Министерствообразования и науки РФ
Федеральноеагентство по образованию
Государственноеобразовательное учреждение высшего профессионального образования
«……………………………»
Кафедра «………………………………»
Курсоваяработа
На тему
«Конструированиеи расчет фрикционного сцепления автомобиля»
Иваново 2009
Министерствообразования и науки РФ
Федеральноеагентство по образованию
Государственноеобразовательное учреждение высшего профессионального образования
«……………………………………………..»
Кафедра «………………………………………»
Расчётно-пояснительнаязаписка
На тему
«Конструированиеи расчет фрикционного сцепления автомобиля»
Выполнил: ………………
Принял: ….……………
Работа защищена
С оценкой «_________»
Дата «_____»__________2009
Иваново 2009
Содержание
Задание
1. Назначение и требования к сцеплению
2. Анализ существующих конструкций сцепления
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
4.4 Расчет вала сцепления
4.5 Ступица ведомого диска
4.6 Подшипник выключения сцепления
4.7 Расчет привода фрикционного сцепления
5. Техническое обслуживание спроектированной конструкции
Библиографический список
1.Назначение и требования к сцеплению
Сцеплениепредставляет собой узел трансмиссии, передающий во включенном состояниикрутящий момент и имеющий устройство для кратковременного его выключения.Сцепление предназначено для плавного трогания автомобиля и кратковременногоразъединения двигателя и трансмиссии при переключении передач и предотвращениявоздействия на трансмиссию больших динамических нагрузок, возникающих напереходных режимах.
С учетомназначения, места в схеме передачи энергии трансмиссией автомобиля, к сцеплениюпредъявляются следующие специфические требования:
1.Надежная передачакрутящего момента от двигателя к коробке передач. Обеспечивается необходимымзапасом момента сцепления (момента трения) на всех режимах работы двигателя,сохранением нажимного усилия в необходимых пределах в процессе эксплуатации.
2.Полнотавключения, т. е. отсутствие пробуксовывания ведущих и ведомых деталейсцепления, обеспечивающая надежную передачу крутящего момента двигателя.Достигается в эксплуатации наличием зазора в механизме выключения инедопущением попадания смазочного материала на трущиеся поверхности.
3.Полнота(«чистота») выключения, обеспечивающая полное разъединение двигателя итрансмиссии. Достигается заданной величиной рабочего хода подшипника выключенияи соответственно рабочим ходом педали сцепления.
4.Плавноевключение, обеспечивающее заданную интенсивность трогания с места автомобиляили после включения передачи. Достигается конструкцией сцепления, его привода итемпом отпускания педали водителем.
5.Предохранениетрансмиссии и двигателя от перегрузок и динамических нагрузок. Достигаетсяоптимальной величиной запаса момента сцепления, установкой в нем гасителякрутильных колебаний, специальными мероприятиями в конструкции ведомых дисков.
6.Малыймомент инерции ведомых деталей сцепления, снижающий ударные нагрузки на зубьяколес при переключении передач.
7.0беспечениенормально теплового режима работы и высокой износостойкости за счетинтенсивного отвода тепла от поверхностей трения.
8.Хорошаяуравновешенность с целью исключения «биений» и соответственно динамическихнагрузок при работе сцепления.
9.Легкость иудобство управления, возможность автоматизации процессов включения ивыключения.
К сцеплениям предъявляюти общие конструкционные требования, такие как: простота устройства, малаятрудоемкость и удобство технического обслуживания; минимальные размеры имасса; технологичность и низкая стоимость производства; ремонтопригодность;низкий уровень шума.
2. Анализсуществующих конструкций сцепления
В современномавтомотостроении применяются фрикционные, гидравлические и электромагнитныетипы сцепления.
Фрикционные сцеплениябывают: полуцентробежные, с созданием нажимного усилия пружинами, савтоматической регулировкой нажимного усилия, с созданием нажимного усилияэлектромагнитными силами (Рис. 1)
Фрикционные сцепленияполучили основное распространение.
