Расчет сцепления с приводом

Расчет привода сцепления

Выбираю гидравлический привод сцепления. Схема гидравлического привода приведена на рисунке 16 .

Рисунок 14 — Схема гидравлического привода сцепления.

Принимаем размеры f и e равными 20 мм и 70 мм соответственно. Вычислим передаточное отношение рычагов выключения сцепления:

, (58)

где U2 – передаточное число рычагов выключения сцепления.

Вычислим передаточное отношение педального привода, т.е. предварительно приняв общее передаточное число равным 50.

; (59)

Исходя из условия обеспечения требуемого передаточного отношения педального привода, примем размер a,c,d равными 170мм, 110мм, 60 мм соответственно, а также диаметры рабочего dг2 = 25,1 мм и главного цилиндра dг1 = 22,2 мм

Вычисляем значение размера b:

; (60)

; (61)

где s = 1,5 мм – величина отвода нажимного диска;

Δ2 =4 — зазор между рычагами сцепления и выжимного подшипника.

.

Вычислим усилие на педаль:

; (62)

где Rср – средний радиус диска,

ηПС – КПД привода сцепления (принимаем 0,9)

μ – коэффициент трения. (μ=0,4)

; (63)

для легковых автомобилей. ([2], страница 44).

Таким образом мы спроектировали сцепление и привод сцепления, отвечающие основным требованиям:

надежная передача крутящего момента от двигателя к трансмиссии; плавность и полнота включения; чистота выключения;

минимальный момент инерции ведомых элементов;

хороший отвод теплоты от поверхностей трения;

предохранение трансмиссии от динамических нагрузок;

поддержание нажимного усилия в заданных пределах в процессе эксплуатации;

минимальные затраты физических усилий на управление;

Кроме того, выполняется и такие требования как обеспечение минимальных размеров и массы, простота устройства и обслуживания, технологичность, ремонтопригодность, низкий уровень шума.

Источник

Реферат: Расчет сцепления

1. Проектировочный расчет муфты сцепления………………..5

1.1. Момент, передаваемый сцеплением…………………………………… 5

1.2. Определение нажимного усилия для сжатия дисков…………………. 5

1.2.1. Определение расчетного размера диаметра накладок………………5

2. Проверочный расчет муфты сцепления……………………….6

2.1. Определение удельного давления на фрикционные накладки………6

2.2. Определение хода нажимного диска…………………………………. 6

2.3. Определение работы буксования сцепления………………………….6

2.4. Определение удельной работы буксования……………………………7

2.5. Тепловой расчет муфты сцепления…………………………………….8

4. Расчет рычагов выключения………………………………………10

5. Расчет нажимных пружин………………………………………….11

5.2. Расчет ведомого диска…………………………………………………. 11

5.2. Расчет ведомого диска…………………………………………………. 13

5.3. Расчет шлицевого соединения…………………………………………..14

5.4.Расчет рабочих поверхностей смятия…………………………………. 14

6. Выбор подшипников выключения……………………………..15

Перед автомобильной промышленностью в настоящее время стоят задачи, связанные с увеличением выпуска экономичных автомобилей с дизельными двигателями, позволяющих значительно сократить расход топлива, а следовательно и затраты на него. Одновременно с ростом производства автомобилей особо большой грузоподъемности (110 и 180 тонн) необходимо создавать мощности для выпуска грузовых автомобилей малой грузоподъемности — полтонны. В настоящее время проводятся значительные работы по увеличению выпуска и повышению надежности автомобилей, работающих на сжатом и сжиженном газах. Возрастает производство специализированных автомобилей и прицепов для перевозки различных грузов. Предусматривается уменьшить на 15-20% удельную металлоемкость, увеличить ресурс, снизить трудоемкость технического обслуживания автомобилей, повысить все виды безопасности.

Курсовой проект по дисциплине «Конструирование и расчет автомобилей» является творческой работой, целью которой служит приобретение навыков использования знаний, полученных как в самом курсе, так и в ряде профилирующих дисциплин, на которых базируется этот курс. Получение навыков аналитического определения показателей эксплуатационных свойств и конструктивных параметров автомобиля, закрепление навыков четкого изложения и защиты результатов самостоятельной работы как в рукописных формах, так и при публичном выступлении.

