• RU
  • icon На проверке: 14
Меню

Проектирование сцепления автомобиля

  • Добавлен: 04.11.2022
  • Размер: 3 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Курсовой проект - Проектирование сцепления автомобиля

Состав проекта

icon
icon Решительный_черновик.xlsx
icon
icon
icon Пружинки.grs
icon демпферный_диск.grs
icon сТупица.grs
icon Сам_диск.grs
icon Накладки.grs
icon Сборочный_ведомый_диск.grs
icon Вал_щляйцевой.grs
icon Сцепление_со_всей_хурмой.grs
icon
icon Корзина_плюс_диафрагма.grs
icon Кольцо_от_диафрагменной_пружинки.grs
icon Корзина.grs
icon Нажимной_диск.grs
icon Нажимной_диск2.grs
icon Диафрагменныая_пружина80.grs
icon Диафрагменныая_пружина100.grs
icon Privod2.jpg
icon Курсовой_по_сцеплению.doc

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Курсовой_по_сцеплению.doc

Исходные данные .. . ..5
Внешние скоростные характеристики двигателя. . .. 10
Проектирование сцепления 13
1 Выбор основных параметров ведомого диска .. .. . ..13
2 Определение силы сжатия дисков .. .14
3 Расчет размеров нажимного диска.. . .. .15
4 Расчет диафрагменной пружины .. . .17
5 Расчет пружин демпфера крутильных колебаний .17
6 Расчет шлицевого соединения .. 18
7 Расчет деталей передающих момент с маховика на
нажимной диск . .. 18
8 Выбор привода сцепления . . .19
Библиографический список .. .20
Цель работы заключается в получении практических навыков производить подбор и элементарные расчеты на прочность деталей узлов автомобиля.
По курсу «Основы расчета автомобиля» показан вариант проектирования сцепления автомобиля: подбираются и проверяются параметры сцепления; рассчитываются нажимные и демпферные пружины детали передающие крутящий момент от маховика двигателя к нажимному диску шлицевые соединения; подбирается привод и рассчитывается его кинематика.
Мы получаем свои исходные данные из выданного задания далее производя небольшие расчёты а где-то нет мы заполняем таблицу 1
Исходные данные для проекта
Наименование параметра
Тип двигателя (дизель карбюратор)
Макс. скор. движения автомобиля
Полный вес автомобиля (гружен.)
Макс. мощность двигателя
Угловая скор. коленчатого вала при макс. мощности
Радиус качения колеса
Постоянные коэффициенты в
Передаточное число главной передачи (расчетное значение)
Передаточное число раздаточной коробки
Количество передач в коробке
Передаточные числа коробки передач (по прототипу)
Угловые скорости коленчатого вала взятые для расчета характеристик двигателя и автомобиля
Приближенно радиус качения для грузовых шин можно определить по формуле: где d – посадочный диаметр обода м; В – ширина профиля шины м. =0590
Фактор обтекаемости. где В и Н – габаритные ширина и высота автомобиля м. F=0.8*2.5*2.65=5.3 при сопротивлении воздуха k=0.6 находим произведение. kF=0.6*5.3=3.18 Н·с2м2
- максимальная угловая скорость коленчатого вала двигателя радс. Для нашего дизельного двигателя можно принять . м; Vma - «скоростное» передаточное число в коробке передач на котором достигается максимальная скорость движения автомобиля. - передаточное число раздаточной коробки на высшей передаче. =3.6*0.590*250*(80*1*1.07)=6.203
Для нашего дизельного автомобиля допустимо принять 5 = - максимальная угловая скорость коленчатого вала двигателя радс. . 2 04 N; 3 06 N; 4 08 N;.
Остальные данные заноситься в таблицу минуя расчёты.
Внешние скоростные характеристики двигателя
Для расчета сцепления необходимо знать величину максимального крутящего момента двигателя которая определяется по графику внешней характеристики момента.
Внешними называются характеристики двигателя полученные при полной подаче топлива. Независимой переменной является угловая скорость коленчатого вала e. В курсовой работе строятся графики двух внешних скоростных характеристик двигателя примерный вид которых показан на Рис. 1 и 2.
