В сцеплениях применяются цилиндрические, конические и тарельчатые (диафрагменные) пружины, изготавливаемые из стали марок 60С2, 60C2H2A и 50ХФА. При периферийном расположении пружин их число должно быть кратным числу рычажков выключения для исключения возможности перекоса нажимного диска при выключении сцепления и составлять 6...24. При определении числа пружин следует учитывать, что усилие, приходящееся на одну пружину, обычно не должно превосходить для автомобилей малой и средней грузоподъемности 600...700 Н, а для автомобилей большой грузоподъемности - 1000 Н.
Цилиндрическая пружина (рис. 2.4). Средний диаметр цилиндрической пружины D m и диаметр
| 4с -1 0,615 к„ =--------- + -- |
| 4(с -1) |
проволоки d выбирают из условий прочности при действии аксимальной силы P max при выключенном сцеплении. Тогда
Для сталей 60С2, 60C2H2A и 50ХФА допускаемые напряжения при кручении не должны превышать 600...750 МПа. Число рабочих витков оказывает влияние на жесткость пружины и выбирается в зависимости от необходимого усилия для управления сцеплением. При выключенном сцеплении
усилие на пружину не должно превышать усилия во включенном состоянии более чем на 20 %.
Деформация пружины при выключении сцепления под действием усилий растяжения P p и сжатия P e пружин при выключении сцепления, соответственно, определяется следующими зависимостями
l p = 8P p D 3 mn e /(Gd ) 4 , l e = 8P e Dln e /(Gd) 4 , (2.10)
где n e - число рабочих витков, d - диаметр прутка пружины, G - модуль сдвига (для стали G = 8 10 4 МПа).
Следовательно, Al = l e - l p = 8D m n e (P e - P p)/(Gd 4) . Если принять P e - P p = 0,2P p , то число рабочих витков можно определить по следующей формуле:
n, =AlGd 4 /(1,6Dm Pp). (2.11)
Учитывая, что крайние витки не участвуют в деформации пружины, полное число ее витков
n n = n e + (1,5...2,0) . (2.12)
Ход нажимного диска принимают для однодисковых и двухдисковых сцеплений в пределах 1,5...3 мм.
При выключенном сцеплении зазор между витками должен быть не менее 1 мм.
В таблице 2.2 представлены параметры и размеры цилиндрических пружин сцеплений некоторых автомобилей.
Коническая пружина (рис.2.5).Конические пружины обычно имеют прямоугольное сечение прволоки h/t=2,2...2,6; здесь t и h - ширина и высота сечения витка. Витки спирали конической пружины
навивают таким образом, чтобы при полном сжатии пружины все витки были совмещены в одной плоскости. Этим обеспечивается минимальная высота пружины, которая определяет длину спирали. Прямоугольное сечение по сравнению с круглым дает возможность получить большую жесткость при одинаковых малом и большом диаметрах витков. Напряжение в конической пружине
| Рис.2.5 |
х =P„rJ(yth 2), (2.13)
При расчете конических пружин необходимо иметь в виду, что радиус основания пружины по мере ее осадки уменьшается и ее характеристика становится нелинейной и имеет параболическую форму.
Пружины диафрагменного типа (рис.2.6). Расчет пружины диафрагменного типа может быть проведен по формулам, выведенным в предположении недеформированности сечения пружин.
| + h 2 |
| H - 0,5lj |
| P = |
| (2.16) |
| 1 Ъ - c |
| v |
| v |
1 1 Ъ Тl In - 6(Ъ - c) 2 1 а
где Е = Е /(1 -V), здесь Е - модуль упругости первого рода; V - коэффициент Пуассона, l - деформация пружины; Н - высота сплошной части пружины; h - толщина; а, Ъ, с - геометрические размеры.
Данная формула дает возможность построить характеристику пружины. Сплошные диафрагменные пружины имеют большую жесткость. Для уменьшения жесткости используются пружины с радиальными прорезями. Образованные при этом "лепестки" служат рычагами включения сцепления. Окна у основания лепестков предназначены для прохода заклепок, удерживающих опорные кольца.
