Зарщиков А.М. Автомобиль. Анализ конструкций, элементы расчета
Курс лекций. — Омск: СибАДИ, 2004. — 135 с.
Содержание:
Историческая справка
Классификация современных автомобилей
Требования к современным автомобилям
Компоновка и планировка современных автомобилей
Анализ компоновочных схем современных автомобилей
Грузовые автомобили
Автобусы
Компоновка легковых автомобилей
Виды кузовов
Весовые и геометрические параметры автомобилей
Основные понятия о надежности и долговечности
Диаграмма напряжений , предельные напряжения, коэффициент запаса прочности
Практические методы определения напряжений
Тензомост
Расчетные методы определения напряжений
Типы расчетов
Сложнонапряженное состояние, теории прочности
Методы определения допускаемых напряжений (коэффициента запаса прочности)
Назначение сцепления
Сцепление
Классификация сцепления
Сцепление с периферийными цилиндрическими пружинами
Сцепление с диафрагменной пружиной
Специальные требования, предъявляемые к сцеплению и способы их выполнения
Подбор и проверка параметров сцепления
Расчет деталей сцепления на прочность
Способы передачи крутящего момента от маховика на нажимной диск
Коробка передач (КП)
Необходимость применения коробки передач
Специальные требования к КП
Бесступенчатые трансмиссии
Механическая коробка передач (КП)
Кинематическая схема
Работа инерционного синхронизатора
Основы расчета КП
Карданная передача
Классификация
Кинематика асинхронного карданного шарнира Гука
Два правила установки асинхронных шарниров
Критическая частота вращения (КЧВ) карданной передачи
Расчет на прочность деталей карданной передачи
Главная передача (ГП)
Классификация ГП
Основы расчета ГП
Дифференциал, принцип работы, блокировка
Классификация дифференциала
Кинематические и силовые аспекты работы дифференциала
Основы расчета дифференциала
Полуоси
Классификация полуосей
Основы расчета полуосей
Балки мостов
Классификация балок
Основы расчета балок
Подвеска автомобиля
Классификация подвесок
Зависимая подвеска
Независимая подвеска на поперечных рычагах и рычажно-телескопическая подвеска
Упругая характеристика подвески
Построение упругой характеристики подвески
Рулевое управление (РУ)
Классификация РУ
Передаточные числа рулевого управления
Основы расчета деталей РУ на прочность
Тормозное управление
Классификация
Выбор основных параметров колодочных тормозных механизмов
Оценка работоспособности тормозного механизма
Расчет тормозного привода
Список использованной литературы
Источник статьи: http://www.studmed.ru/zarschikov-am-avtomobil-analiz-konstrukciy-elementy-rascheta_43bbd231ff8.html
ИЗДАТЕЛЬСТВО ТГТУ АВТОМОБИЛЬ. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ, ЭЛЕМЕНТЫ РАСЧЕТА
1 ИЗДАТЕЛЬСТВО ТГТУ АВТОМОБИЛЬ. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ, ЭЛЕМЕНТЫ РАСЧЕТА
2 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 9060 «Автомобили и автомобильное хозяйство» и 3 курса специальности 9070 «Организация и безопасность дорожного движения» Тамбов Издательство ТГТУ 008
3 УДК 69.07(0,75.85) ББК О33-04я73 М474 Рецензенты: КАНДИДАТ ТЕХНИЧЕСКИХ НАУК, СТАРШИЙ НАУЧНЫЙ СОТРУДНИК ВИИТИН Г.Н. ЕРОХИН Кандидат технических наук, доцент А.И. Попов Составители: 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, с. 00 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 9060 «Автомобили и автомобильное хозяйство» и 3 курса специальности 9070 «Организация и безопасность дорожного движения». УДК 69.07(0,75.8) ББК О33-04я73 ГОУ ВПО «Тамбовский государственный технический университет» (ТГТУ), 008
4 Учебное издание Автомобиль АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ, ЭЛЕМЕНТЫ РАСЧЕТА Методические разработки Составители: МЕЛИСАРОВ Валерий Михайлович, БРУСЕНКОВ Алексей Владимирович, БЕСПАЛЬКО Павел Павлович Редактор З.Г. Чернова Компьютерное макетирование Е.В. Кораблевой Подписано в печать Формат 60 84/6. 4,88 усл. печ. л. Тираж 00 экз. Заказ 90 Издательско-полиграфический центр Тамбовского государственного технического университета 39000, Тамбов, Советская, 06, к. 4
5 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 []. Реализация функциональных свойств сцепления рассмотрены в требованиях [], 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 П, и справочные данные по сцеплениям автомобилей отечественных автомобилей П П5. Выполнение конструктивной части проекта предусматривает, по указанию преподавателя, модернизацию отдельных узлов автомобиля: ) замену периферийных нажимных пружин на диафрагменные; ) 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. ВКЛЮЧЕННОЕ СЦЕПЛЕНИЕ.. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ КОНСТРУКЦИЙ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИХ ФУНКЦИОНАЛЬНЫЕ СВОЙСТВА СЦЕПЛЕНИЯ. Наружный и внутренний диаметры ведомого диска: 3 βm к max D,5 ; d 0,6D, πp µ i 0 где М к max максимальный момент двигателя, Н м (прил. П); β коэффициент запаса сцепления в зависимости от типа сцепления автомобиля (для легковых автомобилей β,,75; для грузовых автомобилей β,5,; для автомобилей повышенной и высокой проходимости β,8 3,0); µ расчетный коэффициент трения, зависящий от параметров фрикционных материалов, состояния и относительной скорости скольжения поверхностей трения, давления и температуры (µ 0, 0,3); р 0 давление на фрикционные накладки р 0 0,5. 0,5 МПа (меньшие значения р 0 0, имеют сцепления грузовых автомобилей); i число поверхностей пар трения (для однодискового сцепления i, для двухдискового i 4). Полученные размеры D и d уточняются по ГОСТ Наружный и внутренний диаметры рассчитываются в том случае, если производится проектировочный расчет и эти параметры неизвестны. Для случая расчета по заданиям (прил. П) размеры ведомого диска берутся из справочной табл. (прил. П). Момент, передаваемый сцеплением (рис. ): где R ср R + r. M M β P µ R c к max пр ср i,
