Пружины демпфера сцепления

Пружины демпфера являются элементом упругой системы трансмиссии, и подбор их связан с решением сложной задачи колебаний трансмиссии, которая не рассматривается в данном курсе. Поэтому в курсовом проекте можно ограничиться либо проверочным расчетом, либо приближенным подбором на основе данных по существующим конструкциям.

Данные по выполненным конструкциям:

- число пружин - 6-8;

- диаметр проволоки- 3-4 мм;

- средний диаметр витка – 15-18 мм;

- полное число витков – 5-6;

- жесткость пружин – 10-30 кгс/мм;

- момент трения фрикционных элементов демпфера - 2.-10 кгсм.

Момент предварительной затяжки пружин должен составлять 15-20% от максимального крутящего момента двигателя Memax.

 

(5.10)

Максимальное напряжение пружин демпфера необходимо рассчитывать, исходя из максимального момента, передаваемого демпфером сцепления.

 

(5.11)

где: m - число ведомых дисков сцепления.

Усилие, сжимающее одну пружину демпфера,

 

(5.12)

где: R - радиус приложения усилия к пружине;

z - число пружин.

Принимая во внимание большую жесткость пружин демпфера, напряже­ние необходимо вычислять по формуле, учитывающей форму сечения, кривизну витка и влияние поперечной силы.

(5.13)

где:

Допускаемое напряжение

 

[max] = 700-900 МПа.

 

 

Расчет ступицы ведомого диска

 

Шлицы рассчитываются на срез и смятие по формулам:

 

(5.14)

 

где:

- длина шлиц;

i - число шлиц;

= 0,75 - коэффициент точности прилегания шлиц.

Допускаемое напряжение [см] = 15-30 МПа, срез шлиц ступицы

(5.15)

где: b - ширина шлиц;

[max] = 5-15 МПа.

Определение показателей износостойкости сцепления

Минимально возможная работа буксования сцепления в Нм определяется по формуле:

(5.16)

где: ne = 600-800 об/мин - частота вращения коленвала перед включением сцепления;

Ja - момент инерции автомобиля, приведенный к валу сцепления на 1 передаче КПП

 

где: ma- масса автомобиля, кг;

rк- радиус колеса, м;

uк,uг - передаточное число КПП и главной передачи;

Je- момент инерции вращающихся частей двигателя, кгм2.

Выбирается приближенно с учетом Jeсуществующих конструкций автомобилей (табл.1.2).

 

Таблица 5.2

Тип автомобиля	М-412	ГАЗ-24	ЗИЛ-114	ГАЗ-53	ЗИЛ-130	МАЗ-500
Je, кгм2	0,19	0,43	0,72	0,51	1,3	3,1

 

Удельная работа буксования в Нм/см2определяется по формуле:

 

(5.17)

Приращение температуры деталей сцепления при трогании автомобиля с места, без учета теплоотдачи в окружающую среду,

(5.18)

где: - доля работы буксования, приходящаяся на нагреваемую деталь;

с - теплоемкость детали (0,115 ккал/(кгград));

Gд - масса де­тали, кг.

Для нажимного диска однодискового сцепления = 0.5; для нажимного диска двухдискового сцепления = 0,25 и для среднего диска = 0,5.

Расчет деталей привода сцепления

Расчет привода включения сцепления состоит в правильном подборе соотношения плеч рычагов привода для обеспечения легкости и удобства управления.

Общее передаточное число привода определяется по формуле:

 

(5.19)

где: Рп- усилие на педаль (принимается 120-150 Н);

пр - 0,85-0,95 - КПД привода.

а) б)

Рис.5.2 Кинематическая схема привода сцепления

 

В механическом приводе (рис.5.2,а)

(5.20)

В гидравлическом приводе (рис.5.2,б)

(5.21)

 

Рулевое управление

 

Рулевой привод

 

Рулевой привод должен обеспечивать при движении на повороте качение управляемых колес без бокового скольжения. При этом управ­ляемые колеса должны быть повернуты на разные углы, значения ко­торых (без учета угла бокового увода шин) связаны зависимостью:

, (6.1)

где: и - углы поворота соответственно наружного и внутреннего колес;

M - расстояние между шкворнями;

L - база автомоби­ля.

 

Рис. 6.1 Схема рулевой трапеции и схема поворота автомобиля

 

Рядом с теоретической кривой следует построить действительную кри­вую , которая может быть рассчитана графически. Для этого, пользуясь чертежом рулевого привода, трапецию изображают на бумаге в определенном масштабе и определяют значения и для 6-7 положений управляемых колес от = 0⁰ до = max по технической характеристике.

 

Кинематическое и силовое передаточные числа рулевого уп­равления определяются:

(6.2)

где: рки ук- углы поворота соответственно рулевого и управля­емых колес;

 

Рис. 6.2 Зависимость между углами поворота наружного и внутреннего колес автомобиля

 

Uрми Uрп- угловые передаточные числа соответст­венно рулевого механизма и рулевого привода.

Значение укнаходится в пределах 40-45°, а = 540-1080°.

 

(6.3)

 

где: Uрми Uрп- кинематическое и силовое передаточные числа рулевого механизма и рулевого привода соответственно;

 

Rрк- радиус рулевого колеса, Rрк= 0,2-0,25 м;

- момент сопротивления повороту управляемых колес;

G₁ -сила тяжести, приходящаяся на передние управляемые колеса;

f- коэффициент сопротивления качению; с - плечо поворота управляемых колес;

с = 20-60 мм у легковых автомобилей;

с = 60-100 мм у грузовых автомобилей;

- коэффициент сцепления шины с полотном дороги;

= 0,8-0,9;

r- радиус (плечо) скольжения;

где: rc- статический радиус колеса;

Mрк- момент, прикладываемый к рулевому колесу,

 

(6.4)

 

Ррк- усилие, прикладываемое водителем к рулевому колесу.

 

(6.5)

 

где рм - КПД (прямой) рулевого механизма, рм= 0,85-0,9;

рп - КПД рулевого привода, рп= 0,85-0,95.

Если Ррк > 250 Н, то необходим усилитель.

Расчет деталей рулевого управления на прочность следует про­изводить, исходя из условного расчетного усилия, прикладываемого к рулевому колесу: Ррк = 400 Н для легковых автомобилей и 700 Н - для грузовых автомобилей.

 

Рулевой вал

 

Рулевой вал нагружается моментом:

 

(6.6.)

Напряжение кручения полого рулевого вала

 

 

(6.7)

Угол закручивания вала

 

(6.8)

 

где: dни dв- наружный и внутренний диаметры вала;

G - модуль сдвига 85 ГПа (8500 кг/мм2). Материал вала - сталь 20(ЗИЛ), сталь 45 (МАЗ).