Проектировочно-проверочный расчёт сцепления

МИНОБРНАУКИ РОССИИ

федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Санкт - Петербургский государственный экономический университет»

филиал СпбГЭУ в г. Сосновый Бор

Кафедра «Экономика и управление»

Курсовой проект по дисциплине

«Основы функционирования систем сервиса»

На тему

«Проектировочно-проверочный расчёт сцепления»

Выполнил: Базанов И.Е

Студент 4 курса,

специальности 100100

Проверила

Петренко Ю.А.

Сосновый Бор 2014г.

Введение

Перед автомобильной промышленностью поставлены задачи совершенствования конструкций транспортных средств, повышения их производительности, снижения эксплуатационных затрат, повышения надежности и всех видов безопасности. Задачей курсового проекта является выполнение проектировочно-проверочного расчёта сцепления легкового автомобиля третьего класса .

Сцепление является головным узлом трансмиссии. Оно предназначено для кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии и их соединения вновь с необходимой плавностью. Сцепление также служит для предохранения деталей трансмиссии от динамических нагрузок. Кратковременное разъединение двигателя от трансмиссии необходимо при переключении передач, при торможении автомобиля, плавное соединение - при трогании автомобиля с места, после переключения передач.

За основу принята конструкция сцепления легкового автомобиля Mercedes-Benz W212 E 250 CDI (Германия).

1. Обзор и анализ конструкций сцеплений

Сцепление представляет собой фрикционную муфту, в которой передача крутящего момента происходит за счет силы трения. Оно позволяет кратковременно отсоединять вращение коленчатого вала двигателя от вращения первичного вала коробки передач и вновь плавно соединять их.

Сцепление предназначено:

для плавного отсоединения и присоединения двигателя и

трансмиссии автомобиля;

для защиты деталей трансмиссии от перегрузок.

Сцепления классифицируют по ряду признаков: (1) по характеру, (2) способу управления, (3) тип привода, (4) вид связи.

По характеру работы на постоянно замкнутое и постоянно разомкнутое, причем первые имеют подавляющее распространение. Это объясняется тем, что большую часть времени на движущемся автомобиле сцепление включено, и, следовательно, целесообразно использовать конструкции, в которых фрикционные поверхности постоянно прижаты друг к другу и лишь в момент воздействия водителя принудительно разводятся.

По способу управления сцепления могут быть с принудительным управлением, как с усилителем, так и без усилителя, с автоматизированным управлением, автоматические сцепления.

Конструкции первого типа полностью управляются водителем. Сцепления с автоматизированным приводом снабжены автоматическими устройствами, которые управляют ими как минимум на самой сложной операции - трогании автомобиля с места. Эти устройства могут быть вакуумными, пневматическими, гидравлическими или электромагнитными, причем сам механизм сцепления чаще всего унифицируется со сцеплением, имеющим принудительное управление. В отличие от конструкций второго типа сцепления последней группы обладают внутренней автоматичностью, то есть увеличивают передаваемый момент с ростом частоты вращения вала двигателя. Такими свойствами обладают гидравлические и центробежные сцепления, которые для осуществления своей важнейшей функции ,обеспечения плавного трогания автомобиля с места, ни в каком управлении не нуждаются.

Если управление сцеплением требует больших усилий, то применяется усилитель.

По типу привода бывает механическое, гидравлическое и комбинированное: пневмомеханическим, пневмогидравлическим, электромеханическим, электровакуумным

Механический привод используется в качестве привода сцепления небольших легковых автомобилей. Данный вид привода отличает простота конструкции и невысокая стоимость. Недостатками являются большое трение в шарнирах и тросах, низкий коэффициент полезного действия , ненадежная работа. В последнее время в тросовом приводе стали применять антифрикционную трубку, которая позволила резко снизить потери на трение, из-за чего снова стали использовать такой привод на легковых автомобилях. Тросовый механический устанавливается на автомобилях «ВАЗ-2108», -2109»

На грузовых автомобилях большой грузоподъёмности устанавливают комбинированный привод: механический с пневмоусилителем «МАЗ» или гидравлический с пневмоусилителем «КамАЗ»

Сцепления в зависимости от вида связи между ведущими и ведомыми элементами бывают фрикционными, т.е. передающими крутящий момент трением, гидравлическими, т.е. момент передается жидкостью, циркулирующей между лопастными колесами и электромагнитными, т.е. момент передается за счет электромагнитного взаимодействия ведущих и ведомых частей.

