Конструирование и расчет фрикционного сцепления автомобиля

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Ивановский государственный политехнический университет»

Институт транспорта и транспортных технологий

Кафедра «Автомобили и автомобильное хозяйство»

Курсовой проект по дисциплине «Автомобили»

На тему: «Конструирование и расчет фрикционного сцепления автомобиля»

Выполнил: студент гр. АТ-41

Дербенев Д.А.

Проверил: ст. пр. Маркелов А.В.

Иваново 2013

Содержание

Введение

1. Назначение и требования к сцеплению

2. Анализ существующих конструкций сцеплений

3. Предлагаемая конструкция

4. Расчет сцепления

4.1 Выбор основных параметров сцепления

4.2 Расчет сцепления на износ

4.3 Расчет деталей

4.3.1 Нажимной диск

4.3.2 Цилиндрическая нажимная пружина

4.3.3 Расчет вала сцепления

4.3.4 Ступица ведомого диска

4.3.5 Гасители крутильных колебаний

4.3.6 Подшипник выключения сцепления

4.4 Расчет привода фрикционного сцепления

5. Техническое обслуживание спроектированной конструкции

Заключение

Библиографический список

Введение

сцепление привод износ фрикционный

В настоящее время автомобильный транспорт получил широкое применение в различных отраслях народного хозяйства. Более 80% грузов перевозимых в нашей стране, доставляются автомобилями. Так же с каждым годом растет количество легковых автомобилей. Повышается мощность автомобилей. Автомобиль, эксплуатируемый в условиях городского цикла, испытывает большие нагрузки на трансмиссию и в особенности на сцепление. В связи с этим к сцеплению предъявляют целый ряд требований. В зависимости от них и назначения автомобиля выбирается конструкция сцепления [1].

В процессе выполнения курсового проекта мы получаем практические навыки конструирования, расчёта на примере разработки новой конструкции агрегата (системы) автомобиля. Наряду с этим мы учимся пользоваться обязательными нормами по проектированию автомобиля (ГОСТ, отраслевые нормы и др.), чертежами, справочной литературой и другими источниками технической информации.

Решения конкретных задач, отражённые в курсовом проекте, соответствуют современному уровню в автомобильной технике.

1. Назначение и требования к сцеплению

Сцепление автомобиля 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. Вращающиеся детали сцепления относят или к ведущей части, соединенной с коленчатым валом двигателя, или к ведомой части, разобщаемой с ведущей при выключении сцепления.

Сцепление расположено между двигателем и коробкой перемены передач.

К сцеплению предъявляются следующие требования:

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.

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.

Полнота («чистота») выключения, обеспечивающая полное разъединение двигателя и трансмиссии. Достигается заданной величиной

рабочего хода подшипника выключения и соответственно рабочим ходом педали сцепления.

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

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.

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

Обеспечение нормального теплового режима работы и высокой износостойкости за счет интенсивного отвода теплоты от поверхностей трения.

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

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

Сцепления так же должны обладать и общими конструкционными требованиями, такими как: простота устройства, малая трудоемкость и удобство технического обслуживания; минимальные размеры и масса; технологичность и низкая стоимость производства; ремонтопригодность; низкий уровень шума [2].



2. Анализ существующих конструкций сцеплений

В современном автомотостроении применяются фрикционные, гидравлические и электромагнитные типы сцепления.

Фрикционные сцепления бывают: полуцентробежные, с созданием нажимного усилия пружинами (Рис. 1), с автоматической регулировкой нажимного усилия, с созданием нажимного усилия электромагнитными силами (Рис. 2)

Фрикционные сцепления получили основное распространение.

Данный тип сцеплений неприхотлив в эксплуатации, конструктивно прост, имеет малые трудовые затраты в изготовлении и эксплуатации. Конструкция данного типа сцепления обеспечивает выполнение всех требований, предъявляемых к автомобильным транспортным средствам. Передача крутящего момента осуществляется за счет сил трения нажимным, фрикционным и опорным дисками. Обеспечение величины силы трения осуществляется нажимными пружинами. Сцепление оборудовано узлами гашения крутящих колебаний. Выключение и плавное включение сцепления осуществляется системой рычагов и упорным подшипником.