Источник

РАСЧЕТ ПРИВОДА СЦЕПЛЕНИЯ

Классификация и требования к приводам фрикционных сцеплений подробно рассмотрены в [3, 4, 5].

Удобство управления сцеплением обеспечивается правильным выбором передаточного числа привода, чтобы иметь:

1. Оптимальную величину перемещения педали, не более [5]:

· для легковых автомобилей – Sпед = 160 мм;

· для грузовых автомобилей – Sпед = 190 мм.

2. Максимальную величину усилия на педали, не более [3]:

· сцепления с усилителем – Рпед = 150 Н;

· сцепления без усилителя – Рпед = 250 Н.

Механические приводы (рисунок 2.1, а) в настоящее время применяются только на легковых автомобилях особо малого класса; на грузовых автомобилях, автобусах и легковых автомобилях малого класса и выше применяют гидропривод (рисунок 2.1, б).

Название: Расчет сцепления
Раздел: Рефераты по транспорту
Тип: реферат Добавлен 04:57:59 15 июня 2011 Похожие работы
Просмотров: 781 Комментариев: 20 Оценило: 2 человек Средний балл: 5 Оценка: неизвестно Скачать

Рисунок 2.1 – Схемы приводов сцепления:

При расчете привода рассчитываются его передаточное число, усилие на педали и ход педали.

Общее передаточное число привода от педали до нажимного диска можно определить по формуле

, (2.1)

где – передаточное число педали сцепления; – передаточное число вилки выключения; – передаточное число рычагов выключения; a, b – плечи педали; c, d – плечи вилки выключения; е, f – плечи рычагов.

Полный ход педали механического привода складывается из свободного хода педали, рабочего хода и упругих деформаций элементов привода. Полный ход педали , мм, механического привода рассчитывается по формуле

, (2.2)

где Sсв – свободный ход педали, мм; Sр – рабочий ход педали, м; d – зазор в механизме выключения (между муфтой и рычагами выключения), мм; DS – ход нажимного диска, мм.

Величина зазора в механизме выключения [2]:

· сцепления с периферийными цилиндрическими пружинами – d = 1,5¸2,0 мм;

· сцепления с центральной диафрагменной пружиной – d = 3,5¸4,0 мм.

· однодисковых сцеплений – DS = 1,5¸2,0 мм;

· двухдисковых сцеплений – DS = 2,4¸2,8 мм.

Выполненные конструкции приводов имеют обычно следующие значения передаточных чисел:

= 30 ¸ 45; = 3,8¸5,5; = 1,4 ¸ 2,2 [5].

Передаточное число гидропривода определяют по формуле

, (2.3)

где – диаметр главного цилиндра, мм; – диаметр исполнительного цилиндра, мм.

Диаметры главного и исполнительного цилиндров выполняются обычно равными, так что:

.

Полный ход педали сцепления при гидроприводе рассчитывают аналогично (формула (2.2)).

Усилие на педали , Н, определяют по формуле

, (2.4)

где – КПД привода сцепления.

· механического привода – = 0,7¸0,8;

· гидравлического привода – =0,8¸0,9.

Если усилие на педали больше допустимого, то в привод необходимо устанавливать усилитель.

СПИСОК РЕКОМЕНДУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Бочаров Н. Ф. Конструирование и расчет машин высокой проходимости: учебник для втузов / Н. Ф. Бочаров, И. С. Цитович, А. А. Полунгян. – М.: Машиностроение, 1983. – 299 с.

2. Бухарин Н. А. Автомобили. Конструкция, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля: учеб. пособие для вузов / Н. А. Бухарин, В. С. Прозоров, М. М. Щукин. – М.: Машиностроение, 1973. – 504 с.

3. Лукин П. П. Конструирование и расчет автомобиля: учебник для студентов втузов / П. П. Лукин, Г. А. Гаспарянц, В. Ф. Родионов. – М.: Машиностроение, 1984. – 376 с.

4. Осепчугов В. В. Автомобиль: Анализ конструкции, элементы расчета: учебник для студентов вузов / В. В. Осепчугов, А. К. Фрумкин. – М.: Машиностроение, 1989. – 304 с.

5. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник / А. И. Гришкевич [и др.]. – М.: Машиностроение, 1984. – 272 с.