6 Рис.. Схема привода сцепления Н. Потребное усилие пружин определяется из выражения..3. Расчет параметров цилиндрических пружин. Усилие, создаваемое одной пружиной: P пр M к maxβ. µ R i ср Pпр Pпр. z Число пружин z должно быть кратным числу рычагов (прил. П), а усилие одной пружины не должно превышать 800 Диаметр проволоки пр. где вык ( ) пр 8D P пр пр. вык d 3 пр, π [] τ P P усилие пружины во выключенном состоянии; D средний диаметр витка (см. прил. ); [] τ допустимое напряжение для сталей 65Г, 85Г, [ τ] МПа. Число рабочих витков пружины П р 4 пр f 3 прpпр.вык Gd, D 4 где G 8 0 МПа модуль упругости; f ( δi + δ ) дополнительная деформация пружины при включении сцепления. Зазор между поверхностями трения δ при выключенном сцеплении равен 0,75 мм однодискового сцепления и 0,5 0,75 мм для двухдискового. Деформация ведомого диска при включенном сцеплении δ составляет,5 мм для упругого диска и 0,5 0,5 мм для неупругого. Полное число витков пружины Пп Пр +. витка. Деформация пружины при включенном сцеплении Жесткость пружины 3 пр 4 пр 8Pпр D Пр f. Gd 4 пр 3 прпр Pпр Gd C. f 8D У легковых автомобилей С Н/мм, у грузовых С 0 40 Н/мм. В результате расчетов строится упругая характеристика пружины. На рис. представлена упругая характеристика пружин сцепления автомобиля, имеющего М к max 40 Нм. Параметры сцепления следующие: β,5; D 34 мм; d 86 мм; z 6; δ 0,9 мм; δ 0, мм; i ; D пр 5 мм; P,; P. пр [] τ 800 МПа. 4. Расчет двойных пружин. Результирующее усилие двойной пружины пр пр. вык
7 P пр P + P. Принимается допущение об одинаковых деформациях ( f f f ) и напряжениях ( max τmax ) τ в обеих пружинах. Из этого допущения вытекает условие для подбора параметров внешней и внутренней пружины: Dпр П р Dпр П р. d d пр Задавшись конструктивными значениями D пр, и D пр и варьируя значениями п р ; п р ; d пр ; d пр, можно подобрать параметры двойной пружины. пр Рис.. Упругая характеристика цилиндрической пружины Параметры пружин сцепления автомобиля ГАЗ-4: усилие одной пружины, Н средний диаметр, мм.. 8,5,5 диаметр проволоки, мм.. 3 жесткость, Н/мм.. 6, 0,7..5. Расчет диафрагменной пружины. Расчетная схема для определения параметров пружины приведена на рис. 3. Расчеты ведутся в предположении недеформированности сечения пружины. Усилие пружины Р пр πe h b b a f b a f ln H f H + h 6( b c) a b c b c, Р e R H H п α c P пр b а Рис. 3. Расчетная схема параметров пружины
8 Е 5 где Е ( Е 0 МПа; µ 0,6); f деформация пружины в месте приложения силы P пр ; Hп полная высота пружины, мм; α угол подъема пружины, град. µ H α п. b e Размер а согласно рис. 3 снимается после построения общего вида сцепления. Параметры пружины находятся в пределах: h,0. 5 мм для легковых автомобилей; h 3,0. 5 мм для грузовых автомобилей; H/h,5. 0; b/c. 5; b/e,5; b/h ; b h80, число лепестков n При известных геометрических параметрах пружины, последовательно задавая деформацию f (c интервалом через мм), рассчитывают соответствующие значения Р пр. По результатам расчетов строится упругая характеристика пружины и по заданным параметрам двигателя и сцепления определяется погребная деформация пружины во включенном f и выключенном f состоянии. На рис. 4 представлена упругая характеристика пружины, имеющая следующие геометрические размеры: b 00 мм; а 75,5 мм; с 7 мм; e 5 мм; Н пр 9 мм; Н 4,5 мм; h, мм; п 8. Рис. 4. Упругая характеристика диафрагменной пружины Данная пружина установлена в сцеплении, имеющем следующие параметры: D 00 мм; d 4 мм; δ мм; δ мм; β,4. Максимальный крутящий момент двигателя M к max 89,3 Н м. Для обеспечения потребного усилия пружины во включенном состоянии сцепления в соответствии с графиком (рис. 4) необходима предварительная деформация пружины f 5,6 мм. Деформация пружины при выключенном сцеплении f 8,6 мм. 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 z r 6. 8; диаметр проволоки d пр.r мм; средний диаметр витка D пр.r мм; полное число витков n пр 5. 6; жесткость пружин С r Н/мм; момент трения фрикционных элементов М пр Н м. Момент предварительной затяжки пружин
9 M ( М. пр 0,5. 0,) к max Усилие, сжимающее одну пружину: Р (0. 3) М mrz r к max г.пр β, где r радиус приложения усилий к пружине; т число ведомых дисков. РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ НА НАДЕЖНОСТЬ. 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: 4Pпр P0, π( D d ) где Р 0 0,5. 0,5 КПа, причем меньшие значения имеют сцепления грузовых автомобилей. 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 t н мм. Полный износ для приклепываемых накладок составляет 0,5 t н, а для приклеиваемых,0 t н. изн пр. Коэффициент запаса после износа Рис. 5. График зависимости коэффициента запаса сцепления от суммарного износа накладок β изн Р β Р P максимальное нажимное усилие на ведомый диск (рис. 4). 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(t н i)). На рис. 5 позиция соответствует сцеплению с цилиндрическими периферийными пружинами (упругая характеристика пружины приведена на рис. ) с приклепанными накладками толщиной t н 4 мм; позиция сцеплению с диафрагменной пружиной (упругая характеристика приведена на рис. 4) с приклепанными накладками толщиной t н 3,3 мм. 3. Статическая прочность.. Цилиндрические нажимные пружины рассчитываются на кручение в выключенном состоянии сцепления: 8Рпр. выкdпр.r τ max. 3 πd пр. изн пр пр.r.
