Расчет сцепления

При расчете сцепления выполняется следующее:

- определение момента сцепления М_с, т.е. необходимого момента трения между ведущими и ведомыми частями сцепления;

- определение работы L_б буксования сцепления, удельной работы L_уд буксования и температуры tº деталей сцепления в процессе буксования;

- расчет деталей сцепления на прочность;

- определение работы L_в по управлению сцеплением.

Рассмотрим расчет фрикционного сцепления.

Момент сцепления. Работа сцепления должна проходить без пробуксовывания. Для этого необходимо, как указывалось ранее, чтобы момент М_с, передаваемый сцеплением, был больше максимального момента двигателя М_mах:

Момент сцепления определяется выражением

М_с = М_mах · β_с = Р_пр · μ · R_ср · i (8)

где М_mах – максимальный крутящий момент развиваемый двигателем, Н·м;

β – коэффициент запаса;

Р_пр – усилие пружин сцепления, Н;

μ – коэффициент трения, μ = 0,4;

R_ср – средний радиус ведомого диска, м;

i – число пар трения.

R_ср =  (9)

где D ‑ наружный диаметр ведомого диска;

d ‑ внутренний диаметр ведомого диска.

Число поверхностей трения; i = 2 для однодискового сцепления; i = 4 для двухдискового сцепления; i = 2·п (п ‑ число ведомых дисков) для многодискового сцепления.

Работа буксования сцепления. Включение сцепления сопровождается его буксованием. Буксование происходит с момента начала включения и до момента полного включения сцепления.

Автомобиль трогается с места только тогда, когда крутящий момент двигателя М_е становится равным моменту сопротивления движению М_ψ, приведенному к первичному (ведущему) валу коробки передач:

М_е = М_ψ

Работа буксования представляет собой часть работы двигателя, которая расходуется на буксование сцепления, т.е. работа, превращаемая в теплоту. Наибольшая работа буксования сцепления происходит при трогании автомобиля с места:

L_б =  (10)

где J_а =  ‑ момент инерции автомобиля, приведенный к валу сцепления;

М_ψ =  (11)

В приведенных выражениях:

G_а ‑ полный вес автомобиля;

r_к ‑ радиус колеса;

g ‑ ускорение силы тяжести;

и_к ‑ передаточное число коробки передач;

и_г ‑ передаточное число главной передачи;

и_т ‑ передаточное число трансмиссии;

ψ ‑ коэффициент сопротивления дороги (ψ = 0,02 для горизонтальной асфальтовой дороги);

μ_тр ‑ КПД трансмиссии;

b_д ‑ коэффициент, характеризующий тип двигателя, b_д = 1,23, ω_е = 0,50·ω_н  ‑ для бензиновых двигателей; b_д = 0,72, ω_е = 0,75·ω_н  ‑ для дизелей;

ω_н ‑ угловая скорость коленчатого вала при максимальной мощности.

Работа буксования определяется для легковых автомобилей и автобусов при трогании с места на I передаче, а для грузовых автомобилей ‑ при трогании на ІІ передаче.

Удельная работа буксования сцепления. Износостойкость сцепления можно оценивать по удельной работе буксования, т.е. по работе буксования, отнесенной к площади трения ведомых дисков сцепления.

Обычно удельная работа буксования сцепления вычисляется для условий трогания автомобиля с места:

L_уд =  (12)

где F_нак ‑ суммарная площадь фрикционных накладок сцепления.

При указанных выше условиях трогания автомобиля с места удельная работа буксования L_уд должна быть в пределах 50...70 Дж/см² для легковых автомобилей, 15... 120 Дж/см² для грузовых автомобилей и 10...40 Дж/см² для автопоездов.

Нагрев деталей сцепления. Сцепление представляет собой теплообъемный механизм, преобразующий часть мощности двигателя в теплоту при включении. Теплота вызывает нагрев деталей сцепления и сильный нагрев деталей при буксовании, что может привести к выходу сцепления из строя.

