Рассчёт сцепления. Кравченко
.pdfФедеральное агентство по образованию
Санкт-Петербургский государственный архитектурно-строительный университет
Факультет автомобильно-дорожный
Кафедра организации перевозок, управления и безопасности на автомобильном транспорте
РАСЧЁТ СЦЕПЛЕНИЯ АВТОМОБИЛЕЙ
Методические указания по курсовому проектированию и практическим занятиям для студентов
специальностей 190601 – автомобили и автомобильное хозяйство, 190603 – сервис транспортных и технологических машин и оборудования (автомобильный транспорт)
Санкт-Петербург
2007
УДК 629.113.001.24:681.142.2
Рецензент канд. техн. наук, доцент В. П. Чмиль
Расчёт сцепления автомобилей: метод. указания по курсовому проектированию и практическим занятиям для студентов специальностей 190601 – автомобили и автомобильное хозяйство, 190603 – сервис транспортных и технологических машин и оборудования (автомобильный транспорт) / СПб. гос. архит.-строит. ун-т; сост.: П. А. Кравченко, Н. Н. Воронин. – СПб., 2007. – 30 с.
Приведен порядок построения упругой характеристики цилиндрических
итарельчатых пружин, изложен расчет механического и гидравлического приводов управления сцеплением. Рассмотрены методики расчета коэффициента запаса сцепления и элементов сцепления на прочность. Даны справочный материал
ипримеры расчетов.
1. ПОСТРОЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАЖИМНЫХ ПРУЖИН
Нажимные пружины в зависимости от расположения делятся на периферийные и центральные. По периферии устанавливают цилиндрические пружины, в центре – коническую или тарельчатую.
Характеристику пружин строят с целью определения её жёсткости и усилия, развиваемого пружиной при выключении сцепления.
Характеристика цилиндрической пружины
Р = ¦(l), |
(1.1) |
где Р – усилие пружины, Н; l – осадка пружины, мм. |
|
Характеристика тарельчатой пружины |
|
Р = f(y / a), |
(1.2) |
где y, a – соответственно углы поворота и подъёма сечения, град. |
|
1.1. Цилиндрическая пружина
Исходные данные: длина l0 пружины в свободном состоянии, мм; длина lвкл (мм) и усилие Рвкл (Н) пружины при включённом сцеплении; диаметр d проволоки пружины, мм; средний диаметр D пружины, мм; полное число iп витков; модуль упругости G второго рода, МПа; рабочий ход lр муфты выключения, мм; передаточное число Uр рычагов.
Порядок расчёта:
1. Вычисляют осадку пружины при включённом сцеплении:
lвкл = l0 - lвкл. |
(1.3) |
2. Строят характеристику пружины по двум точкам с координатами (0, 0)
(lвкл, Рвкл).
3. Осадку пружины при выключении сцепления определяют из чертежа либо по зависимости
lвык = lр / Uр. |
(1.4) |
4.Усилие Рвык при выключении сцепления находят по величине осадки lвык
ихарактеристике пружины.
5.Рассчитывают жёсткость пружины:
с = Рвкл / lвкл. |
(1.5) |
6. Проверяют жёсткость пружины по зависимости |
|
с¢ = Gd4 / (8D3i ), |
(1.6) |
р |
|
где iр – рабочее число витков, |
|
iр = iп - (1,5...2,0). |
(1.7) |
1
Для стали модуль G = 8 × 104 МПа.
Пример 1.1. Построить характеристику периферийной цилиндрической
пружины по следующим исходным данным: l0 = 63 мм; lвкл = 45 мм; Рвкл = 682 Н; d = 4,5 мм; D = 25,5 мм; iп = 8; lр = 9,6 мм; Uр = 5,33; G = 8 × 104 МПа.
Решение: lвкл = l0 - lвкл = 63 - 45 = 18 мм.
По двум точкам строят линейную характеристику пружины (рис. 1.1);
P, Н
900
800
750
700
682
600
500
400
300
200
100
0 |
5 |
10 |
15 18 19,8 20 |
25 λ, мм |
Рис. 1.1. Характеристика цилиндрической пружины
lвык = lр / Uр = 9,6 / 5,33 = 1,8 мм.