10 Пружины гасителя крутильных колебаний рассчитываются на кручение с учетом кривизны витка где K коэффициент, учитывающий кривизну витка пружины: 8Pпр. вык Dпр. r τ max K, 3 πd ( с ) C пр. r 4с 0,65 Dпр. r K + ; С 4. 4,5. 4 d Допустимое напряжение [] τ 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 и напряжении изгиба σ : t где η коэффициент полноты лепестка; η S n /[ π( a + е) ] и пр. r ( d a) P E α + hα σ э σи + σt +, h η a л ; n число лепестков; S л 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) b c d ; P P b пр. ln c e a Полученное напряжение σ э сравнивается с пределом текучести материала при растяжении. Для стали 60СА σ t 400 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 P пр 890 Н. Соответственно усилие, приложенное к концам лепестков, Р 70 Н. Эквивалентное напряжение 3. Рычаг выключения рассчитывается на изгиб: σ э σ и + σ t 635, ,8 5,5 МПа. σ Рпр.выкl, enw 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); W и 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: и 4 4 ( D d ) 0,098 Wи. d
11 Рис. 6. Схема для расчета рычага выключения: проушина; 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 σ и не должно превышать: для сталей МПа, для ковких чугунов МПа. 4. Шлицы ступицы ведомого диска рассчитываются на сжатие и срез. Напряжение сжатия P σс, F α где dн dв Mк maxβ dн + dв F lim ; P ; rср, r 4 где l длина шлиц; im число шлиц; d н и dв 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,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 5 МПа. Напряжение среза P τ, i lbα где b ширина шлиц (прил. 3), [] τ 5 5 МПа (сталь 40Л). m..4. Долговечность диафрагменной пружины. 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 ср
12 σ σm σmax σα 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 N e. Предел выносливости детали (диафрагменной пружины) при пульсирующем цикле изменения напряжений выражается формулой σ σ rd. ( K + α ) ( K ) r d δ d α δ Предел выносливости стандартного опытного образца при изгибе определяется: α σ σр МПа; αδ, 6 σ где σ р предел прочности материала; σ т предел текучести материала. т Рис. 8. График усталости пружины Коэффициент K d при поверхностном упрочнении определяется из выражения K K d, Σ β где K коэффициент концентрации напряжений (K. ); Σ масштабный фактор, учитывающий абсолютные размеры детали, равный 0,8 0,9; β коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение детали (β. 4). Зависимость между напряжением σ i и числом циклов нагружения N i имеет вид mr m σ N σ r N 0. Значение показателя m r может быть получено так: m r i i rd 0,5m 3 4( 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.
13 Но результатам расчетов строится график усталости пружины и по известному нормальному напряжению от изгиба σ i определяется число циклов до разрушения. С учетом того, что по статистике на 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 60СА (σ р 600 МПа; σ т 400 МПа). В соответствии с конфигурацией детали и режимами обработки по справочным данным выбраны следующие значения коэффициентов: K ; 0,8; β,; m 7. Предел выносливости пружины в соответствии c расчетом σ 50 МПа. Для стали 60СА базовое число циклов N Зависимость между напряжением σ i и числом циклов напряжения N i имеет вид σ 5,53 i N i 50 Для построения левой части графика усталости находится при числе циклов N i 0 4 значение σ i 94 МПа. Для рассматриваемой пружины с расчетным нормальным напряжением изгиба σ н 635,7 МПа число циклов до разрушения, как видно из графика усталости, составляет (N ). Если принять пять переключений на км пробега, то разрушение диафрагменной пружины наступит после км пробега автомобиля. 5, ВЫКЛЮЧЕНИЕ СЦЕПЛЕНИЯ.. 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. Усилие на педали. Усилие на педали при выключении сцепления непостоянно и зависит от упругой характеристики пружины. В выключенном состоянии Рпр.вык z Рпед, И η где И п.с передаточное число привода сцепления; η п.с коэффициент полезного действия привода сцепления; Р пр усилие пружин в выключенном состоянии (, Р пр ); z число пружин. Передаточное число механического привода (рис. 9): Передаточное число гидравлического привода (рис. 0): п.с п.с a c e И п.м. b d f a c e dr И п.г, b d f dr где d d соответственно диаметры исполнительного и главного цилиндров. r, r Передаточное число привода сцепления находится в пределах 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 50 Н, у грузовых 50 Н. Рис. 9. Передаточное число механического привода