Опасным расчетным сечением является сечение, проходящее по малому торцу пружины.
Наиболее нагруженным является основание лепестка. Наибольшего значения напряжения достигают в момент выключения сцепления, когда пружина становится плоской. Эквивалентное напряжение о э в опасной точке по теории максимальных касательных напряжений состоит из нормальных напряжений в окружном направлении о е и напряжения изгиба о и.
| (2.17) |
| >а 2 | ||
| >а 3 | ||
| 1 X ^ | )а, | |
| /3 | ||
| / | АХ | |
Таким образом,
О э =о,. + o t = j2
где p - коэффициент полноты лепестка; p = £ п п\п(а + e)], п - число лепестков; - ширина лепестка на радиусе 0,5 (а + е), a - угол подъема пружины; Н п - полная высота пружины. Причем,
d = (Ъ - а) /(ln Ъ), a = H n /(Ъ - e). а
Напряжение в пружинах, выполненных из материала 60С2А, составляет примерно 1000 МПа. На рис. 2.7 приведены упругие характеристики трех типов пружин (1 - пружина диафрагменного
типа, 2 - коническая пружина, 3 - цилиндрическая пружина). Центральные пружины диафрагменного типа,
для которых справедливо неравенство >/2 < (Н / h)< 2 ? имеют характеристику, содержащую участки с отрицательной жесткостью. Пружины такого типа широко используются в автомобильных сцеплениях.
Рис.2.7 Характеристики рабочих пружин
Ведущие диски. Ведущие диски обычно изготовливают из серого чугуна марок СЧ21 и СЧ24 (с перлитной структурой), обладающих хорошими фрикционными и противозадирными свойствами при работе в сочетании с фрикционными кольцами. Размеры дисков определяются размерами фрикционных колец. Ведущие диски поглощают и рассеивают значительную часть теплоты, возникающей в процессе буксования сцепления, и являются наиболее нагреваемыми деталями муфт сцепления. Для поглощения большого количества теплоты ведущие диски изготовляют массивными, а также достаточно жесткими для получения повышенного сопротивления короблению и обеспечения более равномерного давления на
ведомый диск. Для лучшей циркуляции охлаждающего воздуха иногда в дисках выполняют радиальные вентиляционные каналы. Ведущие диски должны вращаться совместно с маховиком и иметь возможность в момент выключения и включения сцепления перемещаться в осевом направлении относительно корпуса сцепления.
Различные варианты соединения ведущих дисков с маховиком приведены на рис. 2.8.
 |
При применении соединения нажимного диска посредством его выступов возникает трение в зоне соприкосновения прилива с кожухом при включении муфты сцепления. На преодоление этого трения затрачивается определенное усилие. Кроме того, в этих зонах отмечается износ, приводящий к появлению задиров.
В ведущем диске элементы, соединяющие диск с маховиком, рассчитывают на смятие, а пластины на растяжение. Напряжение смятия
^см =YM d max /(R Z F), (2.18)
где у - коэффициент, учитывающий распределение крутящего момента на ведущих дисках (для однодискового сцепления Y = 0,5), R - радиус элемента, z - число работающих элементов, F - площадь контакта.
В рассматриваемых конструкциях а см = 10...15МПа.
Ведомые диски. Применение ведомых дисков с приклепанными к нему планстинчатыми пружинами дает возможность получить более равномерную упругость по окружности: одну фрикционную накладку крепят непосредственно к диску, а вторую - к пластинчатым пружинам, причем последняя направлена к нажимному диску. Однако пластинчатые пружины способствуют увеличению момента инерции ведомого диска.
Более совершенной конструкцией является ведомый диск с прикрепленными тонкими сегментами, имеющими волнообразную форму (рис. 2.9).
Рис.2.9
|
Фрикционные кольца приклепаны к сегментам и в свободном состоянии удерживаются на определенном расстоянии одно от другого.
