Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования

Ивановский государственный архитектурно-строительный университет

Кафедра: Автомобили и автомобильное хозяйство

РАСЧЕТНО - ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

По дисциплине Автомобили

На тему: Конструирование и расчет фрикционного сцепления автомобиля

Выполнил:

студент группы АТ-41

Страхов Л.М.

Проверил: старший преподаватель

Маркелов А.В.

Иваново 2011

Содержание

Введение

1. Назначение и требования к сцеплению

1.1 Предъявляемые требования и способы их обеспечения

2. Анализ существующих конструкций сцеплений

2.1 Гидравлические сцепления

2.2 Электромагнитное порошковое сцепление

2.3 Фрикционные сцепления

3. Предлагаемая конструкция

3.1 Нажимные устройства с периферийно расположенными пружинами

3.2 Рычаги выключения сцепления

3.3 Нажимной диск

3.4 Муфта выключения

3.5 Ведомый диск сцепления

3.6 Гаситель крутильных колебаний

3.7 Фрикционные накладки

3.8 Кожух сцепления

4. Расчет сцепления

4.1 Выбор основных параметров сцепления

4.2 Расчет сцепления на износ

4.3 Расчет работы буксования

4.4 Расчет деталей

4.4.1 Нажимной диск

4.4.2 Цилиндрическая нажимная пружина

4.4.3 Расчет вала сцепления

4.4.4 Ступица ведомого диска

4.4.5 Подшипник выключения сцепления

4.5 Расчет привода фрикционного сцепления

5. Техническое обслуживание спроектированной конструкции

Библиографический список

Введение

Раздел «Рабочие процессы и основы расчета автомобилей» знакомит с основными требованиями к конструкции автомобиля, развивает навыки по критическому анализу и оценке новых конструкций, изучает нагрузочные режимы агрегатов и узлов автомобильного транспорта, методы их расчета на прочность, жесткость, выносливость, нагрев, а также приводит сведения о материалах деталей и их термообработке.

В процессе изучения данного раздела студент должен выполнить курсовой проект. Данный курсовой проект является завершающим этапом в изучении дисциплины «Автомобили» и имеет цель закрепление, углубление и обобщение знаний студента по вопросам конструирования и основам расчета автомобиля. В процессе выполнения курсового проекта студент получает практические навыки конструирования, расчета на примере разработки новой конструкции агрегата (системы) автомобиля. Наряду с этим студент учится пользоваться обязательными нормами по проектированию автомобиля (ГОСТ, отраслевые нормы и др.), чертежами, справочной литературой и другими источниками технической информации.

Курсовой проект - самостоятельная творческая работа студента. Решения конкретных задач, отраженные в курсовом проекте, должны соответствовать современному уровню автомобильной техники. В ходе выполнения курсового проекта студент подвергает критическому анализу существующие варианты конструктивных решений, определяет и обосновывает компоновочную схему и основные параметры проектируемого узла.

Работа над проектом должна вестись таким образом, чтобы он был не только выполненный, но и защищенный к началу экзаменационной сессии. Выполненный и проверенный курсовой проект подлежит защите. Студент в сжатом сообщении докладывает о содержании проекта, обосновывает принятые конструктивные решения и методы расчета, а затем отвечает на дополнительные вопросы.[9]

1. Назначение и требования к сцеплению

1.1 Предъявляемые требования и способы их обеспечения

Сцепление представляет собой узел трансмиссии, передающий во включенном состоянии крутящий момент и имеющий устройство для кратковременного его выключения. Сцепление предназначено для плавного трогания автомобиля и кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии при переключении передач и предотвращения воздействия на трансмиссию больших динамических нагрузок, возникающих на переходных режимах.

С учетом назначения, места в схеме передачи энергии трансмиссией автомобиля, к сцеплению предъявляются следующие специфические требования:

1.Надежная передача крутящего момента от двигателя к коробке передач. Обеспечивается необходимым запасом момента сцепления (момента трения) на всех режимах работы двигателя, сохранением нажимного усилия в необходимых пределах в процессе эксплуатации.

2.Полнота включения, т. е. отсутствие пробуксовывания ведущих и ведомых деталей сцепления, обеспечивающая надежную передачу крутящего момента двигателя. Достигается в эксплуатации наличием зазора в механизме выключения и недопущением попадания смазочного материала на трущиеся поверхности.

3.Полнота («чистота») выключения, обеспечивающая полное разъединение двигателя и трансмиссии. Достигается заданной величиной рабочего хода подшипника выключения и соответственно рабочим ходом педали сцепления.

4.Плавное включение, обеспечивающее заданную интенсивность трогания с места автомобиля или после включения передачи. Достигается конструкцией сцепления, его привода и темпом отпускания педали водителем.

5.Предохранение трансмиссии и двигателя от перегрузок и динамических нагрузок. Достигается оптимальной величиной запаса момента сцепления, установкой в нем гасителя крутильных колебаний, специальными мероприятиями в конструкции ведомых дисков.

6.Малый момент инерции ведомых деталей сцепления, снижающий ударные нагрузки на зубья колес при переключении передач.

7.Обеспечение нормально теплового режима работы и высокой износостойкости за счет интенсивного отвода тепла от поверхностей трения.

8.Хорошая уравновешенность с целью исключения «биений» и соответственно динамических нагрузок при работе сцепления.

9.Легкость и удобство управления, возможность автоматизации процессов включения и выключения.