14 Рис. 0. Передаточное число гидравлического привода. Ход педали оцепления. Величина полного хода педали a c S Sс.х + Sр δ + b d a c e ( δi + δ ) b d f п, где δ зазор между рычагами и муфтой выключения сцепления; δ. 4 мм; S с.х свободный ход педали; S р рабочий ход педали (прил. П). Для автомобиля, упругая характеристика периферийной цилиндрической пружины сцепления которого представлена на графике (см. рис. ), построена статическая характеристика привода сцепления Рис.. Статическая характеристика привода сцепления с цилиндрической пружиной (рис. ) при следующих характеристиках привода: a/b 7,58; c/d,; е/f 5,33 δ мм; η п 0,75. Для построения характеристики необходимо найти параметры. Точка «а» начало выключения сцепления: Точка «б» сцепление полностью выключено: S с.х ; S р ; S п ; Р пед.. P Р пед пед Рпр.вык z. И η п.с п.с п Рпр.вык z, И η Усилие педали в зоне холостого хода определяется характеристиками возвратных пружин. п
15 Для автомобиля, упругая характеристика диафрагменной пружины сцепления которого представлена на графике (см. рис. 4), построена статическая характеристика привода сцепления (рис. ) при следующих характеристиках привода: a/b 4; с/d,5; е/f 3,5; d r d r ; δ мм; η п 0,85. Рис.. Статическая характеристика привода сцепления с диафрагменной пружиной..3. Работа, совершаемая водителем при выключении. На рис. 3 представлены упругие характеристики пружин. Работа, совершаемая водителем, эквивалентна площади заштрихованных фигур. Рис. 3. Упругие характеристики: всех цилиндрических нажимных пружин; диафрагменной пружины В соответствии с графиком работы водителя может быть определена работа включения сцепления А вод : \ 0,5( Рпр. + Рпр.вык. ) zs А вод., η где z число нажимных пружин (прил. П); S ход нажимного диска. \ S iδ + m, где m деформация ведомого диска во включенном состоянии (для упругого диска m,0. 5 мм; а для неупругого m 0,5. 0,5 мм). \ \ п
16 3. Включение сцепления 3.. 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 Графоаналитический метод расчета процесса включения сцепления. Автомобиль предоставлен в виде эквивалентной двухмассовой системы (рис. 4), для которой справедливы уравнения: I ω I е a ω е а М M к с М c; М ψ, Рис. 4. Двухмассовая модель автомобиля где I е момент инерции ведущих частей сцепления; I a момент инерции автомобиля, приведенный к ведомым частям сцепления; М к крутящий момент двигателя; M c момент, передаваемый сцеплением; М ψ момент сопротивления движения автомобиля, приведенный к валу сцепления; ω e, ω a угловая скорость коленчатого вала двигателя и ведомых частей сцепления. Приняты следующие допущения:. Момент двигателя мгновенно принимает максимальное значение и остается постоянным М к М к max const.. Момент, передаваемый сцеплением, зависит от времени, т.е. M с k t, а при достижений максимального значения М с М Темп включения k для легковых автомобилей изменяется в диапазоне k Н м/c; а для грузовых k Н м/c. 3. Момент сопротивления движению автомобиля постоянен, т.е. к max β. М ψ ψg И η где G a сила тяжести автомобиля; ψ коэффициент сопротивления движению; r д динамический радиус колеса; η т коэффициент полезного действия трансмиссии; И т передаточное число трансмиссии (прил. П). 4. Момент инерции автомобиля, приведенный к ведомым частям cцепления: где r к радиус качения колеса. 5. Начальная угловая скорость коленчатого вала т ar g т,05ga r I a gи т к,, ωе х.х 300 I ωе нач ωn,5 + 0, ωn ωn I где ω e х.х 0,5ω N. Решая исходные уравнения со сделанными допущениями можно получить: a е, ω е ω М I а к max е k t I a k t t I M I a е ψ t + ω + ω е нач. a нач ;
17 Рис. 5. График рабочего процесса сцепления Для построения графика рабочего процесса сцепления (pиc. 5) ограничимся определением величин t ; t ; t 3 ; t 4 ; ω e ; ω е ; ω е3 ; ω а ; ω а3 ; ω а4, которые могут быть найдены решением исходных уравнений: ; ; ; max к 3 max к t t k M t t k M t k M t β ψ ; ) ( ) ( е a к max а е а ψ β β + ω ω М I I M I t ; нач е max к е е ω + ω t k t M I ; ) ( ) ( нач е max к е е ω ω t t k t t M I ; ) ( ) ( нач е 3 3 max к е е 3 ω ω t t t k t t t M I ; a a, t k I ω ; ) ( a а 3 t t k I + ω. ] [ 4 a к max а ω + β ω ψt M t M I a Если при найденных значениях времени t 3 оказалось, что е 3 ω 18 Рис. 6. График рабочего процесса сцепления, при котором М с не достигает величины М к mах β Работа буксования за t: Рис. 7. Графоаналитический метод работы буксирования сцепления L M δ с. ср αп, М сп + М сп+ где М с.ср среднее значение момента оцепления за интервал временя t; ωсп + ωсп+ ωсп + ωсп+ αп, где t угол буксирования за время t (на графике t t 3 ). Полная работа буксования определяется суммированием работ по всем четырем участкам: п L δ М с.ср αп. 3.. ОЦЕНКА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ВХОЖДЕНИЯ СЦЕПЛЕНИЯ ПРИ ТРОГАНИИ АВТОМОБИЛЯ 3. Оценка надежности (износостойкости) рабочих поверхностей сцепления производится по косвенным показателям напряженности работы пары трения.. Удельная работа буксования