6. Фаробин Я. Е. Методические указания к практическим занятиям по дисциплине «Теория эксплуатационных свойств АТС» для студентов специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». – М.: МАДИ, 1992. – 64 с.

Алексей Владимирович Буянкин

Владимир Георгиевич Ромашко

studopedia.org — Студопедия.Орг — 2014-2021 год. Студопедия не является автором материалов, которые размещены. Но предоставляет возможность бесплатного использования (0.008 с) .

Источник

Расчет сцепления

При расчете сцепления выполняется следующее:

— определение момента сцепления Мс, т.е. необходимого момента трения между ведущими и ведомыми частями сцепления;

— определение работы Lб буксования сцепления, удельной работы Lуд буксования и температуры tº деталей сцепления в процессе буксования;

— расчет деталей сцепления на прочность;

— определение работы Lв по управлению сцеплением.

Рассмотрим расчет фрикционного сцепления.

Момент сцепления. Работа сцепления должна проходить без пробуксовывания. Для этого необходимо, как указывалось ранее, чтобы момент Мс, передаваемый сцеплением, был больше максимального момента двигателя Мmах:

Момент сцепления определяется выражением

где Мmах – максимальный крутящий момент развиваемый двигателем, Н·м;

Рпр – усилие пружин сцепления, Н;

μ – коэффициент трения, μ = 0,4;

Rср – средний радиус ведомого диска, м;

Rср = (9)

где D ‑ наружный диаметр ведомого диска;

d ‑ внутренний диаметр ведомого диска.

Число поверхностей трения; i = 2 для однодискового сцепления; i = 4 для двухдискового сцепления; i = 2·п (п ‑ число ведомых дисков) для многодискового сцепления.

Работа буксования сцепления. Включение сцепления сопровождается его буксованием. Буксование происходит с момента начала включения и до момента полного включения сцепления.

Автомобиль трогается с места только тогда, когда крутящий момент двигателя Ме становится равным моменту сопротивления движению Мψ, приведенному к первичному (ведущему) валу коробки передач:

Работа буксования представляет собой часть работы двигателя, которая расходуется на буксование сцепления, т.е. работа, превращаемая в теплоту. Наибольшая работа буксования сцепления происходит при трогании автомобиля с места:

Lб = (10)

где Jа = ‑ момент инерции автомобиля, приведенный к валу сцепления;

Мψ = (11)

Gа ‑ полный вес автомобиля;

g ‑ ускорение силы тяжести;

ик ‑ передаточное число коробки передач;

иг ‑ передаточное число главной передачи;

ит ‑ передаточное число трансмиссии;

ψ ‑ коэффициент сопротивления дороги (ψ = 0,02 для горизонтальной асфальтовой дороги);

bд ‑ коэффициент, характеризующий тип двигателя, bд = 1,23, ωе = 0,50·ωн ‑ для бензиновых двигателей; bд = 0,72, ωе = 0,75·ωн ‑ для дизелей;

ωн ‑ угловая скорость коленчатого вала при максимальной мощности.

Работа буксования определяется для легковых автомобилей и автобусов при трогании с места на I передаче, а для грузовых автомобилей ‑ при трогании на ІІ передаче.

Удельная работа буксования сцепления. Износостойкость сцепления можно оценивать по удельной работе буксования, т.е. по работе буксования, отнесенной к площади трения ведомых дисков сцепления.

Обычно удельная работа буксования сцепления вычисляется для условий трогания автомобиля с места:

Lуд = (12)

где Fнак ‑ суммарная площадь фрикционных накладок сцепления.

При указанных выше условиях трогания автомобиля с места удельная работа буксования Lуд должна быть в пределах 50. 70 Дж/см 2 для легковых автомобилей, 15. 120 Дж/см 2 для грузовых автомобилей и 10. 40 Дж/см 2 для автопоездов.

Нагрев деталей сцепления. Сцепление представляет собой теплообъемный механизм, преобразующий часть мощности двигателя в теплоту при включении. Теплота вызывает нагрев деталей сцепления и сильный нагрев деталей при буксовании, что может привести к выходу сцепления из строя.

В связи с тем, что работа буксования сцепления достигает наибольшего значения при трогании автомобиля с места, расчет деталей сцепления на нагрев производится по значению работы буксования при трогании.