По характеристике пружины осадке lвык соответствует усилие пружины при выключении сцепления Рвык = 750 Н;
с = Рвкл / l вкл = 682 / 18 = 37,9 Н/мм; 2
iр = iп - (1,5...2,0) = 8 - 1,5 = 6,5;
с¢ = Gd4 / (8D3iр) = 8 × 104 × 4,54 / (8 × 25,53 × 6,5) = 38,04 Н/мм.
При разработке рекомендаций жёсткость пружин следует принимать минимальной, чтобы износ фрикционных дисков меньше влиял на усилие пружин.
1.2. Тарельчатая пружина
Допущение: не учитывают влияние радиусов колец опорных поверхностей, трения между пружиной и опорами, жёсткости закрепления и предварительного поджатия опорных колец.
Некоторые конструктивные параметры пружин сцепления для легковых и грузовых автомобилей показаны на рис. 1.2 и приведены в табл. 1.1.
|
Конструктивные параметры тарельчатых пружин |
|
Таблица 1.1 |
||||||||
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Фирма, модель |
|
h, мм |
H, мм |
rb, мм |
ra, мм |
α |
r1, мм |
r2, мм |
r3, мм |
|
|
сцепления |
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
АП, 350 СР |
|
3,87 |
7,43 |
164,75 |
131,80 |
12°42′ |
138,5 |
161,5 |
|
35,0 |
|
АП, 350 DS |
|
3,87 |
6,54 |
155,70 |
126,59 |
12°40′ |
129,0 |
150,0 |
|
41,0 |
|
Феродо, 180 Д |
|
2,10 |
3,55 |
87,00 |
66,92 |
10°02′ |
68,0 |
84,0 |
|
20,5 |
|
«Борг энд Бек», |
|
2,40 |
4,42 |
99,35 |
73,59 |
9°44′ |
74,5 |
92,7 |
|
25,0 |
|
”8“ |
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
«Опель-рекорд» |
|
2,30 |
4,09 |
99,90 |
74,00 |
9°58′ |
74,5 |
97,0 |
|
23,0 |
|
ВАЗ-2101 |
|
2,20 |
4,10 |
97,50 |
75,00 |
10°14′ |
75,5 |
93,5 |
|
22,0 |
|
Москвич-412 |
|
2,29 |
4,19 |
99,30 |
77,58 |
10°55′ |
81,0 |
97,0 |
|
25,6 |
|
Исходные данные: толщина h пружины, мм; высота H неразрезанной части пружины, мм; значение радиусов r1, r2, r3, ra, rb, мм; угол a подъёма сечения, град; усилие Рнж пружины при включённом сцеплении, Н; рабочий ход lр муфты выключения, мм; модуль упругости Е первого рода, МПа; коэффициент m Пуассона.
Порядок расчёта:
1. Усилие со стороны нажимного диска
Рнж = 2pAM / [(r2 - r1) + ah(1 - y / a)], |
(1.8) |
где A – коэффициент, учитывающий влияние геометрических параметров; M – безразмерная характеристика упругости пружины.
А = Еha3(r |
- r )2 ln (r |
b |
/ r ) / [12(1 - m2)]; |
(1.9) |
b |
a |
a |
|
|
M = [(1 - y / a)(1 - / 2a) + (h/H)2]y / a. |
(1.10) |
|||
2. Проверка соответствия соотношения |
|
|||
|
H = (rb - ra) tga. |
(1.11) |
||
|
3 |
|
|
|
r3
h
H
Рис. 1.2. Расчётная схема тарельчатой пружины
3. Ход нажимного диска
Wнж = a{(r2 - r1)[1 - 0,5a2(1 - 0,5y / a)2 + ah(1 - 0,5y / a)]}y / a. (1.12) 4
4. Экстремальные точки характеристики |
|
y / a = 1 ± [0,33 - 0,67(h / H)2]1/2, |
(1.13) |
где знак «минус» соответствует максимуму, «плюс» - минимуму кривой.