19 L δ δ 0 π ( 4 L. D d ) i Удельная работа буксования при трогании автомобиля с места не должна превышать 70 Дж/см для легковых, 0 Дж/см для грузовых автомобилей [].. Нагрев нажимного диска за одно включение: 0 γl τ δ, сm где γ 0,5 для однодискового сцепления и γ 0,5 для двухдискового; m н.д масса нажимного диска (прил. П); с удельная массовая теплоемкость чугуна (стали), равная 48,5 Дж/(кг С). Допускаемый нагрев нажимного диска (τ 0 ) С Оценка влияния рабочего процесса сцепления на формирование эксплуатационных свойств автомобиля.. Возможность работы двигателя при выбранном режиме включения сцепления. При значении ω е кон 20 µ ; р0 давление на фрикционные накладки р 0 0,5. 0,5 МПа (меньшие значения р 0 0, имеют сцепления грузовых автомобилей); i число поверхностей пар трения (для однодискового сцепления i ). Полученные размеры D и d уточняются по ГОСТ : D 80 мм, d 0 мм. Наружный и внутренний диаметры рассчитываются в том случае, если производится проектировочный расчет и эти параметры неизвестны. Определяем момент, передаваемый сцеплением (рис. ): М c М к maxβ Рпрµ Rсрi 4,6 0,3 7,5 85,3 Н м, R + r где Rср 7, 5 мм. Потребное усилие пружин температуры ( 0. 0,3) М к maxβ 05,9,75 Р пр 46 Н. µ R i 0,3 0,075 Таким образом, сила сжатия фрикционного диска сцепления равна Рпр 46 Н. 3. Расчет диафрагменной пружины. Расчетная схема для определения параметров пружины приведена в методике на рис. 3. Определяем максимальный момент трения, передаваемый сцеплением: М,5. 0, М 0, 05,9, Н м. ср ( ) 8 пр 0 к max Определяем необходимое усилие, сжимающее пружину: (. 3) 0 М к maxβ,3 05,9 0,3 Р г. пр. 94,3 Н, mrz r 0,073 6 где r радиус приложения усилий к пружине; m число ведомых дисков, ( m для однодискового сцепления). РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ НА НАДЕЖНОСТЬ. Износостойкость фрикционных накладок. Расчеты на износостойкость рабочих поверхностей производятся условно. Во включенном состоянии сцепления определяем давление на рабочей поверхности при действии расчетной нагрузки: 4Pпр 4 46 P 0 0,6 МПа. π( D d ) 3,4 (80 0 ) Расчет пружины диафрагменного типа может быть проведен по формулам, выведенным в предположении недеформированности сечения пружины. Нажимное усилие на ведомый диск: 5 πe h b b a f b a Р пр. f ln H f H + h, 6( b c) a b c b c E где E,5 0 МПа, ( Е 0 МПа; µ 0, 6 ; f деформация пружины в месте приложения силы µ 0,6 P пр. Параметры пружины находятся в пределах: h,0. 5 мм для легковых автомобилей. Из соотношения H/h,5,0 следует H 4 мм; b/c,,5 c 00/,5 34 мм; b/e,5 е 00/,5 80 мм; b h мм; число лепестков n 8 0. α угол подъема пружины: Hп 38 o α 0,475 7, b e Hп полная высота пружины, равная 38 мм (см. рис. 3). Размер а, согласно рис. 3, снимается после построения общего вида сцепления, а 47 мм. При известных геометрических параметрах пружины, последовательно задавая деформацию f (c интервалом через мм), рассчитываем соответствующие значения Р. По результатам расчетов строим упругую характеристику пружины пр. изм (рис. 4) и по заданным параметрам двигателя и сцепления определяем потребную деформацию пружины во включенном f и выключенном f состоянии:
21 Р Р Р Р Р пр. пр. пр.3 пр.4 пр.5 5 3,4, ln 6 (60 34) ,5 Н; ,4, ln 6 (60 34) , Н; ,4, ln 6 (60 34) , Н; ,4, ln 6 (60 34) ,9 Н; ,4, ln 6 (60 34) ,5 Н 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 Сr Н/мм; момент трения фрикционных элементов M Н м. пр..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 t н мм. Полный износ для приклепываемых накладок составляет 0,5t н, а для приклеиваемых,0t н. Коэффициент запаса после износа β Р 400,75 46 пр. изн изн β Рпр. Значения усилий пружины при износе определяем графически ( Рпр.изн 400 Н) с использованием упругой характеристики пружины (рис. 4). 4. Статическая прочность. Пружины гасителя крутильных колебаний рассчитываем на кручение с учетом кривизны витка: 8Рпр. Dпр.r τmax K, ,5 Н мм, 3 3 πd пр.r 3,4 3 где K коэффициент, учитывающий кривизну витка пружины: 0,58. 4с 0,65 4 4,5 0,65 K + +,35 ; 4( с ) C 4 ( 4,5 ) 4,5 Dпр.r С 4. 4,5. d пр.r Допустимое напряжение [] τ МПа. Диафрагменная пружина рассчитывается на эквивалентное напряжение в основании лепестка в выключенном состоянии сцепления при плоском положении пружины.
22 По теории максимальных касательных напряжений, эквивалентное напряжение σ э состоит из нормальных напряжений в окружном направлении σ и напряжение изгиба σ : σ э где σ и + σ t P E + h η 5 t ( d a) α a + hα ( 6,5 47) 05,6,5 0 0, , ,5 Па,9 0,475 75, МПа η коэффициент полноты лепестка; и 3,5 η S л n /[ π( a + е) ],9, 3,4 ( ) где n число лепестков, примем n ; S л ширина лепестка на радиусе; S л 0,5( а + е) 0,5 ( ) 3, 5 мм. Причем, ( b a) ( 60 47) d 6,5 мм; b 60 ln ln a 47 b c P Pпр 46 05,6 Н. c e Полученное напряжение σ э сравнивается с пределом текучести материала при растяжении. Для стали 60СА σ t 400 МПа. Рычаг выключения рассчитываем на изгиб: Pпр.