Таким образом, применение упругих сегментов меньшей толщины позволяет снизить массу диска, уменьшить момент инерции и получить диск с заданными упругими свойствами.
Ведомый диск изготовливают из стали, обладающей повышенной упругостью. Ступицу ведомого диска устанавливают на шлицевом конце первичного вала с сопряжением, обеспечивающим свободное
перемещение по валу. Длина ступицы для нормальных условий работы обычно равна наружному диаметру шлицев ведущего вала.
Напряжение среза и смятия в шлицевом соединении
а _ Ш дп«х
~ (D0 -dl)zl (219)
т _ 4M dmax
ср d + d m ) zib
где D 0 и d 0 - наружный и внутренний диаметры шлицев, z - число шлицев, l и b -длина и ширина шлицев.
Учитывая, что шлицевое соединение обеспечивает свободное перемещение ступицы, допускаемое напряжение смятия должно быть не более 30 МПа, а напряжение среза - до 15 МПа.
Расчетная схема для определения параметров диафрагменной пружины представлена на рис. 1. Диафрагменная пружина представляет собой пружину Бельвия, модифицированную для использования в автомобильных сцеплениях. Давление пружины создается ее участком между опорными кольцами, установленными на заклепках, закрепленных на кожухе сцепления, и наружным краем пружины, упирающимся в нажимной диск сцепления. Лепестки одновременно являются рычагами выключения, их упругость способствует плавному включению сцепления.
Е – модуль упругости первого рода;
0,25 – коэффициент Пуассона;
Н – высота пружины;
h – толщина пружины;
fпр – прогиб пружины;
Принимаем, что: h=2мм, а=60мм, с=70мм,d=80мм, b=90мм, Н=5мм.
Таблица 1
Рис.1 Диафрагменная пружина
Рис.2 График зависимости перемещения от усилия на пружине
Расчет площади стоянки автомобилей
Минимально необходимое число автомобилей Аст определим по формуле:
Аст = Ас1 – (Акр +Птр +Пто +Пп)
Где Акр – число автомобилей находящихся в КР;
Птр, Пто, Пп – число постов ТР, ТО и ожидания ТО и ремонта;
Ас1 – списочное количество автомобилей места под стоянки;
Ас1 = Ас Ч 0,8 = 290 Ч 0,8 = 232.
Аст = 232 – (56 + 8) = 168.
Определим площадь стоянки по формуле:
F з.с = fа Ч Аст Ч Кп стр. 368.
Где fа – площадь занимаемая автомобилем...
Ремонт головки блока
цилиндров
Конструктивные особенности.
Головка цилиндров отлита из алюминиевого сплава имеет камеры сгорания клиновидной формы. Запрессованные седла и направляющие втулки клапанов. Седла клапанов изготавливаются из специального чугуна. Чтобы обеспечить высокую прочность при воздействии ударных нагрузок. Рабочие фаски седел обрабатываются после запрессовки в сборе с головкой цилиндров. Чтобы обеспечить точную соосность фасок с отверстиями направляющих вту...
Определение нагрузки от ветра на опору
Роп = 0,1 × Вр × Сх × Sоп
Сх − аэродинамический коэффициент лобового сопротивления для цилиндрических поверхностей, равный 0,7;
Sоп − площадь опоры на которую действует ветер:
Sоп =
Режим максимального ветра.
= 0,1 × qр × Сх × Sоп × n × 0,95 = 0,1× 542,959× 0,7×3,75×1,15×0,95= 155,7 даН
Режим гололеда.
= 0,1 × qр × Сх × Sоп &tim ...
4. Расчет диафрагменной пружины
Диафрагменная пружина имеет форму усеченного конуса и состоит из сплошной наружной части и внутренней части, имеющей радиальные прорези для образования лепестков. В конце прорезей выполнены отверстия, куда вставляются заклепки для крепления пружины к кожуху сцепления. Между кожухом сцепления и пружиной, а также между пружиной и заклепками размешаются два кольца, служащие опорами для пружины.