К сцеплениям предъявляют и общие конструкционные требования, такие как: простота устройства, малая трудоемкость и удобство технического обслуживания; минимальные размеры и масса; технологичность и низкая стоимость производства; ремонтопригодность; низкий уровень шума.[7]

2. Анализ существующих конструкций сцеплений

В зависимости от характера связи между ведущей и ведомой частями различают фрикционные, гидравлические и электромагнитные (порошковые) сцепления. Наиболее распространены фрикционные сцепления, у которых крутящий момент передается с ведущей части на ведомую силами трения, действующими на поверхностях соприкосновения этих частей. У гидравлических сцеплений (гидромуфт) связь ведущей и ведомой частей осуществляется потоком жидкости, движущимся между этими частями, а у электромагнитных сцеплений -- магнитным полем.[2]

2.1 Гидравлические сцепления

Гидравлическое сцепление имеет ведущую и ведомую части. Ведущая часть состоит из насосного колеса 1 (рис. 2.1) связанного с коленчатым валом двигателя. Ведомой частью является турбинное колесо 2, крутящий момент с которого передается трансмиссии. Насосное и турбинное колеса имеют лопасти. Лопасти гидромуфт обычно выполняют плоскими радиальными. Оба колеса помещены в корпусе, заполненном на 4/5 своего объема турбинным (маловязким) маслом. При вращении насосного колеса кинетическая энергия жидкости, расположенной между его лопастями и движущейся под действием центробежной силы, передается турбинному колесу. Передача энергии может происходить только в том случае, если турбинное колесо вращается с меньшей скоростью, чем насосное. Таким образом, передача энергии в гидромуфте может иметь место только при относительном проскальзывании лопастных колес, когда между лопастями насосного и турбинного колеса обеспечивается циркуляция жидкости.[2]



Рис. 2.1. Гидромуфта (позиции - по тексту)[3]

Для полного выключения гидромуфты необходимо удалить из нее жидкость, а для включения заполнить жидкостью. Для этого нужны клапаны 3 опорожнения, бак 7, насос 8 питания с предохранительным клапаном 6, клапаны 4 заполнения, а иногда и радиатор 5 для охлаждения жидкости. Время включения и выключения такой гидромуфты велико.

В трансмиссии автомобилей гидромуфты применяют в качестве устройств, повышающих: плавность трогания автомобиля с места; долговечность трансмиссии; устойчивость движении тяжелых дорожных условиях с малой скоростью при достаточно высокой скорости вращения коленчатого вала двигателя и крутящем моменте (за счет проскальзывания гидромуфы) и предотвращающих остановку двигателя при торможении.

В трансмиссиях автомобилей их устанавливают совместно с фрикционным сцеплением, что позволяет не применять устройства для наполнения и опорожнения. Фрикционное сцепление, устанавливаемое за гидромуфтой, служит для безударного переключения передач, а функцию буксования выполняет гидромуфта.

Гидромуфты не получили широкого применения, в первую очередь потому, что при их установке снижается топливная экономичность автомобиля, причиной чего является неизбежное проскальзывание при передаче мощности, которая расходуется на нагрев жидкости. При передаче максимальной мощности потери на проскальзывание составляют 1...3%. Второй причиной, препятствовавшей широкому применению гидромуфт, являлось увеличение сложности, металлоемкости и стоимости трансмиссии.[2]

2.2 Электромагнитное порошковое сцепление

Эти сцепления являются одним из видов сцеплений с автоматическим управлением. Электромагнитное порошковое сцепление получило некоторое распространение на автомобилях малого класса. Конструкция магнитно-порошкового нормально разомкнутого сцепления приведена на рис. 2.2.

Рис. 2.2. Электромагнитное порошковое сцепление (позиции - по тексту)[3]

Ведущим элементом сцепления является маховик 1 с закрепленным на нем магнитопроводом 2. Ведомый элемент -- диски 8 из немагнитного материала жестко связан со ступицей, установленной на шлицах ведущего вала коробки передач. К дискам прикреплены два магнитопровода 6 и 7. В картер сцепления запрессован магнитопровод 3 с обмоткой возбуждения 4. Один конец обмотки возбуждения соединен с массой, а другой - с выводом 5. Магнитопроводы 2, 6 и 7 разделены воздушными зазорами, в которые засыпан ферромагнитный порошок, обладающий высокими магнитными свойствами.

При отсутствии тока в обмотке возбуждения между ведущими и ведомыми элементами сцепления силовой связи нет - сцепление выключено. Если к обмотке возбуждения подводится ток, то создается магнитное поле, которое воздействует на ферромагнитный порошок, вследствие чего частицы порошка взаимно притягиваются и одновременно притягиваются к магнитопроводам 2 и 6, 7. Создается силовое взаимодействие между ведущими и ведомыми элементами сцепления. Силовая связь зависит от силы тока, поступающего в обмотку возбуждения. При малой силе тока сцепление пробуксовывает, что необходимо при трогании автомобиля. По мере увеличения силы тока буксование уменьшается вплоть до полной блокировки ведущих и ведомых элементов. Длительное пробуксовывание, несмотря на хороший теплоотвод, приводит к нежелательным результатам: ферромагнитный порошок в результате трения измельчается, окисляется и теряет магнитные свойства. Периодически порошок необходимо заменять. Кроме того, длительное буксование приводит к перегреву обмотки возбуждения, увеличению ее сопротивления, а иногда и к выходу из строя. Существенным недостатком такого сцепления является постоянное потребление электроэнергии.

2.3 Фрикционные сцепления

Фрикционные сцепления отличаются способом создания нажимного усилия. Существуют ФС с созданием нажимного усилия силами упругости пружин, электромагнитными и центробежными силами.

Автоматизация управления сцеплением возможна при применении фрикционного постоянно разомкнутого сцепления с созданием нажимного усилия электромагнитными силами (рис. 2.3). В этом сцеплении нажимной диск 2 при помощи пальцев жестко связан с диском 4, в котором размещен электромагнит 8. К электромагниту через контактные кольца 5 и щетки 7 подводится ток от генератора. Якорь 3 электромагнита жестко связан с кожухом 1 сцепления, закрепленным на маховике двигателя. При малой угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя сцепление остается выключенным пружинами 9. По мере увеличения угловой скорости ток, подводимый к электромагниту, создает магнитное поле и электромагнит подтягивается к якорю; вместе с электромагнитом перемещается нажимной диск, создавая давление на ведомый диск. Муфта 6 блокировки сцепления служит для пуска двигателя буксированием.[2]

Рис. 2.3. Схема фрикционного сцепления с созданием нажимного усилия электромагнитными силами (позиции - по тексту)[3]

В некоторых случаях применяются автоматические центробежные и полуцентробежные сцепления.

