Расчёт сцепления автомобилей: Методические указания по курсовому проектированию и практическим занятиям

Федеральное агентство по образованию Санкт-Петербургский государственный архитектурно-строительный университет Факультет автомобильно-дорожный Кафедра организации перевозок, управления и безопасности на автомобильном транспорте

РАСЧЁТ СЦЕПЛЕНИЯ АВТОМОБИЛЕЙ

Методические указания по курсовому проектированию и практическим занятиям для студентов специальностей 190601 – автомобили и автомобильное хозяйство, 190603 – сервис транспортных и технологических машин и оборудования (автомобильный транспорт)

Санкт-Петербург 2007

УДК 629.113.001.24:681.142.2 Рецензент канд. техн. наук, доцент В. П. Чмиль Расчёт сцепления автомобилей: метод. указания по курсовому проектированию и практическим занятиям для студентов специальностей 190601 – автомобили и автомобильное хозяйство, 190603 – сервис транспортных и технологических машин и оборудования (автомобильный транспорт) / СПб. гос. архит.-строит. ун-т; сост.: П. А. Кравченко, Н. Н. Воронин. – СПб., 2007. – 30 с. Приведен порядок построения упругой характеристики цилиндрических и тарельчатых пружин, изложен расчет механического и гидравлического приводов управления сцеплением. Рассмотрены методики расчета коэффициента запаса сцепления и элементов сцепления на прочность. Даны справочный материал и примеры расчетов.

1. ПОСТРОЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАЖИМНЫХ ПРУЖИН Нажимные пружины в зависимости от расположения делятся на периферийные и центральные. По периферии устанавливают цилиндрические пружины, в центре – коническую или тарельчатую. Характеристику пружин строят с целью определения её жёсткости и усилия, развиваемого пружиной при выключении сцепления. Характеристика цилиндрической пружины Р = ¦(l),

(1.1)

где Р – усилие пружины, Н; l – осадка пружины, мм. Характеристика тарельчатой пружины Р = f(y / a),

(1.2)

где y, a – соответственно углы поворота и подъёма сечения, град. 1.1. Цилиндрическая пружина Исходные данные: длина l0 пружины в свободном состоянии, мм; длина lвкл (мм) и усилие Рвкл (Н) пружины при включённом сцеплении; диаметр d проволоки пружины, мм; средний диаметр D пружины, мм; полное число iп витков; модуль упругости G второго рода, МПа; рабочий ход lр муфты выключения, мм; передаточное число Uр рычагов. Порядок расчёта: 1. Вычисляют осадку пружины при включённом сцеплении: lвкл = l0 - lвкл.

(1.3)

2. Строят характеристику пружины по двум точкам с координатами (0, 0) (lвкл, Рвкл). 3. Осадку пружины при выключении сцепления определяют из чертежа либо по зависимости lвык = lр / Uр. (1.4) 4. Усилие Рвык при выключении сцепления находят по величине осадки lвык и характеристике пружины. 5. Рассчитывают жёсткость пружины: с = Рвкл / lвкл. (1.5) 6. Проверяют жёсткость пружины по зависимости с¢ = Gd4 / (8D3iр),

(1.6)

iр = iп - (1,5...2,0).

(1.7)

где iр – рабочее число витков, 1

Для стали модуль G = 8 × 104 МПа. Пример 1.1. Построить характеристику периферийной цилиндрической пружины по следующим исходным данным: l0 = 63 мм; lвкл = 45 мм; Рвкл = 682 Н; d = 4,5 мм; D = 25,5 мм; iп = 8; lр = 9,6 мм; Uр = 5,33; G = 8 × 104 МПа. Решение: lвкл = l0 - lвкл = 63 - 45 = 18 мм. По двум точкам строят линейную характеристику пружины (рис. 1.1); P, Н

iр = iп - (1,5...2,0) = 8 - 1,5 = 6,5; с¢ = Gd4 / (8D3iр) = 8 × 104 × 4,54 / (8 × 25,53 × 6,5) = 38,04 Н/мм. При разработке рекомендаций жёсткость пружин следует принимать минимальной, чтобы износ фрикционных дисков меньше влиял на усилие пружин. 1.2. Тарельчатая пружина Допущение: не учитывают влияние радиусов колец опорных поверхностей, трения между пружиной и опорами, жёсткости закрепления и предварительного поджатия опорных колец. Некоторые конструктивные параметры пружин сцепления для легковых и грузовых автомобилей показаны на рис. 1.2 и приведены в табл. 1.1.

900

800

Таблица 1.1

750

Конструктивные параметры тарельчатых пружин

700 682

Фирма, модель сцепления АП, 350 СР АП, 350 DS Феродо, 180 Д «Борг энд Бек», ”8“ «Опель-рекорд» ВАЗ-2101 Москвич-412

600

500

400

300

h, мм

H, мм

rb, мм

ra, мм

a

r1, мм

r2, мм

r3, мм

3,87 3,87 2,10

7,43 6,54 3,55

164,75 155,70 87,00

131,80 126,59 66,92

12°42¢ 12°40¢ 10°02¢

138,5 129,0 68,0

161,5 150,0 84,0

35,0 41,0 20,5

2,40

4,42

99,35

73,59

9°44¢

74,5

92,7

25,0

2,30 2,20 2,29

4,09 4,10 4,19

99,90 97,50 99,30

74,00 75,00 77,58

9°58¢ 10°14¢ 10°55¢

74,5 75,5 81,0

97,0 93,5 97,0

23,0 22,0 25,6

Исходные данные: толщина h пружины, мм; высота H неразрезанной части пружины, мм; значение радиусов r1, r2, r3, ra, rb, мм; угол a подъёма сечения, град; усилие Рнж пружины при включённом сцеплении, Н; рабочий ход lр муфты выключения, мм; модуль упругости Е первого рода, МПа; коэффициент m Пуассона. Порядок расчёта: 1. Усилие со стороны нажимного диска

200

100

Рнж = 2pAM / [(r2 - r1) + ah(1 - y / a)], 0

5

10

15

18 19,8 20

25

l, мм

Рис. 1.1. Характеристика цилиндрической пружины

lвык = lр / Uр = 9,6 / 5,33 = 1,8 мм.

где A – коэффициент, учитывающий влияние геометрических параметров; M – безразмерная характеристика упругости пружины. А = Еha3(rb - ra)2 ln (rb / ra) / [12(1 - m2)];

(1.9)

M = [(1 - y / a)(1 - / 2a) + (h/H) ]y / a.