При сборке сцепления наружный край сплошного кольца прогибается относительно опорных колец. Это приводит к появлению силы, действующей на нажимной диск.
При выключении сцепления создается сила Рма приложенная к внутренней части пружины. Действие этой силы приводит к перемещению внутренней части пружины на расстояние f (изгибом лепестков пренебрегаем) и в соответствии с правилом рычага - к перемещению наружного края пружины на расстояние f При этом пружина оттягивает нажимной диск от ведомого диска. Сцепление выключается.
В первом приближении зададимся размерами пружины таким образом:
Db = D = 0,215 м;
Н/s = 1,5 2,0. Примем Н / s = 2 - это величина определяет нелинейность пружины.
Н = 0,0025*2 = 0,005 м.
Db / Da = 1,2 1,5. Примем Db / Da = 1,36;
Da = Db / (Db / Da) = 0,215 / 1,36 = 0,158 м;
Db / Dе 2,5. Примем Db / Dе = 10;
Dе = Db / (Db / Dе) = 0,022 м;
Db / s = 75 100. Примем Db / s = 0,215 / 0,0025 86
Число лепестков n = 8 20. Примем n = 10.
Dс = Da + 2*b = 0,158 + 2*2,4 = 0,169 м, где b - ширина опорных колец.
Определим силу Pпр.вкл во включенном состоянии сцепления:
Задаваясь различными перемещениями пружины f в точке А с шагом по f, равным 1-2 мм, рассчитаем и построим характеристику Рпр (f) диафрагменной пружины в предположении отсутствия деформации сечения пружины по уравнению:
где: ; E - модуль упругости первого рода (для стали 60С2А
Е = 2*105 МПа);
Модуль Пуассона (для сталей
Результат вычислений приведем в Таблице 2:
Таблица 2
Характеристика пружины
Отмечаем на построенной характеристике значение Pпр.вкл. По графику значение перемещения точки А во включенном состоянии f1 = 4,6 мм.
Вычисляем ход нажимного диска при выключении сцепления по формуле:
где: = 0,75 - зазор между поверхностями трения в выключенном состоянии сцепления, для однодискового сцепления;
i = 2 - число поверхностей трения;
m = 1 - деформация ведомого диска во включенном состоянии;
nвел = 1 - число ведомых дисков
Используя характеристику диафрагменной пружины, определяем значение силы Рпр.выкл, приложенной в точке А в выключенном состоянии сцепления, по перемещению f2 = f1 + h = 4,6 + 2,5 = 7,1 мм.
Рассчитываем значение для Рпр.выкл при помощи той же формулы, что и для Рпр.вкл.
Условие соблюдено.
Определяем максимальный износ? фрикционных колец. Толщина
фрикционных колец составляет дн = 3,1 мм. Полный износ для
приклепываемых колец составляет 0,3 дн для приклеиваемых - 1,0 дн. При
вычислении износа следует иметь в виду, что ведомый диск имеет два
фрикционных кольца.
Получаем, что максимальный износ фрикционных колес равен:
это условие необходимо для обеспечения пружиной необходимой силы Рпр.вкл при полном износе фрикционных колец.
После износа колец перемещение f1 станет короче на величину:
Найдем Рпр.вкл соответствующую включенному состоянию сцепления, при появившемся износе:
это условие необходимо, чтобы не происходило уменьшения коэффициента запаса сцепления в результате износа фрикционных колец.
Найдем значения силы для промежуточных значений износа с шагом по f равным 0,1 мм. Затем для каждого значения перемещения f , по формуле:
Доработка конструкции главного сцепления трактора класса 1.4 с целью улучшения разгонных показателей агрегатов
Рис. 4.1 Разрез тарельчатой пружины. На рис.4.1 показан разрез тарельчатой пружины по основному рабочему участку (перья, идущие к центру на рисунке не показаны). При расчете этой пружины исходим из предположения...