В связи с тем, что работа буксования сцепления достигает наибольшего значения при трогании автомобиля с места, расчет деталей сцепления на нагрев производится по значению работы буксования при трогании.

Температура нагрева деталей определяется за одно включение сцепления

tº =  (13)

где γ ‑ коэффициент, учитывающий какая часть теплоты идет на нагрев деталей сцепления (γ = 0,5 для нажимного диска однодискового сцепления и ведущего диска двухдискового сцепления; γ = 0,25 для нажимного диска двухдискового сцепления);

L_б ‑ работа буксования сцепления;

с ‑ теплоемкость детали;

m ‑ масса детали.

Нагрев деталей сцепления зависит от их массы, поэтому определяют температуру нагрева только ведущих дисков. Так как масса маховика двигателя значительно больше, чем масса ведущих дисков сцепления, его нагрев не рассчитывается, он сравнительно невелик. При расчете на нагрев необходимо учитывать тип автомобиля. Так, нагрев деталей сцепления за одно включение не должен превышать 10 °С для одиночного автомобиля и 20 °С для автопоезда. Следует учитывать, что полученная температура нагрева используется для сравнения конструкций различных типов сцеплений, так как она соответствует одному включению сцепления.

В процессе работы автомобиля температура нагрева деталей сцепления значительно повышается и зависит от числа включений. Необходимо учитывать, что, например, в условиях городского движения число включений сцепления составляет 300...600 для одиночных грузовых автомобилей и 400...700 для автопоездов на 100 км пройденного пути.

Расчет деталей сцепления на прочность. Цилиндрическая нажимная пружина. Число цилиндрических пружин с периферийным расположением в сцеплении должно быть кратным числу рычагов выключения сцепления.

Усилие нажимной пружины

Р_пр =  (14)

где f ‑ деформация пружины;

G ‑ модуль упругости (G = 8·10⁴ МПа);

D ‑ диаметр проволоки пружины;

n_р ‑ число рабочих витков;

D_ср ‑ средний диаметр витка пружины.

Полное число витков n_п = n_р + (1,2...2.0). (15)

Усилие пружины не должно превышать 800 Н.

Жесткость пружины

c =  =  (16)

Напряжение

τ_кр =  (17)

Допустимое напряжение в пружине 700...900 МПа.

Двойные цилиндрические нажимные пружины. При расчете двойных цилиндрических пружин исходят из следующих условий:

- общее усилие всех пружин должно быть равно сумме усилий пружин наружного Р₁ и внутреннего Р₂ рядов:

Р = Р₁ + Р₂;

- при одинаковой деформации пружин наружного и внутреннего рядов напряжения в них должны быть одинаковыми, т.е.

f₁ = f₂

τ₁ = τ₂

Вследствие указанных условий соотношения между параметрами пружин наружного и внутреннего радов должны быть равны:

 = 

С учетом этого равенства, задавшись конструктивно значениями D_ср1 и D_cр2 и выбирая значения n_р1, n_р2 d₁, d₂ определяют необходимые параметры двойных цилиндрических пружин.

Двойные цилиндрические пружины имеют малую жесткость и могут располагаться парами (одна внутри другой рис. 10) или по двум концентрическим окружностям (рис. 16). Двойные пружины позволяют в эксплуатации поддерживать нажимное усилие в заданных пределах.

Коническая нажимная пружина. Для сцепления с центральной конической пружиной важное значение имеет длина пружины, от которой зависит осевой размер сцепления. Минимальная длина конической пружины может быть обеспечена только тогда, когда навивка пружины позволяет при полном ее сжатии совместить все витки в одной плоскости. В этом случае витки будут иметь форму архимедовой спирали.

В фрикционных сцеплениях используют обычно конические пружины с прямоугольным сечением витков, наибольшая сторона которых располагается вдоль оси пружины (рис. 23).