В полуцентробежных сцеплениях (рис. 2.4) давление на нажимной диск создается переферийно расположенными пружинами и центробежными грузиками, выполненными вместе с рычагами управления. Пружины 2 подбирают так, чтобы их усилие обеспечивало коэффициент запаса сцепления, близкий к единице, а добавочное усилие создавалось центробежными грузиками 1. Усилие центробежных грузиков, изменяющееся в зависимости от уг угловой скорости и суммируется с усилием пружин.

Поэтому при трогании автомобиля, а также при удержании педали сцепления в выключенном состоянии, когда угловая скорость коленчатого вала двигателя низкая, усилие на педали получается сравнительно небольшим. Однако при переключении передач к педали приходится прикладывать значительное усилие для преодоления суммарного усилия пружин и центробежных грузиков. Опыт использования полуцентробежных сцеплений показал, что при движении автомобиля в тяжелых дорожных условиях с малой скоростью такие сцепления буксуют, что приводит к снижению их ресурса. Этим объясняется то, что полуцентробежные сцепления применяются в настоящее время крайне редко.[2]

Рис. 2.4. Полуцентробежное сцепление (позиции - по тексту)[3]

В центробежных сцеплениях давление на нажимной диск создается только центробежными грузиками (рис. 2.5). Центробежное сцепление автоматически включается при трогании автомобиля под действием центробежных сил от роликов 1, перемещающихся по внутренней конусной поверхности кожуха 2 маховика и нажимного диска 3. Для обеспечения торможения автомобиля двигателем в сцеплении установлен специальный роликовый механизм 4 свободного хода. В моменты переключения передач используется автономное однодисковое сцепление II устанавливаемое последовательно c центробежным. Такое сцепление трудоемко в изготовлении; кроме того, при движении в тяжелых дорожных условиях возможно пробуксовывание.

Наибольшее распространение нашли сухие сцепления с созданием нажимного усилия пружинами (рис. 2.6). Данные виды сцеплений могут выполняться одно или двухдисковыми.

Однодисковые сцепления (рис. 2.6, а, б и в) наиболее просты по конструкции, лучше обеспечивают полноту выключения, имеют малый момент инерции ведомых деталей и лучшие условия для отвода тепла. Недостаток однодисковых сцеплений заключается в необходимости увеличения размеров ведомого диска или числа нажимных пружин при передаче большого крутящего момента. В свою очередь, это требует приложения большего усилия при выключении сцепления.

Применение двухдисковых сцеплений (рис. 2.6, г) вызвано необходимостью передачи большого момента. Такие сцепления имеют большую массу, длину, момент инерции ведомых деталей, сложность конструкции, увеличенный ход внутренних концов рычагов выключения и силу трения в скользящих соединениях самого сцепления, что требует большего усилия выключения. Также необходимо принудительное перемещение среднего нажимного диска для обеспечения «чистоты» выключения.



Рис. 2.5. Центробежное сцепление: I - для трогания; II - для переключения передач.[3]

В сцеплениях с периферийно расположенными пружинами (рис. 2.6, а и г) при быстроходных двигателях возможно выпучивание пружин под действием центробежной силы. Это приводит к снижению нажимного усилия, пробуксовыванию поверхностей трения в сцеплении, к повышению температуры и росту износа поверхностей трения. Кроме того, в таких сцеплениях невозможно осуществить регулирование нажимного усилия, уменьшающегося по мере износа фрикционных колец.

В сцеплении с центральной конической пружиной 6 (рис. 2.6, б) передача усилия осуществляется рычагами выключения, обеспечивающими равномерное распределение усилия на нажимной диск. Упругая характеристика конической пружины такова, что уменьшение деформации приводит к резкому снижению нажимного усилия. При износе ведомого диска, первоначальное нажимное усилие может быть восстановлено путем уменьшения числа регулировочных накладок 3. Сцепления такого типа конструктивно проще и надежнее сцеплений с периферийными пружинами, так как обеспечивают возможность восстановления нажимного усилия. В то же время требуют частого регулирования, поэтому на современных автомобилях применения не находят.

Сцепления с диафрагменными пружинами (рис. 2.6, в) имеют ряд преимуществ перед сцеплениями, рассмотренными выше. Применение таких пружин позволяет сократить габаритное размеры сцепления и его массу вследствие совмещения функций нажимной дружины и отжимных рычагов, а также обеспечить равномерное распределение усилия на нажимной диск. В случае применения диафрагменной пружины уменьшается усилие на педаль, необходимое для удержания сцепления в выключенном положении. Износ поверхностей трения не приводит к уменьшению нажимного усилия в сцеплении. Сцепления с диафрагменной пружиной нашли применение на легковых и грузовых автомобилях малой грузоподъемности. Вероятно, что подобные сцепления будут применяться и на более тяжелых грузовых автомобилях и автобусах. К недостаткам диафрагменного сцепления относится технологические трудности изготовления пружин по заданной характеристике и на большие осевые усилия.