Температура нагрева деталей определяется за одно включение сцепления

tº = (13)

где γ ‑ коэффициент, учитывающий какая часть теплоты идет на нагрев деталей сцепления (γ = 0,5 для нажимного диска однодискового сцепления и ведущего диска двухдискового сцепления; γ = 0,25 для нажимного диска двухдискового сцепления);

Lб ‑ работа буксования сцепления;

Нагрев деталей сцепления зависит от их массы, поэтому определяют температуру нагрева только ведущих дисков. Так как масса маховика двигателя значительно больше, чем масса ведущих дисков сцепления, его нагрев не рассчитывается, он сравнительно невелик. При расчете на нагрев необходимо учитывать тип автомобиля. Так, нагрев деталей сцепления за одно включение не должен превышать 10 °С для одиночного автомобиля и 20 °С для автопоезда. Следует учитывать, что полученная температура нагрева используется для сравнения конструкций различных типов сцеплений, так как она соответствует одному включению сцепления.

В процессе работы автомобиля температура нагрева деталей сцепления значительно повышается и зависит от числа включений. Необходимо учитывать, что, например, в условиях городского движения число включений сцепления составляет 300. 600 для одиночных грузовых автомобилей и 400. 700 для автопоездов на 100 км пройденного пути.

Расчет деталей сцепления на прочность. Цилиндрическая нажимная пружина. Число цилиндрических пружин с периферийным расположением в сцеплении должно быть кратным числу рычагов выключения сцепления.

Рпр = (14)

где f ‑ деформация пружины;

G ‑ модуль упругости (G = 8·10 4 МПа);

D ‑ диаметр проволоки пружины;

Dср ‑ средний диаметр витка пружины.

Полное число витков nп = nр + (1,2. 2.0). (15)

Усилие пружины не должно превышать 800 Н.

c = = (16)

τкр = (17)

Допустимое напряжение в пружине 700. 900 МПа.

Двойные цилиндрические нажимные пружины. При расчете двойных цилиндрических пружин исходят из следующих условий:

— общее усилие всех пружин должно быть равно сумме усилий пружин наружного Р1 и внутреннего Р2 рядов:

— при одинаковой деформации пружин наружного и внутреннего рядов напряжения в них должны быть одинаковыми, т.е.

Вследствие указанных условий соотношения между параметрами пружин наружного и внутреннего радов должны быть равны:

=

С учетом этого равенства, задавшись конструктивно значениями Dср1 и Dcр2 и выбирая значения nр1, nр2 d1, d2 определяют необходимые параметры двойных цилиндрических пружин.

Двойные цилиндрические пружины имеют малую жесткость и могут располагаться парами (одна внутри другой рис. 10) или по двум концентрическим окружностям (рис. 16). Двойные пружины позволяют в эксплуатации поддерживать нажимное усилие в заданных пределах.

Коническая нажимная пружина. Для сцепления с центральной конической пружиной важное значение имеет длина пружины, от которой зависит осевой размер сцепления. Минимальная длина конической пружины может быть обеспечена только тогда, когда навивка пружины позволяет при полном ее сжатии совместить все витки в одной плоскости. В этом случае витки будут иметь форму архимедовой спирали.

В фрикционных сцеплениях используют обычно конические пружины с прямоугольным сечением витков, наибольшая сторона которых располагается вдоль оси пружины (рис. 23).

Рисунок 23 – Коническая пружина

Основные параметры центральной конической пружины определяются по следующим формулам:

Рпр = (18)

c = = (19)

τкр = (20)

В этих выражениях G ‑ модуль упругости второго рода, G = 8·10 4 МПа ; D ‑ диаметр наибольшего витка пружины; d ‑ диаметр наименьшего витка пружины; b ‑ высота сечения витка (вдоль оси пружины); f ‑ деформация пружины; nр ‑ число рабочих витков; а ‑ ширина сечения витка; δ и γ ‑ коэффициенты, значения которых зависят от отношения ширины сечения витка к его высоте.

Допустимое напряжение в пружине 700. 900 МПа.

Диафрагменная нажимная пружина. Центральная диафрагменная пружина упрощает конструкцию сцепления (число деталей сокращается почти в два раза), уменьшает его габаритные размеры и массу, так как выполняет одновременно функции нажимной пружины и рычагов выключения сцепления. Пружина обеспечивает равномерное распределение усилия на нажимной диск, а упругость ее лепестков (рычагов выключения) ‑ плавность включения сцепления. Кроме того, она обеспечивает регулируемое в эксплуатации нажимное усилие.

