Расчет сцепления автомобиля

• Название: Расчет сцепления автомобиля
• Дата: 15.01.2022
• Размер: 0.61 Mb.
• Имя файла: 2_5400080510317761019.docx
• Тип: Документы; #331679
• страница: 4 из 5

Расчет деталей сцепления на прочность

Все расчеты на прочность выполняется по конструкторскому методу с целью определения размеров следующих деталей сцепления:

а) нажимных пружин;

б) пружин гасителя крутильных колебаний; в) вала сцепления;

г) деталей, передающих крутящий момент от маховика двигателя к нажимному диску.

Расчет ведущего диска

Материал для изготовления СЧ21 и СЧ24. Диаметр нажимного диска определяется исходя из диаметра фрикционных накладок, по формуле

Д_hд = Д_h + 2 * (3 5) (21)

Д_hд = 340 + 2 * 4 = 348mm

Толщина диска выбирается в зависимости от толщины фрикционных накладок, по формуле (20)

Расчет тарелочной пружины

Наибольшее распространение в сцеплениях имеют разрезные лепестковые пружины (рис.1.), у которых лепестки используются как отжимные рычаги. Этим достигается простота и компактность сцепления.



Рис. 1. Схема тарельчатой пружины

При проектировании принимают следующие габариты пружины:

𝐷_𝑒 = 158mm; 𝐷_𝑎 = 12mm; 𝐷_𝑐 = 75.5mm; 𝐷_i = 30mm; ℎ = 3.5mm; 𝛿 = 2mm

Число лепестков равно 8…20.

Где 𝐷_𝑒 = 4.5 … 6 Д_hд

^𝐷𝑒 = 1.2 … 1.5; ^ℎ = 1.5 … 20; ^𝐷𝑒 ≥ 2.5;

𝐷_a

ð 𝐷_a
𝐷_𝑐
= 𝐷<sub>i

*</sub> 𝐷_𝑎 − 𝐷_i

2

𝑘₁ = ^𝐷𝑎 = 0.77; 𝑘₂ = ^𝐷c = 0.48

𝐷_𝑒 𝐷_𝑒

𝑙₁- перемещение пружины в месте приложения силы 𝑃_h, обусловленное поворотом сплошного кольца, мм

𝑙₁ = ℎ = 3.5mm

𝑙₂ = 𝑙^′ + 𝑙^′′ - перемещения конца лепестков пружины при выключенном

2 2

сцеплении.

Перемещение вызванное изменением угла наклона сплошного конца пружины, мм

_{𝑙′ =} 𝑙₁*(𝐷_𝑐*𝐷_i)

(22)

² 𝐷_𝑒−𝐷<sub>𝑐


𝑙′ =</sub> 3,5 * (75.5 − 30) _{= 1.45mm}

² 185 − 75.5


2
𝑙^′′- деформация изгиба лепестков разрезной части, мм. В расчетах пренебрегают;


2
𝑙₂ ≈ 𝑙^′ ≈ 1.5mm

µ_п = 0,26;

Е=2*10⁵МПа – модуль упругости первого рода. Определение силы действующей на нажимной диск:

2*𝜋*𝐸*ð*𝑙₁*𝑙₂*(¹ )

1−𝑘

1−𝑘

𝑃_h =^𝑘1 * [𝛿² + (ℎ − 𝑙₁¹)] * (ℎ − 0.5 * 𝑙₁¹) (23)

3*(1−µ²)*𝐷²*(1−𝑘₂)

1−𝑘₂

1−𝑘₂

п 𝑒

2 * 3.14 * 2 * 10⁵ * 2 * 3,5 * 1.5 * (¹ )
1 − 0,77

𝑃_h =

0.77

3 * ⁽1 − 0.26²⁾ * 158² * ⁽1 − 0.48⁾

* [2² + (3,5 − 3,5 _{1 − 0,48})] *

* (3,5 − 0,5 * 3,5 ^1−0,77) = 1858,56H

1−0,48

Определение силы, прикладываемой к пружине при выключении сцепления:

^𝑃вык

_{𝑃 =} 𝑃_h*(𝐷_𝑒−𝐷_c)


вык
𝐷_c−𝐷<sub>i

=</sub> 1858,56 * (158 − 75,5) _{= 3369,91 H}

75,5 − 30

(24)

Определение напряжения в наиболее нагруженном месте пружины в середине основания δ:

_{𝛿 =}2*𝑃_вык*𝐷_{𝑎 +} 0.5*𝐸*0.5*⁽𝐷−𝐷_𝑎⁾*𝑎²+ð




(25)

п
ð²*(𝐷_c−𝐷_i) (1−µ²)*𝐷_𝑎

_{𝛿 =} 2 * 3369.91 * 12 ₊

2² * (75,5 − 30)

0,5 * 2 * 10⁵ * 0,5 * ⁽11,23 − 12⁾ * 0,047² + 2


⁽1 − 0,26²⁾ * 12

= 435,02 M a

𝛿 = 750M a- допустимое Где диаметр кольца пружины:


𝐷 =
𝐷_𝑒−𝐷_𝑎

𝐼𝑛(^𝐷𝑒)

𝐷_c
(26)

𝐷 = ^{158 − 12} = 11.23


12
𝐼𝑛(¹⁵⁸)

Угол поворота сечения при выключенном сцеплении:

_{a =} 2*ℎ

𝐷_𝑒−𝐷_𝑎
(27)

_{a =} 2*3.5

158−12

=0,047

Расчет ведомого диска

Ведомый диск состоит из металлического диска (материал – сталь ГОСТ 1050-74), к которому крепиться заклепками шлицевая ступица (материал сталь 40Х,ГОСТ 4543-71) и фрикционные накладки (материал – НСФ-7, ГОСТ 1788-74).

Расчет соединения на срез:


𝑟_𝑘 *𝑧 *𝑧 *𝜋* ²_в
cp = ^{4*𝑘*𝑒𝑎𝑥}≤ _cp = 20M a (28)

3

=
4 * 3.65 * 402


^cp 262,5 * 1 * 24 * 3,14 * 6²
= 11.8M a

_cp = 11,8Mпa ≤ _cp = 20Mпa

Расчет соединения на смятие


cm cm
𝛿 =^{𝑘*𝑀𝑒𝑚𝑎𝑥}≤ ^[𝛿 ^] = 20Mпa (29)

𝑟_𝑘𝑚*𝑧_в*𝑧_з* ₃*ð_вд

^𝛿cm

₌ 3.65 * 402

262,5 * 1 * 24 * 6 * 18
= 0,25Mпa

𝛿_cm = 0,25Mпa ≤ ^[𝛿_cm^] = 20Mпa

Где 𝑟_𝑘𝑚 =262,5 – средний радиус трения расположения заклепок

_в=1 число дисков; _з=24 число заклепок; 𝛿_вд=18 толщина ведущего диска; k-коэффициент приспосабливаемости двигателя

_{𝑘 =} ^𝑀𝑒𝑚𝑎𝑥

^𝑁e𝑚𝑎𝑥

𝑘 = ⁴⁰² = 3.65

110

β=1.6коэффициент запаса сцепления

_{𝑒𝑚𝑎𝑥}=402 Н*м максимальный крутящий момент Диаметр заклепок по условию среза


_𝑑^𝑐_{cp = √} 4*𝑘*𝑀_{𝑒𝑚𝑎𝑥}*10³



(30)

(31)

³ 𝑟_𝑘𝑚*𝑧_в*𝑧_з*𝜋* 𝑐_cp

_{𝑑𝑐cp = √} 4 * 3.65 * 402 * 10³
= 5.01mm

³ 262.5 * 1 * 24 * 3.14 * 11,8

Диаметр заклепок по условию смятия:


_𝑑ð_{cm = √} ^4*𝑘*𝑀_{𝑒𝑚𝑎𝑥}^*103



(32)

³ 𝑟_𝑘𝑚*𝑧_в*𝑧_з*𝜋*^[ð_cm^]

_{𝑑ðcm = √} 4 * 3.65 * 402 * 10³
= 5,93mm

³ 262.5 * 1 * 24 * 3.14 * 0.25

Из полученных значений выберается большее и округляется до стандартной величины. Принимаем 𝑑₃ = 6mm.