(1.10)

2

По характеристике пружины осадке lвык соответствует усилие пружины при выключении сцепления Рвык = 750 Н; с = Рвкл / l вкл = 682 / 18 = 37,9 Н/мм; 2

(1.8)

2. Проверка соответствия соотношения H = (rb - ra) tga. 3

(1.11)

4. Экстремальные точки характеристики r3

y / a = 1 ± [0,33 - 0,67(h / H)2]1/2,

(1.13)

где знак «минус» соответствует максимуму, «плюс» - минимуму кривой. 5. Передаточное число лепестков пружины при её повороте около опорных колец Uл = (r1 - r3) / (r2 - r1).

(1.14)

6. По характеристике пружины для усилия Рнж при включенном сцеплении находят сборочный натяг Wнж.

H

h

7. Ход нажимного диска при выключении сцепления ¢ = lр / Uл. Wнж

(1.15)

8. Суммарный ход нажимного диска при выключении сцепления ¢ . SWнж = Wнж + Wнж

(1.16)

¢ при 9. По характеристике пружины для SWнж находят её усилие Pнж выключении сцепления. Пример 1.2. Построить характеристику тарельчатой пружины сцепления по следующим исходным данным: h = 2,2 мм; H = 4,1 мм; r1 = 75,5 мм; r2 = 93,5 мм; r3 = 22 мм; rb = 97,5 мм; rа = 75 мм; a = 10º14´ (0,1785 рад); Pнж = 3494 Н; lр = 8 мм; Е = 2,1×105 МПа; m = 0,27. H = (rb - ra) tg a = (97,5 - 75) tg10º14´ = 4,1 мм, т. е. соответствие выполнено; y / a = 1 ± [0,33 - 0,67(h / H)2]1/2 = 1 ± [0,33 - 0,67(2,2 / 4,1)2]1/2 = 1 ± 0,37, (y / a)max = 1 - 0,37 = 0,63, (y / a)min = 1 + 0,37 = 1,37. Результаты расчёта характеристики по зависимостям (1.8) и (1.12) сведены в табл. 1.2 и представлены на рис. 1.3. Таблица 1.2 Результаты расчёта характеристики тарельчатой пружины y/a Рнж, Н Wнж, мм y/a Рнж, Н Wнж, мм Рис. 1.2. Расчётная схема тарельчатой пружины

3. Ход нажимного диска Wнж = a{(r2 - r1)[1 - 0,5a2(1 - 0,5y / a)2 + ah(1 - 0,5y / a)]}y / a. (1.12) 4

0 0 0 0,90 3378 2,91

0,15 1732 0,48 1,15 2836 3,72

0,30 2860 0,97 1,37 2584 4,42

0,45 3475 1,46 1,45 2633 4,68

0,63 3706 2,04 1,60 2986 5,16

0,75 3628 2,48 1,80 4174 5,75

Uл = (r1 - r3) / (r2 - r1) = (75,5 - 22,0) / (93,5 - 75,5) = 2,97. По характеристике Рнж = ¦(Wнж) для усилия Рнж находят сборочный натяг пружины Wнж = 2,74 мм (см. рис. 1.3). 5

¢ = lр / Uл = 8 / 2,97 = 2,70 мм; Wнж

5,160 Wнж, мм

По характеристике ходу SWнж = 5,44 мм при выключении сцепления ¢ = 3280 H. соответствует усилие Pнж ¢ = 2584 H) следует уменьшить Для обеспечения минимального усилия ( Pнж ход нажимного диска до SWнж = 4,42 мм. Тогда рабочий ход муфты выключения должен быть lр = (4,42 - 2,74) × 2,97 = 5 мм.

4,515

2. РАСЧЁТ ПРИВОДА УПРАВЛЕНИЯ СЦЕПЛЕНИЕМ Рис. 1.3. Характеристика тарельчатой пружины

3,870 2,580 3,225 2,740 1,290 0,645

1,935

0,4 0,2 0

800

1600

2584 2400

3494 3200

3706

4000

Pнж , Н

0,6 0,63

0,8

1,0

1,2

1,37 1,4

1,6

y/a

¢ = 2,74 + 2,70 = 5,44 мм. SWнж = Wнж + Wнж

Расчёт привода управления сцеплением сводят к проверке следующих условий: Рп £ [Рп]; (2.1) Sп £ [Sп],

(2.2)

где Рп, [Рп] - соответственно фактическое и допускаемое усилия на педаль, Н, [Рп] £ 150 - для грузовых автомобилей с усилителем и для всех легковых автомобилей; [Рп] £ 250 - для грузовых автомобилей без усилителя; Sп, [Sп] соответственно фактический и допускаемый полные хода педали, мм; [Sп] £ 160 для легковых автомобилей; [Sп] £ 190 - для грузовых автомобилей. Допущения: 1. Усилие Pп расположено перпендикулярно площадке педали сцепления. 2. Ход педали определяют как перемещение по хорде центра площадки педали сцепления. Исходные данные: размеры a, b, c, d, e, f рычагов, мм (рис. 2.1); диаметры главного (dг) и рабочего (dр) гидроцилиндров, мм; передаточное число Uл лепестков ¢ ) нажимного диска при выключении сцепления тарельчатой пружины; ход lвык ( Wнж

с цилиндрической (тарельчатой) пружиной, мм; холостой ход d x муфты ¢ ) пружины при выключении сцепления выключения, мм; усилие Р вык ( Pнж с цилиндрической (тарельчатой) пружиной, Н; число zп цилиндрических пружин; КПД h привода. 2.1. Сцепление с цилиндрическими пружинами

6

Порядок расчёта: 1. Приближённое значение (без учёта наклона тяги и рычагов) передаточного числа: - механического привода (см. рис. 2.1, а) 7

Uм п = ace / (bdf);

(2.3)

- гидравлического привода (см. рис. 2.1, б) Uг п =

2 a d р ce

/

- с гидравлическим приводом 2

Sг п = l выкUг п + dx a d р c / (b d г2 d);

(b d г2 df).

(2.4)

3. Усилие, прикладываемое к педали для выключения сцепления, Pп = Рвык zп / (Uh),

2. Ход педали: - с механическим приводом Sм п = l выкUм п + dx ac / (bd);

(2.5)

Sп

(2.6)

(2.7)

где U = Uм п либо U = Uг п. Для механического привода принимают КПД h = 0,5…0,8, для гидравлического – h = 0,8…0,9. 4. Проверяют выполнение условий (2.1) и (2.2). Пример 2.1. Определить ход педали и усилие на педаль сцепления с цилиндрическими пружинами грузового автомобиля по следующим исходным данным: a = 450 мм; b = 75 мм; c = 85 мм; d = 40 мм; e = 88 мм; f = 16,5 мм; dx = 3,5 мм; lвык = 1,8 мм; Рвык = 750 Н; zп = 16; h = 0,75.

