Автомобиль. Анализ конструкций, элементы расчета: Методические разработки

АВТОМОБИЛЬ. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ, ЭЛЕМЕНТЫ РАСЧЕТА

ИЗДАТЕЛЬСТВО ТГТУ

Министерство образования и науки Российской Федерации

ГОУ ВПО «Тамбовский государственный технический университет»

АВТОМОБИЛЬ. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ, ЭЛЕМЕНТЫ РАСЧЕТА

Методические разработки по выполнению курсовой работы для студентов 3, 4 курсов дневного и заочного отделений специальностей 190601 «Автомобили и автомобильное хозяйство» и 3 курса специальности 190702 «Организация и безопасность дорожного движения»

Тамбов Издательство ТГТУ 2008

УДК 629.017(0,75.85) ББК О33-04я73 М474 Р е це н зе н т ы: КАНДИДАТ ТЕХНИЧЕСКИХ НАУК, СТАРШИЙ НАУЧНЫЙ СОТРУДНИК ВИИТИН Г.Н. ЕРОХИН Кандидат технических наук, доцент А.И. Попов

С о с т ав ит е ли: В.М. Мелисаров, А.В. Брусенков, П.П. Беспалько

М474 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. – 84 с. – 100 экз. Дана методика расчета по выполнению курсовой работы по теме «Рабочие процессы и расчеты агрегатов автомобилей (сцепление)». Предназначены для студентов 3, 4 курсов дневного и заочного отделений специальности 190601 «Автомобили и автомобильное хозяйство» и 3 курса специальности 190702 «Организация и безопасность дорожного движения».

УДК 629.017(0,75.8) ББК О33-04я73

© ГОУ ВПО «Тамбовский государственный технический университет» (ТГТУ), 2008

Учебное издание

Автомобиль АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ, ЭЛЕМЕНТЫ РАСЧЕТА Методические разработки С о с т ав ит е ли: МЕЛИСАРОВ Валерий Михайлович, БРУСЕНКОВ Алексей Владимирович, БЕСПАЛЬКО Павел Павлович Редактор З.Г. Ч е р н о в а Компьютерное макетирование Е.В. К о р а б л е в о й Подписано в печать 3.03.08 Формат 60 × 84/16. 4,88 усл. печ. л. Тираж 100 экз. Заказ № 90 Издательско-полиграфический центр Тамбовского государственного технического университета 392000, Тамбов, Советская, 106, к. 14

ВВЕДЕНИЕ Перед автомобильной промышленностью и автомобильным транспортом поставлены задачи совершенствования конструкций транспортных средств, повышения их производительности, снижения эксплуатационных затрат, повышения надежности и всех видов безопасности. Задача выполнения курсовой работы «Анализ конструкций и элементы расчета» – выявить знания и навыки по анализу и оценке конструкций различных автомобилей и их механизмов, а также по определению нагрузок в этих механизмах. За основу расчетов приняты различные конструкции сцеплений современных автомобилей. При выполнении курсовой работы студенты должны ознакомиться с конструктивными особенностями различных типов сцеплений и их приводов и дать оценку параметров конструкций и рабочих процессов с позиции [1]. Реализация функциональных свойств сцепления рассмотрены в требованиях [2], формирование эксплуатационных свойств сцепления автомобиля – в [3]. Оценка сцепления проводится для: включенного состояния; процесса выключения и процесса включения. Курсовую работу следует выполнять согласно методике, изложенной в настоящей работе, а также в литературе, приведенной в конце методических указаний [4]. В приложении приведены варианты заданий П1, и справочные данные по сцеплениям автомобилей отечественных автомобилей П2 – П5. Выполнение конструктивной части проекта предусматривает, по указанию преподавателя, модернизацию отдельных узлов автомобиля: 1) замену периферийных нажимных пружин на диафрагменные; 2) замену диафрагменных пружин на периферийные; 3) введение упругих элементов в ведомый диск или изменение их конструкций; 4) изменение конструкции демпфера сухого трения; 5) изменение конструкции отжимных рычагов; 6) изменение конструкции элементов, связывающих нажимной диск и кожух; 7) изменение конструкции механизма отвода среднего диска (для двухдискового сцепления). Курсовая работа состоит из двух взаимосвязанных частей. Содержание первой части курсовой работы «Рабочие процессы и основы расчета автомобиля» включает оценку параметров конструкции заданного механизма, анализ рабочих процессов и влияния их на формирование свойств автомобиля. Вторая часть должна представлять собой исследование последствий, внесенных в конструкцию автомобиля изменений, выполненных в первой части. Подлежат расчету все единичные и обобщенные показатели того эксплуатационного свойства, которое имеет прямую связь с рабочим процессом механизма автомобиля, исследованного в первой части. Расчеты проводятся любыми методами (графическим, аналитическим, на ЭВМ). Анализ степени влияния внесенных в конструкцию автомобиля изменений на показатели эксплуатационных свойств должны иметь количественный и доказательный характер.

МЕТОДИКА РАСЧЕТОВ 1. ВКЛЮЧЕННОЕ СЦЕПЛЕНИЕ 1.1. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ КОНСТРУКЦИЙ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИХ ФУНКЦИОНАЛЬНЫЕ СВОЙСТВА СЦЕПЛЕНИЯ

1.1.1. Наружный и внутренний диаметры ведомого диска: D = 2,53

βM к max ; d = 0,6 D, πp0µi

где Мк max – максимальный момент двигателя, Н·м (прил. П1); β – коэффициент запаса сцепления в зависимости от типа сцепления автомобиля (для легковых автомобилей β = 1,2…1,75; для грузовых автомобилей β = 1,5…2,2; для автомобилей повышенной и высокой проходимости β = 1,8…3,0); µ – расчетный коэффициент трения, зависящий от параметров фрикционных материалов, состояния и относительной скорости скольжения поверхностей трения, давления и температуры (µ = 0,22…0,3); р0 – давление на фрикционные накладки р0 = 0,15...0,25 МПа (меньшие значения р0 ≤ 0,2 имеют сцепления грузовых автомобилей); i – число поверхностей пар трения (для однодискового сцепления i = 2, для двухдискового i = 4). Полученные размеры D и d уточняются по ГОСТ 1787–80. Наружный и внутренний диаметры рассчитываются в том случае, если производится проектировочный расчет и эти параметры неизвестны. Для случая расчета по заданиям (прил. П1) размеры ведомого диска берутся из справочной табл. (прил. П2). 1.1.2. Момент, передаваемый сцеплением (рис. 1): M c = M к max β = Pпр µRср i,

где

Rср =

R+r . 2

Рис. 1. Схема привода сцепления

Потребное усилие пружин определяется из выражения Pпр =

M к maxβ . µRсрi

1.1.3. Расчет параметров цилиндрических пружин. Усилие, создаваемое одной пружиной: ′ = Pпр

Pпр z

.

Число пружин z должно быть кратным числу рычагов (прил. П2), а усилие одной пружины не должно превышать 800 Н. Диаметр проволоки d пр = 3

′ вык 8 Dпр Pпр.

,

π [τ]

′ вык = (1,1...1,2 ) Pпр ′ – усилие пружины во выключенном состоянии; Dпр − средний диаметр витка (см. прил. 2); где Pпр.

[τ] − допустимое напряжение для сталей 65Г, 85Г, [τ] = 700…900 МПа. Число рабочих витков пружины Пр =

4 Gd пр ∆f 3 ′ вык Dпр Pпр.

,

где G = 8 ⋅10 4 МПа – модуль упругости; ∆f = (δi + δ1 ) − дополнительная деформация пружины при включении сцепления. Зазор между поверхностями трения δ при выключенном сцеплении равен 0,75…1 мм однодискового сцепления и 0,5…0,75 мм – для двухдискового. Деформация ведомого диска при включенном сцеплении δ1 составляет 1…1,5 мм для упругого диска и 0,15…0,25 мм – для неупругого. Полное число витков пружины

П п = П р + 1,2...2 витка. Деформация пружины при включенном сцеплении f1 =

3 ′ Dпр 8 Pпр Пр 4 Gd пр

.

Жесткость пружины C=

′ Pпр f1

=

4 Gdпр 3 8Dпр Пр

.

У легковых автомобилей С = 30…40 Н/мм, у грузовых С = 20…40 Н/мм. В результате расчетов строится упругая характеристика пружины. На рис. 2 представлена упругая характеристика пружин сцепления автомобиля, имеющего М к max = 402 Нм. Параметры ′ вык = 1,1; сцепления следующие: β = 2,15; D = 342 мм; d = 186 мм; z = 16; δ = 0,9 мм; δ1 = 0,2 мм; i = 2; Dпр = 25 мм; Pпр.

