Сцепление легкового автомобиля

Работоспособность   приводов сцепления сохраняется при выходе из строя пневмосистемы. В этом случае увеличивается усилие на педали, необходимое для выключения сцепления.

Исходными данными для  расчета привода являются допустимое усилие на педали, ее полный ход и параметры сцепления.

Общее передаточное отношение  привода от педали до нажимного диска

U = lр/lн= uпед*uпр*uв*uсц,

где lp — рабочий ход педали (140... 160 мм); lн — перемещение нажимного диска; и_пед — передаточное отношение педали, u_np — то же части привода, расположенной между педалью и вилкой сцепления; и_в — то же вилки сцепления: u_в= 1,4 ..2,2; u_сц —то же отжимных рычагов сцепления: u_сц=3,8...5,5.

 

 

Для гидравлического привода:

Unp = lисп/lгл = Агл/Аисп = D²гл/ D²исп,

где lисп (гл), Aисп(гл), Dисп(гл) — перемещение, площадь и диаметр исполнительного или главного цилиндра.

Диаметры поршней цилиндров  составляют 19...32 мм и принимаются обычно одинаковыми, т. е. u_пр=1,0. Полный ход поршня главного цилиндра принимают на 20...25% больше исполнительного для обеспечения перекрытия отверстия, соединяющего цилиндр с расширительным бачком (и для подачи части жидкости к цилиндру следящей системы в приводах типа КамАЗ).

Максимальное усилие на педали

Fпед = F_H/(Uh) +F_от/(U_отh_от),

где h— КПД привода; h»0,85; U_от и h_от — соответственно передаточное отношение и КПД части привода от оттяжной пружины с усилием F_от до педали. Если Fпед > Fдоп, необходима установка усилителя. Усилие, развиваемое его цилиндром,

Fус⁼ (Fпед- Fдоп) Uусhус,

где Uус и hус — соответственно передаточное отношение и КПД части привода от педали до места установки цилиндра усилителя.

Диаметр  цилиндра усилителя

где p_w — давление воздуха в ресивере: p_w = 0,65...0,75МПа.

Диаметр цилиндра зависит  от места его установки в кинематической цепи: для автомобилей МАЗ — 52 мм, КамАЗ — 90 мм.

 

 

2. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА  КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ

 

2.1. Выбор основных параметров  сцепления.

Сцепление проектируется для автомобиля, техническая характеристика которого представлена в таблице 2.1. В качестве прототипа использовался автомобиль ВАЗ-2108.

Таблица 2.1-Исходные данные легкового автомобиля

№п/п	Наименование параметра	Обозначение	Значение	Размерность
1	Тип автомобиля	–	легковой	–
2	Колесная формула	–	4x2	–
3	Полная масса автомобиля	ma	1475	кг
4	Тип двигателя	–	Бензиновый	–
5	Максимальный крутящий момент двигателя	Memax	118	Н×м
6	Скорость коленчатого  вала двигателя соответствующая  максимальному моменту(Memax)	nM	3000	об/мин
7	Максимальная скорость вращения  коленчатого вала двигателя	nеmax	5500	об/мин
8	Передаточные числа коробки  передач: 1-ая передача	U1	3,75	–
9	Передаточные числа главной  передачи	U0	4,3	–
10	Типоразмер шины ведущих  колес	–	175/70-R13	–

 

        Основными  параметрами являются: наружный  D и внутренний d диаметры фрикционных накладок ведомых дисков. Их мы вычисляем позже и принимаем согласно ГОСТа с небольшим изменением (будет рассмотрено ниже).

        Коэффициент  запаса сцепления b – это отношение статического момента трения сцепления к моменту двигателя: b = M_с/M_{е max.}

        Значение b выбирают с учетом неизбежного износа фрикционных накладок и уменьшения силы трения и коэффициента трения, усадки пружин и т. д.           Суммарное уменьшение b составляет около 23 … 25%. Для легковых автомобилей b равно 1,2 … 1,75.

         Основные размеры и параметры сцепления: наружный и внутренний диаметры фрикционных накладок ведомых дисков; число ведомых дисков ; коэффициент запаса сцепления ; нажимное усилие пружин ; расчетный коэффициент трения ; число и жесткость нажимных пружин; удельная нагрузка  на фрикционные накладки.

При проектировании сцепления в  первую очередь выбирают по ГОСТ 12238—76 число ведомых дисков и размеры фрикционных накладок (наружный, внутренний диаметры и толщину) в зависимости от максимального момента двигателя .

Так как автомобиль ВАЗ-2108 имеет то принимается .

Наружный  диаметр фрикционной накладок ведомого диска

Внутренний  диаметр фрикционной накладки ведомого диска

Толщина фрикционных накладок .

Затем задаются коэффициентом запаса сцепления, равным отношению момента трения сцепления к максимальному моменту двигателя

откуда 

Значение  выбирается с учетом неизбежного изменения (уменьшения) коэффициента трения накладок при эксплуатации, усадки нажимных пружин, наличия возможности регулировки нажимного усилия, числа ведомых дисков. Из-за усадки пружин уменьшение составляет , изнашивания накладок — , суммарное падение составляет . Средние значения для легковых автомобилей — . Принимается .

Тогда

Нажимное усилие определяется исходя из момента трения , выраженного через параметры сцепления. Момент трения на поверхности диска (рисунок 2.1) определяется по формуле

где   — полная тангенциальная сила трения;

— радиус трения, эквивалентный плечу приложения силы , которая равна сумме всех элементарных сил трения.

