальный крутящий момент двигателя, М_кmax =160Н∙м;

J_а – момент инерции автомобиля, приведенный к валу сцепления;

М_ψ – приведенный момент сопротивления движению, (см.ниже);

 ω_с = 0,75ω_N=0,75(2πn)=0,75(2∙3,14∙4500)=21195 рад/c;

      

где    G_а –сила тяжести автомобиля, G_а = m∙9,8=1600∙9,8=15 680Н;

Ψ-коэффициент сопротивления движению, ψ = 0,015-0,020;

r_д – динамический радиус  колеса; r_д =0,3м;

u_тр – передаточное число трансмиссии; для 1-ой передачи -

u_тр = u_кп1 ∙ u_г.п. = 3,5∙4,0=14,0;

η_тр – КПД трансмиссии, η_тр = 0,80;

    где δ –коэффициент, учитывающий вращающиеся массы автомобиля, δ=0,04;

      Ме - крутящий момент двигателя; Ме = 160Н∙м;

      r_к – радиус качения колеса, r_к = 0,3м;

      u_тр – передаточное число трансмиссии; для 1-ой передачи -

u_тр = u_кп1 ∙ u_г.п. = 3,5∙4,0=14,0;

 

2.5.Расчет привода сцепления

Удобство  и легкость управления оцениваются  следующими параметрами привода:

1.Работой  W_выкл. , которую необходимо совершить водителю для полного выключения сцепления (для легковых автомобилей W_{выкл .} ≤  23 Дж);

2.Максимальным  усилием на педали сцепления  Р_пед. ≤ 150Н;

3.Полным  ходом педали сцепления l_пед. (для легковых автомобилей l_пед.= =140..160 мм).

 

2.5.1.Общее передаточное число привода от педали до нажимного диска:

где; u_пед. – передаточное отношение педали; u_пр. – передаточное отношение привода, расположенного между педалью и вилкой сцепления; u_в. – передаточное отношение вилки сцепления (u_в. = 1,4…2,2); u_сц. – передаточное отношение лепестков диафрагменной пружины (u_сц. = 3,8…5,5).

Для гидравлического  привода:

где  l_{исп.(гл.)}, S_{исп.(гл.)}, d_{исп.(гл.)} – соответственно перемещение, площадь и диаметр исполнительного (главного) цилиндра.

Диаметры  поршней цилиндров  принимаются  обычно равными, т.е. u_пр. = 1,0.

Для рассчитываемого привода сцепления:

Тип привода – гидравлический (рис.2.4).

Рис.2.4.Схема  привода сцепления

Общее передаточное число привода

где - передаточное отношение педали;

      - передаточное отношение поршней цилиндров;

     - передаточное отношение вилки сцепления;

     - передаточное отношение рычагов диафрагменной пружины;

2.5.2.Усилие на педали:

где Р_н – нажимное усилие диафрагменной пружины в конце хода выключения Р_н = Р_вык.; u – общее передаточное отношение привода;  η – КПД привода (η ≈ 0,85). 

 

2.5.3.Ход нажимного диска

l_н = iδ + m = 2∙0,6 + 1,0 = 2,2 мм

где i – число поверхностей трения; δ – зазор между поверхностями трения в выключенном состоянии, мм; m – деформация ведомого диска, мм.

 

2.5.4.Работа , совершаемая при выключении сцепления

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.6.Расчет  гасителя крутильных колебаний

Основное  назначение гасителей – поглощать  энергию колебаний трансмиссии  при совершении работы трения при  совершении работы трения фрикционных  элементов, размещенных в гасителе.

Конструкция гасителя представлена на рис.2.5.

 

 

Рис.2.5.Конструкция  гасителя крутильных колебаний:

4 – ступица; 5 – диск; 6 – пружины; 7 – пластина; 8 – дистанционные заклепки; 9 –  фрикционные кольца; 10 – тарельчатая  пружина; 11 – упорное кольцо

 

 

Основными параметрами гасителя крутильных колебаний являются: момент трения М_т; момент предварительной затяжки пружин М_п; момент замыкания М_з; жесткость пружин с_г; угол замыкания гасителя φ_г;

Работа  трения L_тр.г. гасителя определяется усилием Р_г, сжимающим его фрикционные кольца, коэффициентом трения μ, средним радиусом r_ср. фрикционных колец, относительным углом φ перемещения элементов (углом замыкания), числом пар трения i гасителя.

L_тр.г. = М_т ∙ i = (Р_г∙μ∙ r_ср∙φ)∙ i

         где Р_г – усилие сжимающее фрикционные кольца гасителя, для рассматриваемой конструкции Р_г = 800 Н;

μ – коэффициент трения, для трения сталь по стали μ = 0,20;

r_ср. – средний радиус фрикционных колец, с учетом размеров фрикционных накладок, принято r_ср = 40,0 мм = 40∙10^-3м;

φ – угол перемещения элементов  гасителя. Для современных конструкций  гасителей легковых автомобилей  φ = 3⁰…4⁰. Принято φ = 4⁰;

i – число пар трения гасителя. Для рассматриваемой конструкции i = 4.