Данный тип сцепленийнеприхотлив в эксплуатации, конструктивно прост, имеет малые трудовые затраты визготовлении и эксплуатации. Конструкция данного типа сцепления обеспечиваетвыполнение всех требований, предъявляемых к автомобильным транспортнымсредствам. Передача крутящего момента осуществляется за счет сил трениянажимным, фрикционным и опорным дисками. Обеспечение величины силы тренияосуществляется нажимными пружинами. Сцепление оборудовано узлами гашениякрутящих колебаний. Выключение и плавное включение сцепления осуществляетсясистемой рычагов и упорным подшипником.
/>
Рис 1. Фрикционноесцепление 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. 2) в основе нашло применение в транспортной технике, работающей в трудныхдорожных условиях, где требуется мягкая передача крутящего момента от двигателяк трансмиссии. Конструктивно данное сцепление сложное, критично кэксплуатационному обслуживанию, требуется постоянный контроль за состояниемдеталей сцепления и рабочей гидрожидкости. Конструкция сцепления представляетсобой гидронасос и турбину. Передача крутящего момента и плавность работыпроисходит за счет движения рабочей жидкости между насосом и турбиной.Выключение сцепления производится за счет удаления рабочей жидкости изсцепления.
/>
Рис 2. Гидромуфта: 1 –насосное колесо; 2 – турбинное колесо; 3 – клапаны опорожнения; 4 – клапанызаполнения; 5 – радиатор; 6 – предохранительный клапан; 7 – бак; 8 – насоспитания.
Электромагнитноесцепление (Рис. 3) предназначено для применения в автоматических системахтрансмиссии. Конструктивно данный тип сцеплений представляет собойэлектромагнит с ферромагнитным рабочим веществом. Включение сцепленияпроизводится подачей в катушки электромагнита рабочего напряжения. Основнойнедостаток данного типа сцепления заключается в том, что катушка сцепления вовсе время работы находится под напряжением, что сокращает срок эксплуатации,жесткое включение сцепления. Данный тип сцепления применяется в ограниченныхвидах транспортной техники.
/>
Рис 3. Электромагнитноепорошковое сцепление
1 – маховик; 2,3,6,7 –магнитопровод; 4 – обмотка возбуждения; 5 – вывод; 8 – диски из немагнитногоматериала.
3.Предлагаемая конструкция
Выборконструктивной схемы включения принятие решений по следующим вопросам: типсцепления и привода, число ведомых дисков, тип и число нажимных пружин, размерыфрикционных накладок, значение коэффициента запаса сцепления.
В современныхавтомобилях наибольшее распространение получили сухие фрикционные одно- идухдисковые сцепления с неавтоматическим механическим приводом. Другие типысцепления применяются, в основном, на специальных автомобилях. Механическийпривод применяется при размещении педали сцепления вблизи от сцепления.Гидравлический привод имеет более высокий КПД, обеспечивающий лучшуюгерметичность кабины (кузова), позволяет использовать подвесную педаль и прощепо конструкции при значительном удалении педали от сцепления и опрокидывающейсякабине.
На основаниивышеизложенного, а также достаточно высокого КПД соответствия всем требованиямк сцеплению выбираю на проектируемый автомобиль сухое фрикционное однодисковоесцепление с гидравлическим приводом.
Диафрагменные(тарельчатые) пружины получили широкое применение в сцеплениях легковых иизготовленных на их шасси грузовых автомобилях. Обычно применяют пружину, хотяизвестны конструкции с двумя пружинами (грузовые автомобили). На грузовыхавтомобилях, как правило, используются сцепления с периферийным расположениемцилиндрических витых пружин, например сцепление автомобиля ГАЗ-53.
На основаниивышеизложенного выбираю для проектируемого сцепления 9 цилиндрических витыхпружин с их периферийным расположением.
Отечественныелегковые и грузовые автомобили грузоподъемностью до 5т имеют однодисковыесцепления. Автомобили грузоподъемностью более 7т (МАЗ-500А, КАМАЗ, ЗИЛ-133Г), атакже автомобили повышенной проходимости (УРАЛ-375, МАЗ-509) имеют двухдисковоесцепление. Следовательно, для проектируемого автомобиля выбираю однодисковуюконструкцию сцепления.