Рисунок 23 – Коническая пружина

Основные параметры центральной конической пружины определяются по следующим формулам:

нажимное усилие

Р_пр =  (18)

жесткость пружины

c =  =  (19)

напряжение в пружине

τ_кр =  (20)

В этих выражениях G ‑ модуль упругости второго рода, G = 8·10⁴ МПа ; D ‑ диаметр наибольшего витка пружины; d ‑ диаметр наименьшего витка пружины; b ‑ высота сечения витка (вдоль оси пружины); f ‑ деформация пружины; n_р ‑ число рабочих витков; а ‑ ширина сечения витка; δ и γ ‑ коэффициенты, значения которых зависят от отношения ширины сечения витка к его высоте.

Допустимое напряжение в пружине 700...900 МПа.

Диафрагменная нажимная пружина. Центральная диафрагменная пружина упрощает конструкцию сцепления (число деталей сокращается почти в два раза), уменьшает его габаритные размеры и массу, так как выполняет одновременно функции нажимной пружины и рычагов выключения сцепления. Пружина обеспечивает равномерное распределение усилия на нажимной диск, а упругость ее лепестков (рычагов выключения) ‑ плавность включения сцепления. Кроме того, она обеспечивает регулируемое в эксплуатации нажимное усилие.

Диафрагменные пружины выполняют сплошными и с прорезями. Сплошные диафрагменные пружины имеют большую жесткость. Для уменьшения жесткости пружины делаются с радиальными прорезями (рис. 11). Образованные в результате прорезей лепестки и являются рычагами выключения сцепления, а окна у основания лепестков предназначены для прохода заклепок, которые удерживают опорные кольца пружины. Нажимное усилие пружины 1 создается ее частью между опорными кольцами 19, установленными на заклепках на кожухе 16 сцепления, и наружным краем пружины, упирающимся в нажимной диск 7 сцепления.

Схема для расчета параметров диафрагменной пружины представлена на рис. 24.

Рисунок 24 – Диафрагменная пружина

Нажимное усилие пружины

Р_пр = f·ln·[(H ‑ f·)]·[(H – 0,5·f·)+h²], (21)

где Е' = Е/(1 – μ²);

Е ‑ модуль упругости первого рода;

μ₁ ‑ коэффициент Пуансона, μ₁ = ,025;

h ‑ толщина пружины; h – 2,0...2,5 мм для легковых автомобилей; h = 3,0...3,5 мм для грузовых автомобилей;

а, b, с ‑ размеры диафрагменной пружины;

f ‑ прогиб пружины;

H ‑ высота сплошной части пружины.

По указанному выражению может быть подсчитана и построена упругая характеристика диафрагменной пружины.

Усилие, необходимое для выключения сцепления:

Р_вык = Р_пр· (22)

Прогиб пружины

f = (c-е)·Δα + , (23)

где Δα  ‑ угловое перемещение;

с_л ‑ жесткость лепестков пружины.

Наибольшие напряжения возникают в пружине в момент выключения сцепления со стороны ее малого торца (в основании лепестков), когда пружина выпрямляется (становится плоской). Здесь действуют суммарные напряжения:

σ_сум = σ_р + σ_изг,

 σ_р – напряжение растяжения,  σ_р = ·; (24)

 σ_изг – напряжение изгиба, σ_изг = ; (25)

 α ‑ подъема пружины в свободном состоянии, α = 10…12º;

n_л ‑ число лепестков пружины;

W_изг ‑ момент сопротивления изгибу в опасном сечении.

Напряжения в диафрагменных пружинах составляют около 1000 МПа.

Диафрагменная пружина уменьшает усилие на педали управления, необходимое для удержания в выключенном состоянии.

