Данные для расчета:
Me max = 200 Н·м
Ма = 7300 кг
rст = 0,453 м
i1 = 6,55
i0 = 6,83
Расчеты:
Наружный и внутренний диаметры и толщину накладок выбираем по ГОСТ 12238-76 в зависимости от максимального крутящего момента двигателя:
D = 240 мм
d = 160 мм
d = 3,5 мм
Момент трения сцепления:
Mc = b· Me max
где Mc – момент трения сцепления, Н·м;
b - коэффициент запаса сцепления, принимаем b = 1,8;
Mc = 1,8 ·200 = 360 Н·м
Усилие нажимных пружин на поверхности трения при включенном сцеплении:
P = 
,
где µ - коэффициент трения, принимаем µ = 0,3;
i – число поверхностей трения, для однодисковых i = 2
P = 
Удельное давление на поверхности фрикционной накладки
P0 = 
где η – коэффициент, учитывающий снижение усилия сцепления нажимных пружин на поверхности трения из-за действия возвратных пружин и сил трения в шлицевых соединениях ведомого диска, находится в пределах 0,8 … 0,85, принимаем η = 0,85
P0 = 
Полученное значение находится в пределах 0,15…0,25 мПа
Для расчета работы буксования используют формулы, базирующиеся на статической обработке экспериментальных данных. Для практических расчетов может быть использована следующая формула
где Ja – приведенный момент инерции автомобиля, Н×м×с2;
wе – угловая скорость вращения коленчатого вала, с-1;
Мy - момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя, Н×м
Момент инерции Ja определяют по формуле
где i1 и i0 – передаточные числа коробки перемены передач и главной передачи, по заданию i1 = 6,55 и i0 = 6,83;
Мa – полная масса автомобиля, по заданию Ma = 7300 кг
Угловая скорость коленчатого вала двигателя при максимальной скорости, n = 3200 c-1
Угловая частота вращения коленчатого вала двигателя в момент включения сцепления
Приведенный момент сопротивления движению
где y - коэффициент суммарного сопротивления дороги, y = 0,015
hтр – коэффициент полезного действия трансмиссии, hтр = 0,85
Расчет работы буксования
Удельная работа буксования
Нажимной диск
Наружный диаметр нажимного диска принимается на 2-3 мм больше, а внутренний на настолько же меньше соответствующих диаметров фрикционных накладок. Масса нажимного диска определяется из условия нагрева его за одно включение не более чем на 10 ºС для одиночного автомобиля:
Gн. д = 
,
где γ – доля тепла, поглощаемого нажимным диском при буксовании сцепления, γ = 0,5 для однодискового сцепления;
c – теплоемкость чугуна, с = 0,482 кДж/кг;
τ - допустимая температура нагрева диска за одно включение сцепления, τ = 10 ºС.
Gн. д = 
Толщина нажимного диска hн. д определяется по массе, диаметрам диска и плотности материала, из которого изготовлен диск.
Dн. д = D + 3 = 243 мм
dн. д = d – 3 = 157 мм
hн. д = 
,
где ρ = 7800 кг/м3, плотность чугуна;
hн. д = 
Прочность нажимного диска оценивается по максимальной окружной скорости Vн. д. max. Она не должна превышать 65 м/с при ne max:
Перемещение нажимного диска ∆l при выключении сцепления для однодисковых находится в пределах 1,6 – 2,0 мм.
Принимаем ∆l = 1,8 мм.
Проектирование сцепления с периферийным расположением нажимных пружин:
Номинальная сила, действующая на пружину:
P1 = 
Управление сцеплением не затрудняется, если усилие пружин при деформации увеличивается на величину не более 10-20%, т. е.:
Pmax = 1,1 · P1 = 1,1 · 666,67 = 733,33 Н
Задаемся индексом пружины
Определяем коэффициент, учитывающий кривизну витков и влияние поперечной силы
Диаметр проволоки
С ГОСТ 14963-78 номинальный диаметр принимаем d = 5,5 мм
Dср = 5,5 · 5,5 = 30,25 мм
Жесткость пружины составляет величину
Число рабочих витков пружины:
nр = 
;
полное число витков n = 10+2 = 12
где G – модуль сдвига для стали;
принимаем G = 85 Гпа.