Рис. 1 Фрикционное сцепление с созданием нажимного усилия пружинами: 1 - корпус, 2 - нажимной диск, 3 - маховик, 4 - ведомый диск, 5 - ход нажимного диска, 6 - нажимные пружины, 7 - рычаг выключения, 8 - выжимной подшипник, 9 - вилка выключения, 12- трос.

Рис 2. Фрикционное сцепление с созданием нажимного усилия электромагнитными силами: 1 - кожух; 2 - нажимной диск; 3 - якорь электромагнита; 4 - диск; 5 - контактные кольца; 6 - муфта блокировки сцепления; 7 - щетки; 8 - электромагнит; 9 - пружины.

Гидравлическое сцепление (Рис. 3) в основе нашло применение в транспортной технике, работающей в трудных дорожных условиях, где требуется мягкая передача крутящего момента от двигателя к трансмиссии.

Конструктивно данное сцепление сложное, критично к эксплуатационному обслуживанию, требуется постоянный контроль за состоянием деталей сцепления и рабочей гидрожидкости. Конструкция сцепления представляет собой гидронасос и турбину. Передача крутящего момента и плавность работы происходит за счет движения рабочей жидкости между насосом и турбиной. Выключение сцепления производится за счет удаления рабочей жидкости из сцепления.



Рис 3. Гидромуфта: 1 - насосное колесо; 2 - турбинное колесо; 3 - клапаны опорожнения; 4 - клапаны заполнения; 5 - радиатор; 6 - предохранительный клапан; 7 - бак; 8 - насос питания.

Электромагнитное порошковое сцепление (Рис. 4) предназначено для применения в автоматических системах трансмиссии. Конструктивно данный тип сцеплений представляет собой электромагнит с ферромагнитным рабочим веществом. Включение сцепления производится подачей в катушки электромагнита рабочего напряжения. Основной недостаток данного типа сцепления заключается в том, что катушка сцепления во все время работы находится под напряжением, что сокращает срок эксплуатации, жесткое включение сцепления. Данный тип сцепления применяется в ограниченных видах транспортной техники[3].



Рис 4. Электромагнитное порошковое сцепление

1 - маховик; 2,3,6,7 - магнитопровод; 4 - обмотка возбуждения; 5 - вывод; 8 - диски из немагнитного материала.

В автомобилях чаще всего применяются фрикционные сцепления с созданием нажимного усилия пружинами. Рассмотрим основные конструктивные схемы элементов данного вида сцеплений.

В фрикционных сцеплениях (ФС) применяют два типа пружин: цилиндрические с периферийным расположением и диафрагменную с центральным расположением.

Многие отечественные ФС имеют периферийно расположенные нажимные пружины, размещенные по одной или двум концентрическим окружностям нажимного диска. Пружины, применяющиеся в таких конструкциях имеют линейную характеристику. Это означает, что при износе поверхностей трения деформация пружины их нажимное усилие будет уменьшаться. Этот недостаток менее заметен, когда применяют пружины пониженной жесткости. Однако такие пружины имеют большие габариты (длину), кроме того может быть потеряна их продольная устойчивость под действием центробежных сил. Чтобы теплота от нажимного диска не передавалась пружинам используют теплоизоляционные шайбы из асбокартона, паронита и др. для фиксации положения нажимных пружин на диске выполняются гнезда[4].

Однако большое распространение в последнее время получили нажимные устройства с центрально расположенными пружинами в виде тарельчатой пружины (цельной или разрезной). Главная особенность данного типа пружин заключается в их нелинейной характеристике. Это имеет большое значение для сохранения в течение заданного срока службы необходимого момента трения, который прямо пропорционален нажимному усилию пружины. Кроме того, усилие необходимое для выключения ФС с тарельчатой пружиной меньше чем у ФС с винтовыми пружинами.

Отвод нажимного диска при выключении ФС с периферийным расположением пружин осуществляется рычажным механизмом отвода. Число рычагов в зависимости от размеров ФС колеблется от 3 до 6. Чаще используют 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 уменьшить 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. В одной из наиболее распространенных и надежных конструкций, имеющих относительно небольшие потери на трение, обе опоры рычага имеют игольчатые подшипники. Положение рычагов относительно нажимного диска регулируется специальной гайкой, которая имеет сферическую поверхность, что позволяет опоре рычага перемещаться по дуге для компенсации кинематического несоответствия.