Значениекоэффициента выбирают в зависимости от типа автомобиля: для легковыхавтомобилей 1.3-1.75; грузовых одиночных 1.6-2.2.; грузовых работающих сприцепом 2.0-2.5; автомобилей повышенной проходимости, работающих с прицепом2.5-3.0. Большие значения принимаются для сцеплений, работающих в тяжелыхусловиях (автобусы городского типа, автомобили-самосвалы, автомобили повышеннойпроходимости, автомобили с малой удельной мощностью).
Дляпроектируемого сцепления выбираю b = 1.8.
4. Расчетсцепления
4.1 Выборосновных параметров сцепления
С учетом данных ОСТ37.001.463-87 по максимальному моменту двигателя Memax= 190 Н×м предварительно выбираем сцепление.В соответствии с определением с внешним диаметром сцепления и ГОСТом 1786-95устанавливаем размеры накладок: Dн= 250 мм; Dв = 155 мм; толщина накладки = 4,0 мм.
4.2 Расчетсцепления на износ
Требуемое нажимное усилиена поверхностях трения вычисляется по формуле
/>
где b — коэффициент запаса сцепления,принимаем b = 1,8;
m — коэффициент трения, принимаем m = 0,3;
i – число поверхностей трения, уоднодискового сцепления i = 2
/>
Удельное давление нафрикционные накладки
/>
Величина q оказывает существенное влияние наинтенсивность износа накладок и не должна превышать рекомендуемых значений(0,15…0,25 МПа)
/>
Для расчета работыбуксования используют формулы, базирующиеся на статической обработкеэкспериментальных данных. Для практических расчетов может быть использованаследующая формула
/>
где Ja – приведенный момент инерцииавтомобиля, Н×м×с2;
wе – угловая скорость вращения коленчатого вала, с-1;
Мy — момент сопротивления движениюавтомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя, Н×м
Момент инерции Jaопределяют по формуле
/>
где ik и i0– передаточные числа коробки перемены передач и главнойпередачи, по заданию ik= 3,1 и i0= 5,3;
ma – полная масса автомобиля, позаданию ma = 3550 кг
/>
Угловая скоростьколенчатого вала двигателя при максимальной скорости
/>
Угловая частота вращенияколенчатого вала двигателя в момент включения сцепления
/>
Приведенный моментсопротивления движению
/>
где y — коэффициент суммарногосопротивления дороги;
hтр – коэффициент полезного действиятрансмиссии
/>
Расчет работы буксования
/>
Удельная работабуксования
/>
Массу нажимного дисканаходим из формулы
/>
где g — доля теплоты, приходящаяся нарассчитываемую деталь, g =0,5;
с – удельная массоваядоля чугуна, с = 481,5 (Дж/(кг×град))
/>
Исходя из массы диска иплотности материала определим толщину нажимного диска
/>
4.3 Расчетдеталей
4.3.1 Нажимнойдиск
Нажимной диск обычновыполняется из чугуна, который имеет низкое сопротивление растяжению и привоздействии центробежных сил может разрушится. Поэтому он проверяется повеличине окружной скорости
/>
4.3.2Цилиндрическая нажимная пружина
Нажимное усилие однойпружины вычисляют по формуле
/>
где Р1 –номинальная сила, действующая на пружину;
Zn – число пружин;
Dl – рабочий ход пружины, принимаемравным 3,0 мм
/>
При выключении сцеплениядеформация пружин увеличивается на величину хода Dl, в результате чего сила упругости возрастает до значения Р2.Управление сцеплением не затрудняется, если усилие пружин при деформацииувеличится на величину не более 10-20%, т.е.