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 2.6. Фрикционные сцепления с созданием нажимного усилия пружинами: а-однодисковое с периферийными пружинами; б-однодисковое с центральной конической пружиной; в - однодисковое с диафрагменной пружиной; г - двухдисковое с периферийными пружинами; 1- ведомый диск; 2- пружина; 3-прокладки; 4- выжимной подшипник; 5- регулировочная гайка; 6- центральная коническая пружина; 7- маховик двигателя; 8- нажимной диск; 9- рычаг выключения; 10-пружина гасителя крутильных колебаний; 11-диафрагменная пружина.[3]

Один из основных недостатков ФС с периферийным пружинным механизмом состоит в том, что по мере износа накладок уменьшается нажимное усилие, а вместе с ним и передаваемый крутящий момент. В наибольшей степени это относится к двухдисковым ФС с винтовыми пружинами. Современная тенденция развития ФС состоит прежде всего в сокращении времени обслуживания. Поэтому и появились ФС с автоматической регулировкой нажимного усилия, одно из которых показано на рис. 2.7. Здесь создание нажимного усилия обеспечивается пружинами 6, установленными наклонно на кожуре 3 и действующими на нажимной диск 1 через муфту 4 и рычаги 2. В отличие от обычных ФС выключение происходит при отводе муфты выключения 5 назад. Вместе с ней отходит и муфта 4; рычаги 2 поворачиваются и освобождают нажимной диск 1 от усилия пружин 6. Пружины при этом сжимаются, но в связи с уменьшением угла осевая составляющая также уменьшается, что обеспечивает легкое выключение. При износе накладок ведомых дисков 7 нажимной диск 1 и муфта 4 перемещаются к маховику общее усилие пружин уменьшается, но так как угол увеличится, то соответственно увеличивается и осевая составляющая нажимного усилия. Благодаря этому, нажимное усилие пружин практически не изменяется в течение срока службы, а усилие выключения сцепления с автоматикой регулировкой значительно меньше. Усложнение конструкции и связанные с ним расходы в производстве в определенной мере компенсируются снижением эксплуатационных расходов.

Рис. 2.7. Сцепление с автоматической регулировкой нажимного усилия.[4]

Опыт эксплуатации сухих ФС показал, что они имеют ряд недостатков, обусловленных главным образом непостоянством коэффициентов трения при изменениях температур поверхностей трения, их повышенным износом и не могут обеспечить высокой долговечности поверхностей трения. При работе с частыми переключениями и большими передаваемыми моментами для повышения долговечности применяют мокрые сцепления, ресурс которых почти в тридцать раз выше.

Одним из основных преимуществ ФС, работающих в масле, по сравнению с «сухими» ФС, является их надежность и долговечность, отсутствие частых эксплуатационных регулировок. Это связано с меньшим изнашиванием поверхностей трения, лучшим отводом теплоты от них и большей стабильностью их коэффициента трения.

Рис. 2.8. Мокрое фрикционное сцепление: а - конструкция; б - нажимной диск с черпаками.[4]

Один из вариантов конструкции мокрого фрикционного сцепления представлен на рис. 2.8. Подвод масла в зону трения осуществляется при помощи специальных трубчатых черпаков 1, равнорасположенных по периферии нажимного диска 2. Картер 3 мокрый, в нем помещается масло 4, частично охлаждаемое в радиаторе 5 с гофрированными стенками и охлаждающими ребрами 6.

При работе двигателя нажимной диск, вращаясь, своими черпаками вгоняет масло в их заборное отверстие 10 и далее по каналам 11 подает его в кольцевые полости, образуемые внутренней поверхностью нажимного диска и стальными дисками-держателями 8 ведомого виска. Равномерность распределения масла по поверхности трения обеспечивается системой отверстий 9 в дисках-держателях 8. Под действием центробежных сил масло протекает по канавкам накладок ведомого диска, смазывает и охлаждает их поверхности трения и далее сбрасывается на внутренние поверхности стенок картера. Стекая по последним в маслосборный поддон картера, часть масла через маслоулавливатель 7 попадает в охладительный радиатор 5.

Повышенная сложность, размеры и стоимость мокрых ФС предопределила более широкое применение сухих ФС. В автомобилях их использование весьма ограничено.[2]

3. Предлагаемая конструкция

3.1 Нажимные устройства с периферийно расположенными пружинами

Многие отечественные ФС имеют периферийно расположенные нажимные пружины, размещенные по одной или двум концентрическим окружностям нажимного диска (рис. 3.1). Цилиндрические винтовые пружины, применяющиеся в таких конструкциях, имеют линейную характеристику. Это означает, что при износе поверхностей трения деформация пружин и их нажимное усилие будут уменьшаться. Этот недостаток менее заметен, когда применяют пружины пониженной жесткости. Однако такие пружины имеют большие габариты (длину), что, кроме затруднений в компоновке, приводит к тому, что может быть потеряна их продольная устойчивость под действием значительных центробежных сил. выборе места установки нажимных пружин следует учитывать действие на них центробежных сил. Чтобы теплота от нажимного диска не передавалась пружинам, между ними ставятся теплоизоляционные шайбы из асбокартона, паронита и других материалов на основе асбеста. Для фиксации положения нажимных пружин на диске выполняются гнезда.

Рис. 3.1. Варианты установки нажимных пружин: 1-ведущий диск; 2-теплоизолирующая шайба; 3-нажимные пружины; 4-кожух сцепления.[5]

3.2 Рычаги выключение сцепления

Отвод нажимного диска при выключении ФС с периферийными пружинами осуществляется рычажным механизмом отвода. Число рычагов в зависимости от размеров ФС колеблется от 3 до 6. Чаще всего используются кованые или штампованные рычаги. Для штампованных рычагов применяют стали типа 08КП с цианированием и последующей закалкой. Для кованых рычагов применяют стали 40...50. Иногда, поверхность рычага, контактируемая с выжимным подшипником, покрывается износостойким слоем (например, молибденом) или подвергается закалке ТВЧ.

Под действием центробежной силы рычаги могут уменьшать нажимные усилия. Для предотвращения этого явления конструкция рычагов выключения должна быть такой, чтобы их центр массы располагался ближе к оси поворота.