вык. l 46 5 σэ 3837,6 Па 383, МПа, еnwи ,8 0 где Pпр. вык усилие пружины при выключении; е расстояние от точки приложения силы до центра опоры, e 45 мм; n число рычагов выключения; n ; l расстояние от точки приложения силы до опасного сечения (согласно рис. 6 все размеры снимаются с общего вида), l 5 мм; W и момент сопротивления изгибу в опасном сечении. Так как σ э 23 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 где где σ rd σ 599 ( K + a ) ( K a ) r (,75 + 0,4) (,75 0,4) d δ d δ Предел выносливости стандартного опытного образца при изгибе определяем: 46, МПа. σ 599 σ σр МПа; a δ 0,4, 6 6 σ 400 σ р предел прочности материала; σ т предел текучести материала. Коэффициент K d при поверхностном упрочнении определяется из выражения: K, K d,75, β 0,9,4 K коэффициент концентрации напряжений ( K размеры детали, равный 0,8 0,9; т. ); масштабный фактор, учитывающий абсолютные β коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение детали (β. 4). Зависимость между напряжением σ i и числом циклов нагружения Значение показателя m r может быть получено так: m r σ mr i N i σ mr rd N 0. N i имеет вид ( ) 0,5 5 4( 0,073) 3,87. 0,5m 4 r 3 3 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 σ п определяем число циклов до разрушения. С учетом того, что по статистике на км пробега автомобиля приходится 5 7 переключений, определяем пробег автомобиля до разрушения диафрагменной пружины сцепления. Расчет проведен для пружины, выполненной из стали 60СА (σ р 600 МПа; σ т 400 МПа). В соответствии с конфигурацией детали и режимами обработки по справочным данным выбраны следующие значения коэффициентов: K ; 0,8; β,; m 7. Предел выносливости пружины в соответствии c расчетом σ 46, МПа. Для стали 60СА базовое число циклов N Зависимость между напряжением σ i и числом циклов напряжения N i имеет вид: σ 5,5 i N i 46, 5, Для построения левой части графика усталости находим при числе циклов N i 0 4 значение σ i (МПа).. ВЫКЛЮЧЕНИЕ СЦЕПЛЕНИЯ Определяем параметров процесса выключения, обеспечивающих функциональные свойства. УСИЛИЕ НА ПЕДАЛИ Усилие на педали при выключении сцепления непостоянно и зависит от упругой характеристики пружины. В выключенном состоянии Рпр.вык z 53, Рпед 7,9 Н, И η 35 0,85 п.с п.с где Ип.с передаточное число привода сцепления; η п.с коэффициент полезного действия привода сцепления; η п.с 0,8. 0,9 ; Р усилие пружин в выключенном состоянии, пр. вык Р,Р, 46 53, Н; пр.вык. пр
24 z число пружин, z. Определяем передаточное число гидравлического привода (рис. 0): a c e И dr п.г 4,5 3,5 35, b d f dr где dr, d r соответственно диаметры исполнительного и главного цилиндров, равные 9 мм (для автомобилей семейства ВАЗ). Определяем величину полного хода педали. ХОД ПЕДАЛИ СЦЕПЛЕНИЯ а c S Sс.х + Sр δ + b d a c e ( δi + δ ) b d f п, где S с.х свободный ход педали, который составляет 5 35мм; S р рабочий ход педали, который составляет 0 30 мм (табл. П). Sп мм. Для автомобиля, упругая характеристика диафрагменной пружины сцепления которого представлена на графике (см. рис. 4), построена статическая характеристика привода сцепления (рис. ) при следующих характеристиках привода: a/b 4; c/d,5; е/f 3,5; η п 0,85. Для построения характеристики необходимо найти параметры. Точка «а» начало выключения сцепления: Точка «б» сцепление полностью выключено: S сх ; S р ; S п ; Р пед. Рпр.вык z 46 Pпед. 43, Н. И η 35 0,85 п.г п.с Рпр.вык z 53, Рпед 7,9 Н. И η 35 0,85 Усилие педали в зоне холостого хода определяется характеристиками возвратных пружин. п.г п.с.3. РАБОТА, СОВЕРШАЕМАЯ ВОДИТЕЛЕМ ПРИ ВЫКЛЮЧЕНИИ На рис. 3 представлены упругие характеристики пружин. Работа, совершаемая водителем, эквивалентна площади заштрихованных фигур. В соответствии с графиком работы водителя может быть определена работа включения сцепления А вод : 0,5 ( Рпр + Рпр.вык ) zs 0,5 ( ,),5 Aвод 3 785,5 Дж, η 0,85 где S ход нажимного диска, мм. п S iδ + m 0,75 +,5 мм. 3. ВКЛЮЧЕНИЕ СЦЕПЛЕНИЯ 3.. 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:. Момент двигателя мгновенно принимает максимальное значение и остается постоянным М к М к max. Момент, передаваемый сцеплением, зависит от времени, т.е. k t, а при достижений максимального значения const. M c М c М к maxβ 05,9 0,3 3,77 Н м. 3. Момент сопротивления движению автомобиля постоянен, т.е. ψgar g 0, ,3 Мψ 46,4 кг м, И η 4,3 0,9 т т