Диафрагменные пружины выполняют сплошными и с прорезями. Сплошные диафрагменные пружины имеют большую жесткость. Для уменьшения жесткости пружины делаются с радиальными прорезями (рис. 11). Образованные в результате прорезей лепестки и являются рычагами выключения сцепления, а окна у основания лепестков предназначены для прохода заклепок, которые удерживают опорные кольца пружины. Нажимное усилие пружины 1 создается ее частью между опорными кольцами 19, установленными на заклепках на кожухе 16 сцепления, и наружным краем пружины, упирающимся в нажимной диск 7 сцепления.

Схема для расчета параметров диафрагменной пружины представлена на рис. 24.

Рисунок 24 – Диафрагменная пружина

Рпр = f·ln·[(H ‑ f·)]·[(H – 0,5·f·)+h 2 ], (21)

Е ‑ модуль упругости первого рода;

μ1 ‑ коэффициент Пуансона, μ1 = ,025;

h ‑ толщина пружины; h – 2,0. 2,5 мм для легковых автомобилей; h = 3,0. 3,5 мм для грузовых автомобилей;

а, b, с ‑ размеры диафрагменной пружины;

H ‑ высота сплошной части пружины.

По указанному выражению может быть подсчитана и построена упругая характеристика диафрагменной пружины.

Усилие, необходимое для выключения сцепления:

Рвык = Рпр· (22)

f = (c-е)·Δα + , (23)

где Δα ‑ угловое перемещение;

сл ‑ жесткость лепестков пружины.

Наибольшие напряжения возникают в пружине в момент выключения сцепления со стороны ее малого торца (в основании лепестков), когда пружина выпрямляется (становится плоской). Здесь действуют суммарные напряжения:

σр – напряжение растяжения, σр = ·; (24)

σизг – напряжение изгиба, σизг = ; (25)

α ‑ подъема пружины в свободном состоянии, α = 10…12º;

nл ‑ число лепестков пружины;

Wизг ‑ момент сопротивления изгибу в опасном сечении.

Напряжения в диафрагменных пружинах составляют около 1000 МПа.

Диафрагменная пружина уменьшает усилие на педали управления, необходимое для удержания в выключенном состоянии.

Фрикционные накладки ведомого диска. К накладкам предъявляется ряд требований: высокий коэффициент трения, мало изменяющийся от температуры, давления, скорости буксования (в зависимости от материала μ ‑ 0,28. 0,62); высокие износоустойчивость и прочность (накладки должны выдержать без разрыва угловую скорость, в 2 раза превышающую максимальную угловую скорость двигателя); плавное, пропорциональное нажимному усилию нарастание силы трения; достаточная термостойкость и теплопроводность. При этом конструкция сцепления должна быть такой, чтобы обеспечить хороший теплотвод. Температура накладок не должна превосходить при длительной работе 200° С, при кратковременной 350° С.

До последнего времени для фрикционных сцеплений в основном применялись асбофрикционные накладки, в состав которых входят асбест, наполнители, связующие. В настоящее время все большее распространение получают фрикционные накладки без асбеста или с минимальным его содержанием. Это, в частности связано с тем, что производство, где в воздухе содержится асбестовая пыль, экологически опасно. Применение асбеста объясняется его хорошей термической стойкостью.

Добавление наполнителей обусловлено необходимостью придать накладке ряд необходимых свойств: износостойкости ‑ смоляные частицы и графит; теплопроводности и плавности включения медь, латунь, бронза, алюминий (в виде порошка, стружки или проволоки); стабильность коэффициента трения ‑ цинк; уменьшения износа и задирообразования ‑ свинец (ухудшает термостойкость).

Связующие материалы определяют фрикционные свойства, износостойкость термическую стойкость. В качестве связующих применяются фенолформальдегидные смолы и их модификации, синтетические каучуки, а также комбинации смол и каучуков. Фрикционные накладки выполняют формованными, спиральными, навитыми и ткаными. Формованные накладки устанавливают на большинстве грузовых автомобилей (примерный состав: асбест в виде коротких волокон 40 %, наполнители ‑ 30. 40 %, связующие 20. 30 %). Навитые накладки применяют главным образом на легковых автомобилях ЗАЗ, ВАЗ, АЗЛК (применый состав: асбест в виде шнура ‑ 50 %, проволока ‑ 10 %, хлопок ‑ 10%, наполнители ‑ 5. 10 %, связующие ‑ 20 %). Использование тканых накладок как на легковых, так и на грузовых автомобилях сравнительно редко.