Pп

Uм п = ace / (bdf) = 450 × 85 × 88 / (75 × 40 × 16,5) = 68; Sм п = l выкUм п + dx ac / (bd) = 1,8 × 68 + 3,5 × 450 × 85 / (75 × 40) = 167 мм < [Sп]; Pп = Рвык zп / (Uм пh) = 750 × 16 / (68 × 0,75) = 235 Н < [Рп]. dx

lвык

2.2. Сцепление с тарельчатой пружиной Порядок расчёта: 1. Вычисляют передаточное число: - механического привода

а

Uм п = acUл / (bd);

(2.8)

- гидравлического привода 2

Uг п = a d р cUл / (b d г2 d).

(2.9)

2. Определяют ход педали: Pп Sп

dx

б

- с механическим приводом ¢ Uм п + dxac / (bd); Sм п = Wнж

(2.10)

- с гидравлическим приводом 2

¢ Uг п + dxa d р c / (b d г2 d). Sг п = Wнж

(2.11) 1)

3. Вычисляют усилие, прикладываемое к педали для выключения сцепления, Рис. 2.1. Схемы приводов сцеплений: а – механический; б – гидравлический

8

¢ / (Uh), Pп = Pнж 9

(2.12)

где U = Uм п либо U = Uг п. Для механического привода принимают КПД h = 0,5…0,8, для гидравлического - h = 0,8…0,9. 4. Проверяют выполнение условий (2.1) и (2.2). 3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ЗАПАСА СЦЕПЛЕНИЯ

(3.1)

где bс, [bс] - соответственно фактический и допускаемый коэффициенты запаса сцепления, для легковых автомобилей [bс] = 1,2…1,75; для грузовых – 1,5…2,2; для автомобилей высокой проходимости – 1,8…3,0. Исходные данные: усилие Рвкл (Рнж) пружины при включенном сцеплении с цилиндрической (тарельчатой) пружиной, H; число zп цилиндрических пружин; коэффициент трения фрикционного диска по стали или чугуну всухую; число i пар трения; средний радиус Rср трения фрикционного кольца, м; максимальный крутящий момент Temax , Н×м; крутящий момент TN при максимальной мощности, Н×м; частоты вращения nN, nТ коленчатого вала соответственно при максимальной мощности и максимальном моменте, об/мин; коэффициент k увеличения крутящего момента; допускаемый коэффициент запаса [bc] сцепления. Порядок расчёта: 1. Момент трения сцепления Tc = Рвкл zп miRср.

(3.3)

а = [kT kn(2 - kn) - 1] / [kn(2 - kn) - 1];

(3.4)

b = (1 - a) / (1 - 0,5kп);

(3.5)

kп = nN / nT. 10

kп = nN / nT = 3200 / 1900 = 1,680; a = [kT kп(2 - kп) - 1] / [kп(2 - kп) - 1] = [1,245 × 1,680 × (2 - 1,680) - 1]/ [1,680 ´

´ (2 - 1,680) - 1] = 0,715;

b = (1 - a) / (1 - 0,5kп) = (1 - 0,715) / (1 - 0,5 × 1,680) = 1,780; с = 0,5kпb = 0,5 × 1,680 × 1,780 = 1,500. Результаты остальных расчётов по зависимостям (3.3), (3.9) при частоте вращения коленчатого вала ne = 1000...3200 об/мин показаны на рис. 3.1. T, Н×м Tс

bс

bс 700

1,7 [bс]min

600

1,5 Te

(3.6)

где kТ , kn – соответственно коэффициенты приспособляемости по моменту и по частоте вращения, kT = kTemax / kTN ,

kT = kTemax / kTN = 1,4 × 410 / 1,4 × 329,3 = 1,245;

800

где ne - текущая частота вращения коленчатого вала, об/мин; a, b, c - безразмерные коэффициенты.

с = 0,5knb,

TN = 329,3 Н×м; nN = 3200 об/мин; nТ = 1900 об/мин; k = 1,4; [bс] = 1,5…2,2. Решение: Tc = Рвкл zп iRср = 682 × 16 × 0,3 × 2 × 0,132 = 864 Н×м;

(3.2)

Для однодискового сцепления i = 2, для двухдискового – 4. 2. Эффективный крутящий момент двигателя Тe = kTN [a + b(ne /nN) - с(ne / nN)2],

4. Проверяют выполнение условия (3.1). Пример 3.1. Определить коэффициенты запаса сцепления по следующим исходным данным: Рвкл = 682 Н; zп = 16; m = 0,3; i = 2; Rср = 0,132 м; Temax = 410 Н×м;

Работоспособность сцепления определяют по коэффициенту запаса: bс ³ [bс],

3. Коэффициент запаса сцепления для всего диапазона частоты вращения коленчатого вала b с = Тс / Те . (3.9)

(3.7) (3.8)

500

1,3

400 1000

1500

2000

2500

1,1 3000 ne, об/мин

Рис. 3.1. Зависимости Т и bс от частоты вращения коленчатого вала двигателя

11

Минимальный коэффициент запаса сцепления соответствует частоте вращения ne = 1900 об/мин и составляет bс = 1,54 > [bс]. 4. РАСЧЁТ НА ИЗНОСОСТОЙКОСТЬ Расчёт выполняют с целью проверки работоспособности сцепления по удельной работе буксования и нагреву металлических деталей сцепления при трогании автомобиля с места.

Работа буксования при резком включении сцепления Порядок расчёта: 1. На лист наносят график буксования сцепления (рис. 4.1). 2. Расчётная угловая скорость коленчатого вала (по рекомендации фирмы «Фихтель и Сакс»: – для карбюраторного двигателя

weр = p[(nT / 3) + 1500] / 30;

4.1. Удельная работа буксования

(4.3)

- для дизельного двигателя weр = 0,75n N .