5. Передаточное число лепестков пружины при её повороте около опорных
колец
Uл = (r1 - r3) / (r2 - r1). |
(1.14) |
6.По характеристике пружины для усилия Рнж при включенном сцеплении находят сборочный натяг Wнж.
7.Ход нажимного диска при выключении сцепления
′ |
= |
lр |
/ Uл. |
(1.15) |
Wнж |
|
8. Суммарный ход нажимного диска при выключении сцепления
S |
Wнж |
= |
Wнж |
+ |
′ |
(1.16) |
|
|
|
Wнж . |
9. По характеристике пружины для SWнж находят её усилие Pнж′ при выключении сцепления.
Пример 1.2. Построить характеристику тарельчатой пружины сцепления по следующим исходным данным: h = 2,2 мм; H = 4,1 мм; r1 = 75,5 мм; r2 = 93,5 мм;
r3 = 22 мм; rb = 97,5 мм; rа = 75 мм; a = 10º14´ (0,1785 рад); Pнж = 3494 Н; lр = 8 мм; Е = 2,1×105 МПа; m = 0,27.
H = (rb - ra) tg a = (97,5 - 75) tg10º14´ = 4,1 мм, т. е. соответствие выполнено; y / a = 1 ± [0,33 - 0,67(h / H)2]1/2 = 1 ± [0,33 - 0,67(2,2 / 4,1)2]1/2 = 1 ± 0,37,
(y / a)max = 1 - 0,37 = 0,63, (y / a)min = 1 + 0,37 = 1,37.
Результаты расчёта характеристики по зависимостям (1.8) и (1.12) сведены в табл. 1.2 и представлены на рис. 1.3.
|
Результаты расчёта характеристики тарельчатой пружины |
Таблица 1.2 |
|||||
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
ψ / α |
0 |
0,15 |
0,30 |
0,45 |
0,63 |
0,75 |
|
Рнж, Н |
0 |
1732 |
2860 |
3475 |
3706 |
3628 |
|
Wнж, мм |
0 |
0,48 |
0,97 |
1,46 |
2,04 |
2,48 |
|
ψ / α |
0,90 |
1,15 |
1,37 |
1,45 |
1,60 |
1,80 |
|
Рнж, Н |
3378 |
2836 |
2584 |
2633 |
2986 |
4174 |
|
Wнж, мм |
2,91 |
3,72 |
4,42 |
4,68 |
5,16 |
5,75 |
|
Uл = (r1 - r3) / (r2 - r1) = (75,5 - 22,0) / (93,5 - 75,5) = 2,97.
По характеристике Рнж = ¦(Wнж) для усилия Рнж находят сборочный натяг пружины Wнж = 2,74 мм (см. рис. 1.3).
5
/ α |
мм |
|
ψ |
, |
|
нж |
|
|
1,6 |
5,160 W |
|
0,6 0,63 0,8 1,0 1,2 1,37 1,4 |
1,935 2,580 3,225 3,870 4,515 2,740 |
Рис. 1.3. Характеристика тарельчатой пружины |
0,4 |
1,290 |
|
0,2 |
0,645 |
|
, Н |
4000 |
3706 |
3494 |
3200 |
2584 |
2400 |
1600 |
800 |
0 |
нж |
|||||||||
P |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
6
Wнж′ = lр / Uл = 8 / 2,97 = 2,70 мм;
SWнж = Wнж + Wнж′ = 2,74 + 2,70 = 5,44 мм.
По характеристике ходу SWнж = 5,44 мм при выключении сцепления соответствует усилие Pнж′ = 3280 H.
Для обеспечения минимального усилия ( Pнж′ = 2584 H) следует уменьшить ход нажимного диска до SWнж = 4,42 мм. Тогда рабочий ход муфты выключения должен быть lр = (4,42 - 2,74) × 2,97 = 5 мм.