/>
Задаемся индексом пружины
/>
Определяем коэффициент,учитывающий кривизну витков и влияние поперечной силы
/>
/>Диаметр проволоки
/>/>
/>С ГОСТ 14963-78номинальный диаметр принимаем d = 5,0 мм
Средний диаметр пружины:
/>
Жесткость пружинысоставляет величину
/>
Число рабочих витковпружины:
/>
где G – модуль упругости при кручении;
принимаем G = 80 Гпа
/>
Полное число витков
/>
Так как посадка витка навиток не допустима, то при предельной нагрузке Р2, должен оставатьсязазор между витками
/>
Шаг пружины t, в свободном состоянии
/>
Высота полностью сжатойпружины
/>
Высота пружины всвободном состоянии
/>
Высота пружины припредварительной деформации (под нагрузкой Р1)
/>
4.4 Расчетвала сцепления
Вал сцеплениярассчитывают на кручение по максимальному крутящему моменту двигателя Memax. Диаметр вала в самом узком сечениидолжен быть не менее
/>
где [t] – допускаемые касательныенапряжения, [t] =100 МПа
/>
В соответствии с ГОСТ6636-69 – «Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры»расчетный диаметр вала принимаем dв = 21 мм.
4.5 Ступицаведомого диска
Для применяемыхсоотношений элементов шлицевых соединений основным является расчет на смятие
/>
где a — коэффициент точности прилеганияшлицев, a = 0,75;
z – число шлицев;
F – расчетная площадь шлицев, м2;
rср – 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 применяемыхсоотношений элементов шлицевых соединений основным является расчет на смятие
/>
4.6 Подшипниквыключения сцепления
Динамическая нагрузка наподшипник выключения
/>
где Р – эквивалентнаядинамическая нагрузка, Н;
L – долговечность подшипника, млн.об.;
n — степень для шариковых подшипников, n = 3
Эквивалентнаядинамическая нагрузка определяется по формуле
/>
где Q – осевое усилие на подшипник, Н;
Y – переводной коэффициент осевойнагрузки, Y = 2,3;
kб – коэффициент безопасности, kб = 1,55;
kт – температурный коэффициент, kт = 1,0
Осевое усилие,действующее на подшипник, вычисляется по формуле
/>
где ip – передаточное число рычаговвыключения, ip = 4
/>
Эквивалентнаядинамическая нагрузка
/>
Долговечность подшипникавычисляется по формуле
/>
где 0,1 – коэффициент,показывающий, что время работы подшипника составляет 10% от времени работыавтомобиля;
S – пробег автомобиля до капитальногоремонта, км;
n – обороты подшипника при выключениисцепления, n = 1000 мин-1;
Vср – средняя скорость автомобиля, Vср = 35 км/ч
/>
Динамическая нагрузка наподшипник выключения
/>
4.7 Расчетпривода фрикционного сцепления
Передаточное числогидравлического привода выключения сцепления
/>
где /> - передаточное числопедали, в существующих конструкциях;
/> - передаточное число вилки;
/> - передаточное число рычагавыключения;
/> - соотношение диаметров поршней
/>
Полный ход педалисцепления
/>
Определяем максимальноеусилие на педаль сцепления
/>
где hпр – КПД привода, hпр = 0,9
/>
5.Техническое обслуживание спроектированной конструкции
Техническоеобслуживание спроектированного сцепления заключается в регулировке его привода,своевременной подтяжке болтовых соединений, смазывании вала вилки выключениесцепления и вала педали, очистке деталей от грязи.
Нужнотщательно следить за затяжкой болтов крепления картера сцепления к блокуцилиндров. Момент затяжки болтов должен быть 80...100 Н×м. Болты нужно затягиватьравномерно крест-накрест. Сцепление не должно пробуксовывать при включенномположении, а при нажатии на педаль должно полностью выключаться. Свободный ходпедали должен составлять 30...45 мм, полный ход – 150-180 мм.
По мереизноса фрикционных накладок уменьшается свободный ход педали, в результате чегосцепление 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).
Библиографическийсписок
1. ГОСТ 2.105-95.Общие требования к текстовым документам, — Минск, Международный совет постандартизации, метрологии и сертификации, 1996.-19 с.
2. Единая системаконструкторской документации. Общие правила выполнения чертежей М.: Изд-востандартов, 1991.-158 с.
3. Конструирование ирасчет фрикционного сцепления автомобиля, Методическое указание к выполнениюкурсового проекта по дисциплине «Автомобили». Иваново-2006 г.
4. Сцеплениетранспортных и тяговых машин. Под редакцией Ф.Г. Геккера, В. М. Шарипова, Г. М.Щеренкова. Машиностроение 1989.-340 с.