6.1 Расчет параметров сцепления

6.1.1 Расчет муфты сцепления

Для расчета муфты сцепления необходимо задаться наружным D и внутренним d диаметром ведомых дисков, исходя из которых рассчитывается средний радиус R_cp. Ниже приведены значения диаметров сцеплений отечественных автомобилей.

Таблица 1.6

Размеры ведомых дисков сцеплений различных автомобилей

Марка автомобиля D		d
Однодисковое сцепление
ВАЗ-1111	160	110
ВАЗ-2108	190	130
АЗЛК-2141	203	145
ГАЗ-3102	225	150
ЗИЛ-43410	342	186
Магирус-290	420	210
Татра-13881	350	195
Икарус-260	420	220
Двухдисковое сцепление
КамАЗ-5320	350	200
МАЗ-5335	400	220

Число пар трения i=2n_в._д. (n_в._д. - число ведомых дисков)

Рассчитаем нажимное усилие пружин:

(6.1)

где: М_max - максимальный момент двигателя, Н м (по заданию); - коэффициент запаса сцепления; =1,2.. .2,5; - средний радиус поверхности трения, равен:

(6.2)

где: - наружный диаметр поверхности трения, мм

- внутренний диаметр поверхности трения, мм

- коэффициент трения, = 0,2.. .0,35; z - число пар трения

Проверка дисков по прочности накладок:

(6.3)

Для различных материалов [р] = 0,14.. .0,25 МПа.

Меньшее значение давлений имеют сцепления грузовых автомобилей и автобусов, большие значения - сцепления легковых автомобилей.

Если условие прочности не соблюдается, то необходимо увеличить диаметры поверхностей трения, либо увеличить количество дисков.

Работа буксования сцепления:

(6.4)

где - приведенный момент инерции;

(6.5)

где - коэффициент учета вращающихся масс;

— масса автомобиля, кг;

- радиус колеса;

— передаточное число первой передачи

— передаточное число главной передачи

- момент сопротивления движению автомобиля, приложенный к первичному валу КПП;

- угловая скорость коленчатого вала при начале движения автомобиля, ;

Расчет производится для легковых автомобилей и автопоездов на первой передаче, а для грузовых одиночных автомобилей на второй передаче.

Радиус колеса:

(6.6)

Коэффициент учета вращающихся масс:

(6.7)

Момент сопротивления движению автомобиля:

(6.8)

где - вес автомобиля, Н;

- коэффициент сопротивления движению, - к.п.д. трансмиссии

Таблица 6.2

Коэффициент полезного действия трансмиссии

Тип	Колесная формула	Вид главной передачи	К.п.д. трансмиссии
Легковые (переднеприводные)	2x4	Одинарная	0,95
Легковые (заднеприводные)	4x2	Одинарная	0,92
Легковые	4x4	Одинарная	0,86
Грузовые	4x2	Одинарная	0,9
Грузовые	4x2	Двойная	0,89
Грузовые	6x4	Двойная	0,87
Грузовые	6x6 4x4	Одинарная или двойная	0,85
Автобусы	4x2	Одинарная или двойная	0,88...0,9

Угловая скорость коленчатого вала при начале движения:

для малооборотистых дизельных двигателей:

(6.9)

для бензиновых двигателей:

(6.10)

Нагрев нажимного диска за одно включение при трогании с места:

(6.11)

где - поправочный коэффициент;

- масса диска, кг;

- теплоемкость диска, Дж/(кг°С), для железа с = 482 Дж/(кг°С);

Для наружных дисков двухдискового сцепления = 0,25; для внутренних

дисков = 0,5.

В однодисковом сцеплении нажимной диск передает половину крутящего момента двигателя, в двухдисковом сцеплении средний нажимной диск передает половину крутящего момента, а наружный нажимной диск – четверть крутящего момента. Это также следует учитывать при определении нагрузок в элементах связи нажимных дисков с маховиком двигателя. Нажимные диски выполняются массивными для поглощения теплоты соответственно передаваемой ими доле крутящего момента при буксовании сцепления. Нажимные диски выполняются из чугуна марок СЧ 21-40, СЧ 21-44.