2. РАСЧЁТ ПРИВОДА УПРАВЛЕНИЯ СЦЕПЛЕНИЕМ
Расчёт привода управления сцеплением сводят к проверке следующих условий:
Рп £ [Рп]; |
(2.1) |
Sп £ [Sп], |
(2.2) |
где Рп, [Рп] - соответственно фактическое и допускаемое усилия на педаль, Н, [Рп] £ 150 - для грузовых автомобилей с усилителем и для всех легковых автомобилей; [Рп] £ 250 - для грузовых автомобилей без усилителя; Sп, [Sп] - соответственно фактический и допускаемый полные хода педали, мм; [Sп] £ 160 - для легковых автомобилей; [Sп] £ 190 - для грузовых автомобилей.
Допущения:
1.Усилие Pп расположено перпендикулярно площадке педали сцепления.
2.Ход педали определяют как перемещение по хорде центра площадки педали сцепления.
Исходные данные: размеры a, b, c, d, e, f рычагов, мм (рис. 2.1); диаметры
главного (dг) и рабочего (dр) гидроцилиндров, мм; передаточное число Uл лепестков тарельчатой пружины; ход lвык (Wнж′ ) нажимного диска при выключении сцепления
сцилиндрической (тарельчатой) пружиной, мм; холостой ход dx муфты выключения, мм; усилие Рвык ( Pнж′ ) пружины при выключении сцепления
сцилиндрической (тарельчатой) пружиной, Н; число zп цилиндрических пружин; КПД h привода.
2.1.Сцепление с цилиндрическими пружинами
Порядок расчёта:
1. Приближённое значение (без учёта наклона тяги и рычагов) передаточного числа:
- механического привода (см. рис. 2.1, а) 7
Uм п = ace / (bdf); |
(2.3) |
||
- гидравлического привода (см. рис. 2.1, б) |
|
||
U |
= a d 2 ce / (b d 2 df). |
(2.4) |
|
г п |
р |
г |
|
2. Ход педали: |
|
|
|
- с механическим приводом |
|
|
|
Sм п = l выкUм п + dx ac / (bd); |
(2.5) |
||
Sп
Pп
δx
а
λвык 
Pп
δx |
|
Sп |
|
б
Рис. 2.1. Схемы приводов сцеплений: а – механический; б – гидравлический
- с гидравлическим приводом |
|
|
|
|
|
|||
S |
г п |
= l |
U |
+ d |
x |
a d 2 c / (b d 2 d); |
(2.6) |
|
|
|
вык г п |
|
р |
г |
|
||
3. Усилие, прикладываемое к педали для выключения сцепления, |
|
|||||||
|
|
|
Pп = Рвык zп / (Uh), |
|
(2.7) |
|||
где U = Uм п либо U = Uг п.
Для механического привода принимают КПД h = 0,5…0,8, для гидравли-
ческого – h = 0,8…0,9.
4. Проверяют выполнение условий (2.1) и (2.2).
Пример 2.1. Определить ход педали и усилие на педаль сцепления с цилиндрическими пружинами грузового автомобиля по следующим исходным данным: a = 450 мм; b = 75 мм; c = 85 мм; d = 40 мм; e = 88 мм; f = 16,5 мм; dx = 3,5 мм; lвык = 1,8 мм; Рвык = 750 Н; zп = 16; h = 0,75.
Uм п = ace / (bdf) = 450 × 85 × 88 / (75 × 40 × 16,5) = 68;
Sм п = l выкUм п + dx ac / (bd) = 1,8 × 68 + 3,5 × 450 × 85 / (75 × 40) = 167 мм < [Sп]; Pп = Рвык zп / (Uм пh) = 750 × 16 / (68 × 0,75) = 235 Н < [Рп].