Условие износостойкости aб £ [aб],

(4.1)

где aб, [aб] - удельная работа буксования, соответственно, фактическая и допускаемая, Дж/см2, для легковых автомобилей [aб] = 50…70; для грузовых – 15…120; для автопоездов – 10…40. Расчётные режимы: 1. Легковые автомобили и автопоезда на первой передаче при коэффициенте сопротивления движению y = 0,02 (асфальтированная дорога) и y = 0,16 (грунтовая дорога в период распутицы). 2. Грузовые одиночные автомобили на второй передаче при y = 0,02. 3. Резкое (мгновенное) включение сцепления. 4. Плавное включение сцепления. Допущения: 1. Угловая скорость коленчатого вала двигателя при включении сцепления остаётся постоянной (wе = const). 2. Крутящий момент двигателя равен передаваемому сцеплением моменту и прямо пропорционален времени: Те = Тс = k ¢t,

(4.4)

(4.2)

где k ¢- коэффициент пропорциональности. 3. Момент сопротивления движению остаётся постоянным (Тy = const). Исходные данные: назначение автомобиля; частота вращения nT коленчатого вала двигателя при максимальном моменте, об/мин; частота вращения nN при максимальной мощности, об/мин; максимальный момент Temax двигателя, Н×м; момент инерции Ie вращающихся деталей двигателя и ведущих деталей сцепления, кг×м2; вес Ga автомобиля, Н; радиус rк колеса, м; передаточное число Uк п коробки передач; передаточное число Uо главной передачи; коэффициент y сопротивления движению; момент Тс трения сцепления, Н×м; наружный (Dн) и внутренний (dв) диаметры фрикционных накладок, мм; КПД hтр трансмиссии; тип двигателя. 12

3. Представляют расчётную двухмассовую модель автомобиля (рис. 4.2). На схеме ee, Ie – соответственно угловое ускорение и момент инерции вращающихся частей двигателя и ведущих деталей сцепления. Ориентировочное значение момента инерции в зависимости от максимального момента двигателя определяют из рис. 4.3. Угловое ускорение и угловая скорость we не совпадают по направлению, так как при включении сцепления вращение ведущих частей замедленное; eа, Iа – соответственно угловое ускорение первичного вала коробки передач и приведённый к нему момент инерции автомобиля. Направления wа и eа совпадают, так как вращение ускоренное; Tи e , Tи a – моменты инерционных сил, соответственно, ведущих и ведомых частей сцепления. Моменты инерционных сил направлены в сторону, противоположную направлению угловых ускорений; Тy – приведённый момент сопротивления движению автомобиля. Tu а

w weр

we

ea wa

Tc

wa Tu е

wa 0

Ty

Ja Tc

wa tб

t

we Te J е

Рис. 4.1. График буксования при резком включении сцепления

ee

Рис. 4.2. Расчётная двухмассовая модель автомобиля

13

Так как

Ia , кг×м2

Va = rкwк = rкwa / (Uк пU0), следовательно, Iа = Ga[rк / (Uк пU0)]2 / g.

(4.5)

5. Приведённый к первичному валу коробки передач момент сопротивления движению Тy = Gay rк / (Uк пU0hтр).

3

(4.6)

На всех передачах принимают КПД тр = 0,9. 6. Средняя угловая скорость буксования

(

é wб ср = ê wер - w0 ë

)

при t = 0

+ (w0 - wa )при

ù

t = tб ú û

/ 2 = wер / 2.

(4.7)

7. Время буксования. Уравнения равновесия моментов, приведённых к ведущей и ведомой частям: - для системы «двигатель - сцепление»

2

Те + Iеeе = Тс; - для системы «сцепление – автомобиль» Тy + Iаeа = Тс. Отсюда

1

eе = (Тс-Те) / Iе, eа = (Тс - Тy) / Iа. Уравнения угловых скоростей ωeр = ωeр - e etб = ωeр - (Tc - Te ) tб / I e , 0

(

)

ωa = ωa 0 + εa tб = Tc - Tψ t б / I a . 200

400

600 Te , Н×м max

Рис. 4.3. Зависимость момента инерции вращающихся частей двигателя и ведущих деталей сцепления от максимального крутящего момента двигателя

4. Момент инерции автомобиля, приведённый к ведущему валу коробки передач. Из равенства кинетических энергий поступательно движущегося автомобиля со скоростью Va и вращающегося диска с моментом инерции Ia

GaVа2 / (2g) = I a wа2 / 2. 14

При равенстве wе = wа время буксования tб = Iа Iе we / [Iе(Тс - Тy) + Iа(Тс - Те)]. р

(4.8)

8. Угол буксования aб = wбср tб = 0,5Iа Iе w2 / [Iе(Тс - Тy) + Iа(Тс - Те)]. eр

(4.9)

9. Работа буксования за время включения сцепления Lб = Тсaб = 0,5Тс Iа Iе w2 / [Iе(Тс - Тy) + Iа(Тс - Те)]. eр

15

(4.10)

10.Удельная работа буксования аб = Lб / SF,

LII = Ia w2 /2 + 2Ty we (t2 - t1) / 3; eр

(4.11)

(4.12)

Работа буксования при плавном включении сцепления Порядок расчёта: 1. На лист наносят график буксования сцепления (рис. 4.4). Процесс плавного включения сцепления делят на два этапа: - этап I (0…t1) – от момента включения сцепления до момента трогания автомобиля; - этап II (t1...t2) – от момента трогания автомобиля до конца буксования.

(4.16)

t2 - t1 = (2 Ia w2 / k¢)1/2,

(4.17)

eр

где k¢ - коэффициент пропорциональности, определяющий темп увеличения момента Тс при включении сцепления, Н×м/с, k¢ = 100…250 – для легковых автомобилей; k¢ = 200…750 - для грузовых автомобилей (большее значение коэффициента соответствует автомобилям с большей удельной мощностью). 3. Вычисляют удельную работу буксования по зависимости (4.11). 4. Проверяют выполнение условия (4.1). Пример 4.1. Определить удельную работу буксования сцепления при резком и плавном включении по следующим исходным данным: автомобиль – грузовой; Тс = 864 Н×м; Temax = 410 H×м; Ie = 1,16 кг×м2; Ga = 105000 H; rк = 0,49 м; UII = 4,1; U0 = 6,32; nT = 1900 об/мин; y = 0,02; hтр = 0,9; Dн = 34,2 см; dв = 18,6 см; двигатель – карбюраторный. Решение: резкое включение сцепления weр = p[(n / 3) + 1500] / 30 = 3,14 × [(1900 / 3) + 1500] / 30 = 223 1/c ( neр =

w

T

wе

wер

(4.15)

t1 = Тy / k¢;

где SF - суммарная площадь накладок сцепления, см2. Для однодискового сцепления SF = p(D2н - d2в) / 2. 11.Проверяют выполнение условия (4.1).