′ ...[τ] 800 МПа. Pпр

1.1.4. Расчет двойных пружин. Результирующее усилие двойной пружины

′ = P1 + P2 . Pпр Принимается допущение об одинаковых деформациях ( f1 = f 2 = f ) и напряжениях (τ max1 = τ max 2 ) в обеих пружинах. Из этого допущения вытекает условие для подбора параметров внешней и внутренней пружины: 2 2 Dпр П Dпр Пр 1 р 2 = . d пр1 d пр2 Задавшись конструктивными значениями Dпр1, и Dпр2 и варьируя значениями пр1; пр2; dпр1; dпр2, можно подобрать параметры двойной пружины.

Рис. 2. Упругая характеристика цилиндрической пружины

Параметры пружин сцепления автомобиля ГАЗ-24: усилие одной пружины, Н …………………….. средний диаметр, мм ………………………….. диаметр проволоки, мм ……………………….. жесткость, Н/мм ………………………………..

260 28,5

220 21,5 3

6,2

10,7

1.1.5. Расчет диафрагменной пружины. Расчетная схема для определения параметров пружины приведена на рис. 3. Расчеты ведутся в предположении недеформированности сечения пружины. Усилие пружины

Р

πE ′h f b − a  2 b − a  b  f ln  H − f  + h ,  H − 2 2 b−c  b − c  a  6(b − c)  e

Hп

R

α

H

c Pпр

Рпр =

а b

Рис. 3. Расчетная схема параметров пружины

где Е ′ =

Е 2

( Е ≈ 2 ⋅ 105 МПа; µ = 0,26); f – деформация пружины в месте приложения силы Pпр; H п − полная высота пру-

1− µ жины, мм; α − угол подъема пружины, град.

Hп . b−e Размер а согласно рис. 3 снимается после построения общего вида сцепления. Параметры пружины находятся в пределах: h = 2,0...2,5 мм – для легковых автомобилей; h = 3,0...5 мм – для грузовых автомобилей; H/h = 1,5...2,0; b/c = 1,2...1,5; b/e = 2,5; b/h = 75...100; b = h80, число лепестков n = 8...20. При известных геометрических параметрах пружины, последовательно задавая деформацию f (c интервалом через 2 мм), рассчитывают соответствующие значения Рпр. По результатам расчетов строится упругая характеристика пружины и по заданным параметрам двигателя и сцепления определяется погребная деформация пружины во включенном f1 и выключенном f2 состоянии. На рис. 4 представлена упругая характеристика пружины, имеющая следующие геометрические размеры: b = 100 мм; а = 75,5 мм; с = 72 мм; e = 25 мм; Нпр = 9 мм; Н = 4,5 мм; h = 2,2 мм; п = 18. α=

Рис. 4. Упругая характеристика диафрагменной пружины

Данная пружина установлена в сцеплении, имеющем следующие параметры: D = 200 мм; d = 142 мм; δ = 1 мм; δ1 = 1мм; β = 1,4. Максимальный крутящий момент двигателя Mк max = 89,3 Н ⋅ м. Для обеспечения потребного усилия пружины во включенном состоянии сцепления в соответствии с графиком (рис. 4) необходима предварительная деформация пружины f1 = 5,6 мм. Деформация пружины при выключенном сцеплении f2 = 8,6 мм. 1.1.6. Гаситель крутильных колебаний. Расчет гасителя крутильных колебаний связан с решением сложной задачи колебаний трансмиссии. Поэтому в объеме курсового проекта можно ограничиться приближенным подбором его на основании априорного анализа существующих конструкций. Конструктивные параметры можно задавать следующие: число пружин zr = 6...8; диаметр проволоки dпр.r = 3...4 мм; средний диаметр витка Dпр.r = 16...18 мм; полное число витков nпр = 5...6; жесткость пружин Сr = 100...300 Н/мм; момент трения фрикционных элементов Мпр = 20...100 Н ⋅ м. Момент предварительной затяжки пружин

M пр = (0,15...0,2) М к max . Усилие, сжимающее одну пружину: ′ = Рг.пр

(0,2...1,3) М к maxβ , mrzr

где r – радиус приложения усилий к пружине; т – число ведомых дисков. 1.2. РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ НА НАДЕЖНОСТЬ

1.2.1. Износостойкость фрикционных накладок. Расчеты на износостойкость рабочих поверхностей производятся условно. Непосредственно определяется на износ ряд косвенных показателей напряженности работы пары трения, таких, как давление на рабочей поверхности, удельная работа трения и повышение температуры за одно включение сцепления. Во включенном состоянии сцепления из перечисленных показателей определяется давление на рабочей поверхности при действии расчетной нагрузки: 4 Pпр , P0 = π (D 2 − d 2 ) где Р0 = 0,15...0,25 КПа, причем меньшие значения имеют сцепления грузовых автомобилей. 1.2.2. Функциональная надежность. В сцеплении функциональная надежность оценивается изменением коэффициента запаса β в результате уменьшения деформации пружины во включенном состоянии за счет износа фрикционных накладок. Толщина фрикционных накладок tн = 3...5 мм. Полный износ для приклепываемых накладок составляет 0,5 tн, а для приклеиваемых – 1,0 tн.

Рис. 5. График зависимости коэффициента запаса сцепления от суммарного износа накладок Коэффициент запаса после износа βизн = β

′ изн Рпр. Рпр

.

′ изн − максимальное нажимное усилие на ведомый диск (рис. 4). Pпр. Значения усилий пружины при износе могут быть определены как аналитически, так и графически с использованием упругой характеристики пружины. На рис. 5 представлены графики зависимости коэффициента запаса сцепления от суммарного износа накладок (для приклепываемых накладок полный суммарный износ ∆изн = 0,5(tнi)). На рис. 5 позиция 1 соответствует сцеплению с цилиндрическими периферийными пружинами (упругая характеристика пружины приведена на рис. 2) с приклепанными накладками толщиной tн = 4 мм; позиция 2 – сцеплению с диафрагменной пружиной (упругая характеристика приведена на рис. 4) с приклепанными накладками толщиной tн = 3,3 мм. 1.2.3. Статическая прочность. 1. Цилиндрические нажимные пружины рассчитываются на кручение в выключенном состоянии сцепления: τ max =

′ вык Dпр.r 8 Рпр. 3 πd пр.r

.

Пружины гасителя крутильных колебаний рассчитываются на кручение с учетом кривизны витка τ max =

′ вык Dпр.r 8 Pпр. 3 πd пр. r

K,

где K – коэффициент, учитывающий кривизну витка пружины: K=

Dпр.r 4с − 1 0,615 ; С= = 4...4,5. + 4(с − 1) C d пр.r

Допустимое напряжение [τ] = 700…900 МПа. 2. Диафрагменная пружина рассчитывается на эквивалентное напряжение в основании лепестка в выключенном состоянии сцепления при плоском положении пружины. По теории максимальных касательных напряжений эквивалентное напряжение σ э состоит из нормальных напряжений в окружном направлении σt и напряжении изгиба σ и : σ э = σи + σt =

P h 2η

+

E ′(d − a ) α 2 + hα , 2a

где η – коэффициент полноты лепестка; η = S л n /[π(a + е )] ; n – число лепестков; Sл – ширина лепестка на радиусе 0,5(а + е) ; a, b, c, e – геометрические размеры пружины, мм (согласно рис. 3 геометрические размеры снимаются с общего вида сцепления после его построения); причем, (b − a ) ; P = P b − c . d= пр b c−e ln a Полученное напряжение σэ сравнивается с пределом текучести материала при растяжении. Для стали 60С2А σt = 1400 МПа. Для диафрагменной пружины, упругая характеристика которой представлена на рис. 4, плоскому расчетному состоянию пружины соответствует деформация f = H − 0,5h = 3,4 мм и усилие пружины Pпр = 2890 Н. Соответственно усилие, приложенное к концам лепестков, Р = 1720 Н. Эквивалентное напряжение σэ = σи + σt = 635,7 + 579,8 = 1215,5 МПа. 3. Рычаг выключения рассчитывается на изгиб: σ=

Рпр.вык l enWи

,

где Pпр.вык − усилие пружин при выключении; e – расстояние от точки приложения силы до центра опоры; n – число рычагов выключения; l – расстояние от точки приложения силы до опасного сечения (согласно рис. 6 все размеры снимаются с общего вида); Wи – момент сопротивления изгибу в опасном сечении. В зависимости от диаметра первичного вала коробки передач выбираются размеры подшипника; исходя из его размеров (прил. 4), определяется момент сопротивления при изгибе:

Wи =

(

)

0,098 D 4 − d 4 . d

Рис. 6. Схема для расчета рычага выключения: 1 – проушина; 2 – ось; 3 – опорная вилка; 4 – регулировочная гайка; 5 – колпачковая масленка; 6 – передняя крышка коробки передач; 7 – вилка выключения; 8 – муфта выключения сцепления; 9 – упорный шарикоподшипник