2.2. Сцепление с тарельчатой пружиной |
|
||||
Порядок расчёта: |
|
|
|
|
|
1. Вычисляют передаточное число: |
|
|
|
|
|
- механического привода |
|
|
|
|
|
Uм п = acUл / (bd); |
|
(2.8) |
|||
- гидравлического привода |
|
|
|
|
|
U |
= a d 2 cU / (b d 2 |
d). |
(2.9) |
||
г п |
р |
л |
г |
|
|
2.Определяют ход педали:
-с механическим приводом
|
S |
м п |
= W ′ |
U |
+ d |
ac / (bd); |
(2.10) |
||||
|
|
|
нж |
|
м п |
|
x |
|
|
|
|
- с гидравлическим приводом |
|
|
|
|
|
|
|
||||
S |
г п |
= |
W ′ |
U |
|
+ d a d 2 c / (b d 2 d). |
(2.11) |
||||
|
|
нж |
г п |
|
x |
р |
г |
|
|||
3. Вычисляют усилие, прикладываемое к педали для выключения сцепления,
P |
п |
= P′ |
/ (Uh), |
(2.12) |
|
нж |
|
|
8 |
9 |
где U = Uм п либо U = Uг п.
Для механического привода принимают КПД h = 0,5…0,8, для гидравли-
ческого - h = 0,8…0,9.
4.Проверяют выполнение условий (2.1) и (2.2).
3.ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ЗАПАСА СЦЕПЛЕНИЯ
(3.1)
где bс, [bс] - соответственно фактический и допускаемый коэффициенты запаса сцепления, для легковых автомобилей [bс] = 1,2…1,75; для грузовых – 1,5…2,2; для автомобилей высокой проходимости – 1,8…3,0.
Исходные данные: усилие Рвкл (Рнж) пружины при включенном сцеплении
с цилиндрической (тарельчатой) пружиной, H; число zп цилиндрических пружин; |
|||||||||||||||
коэффициент трения фрикционного диска по стали или чугуну всухую; число i |
|||||||||||||||
пар трения; средний радиус Rср трения фрикционного кольца, м; максимальный |
|||||||||||||||
крутящий момент Te |
, Н×м; крутящий момент T |
N |
при максимальной мощности, |
||||||||||||
max |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Н×м; частоты вращения nN, nТ |
коленчатого вала соответственно при максимальной |
||||||||||||||
мощности и максимальном моменте, об/мин; коэффициент k увеличения крутящего |
|||||||||||||||
момента; допускаемый коэффициент запаса [bc] сцепления. |
|
||||||||||||||
Порядок расчёта: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1. Момент трения сцепления |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
Tc |
= Рвкл zп miRср. |
|
|
|
(3.2) |
||||||
Для однодискового сцепления i = 2, для двухдискового – 4. |
|
||||||||||||||
2. Эффективный крутящий момент двигателя |
|
|
|
|
|||||||||||
|
Т |
e |
= kT |
N |
[a + b(n |
e |
/n |
) - с(n |
e |
/ n |
)2], |
(3.3) |
|||
|
|
|
|
|
N |
|
|
|
N |
|
|
||||
где ne - текущая частота вращения коленчатого вала, об/мин; a, b, c - безразмерные |
|||
коэффициенты. |
|
|
|
|
а = [kT kn(2 - kn) - 1] / [kn(2 - kn) - 1]; |
(3.4) |
|
|
b = (1 - a) / (1 - 0,5kп); |
(3.5) |
|
|
с = 0,5knb, |
(3.6) |
|
где kТ , kn |
– соответственно коэффициенты приспособляемости по моменту и по |
||
частоте вращения, |
|
|
|
|
kT = kTe |
/ kTN , |
(3.7) |
|
max |
|
|
|
kп = nN / nT. |
(3.8) |
|
3. Коэффициент запаса сцепления для всего диапазона частоты вращения коленчатого вала
bс = Тс / Те . |
(3.9) |
4. Проверяют выполнение условия (3.1).
Пример 3.1. Определить коэффициенты запаса сцепления по следующим
исходным данным: Рвкл = 682 Н; zп = 16; m = 0,3; i = 2; Rср = 0,132 м; Temax = 410 Н×м; TN = 329,3 Н×м; nN = 3200 об/мин; nТ = 1900 об/мин; k = 1,4; [bс] = 1,5…2,2.