р

= 2130 об/мин). По внешней характеристике двигателя частоте nе соответствует крутящий р момент Те = 380 Н×м.

wа

Iа = Ga[rк / (Uк пU0)]2 / g = 105000 [0,49 / (4,1 × 6,32)]2 / 9,8 = 3,82 кг×м2; Тy = Ga y rк / (Uк пU0hтр) = 105000 × 0,02 × 0,49 / (4,1 × 6,32 × 0,9) = 44 Н×м; tб = Iа Iе we / [Iе(Тс - Тy) + Iа(Тс - Те)] = 3,82 × 1,16 × 223 / [1,16 (864 - 44) + р

wа 0

+ 3,82(864 - 380)] = 0,35 с;

t2

t1

wбср = wер / 2 = 223 / 2 = 111,5 1 / с;

t

a б = wб ср tб = 111,5 × 0,35 = 39,3 рад;

Рис. 4.4. График буксования при плавном включении сцепления

Lб = Тсaб = 864 × 39,3 = 33955 Дж;

2. Полная работа буксования Lб = LI + LII,

(4.13)

где LI, LII - работа буксования соответственно на первом и втором этапах, Дж. L I = Т y w e t1 ; р

16

(4.14)

SF = p (D2н - d2в) / 2 = 3,14 (34,22 - 18,62) / 2 = 1293 см2; аб = Lб / SF = 33955 / 1293 = 26,3 Дж/см2 < [aб]. Плавное включение сцепления t1 = Тy / k¢ = 44 / 300 = 0,15 с; 17

5. РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВ СЦЕПЛЕНИЯ

t2 - t1 = (2Ia we / k¢)1/2 = (2 × 3,82 × 223 / 300)1/2 = 2,4 с; р

Расчёт выполняют с целью проверки условий прочности:

LI = Тy weр t1 = 44 × 223 × 0,15 = 1472 Дж; LII = Ia w2 eр

/2 + 2Ty weр (t2 - t1)/3 = 3,82 × 223 / 2 + 2 × 44 × 223 × 2,4 / 3 = 110681 Дж; 2

аб = Lб / SF = 112153/1293 = 86,7 Дж/см2 < [a].

t £ [t],

(5.2)

5.1. Цилиндрические нажимные пружины

4.2. Нагрев металлических деталей сцепления Условие теплонапряжённости (4.18)

где Dt, [Dt] - соответственно фактическое и допускаемое повышение средней температуры за одно включение при трогании автомобиля с места,°С, [Dt] = 15 для нажимного диска. Допущения: 1. Теплопередача в окружающую среду отсутствует. 2. Выделяющееся тепло нагревает только металлические части сцепления. 3. Коэффициент перераспределения тепла между деталями: g = 0,5 для нажимного диска однодискового сцепления и среднего диска двухдискового сцепления; g = 0,25 для нажимного диска двухдискового сцепления. 4. Удельная теплоёмкость детали из стали или чугуна с = 500 Дж/(кг×°С). Исходные данные: полная работа Lб буксования, Дж; масса m детали, кг; число ведомых дисков. Порядок расчёта: 1. Повышение средней температуры детали с наименьшей массой Dt = gLб / (mс).

(5.1)

где s, t – соответственно фактические нормальное и касательное напряжения, МПа; [s], [t] – соответственно нормальное и касательное допускаемые напряжения, МПа.

Lб = LI + LII = 1472 + 110681 = 112153 Дж;

Dt £ [Dt],

s £ [s];

(4.19)

Исходные данные: средний диаметр D пружины, мм (рис. 5.1); диаметр d проволоки пружины, мм; усилие Рвык при выключенном сцеплении, Н. Порядок расчёта: 1. Переносят усилие Рвык в центр сечения витка и определяют крутящий ¢¢ : момент пары сил Рвык и Pвык Т = 0,5Рвык D.

(5.3)

2. Максимальное касательное напряжение от момента tТ = Т / Wr = 0,5Рвык D / (pd3 / 16) = 8Рвык D / (pd3).

(5.4)

¢ 3. Касательное напряжение от усилия Pвык t P¢вык = 4 Pвык ¢ / (pd2).

(5.5)

4. Максимальное касательное напряжение в точке А t A = tT + t Pвык ¢ .

(5.6)

5. Проверяют выполнение условия (5.2). Материал пружин - стали 65Г, 85, 55ГС, 50С2, 60С2; допускаемое напряжение [t] = 900 МПа.

2. Проверяют выполнение условия (4.18). 5.2. Тарельчатые пружины Пример 4.2. Определить температуру нагрева нажимного диска однодискового сцепления при резком и плавном режимах включения по следующим исходным данным: Lб р = 33955 Дж; Lбп = 112153 Дж; m = 9 кг.. Решение: Dtр = g Lбр / (mс) = 0,5 × 33955 / (9 × 500) = 3,8 °С < [Dt]; Dtп = g Lбп / (mс) = 0,5 × 112153 / (9 × 500) = 12,5 < [Dt].

18

Исходные данные: толщина h пружины, мм; радиусы ra, rb, r3, мм; угол подъёма сечения, град; усилие Рнж (H) при отношении y / a = 1 (из характеристики пружины); передаточное число Uл лепестков пружины; число zл лепестков; ширина m паза под заклёпку, мм; модуль упругости Е первого рода, МПа; коэффициент Пуассона m. Расчёт на прочность ведут для сечения I - I (точка А) и сечения II - II (точка В) (см. рис. 1.2).

19

Порядок расчёта: 1. Окружное напряжение растяжения/сжатия в точке А от изгиба пружины sр/с = Е{k1[1 - (rb - ra) / (rAln(rb / ra))]y( - y/2) ± k2hy / (2rА)} / (1 - m ), (5.7) 2

где «минус» соответствует сжимающему усилию на внешней стороне; «плюс» растягивающему напряжению, возникающему на внутренней стороне неразрезной части пружины; rA - радиус расположения точки А, rA = rа + 3 мм; k1, k2 коэффициенты концентрации напряжений для выключенного сцепления, k1 = 1,21; k2 = 1,7. Расчёт ведут для отношений y / a, соответствующих полностью выключенному сцеплению, для y / amin и для плоской пружины, у которой y / a = 1.

Напряжение изгиба sи = [Рвык (ra – r3)] / (zлWл),

(5.10)

где Рвык – усилие на подшипнике муфты выключения при y / a = 1, Н; Wл – момент сопротивления поперечного сечения основания лепестка, мм3. Рвык = Рнж / Uл;

(5.11)

Wл = bh2 / 6,

(5.12)

где b – ширина основания лепестка, мм. b = (2prа - zлm) / zл.

