Гатовая ВКР по практике кпп. Сцепление легкового автомобиля
![]()
|
2. Выбор и обоснование принятой конструкции Для проектируемого автомобиля выбираем конструкцию сцепления с диафрагменной (тарельчатой) пружиной. При использовании тарельчатых пружин упрощается конструкция сцепления, уменьшаются его размеры, число деталей, обеспечивается плавное включение, равномерная нагрузка на нажимной диск, малое изменение нажимного усилия при изнашивании накладок. Сцепление ¾ однодисковое, сухое, с центральной диафрагменной пружиной 3, помещённой между нажимным диском 2 и кожухом сцепления, прикрепленным к маховику шестью винтами. Картер сцепления крепится четырьмя винтами к двигателю. Крутящий момент от двигателя передаётся через маховик и нажимной диск 2 на ведомый диск сцепления 1, а от него через пружины демпфера 4, ступицу ведомого диска и шлицевое соединение ¾ ведущему валу коробки передач. При нажатии на педаль муфта выключения, перемещаясь вместе с подшипником 5 в сторону маховика, давит через упорный фланец, к которому прикреплено фрикционное кольцо, на лепестки диафрагменной пружины 3. При этом наружная кромка пружины, перемещаясь в обратном направлении, отходит от кольцевого выступа на нажимном диске 2 и через фиксаторы отводит его от ведомого диска 1, освобождая последний от крутящего момента двигателя. Сцепление с центральной диафрагменной пружиной ![]() I - ведомый диск; 2 - нажимной диск; 3 - диафрагменная пружина; 4 - гаситель; 5 -выжимной подшипник . Выбор основных параметров Основные размеры и параметры сцепления: наружный ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 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 БМВ-525i имеет ![]() ![]() 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 ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Нажимное усилие ![]() ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() Элементарные сила и момент трения: ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Схема для определения момента трения сцепления ![]() Таким образом ![]() ![]() ![]() ![]() Тогда радиус трения будет определяться по формуле ![]() Отсюда следует, что при постоянном значении ![]() ![]() ![]() ![]() где ![]() При равномерном изнашивании нагрузка ![]() ![]() В этом случае ![]() где ![]() Ведомые диски сцеплений автомобилей обладают существенной податливостью в осевом направлении, что обусловливает ![]() ![]() Для легковых автомобилей отношение ![]() ![]() ![]() ![]() С учетом числа пар поверхностей трения для однодискового сцепления ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Коэффициент трения накладок зависит от ряда факторов: материала фрикционных накладок, состояния их поверхностей, относительной скорости скольжения, удельной нагрузки, температуры. Для расчетов принимают ![]() ![]() Тогда ![]() Удельная нагрузка определяется по формуле ![]() где ![]() ![]() При наличии отверстий под заклепки значение ![]() ![]() ![]() ![]() Число пар трения находится по формуле ![]() ![]() по которому определяется необходимое количество ведомых дисков сцепления: ![]() ![]() Полученное значение ![]() 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. 4. Расчет сцепления на нагруженность К показателям нагруженности относят удельную работу буксования ![]() ![]() На основании отечественного и зарубежного опыта для расчета нагруженности сцеплений по работе буксования можно использовать следующую формулу: ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя определяется по формуле ![]() где ![]() ![]() Момент инерции автомобиля, приведенный к маховику определяется по формуле ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Передаточное число трансмиссии определяется по формуле ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Радиус качения колеса определяется по формуле ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Тогда момент инерции автомобиля будет равен ![]() Момент сопротивления движению при трогании, приведённый к ведущему валу коробки передач определяется по формуле ![]() где ![]() ![]() ![]() Коэффициент полезного действия трансмиссии определяется по формуле ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Тогда момент сопротивления движению при трогании, приведённый к ведущему валу коробки передач будет равен ![]() ![]() Подставив все рассчитанные значения в первоначальную формулу определяем работу буксования ![]() ![]() Удельная работа буксования равна работе буксования, отнесенной к площади трения ведомых дисков: ![]() где ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Тогда удельная работа буксования равна ![]() Расчет на нагрев заключается в определении повышения средней температуры нажимного диска ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() По показателям нагруженности ( ![]() ![]() |