Прогиб нажимной пружины при включенном сцеплении:
Lp = 
= 0,019 м
Расчет привода выключения сцепления:
Расчет привода включает определение суммарного передаточного числа, передаточных чисел отдельных элементов привода и проверку их по допускаемым параметрам: максимальному усилию на педали и допустимому ходу педали.
Передаточное число гидравлического привода выключения сцепления:
iп = iпед · iв · ip · iг;
где iпед = 5,5 , iв = 1,7 , ip = 4,5 , iг = 1 .
iп = 5,5 · 1,7 · 4,5 · 1 = 42,075.
Передаточное число проверяется по максимальному допустимому ходу педали Sпед:
Sпед = ∆l · iп + δ · iв · iг · iпед + δ1 · iпед ;
где δ1 – зазор между штоком и поршнем главного цилиндра гидравлического привода, принимаем равным 0,8 мм;
δ – зазор между выжимным подшипником и рычагами, принимаем равным 3,5 мм.
Sпед = 1,8 · 42,075 + 3,5 · 1,7 · 1 · 5,5 + 0,8 · 5,5 = 112,86 мм.
Расчет деталей сцепления на прочность:
Напряженное состояние витой цилиндрической пружины оценивается по касательным напряжениям, максимальное значение которых будет при выключенном сцеплении:
τmax = 
= 
= 1868357 Н/м
Длина пружины в свободном состоянии:
Так как посадка витка на виток не допустима, то при предельной нагрузке Рmax, должен оставаться зазор между витками
Шаг пружины t, в свободном состоянии
Высота полностью сжатой пружины
Высота пружины в свободном состоянии
Вал сцепления:
Вал сцепления рассчитывают на кручение по максимальному крутящему моменту двигателя Me max. Диаметр вала в самом узком сечении должен быть не менее
где [t] – допускаемые касательные напряжения, [t] = 100 МПа
В соответствии с ГОСТ 6636-69 – «Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры» расчетный диаметр вала принимаем dв = 22 мм.
Ступица ведомого диска:
Для применяемых соотношений элементов шлицевых соединений основным является расчет на смятие
где a - коэффициент точности прилегания шлицев, a = 0,75;
z – число шлицев;
F – расчетная площадь шлицев, м2;
rср – средний радиус шлицев, м
Рабочая площадь шлицев
где l – рабочая длина шлицев;
D и d – диаметр вершин и диаметр впадин шлицев, соответственно, м;
f – фаска у головки зуба
Средний радиус шлицев
Для применяемых соотношений элементов шлицевых соединений основным является расчет на смятие
Гаситель крутильных колебаний:
Рассчитывается момент замыкания Мз при рядном двигателе :
Мз = 1,5·Мe max = 1,5·200 = 300,0 Н·м
Момент предварительного сжатия Мпз = 0,014·Мз = 0,014·300,0 = 4,2 Н·м
Момент трения Мтг = 0,1· Мe max = 0,1·200 = 20,0 Н·м
Подшипник выключения сцепления:
Подшипник выключения сцепления выбирается по коэффициенту работоспособности:
Сп = А·к·(n·H)0,3 ,
где А – осевое усилие, действующее на подшипник, А = Pmax·z/ip,
А = 733,33·9/4,5 = 1466,66 Н·м ;
к – коэффициент, учитывающий вращение наружного кольца подшипника, к = 1,15;
n – частота вращения подшипника при выключении сцепления, n = 1000 мин-1;
H – время работы подшипника в часах:
H = 0,1·L/Vср,
где L – пробег автомобиля до капитального ремонта, принимаем L = 290000км
Vср – средняя скорость автомобиля, принимаем Vср = 35 км/ч ;
Коэффициент 0,1 показывает, что расчетное время работы подшипника составляет 10% времени работы автомобиля до капитального ремонта.
H = 0,1·290000/35 = 828,57 ч ;
Рассчитываем коэффициент работоспособности:
Сп = 1466,66·1,15·(1000·828,57)0,3 = 100583.
