Расчет сцепления

Министерство образования  и науки Российской Федерации

Федеральное агентство  по образованию

Владимирский государственный  университет

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Курсовая работа не тему:

«Расчет сцепления»

 

 

 

 

 

 

 

 

Выполнил: ст. … …………

 

Проверил: д.т.н.

Немков В.А.

 

 

 

 

 

 

Владимир  2012

 

Дано: Максимальный крутящий момент М _еmax=284,4 Нм; полная масса автомобиля G_а=7830кг; статический радиус колеса r_ст=0,457; передаточные числа первой и второй передач u₁=6,48; u₂=3,09; G_сн=4535; u₀=6.

1. СЦЕПЛЕНИЕ

Выбор конструктивной схемы и определение основных расчетных параметров.

Конструктивная схема сцепления выбирается на основании анализа справочной литературы [1,2,3,4,5], нормативных документов (ГОСТ 12238-81 и ГОСТ 1786-80) и условий эксплуатации проектируемого автомобиля.

Типы сцепления и привода. В современных автомобилях наибольшее распространение получили сухие фрикционные одно- и двухдисковые сцепления с механическим или гидравлическим приводом. Механический привод применяется при размещении педали сцепления вблизи от сцепления (легковые автомобили - переднеприводные). Гидравлический привод имеет более высокий КПД, обеспечивает лучшую герметичность кабины (кузова), позволяет использовать подвесную педаль, проще по конструкции при значительном удалении педали от сцепления и при опрокидывающейся кабине.

Типы и число нажимных пружин. Диафрагменная (тарельчатая) пружина получила широкое применение в сцеплениях легковых и изготовленных на их основе шасси грузовых автомобилей. Имеет лучшую упругую характеристику. На грузовых автомобилях, как правило, используются сцепления с периферийно расположенными цилиндрическими витыми пружинами. Количество пружин кратно числу рычагов.

Коэффициент запаса сцепления. Значение коэффициента запаса сцепления выбирают в зависимости от типа автомобиля: для легковых автомобилей 1,3...1,75; для грузовых автомобилей одиночных 1,6...2,2; работающих с прицепом 2,0...2,5; автомобилей повышенной проходимости, работающих с прицепом, 2,5...3,0. Большие значения принимаются для сцеплений, работающих в тяжелых условиях (автобусы городского типа, автомобили-самосвалы, автомобили повышенной проходимости, автомобили с малой удельной мощностью).

 

Последовательность выбора и расчета основных параметров

сцепления

1. Наружный и внутренний диаметры и толщина фрикционных накладок выбираются по ГОСТ 12238-81 и 1786-80 в зависимости от максимального крутящего момента двигателя. Рекомендуется сначала принимать для наружного диаметра наименьшее, а для внутреннего - наибольшее значения. Для передачи требуемого крутящего момента, был выбран тип сцепления с периферийным расположением пружин, двумя ведомыми дисками размером D=280, d=200.

Правильность выбора основных конструктивных параметров сцепления определяется проверочным расчетом, выполненным в определенной последовательности.

2. Момент трения сцепления

M_c=βM_emax=1,5×284,4=436,6 Н×м

где β - коэффициент запаса сцепления;

М_{е max} - максимальный крутящий момент двигателя, Н-м.

 

3. Усилие нажимной пружины на поверхности трения при включенном сцеплении

где µ - коэффициент трения, µ = 0,3;

D u d - наружный и внутренний диаметры фрикционной накладки, см;

i - число поверхностей трения (однодисковые - 2, двухдисковые - 4);

z - число нажимных пружин;

η - коэффициент, учитывающий снижение усилия нажимных пружин на поверхности трения из-за действия возвратных пружин и сил трения в шлицевых соединениях ведомого диска, η=0,8...0,85.

 

4. Удельное давление на поверхности фрикционной накладки

 

Удельное давление должно быть в пределах [P₀]=0.13…2.5 кгс/см2 (1,27…24,5 МПа)

5. Работа буксования сцепления при трогании автомобиля с места

где G_a - вес автомобиля с полной полезной нагрузкой, Н;

г_к - радиус качения колеса, м;

i_о и i_m - передаточные числа главной передачи и низшей ступени коробки передач.

 

6. Удельная работа буксования сцепления, которая оценивает износостойкость фрикционных накладок:

где q - удельная работа буксования, Дж (кгс-м)/см²; А - работа буксования, кДж (кгс-м);

 - суммарная поверхность трения всех, фрикционных накладок, м² (см²).

Значения удельной работы буксования не должны превышать для одиночных автомобилей 1 и для автопоездов 1,5 МДж/м² (10 и 15 кгсм/см²). Если полученные результаты не превышают допустимых, то приступают к определению компоновочных параметров сцепления. При отрицательных результатах изменяются размеры фрикционных накладок и, если необходимо, число ведомых дисков.

7. Нажимной диск

Наружный диаметр нажимного диска D_H.д. принимается на 2 - 3 мм больше, а внутренний d_H.Д. - на столько же меньше соответствующих диаметров фрикционных накладок. Масса нажимного диска (G._н.д. определяется из условия нагрева его за одно включение не более чем на 10 °С для одиночного автомобиля, на 20 °С для автопоезда:

где γ - доля тепла, поглощаемого нажимным диском при буксовании сцепления; у = 0,5 для однодискового сцепления; γ = 0,25 для заднего и у = 0,5 для нажимного диска двухдискового сцепления; с - теплоемкость чугуна, с = 0,482 кДж/кг, °С;

τ - допустимая температура нагрева диска за одно включение сцепления.