Нажимные диски должны быть жесткими (для обеспечения равномерного давления на ведомый диск), прочными и износостойкими, иметь хорошую прирабатываемость и отсутствие склонности к задирам. С точки зрения прочности желательно, чтобы на диске не было глухих, а тем более сквозных отверстий, резких переходом от одного сопряжения к другому и других концентраторов напряжений. Нажимные диски выполняются массивными для поглощения теплоты выделяемой при буксовании сцепления. Поверхность нажимного диска, обращенная к ведомому диску шлифуется. Для лучшего отвода теплоты нажимные диски иногда имеют радиальные вентиляционные каналы. Наиболее распространенным материалом для нажимного диска является серый чугун СЧ 21 и СЧ 24.для передачи части крутящего момента двигателя этот диск должен иметь силовую связь с маховиком в тангенсальном направлении. Для этого в основном используют два варианта: паз-шип и тангенсальные упругие пластины. Недостатком этих соединений являются потери на трение.

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. Опрокидывающие муфты непосредственно соединены цапфами с вилкой выключения. При выключении-включении такая муфта описывает дугу, вследствие чего возникают радиальные усилия. Чтобы их уменьшить увеличивают радиус вилки. Такие муфты применяют при небольших усилиях выключения. Такие муфты обладают простой конструкцией. В сцеплениях транспортных машин всегда применяют центрально-ориентированную муфту. Её корпус установлен на направляющей, внутри который расположен вал ФС, а вилка выключения имеет свободу в радиальном перемещении. Корпус муфты выполняют из серого чугуна или сталей 20…45. Удачный подбор материалов, в частности пористых и самосмазывающихся, обеспечивает нормальную работу соединения без ухода за ним в процессе эксплуатации.

Ступица, диск с фрикционными накладками и гаситель крутильных колебаний составляют элементы ведомого диска. Ведомый диск воспринимает от ведущих частей крутящий момент и за счет сил трения на рабочих поверхностях передает его трансмиссии за счет сил трения на рабочих поверхностях. Диск-держатель выполняется из углеродистых сталей 45, 65Р, 70, 70Г, 60Г и др. толщиной 1,0…2,5 мм. Вырубка отверстий и радиальных прорезей предотвращает диск от коробления при нагреве. Крепление накладок может быть жестким и упругим. Накладки выполняются в виде кольца или сегментами. Наиболее распространены и стандартизированы кольцевые накладки. На поверхностях трения часто делаются радиальные прорези и канавки для удаления продуктов изнашивания и вентиляции поверхностей трения. Наиболее распространены три способа крепления накладок с диском-держателем: заклепками, клеем и приформовыванием. Большое распространение получило заклепочное соединение. Крутящий момент от диска передается на ступицу, имеющую внутренние прямобочные или эвольвентные шлицы. Диск соединяется со ступицей заклепками или болтами. Ведомые диски бывают двух типов: упругие и жесткие. Упругие диски получили наибольшее распространение особенно на легковых автомобилях т.к. при их использованиии повышается долговечность деталей трения, улучшается комфортабельность, увеличивается долговечность деталей трансмиссии.

Гасители угловых (крутильных) колебаний устанавливают во многих случаях между ведомым диском и его ступицей. Основным назначением демпфера служит снижение уровней крутильных колебаний в трансмиссиях, вызванных неравномерной работой поршневого двигателя и снижают уровень вибраций в трансмиссии. Основными частями демпферов являются упругий элемент, обеспечивающий угловое перемещение ступицы ведомого диска относительно его диска-держателя, и диссипационный элемент. В зависимости от последнего демпферы бывают трех видов: упругофрикционные, резинометаллические и гидравлические. Наибольшее распространение получили упругофрикционные гасители крутильных колебаний. В них обычно используются цилиндрические винтовые пружины с элементами трения без смазочного материала. Для рассеивания энергии крутильных колебаний в таком демпфере применяют одну или несколько пар трения двух типов: «сталь по стали» или « сталь по фрикционному асбестополимерному материалу».

Фрикционные накладки. К фрикционным накладкам предъявляют 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 производства накладок используют различные технологии. Спеченные материалы представляют собой псевдосплавы, содержащие основу и наполнители. Основа связывает компоненты и придает материалу необходимую прочность. Наполнители предназначены для предотвращения схватывания и получения необходимого коэффициента трения. Ударная прочность спеченных материалов невелика, поэтому они выполняются на металлической подложке (каркасе). Композиционные материалы на основе полимеров содержат основу, термостойкую арматуру и наполнитель. Основу в таких материалаз называют связующим. Каучуково-смоляная основа обладает недостаточно высокими механическими свойствами, поэтому все материалы на полимерной основе содержат термостойкую арматуру: асбест, волокна, вату. Наполнители регулируют рабочие и технологические свойства материала.