Решение: Tc = Рвкл zп iRср = 682 × 16 × 0,3 × 2 × 0,132 = 864 Н×м; / kTN = 1,4 × 410 / 1,4 ×329,3 = 1,245;
kп = nN / nT = 3200 / 1900 = 1,680;
a = [kT kп(2 - kп) - 1] / [kп(2 - kп) - 1] = [1,245 × 1,680 × (2 - 1,680) - 1]/ [1,680 × × (2 - 1,680) - 1] = 0,715;
b = (1 - a) / (1 - 0,5kп) = (1 - 0,715) / (1 - 0,5 × 1,680) = 1,780; с = 0,5kпb = 0,5 × 1,680 × 1,780 = 1,500.
Результаты остальных расчётов по зависимостям (3.3), (3.9) при частоте вращения коленчатого вала ne = 1000...3200 об/мин показаны на рис. 3.1.
T, Н×м |
|
|
|
|
|
|
|
Tс |
βс |
800 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
bс |
|
700 |
|
|
|
1,7 |
|
|
|
[bс]min |
|
600 |
|
|
|
1,5 |
|
|
|
Te |
|
500 |
|
|
|
1,3 |
400 |
|
|
|
1,1 |
1000 |
1500 |
2000 |
2500 |
3000 ne, об/мин |
Рис. 3.1. Зависимости Т и βс от частоты вращения коленчатого вала двигателя
10 |
11 |
Минимальный коэффициент запаса сцепления соответствует частоте вращения ne = 1900 об/мин и составляет bс = 1,54 > [bс].
4. РАСЧЁТ НА ИЗНОСОСТОЙКОСТЬ
Расчёт выполняют с целью проверки работоспособности сцепления по удельной работе буксования и нагреву металлических деталей сцепления при трогании автомобиля с места.
4.1. Удельная работа буксования
Условие износостойкости
aб £ [aб], |
(4.1) |
где aб, [aб] - удельная работа буксования, соответственно, фактическая и допускаемая, Дж/см2, для легковых автомобилей [aб] = 50…70; для грузовых – 15…120; для автопоездов – 10…40.
Расчётные режимы:
1.Легковые автомобили и автопоезда на первой передаче при коэффициенте сопротивления движению y = 0,02 (асфальтированная дорога) и y = 0,16 (грунтовая дорога в период распутицы).
2.Грузовые одиночные автомобили на второй передаче при y = 0,02.
3.Резкое (мгновенное) включение сцепления.
4.Плавное включение сцепления.
Допущения:
1.Угловая скорость коленчатого вала двигателя при включении сцепления остаётся постоянной (wе = const).
2.Крутящий момент двигателя равен передаваемому сцеплением моменту
ипрямо пропорционален времени:
Те = Тс = k ¢t, |
(4.2) |
где k ¢- коэффициент пропорциональности.
3. Момент сопротивления движению остаётся постоянным (Тψ = const). Исходные данные: назначение автомобиля; частота вращения nT коленчатого
вала двигателя при максимальном моменте, об/мин; частота вращения nN при максимальной мощности, об/мин; максимальный момент Temax двигателя, Н×м; момент инерции Ie вращающихся деталей двигателя и ведущих деталей сцепления, кг×м2; вес Ga автомобиля, Н; радиус rк колеса, м; передаточное число Uк п коробки передач; передаточное число Uо главной передачи; коэффициент y сопротивления движению; момент Тс трения сцепления, Н×м; наружный (Dн) и внутренний (dв) диаметры фрикционных накладок, мм; КПД hтр трансмиссии; тип двигателя.
12
Работа буксования при резком включении сцепления
Порядок расчёта:
1.На лист наносят график буксования сцепления (рис. 4.1).
2.Расчётная угловая скорость коленчатого вала (по рекомендации фирмы «Фихтель и Сакс»:
– для карбюраторного двигателя
ωe = π[(nT / 3)+1500] / 30; |
(4.3) |
р |
|
- для дизельного двигателя |
|
ωe = 0,75nN . |
(4.4) |
р |
|
3. Представляют расчётную двухмассовую модель автомобиля (рис. 4.2). На схеме ee, Ie – соответственно угловое ускорение и момент инерции вращающихся частей двигателя и ведущих деталей сцепления. Ориентировочное значение момента инерции в зависимости от максимального момента двигателя определяют из рис. 4.3. Угловое ускорение и угловая скорость we не совпадают по направлению, так как при включении сцепления вращение ведущих частей замедленное; eа, Iа – соответственно угловое ускорение первичного вала коробки передач и приведённый к нему момент инерции автомобиля. Направления wа и eа со-
впадают, так как вращение ускоренное; Tи e , Tи a – моменты инерционных сил,
соответственно, ведущих и ведомых частей сцепления. Моменты инерционных сил направлены в сторону, противоположную направлению угловых ускорений; Тψ – приведённый момент сопротивления движению автомобиля.