При выключении сцепления, когда рычаги из наклонного положения перемещаются в горизонтальное, расстояние между опорами рычага меняется. Для компенсации кинематического несоответствия движения конца рычага и нажимного диска конструкция механизма отвода должна предусматривать возможность некоторого радиального перемещения рычага.[5]

Борьба с механическими потерями в механизме отвода вызвала большое разнообразие соединений рычагов отводки с кожухом и нажимным диском. Этих недостатков в значительной мере лишена простая и надежная конструкция, показанная на рис. 3.2. Одна опора рычага 9 выполнена на игольчатом подшипнике 10, а другая состоит из ролика 12, перекатывающегося по неподвижной оси 11. Ось установлена в вилке 13, соединенной с кожухом 15 болтом 14. Роль пяты здесь выполняют регулировочные винты 16. Кинематическое несоответствие в данном механизме компенсируется перекатыванием ролика 12 по лыске оси 11.



Рис. 3.2 Механизм отвода нажимного диска (позиции - по тексту)[5]

3.3 Нажимной диск

Нажимные диски должны быть жесткими (для обеспечения равномерного давления на ведомый диск), прочными и износостойкими, иметь хорошую прирабатываемость и отсутствие склонности к задирам. Прочность обеспечивается свойствами материала, размерами диска (прежде всего толщиной) и конструкцией. С точки зрения прочности желательно, чтобы на диске не было глухих, а тем более сквозных отверстий, резких переходов от одного сопряжения к другому и других концентраторов напряжений.

Нажимные диски выполняются массивными для поглощения теплоты выделяемой при буксовании сцепления. Поверхность нажимного дика, обращенная к ведомому диску шлифуется. Для лучшего отвода теплоты нажимные диски иногда имеют вентиляционные радиальные каналы. Наиболее распространенным материалом для нажимного диска является серый чугун. Сейчас обычно применяются чугуны: СЧ 21 и СЧ 24. Стали для нажимных дисков ФС сухого типа используются намного реже, так как они склонны к схватыванию, растрескиванию, к изменению заданной формы (короблению).

Для передачи части крутящего момента двигателя этот диск должен иметь силовую связь с маховиком в тангенциальном направлении и возможность перемещения в осевом направлении при включении и выключении сцепления. Для этого в основном используют два типа соединений: паз-шип и тангенциальные упругие пластины.

Соединение паз-шип применяют для соединения нажимного диска с маховиком. В качестве направляющих могут использоваться специальные шпильки, на которых крепятся нажимной диск и кожух ФС (рис. 3.3). Нажимной диск в этом случае имеет отверстия или прорези, расположенные по его периферии

Общий недостаток рассмотренного соединения заключается в значительных потерях на трение, на преодоление которого затрачивается определенное усилие. Кроме того, в зонах трения отмечается износ, приводящий к возникновении задиров и скрипов.[5]

Рис. 3.3 Тип соединений ведущих дисков с маховиком и кожухом сцепления.[7]

3.4 Муфта выключения

Муфта подшипника выключения предназначена для передачи усилия от привода управления к вращающемуся механизму отвода нажимного диска.

Кинематика привода муфты выключения должна обеспечивать ее соосность с ведущими частями ФС и равномерное прилегание ее поверхности к рычагам или пяте механизма отвода нажимного диска. С точки зрения кинематики муфты выключения делятся на опрокидывающие и центрально-ориентированные. Опрокидывающиеся муфты непосредственно соединены цапфами 3 с вилкой выключения 4 (рис. 3.4). При включении-выключении сцепления такая муфта описывает дугу, в следствии чего возникают радиальные усилия, которые передаются на механизм отвода нажимного диска. Чтобы уменьшить эти усилия, стремятся увеличить радиус вилки 4. Такие муфты применяются для работы со сцеплениями, имеющими небольшие усилия выключения, обладают простотой конструкцией.

Муфта выключения состоит из двух основных частей: корпуса 1 (рис. 3.4) и упорного устройства 2. Здесь поверхность А контактирует с механизмом отвода нажимного диска, а поверхность Б цапфы - с деталями привода. Опорное устройство - это подшипники качения. В большинстве случаев применяются радиально-упорные подшипники с наружной вращающейся обоймой.[5]

Рис 3.4 Муфта выключения (позиции по тексту)[5]

Корпус муфты выключения делается из серого чугуна или из сталей 20...45. Для уменьшения трения между направляющей 10 и муфтой выключения, в ее корпус запрессовывают втулку из цветных металлов или неметаллических материалов. Удачный подбор материалов, в частности пористых или самосмазывающихся, обеспечивает нормальную работу соединения без ухода за ним в процессе эксплуатации. Такое решение используется на большинстве отечественных легковых автомобилей.

3.5 Ведомый диск сцепления

Ступица, диск с фрикционными накладками и гаситель крутильных колебаний составляют элементы ведомого дика. Ведомый диск воспринимает от ведущих частей крутящий момент и за счет сил трения на рабочих поверхностях передает его трансмиссии.

Основные части ведомого диска (рис. 3.5): диск-держатель 2, накладки 1 и ступица 3. Диск-держатель делается из углеродистых сталей 45, 65Р, 70, 60Г, 65Г и др. толщиной 1,0...2,5 мм. Вырубка, пробивка отверстий и радиальных прорезей, предотвращающих коробление диска при нагреве.

Крепление накладок к диску может быть жесткое, как это показано на рис. 3.5 фрикционные накладки 1 имеют стык с плоским диском 2.

Накладки делаются в виде кольца. Кольцевая форма наиболее распространена и регламентирована по размерам ГОСТ 1786-95. На поверхностях трения накладок делаются радиальные прорези (канавки). Их назначение - удаление продуктов изнашивания и вентиляция поверхностей трения. [7]

Соединение накладок с диском-держателем осуществляется заклепками



Рис. 3.5 Жесткий ведомый диск[7]

При этом накладки удерживаются от проворачивания реакцией заклепок и силой трения между диском-держателем и обратной (нерабочей) стороной накладок. В отдельных случаях применяется усиление стыка клеем, наносимым на нерабочей стороне накладок вокруг отверстий под заклепки. Заклепки располагаются в один ряд.