Механическая часть электрического подвижного состава
Расчетная нагрузка на пружину Рпр, Н, где kп - конструктивный запас прочности; kп = 0,05. Н. Диаметр пружины витка d, м, где Сп - индекс пружины; Сп = 8; зпр - коэффициент Чернышова; зпр = 1,17; [ф] - допустимое напряжение на кручение и сдвиг, Па; [ф]=800·106Па...
Проектировочный расчет трансмиссии
Определим напряжение в середине основания лепестка пружины, находящейся в плоском состоянии при выключенном состоянии сцепления. Оно состоит из нормальных напряжений в окружном направлении?t и напряжений изгиба?u. где: где: - усилие...
Разработка и проектирование тормозной рычажной передачи 4-х осевого крытого вагона на тележках модели 18-100
РисЗ.9Приращение хода поршня тормозного цилиндра в зависимости от величины сжатия пружины АРП Поршень ТЦ совершает дополнительный ход в процессе торможения вагона за:чет возвратной пружины регулятора рычажной передачи. На рис. 3...
Расчет автомобильного двигателя
шатунный двигатель клапан газораспределительный 1. Суммарная масса клапанного механизма гр 2. Коэффициент запаса 3. Максимальная сила упругости пружин Н 4. Минимальная сила упругости пружин Н 5. Жесткость пружин кН/м 5...
Расчет сцепления ВАЗ-1111
Для производства тарельчатых пружин используют холоднокатаные калиброванные листы из стали 85 или 50ХГФА. Типичная технология включает в себя выработку заготовки на многопозиционном прессе, шлифование с обеих сторон...
Расчет топливной аппаратуры дизельного двигателя 16ЧН25/27
Выбор основных размеров пружины осуществляется таким образом, чтобы коэффициент превышения силой пружины силы инерции возвратно-поступательно движущихся деталей привода плунжера К в момент...
Расчет четырехосного вагона-цистерны для перевозки сжиженных газов
В качестве упругих элементов рессорного подвешивания вагонов в основном применяют винтовые цилиндрические пружины. Они позволяют получить необходимые упругие характеристики при небольших габаритах и массах...
Расчёт тепловоза на конструктивной основе существующего образца
Основные размеры цилиндрической пружины определяют по допустимым касательным напряжениям при динамической нагрузке [ф] доп = 650 МПа. Диаметр прутка определяется из уравнения прочности пружины: , (26) откуда...
Реконструкция промежуточного раздельного пункта
Для определения объема земляных работ заполняем Ведомость подсчета объема земляных работ на основании масштабного плана станции и продольного профиля. В графу «Пикеты и плюсы» заносят все пикеты станционной площадки и те точки...
Совершенствование технологии технического обслуживания и ремонта модернизируемого мостового крана КМ-10
Для надежного замыкания колодок и удержания груза пружина должна развивать усилие, равное 14160Н при условии...
Сцепление легкового автомобиля
При расчете на прочность определяют напряжение в наиболее нагруженном месте пружины -- в середине основания В лепестка -- при деформации пружины, соответствующей ее плоскому положению по формуле Схема для расчёта тарельчатой пружины где...
Фрикционное диафрагменное сцепление легкового автомобиля
Рис.3.1 Схема для расчета тарельчатой пружины. Исходные данные получаем из чертежа: De=241 мм Dа=176 мм Dс=220 мм Di=55 мм д=2,8 мм h=2,88 мм Расчет пружин заключается в определении их размеров, обеспечивающих требуемое нажимное усилие и прочность...
Расчетное значение силы FП1 может быть выражено равенством FП1=1,5* FТВ - G + 2* FК(3.13) FП1= 1,5 * 296,24 - 9,758 + 2 * 97,584 = 629...
Электрическое оборудование ЭПС
Ж= FП1/2*h0(3.16) Обычно значения h0 и hх близки между собой и могут быть приравнены в расчете. Ж = 629,77/ 2* 0,0208= 15138,7 Н/м 3...
