Расчёт сухого фрикционного сцепления

Размещено на http://www.allbest.ru/

КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА

РАСЧЁТ СУХОГО ФРИКЦИОННОГО СЦЕПЛЕНИЯ

Расчет и выбор размеров фрикционных накладок

Размеры фрикционных накладок выбирают, исходя из нагруженности пар трения сцепления при трогании колесной машины (КМ) с места:

- для легковых (одиночных и с прицепом) и грузовых КМ с прицепом (тягачей, автопоездов) с полной нагрузкой - на первой передаче в коробке перемены передач (КПП);

- для одиночных грузовых КМ с полной нагрузкой - на второй передаче;

- для полностью груженых КМ, имеющих делитель - на первой высшей передаче в КПП;

- для КМ высокой проходимости - на первой передаче в КПП и высшей передаче в раздаточной коробке.

Порядок выбора следующий:

Вычисляем вспомогательные величины:

Передаточное число участка трансмиссии от коленчатого вала двигателя до ведущего колеса КМ - I_тр :

,

где: I_кпi - передаточное отношение в КПП на расчетной передаче в соответствии с типом транспортного средства;

I₀ - передаточное отношение главной передачи.

Приведённый к коленчатому валу двигателя момент инерции - J_м, эквивалентный поступательно движущимся массам КМ - m_м и прицепа - m_пр

Приведённый к коленчатому валу двигателя момент сопротивления дороги М_сопр:

где - КПД участка трансмиссии от коленчатого вала двигателя до ведущего колеса КМ. = 0.8

g - ускорение свободного падения. g = 9.81 м/с²

Ш - коэффициент суммарного сопротивления дороги.

где: f - коэффициент сопротивления качению зависит в основном от типа и состояния дорожного покрытия, конструкции шин и давления воздуха в них, по таблице 5 приложения принимаем f = 0.02,

б - угол продольного уклона дороги б = 0…30^о. Принимаем б = 0^о.

Расчетная угловая скорость коленчатого вала двигателя w_дв:

- для бензиновых двигателей:

- для дизелей:

где: , - угловые скорости коленчатого вала двигателя при максимальном крутящем моменте и максимальной мощности соответственно.

где: n_дв.M и n_дв.N - частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальном крутящем моменте и максимальной мощности соответственно в об/мин.

Работа буксования сцепления А_б:

где: h - коэффициент приведения для бензиновых двигателей принимают h = 1.23, для дизелей h = 0.72.

Мощность буксования сцепления Nб:

Принимаем число ведомых дисков: = 1

В процессе эксплуатации коэффициент запаса процесса эксплуатации в может уменьшаться из-за изнашивания накладок, снижения упругости (усадки) пружин, уменьшения коэффициента трения (замасливание накладок). Для КМ высокой и повышенной проходимости в = 1.8…3.0. Предельные значения удельных показателей даны в таблице 4 приложения. Принимаем в = 1.6 [1, табл. 1]

Определяем статический момент трения сцепления Т_с :

Принимаем расчетный коэффициент трения м. В зависимости от типа фрикционной накладки м = 0.25 … 0.35 - для тканных и спирально-намотанных накладок и м = 0.18 … 0.25 - для формованных накладок. Обычно принимают м = 0.3. фрикционный двигатель пружина демпфер

Задаем значение отношения внутреннего диаметра фрикционных накладок к наружному. Для легковых КМ Д_н = 0.67 0.07, для грузовых КМ Д_н = 0.55 0.05. Принимаем значение Д_н = 0.6

С помощью таблицы 4 приложения находим допустимые значения показателей нагруженности пар трения сцепления к₁…к₅ : к₁ = 0.3 МПа; к₂ = 0.44 (Н*м)/ см²; к₃ = 200 Вт/см² ; к₄=370 Дж/см² ; к₅ = 125 Вт/см².

Определяем наружный диаметр накладки D_н1, обеспечивающий допустимое давление к₁ на фрикционные накладки:

D_н1 =

Определяем минимально необходимые значения общей поверхности трения S_трi ведомых дисков, обеспечивающие допустимые значения удельных показателей нагруженности пар трения сцепления (к₂ …к₅):

Из полученных четырех значений выбирают максимальное S_тр^*, обеспечивающее допустимые значения по всем четырем удельным показателям:

S_тр^* = (S_трi)_мах = S_тр4 = 363,85 см²

Находим наружный диаметр D_н^* фрикционных накладок, исходя из S_тр^*

D_н^*=

Из двух размеров D_н1 и D_н^* выбираем наибольший D_н^* = 19,6 см, обеспечивающий допустимые значения по всем показателям к₁ … к₅ , и находим внутренний диаметр накладки

d_вн = Д_н D_н

Выбираем ближайшие значения D_н и d_н и для них вычисляем площадь трения одной накладки ведомого диска S_н , минимально необходимые значения общей поверхности трения ведомого диска S_тр, средний радиус трения R_ср, суммарную силу сжатия всех пружин при деформации P_ном и для них контролируем значения показателей к₁…к₅.