Используются трубчатые заклепки. Головка такой заклепки может быть плоской или конусной; последняя форма считается предпочтительнее. При применении заклепок максимальное расстояние между ними составляет 90 мм, а расстояние между краем накладки и заклепкой - не менее 20 мм.[7]

3.6 Гасители крутильных колебаний

Большинство современных ФС имеют ведомые диски с демпферами упругофрикционного типа. Упругий элемент таких демпферов представляет собой цилиндрические винтовые пружины (из высокоуглеродистых сталей), расположенные по окружности в окнах между диском-держателем и ступицей. Для рассеивания энергии крутильных колебаний в таком демпфере применяют одну или несколько поверхностей трения двух типов: «сталь по стали» или «сталь по фрикционному асбополимерному материалу (ФАПМ)». Более распространены демпферы с одной парой трения. Пары трения «сталь по стали» и «сталь по ФАПМ» для формирования трения без смазочного материала получили одинаковое распространение.

В диске (рис. 3.6) две поверхности трения: диски-демпферы 3 и диски-держатели 5. Осевая нагрузка (давление в парах трения) создается за счет сжатия ведущих и ведомых частей демпфера предварительно деформированными дисками 5, стянутыми заклепками 2. Такие гасители наиболее просты по своей конструкции, но не обладают стабильным моментом трения. При износе фрикционных колец момент трения может быть настолько уменьшен, что демпфер будет работать как обычная упругая муфта.[3]

Рис. 3.6 Ведомый диск сцепления: 1 - ступица; 2- заклепка; 3 - диск демпфера; 4 - обойма; 5 - диск-держатель; 6 - пружина демпфера[3]

Общим недостатком конструкции является то, что она эффективно работают лишь при одном нагрузочном режиме (обычно при максимальном моменте двигателя) и называются одноступенчатыми. В настоящее время существуют гасители с более сложной конструкцией, позволяющие эффективно гасить колебания при различных нагрузках (многоступенчатые демпферы.[3]

3.7 Фрикционные накладки

К накладкам предъявляется ряд требований: высокий коэффициент трения, мало изменяющийся от температуры, давления, скорости буксования; высокие износоустойчивость и прочность; плавное, пропорциональное нажимному усилию нарастание силы трения; достаточная термостойкость и теплопроводность. Для их производства используется различные технологии.

Спеченные материалы. Основные этапы производства: приготовление порошковой смеси; ее прессование под давлением; спекание в защитной среде при высокой температуре под давлением; механическая обработка. Спеченные материалы представляют собой псевдосплавы, содержащие основу и наполнители. Основа связывает компоненты и придает материалу необходимую прочность. Наполнители делятся по назначению на две группы: для предотвращения схватывания (твердые смазочные материалы); для получения необходимого коэффициента трения (фрикционные добавки).

Ударная прочность спеченных материалов невелика, поэтому такие фрикционные элементы делаются чаще всего в виде дисков, сегментов и других подобных очертании на стальной подложке (каркасе) (рис.3.7). Чтобы фрикционный элемент не проворачивался относительно ведомого диска, на подложке делаются выступы 2, которые заходят в соответствующие прорези (отверстия). [4]



Рис. 3.7 Фрикционные элементы из спеченных материалов: 1 - металлическая подложка; 2 - фиксатор от проворачивания[4]

Спеченные материалы нагреваются более равномерно, имеют высокие износофрикционные свойства в узком диапазоне механических и тепловых нагрузок Они имеют: плотность в 2... 3 раза превышающую плотность традиционных материалов (в связи с чем ведомый диск имеет большой момент инерции); более высокую стоимость. Отрицательно влияют на износ поверхностей контртел (особенно этот дефект заметен, если в качестве фрикционной добавки используют керамику и другие соединения, имеющие высокую твердость).

Из-за отмеченных недостатков спеченные материалы не могут конкурировать с композиционными полимерными материалами. Тем не менее, они применяются в ФС автомобилях большой грузоподъемности и тягачах, где условия эксплуатации очень тяжелые.

Композиционные материалы на основе полимеров содержат основу, теплостойкую арматуру и наполнитель. Основу в таких материалах называют связующим. Это органические соединения (каучуки, смолы и их комбинации). Каучуково-смоляная основа обладает недостаточно высокими механическими свойствами. Поэтому все материалы на полимерной основе содержат теплостойкую арматуру: асбест, волокна, вату и т. п. До последнего времени для армирования широко применялся асбест. В настоящее время все большее распространение получают фрикционные накладки без асбеста или с минимальным его содержанием. Это, связано с его экологической опасностью. Применение асбеста объясняется его хорошей термической стойкостью и высокой механической прочностью.

Наполнители регулируют рабочие и технологические свойства материала. 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); стабильности коэффициента трения - цинк; уменьшения износа и задирообразования - свинец.

По виду арматуры фрикционные накладки подразделяют на формованные, спирально-навитые, тканые и картонные.

Формованные накладки устанавливают на большинство грузовых автомобилей (арматура в виде коротких волокон). Смесь для формования, подвергается в прессе действию повышенных температур, затем следует термическая и механическая обработка.

Процесс производства навитых накладок включает: изготовление нити (обычно выполняются скруткой двух или более нитей из различного материала. Нити, в основном, выполняют армированными из волокон асбеста, хлопка, вискозы и металлической нити), ее пропитку специальным составом, содержащим связующее и наполнители, навивку в кольцевые заготовки, сушку заготовок, формование и вулканизацию, механическую обработку. Накладки этого типа обладают высокой прочностью в радиальном направлении, поэтому применяются на легковых автомобилях с высокооборотными двигателями.[4]

Технология изготовления тканых накладок включает: получение нити (часто нить армируется проволокой из цветных металлов или сплавов), изготовление тканой ленты, вырубку кольцевой заготовки, пропитку связующим, сушку, формование, вулканизацию и механическую обработку. Накладки этого типа имеют высокую механическую прочность, износостойкость, стабильность фрикционных свойств.