Фрикционные накладки ведомого диска. К накладкам предъявляется ряд требований: высокий коэффициент трения, мало изменяющийся от температуры, давления, скорости буксования (в зависимости от материала μ ‑ 0,28...0,62); высокие износоустойчивость и прочность (накладки должны выдержать без разрыва угловую скорость, в 2 раза превышающую максимальную угловую скорость двигателя); плавное, пропорциональное нажимному усилию нарастание силы трения; достаточная термостойкость и теплопроводность. При этом конструкция сцепления должна быть такой, чтобы обеспечить хороший теплотвод. Температура накладок не должна превосходить при длительной работе 200° С, при кратковременной 350° С.

До последнего времени для фрикционных сцеплений в основном применялись асбофрикционные накладки, в состав которых входят асбест, наполнители, связующие. В настоящее время все большее распространение получают фрикционные накладки без асбеста или с минимальным его содержанием. Это, в частности связано с тем, что производство, где в воздухе содержится асбестовая пыль, экологически опасно. Применение асбеста объясняется его хорошей термической стойкостью.

Добавление наполнителей обусловлено необходимостью придать накладке ряд необходимых свойств: износостойкости ‑ смоляные частицы и графит; теплопроводности и плавности включения медь, латунь, бронза, алюминий (в виде порошка, стружки или проволоки); стабильность коэффициента трения ‑ цинк; уменьшения износа и задирообразования ‑ свинец (ухудшает термостойкость).

Связующие материалы определяют фрикционные свойства, износостойкость термическую стойкость. В качестве связующих применяются фенолформальдегидные смолы и их модификации, синтетические каучуки, а также комбинации смол и каучуков. Фрикционные накладки выполняют формованными, спиральными, навитыми и ткаными. Формованные накладки устанавливают на большинстве грузовых автомобилей (примерный состав: асбест в виде коротких волокон 40 %, наполнители ‑ 30...40 %, связующие 20...30 %). Навитые накладки применяют главным образом на легковых автомобилях ЗАЗ, ВАЗ, АЗЛК (применый состав: асбест в виде шнура ‑ 50 %, проволока ‑ 10 %, хлопок ‑ 10%, наполнители ‑ 5...10 %, связующие ‑ 20 %). Использование тканых накладок как на легковых, так и на грузовых автомобилях сравнительно редко.

Металлокерамические и спеченные керамические накладки в автомобильных сцеплениях почти не применяют, хотя они обеспечивают высокий коэффициент трения, обладают хорошей износостойкостью и теплопроводностью. Однако их большая масса обусловливает повышение момента инерции ведомого диска, а их абразивные свойства таковы, что изнашивание контртела (маховика, нажимных дисков) интенсифицируется. Такие накладки широко применяются в фрикционных муфтах гидромеханических коробок передач.

Расчет фрикционных накладок выполняется по удельному давлению:

р_уд = . (26)

Указанное давление составляет 0,15... 0,25 МПа. При этом меньшие значения удельных давлений соответствуют сцеплениям грузовых автомобилей и автобусов, а большие — сцеплениям легковых автомобилей.

Нажимной и ведущий диски. Размеры нажимного и ведущего дисков определяются размерами фрикционных накладок сцепления. Эти диски сильно нагреваются, поглощают и рассеивают большую часть теплоты при буксовании сцепления. Поэтому диски делают массивными и жесткими для предотвращения коробления. Нажимной и ведущий диски изготовляют литыми обычно из серого чугуна СЧ-21. Рабочие поверхности дисков шлифуются. Связь нажимного диска с ведущими деталями сцепления (кожухом, маховиком) может осуществляться при помощи упругих пластин (рис. 9), которые размещены по окружности с одинаковым шагом. Каждая из пластин одним концом прикреплена к кожуху сцепления, а другим — к нажимному диску. Связь также может быть посредством бобышек нажимного диска, входящих в окна кожуха сцепления (рис. 10), а также выступов нажимного диска, которые входят в пазы, выполненные в маховике (рис. 13).