Напряжение изгиба σи не должно превышать: – для сталей – 140…160 МПа, – для ковких чугунов – 60…80 МПа. 4. Шлицы ступицы ведомого диска рассчитываются на сжатие и срез. Напряжение сжатия P , σс = F −α где F=

dн − dв lim ; 2

P=

M к maxβ ; rср

rср =

dн + dв , 4

где l – длина шлиц; im − число шлиц; d н и d в − наружный внутренний диаметр шлиц (прил. 3) α = 0,75 – коэффициент точности прилегания. Длина ступицы для нормальных условий работы обычно равна наружному диаметру шлицев ведущего вала, а для тяжелых условий – примерно 1,4 наружного диаметра. Учитывая, что шлицевое соединение обеспечивает свободное перемещение ступицы, напряжение на смятие должно быть не более 30 МПа, а напряжение на срез – до 15 МПа. Напряжение среза P τ= , im lbα где b – ширина шлиц (прил. 3), [τ] = 5…15 МПа (сталь 40Л). 1.2.4. Долговечность диафрагменной пружины. Расчет на долговечность ведется только по главному нормальному напряжению от изгиба σи. При этом для диафрагменной пружины характерен пульсирующий цикл изменения напряжений (рис. 7) с коэффициентом асимметрии σ r = max = 0 . σ min

σm

σmax

σα

σ

Рис. 7. Изменение напряжений диафрагменной пружины

Кривая усталости (рис. 8) с большой степенью точности может быть аппроксимирована двумя прямыми, имеющими точку пересечения при базовом числе циклов Ne. Предел выносливости детали (диафрагменной пружины) при пульсирующем цикле изменения напряжений выражается формулой σ rd =

2σ1 . (K d + αδ ) − (K d − αδ ) r

Предел выносливости стандартного опытного образца при изгибе определяется: α 1   σ −1 =  400 + σ р  МПа; α δ = −1 , 6  σт  где σр – предел прочности материала; σт – предел текучести материала.

Рис. 8. График усталости пружины Коэффициент Kd при поверхностном упрочнении определяется из выражения K −1 , Kd = Σ −1β −1 где K–1 – коэффициент концентрации напряжений (K–1 = 1,2...2,2); Σ–1 – масштабный фактор, учитывающий абсолютные размеры детали, равный 0,8…0,9; β–1 – коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение детали (β–1 = 1,1...1,4). Зависимость между напряжением σi и числом циклов нагружения Ni имеет вид r σimr Ni = σm rd N 0 .

Значение показателя mr может быть получено так:

mr = 0,5m 3 4(1 − r ) , где m – угловой коэффициент кривой усталости при симметричном цикле нагружения. Значение m может быть получено в результате испытаний и для различных деталей автомобиля изменяется от 4 до 9.

Но результатам расчетов строится график усталости пружины и по известному нормальному напряжению от изгиба σi определяется число циклов до разрушения. С учетом того, что по статистике на 1 км пробега автомобиля приходится 5 – 7 переключений, определяется пробег автомобиля до разрушения диафрагменной пружины сцепления.

На рис. 8 представлен график усталости диафрагменной пружины, упругая характеристика которой приведена на рис. 4. Расчет проведен для пружины, выполненной из стали 60С2А (σр = 1600 МПа; σт = 1400 МПа). В соответствии с конфигурацией детали и режимами обработки по справочным данным выбраны следующие значения коэффициентов: K–1 = 2; ·106.

∑ −1 = 0,8; β

–1

= 1,2; m = 7.

Предел выносливости пружины в соответствии c расчетом σ = 520 МПа. Для стали 60С2А базовое число циклов N0 = 1 Зависимость между напряжением σi и числом циклов напряжения Ni имеет вид σ5i ,53 Ni = 5205,53 ⋅106. Для построения левой части графика усталости находится при числе циклов Ni = 1 ·104 значение σi = 1194 МПа.

Для рассматриваемой пружины с расчетным нормальным напряжением изгиба σн = 635,7 МПа число циклов до разрушения, как видно из графика усталости, составляет (N = 6 ·105). Если принять пять переключений на 1 км пробега, то разрушение диафрагменной пружины наступит после 120 000 км пробега автомобиля. 2. ВЫКЛЮЧЕНИЕ СЦЕПЛЕНИЯ 2.1. Определение параметров процесса выключения, обеспечивающих функциональные свойства Критериями оценки процесса выключения являются следующие эргономические показатели: • усилие на педали; • ход педали; • работа, совершаемая водителем при выключении сцепления. 2.1.1. Усилие на педали. Усилие на педали при выключении сцепления непостоянно и зависит от упругой характеристики пружины. В выключенном состоянии Рпед =

′ Рпр.вык z И п.с η п.с

,

где Ип.с – передаточное число привода сцепления; ηп.с – коэффициент полезного действия привода сцепления; Р′пр – усилие пружин в выключенном состоянии (1, 2 Рпр); z – число пружин. Передаточное число механического привода (рис. 9): a И п.м =   b

c   d 

e   .  f 

Передаточное число гидравлического привода (рис. 10): 2  e   d r2  ,   2  f   d r1  – соответственно диаметры исполнительного и главного цилиндров.

a И п.г =   b

где d r1 , d r2

c   d 

Передаточное число привода сцепления находится в пределах 25...50. Коэффициент полезного действия механического привода находится в пределах 0,7...0,8, гидравлического – 0,8...0,9. Усилие на педали не должно превышать у легковых автомобилей 150 Н, у грузовых – 250 Н.

Рис. 9. Передаточное число механического привода

Рис. 10. Передаточное число гидравлического привода

2.1.2. Ход педали оцепления. Величина полного хода педали  a  c   a  c  e  S п= S с.х + S р = δ 2    + (δi + δ1 )    , b d     b  d  f 

где δ2 – зазор между рычагами и муфтой выключения сцепления; δ2 = 2...4 мм; Sс.х – свободный ход педали; Sр – рабочий ход педали (прил. П2). Для автомобиля, упругая характеристика периферийной цилиндрической пружины сцепления которого представлена на графике (см. рис. 2), построена статическая характеристика привода сцепления

Рис. 11. Статическая характеристика привода сцепления с цилиндрической пружиной

(рис. 11) при следующих характеристиках привода: a/b = 7,58; c/d = 2,12; е/f = 5,33 δ2 = 2 мм; ηп = 0,75. Для построения характеристики необходимо найти параметры. Sс.х ; Sр; Sп; Рпед.. Точка "а" – начало выключения сцепления:

Pпед =

′ Рпр.вык z И п.с ηп

.

Точка "б" – сцепление полностью выключено: Рпед =

′ вык z Рпр. И п.с ηп

,

Усилие педали в зоне холостого хода определяется характеристиками возвратных пружин.

Для автомобиля, упругая характеристика диафрагменной пружины сцепления которого представлена на графике (см. рис. 4), построена статическая характеристика привода сцепления (рис. 12) при следующих характеристиках привода: a/b = 4; с/d = 2,5; е/f = 3,5; dr1 = dr2; δ = 2 мм; ηп = 0,85.

Рис. 12. Статическая характеристика привода сцепления с диафрагменной пружиной

2.1.3. Работа, совершаемая водителем при выключении.

На рис. 13 представлены упругие характеристики пружин. Работа, совершаемая водителем, эквивалентна площади заштрихованных фигур.

Рис. 13. Упругие характеристики: 1 – всех цилиндрических нажимных пружин; 2 – диафрагменной пружины

В соответствии с графиком работы водителя может быть определена работа включения сцепления Авод: Авод. =

(

)

\

0,5 Рпр. + Рпр. вык. zS ηп

,

\

где z – число нажимных пружин (прил. П2); S − ход нажимного диска. \

S = iδ + m , \

где m − деформация ведомого диска во включенном состоянии (для упругого диска m = 1,0...1,5 мм; а для неупругого m = 0,15...0,25 мм).

3. Включение сцепления 3.1. Рабочий процесс включения сцепления при трогании автомобиля

При включении сцепления совершается работа буксирования трущихся пар, которая, переходя в тепло, нагревает детали сцепления. Вследствие этого фрикционные накладки работают при повышенных температурах, что увеличивает их износ и снижает коэффициент трения. Наибольшая работа буксования получается при трогании автомобиля с места, поэтому рассмотрим рабочий процесс сцепления именно для этого случая. 3.1.1. Графоаналитический метод расчета процесса включения сцепления. Автомобиль предоставлен в виде эквивалентной двухмассовой системы (рис. 14), для которой справедливы уравнения: I е ωе = М к − М c ;

I a ωа = M с − М ψ ,

Рис. 14. Двухмассовая модель автомобиля

где Iе – момент инерции ведущих частей сцепления; Ia – момент инерции автомобиля, приведенный к ведомым частям сцепления; Мк – крутящий момент двигателя; Mc – момент, передаваемый сцеплением; Мψ – момент сопротивления движения автомобиля, приведенный к валу сцепления; ωe, ωa – угловая скорость коленчатого вала двигателя и ведомых частей сцепления. Приняты следующие допущения: 1. Момент двигателя мгновенно принимает максимальное значение и остается постоянным М к = М к max = const. 2. Момент, передаваемый сцеплением, зависит от времени, т.е. Mс = k1t, а при достижений максимального значения – М с = М к maxβ.