(5.13)

Суммарное максимальное напряжение

Pвык

s = sр + sи.

(5.14)

3. Сравнивают максимальное напряжение с пределом текучести материала (табл. 5.1).

P¢вык

Таблица 5.1 Предел текучести пружинных сталей

Т ¢

P вык

Марка стали sт, МПа Марка стали sт, МПа

А

P²вык

tТ

d

t

¢

D Рис. 5.1. Расчётные схемы пружины

2. Напряжения в точке В. Напряжения растяжения и изгиба достигают наибольшего значения при переходе пружины через плоское положение, т. е. при y / a = 1. Напряжение растяжения sр = Е[(rd - ra)a2 + ha] / [(1 - m2)2ra], (5.8) где rd – радиус центра поворота осевого сечения, мм. 20

70

85

55ГС

65Г

55С2

20С2А

785

830

1000

980

785

1175

1370

60С2ХА

60С2ХФА

1570

1665

50ХГФА

50ХВА

50ХФА

1175

Пример 5.1. Выполнить проверочный расчёт на прочность тарельчатой пружины по следующим исходным данным: h = 2,2 мм; ra = 75 мм; rb = 97,5 мм; r3 = 22 мм; a = 10º14¢ (0,1725 рад); Рнж = 3140 Н при y / a = 1; Uл = 2,97; zл = 18; m = 11 мм; Е = 2 × 105 МПа; m = 0,27. Решение: rA = rа + 3 мм = 75 + 3 = 78 мм. Напряжения в точке А при y / a = 1,65, y = a × 1,65 = 0,1785 × 1,65 = 0,302 рад, перемещении SWнж = 5,44 мм:

P вык

rd = (rb – rа) / ln(rb / rа).

65

(5.9)

sр/c = Е{k1[1 - (rb - rа) / (rА ln(rb / ra))] y (a - y / 2) ± k2hy / (2rА)} / (1 - m2) = = 2,1 × 105 × {1,21 × [1 - (97,5 - 75) / (78 ln (97,5 / 75))] 0,302 × (0,1785 - 0,302 / 2) ± ± 1,7 × 2,2 × 0,302 / (2 × 78)} / (1 - 0,272) = 1413 / 1866 МПа; при y / amin = 1,37, y = a × 1,37 = 0,1785 × 1,37 = 0,2445 рад: sр/с = 2,1 × 105 {1,21 [1 - (97,5 - 75) / (78 ln (97,5 / 75))] 0,2445 (0,1785 – 0,2445/2) ± 1,7 × 2,2 × 0,2445 / (2 × 78)} / (1 - 0,272) = 951 / 1703 МПа; при y / a = 1,0, y = a × 1,0 = 0,1785 × 1,0 = 0,1785 рад: sр/c = 2,1 × 105 {1,21 [1 - (97,5 - 75) / (78 ln (97,5 / 75))] 0,1785 (0,1785 – 0,1785/2) ± 1,7 × 2,2 × 0,1785 / (2 × 78)} / (1 - 0,272) = 531 / 1403 МПа. 21

Напряжение в точке В при y / a = 1: rd = (rb – rа) / ln(rb / rа) = (97,5 - 75,0) / ln(97,5 / 75,0) = 85,75 мм; sр = Е[(rd - ra)a2 + ha] / [(1 - m2)2ra] = 2,1 × 105 × [(85,75 - 75) × 0,17852 + 2,2 ´ ´ 0,1785] / [(1 - 0,272) × 2 × 75] = 1111 МПа; b = (2prа - zл m) / zл = (2 × 3,14 × 75 - 18 × 11) / 18 = 15,17 мм;

(y / a)max тарельчатой пружины, Н. Порядок расчёта: 1. Нажимное усилие на фрикционные накладки: - для цилиндрических пружин

Wл = bh2 / 6 = 15,17 × 2,22 / 6 = 12,24 мм3; Рвык = Рнж / Uл = 3140 / 2,97 = 1057 Н; sи = [Рвык(ra – r3)] / (zлWл) = [1057 × (75 - 22)] / 18 × 12,24) = 254 МПа; s = sр + sи = 1111 + 254 = 1365 МПа.

Рп = Рвк zп¢ ;

(5.20)

Рп = Рнж = ¦[y / a)max].

(5.21)

- для тарельчатой пружины

5.3. Пружины гасителя крутильных колебаний Исходные данные: момент Тс сцепления, Н×м; радиус r приложения усилия к пружине, мм; число zп¢ пружин; средний диаметр D пружин, мм; диаметр d проволоки пружины, мм; число ведомых дисков. Порядок расчёта: 1. Максимальное сжимающее усилие на одну пружину Рmax = g¢(1,2…1,3)Тс103 / (r zп¢ ),

(5.15)

где g¢ - коэффициент, учитывающий долю момента сцепления на один ведомый диск, g¢ = 1 для однодискового сцепления; g¢ = 0,5 для двухдискового сцепления. 2. Касательное напряжение в пружине t = 8РmaxDkк / (pd ), 3

(5.16)

где kк – коэффициент, учитывающий кривизну витка пружины, kк = [(4с - 1) / (4с - 4)] + 0,615 / с,

(5.17)

с = D / d.

(5.18)

где с – индекс пружины Ориентировочное значение параметров пружин: zп¢ = 6…8; d = 3…4 мм; D = 15…18 мм; с = 5,5…9,5. 3. Проверяют выполнение условия (5.2). Материал – пружинные стали, допускаемое напряжение [t] = 900 МПа. 5.4. Фрикционные диски Расчёт дисков выполняют с целью проверки условия износостойкости q £ [q], (5.19) 22

где q, [q] – соответственно фактическое и допускаемое давления на фрикционные накладки, МПа. Исходные данные: наружный (Dн) и внутренний (dв) диаметры фрикционных накладок, мм; усилие Рвк цилиндрической пружины при выключенном сцеплении, Н; число zп¢ пружин; усилие Рнж нажимного диска, соответствующее отношению

2. Давление на фрикционные накладки q = 4Pп / [p(D2н - d2в)].