8. Толщина нажимного диска h_H.Д. определяется по массе, диаметрам диска и плотности материала, из которого изготовлен диск.

9. Перемещение нажимного диска 1 при выключении сцепления (см. рис. 1)

Для обеспечения чистого выключения сцепления рекомендуются следующие расчетные значения перемещения нажимного диска: однодисковое сцепление - 1,6 - 2,0 мм, двухдисковое - 2,2 - 2,5 мм. Если ведомый диск упругий для обеспечения плавного включения, то перемещение нажимного диска увеличивается на 0,8...1,0 мм. В двухдисковом сцеплении приведенные выше перемещения относятся к заднему диску. В этих сцеплениях упругие ведомые диски применяются редко. Зазор между подшипником выключения сцепления и концами рычагов принимается δ = 2...4 мм.

10. Проектирование сцепления с периферийным расположением нажимных пружин

а) Прогиб нажимной пружины при включенном сцеплении

 

 

где D_cp - средний диаметр пружины,

D_ср = 27...32 мм;

n - число рабочих витков пружины;

G - модуль сдвига для стали, G = (8...9) 10⁴ МПа;

d_п - диаметр проволоки пружины, d_п = 3,5...5,5 мм.

б) Число рабочих витков определяется по прогибу пружины при выключении сцепления, который ра_{вен перемещению нажимного диска:}

где с_п – жесткость пружины,

При этом понимается, что усилие пружины возрастает на 10…15%. Максимальное усилие пружины при включенном сцеплении:

 

11. Проектирование сцепления с периферийным расположением нажимных пружин:

• расстояние h от рабочей поверхности нажимного диска до опорной поверхности нажимных пружин на кожухе сцепления:

h=hg+l_р+h_ш

где l_р - длина нажимной пружины при включенном сцеплении; h_ш - толщина теплоизоляционной шайбы;

• прогиб нажимной пружины при включенном сцеплении

где D_cp - средний диаметр пружины (D._cр = 27...32 мм);

n_р - число рабочих витков пружины; 

G - модуль сдвига (G = 8-10⁴ кгс/мм²);

d_п - диаметр проволоки пружины (d_n= 3,5...5,5 мм).

Число рабочих витков определяется по прогибу Δ/ пружины при выключении сцепления, который равен перемещению нажимного диска:

12. Расчет привода выключения сцепления

Расчет привода включает определение суммарного передаточного числа, передаточных

чисел отдельных элементов привода и проверку их по допускаемым параметрам:

максимальному усилию на педали и допустимому ходу педали.

 

Передаточное число привода i_п:

где Рmaх - максимальное усилие одной пружины при выключении сцепления, Н;

z - количество нажимных пружин;

Q_п - максимально допустимое усилие на педали,

Q_n < 150 Н - при наличии усилителя; Qn < 250 Н - без усилителя в приводе (ГОСТ 21398-75);

η_п - КПД привода (для механического - 0,7...0,75; гидравлического -0,75...0,8).

По расчетному передаточному числу привода определяются передаточные числа его основных элементов.

i_п=i_педi_вi_рi_г

где i_пед = a/b; i_в = c/d; i_p= I/f и i_r = d2/d1 - передаточные числа педали, вилки, рычага и гидравлического привода.

В существующих конструкциях i_пед= 5...6; i_B = 1,5...1,8; i_p = 3,8...5,5; i_г= 1. Расчетное передаточное число проверяется по максимальному допустимому ходу педали S_пед (S_пед = 140...160 мм - для легковых автомобилей; S_пед≤190мм - для грузовых автомобилей и автобусов).

S_пед = Δ_liп + δ_вI_гI_пед+ δli_пед ,

где  δ_l - зазор между штоком и поршнем главного цилиндра гидравлического привода, δ_l = 0,5...1,0 мм;

δ - зазор между выжимным подшипником и рычагами, δ = 2...4 мм; l - прогиб пружины при выключении сцепления,

Δ l = 1,2...2,0 мм - для однодисковых сцеплений;

Δ l = 2,0...2,4 мм - для двухдисковых сцеплений.

Если нормативные требования по ходу педали и усилию на нее не могут быть выполнены, то необходимо установить усилитель.

15. Расчет деталей сцепления на прочность

    Витая цилиндрическая пружина

Напряженное состояние витой цилиндрической нажимной пружины оценивается по касательным напряжениям, максимальное значение которых будет при выключенном сцеплении:

Допустимое напряжение [т] = 700...750 МПа (7000...7500 кгс/см2).

Длина пружины в свободном состоянии

l_п= d_n(n- 1) +Δl +l_р+Δ(n- 1), где n - полное число витков пружины; Δ - зазор между витками при выключенном сцеплении.

Пружина изготавливается из стальной проволоки Сталь 65Г или 85Г и подвергается закалке и отпуску до твердости HRC 38...45.

Вал сцепления (первичный вал коробки передач)

Рассчитывается на кручение по максимальному крутящему моменту Ме max двигателя. Допустимые касательные напряжения [τ] = 75...150 МПа (750... 1500 кгс/см2).

Наименьший диаметр вала