Темп включения k1 для легковых автомобилей изменяется в диапазоне k1 = 50 - 150 Н·м/c; а для грузовых – k1 = 250 750 Н ⋅ м/c. 3. Момент сопротивления движению автомобиля постоянен, т.е.

Мψ =

ψGa rg И т ηт

,

где Ga – сила тяжести автомобиля; ψ – коэффициент сопротивления движению; rд – динамический радиус колеса; ηт – коэффициент полезного действия трансмиссии; Ит – передаточное число трансмиссии (прил. П1). 4. Момент инерции автомобиля, приведенный к ведомым частям cцепления: 1,05Ga rк2 Ia = , gИ 2т где rк – радиус качения колеса. 5. Начальная угловая скорость коленчатого вала  ωе х.х 300 I a  , ωе нач = ω N 1,5 + 0,1 ωN ω N I е  

где ωe х.х = 0,15ωN. Решая исходные уравнения со сделанными допущениями можно получить:

ωе =

М к max k t − 1 t 2 + ωе нач ; Iе 2I е

ωа =

k1 2 M ψ t − t + ωa нач . 2I a Ia

Рис. 15. График рабочего процесса сцепления

Для построения графика рабочего процесса сцепления (pиc. 15) ограничимся определением величин t1; t2; t3; t4; ωe1; ωе2; ωе3; ωа2; ωа3; ωа4, которые могут быть найдены решением исходных уравнений: t1 =

M к max βM к max Mψ ; t2 = − t1 ; t3 = − t1 − t 2 ; k1 k1 k1 I а (ωе ωа 3 )

t4 =

ωе ωе = 2

ωе = 3

1 Iе

1

3 ;   I M к max β + a (β − 1) − М ψ Iе     1  k1 2  = M к max t1 − t1  + ωе нач ; 2  I е 

1  Mк I е   M к 

max (t1

max (t1

ωa1, 2 =

ωа 4 =

+ t2 ) −

+ t 2 + t3 ) −

k1  (t1 + t 2 ) 2  + ωе 2 

нач ;

k1  (t1 + t 2 + t3 ) 2  + ωе 2 

нач ;

1 k1 1 k1t 22 (t1 + t 2 ) 2 ; ; ωа 3 = Ia 2 Ia 2 1 [βM к maxt 4 − M ψ t 4 ] + ωa 3 . Ia

Если при найденных значениях времени t3 оказалось, что ωе3 < ωа 3 , то дальнейший расчет ведется графически. Этот случай соответствует такому протеканию процесса, при котором Мс не достигает величины Мк мах β (рис. 16). Работа буксования сцепления tδ

∫

Lδ = M c (ωе − ωа ) dt. 0

На основании подученного графика рабочего процесса сцепления (рис. 15) работа буксования может быть определена графоаналитическим методом. Для этого весь рабочий цикл разбивается на четыре характерных участка по времени t1; t2; t3; t4 (рис. 17) c известными параметрами процесса.

Рис. 16. График рабочего процесса сцепления, при котором Мс не достигает величины Мк mах β

Рис. 17. Графоаналитический метод работы буксирования сцепления

Работа буксования за ∆t:

Lδ = M с. ср ∆α п , где М с. ср =

М сп + М сп +1 – среднее значение момента оцепления за интервал временя ∆t; 2  ω + ω сп +1 ω сп + ω сп +1  ∆α п =  сп − , 2 2  

где ∆t – угол буксирования за время ∆t (на графике ∆t = t3). Полная работа буксования определяется суммированием работ по всем четырем участкам: Lδ =

п

∑ М с.ср ∆α п . 1

3.2. ОЦЕНКА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ВХОЖДЕНИЯ СЦЕПЛЕНИЯ ПРИ ТРОГАНИИ АВТОМОБИЛЯ

3.2.1. Оценка надежности (износостойкости) рабочих поверхностей сцепления производится по косвенным показателям напряженности работы пары трения. 1. Удельная работа буксования

Lδ 0 =

Lδ . π 2 (D − d 2 ) i 4

Удельная работа буксования при трогании автомобиля с места не должна превышать – 70 Дж/см2 для легковых, 120 Дж/см2 – для грузовых автомобилей [2]. 2. Нагрев нажимного диска за одно включение: τ0 =

γLδ , сmн.д

где γ = 0,5 для однодискового сцепления и γ = 0,25 для двухдискового; mн.д – масса нажимного диска (прил. П1); с − удельная массовая теплоемкость чугуна (стали), равная 481,5 Дж/(кг·°С). Допускаемый нагрев нажимного диска (τ0) = 10...15 °С. 3.2.2. Оценка влияния рабочего процесса сцепления на формирование эксплуатационных свойств автомобиля. 1. Возможность работы двигателя при выбранном режиме включения сцепления. При значении ωе кон < ωе кх двигатель заглохнет. 2. Режим включения оцепления: tδ = 0,1…1,1 c – резкое включение; tδ = 1,6…2,5 c – плавное включение. 3. Тягово-скоростные свойства автомобиля на этапе буксования сцепления могут быть оценены по следующим показателям: а) скорость автомобиля в момент окончания буксования

va =

ωa 4 rк ; Ит

б) максимальное ускорение автомобиля в процессе включения оцепления jmax =

(M к max − M ψ ) И к ηк , rк Ga / gδ вр

где δвр = 1,04 + 0,04 И к2 – коэффициент учета вращающихся масс; Ик – передаточное отношение коробки передач (прил. П1). По условиям невозникновения дискомфорта у пассажиров jmax = 3,5 м/с. в) ограничение реализации тягово-скоростных свойств автомобиля по сцеплению колес о дорогой. Отсутствие пробуксовки колес при трогании возможно при соблюдении условия: GK ϕ r M к max < z z x к , И т ηт где Gz – сила тяжести на ведущие колеcа; Kz – коэффициент перераспределения реакции (Kz = 1,05…1,12). Расчеты проводить для значения коэффициента сцепления φx = 0,7. Если пробуксовка отсутствует, то определить критическое значение φx, при котором она наступает. ПРИМЕР РАСЧЕТА СЦЕПЛЕНИЯ С ДИАФРАГМЕННОЙ ПРУЖИНОЙ 1. ВКЛЮЧЕННОЕ СЦЕПЛЕНИЕ 1.1. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ КОНСТРУКЦИЙ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИХ ФУНКЦИОНАЛЬНЫЕ СВОЙСТВА СЦЕПЛЕНИЯ

При расчете фрикционного дискового сцепления определяем геометрические и силовые параметры элементов конструкции. 1.1.1. Наружный и внутренний диаметры ведомого диска определяем из следующего соотношения: D = 2,5 3

1,75 ⋅ 105,9 β М к max =183 мм; = 2,5 3 3,14 ⋅ 0,25 ⋅ 0,3 ⋅ 2 πρ0µi

d = 0,6D = 0,6 ⋅ 183 = 109,8 мм, где М к max − максимальный крутящий момент двигателя, Н·м (прил. П1); β – коэффициент запаса сцепления в зависимости от типа сцепления автомобиля (для легковых автомобилей β = 1,2...1,75) ; µ − расчетный коэффициент трения, зависящий от параметров фрикционных материалов, состояния и относительной скорости скольжения поверхностей трения, давления и

температуры (µ = 0,22...0,3) ; р0 − давление на фрикционные накладки р0 = 0,15...0,25 МПа (меньшие значения р0 ≤ 0,2 имеют сцепления грузовых автомобилей); i − число поверхностей пар трения (для однодискового сцепления i = 2). Полученные размеры D и d уточняются по ГОСТ 1787–80: D = 180 мм, d = 110 мм. Наружный и внутренний диаметры рассчитываются в том случае, если производится проектировочный расчет и эти параметры неизвестны. 1.1.2. Определяем момент, передаваемый сцеплением (рис. 1): М c = М к max β = Рпр µRср i = 4,261 ⋅ 0,3 ⋅ 72,5 ⋅ 2 = 185,3 Н·м,