Картонно-бакелитовых или картонно-латексных накладки вместо тканой арматуры имеют картон и могут использоваться для передачи небольших моментов и при температуре не более 120С, т.е. в легких условиях эксплуатации.

Для ФС, работающих в масле, накладки делаются практически из тех же материалов, что и для трения без смазочного материала, но наиболее распространены спеченные, граффитосмоляные и формованные, тканые, картонно-бакелитовые. Их продукты изнашивания ухудшают свойства масел. В наименьшей степени это относится к графитосмоляным материалам, представляющим собой сухую смесь графита, смолы и наполнителей, соединенных в композицию под высоким давлением.[3]

3.8 Кожух сцепления

Кожух сцепления изготовляют штамповкой из листовой стали 08 или стали 10 толщиной 2,5-4 мм и центрируют относительно оси маховика с помощью центрирующих штифтом, буртиков или болтов. Форма и размеры кожуха зависят от конструкции сцепления. Для сцеплений с центральной пружиной кожух должен обладать повышенной жесткостью, так как небольшое перемещение опор рычагов по действием силы пружины при выключении может привести к уменьшению рабочего хода педали. Для таких сцеплений корпус изготовляют литьем из серого чугуна.

Наиболее эффективным конструктивным мероприятием, значительно повышающим работоспособность муфты сцепления, является снижение температуры поверхностей трения с помощью системы охлаждения. Одно из требований, предъявляемых к кожуху сцепления - обеспечение вентиляции для охлаждения рабочих поверхностей трения и удаления с них продуктов износа. Поэтому в кожухе предусмотрены вырезы и окна при условии обеспечения необходимой жесткости. Воздушная система охлаждения осуществляется созданием интенсивной циркуляции воздуха внутри кожуха сцепления и обеспечением направленного движения его по поверхностям трения (рис. 3.8). Иногда для обеспечения направленной циркуляции воздуха в картере сцепления устанавливают направляющие элементы, выполненные из тонкого стального листа.[5]

Рис. 3.8 Схема циркуляции воздуха внутри кожуха сцепления: 1 и 3 - окна для засасывали и отвода воздуха; 2 - устройство для создания направленного потока воздуха; 4-воздушный поток[5]

4. Расчет сцепления

сцепление гидравлический муфта гаситель

4.1 Выбор основных параметров сцепления

С учетом данных ГОСТ 37.001.463-87 по максимальному моменту двигателя M_{e max} = 120 Нм предварительно выбираем сцепление. В соответствии с определением с внешним диаметром сцепления и ГОСТом 1786-95 устанавливаем размеры накладок: D_н = 240 мм; D_в = 160 мм; толщина накладки = 4,0 мм.

4.2 Расчет сцепления на износ

Требуемое нажимное усилие на поверхностях трения вычисляется по формуле

где - коэффициент запаса сцепления, принимаем = 1,6;

- коэффициент трения, принимаем = 0,3;

i - число поверхностей трения, у однодискового сцепления i = 2

Удельное давление на фрикционные накладки

Величина q оказывает существенное влияние на интенсивность износа накладок и не должна превышать рекомендуемых значений (0,15…0,25 МПа)

Для расчета работы буксования используют формулы, базирующиеся на статической обработке экспериментальных данных. Для практических расчетов может быть использована следующая формула

где J_a - приведенный момент инерции автомобиля, Нмс²;

_е - угловая скорость вращения коленчатого вала, с^-1;

М - момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя, Нм

Момент инерции Ja определяют по формуле

где i_k и i₀ - передаточные числа коробки перемены передач и главной передачи, по заданию

i_k = 3,7 и i₀ = 4,3;

m_a - полная масса автомобиля, по заданию m_a = 3550 кг

Угловая скорость коленчатого вала двигателя при максимальной скорости



Угловая частота вращения коленчатого вала двигателя в момент включения сцепления

Приведенный момент сопротивления движению

где - коэффициент суммарного сопротивления дороги;

_тр - коэффициент полезного действия трансмиссии

4.3 Расчет работы буксования

Удельная работа буксования



Массу нажимного диска находим из формулы

где - доля теплоты, приходящаяся на рассчитываемую деталь, = 0,5;

с - удельная массовая доля чугуна, с = 481,5 (Дж/(кгград))

4.4 Расчет деталей

4.4.1 Нажимной диск

Нажимной диск обычно выполняется из чугуна, который имеет низкое сопротивление растяжению и при воздействии центробежных сил может разрушится. Поэтому он проверяется по величине окружной скорости. Наружный диаметр нажимного и промежуточного диска принимается на 2-3 мм больше D_н

4.4.2 Цилиндрическая нажимная пружина.

Нажимное усилие одной пружины вычисляют по формуле



где Р₁ - номинальная сила, действующая на пружину;

Z_n - число пружин;

l - рабочий ход пружины, принимаем равным 2,0 мм

При выключении сцепления деформация пружин увеличивается на величину хода l, в результате чего сила упругости возрастает до значения Р₂. Управление сцеплением не затрудняется, если усилие пружин при деформации увеличится на величину не более 10-20%,т.е.

Задаемся индексом пружины

Определяем коэффициент, учитывающий кривизну витков и влияние поперечной силы

Диаметр проволоки



С ГОСТ 14963-78 номинальный диаметр принимаем d = 4,5 мм

Средний диаметр пружины:

Жесткость пружины составляет величину

Число рабочих витков пружины:

где G - модуль упругости при кручении;

принимаем G = 80 Гпа

Полное число витков

Так как посадка витка на виток не допустима, то при предельной нагрузке Р₂, должен оставаться зазор между витками

Шаг пружины t, в свободном состоянии

Высота полностью сжатой пружины

Высота пружины в свободном состоянии

Высота пружины при предварительной деформации (под нагрузкой Р₁)

4.4.3 Расчет вала сцепления

Вал сцепления рассчитывают на кручение по максимальному крутящему моменту двигателя M_{e max}. Диаметр вала в самом узком сечении должен быть не менее



где [] - допускаемые касательные напряжения, [] = 100 МПа

В соответствии с ГОСТ 6636-69 - «Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры» расчетный диаметр вала принимаем d_в = 19 мм.