Элементарные сила и момент трения:

где — элементарная нормальная сила, действующая на элементарную площадку , которая расположена на радиусе :

 

Схема для определения момента  трения сцепления

 

 

 

 

 

          Таким образом

Тогда радиус трения будет определяться по формуле

Отсюда следует, что при постоянном значении радиус трения зависит от закона распределения нагрузки. Для металлических пар трения, а также пар металл — металлокерамика установлено, что изнашивание поверхностей трения происходит равномерно. Можно считать, что скорость изнашивания  пропорциональна произведению удельной нагрузки на относительную скорость скольжения поверхностей трения :

где — коэффициент пропорциональности.

При равномерном  изнашивании нагрузка линейно уменьшается в радиальном направлении к наружной кромке диска, т. е. .

В этом случае

где — средний радиус накладки.

Ведомые диски сцеплений автомобилей обладают существенной податливостью в осевом направлении, что обусловливает во всех точках поверхности трения. Тогда

Для легковых автомобилей отношение составляет приблизительно и

С учетом числа пар поверхностей трения для однодискового сцепления .

где — коэффициент, учитывающий уменьшение нажимного усилия , сжимающего трущиеся поверхности, вследствие трения в направляющих устройствах и шлицах ведущих и ведомых дисков. Для автомобильных сцеплений принимают . Тогда

Коэффициент трения накладок зависит от ряда факторов: материала фрикционных накладок, состояния их поверхностей, относительной скорости скольжения, удельной нагрузки, температуры. Его определяют по вырезанным из накладок образцам размером 22x27 мм на лабораторной машине трения при строгом соблюдении условий: материал контртела — СЧ 15, средний радиус трения — 100 мм, окружная скорость образцов по средней линии — 7,0...7,5 м/с, температура — (110±10)°С, удельная нагрузка — (0,27±0,02) МПа. Определенный при этих условиях коэффициент трения составляет в среднем 0,30...0,50, в реальных условиях эксплуатации сцеплений он несколько ниже. Для расчетов принимают .

Тогда

Удельная нагрузка определяется по формуле

где  — площадь рабочей поверхности одной стороны фрикционной накладки.

При наличии отверстий под заклепки значение несколько увеличивается (до 5%), но в расчетах этим можно пренебречь. Давление должно быть равно . Значение у сцеплений легковых автомобилей составляет . Число пар трения находится по формуле

по  которому определяется необходимое количество ведомых дисков сцепления:

Полученное  значение должно быть не более единицы для однодисковых сцеплений. Условие соблюдается.

Ход нажимного диска должен обеспечивать полное выключение сцепления. Зазор между поверхностями трения принимают для однодисковых сцеплений 0,75...1 мм. Таким образом, ход нажимного диска у однодисковых сцеплений составляет 1,5...2 мм.

 

2.2. Расчет сцепления

 

       При расчете на прочность определяют напряжение в наиболее нагруженном месте пружины — в середине основания В (см. рис 2.2) лепестка — при

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

деформации  пружины, соответствующей ее плоскому положению по формуле:

где   [2, с.63]

  (см. п.3)

тогда

 [2, с.63]

Известно, что сила действующая на нажимной диск и сила действующая на пружину при выключении сцепления связаны зависимостью:

 [2, с.63]

От сюда можно выразить

 

где  (конструктивно)

Тогда сила действующая на пружину при выключении сцепления будет равна

Известно, что

 [2, с.63]

тогда

По рекомендации [2, с.63] принимается     , тогда

 [2, с.63]

 [2, с.63]

 [2, с.64]

 [2, с.64]

Подставив все известные значения в исходную формулу, определим напряжение в наиболее нагруженном месте пружины:

 [2, с.64]

т.е. прочность  обеспечена.

 

 

2.3 Определение  показателей нагруженности сцепления.

 

К показателям нагруженности относят удельную работу буксования при трогании автомобиля с места и повышение температуры при нагреве ведущего диска за одно включение.

На основании отечественного и  зарубежного опыта для расчета нагруженности сцеплений можно использовать для определения работы буксования следующую формулу:

где  ¾ момент инерции автомобиля, приведённый к ведущему валу коробки передач;

 ¾ угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя;

 для карбюраторных двигателей;  [2, с.53]

 ¾ максимальный крутящий момент двигателя;

 ¾ момент сопротивления движению при трогании, приведённый к ведущему валу коробки передач;

Момент  инерции маховика определяется по формуле

где  ¾ полная масса автомобиля;

 ¾ радиус качения колеса;

(по технической характеристике  автомобиля).

Радиус  качения колеса определяется по формуле

где  ¾ коэффициент радиальной деформации шины

 [5, с.11]

 ¾ параметры автомобильного колеса, берутся из обозначения автомобильной шины: 175/70-R13, т.е.:

 

Тогда момент инерции автомобиля будет равен

Угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя определяется по формуле

где  ¾ скорость вращения коленчатого вала, соответствующая максимальному моменту двигателя, определяется по формуле

где  ¾ частота вращения коленчатого вала, соответствующая максимальному моменту двигателя

(по технической характеристике  автомобиля).

Максимальный  крутящий момент двигателя  (по технической характеристике автомобиля).

Момент  сопротивления движению при трогании, приведённый к ведущему валу коробки передач определяется по формуле