Кожух сцепления. Кожух сцепления изготавливают штамповкой из стали 08 или стали 10 толщиной 2,5…4мм и центрируют относительно оси маховика с помощью центрирующих штифтов, буртиков и 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 под 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 вентиляции. Одно из требований, предъявляемых к кожуху сцепления - обеспечение вентиляции для охлаждения поверхностей трения. Поэтому в кожухе предусмотрены вырезы и окна при условии обеспечения необходимой жесткости.



3. Предлагаемая конструкция

Выбор конструктивной схемы предполагает принятие решений по следующим вопросам: тип сцепления и привода, число ведомых дисков, тип и число нажимных пружин, размеры фрикционных накладок, значение коэффициента запаса сцепления.

В современных автомобилях наибольшее распространение получили сухие фрикционные одно- и двухдисковые сцепления с неавтоматическим механическим приводом. Другие типы сцепления применяются, в основном, на специальных автомобилях. Механический привод применяется при размещении педали сцепления вблизи от сцепления. Механический привод прост в конструкции и обслуживании. Гидравлический привод имеет более высокий КПД, обеспечивающий лучшую герметичность кабины (кузова), позволяет использовать подвесную педаль и используется при значительном удалении педали от сцепления и при опрокидывающейся кабине.

На основании вышеизложенного, а также достаточно высокого соответствия всем требованиям к сцеплению, выбираем на проектируемый автомобиль сухое фрикционное однодисковое сцепление с периферийным расположением нажимных пружин и механическим приводом.

Значение коэффициента запаса выбирают в зависимости от типа автомобиля: для легковых автомобилей 1.3-1.75; грузовых одиночных 1.6-2.2.; грузовых 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).

Для проектируемого сцепления выбираем = 1,5.



4. Расчет сцепления

4.1 Выбор основных параметров сцепления

Основные параметры сцепления (наружный и внутренний диаметра фрикционных накладок ведомых дисков; число ведомых дисков) определяются с учетом крутящего момента двигателя расчетным путем или с использованием накопленного опыта.

Ориентировочно наружный диаметр накладки определяем по формуле

, (4.1)

где - коэффициент запаса сцепления, ;

q-давление на фрикционную накладку, q=0,25 МПа;

- расчетный коэффициент трения, ;

i - число пар трения, i=2.

Тогда по формуле (4.1)

мм.

Округляем до ближайшего нормативного значения. Размеры фрикционных накладок устанавливаются ГОСТ 1786-95 - «Накладки фрикционные. Общие технические требования». В соответствии со стандартом выбираем мм и мм. Толщина накладки 3,0 мм.

Далее проводим расчет на износостойкость и нагрев деталей.

4.2 Расчет сцепления на износ

Для оценки условий работы сцепления и возможности его нормального

функционирования определяем характеристики износостойкости фрикционных накладок : удельное давление, удельная работа трения на поверхностях фрикционных накладок и повышение температуры нажимного диска сцепления.

Требуемое нажимное усилие на поверхностях трения , кН определяем по формуле

. (4.2)

Тогда

кН.

Удельное давление на фрикционные накладки , МПа определяем по формуле

. (4.3)

Тогда

МПа.

Значение удельного давления не превышает рекомендуемых значений q=0,15…0,25 Мпа [5].

Для расчета работы буксования , МДж используются формулы, основанные на статистической обработке экспериментальных данных. для расчета используем формулу

, (4.4)

где - момент инерции автомобиля, приведенный к ведущему валу коробки передач, Н·м·сІ;

- угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя, с­№;

- момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя, Н·м.

Момент инерции, Н·м·сІ определяется по формуле

, (4.5)

где - передаточное число коробки передач на первой передаче, ;

- полная масса автомобиля, кг;

- передаточное число главной передачи, .

Тогда

Н·м·сІ.

Угловая скорость вращения коленчатого вала в процессе включения сцепления зависит от множества факторов, в том числе и от частоты вращения коленчатого вала при максимальной мощности. Угловую частоту вращения для автомобилей с бензиновым двигателем определяем по формуле

. (4.6)

Тогда

с­№.