где Qвыкл. – усилие нажимного подшипника в момент начала выключения сцепления (P=0)
λ – угол наклона образующей пружины
m – коэффициент полноты лепестка на радиусе (d1+d)/4
4.12 Расчет привода выключения сцепления
Определяем передаточное число привода
Определяем максимальное усилие на педали
Данное усилие меньше максимально допустимого, что означает легкое выключение сцепления:
Определяем ход педали:
Полученное значение не превышает допустимое = 140..160 мм
Вал сцепления (первичный вал коробки передач)
Рассчитывается на кручение по максимальному крутящему моменту двигателя. Допустимые касательные напряжения [τ] = 75..150 МПа
Наименьший диаметр вала
Расчетный диаметр округляется до ближайшего стандартного размера. Материал вала сталь 12XH3A. Основные данные для шлицев взяты из ГОСТ 1139-88. Шлицы вала рассчитываются на смятие
где - число шлицев
F – расчетная площадь шлицев
Средний радиус шлица
Наружный и внутренний диаметры шлица
l – рабочая длина шлица (l = 1,4 )
f – размер фаски у головки зуба шлица
Допустимое напряжение на смятие = 15..30 МПа
Гаситель крутильных колебаний
Момент замыкания:
Максимальная сила сжатия пружины гасителя
где - расстояние от оси ведомого диска до оси пружины, м
Число пружин гасителя
Фрикционная часть гасителя должна обеспечивать момент трения:
Подшипник выключения сцепления выбирается по коэффициенту работоспособности:
где A – осевое усиление на подшипник
k=1,15 – коэффициент, учитывающий вращение наружного кольца подшипника
H – время работы подшипника в часах
Заключение
При выполнении курсового проекта провел:
Анализ конструкции сцепления автомобилей;
Выбор и обоснование исходных данных для тягового расчета проектируемого автомобиля;
Выбор схемы проектируемого узла;
Расчет основных параметров узла;
Графическое отображение проектируемого узла.
На основании проведенных работ была рассчитана тягового – скоростная характеристика для автомобиля, после чего провел расчет механизма сцепления. Сцепление с диафрагменной нажимной пружиной и выбронными мною параметрами будет создавать оптимальные условия эксплуатации автомобиля относительно дороги, обеспечит плавность хода и управляемость автомобиля. Основная цель курсового проекта, которой являлось проектирование сцепления автомобиля, выполнена. Итогом является спроектированное сцепление, которое отвечает требованиям и условиям, которые необходимы для рассчитанного автомобиля в процессе движения.
Федеральное бюджетное Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Московского государственного индустриального
Университета
В г.Кинешма
ФБ ГОУ ВПО МГИУ)
Контрольная работа
По дисциплине Конструирование и расчет автомобиля
На тему: Расчет механизма сцепления с диафрагменной пружиной
Группа 4641
Студент Годнев Александр
Вариант № семестр 8 2012/2013 учебный год
Оценка работы
Дата
Преподаватель: Ветюгов Александр Викторович Подпись:
Кинешма 2013г.
Исходные данные 2
1.1. Определение основных параметров сцепления 3
1.2. Расчет диафрагменной нажимной пружины 4
1.2.1. Расчет диафрагменной пружины на прочность 6
1.3. Расчет первичного ведомого диска 6
1.3.1. Расчет первичного вала КПП и ступицы ведомого диска 6
1.3.2. Расчет заклепок крепления крупных пластин 7
1.4. Расчет болтов кожуха сцепления на срез, смятие и растяжение 7
1.5. Расчет показателей нагруженности 7
1.5.1. Расчет работы буксирования при начале движения автомобиля 7
1.5.2. Расчет сцепления на нагрев 8
Список литературы 10
Исходные данные:
Сила тяжести автомобиля Ga = 69500 H; Максимальный крутящий момент КВ двигателя Мкmax = 380 H м; Момент инерции ведущих частей сцепления Jc = 1.1 кг·м²; Угловая скорость КВ двигателя соответствующая Nemax ωп = 310 (1/с); КПД трансмиссии ηт = 0.85; Темп включения сцепления К1 = 620 Н·м/с; Передаточное число КПП Ик = 7,05; Передаточное число главной передачи Ио = 6,1; Радиус колеса rк = 0.47 м; Приведенный коэффициент дорожного сопротивления ψ = 0.04; Коэффициент запаса сцепления β = 1.95; Масса нажимного диска mнд = 9.6 кг;
Определение основных параметров сцепления.