25 где G сила тяжести автомобиля, G 4350 кг; ψ приведенный коэффициент сопротивления движению, ψ 0, 04 ; r a a динамический радиус колеса, rg 0, 3 м; η т коэффициент полезного действия трансмиссии, η т 0, 9 ; Ит передаточное число трансмиссии, И т 4, Момент инерции автомобиля, приведенный к ведомым частям cцепления:,05ga rк, ,3 Ia 8,5 кг м. gи т 9,8 4,3 где r радиус качения колеса (прил. П); g ускорение свободного падения, равное 9,8 м/с. к ПРИМЕР РАСЧЕТА СЦЕПЛЕНИЯ С ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРУЖИНОЙ. ВКЛЮЧЕННОЕ СЦЕПЛЕНИЕ.. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ КОНСТРУКЦИЙ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИХ ФУНКЦИОНАЛЬНЫЕ СВОЙСТВА СЦЕПЛЕНИЯ. Расчет фрикционного дискового сцепления будем проводить по параметрам, выбранным из прил. П, согласно варианту. Для нашего примера возьмем следующие данные: М 400 Н м; D 330 мм; d 80 мм. к max. Определяем момент, передаваемый сцеплением (рис. ): М М β P R i, с к max прµ R + r где R ср 8 мм, µ 0, 3 расчетный коэффициент трения, зависящий от параметров фрикционных материалов, состояния и относительной скорости скольжения поверхностей трения, давления и температуры; i 4 число по- верхностей пар трения (для двухдискового сцепления); β,5. коэффициент запаса сцепления в зависимости от типа сцепления автомобиля. Определяем потребное усилие пружин. 3. Произведем расчет параметров пружин. Усилие, создаваемые одной пружиной: где z 6 число пружин. Диаметр проволоки М 5,084 0, Н м. c M к maxβ 400 P пр 508,4 Н. µ R i 0,3 0,8 4 ср Рпр Pпр, z ср 508,4 P пр 35,53 Н. 6 8D пр пр. вык d 3 пр. π τ Усилие пружины в выключенном состоянии определяется: Dпр 5,5 мм средний диаметр витка; [] τ МПа допустимое напряжение. В расчете принимаем [] τ 900 МПа. Определяем число рабочих витков пружины: Р [] (. ), 35,53 390, 7 Р Р Н; пр. вык пр 8 0, ,7 d пр 3 3 мм. 3,4 900 g
26 П р 4 Gdпр f 3 пррпр.вык, D 4 где G 8 0 МПа модуль упругости; f ( δi + δ ) дополнительная деформация пружины при выключении сцепления, где δ 0,75. 0 мм зазор между поверхностями трения, принимаем δ 0,9 мм; δ 0,5. 0, 5 мм деформация ведомого диска при включенном сцеплении, принимаем δ 0, мм, тогда f 0, , 3, 8 мм Полное число витков пружины будет Деформация пружин при включенном сцеплении П П 4 4 р ,8 4 витка. 3 5,5 390,7 П + (. ) витков. п р ,53 5,5 4 f 6, Так как эксплуатационные качества сцепления определяются жесткостью пружины, то ее формула имеет вид 35,53 С,3 Н/мм. 6,6..4. Гаситель крутильных колебаний. Зададим конструктивные параметры гасителя крутильных колебаний: число пружин z r 8 ; диаметр проволоки d пр. r 4 мм; средний диаметр витка D пр. r 8 мм; полное число витков n пр.r 6 ; жесткость пружин сr 300 Н/мм; момент трения фрикционных элементов М пр.r 00 Н м; Определяем момент предварительной затяжки пружин: Усилие, сжимающее одну пружину будет: М (,5. 0,) 0, пр 0 M к max (. 3) Н м. 0 M к maxβ, 400 P г. пр 937,5 Н. mrz r 0,8 8.. РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ НА НАДЕЖНОСТЬ. Износостойкость фрикционных накладок. Определим давление на рабочей поверхности при действии расчетной нагрузки. Функциональная надежность. Рассчитываем коэффициент запаса после износа: 4Рпр 4 508,4 Р 0 0,086 МПа. π( D d ) 3,4 (0,330 0,80 ) β Р ,4 пр.изн изн β Рпр 0, Статическая прочность. Цилиндрические нажимные пружины рассчитываем на кручение в выключенном состоянии сцепления: τ 8Р πd D 8 390, ,4 4 max пр.вык пр. r 3 пр. r 80 МПа. Рассчитываем пружины гасителя колебаний на кручение с учетом кривизны витка:
27 τ max 8Р πd D пр.вык пр. r 3 пр. r где K коэффициент, учитывающий кривизну витка пружины: 4с 0,65 D K + ; С 4с 4 С d Рычаг выключения рассчитываем на изгиб: τ K, 4,5; 4 4,5 0,65 K +,35; 4 4,5 4 4, ,7 8, МПа. 3 3,4 4 max σ Рпр.выкl, enw 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: 0,098 W d и пр. r пр. r ( D d ) 0,098 ( ) 90 и Шлицы ведомого диска рассчитываем на сжатие и на срез. Напряжение сжатия: σ 40 P F α,5 0,75 с 3,8 МПа, МПа. d где н dв 37 8 F lim 50 0,5 м; M P r ср β 400 0,063 к max Н; наружний и внутренний диамет- dн + dв r ср 6,3 мм, 4 4 где l длина шлиц; im число шлиц; α 0, 75 коэффициент точности прилегания; dн и ры шлиц (прил. П4). Напряжение среза определяем из выражения где b 4 мм ширина шлиц (прил. П3). τ Р 49079,8М,, i lbα ,75 m. ВЫКЛЮЧЕНИЕ СЦЕПЛЕНИЯ dв.. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ПРОЦЕССА ВЫКЛЮЧЕНИЯ, ОБЕСПЕЧИВАЮЩИХ ФУНКЦИОНАЛЬНЫЕ СВОЙСТВА. Усилие на педали. Усилие на педали при выключении сцепления непостоянно и зависит от упругой характеристики пружины. В выключенном состоянии: Р пед Р И пр.вык п.с z, η п.с где Ип.с передаточное число привода сцепления; η п.с коэффициент полезного действия привода сцепления η 0, 9. п.с Передаточное число гидравлического привода сцепления.