Загрузка двигателя при работе его по внешней характеристике - полная (Ne = N100% во всем диапазоне угловой скорости коленчатого вала) и степень загрузки двигателя в таком случае равна единице - р = 10 поскольку:
В формуле (1): Ne – мощность двигателя в любом режиме движения кВт при текущем значении угловой скорости коленчатого вала e; N100% - мощность двигателя при полной подаче топлива и том же значении угловой скорости коленчатого вала e.
Первой строится внешняя характеристика мощности двигателя (Рис. 1) в зависимости от угловой скорости коленчатого вала по формуле Лейдермана:
где Ne ma при скорости вращения коленчатого вала N радс (N – в задании на проектирование); Ne – мощность двигателя кВт при текущем значении угловой скорости коленчатого вала e радс и полной подаче топлива; a b c – коэффициенты формулы (в исходных данных).
Ne max - определяется по мощностному балансу на максимальной скорости движения груженого автомобиля по горизонтальной асфальтированной дороге.
Ne=145*(0.5*50250+1.5*(50250)2-1*(50250)3=22.04 Вт
Ne=145*(0.5*100250+1.5*(100250)2-1*(100250)3=54.52 Вт
Ne=145*(0.5*150250+1.5*(150250)2-1*(150250)3=90.48 Вт
Ne=145*(0.5*200250+1.5*(200250)2-1*(250250)3=122.96 Вт
Ne=145*(0.5*250250+1.5*(250250)2-1*(520250)3=145 Вт
Рис. 1. Мощность двигателя.
Далее строится характеристика крутящего момента двигателя (Рис. 2). Известно что при вращательном процессе мощность считается по формуле где М – крутящий момент; – угловая скорость вращения под действием момента. Тогда крутящий момент двигателя Ме (Н·м) можно рассчитать по формуле:
где Ne – мощность двигателя по графику Рис. 1 кВт; 1000 – коэффициент для перевода мощности из кВт в Вт.
Me=1000*50220.4=440.8 Н*м
Me=1000*10054.52=545.2 Н*м
Me=1000*15090.48=603.2 Н*м
Me=1000*200122.96=614.8 Н*м
Me=1000*250145=580 Н*м
Рис. 2. Крутящий момент двигателя
Проектирование сцепления
1 Выбор основных параметров ведомого диска
Наружный диаметр ведомого диска принимается по рекомендациям ГОСТа с учетом максимального крутящего момента двигателя (Таблица 3). Имея максимальный крутящий момент 615Н*м. Мы выбираем двухдисковое сцепление(800) с наружным диаметром ведомого диска=350мм
Выбор диаметра ведомого диска
Наружный диаметр ведомого диска Dд мм.
Крутящий момент двигателя
Однодисковое сцепление
Двухдисковое сцепление
Наружный диаметр фрикционных накладок будет равен выбранному наружному диаметру ведомого диска.
Внутренний диаметр фрикционных накладок и их толщина принимается по таблице 4 взятой также из ГОСТа. Имея наружный диаметр накладок =350мм выбираем внутренний диаметр накладок= 210 мм а толщина в свою очередь=4мм
Выбор накладок ведомого диска
Наружный диаметр накладок Dн мм.
Толщина накладок накл мм
2 Определение силы сжатия дисков
Диски (маховик ведомый нажимной) должны быть сжаты силой Рн для создания между ними момента трения Мсц. Этот момент должен превышать максимальный момент двигателя чтобы избежать пробуксовки дисков.
Таким образом момент трения между дисками Мсц превышает максимальный крутящий момент двигателя Мe max на величину определяемую коэффициентом запаса сцепления = Мсц Мe max.