При установке на автомобиле гидромуфты увеличивается плавность трогания автомобиля с места, устойчивость движения в тяжелых дорожных условиях с малой скоростью при достаточно высокой угловой скорости коленчатого вала двигателя и большом крутящем моменте (за счет проскальзывания гидромуфты). Снижаются динамические нагрузки в трансмиссии. Разобщение двигателя и трансмиссии при торможении происходит автоматически, когда скорость автомобиля снижается, что не позволяет двигателю остановиться. 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. В гидравлических сцеплениях труднореализуемо требование чистоты выключения. Гидравлические сцепления применялись на отечественных автомобилях ГАЗ-12 и МАЗ-525. В настоящее время гидромуфты в качестве отдельного агрегата не применяют. В некоторых гидромеханических передачах в определенных условиях гидротрансформатор переходит на режим гидромуфты.

Достоинством электромагнитных сцеплений является сравнительная простота автоматизации управления. Особенностью сцепления этого типа является совмещение выполнения двух функций: трогания и переключения передач одним механизмом. 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, примерно 50 Вт. Электромагнитные порошковые сцепления и сцепления с электромагнитным созданием нажимного усилия в 40-50 годы получили некоторое применение благодаря хорошей приспособленности к автоматизации управления. Однако широкого распространения, так же как и автоматические сцепления других типов, они не получили. В нашей стране электромагнитные порошковые сцепления устанавливались на автомобилях ЗАЗ для инвалидов.

. Описание устройства и работы сцепления

- нажимной диск; 2 - ведомый диск с фрикционными накладками; 3 - муфты выключения сцепления; 4 - вилка муфты выключения сцепления; 5 - валик муфты выключения сцепления; 6 - кольцо упорное; 7 - шланг смазки муфты выключения сцепления;

Рисунок 1 - Диафрагменное сцепление, работающее на отжатие

При нажатии на педаль сцепления привод сцепления перемещает вилку 4 сцепления, которая воздействует на подшипник сцепления. Подшипник оттягивает лепестки диафрагменной пружины нажимного диска.

Лепестки диафрагменной пружины отводят нажимной диск 1 от ведомого диска 2. Передача крутящего момента от двигателя к коробке передач прекращается.

При отпускании педали сцепления диафрагменная пружина приводит нажимной диск в контакт с ведомым диском и через него в контакт с маховиком. Крутящий момент за счет сил трения передается от двигателя к коробке передач.

- корпус главного цилиндра; 2 - гнездо; 3 - перепускное (компенсационное) отверстие; 4 - прокладка штуцера; 5 - штуцер; 6 - стопорная пружинная шайба; 7 - поршень главного цилиндра; 8 - уплотнительное кольцо; 9 - поршень толкателя; 10 - крючок; 11 - кронштейн педалей сцепления и тормоза; 12 - пружина сервопривода педали сцепления; 13 - оттяжная пружина педали сцепления; 14 - ограничитель хода педали сцепления; 15 - педаль сцепления; 16 - толкатель поршня; 17 - защитный колпачок; 18 - стопорное кольцо; 19 - впускное отверстие; 20 - уплотнительное кольцо (кольцевой клапан); 21 - перепускное отверстие поршня; 22 - рабочая полость цилиндра; 23 - пружина; 24 - прокладка; 25 - пробка

Рисунок 2 - Педаль и главный цилиндр сцепления

Привод сцепления гидравлический (см Рисунок 2), с подвесной педалью. Конструкция привода обеспечивает плавное включение сцепления и до минимума снижает трудоемкость технического обслуживания. Кроме того, в привод включены элементы, снижающие усилие на педали при включении сцепления.

При выключении сцепления усилие от педали через толкатель 16 передается на поршни 8 и 6, которые, преодолевая сопротивление пружины 23, перемещаются в главном цилиндре.

При этом переднее уплотнительное кольцо 20 перекрывает компенсационное отверстие 2 и полость цилиндра разобщается с бачком. Жидкость через трубку и шланг поступает в полость рабочего цилиндра, перемещая поршень 7 и толкатель 6.

Усилие от толкателя через регулировочную гайку передается на вилку выключения сцепления. Поворачиваясь относительно шаровой опоры , вилка перемещает муфту подшипника слева - направо.

Первоначально выбирается зазор между вилкой муфты выключения сцепления и бортиком корпуса подшипника . На этом заканчивается свободный ход педали сцепления, равный 25...35 мм.

При рабочем ходе педали упорный фланец, воздействуя на лепестки нажимной пружины, оттягивает через крепёжные болты ведущий диск, и передача крутящего момента на коробку передач прекращается.