Металлокерамические и спеченные керамические накладки в автомобильных сцеплениях почти не применяют, хотя они обеспечивают высокий коэффициент трения, обладают хорошей износостойкостью и теплопроводностью. Однако их большая масса обусловливает повышение момента инерции ведомого диска, а их абразивные свойства таковы, что изнашивание контртела (маховика, нажимных дисков) интенсифицируется. Такие накладки широко применяются в фрикционных муфтах гидромеханических коробок передач.

Расчет фрикционных накладок выполняется по удельному давлению:

руд = . (26)

Указанное давление составляет 0,15. 0,25 МПа. При этом меньшие значения удельных давлений соответствуют сцеплениям грузовых автомобилей и автобусов, а большие — сцеплениям легковых автомобилей.

Нажимной и ведущий диски. Размеры нажимного и ведущего дисков определяются размерами фрикционных накладок сцепления. Эти диски сильно нагреваются, поглощают и рассеивают большую часть теплоты при буксовании сцепления. Поэтому диски делают массивными и жесткими для предотвращения коробления. Нажимной и ведущий диски изготовляют литыми обычно из серого чугуна СЧ-21. Рабочие поверхности дисков шлифуются. Связь нажимного диска с ведущими деталями сцепления (кожухом, маховиком) может осуществляться при помощи упругих пластин (рис. 9), которые размещены по окружности с одинаковым шагом. Каждая из пластин одним концом прикреплена к кожуху сцепления, а другим — к нажимному диску. Связь также может быть посредством бобышек нажимного диска, входящих в окна кожуха сцепления (рис. 10), а также выступов нажимного диска, которые входят в пазы, выполненные в маховике (рис. 13).

При расчете ведущих дисков необходимо учитывать, что в однодисковом сцеплении нажимной диск передает половину крутящего момента двигателя, в двухдисковом сцеплении ведущий диск (средний) также передает половину крутящего момента, а нажимной диск ‑ четверть крутящего момента двигателя. В ведущих дисках рассчитываются на смятие только элементы, соединяющие диски с кожухом и маховиком.

Напряжения смятия определяются по следующему выражению:

σсм = , (27)

где γ ‑ коэффициент, учитывающий распределение крутящего момента двигателя на ведущих дисках;

R ‑ расстояние от оси сцепления до связующего элемента;

z ‑ число связующих элементов;

F ‑ площадь контакта связующего элемента.

Напряжения смятия должны быть в пределах 10. 15 МПа.

Упругие пластины, которые соединяют нажимной диск с кожухом сцепления, рассчитываются на изгиб.

Ведомый диск. Диск делают из высокоуглеродистой стали марок 60Г и 65Г. Он выполняется упругим в однодисковых сцеплениях. В двухдисковых сцеплениях упругие ведомые диски обычно не применяются, так как это увеличивает ход нажимного и ведущего дисков и ход педали управления при выключении сцепления.

У ведомого диска рассчитываются шлицы его ступицы, которые обеспечивают свободное перемещение диска по первичному (ведущему) валу коробки передач.

Ступицу ведомого диска изготавливают из стали марок 35 и 40Х с последующей термообработкой. Длина ступицы обычно выбирается равной наружному диаметру шлицов первичного вала коробки передач. Шлицы ступицы рассчитываются на смятие и на срез.

σсм = , (28)

τср = , (29)

В указанных выражениях dн и dв ‑ наружный и внутренний диаметры шлицов;

Z ‑ число шлицов; lш и bш ‑ длина и ширина шлицов.

Допускаемые напряжения смятия шлицов [σсм] = 15. 30 МПа и среза σср = 5. 15 МПа.

Рычаги выключения сцепления. Рычаги выключения соединяются с нажимным диском и кожухом сцепления шарнирно. Обычно они устанавливаются на игольчатых подшипниках с целью уменьшения трения и увеличения КПД привода сцепления.