Пусть D_н =20 см; d_н =12 см. В этом случае имеем:

,

Коэффициент 0.94 в формуле учитывает уменьшение в среднем поверхности трения из-за заклепок и канавок, предназначенных для удаления продуктов изнашивания и вентиляции поверхностей трения. Для конкретной конструкции этот коэффициент может быть скорректирован.

Сравнивая полученные значения к₁ …к₅ с допустимыми (табл. 4 приложения) видно, что для этого варианта окончательно принимаем D_н = 200 мм, d_н = 120 мм. [1, табл. 1].

Сравнивая максимально допустимую частоту вращения ведомого диска для данного наружного диаметра накладки n_дв.мах = 8000 мин ^-1 (табл. 3 приложения) с частотой вращения при максимальной мощности двигателя 5600 мин ^-1 , убеждаемся в достаточной прочности данной накладки при действии центробежных сил [1, табл. 2].

Расчёт деталей сцепления на прочность

Расчёт нажимных пружин сцепления

Определение усилия, развиваемого одной пружиной:

где Z число пружин 6-18

1,4 коэф учитывающий неравномерность усилий на пружины

Принимаем число пружин -6

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;

[ф]=700,900 МПа - допускаемое напряжение кручения.

Принимаем значение d=4 мм.

Определяем диаметр витка пружины по известным d и m:

Число рабочих витков пружины:

где G=9•10⁴ МПа - модуль упругости при кручении; с - жёсткость пружины,

где: -приращение сил сопротивления пружины выключения сцепления;

-приращение сжатия пружины при выключении сцепления,

где: i - число пар трения

д=1,0ч1,5 - осевая деформация ведомого диска

Расчёт пружин демпфера сцепления

Для расчёта пружин демпфера сцепления принимаем:

z=6 - число пружин; ( рекомендуемое количество 6-10)

d=4 мм - диаметр проволоки;(рекомендуемый диаметр 3-5 мм)

D_ср=16 мм - средний диаметр витка; ( рекомендуемый диаметр 14-18 мм)

n_п=6 - полное число витков; (рекомендуемое количество 4-6)

С=300 Н/мм - жёсткость пружины;

М_тр=100-200 Нґм - момент трения фрикционных элементов демпфера.

Максимальное напряжение пружины демпфера определяется по формуле:

где n - число ведомых дисков сцепления,

т.е. усилие, сжимающее одну пружину демпфера:

где: R=0,08 м - радиус приложения усилия к пружине;

z - число пружин.

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

где: К - коэффициент, учитывающий форму сечения, кривизну витка и влияние поперечной силы на прочность;

[t]=700ч900 МПа.

где:

тогда:

т.е. ф<[ф] - условие прочности выполняется.

Расчёт ступицы ведомого диска

Размеры шлицевого соединения выбираются согласно ГОСТ 21425 -75

Материал ступицы - Сталь 40Х.

Материал ведомого диска - Сталь 50, 65Г.

Напряжение смятия шлицов ступицы определяется по формуле:

где:

d_н=38 мм - наружный диаметр шлицов;

d_в=32 мм - внутренний диаметр шлицов;

l=40 мм - длина шлицов;

z=8 - число шлицов;

б=0,75 - коэффициент точности прилегания шлицов;

[s_см]=15ч30 МПа - допустимое напряжение смятия.

, т.е. 14,7 МПа<30 МПа у_см<[у_см] - условие выполняется.

Напряжение среза шлицов ступицы определяется по формуле:

где: b=6 мм - ширина шлицов;

[t_срmax]=5ч15 МПа - допустимое напряжение среза.

т.е. 7,3 МПа<15 МПа ф_ср < [ф_ср] - условие выполняется.

Расчет вала сцепления

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

Проверку шлицов на смятие проводим по формуле:

где: - средний радиус приложения окружной силы, м;

h, l - высота и длина шлицов ступицы ведомого диска, см.

Проверку шлицов на срез проводим по формуле:

где b=6 мм - ширина шлицов ступицы ведомого диска, см.

Список литературы

1. Автомобили, Конструкция и элементы расчета / В.К.Вахламов 2-е изд.,-М.: Издательский центр «Академия», 2008.-480с.

2. Болотов А.К. Конструкции тракторов и автомобилей: Учеб. пособие для агроинженер. вузов. - М.: Колосс ООО, 2006. - 351 с

3. Проектирование полноприводных колёсных машин. Афанасьев В.Н., Белоусов Б.Н., Жеглов Л.Ф. и др.// Под общей редакцией Полунгяна А.А. - М.: Изд-во МГТУ им. Баумана Н.Э. - 2000.

Размещено на Allbest.ru