Расчет на износ. Тепловой расчет
Удельную работу буксования сцепления рассчитывают по формуле:
. (3.25)
Допустимая удельная работа буксования – [ 
]= 10 ¸ 120 Дж/см2.
При определении теплового режима сцепления рассчитывается нагрев ведущего диска. Маховик имеет значительно большую массу, чем нажимной диск, и поэтому температура его нагрева сравнительно невелика.
При расчете нагрева ведущего диска принимается допущение, что теплопередача в окружающую среду отсутствует и вся работа буксования используется на нагрев диска.
Нагрев ведущего диска при одном трогании с места определяют по формуле
, (3.26)
где 
– доля теплоты, поглощаемая диском; 
– масса нажимного диска; 
– удельная теплоемкость стали.
Допустимый нагрев нажимного диска – [ 
] = 10 ¸ 15° С.
Полученная расчетная температура является условной (определение ее проведено при одном трогании автомобиля с места) и используется при сравнительной оценке конструкций сцеплений различных типов. В действительности же процесс нагрева дисков значительно сложнее, и поэтому температура деталей сцепления в процессе работы автомобиля значительно выше.
Расчет элементов сцепления
Расчет нажимных пружин
Усилие цилиндрической нажимной пружины определяют по формуле:
, (3.27)
где 
– деформация пружины; 
– модуль упругости; d – диаметр проволоки пружины; 
– число рабочих витков; 
– средний диаметр витка пружины.
|
|
|
Допустимое усилие пружины – [ 
] = 800 Н.
Жесткость пружины рассчитывают по формуле:
. (3.28)
Напряжение кручения пружины определяют по формуле:
. (3.29)
Допустимое напряжение кручения пружины – [ 
] = 700 ¸ 900 МПа.
Упругие характеристики двух цилиндрических пружин разной жесткости, сжатых до получения одинаковых нажимных усилий 
, приведены на рисунке. При уменьшении деформации пружин на одну и ту же величину 
, соответствующую одинаковому изнашиванию фрикционных накладок ведомого диска, пружина, имеющая меньшую жесткость, сохраняет большее нажимное усилие – 
> 
.
Однако для размещения одной пружины малой жесткости, обеспечивающей необходимое нажимное усилие, необходимо значительно увеличивать размеры сцепления. В этом случае предпочтительно применять несколько периферийно расположенных пружин малой жесткости, в сумме обеспечивающих заданное нажимное усилие
Двойные цилиндрические пружины могут располагаться парами (одна внутри другой) или по двум концентрическим окружностям.
|
|
|
При расчете двойных цилиндрических пружин исходят из следующих условий:
1. общее усилие всех пружин должно быть равно сумме усилий пружин наружного 
и внутреннего 
рядов – 
;
2. при одинаковой деформации пружин наружного и внутреннего рядов напряжения в них должны быть одинаковыми – 
= 
, 
= 
.
Вследствие указанных условий соотношения между параметрами пружин наружного и внутреннего рядов должны быть равны:
. (3.30)
С учетом этого равенства и определяют необходимые параметры двойных цилиндрических пружин.
Нажимное усилие центральной диафрагменной пружины рассчитывают по формуле:
, (3.31)
где 
; 
– модуль упругости 1-го рода; 
– коэффициент Пуассона; 
– толщина пружины; 
, b, 
– размеры диафрагменной пружины; – прогиб пружины; 
– высота сплошной части пружины.
Усилие при выключении сцепления определяют по формуле:
. (3.32)
Прогиб пружины рассчитывают по формуле:
, (3.33)
где 
– угловое перемещение; 
– 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).
|
|
|
Суммарные напряжения можно определить по формуле:
, (3.34)
где 
– напряжения растяжения лепестков; 
– напряжения изгиба.
Напряжения растяжения лепестков определяют по формуле:
, (3.35)
где 
– угол подъема лепестков пружины в свободном состоянии; 
– число лепестков пружины.
Напряжения изгиба лепестков рассчитывают по формуле:
, (3.36)
где 
– момент сопротивления изгибу в опасном сечении.
Напряжения в диафрагменных пружинах составляют около 1000 МПа.