Наибольшее изнашивание имеют внутренние концы рычагов, в которые упирается выжимной подшипник муфты выключения при управлении сцеплением. И это происходит несмотря на то, что рабочие поверхности рычагов подвергаются термической обработке (цементации, азотированию). Для предотвращения изнашивания концов рычагов выключения к ним прикрепляется упорное кольцо, в которое упирается выжимной подшипник муфты выключения.

При выключении сцепления на рычаги выключения действует изгибающий момент от силы Р, которая приложена к внутренним концам рычагов (рис. 25).

Рисунок 25 – Схема рычага выключения сцепления

Этот момент вызывает напряжения изгиба в опасном сечении рычагов

σизг = , (30)

где Рпр.в ‑ суммарная сила от нажимных пружин при выключенном сцеплении; l ‑ расстояние до опасного сечения;

и = l/f ‑ передаточное число рычага;

Wизг ‑ момент сопротивления изгибу.

Напряжения изгиба рычагов не должны превышать 320. 400 МПа.

Рычаги выключения делаются из ковкого чугуна или из малоуглеродистой и среднеуглеродистой сталей.

Гаситель крутильных колебаний. При расчете гасителя крутильных колебаний определяются напряжения в его пружинах, угловая жесткость и момент замыкания гасителя, момент трения в гасителе и крутящий момент, передаваемый гасителем.

Максимальное усилие сжатия одной пружины гасителя

Рг = , (31)

где r ‑ радиус приложения усилия к пружине;

В связи с тем, что пружины гасителя имеют большую жесткость, при расчете напряжений в пружине необходимо учитывать кривизну ее витков:

τкр = ·kкр, (32)

где Dcp ‑ средний диаметр витков;

d ‑ диаметр проволоки пружины;

kкр ‑ коэффициент кривизны витков, kкр = + (33)

с = (34)

Допустимые напряжения в пружине 700. 900 МПа.

Угловая жесткость гасителя равна значению крутящего момента, который необходимо приложить к ведомому диску сцепления, чтобы повернуть диск относительно ступицы на один градус.

Угловая жесткость гасителя:

где Rрп ‑ средний радиус расположения пружин гасителя;

Момент замыкания гасителя крутильных колебаний определяется деформацией его пружин. Этот момент выбирают таким образом, чтобы гаситель не выключался из работы в различных дорожных условиях.

Момент замыкания гасителя крутильных колебаний

Момент трения гасителя крутильных колебаний

где Рпр ‑ усилие сжатия дисков сцепления;

Rср.н ‑ средний радиус фрикционных накладок сцепления;

і ‑ число фрикционных накладок;

μ ‑ коэффициент трения фрикционных накладок.

Момент трения в гасителе можно проверить по выражению

Крутящий момент, передаваемый гасителем крутильных колебаний:

Окончательные значения параметров гасителя крутильных колебаний устанавливаются экспериментально, так как их выбор зависит от крутильных колебаний трансмиссии и двигателя автомобиля.

Кожух сцепления. Форма и размеры кожуха зависят от конструкции сцепления и выбираются при компоновке сцепления. Кожух должен иметь достаточную жесткость, его штампуют из малоуглеродистых листовых сталей марок 08 или 10, толщина листа 2,5. 4,0 мм. Для отвода теплоты от нагретых деталей сцепления в кожухе делаются специальные окна, которые обеспечивают интенсивную циркуляцию воздуха. Кожух центрируется с маховиком двигателя установочными штифтами, центрирующим бортиком на маховике или болтами, которыми прикрепляется к маховику.

Картер сцепления. В картере размещают сцепление вместе с маховиком двигателя. Картер сцепления отливается обычно из чугуна у грузовых автомобилей и алюминиевого сплава у легковых автомобилей. Его форма и размеры определяются при компоновке. Картер сцепления имеет замкнутую колоколообразную форму, существенно повышающую его жесткость, что обеспечивает постоянную соосность коленчатого вала двигателя и первичного вала коробки передач в эксплуатации. В картере выполняются вентиляционные окна, которые закрываются металлическими сетками. Окна обеспечивают необходимую циркуляцию воздуха внутри картера и отвод теплоты от рабочих поверхностей деталей сцепления. Картер сцепления устанавливается и закрепляется на заднем торце блока цилиндров двигателя.

Расчет привода управления сцеплением

При расчете привода сцепления определяются передаточное число привода, полный ход педали сцепления и усилие на педали, необходимое для полного выключения сцепления.