При расчете ведущих дисков необходимо учитывать, что в однодисковом сцеплении нажимной диск передает половину крутящего момента двигателя, в двухдисковом сцеплении ведущий диск (средний) также передает половину крутящего момента, а нажимной диск ‑  четверть крутящего момента двигателя. В ведущих дисках рассчитываются на смятие только элементы, соединяющие диски с кожухом и маховиком.

Напряжения смятия определяются по следующему выражению:

σ_см = , (27)

где γ ‑ коэффициент, учитывающий распределение крутящего момента двигателя на ведущих дисках;

R ‑ расстояние от оси сцепления до связующего элемента;

z ‑ число связующих элементов;

F ‑ площадь контакта связующего элемента.

Напряжения смятия должны быть в пределах 10...15 МПа.

Упругие пластины, которые соединяют нажимной диск с кожухом сцепления, рассчитываются на изгиб.

Ведомый диск. Диск делают из высокоуглеродистой стали марок 60Г и 65Г. Он выполняется упругим в однодисковых сцеплениях. В двухдисковых сцеплениях упругие ведомые диски обычно не применяются, так как это увеличивает ход нажимного и ведущего дисков и ход педали управления при выключении сцепления.

У ведомого диска рассчитываются шлицы его ступицы, которые обеспечивают свободное перемещение диска по первичному (ведущему) валу коробки передач.

Ступицу ведомого диска изготавливают из стали марок 35 и 40Х с последующей термообработкой. Длина ступицы обычно выбирается равной наружному диаметру шлицов первичного вала коробки передач. Шлицы ступицы рассчитываются на смятие и на срез.

Напряжения смятия

σ_см = , (28)

Напряжения среза

τ_ср = , (29)

В указанных выражениях d_н и d_в ‑ наружный и внутренний диаметры шлицов;

Z ‑ число шлицов; l_ш и b_ш ‑ длина и ширина шлицов.

Допускаемые напряжения смятия шлицов [σ_см] = 15...30 МПа и среза σ_ср = 5...15 МПа.

Рычаги выключения сцепления. Рычаги выключения соединяются с нажимным диском и кожухом сцепления шарнирно. Обычно они устанавливаются на игольчатых подшипниках с целью уменьшения трения и увеличения КПД привода сцепления.

Наибольшее изнашивание имеют внутренние концы рычагов, в которые упирается выжимной подшипник муфты выключения при управлении сцеплением. И это происходит несмотря на то, что рабочие поверхности рычагов подвергаются термической обработке (цементации, азотированию). Для предотвращения изнашивания концов рычагов выключения к ним прикрепляется упорное кольцо, в которое упирается выжимной подшипник муфты выключения.

При выключении сцепления на рычаги выключения действует изгибающий момент от силы Р, которая приложена к внутренним концам рычагов (рис. 25).

Рисунок 25 – Схема рычага выключения сцепления

Этот момент вызывает напряжения изгиба в опасном сечении рычагов

 σ_изг = , (30)

где Р_пр.в ‑ суммарная сила от нажимных пружин при выключенном сцеплении; l ‑ расстояние до опасного сечения;

и = l/f ‑ передаточное число рычага;

z ‑ число рычагов;

W_изг ‑ момент сопротивления изгибу.

Напряжения изгиба рычагов не должны превышать 320...400 МПа.

Рычаги выключения делаются из ковкого чугуна или из малоуглеродистой и среднеуглеродистой сталей.

Гаситель крутильных колебаний. При расчете гасителя крутильных колебаний определяются напряжения в его пружинах, угловая жесткость и момент замыкания гасителя, момент трения в гасителе и крутящий момент, передаваемый гасителем.

Максимальное усилие сжатия одной пружины гасителя

Р_г = , (31)

где r ‑ радиус приложения усилия к пружине;

z ‑ число пружин гасителя.