где

R + r 90 + 55 = = 72,5 мм. 2 2 Потребное усилие пружин Rср =

Рпр =

М к maxβ 105,9 ⋅ 1,75 = = 4261 Н. µRсрi 0,3 ⋅ 0,0725 ⋅ 2

Таким образом, сила сжатия фрикционного диска сцепления равна Рпр = 4261 Н. 1.1.3. Расчет диафрагменной пружины. Расчетная схема для определения параметров пружины приведена в методике на рис. 3. Определяем максимальный момент трения, передаваемый сцеплением: М пр = (0,15 ...0,2 )М к max = 0,2 ⋅ 105,9 = 21,18 Н·м. Определяем необходимое усилие, сжимающее пружину: Рг.′ пр. =

(0,2...1,3)М к maxβ = 1,3 ⋅ 105,9 ⋅ 0,3 = 94,3 Н, mrz r

1 ⋅ 0,073 ⋅ 6

где r − радиус приложения усилий к пружине; m − число ведомых дисков, ( m = 1 для однодискового сцепления). 1.2. РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ НА НАДЕЖНОСТЬ

1.2.1. Износостойкость фрикционных накладок. Расчеты на износостойкость рабочих поверхностей производятся условно. Во включенном состоянии сцепления определяем давление на рабочей поверхности при действии расчетной нагрузки: P0 =

4 Pпр 2

2

π( D − d )

=

4 ⋅ 4261 = 0,26 МПа. 3,14 ⋅ (1802 − 1102 )

Расчет пружины диафрагменного типа может быть проведен по формулам, выведенным в предположении недеформированности сечения пружины. Нажимное усилие на ведомый диск: ′ = Рпр.

где E ′ =

πE ′h

6(b − c )

2

f ln

b  b − a  f b−a 2 +h , H − f  H −  a  b − c  2 b−c 

5

2 ⋅ 10 E = = 2,15 ⋅ 105 МПа, ( Е ≈ 2 ⋅ 10 5 МПа; µ = 0,26 ; f − деформация пружины в месте приложения силы 2 1− µ 1 − 0,26 2

Pпр .

Параметры пружины находятся в пределах: h = 2,0...2,5 мм – для легковых автомобилей. Из соотношения H/h = 1,5…2,0 следует H = 2·2 = 4 мм; b/c = 1,2…1,5 →c = 200/1,5 = 134 мм; b/e = 2,5→ е = 200/2,5 = 80 мм; b = h80 = 2·80 = 160 мм; число лепестков n = 8…20. α − угол подъема пружины: α=

Hп 38 = = 0,475 ≈ 27o , b − e 160 − 80

H п − полная высота пружины, равная 38 мм (см. рис. 3). Размер а, согласно рис. 3, снимается после построения общего вида сцепления, а = 147 мм. При известных геометрических параметрах пружины, последовательно задавая деформацию f (c интервалом через 2 мм), рассчитываем соответствующие значения Рпр. изм . По результатам расчетов строим упругую характеристику пружины

(рис. 4) и по заданным параметрам двигателя и сцепления определяем потребную деформацию пружины во включенном f1 и выключенном f 2 состоянии:

′ = Рпр.1

3,14 ⋅ 2,5 ⋅ 105 ⋅ 2 160 ⋅ 2 ⋅ ln × 147 6 ⋅ (160 − 134) 2

 160 − 147   2 160 − 147  2  ×  4 − 2 ⋅  4 − ⋅  + 2  = 493,5 Н; − 160 134 2 160 − 134     ′ = Рпр.2

3,14 ⋅ 2,5 ⋅ 105 ⋅ 2 160 ⋅ 4 ⋅ ln × 2 147 6 ⋅ (160 − 134)

 160 − 147   4 160 − 147  2  ×  4 − 4 ⋅  4 − ⋅  + 2  = 1316,1 Н; − 160 134 2 160 − 134     ′ = Рпр.3

3,14 ⋅ 2,5 ⋅ 105 ⋅ 2 160 ⋅ 6 ⋅ ln × 2 147 6 ⋅ (160 − 134)

 160 − 147   6 160 − 147  2  ×  4 − 6 ⋅  4 − ⋅  + 2  = 1283,2 Н; 160 − 134   2 160 − 134    ′ = Рпр.4

3,14 ⋅ 2,5 ⋅ 105 ⋅ 2 160 ⋅ 8 ⋅ ln × 2 147 6 ⋅ (160 − 134)

 160 − 147   8 160 − 147  2  ×  4 − 8 ⋅  4 − ⋅  + 2  = 1052,9 Н; 160 − 134   2 160 − 134   

′ = Рпр.5

3,14 ⋅ 2,5 ⋅ 105 ⋅ 2 160 ⋅ 10 ⋅ ln × 147 6 ⋅ (160 − 134) 2

 160 − 147   10 160 − 147  2  ×  4 − 10 ⋅  4 − ⋅  + 2  = 822,5 Н. 160 − 134   2 160 − 134   

1.2.2. Гаситель крутильных колебаний. Расчет гасителя крутильных колебаний связан с решением сложной задачи колебаний трансмиссии. Поэтому в объеме курсового проекта можно ограничиться приближенным подбором его на основании априорного анализа существующих конструкций. Конструктивные параметры можно задавать следующие: – жесткость пружин С r = 30...40 Н/мм; – момент трения фрикционных элементов M пр = 20...100 Н·м. 1.2.3. Функциональная надежность. В сцеплении функциональную надежность оцениваем изменением коэффициента запаса β в результате уменьшения деформации пружины во включенном состоянии за счет износа фрикционных накладок. Толщина фрикционных накладок tн = 3...5 мм. Полный износ для приклепываемых накладок составляет 0,5tн , а для приклеиваемых – 1,0t н . Коэффициент запаса после износа βизн = β

′ . изн Рпр Рпр.

= 1,75

1400 = 0,58. 4261

′ Значения усилий пружины при износе определяем графически ( Рпр.изн = 1400 Н) с использованием упругой характери-

стики пружины (рис. 4). 1.2.4. Статическая прочность. Пружины гасителя крутильных колебаний рассчитываем на кручение с учетом кривизны витка: τmax =

8Рпр.Dпр.r

K=

8 ⋅ 4261 ⋅ 16

3,14 ⋅ 33 где K − коэффициент, учитывающий кривизну витка пружины: K=

πd 3пр.r

⋅ 1,35 = 26 054,5 Н·мм,

4с − 1 0,615 4 ⋅ 4,5 − 1 0,615 + = + = 1,35 ; C 4(с − 1) 4 ⋅ (4,5 − 1) 4,5 Dпр.r С= = 4...4,5. d пр.r

Допустимое напряжение [τ] = 700...900 МПа. Диафрагменная пружина рассчитывается на эквивалентное напряжение в основании лепестка в выключенном состоянии сцепления при плоском положении пружины.

По теории максимальных касательных напряжений, эквивалентное напряжение σ э состоит из нормальных напряжений в окружном направлении σ t и напряжение изгиба σ и : σэ = σи + σ t =

P h 2η

+

E ′(d − a )α 2 + hα = 2a

2051,6 2,15 ⋅ 105 ⋅ (162,5 − 147 ) ⋅ 0,475 2 + 2 ⋅ 0,475 + = 752170,5 Па = 2 ⋅ 0,475 2 2 ⋅ 1,91 = 752,2 МПа

=

где η − коэффициент полноты лепестка; η = S л n /[π(a + е )] =

113,5 ⋅ 12 = 1,91 , 3,14 ⋅ (147 + 80)

где n − число лепестков, примем n = 12 ; S л − ширина лепестка на радиусе; S л = 0,5( а + е) = 0,5 ⋅ (147 + 80 ) = 113,5 мм. Причем, (b − a ) = (160 − 147 ) = 162,5 мм; d= b 160 ln ln a 147

P = Pпр

160 − 134 b−c = 4261 ⋅ = 2051,6 Н. 134 − 80 c−e

Полученное напряжение σ э сравнивается с пределом текучести материала при растяжении. Для стали 60С2А σt = 1400 МПа. Рычаг выключения рассчитываем на изгиб: 4261 ⋅ 125 = 383171,6 Па = 383,1 МПа, 145 ⋅ 12 ⋅ 0,8 ⋅ 10 − 3 − усилие пружины при выключении; е − расстояние от точки приложения силы до центра опоры, e = 145 мм; σэ =

где Pпр. вык

Pпр.вык.l еnWи

=

n − число рычагов выключения; n = 12 ; l − расстояние от точки приложения силы до опасного сечения (согласно рис. 6 все размеры снимаются с общего вида), l = 125 мм; Wи − момент сопротивления изгибу в опасном сечении. Так как σ э < σt , то условие соблюдается. В зависимости от диаметра первичного вала коробки передач выбираются размеры подшипника и исходя из его размеров (прил. 4) определяем момент сопротивления при изгибе: Wи =

(

)

(

)

0,098 D 4 − d 4 0,098 ⋅ 0,184 − 0,114 = = 0,8 ⋅ 10− 3 Н·м. d 0,11

Шлицы ступицы ведомого диска рассчитываем на сжатие и срез. Напряжение сжатия σс =

P 2955,3 = = 98 510 Н/м, F − α 0,75 − 0,72

где

F=

dн − dв β 105,9 ⋅ 0,3 М 23 − 20 lim = ⋅ 25 ⋅ 20 = 750 мм; P = к max = = 2955,3 Н; 2 2 rср 0,01075

rср =

d н + d в 23 + 20 = = 10,75 мм, 4 4

l − длина шлиц, мм; im − число шлиц; d н и d в − наружный и внутренний диаметр шлиц, мм (прил. 3); α = 0,72 − коэффициент точности прилегания.