Механический привод сцепления (рис. 26, а). Передаточное число механического привода сцепления

им.п. = и1 · и2 = · (40)

где и1 ‑ передаточное число педального привода, и1 = ac/(bd);

и2 ‑ передаточное число рычагов выключения сцепления, и2 = e/f.

Рисунок 26 ‑ Схемы механического (а) и гидравлического (б) приводов сцепления: а, b, с, d, e, f ‑ размеры для расчета привода сцепления; d1 и d2 ‑ диаметры главного и рабочего цилиндров соответственно

Полный ход педали сцепления

Sпед = Sр + Sсв = ΔS·uм.п.+ δ1·u1 = ΔS·1 (41)

ΔS ‑ ход нажимного диска при выключении сцепления;

δ1 ‑ зазор между рычагами выключения и выжимным подшипником, δ1 = 2…4 мм.

Ход нажимного диска при выключении сцепления

где i ‑ число пар поверхностей трения;

δ2 ‑ зазор между дисками сцепления в выключенном положении; δ2 = 0,75. 1,0 мм для однодискового сцепления; δ2 = 0,5. 0,6 мм для двухдискового сцепления.

Усилие на педали, необходимое для полного выключения сцепления:

Рпед = (43)

где Рпр.в ‑ усилие нажимных пружин при выключенном сцеплении;

μм.п = 0,7. 0,8 ‑ КПД механического привода.

Гидравлический привод сцепления (рис. 26, б). Передаточное число гидравлического привода пропорционально передаточному числу педального привода, передаточному числу гидравлической части и передаточному числу рычагов выключения сцепления.

Передаточное число гидравлического привода:

uг.п. = · · (43)

где dp.ц. ‑ диаметр рабочего цилиндра привода;

dг.ц. ‑ диаметр главного цилиндра привода.

Полный ход педали сцепления.

Sпед = Sр + Sсв = ΔS·uг.п.+ δ1·u1 = ΔS···+ δ1·· (44)

где Sp ‑ рабочий ход педали;

Sсв ‑ свободный ход педали;

ΔS ‑ ход нажимного диска при выключении сцепления;

δ1 ‑ зазор между рычагами выключения и выжимным подшипником,

Усилие на педали для выключения сцепления

Рпед = (45)

где μгп ‑ КПД гидравлического привода, μгп = 0,8. 0,9.

Передаточное число приводов сцеплений (механического или гидравлического) должно быть в пределах 25. 50, а полный ход педали сцепления Sпед = 120. 190 мм.

Усилие на педали сцепления при отсутствии в приводе усилителя не должно быть более 150 Н для легковых автомобилей и 250 Н для грузовых автомобилей.

Для определения размеров деталей привода сцепления выполняется их расчет на прочность. При этом усилие на педали сцепления принимается Рпед = 500 Н.

Работа по управлению сцеплением. Работа, совершаемая при включении и выключении сцепления:

Lв = (46)

где Рпр и Рпр ‑ усилия нажимных пружин при включенном и выключенном сцеплении;

f и fв ‑ деформация пружин при включенном и выключенном сцеплении;

μп ‑ КПД привода сцепления.

Работа, затрачиваемая на управление сцеплением, не должна превышать 25 Дж для легковых автомобилей и 30 Дж для грузовых автомобилей и автобусов. На рис. 27 представлена схема для определения работы управления сцеплением с различными типами нажимных пружин. На рисунке точка б соответствует включенному сцеплению, а точки в, г и д ‑ выключенному.

Рисунок 27 – Схема определения работы управления сцеплением с нажимными пружинами: абде ‑ для сцепления с диафрагменной пружиной (1);

абге ‑ для сцепления с цилиндрическими пружинами (2);

абве ‑ для сцепления с конической пружиной (3).

Работа по управлению сцеплением соответствует заштрихованным площадям следующих фигур:

абде ‑ для сцепления с диафрагменной пружиной (1);

абге ‑ для сцепления с цилиндрическими пружинами (2);

абве ‑ для сцепления с конической пружиной (3).

Из рисунка видно, что наименьшая работа по управлению сцеплением затрачивается при диафрагменной пружине.

Источник

Читайте также:  Тросик привода крана отопителя
Оцените статью
Авто Сервис