В связи с тем, что пружины гасителя имеют большую жесткость, при расчете напряжений в пружине необходимо учитывать кривизну ее витков:

 τ_кр = ·k_кр, (32)

где D_cp ‑ средний диаметр витков;

d ‑ диаметр проволоки пружины;

k_кр ‑ коэффициент кривизны витков, k_кр = + (33)

с =  (34)

Допустимые напряжения в пружине 700...900 МПа.

Угловая жесткость гасителя равна значению крутящего момента, который необходимо приложить к ведомому диску сцепления, чтобы повернуть диск относительно ступицы на один градус.

Угловая жесткость гасителя:

с_β = 17,4·R_cp.п·с·z, (35)

где R_рп ‑ средний радиус расположения пружин гасителя;

с ‑ жесткость пружины;

z ‑ число пружин.

Момент замыкания гасителя крутильных колебаний определяется деформацией его пружин. Этот момент выбирают таким образом, чтобы гаситель не выключался из работы в различных дорожных условиях.

Момент замыкания гасителя крутильных колебаний

М_з = (1,2.. 1,4)·М_mах. (36)

Момент трения гасителя крутильных колебаний

М_тр = Р_пр·R_ср.н· і · μ (37)

где Р_пр ‑ усилие сжатия дисков сцепления;

R_ср.н ‑ средний радиус фрикционных накладок сцепления;

 і ‑ число фрикционных накладок;

 μ ‑ коэффициент трения фрикционных накладок.

Момент трения в гасителе можно проверить по выражению

M_тp = (0,10...0,15)·M_mаx.

Крутящий момент, передаваемый гасителем крутильных колебаний:

М_г = М_пр + М_тр = Р_пр·R_ср.н·z + Р_пр·R_ср.н· і · μ, (38)

где М_пр ‑ момент от усилия пружин, М_пр = Р_пр·R_ср.н·z; (39)

Окончательные значения параметров гасителя крутильных колебаний устанавливаются экспериментально, так как их выбор зависит от крутильных колебаний трансмиссии и двигателя автомобиля.

Кожух сцепления. Форма и размеры кожуха зависят от конструкции сцепления и выбираются при компоновке сцепления. Кожух должен иметь достаточную жесткость, его штампуют из малоуглеродистых листовых сталей марок 08 или 10, толщина листа 2,5...4,0 мм. Для отвода теплоты от нагретых деталей сцепления в кожухе делаются специальные окна, которые обеспечивают интенсивную циркуляцию воздуха. Кожух центрируется с маховиком двигателя установочными штифтами, центрирующим бортиком на маховике или болтами, которыми прикрепляется к маховику.

Картер сцепления. В картере размещают сцепление вместе с маховиком двигателя. Картер сцепления отливается обычно из чугуна у грузовых автомобилей и алюминиевого сплава у легковых автомобилей. Его форма и размеры определяются при компоновке. Картер сцепления имеет замкнутую колоколообразную форму, существенно повышающую его жесткость, что обеспечивает постоянную соосность коленчатого вала двигателя и первичного вала коробки передач в эксплуатации. В картере выполняются вентиляционные окна, которые закрываются металлическими сетками. Окна обеспечивают необходимую циркуляцию воздуха внутри картера и отвод теплоты от рабочих поверхностей деталей сцепления. Картер сцепления устанавливается и закрепляется на заднем торце блока цилиндров двигателя.

Расчет привода управления сцеплением

При расчете привода сцепления определяются передаточное число привода, полный ход педали сцепления и усилие на педали, необходимое для полного выключения сцепления.

Механический привод сцепления (рис. 26, а). Передаточное число механического привода сцепления

и_м.п. = и₁ · и₂ =  ·  (40)

где и₁ ‑ передаточное число педального привода, и₁ = ac/(bd);

и₂ ‑ передаточное число рычагов выключения сцепления, и₂ = e/f.