4.4.4 Ступица ведомого диска

Для применяемых соотношений элементов шлицевых соединений основным является расчет на смятие

где - коэффициент точности прилегания шлицев, = 0,75;

z - число шлицев;

F - расчетная площадь шлицев, м²;

r_ср - средний радиус шлицев, м

Рабочая площадь шлицев

где l - рабочая длина шлицев;

D и d - диаметр вершин и диаметр впадин шлицев, соответственно, м;

f - фаска у головки зуба

Средний радиус шлицев

Для применяемых соотношений элементов шлицевых соединений основным является расчет на смятие

4.4.5 Подшипник выключения сцепления

Подшипник выключения сцепления выбирается по динамической грузоподъемности. Динамическая грузоподъемность выбираемого подшипника должна быть больше динамической нагрузки на него.

Динамическая нагрузка на подшипник выключения

где Р - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

L - долговечность подшипника, млн. об.;

n - степень для шариковых подшипников, n = 3

Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле

где Q - осевое усилие на подшипник, Н;

Y - переводной коэффициент осевой нагрузки, Y = 2,3;

k_б - коэффициент безопасности, k_б = 1,55;

k_т - температурный коэффициент, k_т = 1,0

Осевое усилие, действующее на подшипник, вычисляется по формуле



где i_p - передаточное число рычагов выключения, i_p = 3

Эквивалентная динамическая нагрузка

Долговечность подшипника вычисляется по формуле

где 0,1 - коэффициент, показывающий, что время работы подшипника составляет 10% от

времени работы автомобиля;

S - пробег автомобиля до капитального ремонта, км;

n - обороты подшипника при выключении сцепления, n = 1000 мин^-1;

V_ср - средняя скорость автомобиля, V_ср = 50 км/ч

Динамическая нагрузка на подшипник выключения

По динамической нагрузке, действующей на подшипник, по справочным данным принимаем шариковый, радиальный, однорядный в кожухе с условным обозначением 360708 и габаритными размерами 40х70х18.

4.5 Расчет привода фрикционного сцепления

Передаточное число гидравлического привода выключения сцепления

где - передаточное число педали, в существующих конструкциях;

- передаточное число вилки;

- передаточное число рычага выключения;

- соотношение диаметров поршней

Полный ход педали сцепления

Определяем максимальное усилие на педаль сцепления

где _пр - КПД привода, _пр = 0,9

Все коэффициенты, формулы для расчетов, справочные данные для расчета были взяты из: 9. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Автомобили» для студентов факультета коммерческой подготовки и повышения квалификации специалистов, обучающихся по специальности 150200 - «Автомобили и автомобильное хозяйство»

5. Техническое обслуживание спроектированной конструкции

Техническое обслуживание спроектированного сцепления заключается в регулировке его привода, своевременной подтяжке болтовых соединений, смазывании вала вилки выключение сцепления и вала педали, очистке деталей от грязи.

Нужно тщательно следить за затяжкой болтов крепления картера сцепления к блоку цилиндров. Момент затяжки болтов должен быть 80...100 Нм. Болты нужно затягивать равномерно крест-накрест. Сцепление не должно пробуксовывать при включенном положении, а при нажатии на педаль должно полностью выключаться. Свободный ход педали должен составлять 30...45 мм, полный ход - 150-180 мм.

По мере износа фрикционных накладок уменьшается свободный ход педали, в результате чего сцепление может пробуксовывать. Это приводит к быстрому износу ведомого диска, износу подшипника выключения сцепления. В случае чрезмерного свободного хода (свыше 45мм) при нажатии на педаль не происходит полного выключения сцепления. Это ведет к повышенному износу ведомого диска и затрудняет переключение передач (повышается износ синхронизаторов в коробке передач).[9]

Библиографический список

1. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник / Под общ. Ред. А.И. Гришкевича.- М.: Машиностроение, 1984.

2. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкций, элемента расчета: Учебник для студентов вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство».-М.:Машиностроение, 1989.

3. Бухарин Н.А., Прозоров В.С., Щукин М.М. Автомобили. Конструкция, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля. Учебное пособие для вузов. - Л.: Машиностроение, 1973.

4. Лукин П.П. и др. Конструирование и расчет автомобиля: Учебник для студентов вузов, обучающихся по специальности «Автомобили и тракторы» / П.П. Лукин; Г.А. Гаспарянц, В.Ф. Родионов.- М.: Машиностроение, 1984.

5. Копров В.П. Конструирование и расчет автомобиля: Трансмиссия. - Владимир: Владимирский политехнический институт, 1978.

6. Сцепления транспортных и тяговых машин / Под редакцией Ф.Р.Геккера, В.М.Шарипова и Г.М.Щеренкова. - М.: Машиностроение, 1989.

7. Гаспарянц Г. А. Конструкция, основы теории и расчета автомобиля: Учебник для машиностроительных техникумов по специальности "Автомобилестроение". - М.: Машиностроение, 1978.

8. Атлас конструкций автомобилей ГАЗ-53А, ГАЗ-66, ГАЗ-52-04. Чертежи узлов и рабочие чертежи деталей. Изд. 2-е, перераб. И доп. Ч. 1. Шасси. - М.: Транспорт, 1979/

9. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Автомобили» для студентов факультета коммерческой подготовки и повышения квалификации специалистов, обучающихся по специальности 150200 - «Автомобили и автомобильное хозяйство»

Размещено на Allbest.ru