ω |
|
|
|
|
|
Tuа |
Tψ |
|
|
|
|
|
|
|
|
ωe |
р |
ωe |
|
|
|
Tc |
εa ωa |
|
ωa |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
Tuе |
|
||
|
|
|
|
|
Ja |
||
|
|
ωa |
|
|
|
Tc |
|
ωa 0 |
|
|
|
εe |
|
||
|
tб |
t |
ωeTe |
|
|||
|
|
|
Jе |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
Рис. 4.1. График буксования |
Рис. 4.2. Расчётная двухмассовая |
||||||
|
при резком включении |
|
|
модель автомобиля |
|
||
|
|
сцепления |
|
|
|
|
|
13
Ia,
кг×м2
3
2
1
0 |
|
600 Temax, Н×м |
200 |
400 |
Рис. 4.3. Зависимость момента инерции вращающихся частей двигателя и ведущих деталей сцепления от максимального крутящего момента двигателя
4. Момент инерции автомобиля, приведённый к ведущему валу коробки передач. Из равенства кинетических энергий поступательно движущегося автомобиля со скоростью Va и вращающегося диска с моментом инерции Ia
GaVа2 / (2g) = Iaωа2 / 2. 14
Так как
Va = rкωк = rкωa / (Uк пU0),
следовательно,
I |
= G [r / (U |
U )]2 |
/ g. |
(4.5) |
а |
a к |
к п 0 |
|
|
5. Приведённый к первичному валу коробки передач момент сопротивления движению
|
|
|
|
|
|
Тψ = Gaψ rк / (Uк пU0ηтр). |
|
|
|
|
|
|
(4.6) |
||||||
На всех передачах принимают КПД тр = 0,9. |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
6. Средняя угловая скорость буксования |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
w |
бср |
= é(w |
е |
- w |
0 |
) |
+ |
(w |
0 |
- w |
a |
) |
= |
t |
ù |
/ 2=w |
е |
/ 2. |
(4.7) |
|
ê |
|
при |
t = 0 |
|
|
при t |
ú |
|
|
|||||||||
|
|
ë |
р |
|
|
|
|
|
|
|
|
б û |
|
р |
|
|
|||
7. Время буксования. Уравнения равновесия моментов, приведённых к ведущей и ведомой частям:
− для системы «двигатель − сцепление»
Те + Iеεе = Тс;
− для системы «сцепление – автомобиль»
Тψ + Iаεа = Тс.
Отсюда
εе = (Тс−Те) / Iе, εа = (Тс − Тψ) / Iа.
Уравнения угловых скоростей
ωeр = ωeр − εetб = ωeр − (Tc − Te ) tб / Ie,
ωa = ωa0 + εatб = (Tc − Tψ)tб / Ia .
При равенстве ωе = ωа время буксования |
|
||
tб |
= Iа |
Iе ωe / [Iе(Тс − Тψ) + Iа(Тс − Те)]. |
(4.8) |
|
|
р |
|
8. Угол буксования
α = ωб |
ср |
t |
б |
= 0,5I |
а |
I |
ω2 |
/ [I (Т |
с |
− Т ) + I (Т |
с |
− Т )]. |
(4.9) |
|
б |
|
|
е |
eр |
е |
ψ |
а |
е |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
9. Работа буксования за время включения сцепления
L |
б |
= Т α = 0,5Т |
с |
I |
а |
I |
ω2 |
/ [I (Т |
с |
− Т ) + I (Т |
с |
− Т )]. |
(4.10) |
|
|
с б |
|
е |
eр |
е |
ψ |
а |
е |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
15 |
|
|
|
|
|
|
|
10.Удельная работа буксования |
|
|
|
аб = Lб / SF, |
|
(4.11) |
|
где SF - суммарная площадь накладок сцепления, см2. |
|
||
Для однодискового сцепления |
|
|
|
SF = p(D2 |
- d2 |
) / 2. |
(4.12) |
н |
|
в |
|
11.Проверяют выполнение условия (4.1). |
|
|
|
Работа буксования при плавном включении сцепления
Порядок расчёта:
1. На лист наносят график буксования сцепления (рис. 4.4). Процесс плавного включения сцепления делят на два этапа:
-этап I (0…t1) – от момента включения сцепления до момента трогания автомобиля;
-этап II (t1...t2) – от момента трогания автомобиля до конца буксования.