. Расчётная часть

Исходные данные:

Me max - максимальный крутящий момент двигателя:

Me max= 336 Н·м

.        ω0 - угловая скорость коленчатого вала двигателя:

ω0= 201,85 рад/c

2.       ma - полная масса автомобиля:

ma = 2280 кг

3.       Uтр - передаточное число трансмиссии:

Uтр = U1 · Uгп

Uтр = 4,001·2,71 = 10,8427

.        rк - радиус качения колеса:

rк= 0,285 м

. My- момент сопротивления движению автомобиля, приведённый к ведомой части сцепления:

My=9,1 Н∙м

. Геометрический расчёт деталей сцепления

При проектировании сцепления в первую очередь выбирают число ведомых дисков и размеры фрикционных накладок.

Поэтому первым этапом проектирования сцепления является расчёт ведомого диска сцепления.

определить радиусы фрикционных накладок, влияющие на размеры других элементов сцепления;

необходимое нажимное усилие, от которого зависит размер и характеристика диафрагменной пружины; -сила, прикладываемая к педали сцепления;

передаточное число привода. Решая вместе уравнения (3) и (4), находим радиусы фрикционных накладок

Выражаем наружный диаметр фрикционных накладок через внутренний, подставляем полученное отношение в формулу, и, решая уравнение с одной неизвестной, находим RН.

 мм

Принимаем: RН=140 мм

 мм

Принимаем: Rв=82,5 мм

Находим усилие нажимной пружины из формулы (3):

Находим момент трения в сцеплении по формуле (1):

Mc=1,5∙ 336=504 Н∙м

В качестве оценочного параметра нагруженности сцеплений применяется показатель удельной работы буксования А. Поэтому, после нахождения размеров фрикционных накладок, проверяют, удовлетворяется ли условие:

где, -работа буксования, Дж;

Работу буксования рассчитаем по формуле

где, - приведённый к первичному валу коробки передач момент инерции маховика, действие которого эквивалентно действию поступа

Чтобы сцепление во включенном состоянии не пробуксовывало, максимальный момент трения в нём Mc должен в β раз превышать максимальный крутящий момент двигателя

Определим максимальный момент трения сцепления:

Mc=β∙ Me max                                                                                (1)= Q∙µ∙z∙((Rн+Rв)/2)                                                                           (2)

где, z-число пар трения;

Принимаем: z=2 [1, c.145]

Rн и Rв - соответственно, наружный и внутренний радиусы кольцевых фрикционных накладок ведомого диска;

µ - коэффициент трения накладок;

µ = 0,30 [1, c.145]

Q - суммарная сила диафрагменной пружины;

Определим суммарную силу диафрагменной пружины:

                                                                                   (3)

где, β - коэффициент запаса сцепления;

Принимаем: β=1,5 [2, c.178]

Me max - максимальный крутящий момент двигателя;

Me max= 335 Н·м

Нажимное давление пружины ограничивается допустимым давлением q:

                                                                                     (4)

где, q - допустимое давление на фрикционные накладки;

Принимаем: q=0,20 МПа [1, c.146]

Rв/Rн = (0,55…0,70)

Принимаем: Rв/Rн =0,60

Решая вместе уравнения (3) и (4), находим радиусы фрикционных накладок

Выражаем наружный диаметр фрикционных накладок через внутренний, подставляем полученное отношение в формулу, и, решая уравнение с одной неизвестной, находим RН.

 мм

Принимаем: RН=140 мм

 мм

Принимаем: Rв=82,5 мм

Находим усилие нажимной пружины из формулы (3):

Находим момент трения в сцеплении по формуле (1):

Mc=1,5∙ 336=504 Н∙м

В качестве оценочного параметра нагруженности сцеплений применяется показатель удельной работы буксования А. Поэтому, после нахождения размеров фрикционных накладок, проверяют, удовлетворяется ли условие

                                                        (5)

где, -работа буксования, Дж;

Работу буксования рассчитаем по формуле

                                                                          (6)

где, - приведённый к первичному валу коробки передач момент инерции маховика, действие которого эквивалентно действию поступательно движущегося автомобиля, колёс и деталей трансмиссии;

                                                                                   (7)

 кг∙м2

Me max - максимальный крутящий момент двигателя;

My- момент сопротивления движению автомобиля, приведённый к ведомой части сцепления;

ω0 - угловая скорость коленчатого вала двигателя:

ω0= 201,85 рад/c

По формуле (6) определяем работу буксования:

При расчёте геометрических параметров сцепления, зная нажимное усилие, необходимо определить размеры диафрагменной пружины: диаметры De, Da, Di и другие параметры.