Расчет шлицевого соединения

Ступицу ведомого диска устанавливают на шлицевом конце первичного вала с сопряжением, необходимым для свободного его перемещения на валу.

Так как соединение в муфте сцепления принято применять только прямозубое с центрированием по диаметру шлицевой втулки, выбираем по ГОСТ 1139-80 шлицевое соединение: z*d*Д*b; 10*32*40*5

Схема шлицевого соединения.

𝑑_cp = 0,5 * (Д + 𝑑) (33)

𝑑_cp = 0.5 * ⁽40 + 32⁾ = 36mm

Где Д=40мм – диаметр большого вала; d=32мм – диаметр меньшего вала Рабочая высота шлицов:

ℎ = 0.5 * ⁽Д − 𝑑⁾ − 𝑥_в − 𝑥_𝑐 (34)

ℎ = 0.5 * ⁽40 − 32⁾ − 1 − 1 = 2mm

где 𝑥_в = 𝑥_𝑐 = 1mm – высота фаски на шлицах вала и втулки; удельный суммарный статистический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно вала:

𝑆_ƒ = 0.5 * 𝑑_𝑐𝑝 * ℎ * 𝑧 (35)

𝑆_ƒ = 0.5 * 36 * 2 * 10 = 360mm

Среднее давление смятия:
^𝛿cmcp
₌ 𝑀_{𝑒𝑚𝑎𝑥}*10³

𝑆_ƒ*𝐼
(36)

^𝛿cmcp ⁼

402 * 10³

_{360 * 60} = 18.6MПa

Где I=60 длинна шлицевой втулки Максимальное давление смятия:

_𝛿𝑚𝑎𝑥 _{= 𝛿}


* 𝑘


* 𝑘


* 𝑘


(37)

cmcp

cmcp з

пp п

cmcp
𝛿^𝑚𝑎𝑥 = 18,6 * 1,1 * 1,35 * 1,14 = 31,48MПa

cmcp
𝛿^𝑚𝑎𝑥 = 200 … 250MПa

Где 𝑘_з=1.1 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

𝑘_п=(1.1…1.2) – коэффициент концентрации нагрузки от погрешности изготовления

𝑘_пp – коэффициент продольной концентрации нагрузки

𝑘_пp = 1 + 0,004 * I + 0.05 * 𝐼²/Д² (38)

𝑘_пp = 1 + 0,004 * 60 + 0,05 * 60²/40² = 1,35

Расчет поверхностей на срез:

^𝑟cp

_{𝑟 =} 4*𝑀_{𝑒𝑚𝑎𝑥}


cp
⁽Д+ ⁾*𝑧*𝐼*

₌ 4 * 402

⁽40 + 32⁾ * 10 * 60 * 5

= 7.4MПa ≤ 15MПa

(39)

Выбор параметров пружин гасителя крутильных колебаний

Эффективная работа гасителя достигается, когда его угловая жесткость

C_ =(0,2…0,25) 𝑀_{𝑒𝑚𝑎𝑥}
где 𝑀_{𝑒𝑚𝑎𝑥}– максимальный крутящий момент двигателя; С_ – угловая жесткость, Нм/1 град

Линейная жесткость одной пружины гасителя определяется по уравнению

0,0174*𝑅² *𝑧
_K9 ₌ ⁽0,2…0,25⁾*𝑀_{𝑒𝑚𝑎𝑥}

пp

Где 𝑅_пp- максимальный крутящий момент двигателя (выбирается конструктивно)

z (6 или 8) число пружин

(40)

K =
0,2 * 402


⁹ 0,0174 * 490² * 6
= 0,0032

Максимальное усилие развиваемое одной пружиной гасителя

_{𝑃′ =} ^𝑀𝑒𝑚𝑎𝑥

(41)

^пp *𝑅_пp

_{𝑃′ =} 402
= 0.13

^пp 6 * 490