Напряжение среза τ=

P 2955,3 = = 2,7 МПа, imlbα 20 ⋅ 0,025 ⋅ 0,003 ⋅ 0,72

где b − ширина шлиц (прил.3);

[τ] = 5…15 МПа (сталь 40Л). Учитывая, что шлицевое соединение обеспечивает свободное перемещение ступицы, причем напряжение на смятие должно быть не более 30 МПа, а напряжение на срез – до 15 МПа, то условие соблюдается. 1.2.5. Долговечность.

Расчет на долговечность ведется только по главному нормальному напряжению от изгиба σ и . При этом для диафрагменной пружины характерен пульсирующий цикл изменения напряжений (рис. 7) с коэффициентом асимметрии: σ r = max = 0 . σ min Предел выносливости детали (диафрагменной пружины) при пульсирующем цикле изменения напряжений выражается формулой σ rd =

2σ −1

2 ⋅ 599

=

(K d + aδ ) − (K d − aδ )r (1,75 + 0,42) − (1,75 − 0,42)

= 1426,2 МПа.

Предел выносливости стандартного опытного образца при изгибе определяем: 1 1 σ 599 σ−1 = 400 + σр = 400 + ⋅ 1194 = 599 МПа; aδ = −1 = = 0,42, 6 6 σ т 1400

где σ р − предел прочности материала; σ т − предел текучести материала. Коэффициент K d при поверхностном упрочнении определяется из выражения: Kd =

2,2 K −1 = = 1,75, ∑ −1β−1 0,9 ⋅1,4

где K −1 − коэффициент концентрации напряжений ( K −1 = 1,2...2,2);

∑ −1 − масштабный фактор, учитывающий абсолютные

размеры детали, равный 0,8…0,9; β −1 − коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение детали (β–1 = 1,1...1,4). Зависимость между напряжением σi и числом циклов нагружения N i имеет вид r σ im r N i = σ m rd N 0 .

Значение показателя m r может быть получено так: mr = 0,5m3 4(1 − r ) = 0,5 ⋅ 53 4(1 − 0,073) = 3,87.

где m − угловой коэффициент кривой усталости при симметричном цикле нагружения. Значение m может быть получено в результате испытаний и для различных деталей автомобиля изменяется от 4 до 9, примем m = 5 . Но результатам расчетов строим график усталости пружины и по известному нормальному напряжению от изгиба σп определяем число циклов до разрушения. С учетом того, что по статистике на 1 км пробега автомобиля приходится 5 – 7 переключений, определяем пробег автомобиля до разрушения диафрагменной пружины сцепления. Расчет проведен для пружины, выполненной из стали 60С2А (σр = 1600 МПа; σт = 1400 МПа). В соответствии с конфигурацией детали и режимами обработки по справочным данным выбраны следующие значения коэффициентов: K–1 = 2; ∑ −1 = 0,8; β–1 = 1,2; m = 7. Предел выносливости пружины в соответствии c расчетом σ = 1462,2 МПа. Для стали 60С2А базовое число циклов N0 = 1 ·106. Зависимость между напряжением σi и числом циклов напряжения Ni имеет вид:

σi 5,52 Ni = 1426,25,52 ⋅ 106. Для построения левой части графика усталости находим при числе циклов Ni = 1 ·104 значение σi (МПа).

2. ВЫКЛЮЧЕНИЕ СЦЕПЛЕНИЯ Определяем параметров процесса выключения, обеспечивающих функциональные свойства. 2.1. УСИЛИЕ НА ПЕДАЛИ

Усилие на педали при выключении сцепления непостоянно и зависит от упругой характеристики пружины. В выключенном состоянии Рпед =

′ Рпр.вык z

И п.сηп.с

=

5113,2 ⋅ 1 = 171,9 Н, 35 ⋅ 0,85

где И п.с − передаточное число привода сцепления; η п.с − коэффициент полезного действия привода сцепления; ′ вык − усилие пружин в выключенном состоянии, ηп.с = 0,8...0,9 ; Рпр. ′ Рпр.вык. = 1,2 Рпр = 1, 2 ⋅ 4261 = 5113 ,2 Н;

z − число пружин, z = 1 . Определяем передаточное число гидравлического привода (рис. 10): 2  a  c  e  d r2    И п.г =     2 = 4 ⋅ 2,5 ⋅ 3,5 ⋅ 1 = 35 ,  b  d  f  d r1  где d r1 , d r2 − соответственно диаметры исполнительного и главного цилиндров, равные 19 мм (для автомобилей семейства ВАЗ). 2.2. ХОД ПЕДАЛИ СЦЕПЛЕНИЯ

Определяем величину полного хода педали:  a  c  e   а  c  S п = S с.х + S р = δ 2    + (δi + δ1 )    , b d  b  d  f    

где Sс.х – свободный ход педали, который составляет 25…35мм; Sр – рабочий ход педали, который составляет 120…130 мм (табл. П2). S п = 30 + 125 = 155 мм.

Для автомобиля, упругая характеристика диафрагменной пружины сцепления которого представлена на графике (см. рис. 4), построена статическая характеристика привода сцепления (рис. 12) при следующих характеристиках привода: a/b = 4; c/d = 2,5; е/f = 3,5; ηп = 0,85. Для построения характеристики необходимо найти параметры. Sсх; Sр; Sп; Рпед. Точка "а" – начало выключения сцепления: Pпед. =

′ Рпр.вык z И п.г ηп.с

=

4261 ⋅ 1 = 143,2 Н. 35 ⋅ 0,85

=

5113,2 ⋅ 1 = 171,9 Н. 35 ⋅ 0,85

Точка "б" – сцепление полностью выключено: Рпед =

′ Рпр.вык z И п.г ηп.с

Усилие педали в зоне холостого хода определяется характеристиками возвратных пружин. 2.3. РАБОТА, СОВЕРШАЕМАЯ ВОДИТЕЛЕМ ПРИ ВЫКЛЮЧЕНИИ

На рис. 13 представлены упругие характеристики пружин. Работа, совершаемая водителем, эквивалентна площади заштрихованных фигур. В соответствии с графиком работы водителя может быть определена работа включения сцепления Авод: ′ 0,5 Рпр + Рпр.вык zS 0,5 ⋅ (4261 + 5113,2) ⋅ 1 ⋅ 2,5 Aвод = = = 13 785,5 Дж, ηп 0,85

(

)

где S – ход нажимного диска, мм. S = iδ + m = 2 ⋅ 0,75 + 1 = 2,5 мм.

3. ВКЛЮЧЕНИЕ СЦЕПЛЕНИЯ 3.1. РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ВКЛЮЧЕНИЯ СЦЕПЛЕНИЯ ПРИ ТРОГАНИИ АВТОМОБИЛЯ

При включении сцепления совершается работа буксирования трущихся пар, которая, переходя в тепло, нагревает детали сцепления. Вследствие этого фрикционные накладки работают при повышенных температурах, что увеличивает их износ и снижает коэффициент трения. Наибольшая работа буксования получается при трогании автомобиля с места, поэтому рассмотрим рабочий процесс сцепления именно для этого случая. Приняты следующие допущения: 1. Момент двигателя мгновенно принимает максимальное значение и остается постоянным М к = М к max = const.

2. Момент, передаваемый сцеплением, зависит от времени, т.е. M c = k1t , а при достижений максимального значения – Мc = Мк

max β

= 105,9 ⋅ 0,3 = 31,77 Н·м.

