M_MAX=9550*

Где n-номинальная частота вращения коленчатого вала. 

    Сцепление автомобиля ЗИЛ-130-76: однодисковое фрикционное в сухом картере с цилиндрическими нажимными пружинами, с механическим приводом. 

       D_н=356 мм – наружный диаметр накладки,

       d_в=198 мм – внутренний диаметр накладки,

       d=5 мм – толщина фрикционной накладки,

         i=2 – число пар поверхностей трения.

2. Расчёт сцепления и анализ конструкции.

    2.1 Оценка износостойкости сцепления

 

    Степень нагружения и износостойкость накладок сцепления принято оценивать  двумя основными параметрами:

• удельным давлением на фрикционные поверхности
• удельной работой буксования сцепления;

    Расчёт  удельного давления на фрикционные поверхности:

  , Н/м², где p_пр – сила нормального сжатия дисков, Н; F – площадь рабочей поверхности одной фрикционной накладки,

  м²; [p₀]=0,2¸0,25 МПа – допускаемое давление, обеспечивающее потребный ресурс работы накладок.

    Определение силы нормального сжатия:

 Н,

где М_дmax – максимальный момент двигателя, Н´м; b=2,25 – коэффициент запаса сцепления; m=0,27 – коэффициент трения; R_ср – средний радиус фрикционной накладки, м, т.о. кН, а МПа – потребный ресурс накладок обеспечен.

    Расчёт  удельной работы буксования сцепления:

,

где L_уд – удельная работа буксования; L_d – работа буксования при трогании автомобиля с места, Дж; F_сум – суммарная площадь рабочих поверхностей накладок, м²;

 Дж,

где J_а – момент инерции автомобиля, приведённый к входному валу коробки передач, Н´м,

где m_а=13677 кг – полная масса автомобиля; m_п=0 кг – полная масса прицепа; i_к и i₀ –передаточные числа соответственно коробки передач и главной передачи (i_к=4,10, i₀=6,32); d=1,05 – коэффициент учёта вращающихся масс.

 Н´м²;

w – расчётная угловая частота вращения коленвала двигателя, рад/с: для автомобиля с карбюраторным двигателем: рад/с, где w_М=209,4 рад/с – угловая частота вращения коленвала двигателя при максимальном крутящем моменте; b – коэффициент, равный 1,23 для автомобилей с карбюраторными двигателями; М_т – момент сопротивления движению при трогании с места, Н´м,

где y=0,016 – коэффициент сопротивления качению (на горизонтальной дороге с асфальтовом покрытии); h_т=0,85 – к.п.д. трансмиссии.

Н´м.

МДж.

МДж/м²

L_уд=3,4 МДж/м²<[L_уд]=4 МДж/м², следовательно потребный ресурс накладок обеспечен.

    2.2 Оценка теплонапряжённости сцепления

 

    Нагрев  деталей сцепления за одно включение  определяем по формуле:

 °С,

где g=0,5 – доля теплоты, расходуемая на нагрев детали; с=482 Дж/(кг´К) – теплоёмкость детали; m_д=16 кг – масса детали; [Dt]=10¸15° С.

, т.о.

Потребная теплонапряженность обеспечена. 

2.3 Расчёт деталей сцепления на прочность

    2.3.1 Расчёт нажимных пружин сцепления

 

    Определение усилия, развиваемого одной пружиной:

Н,

где Z=18 – число пружин.

Н.

    Принимаем, что отношение диаметров  , тогда потребный диаметр проволоки для пружин сцепления определим по формуле:

,

где y – коэффициент концентраций напряжений, при m=6 y=1,25; [t_пр]=700¸900 МПа – допускаемое напряжение кручения.

мм.

Принимаем значение d=4,5 мм.

    Определяем  диаметр витка пружины по известным  d и m: мм.

    Число рабочих витков пружины:

  ,

где G=8´10⁴ МПа – модуль упругости при кручении; с – жёсткость пружины, ,

где Н – приращение сил сопротивления пружины выключения сцепления; – приращение сжатия пружины при выключении сцепления,

где i – число пар трения; d=1,0¸1,5 мм – осевая деформация ведомого диска, тогда

мм.

Н/мм<50¸90 Н/мм. Условие выполняется.

.

    2.3.2 Расчёт пружин демпфера сцепления

 

    Для расчёта пружин демпфера сцепления  принимаем:

• z=8 – число пружин;
• d=4 мм – диаметр проволоки;
• D_ср=16 мм – средний диаметр витка;
• n_п=5 – полное число витков;
• С=300 Н/мм – жёсткость пружины;
• М_тр=100¸200 Н´м – момент трения фрикционных элементов демпфера.

 

    Момент  предварительной затяжки пружин:

 Н´м

    Максимальное  напряжение пружины демпфера определяется по формуле:

,

где n – число ведомых дисков сцепления, т.о. Н´м.

    Усилие, сжимающее одну пружину демпфера:

,

где R=0,08 м – радиус приложения усилия к пружине; z – число пружин.

Н.

    Принимая  во внимание большую жёсткость пружин демпфера, напряжение вычисляем по формуле, учитывающей форму сечения, кривизну витка и влияние поперечной силы:

, МПа

где К  – коэффициент, учитывающий форму сечения, кривизну витка и влияние поперечной силы на прочность; [t]=700¸900 МПа.

,

где , тогда , а МПа, т.о. – условие прочности выполняется. 

    2.3.3 Расчёт ступицы ведомого диска

 

    Напряжение  смятия шлицов ступицы определяется по формуле:

, МПа

где , а d_н=40 мм – наружный диаметр шлицов; d_в=30 мм – внутренний диаметр шлицов; ; l=70 мм длина шлицов; z=10 число шлицов; a=0,75 – коэффициент точности прилегания шлицов; [s_см]=15¸30 МПа – допустимое напряжение смятия.

мм, мм², Н, тогда

МПа,

т.о. 24,4 МПа<30 МПа Þ

– условие выполняется.

    Напряжение  среза шлицов ступицы определяется по формуле:

,

где b=8 мм – ширина шлицов; [t_срmax]=5¸15 МПа – допустимое напряжение среза.

МПа,

т.о. 13,07 МПа<15 МПа Þ

– условие выполняется.

    Материал  ступицы – Сталь 35, 40Х.

    Материал  ведомого диска – Сталь 50, 65Г.

    2.3.4 Расчет вала сцепления

 

    Вал сцепления рассчитывается на скручивание  по диаметру впадин шлицевой части. Задав  допустимое напряжение кручения [t_max]=70 МПа, находим:

м.

    Проверку  шлицов на смятие проводим по формуле:

, МПа

где – средний радиус приложения окружной силы, м; h, l – высота и длина шлицов ступицы ведомого диска, см.

МПа.

    Проверку  шлицов на срез проводим по формуле:

, МПа

где b=8 мм – ширина шлицов ступицы ведомого диска, см.

МПа.

[s_см]=15¸30 МПа, [t_срmax]=5¸15 МПа

, – условие прочности выполняется.

 

3. Заключение

 
 

В результате  проделанной работы были произведены  следующие расчеты сцепления:

- удельное  давление на фрикционные поверхности МПа – потребный ресурс накладок обеспечен.