ω |
|
|
ωер |
ωе |
ωа |
|
ωа
0 |
t1 |
t2 |
t |
Рис. 4.4. График буксования при плавном включении сцепления
2. Полная работа буксования
Lб = LI + LII, |
(4.13) |
где LI, LII - работа буксования соответственно на первом и втором этапах, Дж.
LI = Тψ weр t1; |
(4.14) |
16 |
|
LII = Ia w2e |
/2 + 2Tψ weр (t2 - t1) / 3; |
(4.15) |
|||||
|
|
|
р |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
t1 = Тψ / k¢; |
(4.16) |
|
t |
|
- t |
|
= (2 I |
w2 / k¢)1/2, |
(4.17) |
|
|
2 |
|
|
1 |
a |
eр |
|
где k¢ - коэффициент пропорциональности, определяющий темп увеличения момента Тс при включении сцепления, Н×м/с, k¢ = 100…250 – для легковых автомобилей; k¢ = 200…750 - для грузовых автомобилей (большее значение коэффициента соответствует автомобилям с большей удельной мощностью).
3.Вычисляют удельную работу буксования по зависимости (4.11).
4.Проверяют выполнение условия (4.1).
Пример 4.1. Определить удельную работу буксования сцепления при резком и плавном включении по следующим исходным данным: автомобиль – грузовой;
Тс = 864 Н×м; Temax = 410 H×м; Ie = 1,16 кг×м2; Ga = 105000 H; rк = 0,49 м; UII = 4,1;
U0 = 6,32; nT = 1900 об/мин; y = 0,02; hтр = 0,9; Dн = 34,2 см; dв = 18,6 см; двигатель – карбюраторный.
Решение: резкое включение сцепления
weр = p[(nT / 3) + 1500] / 30 = 3,14 × [(1900 / 3) + 1500] / 30 = 223 1/c ( neр =
= 2130 об/мин).
По внешней характеристике двигателя частоте nер соответствует крутящий момент Те = 380 Н×м.
I |
а |
= G [r / (U |
U )]2 / g = 105000 [0,49 / (4,1 × 6,32)]2 |
/ 9,8 = 3,82 кг×м2; |
|||
|
|
|
a к |
к п |
0 |
|
|
Тψ = Ga y rк / (Uк пU0hтр) = 105000 × 0,02 × 0,49 / (4,1 × 6,32 × 0,9) = 44 Н×м; |
|||||||
tб = Iа Iе weр / [Iе(Тс - Тψ) + Iа(Тс - Те)] = 3,82 × 1,16 × 223 / [1,16 (864 - 44) + |
|||||||
+ 3,82(864 - 380)] = 0,35 с; |
|
||||||
wб |
ср |
= wе |
/ 2 = 223/ 2 =111,5 1/ с; |
|
|||
|
|
|
р |
|
|
|
|
aб = wбсрtб =111,5× 0,35 = 39,3 рад;
Lб = Тсaб = 864 × 39,3 = 33955 Дж;
SF = p (D2н - d2в) / 2 = 3,14 (34,22 - 18,62) / 2 = 1293 см2; аб = Lб / SF = 33955 / 1293 = 26,3 Дж/см2 < [aб].
Плавное включение сцепления t1 = Тψ / k¢ = 44 / 300 = 0,15 с;
17