3. Момент сопротивления движению автомобиля постоянен, т.е. Мψ =

ψGa rg

И т ηт

=

0,04 ⋅ 14350 ⋅ 0,32 = 46,4 кг·м, 4,3 ⋅ 0,92

где Ga − сила тяжести автомобиля, Ga = 14350 кг; ψ − приведенный коэффициент сопротивления движению, ψ = 0,04 ; rg − динамический радиус колеса, rg = 0,32 м; ηт − коэффициент полезного действия трансмиссии, η т = 0,92 ; И т − передаточное число трансмиссии, И т = 4,3 . 4. Момент инерции автомобиля, приведенный к ведомым частям cцепления: 1,05Ga rк2 1,05 ⋅ 14350 ⋅ 0,32 2 Ia = = = 8,5 кг·м2. 2 2 gИ т 9,81 ⋅ 4,3 где rк − радиус качения колеса (прил. П1); g – ускорение свободного падения, равное 9,81 м/с2. ПРИМЕР РАСЧЕТА СЦЕПЛЕНИЯ С ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРУЖИНОЙ 1. ВКЛЮЧЕННОЕ СЦЕПЛЕНИЕ 1.1. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ КОНСТРУКЦИЙ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИХ ФУНКЦИОНАЛЬНЫЕ СВОЙСТВА СЦЕПЛЕНИЯ

1.1.1. Расчет фрикционного дискового сцепления будем проводить по параметрам, выбранным из прил. П1, согласно варианту. Для нашего примера возьмем следующие данные:

М к max = 400 Н ⋅ м; D = 330 мм; d = 180 мм. 1.1.2. Определяем момент, передаваемый сцеплением (рис. 1): М с = М к maxβ = Pпр µRср i , R + r 165 + 90 = = 128 мм, µ = 0,3 − расчетный коэффициент трения, зависящий от параметров фрикционных мате2 2 риалов, состояния и относительной скорости скольжения поверхностей трения, давления и температуры; i = 4 − число поверхностей пар трения (для двухдискового сцепления); β = 1,5...2,2 − коэффициент запаса сцепления в зависимости от типа сцепления автомобиля.

где Rср =

М c = 5,2084 ⋅ 0,3 ⋅ 128 ⋅ 4 = 800 Н·м. Определяем потребное усилие пружин: Pпр =

M к maxβ 400 ⋅ 2 = = 5208,4 Н. µRсрi 0,3 ⋅ 0,128 ⋅ 4

1.1.3. Произведем расчет параметров пружин. Усилие, создаваемые одной пружиной: ′ = Pпр

Рпр

где z = 16 число пружин. ′ = Pпр

z

,

5208,4 = 325,53 Н. 16

Диаметр проволоки d пр = 3

′ вык 8 Dпр Рпр. π[τ]

.

Усилие пружины в выключенном состоянии определяется: ′ вык = (1,1...1,2) Рпр ′ = 1,2 ⋅ 325,53 = 390,7 Н; Рпр. D пр = 25,5 мм – средний диаметр витка;

[τ] = 700...900 МПа – допустимое напряжение. В расчете принимаем [τ] = 900 МПа. d пр = 3

Определяем число рабочих витков пружины:

8 ⋅ 0,0255 ⋅ 390,7 = 3 мм. 3,14 ⋅ 900

Пр =

4 Gd пр ∆f 3 ′ Dпр Рпр.вык

,

где G = 8 ⋅ 104 МПа – модуль упругости; ∆f = (δi + δ1 ) − дополнительная деформация пружины при выключении сцепления, где

δ = 0,75...1,0 мм – зазор между поверхностями трения, принимаем δ = 0,9 мм; δ1 = 0,15...0,25 мм – деформация ведомого диска при включенном сцеплении, принимаем δ1 = 0,2 мм, тогда ∆f = 0,9 ⋅ 4 + 0,2 = 3,8 мм Пр =

8 ⋅ 10 4 ⋅ 34 ⋅ 3,8 = 4 витка. 25,53 ⋅ 390,7

Полное число витков пружины будет П п = П р + (1,2...2) = 4 + 2 = 6 витков.

Деформация пружин при включенном сцеплении f1 =

8 ⋅ 325,53 ⋅ 25,53 ⋅ 4 = 26,6 . 8 ⋅ 10 4 ⋅ 34

Так как эксплуатационные качества сцепления определяются жесткостью пружины, то ее формула имеет вид С=

325,53 = 12,3 Н/мм. 26,6

1.1.4. Гаситель крутильных колебаний. Зададим конструктивные параметры гасителя крутильных колебаний: число пружин zr = 8 ; диаметр проволоки d пр.r = 4 мм; средний диаметр витка Dпр.r = 18 мм; полное число витков nпр.r = 6 ; жесткость пружин сr = 300 Н/мм; момент трения фрикционных элементов М пр.r = 100 Н·м; Определяем момент предварительной затяжки пружин: М пр = (0,15...0,2 ) M к max = 0,2 ⋅ 400 = 80 Н·м.

Усилие, сжимающее одну пружину будет: Pг.′ пр =

(0,2...1,3) M к maxβ = 1,2 ⋅ 400 ⋅ 2 = 937,5 1 ⋅ 0,128 ⋅ 8

mrzr

Н.

1.2. РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ НА НАДЕЖНОСТЬ

1.2.1. Износостойкость фрикционных накладок. Определим давление на рабочей поверхности при действии расчетной нагрузки: Р0 =

4 Рпр 2

2

π( D − d )

=

4 ⋅ 5208,4 = 0,086 МПа. 3,14 ⋅ (0,3302 − 0,1802 )

1.2.2. Функциональная надежность. Рассчитываем коэффициент запаса после износа: βизн = β

′ Рпр.изн Рпр

= 2⋅

1780 = 0,68 . 5208,4

1.2.3. Статическая прочность. Цилиндрические нажимные пружины рассчитываем на кручение в выключенном состоянии сцепления: τmax =

′ 8 Рпр.вык Dпр.r 3 πd пр. r

=

8 ⋅ 390,7 ⋅ 18 3,14 ⋅ 43

= 280 МПа.

Рассчитываем пружины гасителя колебаний на кручение с учетом кривизны витка:

τmax =

′ 8Рпр.вык Dпр.r 3 πdпр. r

K,

где K − коэффициент, учитывающий кривизну витка пружины: K=

Dпр.r 4с − 1 0,615 ; С= + = 4,5; 4с − 4 С d пр.r 4 ⋅ 4,5 − 1 0,615 + = 1,35; 4 ⋅ 4,5 − 4 4,5 8 ⋅ 390,7 ⋅ 18 = ⋅ 1,35 = 378 МПа. 3,14 ⋅ 43

K= τmax

Рычаг выключения рассчитываем на изгиб: σ=

Рпр.вык l enWи

,

где e − расстояние от точки приложения силы до точки опоры (все размеры снимаются согласно рис. 6); n − число рычагов выключения сцепления, обычно равно 3…4; l − расстояние от точки приложения силы до опасного сечения; Wи − момент сопротивления изгибу в опасном сечении. В зависимости от диаметра первичного вала коробки передач, выбираются размеры подшипника и исходя из его рамеров (прил. П4), определяем момент сопротивления: Wи =

(

)

(

)

0,098 D 4 − d 4 0,098 ⋅ 70 4 − 40 4 = = 290 МПа. 40 d

Шлицы ведомого диска рассчитываем на сжатие и на срез. Напряжение сжатия: σс =

где

F=

P 49079 = = 32,8 МПа , F − α 2,25 − 0,75

37 − 28 dн − dв lim = ⋅ 50 ⋅ 10 = 2,25 м; 2 2

P=

M к maxβ 400 ⋅ 2 = = 49 079 Н; rср 0,0163

dн + dв 37 + 28 = = 16,3 мм, 4 4 где l − длина шлиц; im − число шлиц; α = 0,75 − коэффициент точности прилегания; d н и d в − наружний и внутренний диаметры шлиц (прил. П4). Напряжение среза определяем из выражения rср =

τ=

49079 Р = = 21,8М1, , im lbα 10 ⋅ 50 ⋅ 6 ⋅ 0,75

где b = 4 мм – ширина шлиц (прил. П3).

2. ВЫКЛЮЧЕНИЕ СЦЕПЛЕНИЯ 2.1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ПРОЦЕССА ВЫКЛЮЧЕНИЯ, ОБЕСПЕЧИВАЮЩИХ ФУНКЦИОНАЛЬНЫЕ СВОЙСТВА

2.1.1. Усилие на педали. Усилие на педали при выключении сцепления непостоянно и зависит от упругой характеристики пружины. В выключенном состоянии: Рпед =

′ вык z Рпр. И п.сηп.с

,

где Ип.с − передаточное число привода сцепления; ηп.с − коэффициент полезного действия привода сцепления η п.с = 0,9 . Передаточное число гидравлического привода сцепления.