= 15 18 – для грузовых автомобилей и автобусов;
Сила нажатия пружин на диски (сила сжатия дисков) Рн рассчитывается по формуле:
где Мe ma – коэффициент трения между накладками ведомого диска и ведущими дисками 03; z – число пар трения в сцеплении (у двухдискового – 4); Rср – средний радиус фрикционной накладки м:
Rср=(0.35+0.21)4=0.14м
Pн=615*1.7(0.3*0.14*4)=622321Н
Рассчитанная по формуле (7) сила Рн обеспечит необходимый момент трения между дисками однако эта же сила может при малой площади накладки создать высокое давление и выдавить из накладок смолу которая склеит диски. Кроме того малая площадь накладок во время трогания автомобиля с места приведет к высокой удельной работе буксования на поверхности накладок и вызовет в итоге их повышенный износ и нагрев.
Чтобы избежать указанные выше недостатки после расчета силы Рн производятся проверочные расчеты по давлению и удельной работе буксования.
Максимальное рабочее давление на поверхность накладки q определяется по формуле:
где Sн – фактическая рабочая площадь одной накладки с учетом отверстий под заклепки м2:
[q] – предельно допускаемое давление 02 025 МПа; Dн и Dв – наружный и внутренний диаметры накладок м.
Sн=0.85*(3.14*0.3524-3.14*0.2124)=0.052м
q=5906780.052=0.119МПа что в свою очередь меньше предельно допускаемого давления
Удельная работа буксования (МДжм2):
где Sн – суммарная (с обеих сторон ведомых дисков) площадь рабочих поверхностей накладок м2; [Ауд] – предельно допускаемая удельная работа буксования
А – полная работа буксования сцепления при трогании автомобиля с места МДж:
где Me ma н – угловая скорость коленчатого вала начала трогания с места радс для дизельных авто. В формулах М и N – угловые скорости коленчатого вала при максимальном моменте двигателя и максимальной мощности соответственно радс; в – коэффициент равный: 072 так как у нас дизельный двигатель; Jа - момент инерции автомобиля приведенный к ведущему валу коробки передач кг·м2 (применение начинается со второй передачи так как у нас грузовое авто):
где mа – полная масса автомобиля кг; rк – радиус качения колеса 0.59 м; – коэффициент учета вращающихся масс 105; Mс – момент сопротивления движению при трогании автомобиля с места приведенный к ведущему валу коробки передач Нм:
где g – ускорение свободного падения 981мс2; f – коэффициент сопротивления качению по горизонтальному асфальту 0015; – КПД трансмиссии =087
Мс=65972.25*0.015*0.59(2.9*1.07*6203*0.87)=34.865 Н*м
Ja=6597.225*1.05*0.592(2.9*1.07*6203)2=6.634 кг·м²
А=615*6.634*187.52*0.72(0.67*(615-34.865))*10-6=0.267 МДж
Ауд= 0267(4*00523)=1.276 МДж что ниже максимального показателя предельно допускаемой удельной работы буксования в 2 МДж
3 Расчет размеров нажимного диска
Диаметры нажимного диска можно принять равными диаметрам накладок.
Толщина нажимного диска определяется исходя из теплонапряженности работы сцепления.
Тепловая энергия выделяемая при буксовании дисков во время трогания автомобиля с места поглощается маховиком и нажимным диском сцепления (двумя нажимными дисками у двухдискового). Температура нажимного диска за одно трогание с места автомобиля не должна увеличиваться более чем на 15 200С. Тогда в тяжелых условиях эксплуатации при многократных включениях нагрев дисков не превысит 200 2500С что предельно для материала накладок. Чтобы нажимной диск удовлетворял указанным условиям он должен иметь достаточную массу кг:
где γ – доля от полной работы буксования А = 0267 идущая на нагрев нажимного диска. γ = 05 - для среднего диска γ = 025 - для крайнего; с – теплоемкость материала нажимного диска (чугун) 500 Джкг·градус; Δt = 15 200.
m1=0.5*0.267*106(480*15)=18.54 кг
m1=0.25*0.267*106(480*15)=9.27 кг
Массу нажимного диска можно вычислить также через его объем и плотность материала (наружный Dн и внутренний Dв диаметры диска приняты такими же как у накладок). Решая совместно два уравнения определяющих массу нажимного диска можно получить выражение для толщины нажимного диска м:
где ρ – плотность материала нажимного диска (чугун) 785·103 кгм3.
h1=18.54(3.14*0.3524-(3.14*0.2124))*7850=0.03838 м
h1=9.27(3.14*0.3524-(3.14*0.2124))*7850=0.01919 м
Толщину ведомого диска принимаем без расчетов 15 20 мм.