28 . Ход педали сцепления. Величина полезного хода педали: S п S с.х + S р a δ b c d + И п.г a c e dr 3,4,5 4, 4, 90; b d f dr 390,7 6 Рпед 77, Н. 90 0,9 ( δi + δ ), a c e b d f где δ. 4 мм зазор между рычагами и муфтой выключения сцепления (принимаем в расчетах δ 4 мм); S 35 мм свободный ход педали; S 60 мм рабочий ход педали (прил. П); c.х р Sп мм. 3. Работа, совершаемая водителем при выключении сцепления. Работа водителя при включении сцепления: 0,5( Рпр + Рпр.вык ) zs А вод, η где S ход нажимного диска п.с S iδ + m, где m деформация ведомого диска во включенном состоянии (для упругого диска m ); S 4 0,9 + 4,6 мм; ( 508, ,7) 0,5 6 4,6 А вод 3 Дж. 0,9 Так как для грузового автомобиля работа, совершаемая водителем при выключении сцепления должна быть А вод 29 ω в.нач ω e хх. 0,5ω 300,5 N , ; с 300, + 0, 300, Решая исходные уравнения со сделанными допущениями, можно получить: ω ω е а М к max Iе k t I a k t t I M I a e ψ t + ω + ω. а нач е нач ; 95,4. с Для построения графика рабочего процесса сцепления (рис. 5) определяем следующие величины: M к maxψ 400 0,04 t 0,03 с; k 700 M к max 400 t t 0,03 0,548 с; k 700 βm к max 400 t3 t t 0,03 0,548 0,57 с; k 700 Ia ( ωв ωа ) 3 3 t4 ; Iа M к max β + ( β ) M ψ Iв k ωв M к maxt t + ωв нач Iв ,03 0, ,4 0,88 с ;, k ωв M к max( t + t ) ( t + t ) + ω в нач Iв ( 0,03 + 0,548) ( 0,03+ 0,548) +, + 95,4 7,55 с ; kt 700 0,548 ωа 93,86 с ;, Ia, k 700 ωa ( t + t ) ( 0,03 + 0,548) 0,904 с 3 I, ω в3 M I в a к max ( t + t + t ) ( t + t + t ) + ω 3 k 3 в нач (0,03+ 0,548+ 0,57) (0,03+ 0,548+ 0,57), + +95,4 8,99 с ; ωа βmк maxt4 Mψt ω а 4 t, [ ] + ω ; 4 4 a I 3 a, (8,99 0,904), ( ) 3,8, 4 ; 0, с; Так как при найденных значениях времени t 3 оказалось, что ω [ 400 0, 3,8 0,] + 0,904 4,64 с. 30 t б б Mс е ωа 0 L L б М ( ω ) dt; с.ср αп, где М М + М сп сп+ c. ср среднее значение момента сцепления за интервал t. Рис. 8. График рабочего процесса сцепления Первый участок t ) : ( М ср 4,5 Н м; 0 + 3, α 0 0, 7,9; L 4,5 7,9 39, кдж. б Второй участок ( t) : α М ср 44 Н м; 3, + 95, ,47 37,8; L 44 37, , Дж. б Третий участок ( t 3 ) : α 3 Полная работа М ср3 55 Н м; 95,5 + 55, ,6 0,34,5; L 55,5 87,5. б3 n L б М ср αп 39, , + 87, i Дж. 3.. ОЦЕНКА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ВКЛЮЧЕНИЯ СЦЕПЛЕНИЯ 3. Оценка надежности рабочих поверхностей сцепления Определяем удельную работу буксования:
31 L π 4 L 3,4 ( D d ) ( 34, 8,6 ) б б 0 Удельная работа не превышает 0 Дж/см Определяем нагрев нажимного диска за одно включение: γlб τ 0, сm н.д 70 Дж/см. где γ 0, 5 для однодискового сцепления; m н.д. 0, 5 кг масса нажимного диска (прил. П). где 0, τ 0 4,5 С. 48,5 0,5 Допускаемый нагрев нажимного диска: [τ] 0 5 С Оценка влияния рабочего процесса сцепления на формирование эксплуатационных свойств автомобиля Возможность работы двигателя при выбранном режиме включения сцепления. ω 32 СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ. Богатырев, А.В. Автомобили / А.В. Богатырев [и др.]. М. : Колос, с.. Осепчугов, В.В. Автомобиль. Анализ конструкции и элементы расчета / В.В. Осепчугов, А.К. Фрумкин. М. : Машиностроение, Вахламов, В.К. Автомобили: эксплуатационные свойства / В.К Вахламов. М. : Издательский центр «Академия», с. 4. Осипов, В.И. Методические указания к курсовому проекту по теме «Рабочие процессы и расчеты агрегатов автомобиля». Сцепление / В.И. Осипов [и др.]. М. : МАДИ, Лукин, П.П. Конструирование и расчет автомобиля / П.П. Лу- кин [и др.]. М. : Машиностроение, с. 6. Гришкевич, А.И. Проектирование трансмиссий автомобилей : справочник / А.И. Гришкевич. М. : Машиностроение, Автомобильный справочник / пер. с англ.; первое русское издание. М. : Изд-во «За рулем», с.
33 Приложения П. Варианты заданий Gа, Н Мк max, Н м Je, кг м ωn, /с ηт K, Н м/с Ик И0 rк, м ψ β mнд, кг Варианты Тип автомобиля Сила тяжести автомобиля Максимальный крутящий момент двигателя Момент инерции ведущих частей сцепления Угловая скорость двигателя, соответствующая Ne max Коэффициент полезного действия трансмиссии Темп включения сцепления Передаточное число коробки передач Передаточное число главной передачи Радиус колеса Приведенный коэффициент дорожного сопротивления Коэффициент запаса сцепления Масса нажимного диска ВАЗ ,8 50 0,9 40 3,4 4,3 0,3 0,04,5 3, ВАЗ , ,9 35 3,67 4, 0,34 0,04,6 3,6 3 ВАЗ ,7 50 0, ,8 4,4 0,38 0,04,8 3,8 4 ВАЗ , 490 0,85 0 3,67 4, 0,8 0,04,4 3 5 ВАЗ , 50 0,8 50,9 4 0,4 0,04,5 4,3 6 ИЖ , ,9 90,04 4,6 0,3 0,04,7 4, 7 ИЖ , 590 0,9 0 3,49 4, 0,3 0,04,6 4 8 ГАЗ , , ,09 6,6 0,4 0,04 8,5 9 ГАЗ ,6 80 0,8 90 3,0 6, 0,4 0,04,9 8, 0 ЗИЛ-530АО , 30 0, ,05 6, 0,47 0,04,95 9,6 КамАЗ ,6 30 0, ,03 5,43 0,5 0,04 5 ГАЗ-53А ,5 30 0, ,55 6,7 0,4 0,04 8,3 3 КамАЗ , 60 0, ,8 6,53 0,48 0,04,3 3 4 КрАЗ , 0 0, ,73 5,49 0,49 0, МАЗ , 90 0, ,56 6,4 0,5 0,04, 4 6 МАЗ , ,5 5,4 0,5 0,04,9 3 7 УАЗ ,8 50 0,9 0,5 3,85 0,4 0,04,8 4,8 8 УАЗ , 90 0, , 5,8 0,4 0,04,7 3,8 9 Урал ,4 0 0, ,3 5,7 0,5 0, ГАЗ ,6 90 0, ,05 6,4 0,4 0,04,9 8 ЗИЛ , 30 0, ,44 6,3 0,47 0,04,9 0,5 КамАЗ ,4 0 0, ,0 5,4 0,48 0,04, 4 3 ГАЗ , , ,8 6, 0,4 0,04,8 7,5 4 МАЗ , 40 0, ,5 5,8 0,45 0,04, 5 ВАЗ , ,9 40 3,65 4, 0,35 0,04,5 3,3 6 МАЗ ,7 0 0, ,5 5,8 0,5 0,04, 8 7 КамАЗ ,6 30 0, ,03 5,43 0,5 0, ЗИЛ ,8 60 0, ,5 6, 0,48 0,04,9 4 9 УАЗ , , ,3 5,9 0,44 0,04,8 3,9 30 ГАЗ , ,9 0 3,6 4,3 0,33 0,04,4 6,7
Источник статьи: http://docplayer.ru/29115338-Izdatelstvo-tgtu-avtomobil-analiz-konstrukciy-elementy-rascheta.html