Выполним контроль вычислений.

По мере износа накладок рабочая точка на характеристике пружины перемещается влево, а при выключении сцепления - вправо от точки , которая является точкой перегиба кривой, функция пружины (рис. 4.2) имеет максимум и минимум при значениях аргумента:

;

.

Наибольшие напряжения возникают по внутреннему диаметру кольцевой части пружины. Своего максимального значения эти напряжения достигают при относительной деформации: .

При этом:

;

.

Внутренний диаметр - лепестковой части пружины (рис. 4.1) определяется условиями компоновки. Обычно .

Если диафрагменная пружина давит на нажимной диск своим наружным диаметром, то ее передаточное отношение определяется формулой:

.

4.2 Расчет ведущих и ведомых деталей

Как направляющие устройства для осевого перемещения нажимного и промежуточного дисков используются: выступления, шипы, зубы, пальцы, шпоночные соединения ли ровно расположены по окружности тангенциально упругие пластины.

Толщину нажимного и промежуточного дисков предварительно принимаем равной 0,045 - 0,06 D и потом уточняем по результатам теплового расчета.

Шлицы ступицы ведомого диска рассчитываются на срез и смятие:

,

где: D и d- внешний и внутренний диаметр шлицев;

l и b- их длина и ширина;

z_ш- число шлицев;

для однодискового сцепления .

;

.

где: =1,5коэффициент запаса по трению;

,

,

где: r- средний радиус расположения контакта;

s - его площадь;

z - число контактов;

- коэффициент, который учитывает число и расположение дисков.

Для нажимного диска однодискового сцепления .

Что входит в границу МПа.

4.3 Расчет показателей износостойкости сцепления

Определим давление на фрикционные накладки:

,

где W- работа буксования сцепления при трогании автомобиля с места;

F- площадь одной поверхности трения;

i – число поверхностей трения (i=2 однодисковое).

Определим увеличение средней температуры:

,

где m_g – масса диска;

c – удельная массовая теплоемкость материала диска (для чугуна с=481,5Дж/кг К);

- частица тепла, который идет на нагревание диска ( =0,5).

Для практических расчетов рекомендуется упрощенная зависимость для определения работы буксования сцепления:

,

где - момент сопротивления движения автомобиля, приведенное к коленчатому валу автомобиля;

I_a – момент инерции условного маховика на первичном вале коробки передач, эквивалентного поступательной массе автомобиля что двигается ;

- угловая скорость коленчатого вала при трогании автомобиля с места.

,

где - коэффициент дорожного сопротивления.

Для легкового автомобилей расчет ведется для автомобиля на первой передаче при .

.

Величина угловой скорости коленчатого вала для бензиновых двигателей :

;

Определяем момент инерции:

,

.

Работа буксования сцепления:

Давление на фрикционные накладки:

,

,

.

4.4 Определение параметров привода сцепления

Работа необходимая для перемещения нажимного диска при выключении сцепления, определяется по приближенной зависимости:

P=N;

z – число пружин;

s – ход нажимного диска.

.

Для грузовых автомобилей .

Поэтому:

,

где: - КПД привода .

.

Условие выполняется, значит необходимости в применении усилителя.

Завершающим этапом расчета сцепления является определение параметров привода.

Подбираем параметры , выбираем соотношения плеч педали сцепления и приводной вилки для гидравлического привода:

,

где передаточное отношение диафрагменной пружины;

передаточное отношение гидравлической части привода.

.

- плечи педали сцепления, приводной вилки, мм.

Максимальное усилие на педали сцепления равно:

,

где k – передаточное отношение усилителя (для привода без усилителя k=1);

U_П – передаточное отношение привода.

.

Что равно предельно допустимого значения .

Ход педали сцепления вычисляем по формуле:

,

где - зазор между выжимным подшипником и отжимными рычагами, мм;

- ход нажимного диска, мм.

.

Допустимое значение .

Рис.4.3 - Схема гидравлического привода

Заключение

В ходе выполнения курсовой работы я ознакомился с общими данными существующих АТС, аналогичных по проектируемому классу и на их основе установил параметры проектируемого автомобиля.

Определив и обосновав основные параметры автомобиля, выполнил тяговый расчет, в результате которого получил необходимые данные для проектирования сцепления: характеристику двигателя, величину максимальных нагрузок и моментов, расчетные режимы нагружения, частоту вращения валов и т.д.

Составил кинематическую схему автомобиля и охарактеризовал ее элементы.

Применяя эмпирические зависимости, приближенные и проектные расчетные методы, государственные и отраслевые стандарты выбрал и рассчитал основные параметры сцепления.

Полученные при расчете двигателя, трансмиссии и сцепления результаты примерно совпадают с параметрами автомобиля-аналога, что свидетельствует о правильно выполненных расчетах.

Перечень ссылок

1. Краткий автомобильный справочник НИИАТ. – М.: Транспорт, 1979. – 464 с.

2. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справ./ Под ред. А.И. Гришкевича. – М.: Машиностроение, 1984. – 259 с.

3. Устименко В.Л., Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Основы проектирования деталей машин. – Харьков: Вища школа. Изд-во при ХГУ, 1983. – 184 с.

4. Алёкса Н.Н., Федосов А.С. М/у к курсовому проекту по дисциплине ”Автотранспортные средства” (раздел “Определение основных параметров проектируемого автотранспортного средства (автомобиля)”) ХАДИ Харьков, 1990. – 32 с.

5. М/у к выполнению курсового проекта по дисциплине “Автотранспортные средства”(Раздел “Проектирование и расчёт сцепления “). ХАДИ Харьков , 1985.-34с.

6. Руководство по эксплуатации автомобиля Газ-3302. Транспорт, 1976. – 300 с.