Заглубление заклепок должно позволить накладке истираться не менее половины своей толщины.
На срез заклепки не рассчитываются из-за высокого трения между накладками и ведомым диском.
4 Расчет диафрагменной пружины
Диафрагменная (тарельчатая) пружина используемая в автомобильном сцеплении имеет две части. Одна - с радиальными разрезами служит для выключения (отвода нажимного диска) другая – рабочая сплошного сечения находится между опорами и наружным диаметром. Опоры встроены в закругления на концах разрезов и закрепляют пружину к кожуху. Наружным диаметром пружина давит на нажимной диск создавая силу Рн.
Размеры D d d1 выбираются конструктивно в соответствии с диаметром нажимного диска и выжимного подшипника. Для упрощения расчетов можно принять: D0 = 094·D и d0 = 101· d.
D0 = 0.94*0.350=0.3288; d0 = 101·0.210=0.2121;
Толщина пружины h определяется по формуле м:
Формула (22) рассчитывается методом подстановки в левую часть значений h и их уточнение до тех пор пока в правой части не получится величина близкая к 0(для этого действия хорошо подходит команда в E Δf – уменьшение начальной деформации пружины из-за максимального износа фрикционных накладок ведомого диска (каждая накладка изнашивается примерно до половины своей толщины) м; - коэффициент соотношения диаметров; с – коэффициент равный:
Рн – 62232143 – коэффициент Пуассона = 03; Е = 2·1011 Па – модуль упругости первого рода; =1.57.
K=(0.3288-0.2121)(0.3288-0.21)=0.9823
с=3*6223.2143*0.32882*0.9823*(1-0.32)*(1.57-1)2(2*3.14*2*1011*1.57*0.448)=4.74*10-10
Затем определяется высота неразрезной части конуса пружины Н м:
где z – число пар трения 4 – т.к. двухдисковое.
H=(2*0.0042262+0.0042(3*42)0.5=0.006087м
Осевая деформация диафрагменной пружины м (при создании рабочего усилия Рн ):
=0.9823*0.006087+0.0043=0.00731
Напряжение материала диафрагменной пружины при рабочей деформации:
Эта величина не должна превышать 600 700·106 Па.
- модуль пружины =1.667.
=4*2*1011*0.0073*1.572((1-0.3)2*0.9823*0.0352*0.667)*((0.004226-0.0073120.9823)*((1.667-1-0.5108)(0.667*0.5108)+0.0042262))=63.9*106Па
5 Расчет пружин демпфера крутильных колебаний
Пружины демпфера крутильных колебаний применяются для борьбы с резонансами крутильных колебаний в трансмиссии. В то же время через них проходит весь крутящий и инерционный момент двигателя. Таким образом на каждую пружину при пиковых значениях момента приходится усилие Н:
где – коэффициент запаса сцепления 17); R – средний радиус установки пружин (расстояние от продольной оси сцепления до центра пружины – выбирается конструктивно примерно на 25 30 мм меньше внутреннего радиуса накладки) м; zпр – количество пружин в демпфере (обычно от 4 до 8); zд – количество ведомых дисков в сцеплении.
Рпр=615*1.7(0.08*6*2)=1089.0625H
Коэффициент m для демпферных пружин обычно принимается – 4 или 45. При этом коэффициент к будет соответственно равен 14 и 135.
Жесткость с для демпферных пружин принимается в пределах 100 300·103 Нм. Отсюда имеем:
где к – коэффициент учитывающий влияние на прочность витка его кривизны; [кр] = 750 ·106 Па – допускаемое напряжение кручения витка; – коэффициент 314.
d=(8*1089.0625*4*1.4(3.14*750*106))0.5=0.0045514 м
D=4*0.0045514=0.0182м
Количество рабочих витков пружины nр:
где G = 8·1010 Па – модуль упругости при кручении.