2  a   c   e   dr  И п.г =        22  = 3,4 ⋅1,5 ⋅ 4,2 ⋅ 4,2 = 90;  b   d   f   d r1  390,7 ⋅16 = 77,2 Н. Рпед = 90 ⋅ 0,9

2.1.2. Ход педали сцепления. Величина полезного хода педали:  a  c   a  c  e  Sп = Sс.х + S р = δ2     + (δi + δ1 )      ,  b  d   b  d  f 

где δ2 = 2...4 мм − зазор между рычагами и муфтой выключения сцепления (принимаем в расчетах δ2 = 4 мм);

Sc.х = 35 мм − свободный ход педали; S р = 160 мм − рабочий ход педали (прил. П2); Sп = 57 + 129 = 186 мм. 2.1.3. Работа, совершаемая водителем при выключении сцепления. Работа водителя при включении сцепления: Авод =

(

)

′ вык zS 0,5 Рпр + Рпр. ηп.с

,

где S − ход нажимного диска S = iδ + m ,

где m − деформация ведомого диска во включенном состоянии (для упругого диска m = 1 );

S = 4 ⋅ 0,9 + 1 = 4,6 мм; Авод =

0,5 ⋅ (5208,4 + 390,7 ) ⋅ 16 ⋅ 4,6 = 23 Дж. 0,9

Так как для грузового автомобиля работа, совершаемая водителем при выключении сцепления должна быть Авод < 30 Дж, то полученная при расчете работа соответствует требованию.

3. ВКЛЮЧЕНИЕ СЦЕПЛЕНИЯ 3.1. РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ВКЛЮЧЕНИЯ СЦЕПЛЕНИЯ ПРИ ТРОГАНИИ АВТОМОБИЛЯ

Рассчитываем момент сопротивления движению автомобиля: ψGа rg , Мψ = И т ηт где Gа − сила тяжести автомобиля, равная 93 000 Н; ψ − коэффициент сопротивления движению, равный 0,04; rg − динамический радиус колеса, равный 0,47 м; ηт − коэффициент полезного действия трансмиссии, равный 0,89; И т − передаточное число трансмиссии, равное 6,3 (прил. П1). 0,04 ⋅ 93000 ⋅ 0,47 Мψ = = 311,8 Н·м. 0,89 ⋅ 6,3 Определяем момент инерции автомобиля: Iа =

1,05Gа rк2 , gИ 2т

где rк − радиус кочения колеса. Iа =

1,05 ⋅ 93 000 ⋅ 0,47 2 = 55,4 Н ⋅ с 2 . 9,81 ⋅ 6,32

Определяем начальную угловую скорость коленчатого вала:  ω 300 I a  , ωв.нач = ω N 1,5 е хх. + 0,1 ωN ωN I в  

где

1 ωe хх. = 0,15ωN = 0,15 ⋅ 300 = 45 ; с  45 300 1,12  1 ωв.нач = 300 ⋅ 1,5 ⋅ + 0,1 ⋅ ⋅  = 95,4 . с 300 300 1,2  

Решая исходные уравнения со сделанными допущениями, можно получить: ωе =

М к max k t − 1 t 2 + ωе нач ; Iе 2Ie

ωа =

k1 2 M ψ t − t + ωа нач . 2Ia Ia

Для построения графика рабочего процесса сцепления (рис. 15) определяем следующие величины: t1 = t2 = t3 =

M к max ψ 400 ⋅ 0,04 = = 0,023 с; k1 700

M к max 400 − t1 = − 0,023 = 0,548 с; k1 700

βM к max 2 ⋅ 400 − t1 − t2 = − 0,023 − 0,548 = 0,572 с; k1 700 t4 =

ωв1

(

I a ωв 3 − ωа 3

)

  I M к max β + а (β − 1) − M ψ Iв   k1 2  1  =  M к maxt1 − t1  + ωв нач = Iв  2  =

;

1  700  ⋅ 400 ⋅ 0,023 − ⋅ 0,0232  + 95,4 = 102,88 с −1; 1,2  2 

k1  2  M к max (t1 + t2 ) − 2 (t1 + t2 )  + ωв нач =   1  700  = ⋅ 400 ⋅ (0,023 + 0,548) − ⋅ (0,023 + 0,548)2  + 1,2  2 

ωв 2 =

1 Iв

+ 95,4 = 171,55 с −1; ωа1,2 = ωa 3 =

1 k1t22 1 700 ⋅ 0,5482 = ⋅ = 93,86 с −1; 1,12 2 Ia 2

1 k1 (t1 + t2 )2 = 1 ⋅ 700 ⋅ (0,023 + 0,548)2 = 101,904 с −1; 1,12 2 Ia 2

k1  2  M к max (t1 + t2 + t3 ) − 2 (t1 + t2 + t3 )  + ωв нач =   700 1   = ⋅ 400⋅ (0,023 + 0,548 + 0,572) − (0,023 + 0,548 + 0,572)2  + 2 1,2   +95,4 = 18,99 с–1; 1 ωа 4 = β M к maxt4 − M ψt4 + ωa 3 ; Ia

ωв 3 =

1 Iв

[

t4 =

ωа 4 =

]

1,12 ⋅ (18,99 − 101,904) = 0,1 с;  1,12  400 ⋅ 2 + ⋅ (2 − 1) − 311,8 1,2  

1 ⋅ [2 ⋅ 400 ⋅ 0,1 − 311,8 ⋅ 0,1] + 101,904 = 142,164 с −1. 1,12

Так как при найденных значениях времени t3 оказалось, что ωе3 < ωа 3 , то дальнейший расчет ведется графически. Этот случай соответствует такому протеканию процесса, при котором М c не достигает величины M к maxβ (рис. 18). Работа буксирования сцепления:

tб

Lб = M с (ωе − ωа )dt;

∫ 0

Lб = М с. ср ∆α п ,

где М c. ср =

М сп + М сп +1 − среднее значение момента сцепления за интервал ∆t. 2

Рис. 18. График рабочего процесса сцепления

Первый участок ( ∆t1 ) : 0 + 83 = 41,5 Н ⋅ м; 2  0 + 132,2  α1 =  − 0  ⋅ 0,12 = 7,9; 2   Lб1 = 41,5 ⋅ 7,9 = 329,2 кДж. М ср1 =

Второй участок (∆t2 ) : 83 + 405 = 244 Н ⋅ м; 2  132,2 + 195,5 0 + 69  ∆α 2 =  −  ⋅ 0,47 = 137,8; 2 2   Lб 2 = 244 ⋅137,8 = 33 623,2 Дж. М ср 2 =

Третий участок (t3 ) : 405 + 645 = 525 Н ⋅ м; 2  195,5 + 155,6 69 + 155,6  ∆α 3 =  −  ⋅ 0,34 = 21,5; 2 2   Lб 3 = 525 ⋅ 21,5 = 11 287,5. М ср3 =

Полная работа. Lб =

n

∑ М ср∆αп = 329,2 + 33 623,2 + 11 287,5 = 45 240 Дж. i =1

3.2. ОЦЕНКА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ВКЛЮЧЕНИЯ СЦЕПЛЕНИЯ

3.2.1. Оценка надежности рабочих поверхностей сцепления. 3.2.1.1. Определяем удельную работу буксования:

Lб 45 240 = = 70 Дж/см 2 . π 2 3 , 14 2 2 2 D −d ⋅ 34,2 − 18,6 4 4

Lб 0 =

(

)

(

)

Удельная работа не превышает 120 Дж/см2. 3.2.1.2. Определяем нагрев нажимного диска за одно включение: τ0 =

γLб , сmн.д

где γ = 0,5 – для однодискового сцепления; mн.д. = 10,5 кг – масса нажимного диска (прил. П1). τ0 =

0,5 ⋅ 45 240 = 4,5 °С. 481,5 ⋅10,5

Допускаемый нагрев нажимного диска: [τ] = 10…15 °С. 3.2.2. Оценка влияния рабочего процесса сцепления на формирование эксплуатационных свойств автомобиля. 3.2.2.1. Возможность работы двигателя при выбранном режиме включения сцепления.

ωе кон. < ωе хх – двигатель не заглохнет. 3.2.2.2. Режим включения сцепления.

tб = 0,93 с – резкое включение. 3.2.2.3. Тягово-скоростные свойства автомобиля на этапе буксирования сцепления. а) Скорость автомобиля в момент окончания буксирования Vа =

ωа 4 rк Ит

=

142,164 ⋅ 0,47 = 10,6 м/с; 6,3

б) Максимальное ускорение автомобиля в процессе включения сцепления M к max − M ψ И т ηт (400 − 311,8) ⋅ 6,3 ⋅ 0,89 = = 0,034 м/с, jmax = 93 000 G 0,47 ⋅ ⋅ 3,3 rк а δ вр 9,81 g

(

)

где δ вр = 1,04 + 0,4И к2 − коэффициент учета вращающихся масс: δвр = 1,04 + 0,04 ⋅ 7,44 2 = 3,3.

Исходя из условия дискомфорта, у пассажиров должно выполняться неравенство: jmax ≤ 3,5 м/с2. В нашем случае выполняется. в) Ограничение реализации тягово-скоростных свойств автомобиля по сцеплению колес с дорогой. Отсутствие пробуксовки колес возможно при выполнении условия

М к max