(5.22)

3. Проверяют выполнение условия (5.19). Допускаемое давление [q] = 0,15…0,25 МПа (меньшие значения – для сцеплений грузовых автомобилей и автобусов, большие – для сцеплений легковых автомобилей). 5.5. Заклёпки ведомого диска Работоспособность заклёпочного соединения оценивают выполнением условий (5.1) и (5.2). Допущения: 1. Усилие на заклёпку пропорционально её расстоянию до центра диска. 2. Заклёпки, расположенные на одном радиусе, нагружены равномерно. Исходные данные: число z1 наиболее нагруженных заклёпок (отстоят от центра диска на наибольшем радиусе); наибольший радиус r1 от центра диска до заклёпок z1, мм; число z1, z2, …, zi заклёпок на расстоянии r1, r2, …, ri; число ведомых дисков; момент Тс сцепления, Н×м ; число m плоскостей среза заклёпки; диаметр dз наиболее нагруженных заклёпок, мм; толщина dд металлического диска, мм. Порядок расчёта: 1. Усилие на наиболее нагруженную заклёпку (при многорядном исполнении соединения) F1 = g¢(1,2…1,3)Tс × 103r1 / S zi ri2 .

(5.23)

2. Касательное напряжение в сечении заклёпки t = 4F1 / (p d з2 m). 23

(5.24)

При попеременном соединении одной из накладок с диском m = 1, при одновременном соединении обоих накладок m = 2. Ориентировочное значение диаметра заклёпки dз = 2,5…3,0 мм при толщине накладки dн = 3 мм; dз = 3,00…3,75 мм при dн = 4 мм; dз = 4,0…4,5 мм при dн = 5 мм. Согласно ГОСТ 1786–88 на основные размеры фрикционных накладок dн = 3,3…4,7 мм. 3. Напряжение смятия sсм = F1 / (dз dд). (5.25) Толщина диска dд = 1,0…2,5 мм (меньшие значения соответствуют легковым автомобилям, большие – грузовым). 4. Проверяют выполнение условий (5.1) и (5.2). Материал заклёпок – мягкая латунь, допускаемые напряжения: [t] = 18…25 МПа, [sсм] = 25…35 МПа. 5.6. Шлицы ступицы ведомого диска Цель расчёта – проверить шлицевое соединение по условиям (5.1) и (5.2). Допущения: 1. Нагрузка приложена по среднему диаметру соединения. 2. Шлицы соединения нагружены неравномерно. Исходные данные: момент Тс сцепления, Н×м; наружный (Dш) и внутренний (dш) диаметры шлиц, мм; число zш шлиц; длина lш шлицованной части ступицы, мм; ширина bш шлица, мм; число ведомых дисков. Порядок расчёта: 1. Напряжение смятия sсм = 8g¢Тс × 103 / [(D2ш – d2ш) zшlшa],

(5.26)

где a – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилия между шлицами, a = 0,75. 2. Касательное напряжение t = 4g¢Тс × 10 / [(Dш + dш) zшlшbшa]. 3

(5.27)

3. Проверяют выполнение условий (5.1) и (5.2). Материал ступицы – стали 40 или 40Х, допускаемые напряжения: [sсм] = = 30 МПа, [t] = 15 МПа. 5.7. Рычаги выключения сцепления Рычаги выключения (рис. 5.2) рассчитывают по нормальным напряжениям в опасном сечении.

24

Исходные данные: усилие Рвык пружины при выключенном сцеплении, Н; число zп пружин; плечи е, f рычага, мм; расстояние х¢ до опасного сечения, мм; число zр рычагов – 3…4. Порядок расчёта: 1. Нормальные напряжения в опасных сечениях рычага (сечение А – А или В – В) s = Q х¢ / Wx = Рвык zп f х¢ / (еzрWx), (5.28) где Wx – момент сопротивления опасного сечения относительно нейтральной оси х, мм3. 2. Проверяют выполнение условия (5.1). Материал рычагов – стали 10, 15 либо ковкий чугун. Допускаемые напряжения: для сталей [s] = 300 МПа, для ковких чугунов [s] = 150 МПа. Пример 5.2. Вычислить моменты сопротивления сечений А – А и В – В по размерам, показанным на рис. 5.2. Сечение А – А (см. рис. 5.2, в): - заменяют конфигурацию сечения двумя прямоугольниками I и II, очерченными пунктиром, без изменения размеров; - находят положение нейтральной оси х, которая проходит через центр тяжести сечения, для чего задают дополнительную систему координат х1, у; - координата центра тяжести по оси у yс = S x 1 / F, (5.29) где S x 1 - статический момент сечения относительно оси x1, мм3; F - площадь сечения, мм2. S x 1 = SFy, (5.30) где F - площадь прямоугольников I и II, мм2; y - расстояние от центра тяжести прямоугольников до оси x1, мм. yc = (4 × 7 × 2 + 11 × 4 × 9,5) / (4 × 7 + 11 × 4) = 6,6 мм; - через точку С (0; 6,6) проводят нейтральную ось х; – моменты инерции прямоугольников относительно собственных центральных осей, параллельных оси х, II = 7 × 43 / 12 = 37,3 мм4, III = 4 × 113 / 12 = 443,7 мм4; - по формуле перехода к параллельным осям находят моменты инерции прямоугольников относительно нейтральной оси I x i = Ii + F i a 2 i ,

(5.31)

где Ii - момент инерции прямоугольника относительно собственной центральной оси, мм4; ai - расстояние от центра тяжести прямоугольника до оси x, мм. I x I = 37,3 + 4 × 7 × 4,62 = 629,8 мм4; I xII = 443,7 + 11 × 4 × 2,92 = 813,7 мм4; 25

- момент инерции сечения относительно нейтральной оси х I x = I xI + I x II = 629,8 + 813,7 = 1443,5 мм4; - расстояние от нейтральной оси до наиболее удалённой точки сечения ymax = 15 - 6,6 = 8,4 мм; - минимальный момент сопротивления сечения рычага относительно нейтральной оси Wx = I x / ymax = 1443,5 / 8,4 = 171,8 мм3. Сечение В – В (см. рис. 5.2, а): - момент инерции сечения относительно оси x

5.8. Детали, передающие крутящий момент от маховика двигателя к нажимному диску Расчёт ведут с целью проверки условия (5.1). Направляющими элементами для перемещения нажимного диска в осевом направлении служат выступы, шипы (рис. 5.3, а), пальцы и равнорасположенные по окружности тангенциальные упругие пластины (рис. 5.3, б). Пластины крепят к кожуху и нажимному диску таким образом, чтобы при выключенном сцеплении они были полностью разгружены, а при передаче крутящего момента от маховика к диску работали на растяжение под действием силы F (рис. 5.3, в).

Ix = (10 × 173 / 12) - (10 × 83 / 12) = 3667,3 мм4; - момент сопротивления сечения рычага

l

b

Wx = Ix / ymax = 3667,3 / 8,5 = 431,4 мм3.