Допустимый нагрев за одно включение:

6.1.2 Расчет пружин муфты сцепления

Нажимное усилие одной пружины:

_(6.12)

где - нажимное усилие пружин, Н

- отжимное усилие. Н (применяется только для многодискового сцепления)

Максимально допустимая нажимная сила [ ] = 700 Н для легковых автомобилей.

Максимальная нажимная сила пружины:

(6.13)

где - жесткость пружины, Н/мм;

- общая величина перемещения, мм

Жесткость пружин рассчитаем из выражения:

_(6.14)

где - прижимная сила одной пружины, Н;

- износ накладок, мм; находится в пределах 1.. .2,5мм;

- коэффициент запаса сцепления (из л/р№1)

- коэффициент запаса сцепления при изношенных накладках.

Жесткость пружин должна быть минимальной в пределах 10...20 Н/мм. В некоторых конструкциях жесткость пружин доходит до 40.. .45 Н/мм, что приводит к сокращению срока их надежной эксплуатации.

Из следующих выражений рассчитываем диаметр пружин, задав диаметр проволоки:

(6.15)

где - модуль сдвига стали, МПа; для стали - 8... 9 10⁶ MПa

- диаметр проволоки, мм;

-число рабочих витков проволоки;

- жесткость пружины, Н/мм.

Напряжение цилиндрической пружины:

= 700...800 МПа - для пружинистой стали

6.1.3 Расчет пружин-гасителей крутильных колебаний

Нажимное усилие пружин-гасителей:

_(6.16)

где - максимальный крутящий момент двигателя (по исходным данным)

- коэффициент запаса;

- средний радиус, на котором расположены пружины;

- количество пружин гасителя.

Принимая во внимание большую жесткость пружин гасителя, напряжение следует вычислять с учетом кривизны витка.

Выбор пружин по касательным напряжениям:

_(6.17)

где -диаметр пружины;

-диаметр проволоки;

- поправочный коэффициент, учитывающий кривизну витка:

где:

Допустимое напряжение для пружинной стали [ ] 700...900 MПa

6.1.4 Расчет рычагов выключения сцепления

Для того чтобы начать рассчитывать рычаги, необходимо определиться, из какого материала и какого профиля будут они сделаны.

Таблица 6.3

Материалы, применяемые для рычагов выключения сцепления

Материал	МПа
Сталь Ст 10	260
Сталь Ст 15	300
Ковкий чугун КЧ-40	160

Изгибающий момент от действия силы, приложенной на концах рычагов, вызывает напряжение изгиба:

_(6.18)

где - нажимное усилие пружин, Н;

- большое плечо рычага

- отношение плеч рычага, т.е i_р = l/

- количество рычагов (кратно числу нажимных пружин)

— момент сопротивления профиля (выбрать по таблице 6.4).

а) б) в)

Рис.6.1 Схемы сечений: а) квадрат, б) прямоугольник, в) трапеция.

Таблица 6.4

Моменты сопротивления профилей различного сечения

Профиль	Момент сопротивления
Квадрат	Wc =0,118 а3
Прямоугольник	Wc =0,167 b а2
Трапеция

Если напряжение изгиба не удовлетворяет условию, тогда изменим геометрию рычагов. Необходимо учитывать, что мы ограничены габаритными размерами.

6.1.5 Расчет шлицевой втулки (соединения) ведомого диска

Рассчитывается только втулка, так как в отличие от шлицев на вале шлицы втулки невозможно закалить поверхностно, а при общей закалке они становятся довольно хрупкими и подвержены срезу.

Шлицы рассчитывают на смятие и на срез.

Расчет шлицов на смятие:

_(6.19)

где - сила, действующая на шлицы; - площадь шлицев; - коэффициент точности прилегания шлиц; = 0,72...0,78.