Приведенный момент сопротивления движению , Н·м определяем по формуле

, (4.7)

где - коэффициент суммарного сопротивления дороги, ;

- коэффициент полезного действия трансмиссии, .

Тогда

Н·м.

Тогда по формуле (4.4)

МДж.

Удельную работу буксования , МДж/мІ определяем по формуле

. (4.8)

Тогда

МДж/мІ.

Удельная работа буксования должна составлять МДж/мІ. значит необходимо изменить размер фрикционной накладки.

Тогда примем размер накладки: мм, мм, толщина накладки 4,5 мм.

Производим расчет по формулам (4.2; 4,3; 4.8) с новыми данными

кН.

МПа.

МДж/мІ.

В этом случае удельная работа не превышает допустимых значений.

Чрезмерный нагрев деталей может вывести сцепление из строя. Поэтому повышение температуры деталей при однократном включении сцепления рассматривается как один из критериев износостойкости сцепления.

Теплота, выделяемая в процессе буксования сцепления, отводится в массивные детали: маховик и нажимной диск. Маховик имеет значительно большую массу и температура его сравнительно невелика. При определении теплового режима определяем повышение температуры нажимного диска. За одно включение повышение температуры нажимного диска для легкового автомобиля не должно превышать 10°С.

Наружный диаметр нажимного диска принимается на 2-3 мм больше, а внутренний - на столько же меньше соответствующих диаметров фрикционной накладки. Задаваясь толщиной нажимного диска, в соответствии с плотностью материала (кг/мі) определяем его массу.

Массу нажимного диска , кг определяем по формуле

кг. (4.9)

Толщину нажимного диска примем равной

Тогда

кг.

Повышение температуры нажимного диска , °С определяем по формуле



, (4.10)

где - доля теплоты, приходящаяся на рассчитываемую деталь, ;

с - теплоемкость чугуна, с=481,5 Дж/(кг·град).

Тогда

С.

Полученное повышение температуры удовлетворяет рекомендованному значению.

4.3 Расчет деталей

4.3.1 Нажимной диск

Нажимной диск выполняется из чугуна, который имеет низкое сопротивление растяжению и при действии центробежных сил может разрушиться. Поэтому он проверяется по величине окружной скорости. Получаемое значение окружной скорости не должно превышать 65-70 м/с.

Максимальную окружную скорость , м/с определяем по формуле

. (4.11)

Тогда

м/с.

Полученное значение максимальной окружной скорости меньше максимально-допустимого значения следовательно нажимной диск не разрушится.



4.3.2 Цилиндрическая нажимная пружина

Число пружин выбираем равным 8.

Нажимное усилие одной пружины , Н вычисляем по формуле

. (4.12)

Тогда

Н

Винтовые пружины изготавливаются из проволоки по ГОСТ 9389-75 - «Проволока стальная углеродистая, пружинная. Технические условия». Выберем для изготовления пружин сталь 65 с пределом прочности МПа.

Рабочий ход пружины совпадает с ходом нажимного диска. Ход нажимного диска должен обеспечивать полное выключение сцепления. Для обеспечения чистого выключения с жестким ведомым диском примем мм.

При выключении сцепления деформация пружин увеличивается на величину хода , в результате чего увеличивается сила упругости до величины . Управление сцеплением не затрудняется, если усилие пружин при деформации увеличится на величину не более 10-20%, т.е. величину , Н определяем по формуле

. (4.13)

Тогда

Н.

Расчет пружин начинаем с определения коэффициента , учитывающего кривизну витков и влияние поперечной силы, который определяем по формуле

, (4.14)

где с - индекс пружины, с=6.

Тогда

.

Диаметр проволоки , мм определяем по формуле

, (4.15)

где - допустимое напряжение кручения, .

Тогда

мм.

Округляем до стандартного значения мм.

Средний диаметр пружины , мм определяем по формуле

. (4.16)

Тогда

мм.

Жесткость пружины , Н/м составляет величину



. (4.17)

Тогда

Н/м.

Число рабочих витков пружины n определяем по формуле

, (4.18)

где G - модуль упругости при кручении, G=83 ГПа.

Тогда

.

Полное число витков определяем по формуле

. (4.19)

Тогда

.

Так как посадка витка на виток недопустима, то при предельной нагрузке , должен оставаться зазор между витками мм.