Рисунок 26 ‑ Схемы механического (а) и гидравлического (б) приводов сцепления: а, b, с, d, e, f ‑ размеры для расчета привода сцепления; d₁ и d₂ ‑ диаметры главного и рабочего цилиндров соответственно

Полный ход педали сцепления

S_пед = S_р + S_св = ΔS·u_м.п.+ δ₁·u₁ = ΔS·+δ₁ (41)

где S_p ‑ рабочий ход педали, S_p = ΔS·u_м.п;

S_св ‑ свободный ход педали, S_св = δ₁·u₁;

ΔS ‑ ход нажимного диска при выключении сцепления;

δ₁ ‑ зазор между рычагами выключения и выжимным подшипником, δ₁ = 2…4 мм.

Ход нажимного диска при выключении сцепления

ΔS = = i·δ₂; (42)

где i ‑ число пар поверхностей трения;

δ₂ ‑ зазор между дисками сцепления в выключенном положении; δ₂ = 0,75...1,0 мм для однодискового сцепления; δ₂ = 0,5...0,6 мм для двухдискового сцепления.

Усилие на педали, необходимое для полного выключения сцепления:

Р_пед =  (43)

где Р_пр.в ‑ усилие нажимных пружин при выключенном сцеплении;

μ_м.п = 0,7...0,8 ‑ КПД механического привода.

Гидравлический привод сцепления (рис. 26, б). Передаточное число гидравлического привода пропорционально передаточному числу педального привода, передаточному числу гидравлической части и передаточному числу рычагов выключения сцепления.

Передаточное число гидравлического привода:

u_г.п. =  ·  ·  (43)

где d_p.ц. ‑ диаметр рабочего цилиндра привода;

d_г.ц. ‑ диаметр главного цилиндра привода.

Полный ход педали сцепления.

S_пед = S_р + S_св = ΔS·u_г.п.+ δ₁·u₁ = ΔS···+ δ₁·· (44)

где S_p ‑ рабочий ход педали;

S_св ‑ свободный ход педали;

ΔS ‑ ход нажимного диска при выключении сцепления;

δ₁ ‑ зазор между рычагами выключения и выжимным подшипником,

Усилие на педали для выключения сцепления

Р_пед =  (45)

где μ_гп ‑ КПД гидравлического привода, μ_гп = 0,8...0,9.

Передаточное число приводов сцеплений (механического или гидравлического) должно быть в пределах 25...50, а полный ход педали сцепления S_пед = 120...190 мм.

Усилие на педали сцепления при отсутствии в приводе усилителя не должно быть более 150 Н для легковых автомобилей и 250 Н для грузовых автомобилей.

Для определения размеров деталей привода сцепления выполняется их расчет на прочность. При этом усилие на педали сцепления принимается Р_пед = 500 Н.

Работа по управлению сцеплением. Работа, совершаемая при включении и выключении сцепления:

L_в =  (46)

где Р_пр и Р_пр.д ‑ усилия нажимных пружин при включенном и выключенном сцеплении;

f и f_в ‑ деформация пружин при включенном и выключенном сцеплении;

μ_п ‑ КПД привода сцепления.

Работа, затрачиваемая на управление сцеплением, не должна превышать 25 Дж для легковых автомобилей и 30 Дж для грузовых автомобилей и автобусов. На рис. 27 представлена схема для определения работы управления сцеплением с различными типами нажимных пружин. На рисунке точка б соответствует включенному сцеплению, а точки в, г и д ‑ выключенному.

Рисунок 27 – Схема определения работы управления сцеплением с нажимными пружинами: абде ‑ для сцепления с диафрагменной пружиной (1);

абге ‑ для сцепления с цилиндрическими пружинами (2);

абве ‑ для сцепления с конической пружиной (3).

Работа по управлению сцеплением соответствует заштрихованным площадям следующих фигур:

абде ‑ для сцепления с диафрагменной пружиной (1);

абге ‑ для сцепления с цилиндрическими пружинами (2);

абве ‑ для сцепления с конической пружиной (3).

Из рисунка видно, что наименьшая работа по управлению сцеплением затрачивается при диафрагменной пружине.

50

60