Внешний диаметр фрикционных накладок ведомого диска определяется по формуле:
где: μ - коэф. трения по чугуну; ρо = 0.25 МПа – допускаемое давление на накладку нажимного диска; i – число поверхностей трения (если однодисковое то i = 2);
Внутренний диаметр внутренних накладок определяется из соотношения:
Средний радиус трения определяется по формуле:
Rcр = 0.12 (м);
Задаваясь коэф. трения по чугуну μ = 0.3, необходимое усилие диафрагменной пружины будет равно:
Р = = 10120 (H);
Исходя из выбранных параметров, площадь накладок будет равна:
Sн = (Dн² – Dв²) = 0.785 · 0.055 = 0.043 (м²);
Определим давление на фрикционную накладку:
Ро = < = 0.25 < 0.3 (МПа);
Фрикционная накладка выдержит данное давление.
Расчет диафрагменной нажимной пружины.
Для создания минимальных напряжений в пружине, наружный ее диаметр должен быть выбран на 20-30 мм болше.
Выбираем радиус: в = = = 0.15 (м) ; Внутренний диаметр пружины определяем из соотношения:
= 1.15 … 1.5 → а = 0.12 (м);
Радиус опорного кольца пружины С, определяется в связи с рекомендацией данного источника:
С = а + (2 … 3) = 0.13 (м); Рабочий ход пружины равен:
hp = (2·Δн +W)·Zд = 3.2 (мм);
где: Δн – гарантированный зазор для новых накладок при полностью выключенном сцеплении (0.75 … 1 мм); W – осевая деформация ведомого диска (1 … 1.5 мм); Zд – количество ведомых дисков = 1, т.к. в нашем случае рассчитывается однодисковое сцепление.
Определяется усилия (P), изменяя деформацию пружины (W) шагом от 0 до 9:
Р1 = × W1 × ln() × [(H – W1· ) × (H – · ) +h²] = 0 (кH);
| W | 0 | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | 10 |
| P(H) | 0 | 7660 | 10794 | 11047 | 9760 | 6578 | 5869 | 6345 | 9089 | 17815 | 32666 |
где: Е΄ = = 225225; Е – модуль упругости (для стали 65Г и 60С2) = 2.1·10⁵ (МПа);
h = = 2.9 … 4.1, выбираем 3 (мм) – толщина пружины; μ = 0.26 – коэф. Пуассона;
Н = 1.6….2.2h = 6,6;
По полученным значениям строится характеристика диафрагменной пружины.
Величина расчетного усилия в т. А больше необходимого значения, однако учитывая что допуск на величину жесткости пружины дается в сторону уменьшения, то работоспособность пружины будет обеспечена.
На характеристике диафр. Пружины выделим 2 рабочих участка: а – диафр. Пружина при выключенном сцеплении; в – величина уменьшения сжатия пружины, при допускаемом износе фрикционных накладок ведомого диска.
При выключенном сцеплении концы лепестков пружины, под воздействием подшипника выключения сцепления перемещается на величину W2.
При этом смещение состоит из смещения вызванного поворотом кольцевой части пружины и дополнительного смещения возникающего от изгиба колеса, от прогиба лепестков вследствие их упругости.
Получается деформация подшипника при включенном и выключенном сцеплении:
W2 вык = W1(а) = 7.5 · = 40 ;
W2 вкл = W1(в) = 4.5 · = 23.6 ;
где: W1(в) = 4.5 ,W1(а) = 7.5 – данный параметр берется из характеристики диафрагменной пружины, на конце участка В и А соответственно; ℓ - радиус который контактирует подшипник с лепестками пружины = 25 (мм).