Расчет нажимного диска
Размеры маховика и нажимного диска определяются размерами фрикционных накладок сцепления. Элементы, соединяющие нажимной диск с кожухом и маховиком, рассчитываются на смятие.
Напряжения смятия определяют по формуле:
, (3.37)
где – коэффициент, учитывающий распределение крутящего момента двигателя на дисках; 
– расстояние от оси сцепления до связующего элемента; 
– число связующих элементов; 
– площадь контакта связующего элемента.
|
|
|
Допустимые напряжения смятия – [ 
] = 10 ¸ 15 МПа.
Упругие пластины, соединяющие нажимной диск с кожухом сцепления, рассчитываются на изгиб.
Расчет ведомого диска
Расчет фрикционных накладок ведомого диска выполняется по удельному давлению (формула (3.4)), при этом допустимое давление на фрикционные накладки – [ 
] = 0,15 ¸ 0,25 МПа.
Длина ступицы обычно выбирается равной наружному диаметру шлицов ведущего (первичного) вала коробки передач. Шлицы ступицы ведомого диска рассчитывают на смятие и на срез.
Напряжения смятия определяют по формуле:
, (3.38)
где 
, 
– наружный и внутренний диаметры шлицев; 
– число шлицев; 
– длина шлицев.
Напряжения среза рассчитывают по формуле:
, (3.39)
где 
– ширина шлицев.
Допускаемые напряжения – [ ] = 15 ¸ 30 МПа; [ 
] = 5 ¸ 15 МПа.
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 рассчитывают по формуле:
, (3.40)
где r – радиус приложения усилия к пружине; 
– число пружин гасителя.
Напряжения кручения пружин гасителя, с учетом кривизны витков, определяются по формуле:
, (3.41)
где 
– средний диаметр витков пружины гасителя; 
– диаметр проволоки пружин гасителя; 
– коэффициент кривизны витков пружин.
Угловая жесткость гасителя равна значению крутящего момента, который необходимо приложить к ведомому диску сцепления, чтобы повернуть диск относительно ступицы на один градус, и рассчитывается по формуле:
, (3.42)
где 
– средний радиус расположения пружин гасителя; 
– жесткость одной пружины; – число пружин.
Момент замыкания гасителя крутильных колебаний определяется деформацией его пружин. Этот момент выбирают таким образом, чтобы гаситель не выключался из работы в различных дорожных условиях:
. (3.43)
Момент трения гасителя крутильных колебаний определяют по формуле:
. (3.44)
Момент трения в гасителе можно проверить по выражению:
. (3.45)
Крутящий момент, передаваемый гасителем крутильных колебаний:
, (3.46)
где 
– момент от усилия пружин гасителя.
Окончательные значения параметров гасителя крутильных колебаний устанавливаются экспериментально, так как их выбор зависит от крутильных колебаний трансмиссии и двигателя автомобиля.
Расчет рычагов выключения
При выключении сцепления на рычаги действует изгибающий момент от силы 
, приложенной к внутренним концам рычагов.
Этот момент вызывает напряжения изгиба в опасном сечении рычагов:
, (3.47)
где 
– расстояние до опасного сечения; 
– передаточное число рычага; 
– число рычагов.
Допустимые напряжения изгиба – [ ] = 320 ¸ 400 МПа.
Расчет привода сцепления
Основными требованиями, предъявляемыми к приводу, являются:
1. удобство и легкость управления;
2. высокий КПД;
3. следящее действие;
4. общие требования.
При управлении сцеплением физические усилия водителя распределяются по трем этапам:
1. выключение сцепления;
2. удержание сцепления в выключенном состоянии;
3. включение сцепления.
Рассчитать работу водителя можно только для первого и третьего этапов (на втором этапе перемещение отсутствует). Эта работа эквивалентна отмеченной площади трапеции 
на рисунке:
, (3.48)
где 
– суммарное усилие пружин во включенном сцеплении; 
– суммарное усилие пружин в выключенном сцеплении; и – деформация пружин в выключенном и включенном сцеплении; 
– КПД привода.