Полное число витков превышает рабочее на 1.5
np=0.00455174*8*1010(8*0.01823*150000)=4.7413
6 Расчет шлицевого соединения
Наружный D и внутренний d диаметры шлицевого вала в нашем случае соответственно равны 00525 и 004375 затем проводится проверочный расчет вала на кручение:
=615(0.2*0.043753)=36.721*106Па
Шлицы проверяются на смятие и срез.
Количество шлицев z принимаем 13. Длина шлицевой втулки после эскизной компоновки l принимается примерно 0.028 м.
см=8*615((0.05252-0.043752)*13*0.028)=16.049*106 Па
где b – ширина шлица вала (5·10-3 м).
ср=4*615((0.0525+0.04375)*13*0028*0.005)=14.04*106 Па
7 Расчет деталей передающих момент с маховика на
Момент от коленчатого вала двигателя к ведомому диску сцепления подводится с двух сторон через фрикционные накладки. С одной стороны непосредственно от маховика с другой – от нажимного диска. На нажимной диск момент попадает с маховика в большинстве случаев одним из трех способов.
В однодисковых сцеплениях момент от маховика переходит на кожух сцепления и через окна в кожухе – на приливы нажимного диска входящие в эти окна. Окно кожуха давит на прилив нажимного диска в месте их перекрытия и касания.
У двухдисковых сцеплений момент обычно передается через пазы в «глубоком» маховике в которые заходят выступы нажимных дисков.
Места контакта (перекрытия) в обоих случаях проверяются на смятие:
где γ – коэффициент распределения момента по ведущим дискам. У среднего диска двухдискового сцепления γ = 05 у крайнего нажимного диска двухдискового сцепления γ = 025; R – средний радиус – расстояние от продольной оси симметрии сцепления до центра площади (контакта) по которой идет передача момента м; п – количество выступов (или приливов) нажимного диска по которым принимается момент; F – площадь контакта одного места (площадь перекрытия) по которому идет передача момента м2.
F=0.01919*(0.01382*2)=0.000530448 м2.
см1=0.5*615(0.0005305*8*0.18) = 0.403*106 Па
см2=0.25*615(0.0005305*8*0.18) = 0.201*106 Па
С кожуха момент может попадать на нажимной диск через стальные пластины (третий способ) один конец которых закреплен к кожуху а другой – к нажимному диску. Такие пластины работают на растяжение: но на данном прототипе их нет.
8 Выбор привода сцепления
Рис. 6. Механический привод сцепления
Полный ход педали сцепления L с механическим приводом (Рис. 6) составляется из двух ходов - свободного и рабочего. Свободный ход вызван выбором зазора Δ между выжимным подшипником и рычагом. Δ (2 4)·10-3 м. После выбора свободного хода происходит перемещение нажимного диска на величину Δf =0004. Таким образом:
с (2 3)·е остальные величины берем по прототипу или же подбираем сами
L=0.03*0.05738*0.0180.0056250.010125+0.04*0.014625*0.005738*0.0180.0090.005650.010125=172.267*10-3м
После принятия размеров плеч привода определяется сила на педали сцепления необходимая для выключения Рп Н:
где Рн – сила необходимая для сжатия дисков сцепления (см. формулу (7)); i – передаточное число механизма выключения сцепления:
– КПД привода 07 08 – механического.
i=0.0538*0.018*0.0146(0.005625*0.010125*0.009)=29467
Pn=6223.2143*1.2(29.467*0.8)=316.79Н
Видим что у нас Pn больше 150 Н и поэтому мы применяем усилитель с коэффициентом ; k=2.12
Pn=6223.2143*1.2(29.467*0.8)2.12=149.43Н
Усилителем по видимому является сервопружина.
Рис 61 Механический привод cцепления
Библиографический список
Краткий автомобильный справочник НИИАТ.- М.: Транспорт 2002–202 с.

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 8 часов 38 минут
up Наверх