Тогда, момент трения гасителя:

М_т = Р_г∙μ∙ r_ср∙φ = 800∙0,20∙40∙10^-3 ∙4 = 25,6 Н

Работа трения L_тр.г.

L_тр.г. = М_т ∙ i = 25,6 ∙4 = 102,4 Дж

 

Количество  пружин гасителя – 4 (принято в соответствии с конструкцией ведомого диска сцепления автомобиля-аналога)

 

 

 

2.7.Расчет  шлицевого соединения ведомого диска

Шлицы ступицы  ведомого диска испытывают смятие и  изгиб. Учитывая, что шлицевое соединение обеспечивает свободное перемещение ступицы, допускаемое напряжение на смятие [σ_см.] = 30 МПа, а напряжение на срез –

[τ_ср.] = 15 МПа. Материал ступицы – сталь марки 40 или 40Х.

Предварительный диаметр шлицевого конца первичного вала

Предварительный диаметр шлицевого конца первичного вала коробки передач, на котором устанавливается ведомый диск сцепления, определяется из условия прочности по эмпирической формуле:

где κ – безразмерный эмпирический коэффициент, для легковых автомобилей

κ = 4,6;  М_дв.max. – максимальный крутящий момент двигателя, Н.

Согласно  ГОСТ 1139-80 «Соединения шлицевые прямобочные» основные размеры (наружный диаметр d_в, внутренний диаметр d_н, ширина шлица b) и число зубьев шлицевых соединений должны соответствовать стандартному ряду значений указанному в ГОСТ. Из стандартного ряда ближайшим размером шлицевого соединения является соединение со следующими параметрами:

Наружный диаметр d_в = 26,0 мм;

Внутренний диаметр d_н = 21,0 мм;

Число зубьев z = 8;

Ширина шлица b = 3 мм.

 

 

 

 

 

Напряжение смятия, действующее в шлицевом соединении:

где   ;        ;    F = 0,5(d_н - d_в)∙l_ш∙z;

l_ш – длина шлицев, l_ш ≈ d_н; z – количество шлицев; d_н и d_в – соответственно наружный и внутренний диаметр шлицев; α – коэффициент точности прилегания шлиц, α = 0,75.

; ;   F=0,5(26-21)∙26∙8=520 мм²

σ_см. = 5,8 МПа < [σ_см.] = 30,0 МПа–т.е. условие прочности выполняется.

где σ_см. – напряжение смятия, действующее в расчетном шлицевом соединении; [σ_см.] – максимально допустимое напряжение смятия для шлицевых соединений, которое зависит от свойств металла, применяемого для изготовления ступицы ведомого диска (сталь марки 40 или 40Х).

 

Напряжение  среза:

τ_см. = 3,6 МПа < [τ_ср.] = 15 МПа – т.е. условие прочности выполняется.

где τ_см.-расчетное напряжение среза; [τ_ср.]-максимально допустимое напряжение, которое зависит от свойств металла, применяемого для изготовления ступицы ведомого диска (сталь марки 40 или 40Х).

 

2.8.Заключение

Сравнительный анализ рассмотренных конструкций  сцеплений представлен в табл.2.3.

Табл.2.3.

Требование	Показатель	Daewoo Nexia	Проектируемое сцепление
Передача крутящего момента	Коэффициент запаса сцепления  β = Мдв.max/Мсц.max	1,31	1,25
Минимальный момент инерции ведомых  элементов	Средний радиус ведомого диска, мм Rcр. = (R+r)/2	90	80
Отвод теплоты от поверхностей трения	Допустимый нагрев нажимного диска  сцепления за одно включение t, 0С	< 150С	10,60С
Минимальные затраты усилий на управление	Усилие на педали, Н	140	104

 

Спроектированное сцепление имеет  следующие достоинства, по сравнению с стандартным сцеплением:

1.Меньший  коэффициент запаса сцепления  β, т.е. обеспечивает более надежную  передачу крутящего момента;

2.Меньший  диаметр ведомого диска, т.е.  имеет меньший момент инерции  ведомых элементов;

3.Меньшее усилие на педали сцепления, т.е. облегчает управление сцеплением.

 

 

 

ЛИТЕРАТУРА

Автомобиль. Анализ конструкций, элементы расчета : методические разработки / В.М. Мелисаров, А.В. Брусенков,П.П. Беспалько. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2008.

Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: анализ конструкций, элементы расчета: Учебник для вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». – М.: Машиностроение, 1989.

Нарбут А.Н. Автомобили: Рабочие процессы и расчет механизмов и систем: Учебник для  студентов высших учебных заведений. - М.: Издательский центр «Академия», 2007.

Конструирование и расчет автомобиля. Расчет пружин: методические указания по выполнению курсовой работы для студентов специальности 19020165 «Автомобиле- и тракторостроение» / Ю. А. Кузьмин. -Ульяновск: УлГТУ, 2008.