Сила смятия определяется по формуле:

(6.20)

где - максимальный крутящий момент;

- коэффициент запаса, = 1,2.. .2,5;

- средний радиус шлицев.

Средний радиус шлицев:

(6.21)

где - наружный радиус шлицев;

- внутренний радиус шлицев.

Площадь шлицев:

(6.22)

где - длина шлицев;

- количество шлицев.

Учитывая, что шлицевое соединение обеспечивает свободное перемещение ступицы, напряжение на смятие [ _см] = 30 МПа, напряжение на срез [ ]=17 МПа. Материал ступиц сталь 40 или 40Х.

Расчет шлицев на срез:

где ширина шлица.

6.2. Коробка передач

Межосевое расстояние:

(6.23)

где:

К – коэффициент, зависящий от типа автомобиля (для легковых автомобилей К=8,9-9,3; для грузовых К=8,6-9,6)

6.3. Расчет валов, подбор и расчет подшипников

Валы автомобильных коробок рассчитываются на прочность и жесткость. Диаметр вала предварительно определяется по эмпирической формуле:

для первичного вала:

(6.24)

где: – максимальный крутящий момент, Н·м;

для промежуточного и вторичного валов:

(6.25)

где: С - межцентровое расстояние, мм.

Отношение диаметра вала d к расстоянию между опорами ℓ может быть в пределах:

для первичного и промежуточного валов

= 0,16-0,18

для вторичного вала

= 0,18-0,21

6.4. Карданная передача

Максимальная угловая скорость карданного вала

(6.26)

где:

- максимальная скорость движения автомобиля, м/с (по зада­нию);

- передаточное число высшей передачи трансмиссии, соответствующее передаточным числам агрегатов трансмиссии, расположен­ных между рассчитываемым карданным валом и ведущими колеса­ми автомобиля;

г - радиус колеса, м.

6.5. Главная передача

Число зубьев шестерен главной передачи.

Приняв количество зубьев ведущей шестерни (для легковых автомобилей =5-10; для грузовых автомобилей и автобусов =6-14), определяют количество зубьев ведомой шестерни

(6.27)

Конусное расстояние

(6.28)

Где - передаточное число первой передачи коробки передач

6.6 Подвеска

Техническая частота колебаний:

(6.29)

Расчет проводиться для передней и задней подвески.

где - статический прогиб упругого элемента подвески, см:

Техническая частота колебаний определяется для передней и задней подвесок. Для этого выбирают статический прогиб передней подвески =8-12 см.

Статический прогиб задней подвески определяют из соотноше­ний:

для автобусов =(1,0-1,2) ;

Определенное значение технической частоты колебаний под­вески должно лежать в следующих пределах 70-100 колеб/мин;

6.7. Рулевое управление

Момент сопротивления повороту:

(6.30)

где:

- полный вес, приходящийся на управляемые колеса, Н;

- коэффициент сопротивления качению ( =0,02);

- плечо обкатки, м ( =0,06-0,1);

- радиус колеса, м;

- коэффициент сцепления шин с дорогой ( =0,8);

- к.п.д. рулевого управления ( =0.78-0.8).

6.8. Тормозное управление

Максимальный тормозной момент рассчитывают для передних и задних тормозов по следующей формуле:

(6.31)

Расчет производят для переднего моста и задней тележки.

где:

- вес, приходящийся на тормозящее колесо, Н;

- коэффициент сцепления шин с дорогой ( =0,8);

- радиус колеса, м;

- коэффициент перераспределения масс (для передних тормозов =1,5.,.2,0; для задних тормозов -0,5...0,7).

Для определения веса, приходящегося на тормозящее колесо пользуются формулой:

(6.32)

Где – полный вес на мост автомобиля;

– кол-во колес на мосту автомобиля;

– номер моста

На этом теоретический материал для расчета заканчивается.