Шаг пружины , мм в свободном состоянии определяем по формуле

. (4.20)

Тогда

мм.

Высоту полностью сжатой пружины , мм определяем по формуле

. (4.21)

Тогда

мм.

Высоту пружина в свободном состоянии , мм определяем по формуле

. (4.22)

Тогда

мм.

Высоту пружины при предварительной деформации , мм определяем по формуле

. (4.23)

Тогда

мм.

Пружины должны изготавливаться в соответствии с ГОСТ-16118-70 - «Пружины винтовые цилиндрические сжатия и растяжения из стали круглого сечения. Технические условия».



4.3.3 Расчет вала сцепления

Вал сцепления рассчитывают на кручение по максимальному крутящему моменту двигателя. Диаметр вала в самом узком месте , мм не должен быть менее

, (4.24)

где - допускаемы касательные напряжения, МПа.

Тогда

мм

Округляем до ближайшего нормального линейного размера по ГОСТ 6636-69 «Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры»мм.

4.3.4 Ступица ведомого диска

Соединение ступицы ведомого диска с валом сцепления осуществляется шлицами прямоугольного или эвольвентного профиля. Ступица на валу центрируется по боковым граням или наружному диаметру шлицев [1].

Размеры прямобочных шлицевых соединений установлены ГОСТ 1139-80 - «Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шлицевые прямобочные. Размеры и допуски», который предусматривает три серии соединений: легкую, среднюю и тяжелую. В сцеплениях используется тяжелая серия. Она предназначена для подвижных соединений, имеющих перемещения сопряженных деталей под нагрузкой и работающих в наиболее тяжелых условиях. Предварительно размеры шлицевого соединения выбираем по диметру вала , так чтобы у выбранного шлицевого соединения диметр впадин шлицев d был больше или равен , иначе возможно скручивание вала по диаметру впадин шлицевой части. Принимаем размеры шлицевого соединения , ширина шлица мм, фаска мм, радиус мм.

Для применяемых элементов шлицевых соединений является расчет на смятие

, (4.25)

где - коэффициент точности прилегания шлицев, ;

z - число шлицев;

F - рабочая площадь шлицев, мІ;

- средний радиус шлицев, м;

- допускаемое напряжение на смятие, МПа.

Рабочую площадь шлицев , мІ определяем по формуле

, (4.26)

где - рабочая длинны шлицев, мм [1].

Тогда

мІ.

Средний радиус шлицев , м определяем по формуле

. (4.27)

Тогда

м.

Тогда по формуле (4.)

МПа.

Условие соблюдается.

4.3.5 Гасители крутильных колебаний

Гасители крутильных колебаний предназначены для снижения или полного устранения высокочастотных колебаний, возникающих в трансмиссии от действия периодических возмущений, вне зависимости от конструкции работают по принципу рассеивания энергии. Наибольшее распространение получили гасители трения без смазочного материала с использованием пружин в качестве упругих элементов .

Число пружин гасителя принимаем ; пружины устанавливаются на радиусе мм в окнах длиной 25мм с предварительным сжатием. Пружины гасителя имею следующие параметры: диаметр проволоки 4мм; средний диаметр 15мм; зазор между витками 3мм; число витков 4.

Гаситель крутильных колебаний рассчитывается по моменту замыкания , Н·м , значение которого принимается равным

. (4.28)

Тогда

Н·м.

Максимальную силу сжатия пружин гасителя , Н определяем по формуле



. (4.29)

Тогда

Н.

Пружины устанавливаются в ведомом диске с предварительным сжатием. Момент предварительной затяжки , Н·м определяем по формуле

. (4.30)

Тогда

Н·м.

Фрикционная часть гасителя крутильных колебаний должна обеспечивать момент трения , Н·м равный

. (4.31)

Тогда

Н·м.

Для получения необходимого момента трения сила N, Н сжатия фрикционных элементов должна быть равной

, (4.32)

где - коэффициент трения, ;

- число поверхностей трения, .

Тогда

Н.

4.3.6 Подшипник выключения сцепления

Подшипники выключения позволяют значительно снизить трение при выключении сцепления. Иногда используются подшипники скольжения, представляющие собой пропитанные специальными маслами угольно-графитовые втулки, не требующие пополнения смазочного материала в течение всего срока службы. Гораздо чаще используют подшипники качения с защитным кожухом, смазочный материал к ним не подается при обслуживании через масленку, установленную на муфте выключения или на корпусе сцепления. В последнее время широко используют герметичные подшипники, заполненные смазочным материалом, обеспечивающим их работоспособность в течение всего срока службы автомобиля.