В–В

B

A

A

б R

B

f

у

10

х

Рвыкzп

Æ8 a

zнж

17 А–А 15

e

4

б

F

а

II x¢

l1 7

4

у

c

в Q

2,9 4,6 х1

6,6

I

Рис. 5.3. Расчётные схемы направляющих элементов

26

27

х

Для окончательного суждения об опасном сечении вычисляют нормальные напряжения в потенциальных сечениях.

Исходные данные: – для нажимного диска с выступами – момент Tc сцепления, Н×м; число ведомых дисков; радиус R выступа, мм; число zв выступов; площадь F контакта выступа с кожухом сцепления, мм2 (на рис. 5.3, а заштрихована крест-накрест); – для упругих пластин – момент Tc сцепления, Н×м; число ведомых дисков; число n пакетов; число i пластин в пакете: i = 3...4; диаметр d болта, мм; расстояние l между заклёпкой и болтом, мм (см. рис. 5.3, б); радиус Rпк крепления пакетов

в

г

Рис. 5.2. Расчётные схемы рычага выключения сцепления

тангенциальных пружин, мм; ширина b пластины, мм; толщина h пластины, мм; модуль упругости E первого рода, МПа; для цилиндрических пружин ход lвык нажимного диска при выключении сцепления, мм; для тарельчатой пружины ход ¢ нажимного диска при минимальном значении усилия P¢нж (сцепление полSWнж ностью выключено), мм; сборочный натяг Wнж пружины (сцепление включено), мм. Порядок расчёта: - для нажимного диска с выступами: 1. Напряжение смятия sсм = g Tc × 103 / (RzвF).

(5.32)

2. Проверяют выполнение условия (5.1). Материал дисков – серые чугуны СЧ21, СЧ24, допускаемое напряжение [sсм] = 15 МПа; - для упругих пластин: 1. Рабочая длина пластины l1 = l - 1,5d. (5.33) 2. Осевое смещение конца пластины от выключенного положения до включения сцепления: - для цилиндрических пружин zнж = lвык;

(5.34)

- для тарельчатых пружин zнж =

åWнж¢ - Wнж.

(5.35)

3. Максимальное нормальное напряжение в пластине пакета s = 3zнж Eh / l12 + 6gTс × 103zнж / (inRпк bh2) + gTc × 103 / (inRпк bh).

(5.36)

4. Проверяют выполнение условия (5.1) Материал пластин - пружинные стали, допускаемое напряжение [s] = 900 МПа. Пример 5.3. Вычислить максимальное напряжение в пластине пакета однодискового сцепления по следующим исходным данным: Тс = 864 Н×м; n = 4; i = 2; d = 10 мм; l = 80 мм; Rпк = 155 мм; b = 25 мм; h = 1 мм; Е = 2 × 105 МПа; lвык = 1,8 мм; нажимные пружины - цилиндрические. Решение: l1 = l - 1,5d = 80 - 1,5 × 10 = 65 мм; zнж = lвык = 1,8 мм; s = 3zнж Eh / l12 + 6gTc × 103 zнж / (inRпк bh2) + gTc × 103 / (inRпк bh) = 3 × 1,8 × 2 × 105 ´ ´ 1/ 652 + 6 × 0,5 × 864 × 103 × 1,8 / (2 × 4 × 155 × 25 × 12) + 0,5 × 864 × 103 / (2 × 4 × 155 ´ ´ 25 × 1) = 420 МПа < [s]. 28

Пример 5.4. Вычислить максимальное напряжение в пластине пакета однодискового сцепления по следующим исходным данным: Tc = 115,7 Н×м; n = 3; i = 1; d = 6 мм; l = 54 мм; Rпк = 120 мм; b = 16 мм; h = 0,9 мм; Е = 2 × 105 МПа; åWнж¢ = 4,42 мм; Wнж = 2,74 мм; нажимная пружина - тарельчатая. Решение: l1 = l - 1,5d = 54 - 1,5 × 6 = 45 мм; ¢ - Wнж = 4,42 - 2,74 = 1,7 мм; zнж = åWнж s = 3zнж Eh / l12 + 6gTc × 103zнж / (inRпк bh2) + gTc × 103 / (inRпк bh) = 3 × 1,7 ´ ´ 2 × 105 × 0,9 / 452 + 6 × 0,5 × 115,7 × 103 × 1,7 / (1 × 3 × 120 × 16 × 0,92) + 0,5 × 115,7 ´ ´ 103 / (1 × 3 × 120 × 16 × 0,9) = 591 МПа < [s]. Фактические значения: zнж = 5,44 - 2,74 = 2,7 мм; s = 932 МПа.

Оглавление 1. Построение характеристики нажимных пружин . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .1 1.1. Цилиндрическая пружина . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .1 1.2. Тарельчатая пружина . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .3 2. Расчёт привода управления сцеплением . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .7 2.1. Сцепление с цилиндрическими пружинами . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .7 2.2. Сцепление с тарельчатой пружиной . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9 3. Определение коэффициента запаса сцепления . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10 4. Расчёт на износостойкость . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12 4.1. Удельная работа буксования. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12 4.2. Нагрев металлических деталей сцепления . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .18 5. Расчёт элементов сцепления . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19 5.1. Цилиндрические нажимные пружины. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19 5.2. Тарельчатые пружины . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .19 5.3. Пружины гасителя крутильных колебаний . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22 5.4. Фрикционные диски . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22 5.5. Заклёпки ведомого диска. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .23 5.6. Шлицы ступицы ведомого диска . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .24 5.7. Рычаги выключения сцепления . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24 5.8. Детали, передающие крутящий момент от маховика двигателя к нажимному диску . . .27

РАСЧЁТ СЦЕПЛЕНИЯ АВТОМОБИЛЕЙ Составители: Николай Никифорович Воронин Павел Александрович Кравченко

Редактор Л. А. Мозгунова Корректор К. И. Бойкова Компьютерная верстка И. А. Яблоковой

Подписано к печати 23.11.07. Формат 60´84 1/16. Бум. офсетная Усл. печ. л. 2,0. Уч.-изд. л. 2,12. Тираж 200 экз. Заказ 181. «С» 80. Санкт-Петербургский государственный архитектурно-строительный университет. 190005, Санкт-Петербург, 2-я Красноармейская, 4. Отпечатано на ризографе. 190005, Санкт-Петербург, 2-я Красноармейская, 5.

ДЛЯ ЗАПИСЕЙ