Расчёт нажимных пружин сцепления

 

Определение усилия, развиваемого одной пружиной:

Н,

где Z=18 – число пружин.

Н.

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; [t_пр]=700¸900 МПа – допускаемое напряжение кручения.

мм.

Принимаем значение d=4,5 мм.

Определяем диаметр витка пружины по известным d и m: мм.

Число рабочих витков пружины:

,

где G=9´10⁴ МПа – модуль упругости при кручении; с – жёсткость пружины, ,

где Н – приращение сил сопротивления пружины выключения сцепления;  – приращение сжатия пружины при выключении сцепления,

где i – число пар трения; d=1,0¸1,5 мм – осевая деформация ведомого диска, тогда

мм.

Н/мм<50¸90 Н/мм.

.

 

Расчёт пружин демпфера сцепления

 

Для расчёта пружин демпфера сцепления принимаем:

Ø z=8 – число пружин;

Ø d=4 мм – диаметр проволоки;

Ø D_ср=16 мм – средний диаметр витка;

Ø n_п=5 – полное число витков;

Ø С=300 Н/мм – жёсткость пружины;

Ø М_тр=100¸200 Н´м – момент трения фрикционных элементов демпфера.

 

Момент предварительной затяжки пружин:

 Н´м

Максимальное напряжение пружины демпфера определяется по формуле:

,

где n – число ведомых дисков сцепления, т.о. Н´м.

Усилие, сжимающее одну пружину демпфера:

,

где R=0,08 м – радиус приложения усилия к пружине; z – число пружин.

Н.

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

, МПа

где К – коэффициент, учитывающий форму сечения, кривизну витка и влияние поперечной силы на прочность; [t]=700¸900 МПа.

,

где , тогда , а  МПа, т.о.  – условие прочности выполняется.

 

Расчёт ступицы ведомого диска

 

Напряжение смятия шлицов ступицы определяется по формуле:

, МПа

где , а  d_н=40 мм – наружный диаметр шлицов; d_в=30 мм – внутренний диаметр шлицов; ; l=60 мм длина шлицов; z=10 число шлицов; a=0,75 – коэффициент точности прилегания шлицов; [s_см]=15¸30 МПа – допустимое напряжение смятия.

мм, мм², Н, тогда

МПа,

т.о. 22,97 МПа<30 МПа Þ  – условие выполняется.

Напряжение среза шлицов ступицы определяется по формуле:

,

где b=8 мм – ширина шлицов; [t_срmax]=5¸15 МПа – допустимое напряжение среза.

МПа,

т.о. 14,36 МПа<15 МПа Þ  – условие выполняется.

Материал ступицы – Сталь 35, 40Х.

Материал ведомого диска – Сталь 50, 65Г.

 

Расчет вала сцепления

 

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

м.

Проверку шлицов на смятие проводим по формуле:

, МПа

где  – средний радиус приложения окружной силы, м; h, l – высота и длина шлицов ступицы ведомого диска, см.

МПа.

Проверку шлицов на срез проводим по формуле:

, МПа

где b=8 мм – ширина шлицов ступицы ведомого диска, см.

МПа.

[s_см]=15¸30 МПа, [t_срmax]=5¸15 МПа

,  – условие прочности выполняется.

 

Привод сцепления

 

Усилие на педали выключения вычисляем с учётом увеличения силы нажимных пружин при включении на 20%:

,

где Р_пр=12125 Н – сила давления пружины; u – общее передаточное число привода; h_т=0,8 – кпд привода.

,

где u₁ и u₂ - передаточное число соответственно педального привода и механизма выключения сцепления. Для механического привода:

,

где а=400; b=85; с=110; d=60; l=88; f=17, откуда ; ;

, тогда

Н.

На проектируемом автомобиле сила давления на педаль не должна превышать 200 Н. Следовательно, необходимо предусмотреть установку в приводе сцепления усилителя. Свободный ход педали должен составлять 35¸50 мм, а полный ход – не менее 180 мм.

Рис. 2.1. Механический привод сцепления.