Применим шариковый радиальный однорядный подшипник.

Подшипник выбирается по динамической грузоподъемности. Она должна быть больше динамической нагрузки на подшипник. При выборе так же необходимо руководствоваться и размерами подшипника.

Динамическую нагрузку на подшипник , Н определяем по формуле

, (4.33)

где - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

- долговечность подшипника, млн. об.;

- степень, для шариковых подшипников .

Эквивалентную динамическую нагрузку определяем по формуле

, (4.34)



где - осевое усилие, действующее на подшипник, Н;

- переводной коэффициент, который вводится в связи с различным влиянием осевой и радиальной нагрузок на долговечность подшипника, для шариковых радиальных подшипников ;

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки на подшипник, для сцеплений автомобилей принимают ;

- температурный коэффициент, учитывающий снижение долговечности подшипника при его работе в условиях высоких температур, принимаем .

При создании нажимного усилия периферийно расположенными пружинами, осевое усилие, действующее на подшипник, определяем по формуле

, (4.35)

где - передаточное число рычагов выключения, .

Тогда

Н.

Тогда по формуле (4.34)

Н.

Долговечность подшипника определяем по формуле

, (4.36)

где - пробег автомобиля до капитального ремонта, км;

- обороты подшипника при выключении, мин­№;

- средняя скорость автомобиля, км/ч.

Тогда

млн. об.

Тогда по формуле (4.33)

Н.

По таблице [1] выбираем подшипник 360708 с динамической грузоподъемностью 10400 Н.

4.4 Расчет привода фрикционного сцепления

Удобство управления обеспечивается выбором допустимых усилий на педали и ее ходом. Установлено, что максимальные усилия, развиваемые водителем, должны быть в пределах Н, а ход педали мм. Нижние значения относятся к легковым автомобилям,а верхние - к грузовым.

Выбираем механический привод выключения сцепления.

Передаточное число привода определяем по формуле

, (4.37)

где - передаточное число педали, ;

- передаточное число вилки, ;

- передаточное число рычала выключения, (см. п. 4.3.6) .

Тогда

.

Полный ход педали сцепления , мм определяем по формуле

, (4.38)

где ? - зазор между концами рычагов выключения и муфтой выключения, мм.

Тогда

мм.

Условие соблюдается.

Максимальное усилие на педали сцепления , Н определяем по формуле

, (4.39)

где - КПД привода, для механического привода .

Тогда

Н.

Условие выполняется, а следовательно в применении усилителя нет необходимости.

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 НЧм. 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).

Заключение

Сцепление автомобиля должно отвечать многим требованиям, таким как: надежная передача крутящего момента от двигателя , полнота включения, полнота («чистота») выключения, плавное включение, предохранение трансмиссии и двигателя от перегрузок и динамических нагрузок, обеспечение нормального теплового режима работы и высокой износостойкости, легкость и удобство управления и другие. Существует несколько конструкций сцеплений, однако большинство из них применяется только на специализированных машинах. На автомобилях обычно применяется сухое фрикционное сцепление с созданием нажимного усилия пружинами. В ходе выполнения курсового проекта были рассчитаны детали сцепления, а так же определено необходимое техническое обслуживание данного узла.



Библиографический список

1. Автомобиль категории В. Учебник водителя/ Кленников В.М., Ильин Н. М., Буралев Ю. В. - М.: транспорт, 1981. - 256с.

2. Конструирование и расчёт фрикционного сцепления автомобиля : методические указания к выполнению курсового проекта / ИГАСУ; Сост. В. В. Рябинин. - Иваново, 2006. - 64 с.

3. Сцепление транспортных и тяговых машин. Под редакцией Ф.Г. Геккера, В. М. Шарипова, Г. М. Щеренкова. Машиностроение 1989.-340 с.

4. Конструирование и расчет автомобиля: Учебник для студентов втузов, обучающихся по специальности «Автомобили и тракторы» / П.П. Лукин: Г.А. Гаспарянц, В.Ф-. Родионов,- М.: Машиностроение, 1984.-376 с.

5. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник/ Под общ. Ред. А. И. Гришкевича. - М.: Машиностроение, 1984 - 272 с.

Размещено на Allbest.ru