Схема для расчёта пружины приведена на рисунке 4. Сила, действующая на нажимной диск, обозначена буквой Pн (Рн=Q), а сила прикладываемая к пружине при выключении сцепления - pвыкл. Значения этих сил отличаются друг от друга передаточным числом пружины

Рисунок 4 - Схема для расчёта диафрагменной пружины

 (8)

 [1, c.153]

 [1, c.153]

где, l1-перемещение пружины в месте приложения силы Pн;

l1=1,5

E=2∙105 МПа [1, c.153]

µп=0,26 [1, c.153]

При проектировании рекомендуют принимать:

[1, c.153]

Число лепестков n=8-20;

Принимаем

                                                                                         (9)

                                                                                         (10)

                                                                                          (11)

Число лепестков n=18

Из имеющихся формул выражаем отношение Dc к De

                                                                                       (12)

Толщину пружины принимаем:

=3,1 мм[3, c.73]

Исходя из зависимостей (9), (10), (11):

h=5,4 мм

k1=0,76

k2=0,85

Из формулы (8) выражаем диаметр De:

 мм

Из зависимостей (9), (11), (12) находим диаметры Dа, Dс, Di:

Dа=De∙k1

Dа=271∙0,76=206 мм

Dс=De∙k2

Dс=271∙0,85=230 мм=De/3,5=271/3,5=77 мм

5. Расчёт привода управления сцеплением

Рисунок 4 - Схема гидравлического механизма выключения сцепления

Определяем передаточное число привода

                                                                               (13)

72

Для удобства управления сцеплением необходимо, чтобы при проектировании гидравлического привода было удовлетворено условие:

 мм

где, Sп - полный ход педали;

s - ход нажимного диска:

s=l1

s=1,5 мм

 - свободный ход педали:

                                                                                              (15)

 - зазор между вилкой и бортиком подшипника:

=2 мм [2, c.185]

мм

 мм

Для достижения лёгкости управления должно выполняться условие

 Н                                                               (16)

где, Q - усилие на педали

 - КПД гидравлического привода:

[3, c.73]

Принимаем:

 Н

Проверочный расчёт деталей конструкции.

Рассчитаем удельную работу буксования по формуле (5)

Рассчитаем шлицевое соединение на напряжение смятия

                                                            (17)

Мр = Мe max

Zшл-число шлицев;

h и l - высота и длина поверхности контакта зубьев;

𝜓 - коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по зубьям;

𝜓=0,7…0,8 [2, c.179]

Принимаем:

𝜓=0,75

 - допускаемое напряжение на смятие:

 МПа [2, c.179]

В качестве рассчитываемых принимаем шлицы с эвольвентным профилем, так как они обладают большими преимуществами по сравнению с другими видами профилей.

При расчёте эвольвентного профиля принимаем:

h = m

rср=0,5∙m∙zшл

Основные размеры принимаем по ГОСТ 6033-80:

Модуль m=2

Число шлицев zшл=18

Длина поверхности контакта l=30 мм

rср=0,5∙2∙18=18 мм

Используя формулу (18) производим расчёт шлицевого соединения:

 МПа

При расчёте массы нажимного диска надо учитывать то, что его изготавливают из чугуна. Это делается для большей теплопроводности, так как нажимной диск воспринимает, а затем рассеивает тепло, выделяющееся при буксовании сцепления. Массу mд определяют из рас чёта сцепления на нагрев при трогании автомобиля с места. Условие, обеспечивающее нормальный тепловой режим сцепления, имеет вид

                                                                                     (18)

где, 𝜸L- коэффициент, учитывающий, какая часть работы буксования воспринимается нажимным диском:

𝜸L= 0,5 [2, c.181]

 - увеличение температуры диска при одном трогании автомобиля с места:

 = 5…15 К

Принимаем:  = 10 К [1, c.151]

С - удельная теплоёмкость чугуна:

с=482 Дж/кг∙К [2, c.181]

Находим массу диска: кг

Проверочному расчёту подвергают диафрагменную пружину в наиболее нагруженном месте - в середине основания при выключенном сцеплении и деформации пружины при l1=h

 ,                                          (19)

где, D=(Dc-Da)/ln(De/Da)                                                             (21)

D=(271-206)/ln(271/206)=240 мм

 = 2h/( De-Da)                                                                            (22)

=(2∙5,4)/(271-206)=0,1660

Pвыкл=Рн(De-Dc) /Dc                                                                  (23)

Pвыкл=7550∙(271-230)/271=1142,2 Н

Тогда:  416 МПа

Наиболее рациональным является использование стали 60Г с т=785 МПа.

Заключение

В курсовом проекте было рассчитано сцепление для автомобиля.