Удобство управления сцеплением обеспечивается правильным выбором передаточного числа привода, чтобы иметь:
1. Оптимальную величину перемещения педали: для легковых автомобилей – 
≤ 160 мм; для грузовых ≤ 190 мм;
2. Максимальную величину усилия на педали: сцепления с усилителем – 
≤ 150 Н; без усилителя – ≤ 250 Н.
Механический привод в настоящее время применяются только на легковых автомобилях особо малого класса; на грузовых автомобилях, автобусах и легковых автомобилях малого класса и выше применяют гидропривод.
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:
, (3.49)
где 
– передаточное число педали сцепления; 
– передаточное число вилки выключения; 
– передаточное число рычагов выключения; a, b – плечи педали; , d – плечи вилки выключения; 
, – плечи рычагов.
Полный ход педали механического привода складывается из свободного хода педали, рабочего хода и упругих деформаций элементов привода.
Полный ход педали механического привода рассчитывается по формуле:
, (3.50)
где 
– свободный ход педали; 
– рабочий ход педали; 
– зазор в механизме выключения (между муфтой и рычагами выключения); 
– ход нажимного диска.
Передаточное число гидропривода определяют по формуле:
, (3.51)
где 
– диаметр главного цилиндра, мм; 
– диаметр исполнительного цилиндра, мм.
Диаметры главного и исполнительного цилиндров выполняются обычно равными:
1,0.
Полный ход педали сцепления при гидроприводе рассчитывают аналогично.
Выполненные конструкции приводов имеют обычно следующие значения передаточных чисел: 
= 30 ¸ 45; = 3,8 ¸ 5,5; = 1,4 ¸ 2,2.
Усилие на педали определяют по формуле:
. (3.52)
Если усилие на педали больше регламентированного, то в привод устанавливают усилитель.
В некоторых приводах установлена сервопружина, которая, по сути, не является усилителем, т.к. не облегчает работу водителя. Однако максимальное усилие на педали при удержании ее в выключенном положении, может быть снижено до 30% .
При перемещении педали в пределах свободного хода происходит дополнительное сжатие сервопружины и некоторое повышение усилия на педали (0-d). При дальнейшем перемещении педали ось пружины проходит через центр поворота педали и усилие снижается.
Изменение усилия на педали с сервопружиной происходит по линиям (о-d-a-b-e), без нее – по линиям (о-а-b-c). Отрезок (с-е) характеризует снижение усилия на педали; отрезок (о-а) – деформацию возвратных пружин привода. Данная характеристика построена без учета упругих деформаций деталей привода.
Усилители устанавливают обычно на тяжелых грузовых автомобилях. Основы расчета усилителей гидравлического привода можно показать на примере гидропневматического усилителя автомобилей семейства КамАЗ.
При нажатии на педаль усилие на штоке складывается из усилия 
в гидролинии, создаваемого водителем, и усилия 
, создаваемого усилителем:
; (3.53)
. (3.54)
Одним из основных требований к любому усилителю является следящее действие – пропорциональность между усилием водителя и усилием, создаваемым усилителем. Следящее действие данного усилителя обеспечивается способностью следящего элемента (мембраны) устанавливаться в равновесное положение, при котором оба клапана (впускной и выпускной) закрыты.
Условие равновесия мембраны можно записать в виде:
, (3.55)
тогда
, (3.56)
где 
– давление жидкости в гидролинии.
Давление жидкости в гидролинии можно определить как
. (3.57)
Таким образом
, (3.58)
и, следовательно
. (3.59)
Из выражения (3.59) видно, что усилие, создаваемое усилителем прямо зависит от усилия на педали. Таким образом обеспечивается силовое следящее действие.
Полное усилие на штоке:
. (3.60)
Суммарное усилие будет увеличиваться, пока давление 
не станет равным предельному, т.е. давлению воздуха в ресивере (точка 
). Дальнейшее увеличение суммарного усилия может быть достигнуто только за счет увеличения усилия .
Трение в усилителе и реакции клапанов и пружин обуславливают некоторую нечувствительность (включение усилителя произойдет при > 
).
КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
Дата добавления: 2018-02-28; просмотров: 696; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!