Произведён проектировочно-проверочный расчёт сцепления, в результате которого определены радиусы фрикционных накладок, RН=140 мм, Rв=82,5 мм; размеры диафрагменной пружины, De=271 мм, Dа=206 мм, Dс=230 мм, Di=77 мм; масса нажимного диска, md=3,4 кг; произведена проверка на удельную работу буксования, Аб.уд=39,98 Дж/см2;подобран материал диафрагменной пружины - сталь 60Г.

Предложен материал фрикционных накладок, который является наиболее экологически чистым и позволяет добиться меньших затрат энергии -мягкая метало - керамика.

Разработанное сцепление имеет ряд преимуществ перед сцеплением прототипа:

В результате оптимального подбора параметров сцепления, удалось сократить радиусы фрикционных накладок и диаметры диафрагменной пружины, у автомобилей с таким же моментом RН=150 мм, Rв=87,5 мм. Применение диафрагменной пружины, работающей на отжатие дало возможность несколько уменьшить длину сцепления, а также, благодаря большему передаточному числу пружины, уменьшился свободный ход педали, он повлиял на полный ход, который ограничен - 150…180 мм Уменьшение свободного хода позволило удовлетворить это условие, Sп=127 мм; Не потребовалось применение усилителя гидропривода, что значительно упростило конструкцию.

Ведомый вал:

Te2 = T2 = 113,39 × 103 Н×мм

Wp - полярный момент сопротивления сечения кручению

Wp»0,2 dв

Подставляем значения в условие прочности, получим ведущий вал

Полученный результат округляем по ГОСТ6636-69 до ближайшего большего значения из ряда R40 [2,С.161]

Принимаем dв1 =21 мм

Ведущий вал редуктора соединяется с валом двигателя с помощью муфты, чтобы осуществить соединение валов стандартной муфтой необходимо уровнять диаметр ведущего вала с валом двигателя. При этом должно выполняться соотношение

dв1/dдв =0,75

dдв = 32 мм

dв1 = 0,75·32 = 24 мм

Принимаем dв1 = 24 мм

Принимаем согласив с ГОСТ 6636-69 [2,с161]

Ведомый вал:

Полученный результат округляем по ГОСТ6636-69 до ближайшего большего и значения из ряда R40 [2,С.161]

Принимаем dв2 = 30 мм

Основные нагрузки, действующие на валы, возникающие в зубчатом зацеплении

Fa = 126,9 Н

Fr = 381,11 Н

Собственный вес вала и насаженных на нем деталей не учитываем, поскольку они играют роль лишь в весьма мощных передачах, где сила тяжести деталей выражается величиной того же порядка, что и силы зацеплении

Силы трения в опорах не учитываются. Большинство муфт, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов, нагружают вал дополнительной силой Fм

Н

где Tе2 - вращающий момент

На тихоходном валу редуктора, где вращающий момент значителен, должна быть предусмотрена расчетная консольная нагрузка Fм, приложенная к середине выступающего конца вала. Направление силы Fм в отношении окружной силы Ft может быть любое, так как зависит от случайных неточностей монтажа, поэтому в расчетных схемах силу Fм, направляем так, чтобы она увеличивала напряжение от окружной силы Ft (худший случай).

На расчетных все силы, действующие на вал, а так же вращающие моменты изображаем как сосредоточенные, приложенные в середине ступиц, хотя в действительности они распределены

по длине ступицы

Диаметры под подшипники:

Ведущий вал:

dп1 = dв1 + 2t [2,с.37]

dп1 = 24 + 2 ×·2 = 28 мм

Принимаем dп1 = 30мм

Ведомый вал:

dп2 = dв2 + 2t [2,с.37]

dп2 = 28 + 2·× 2 = 34 мм

Принимаем dп2 = 35 мм.

Диаметр под колесо:

dк2 = dп2+3,2r [2,с.37]

dк2 = 35 +3,2·× 2 = 41,4 мм

Принимаем dк2 = 41 мм

сцепление двигатель трансмиссия автомобиль

Список литературы

1 Гришкевич А.И. Проектирование трансмиссий автомобилей. -М.: Машиностроение, 1994

Гаспарянц Г.А. Конструкция, основы теории и расчёта автомобиля. - М.: Машиностроение, 1988

Высоцкий М.С. Грузовые автомобили. - М.: Машиностроение, 1995 г.

Вишняков Н.Н. Автомобиль. - М.: Машиностроение, 1986

Осепчугов В.В. Автомобиль. Анализ конструкций, элементы расчёта. - М.: Машиностроение, 1989

ГОСТ 1.105-95 - Общие требования к оформлению текстовых документов