• RU
  • icon На проверке: 7
Меню

Сцепление легкового автомобиля

  • Добавлен: 25.05.2016
  • Размер: 2 MB
  • Закачек: 3
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Сцепление легкового автомобиля ВАЗ-2101.

Состав проекта

icon
icon
icon Moy_KR.doc
icon privod_stseplenia.cdw
icon rabochy_tsilindr.cdw
icon Speifikatsia_privoda.cdw
icon Spetsif_k_stsepleniyu.cdw
icon Stseplenie_VAZ_v_sbore.cdw
icon vedomy_disk.cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Moy_KR.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ
САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
АРХИТЕКТУРНО-СТРОИТЕЛЬНЫЙ
Факультет автомобильно-дорожный
Кафедра организации перевозок управления и безопасности на автомобильном транспорте
Поснительная записка к курсовому проекту
РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ АВТОМОБИЛЯ ВАЗ-2101
Доцент кафедры ОПУБАТ к.т.н. В.Н.Федотов
Задание на курсовой проект
Необходимо выполнить проверочный расчет сцепления автомобиля ВАЗ-2101 в который входит расчеты на прочность долговечность износостойкость и нагрев при условии что крутящий момент двигателя увеличен по сравннию с номинальным в 13 раза.
Назначение сцепления. Требования к сцеплению .. 5
Классификация сцеплений 6
Основные неисправности сцепления ..12
Эксплуатация сцепления ..12
Анализ использования различных видов конструкции ..13
Выбор конструктивной схемы 14
Материалы применяемые для изготовления основных деталей сцепления . 15
Построение характеристики нажимной пружины .16
Расчет привода управления сцеплением ..19
Определение коэффициента запаса сцепления .20
Расчет на износостойкость:
1.Удельная работа буксования 22
Работа буксования при резком включении сцепления 24
Работа буксования при плавном включении сцепления .27
2.Нагрев механических деталей сцепления .28
Расчет элементов сцепления
1.Тарельчатая пружина .. 29
2.Пружины гасителя крутильных колебаний 31
3.Фрикционные диски .32
4.Заклепки ведомого диска 33
5.Шлицы ступицы ведомого диска ..34
6.Детали передающие крутящий момент от маховика двигателя к нажимному диску .35
Библиографический список 38
Графические материалы
Чертеж сцепления в сборе со спецификацией
Рабочие чертежи ведомого диска и рабочего цилиндра привода сцепления
ВАЗ-2101 «Жигули» — советский заднеприводный легковой автомобиль с кузовом типа седан. Первая модель выпущенная на Волжском автомобильном заводе. На базе ВАЗ-2101 было создано так называемое «классическое» семейство автомобилей ВАЗ находящееся на конвейере до настоящего времени.
За выпуск данной модели в мае 1972 года Волжскому автомобильному заводу была вручена Международная премия «Золотой Меркурий». В 2000 году ВАЗ-2101 был назван лучшим отечественным автомобилем XX века по результатам всероссийского опроса проведённого журналом «За рулём». За все время производства (с 1970 по 1988 годы) Волжский автомобильный завод дал жизнь 485 млн автомобилей ВАЗ-2101 всех модификаций с кузовом седан.
Первые шесть автомобилей ВАЗ-2101 были собраны 19 апреля 1970 года ритмичная же работа главного конвейера началась в августе. До конца года в Тольятти собрали 21 530 «единичек» в 1971 году это количество возросло до 172 175 автомобилей а пик выпуска ВАЗ-2101 пришелся на 1973 год когда было собрано 379 007 экземпляров. На проектную мощность завод вышел в 1974 году. Некоторые характеристики автомобиля и его современного аналога (ВАЗ 2107) представлены в табл.1.
На автомобилях установлено однодисковое сухое сцепление с диафрагменной нажимной пружиной и гасителем крутильных колебаний (демпфером) на ведомом диске. Для управления сцеплением служит ножная педаль с сервопружиной и гидравлический привод выключения с бачком для жидкости установленным на щите передка автомобиля.
Таблица 1. Характеристики автомобилей: прототипа и современного аналога
Снаряженная масса кг
в т.ч. на переднюю ось кг
в т.ч. на заднюю ось кг
Максимальная мощность при 5600 обмин кВт
Максимальный крутящий момент при 3400 обмин
Назначение сцепления. Требования к сцеплению
Сцепление предназначено для плавного трогания автомобиля с места кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии при переключении передач и предотвращения воздействия на трансмиссию больших динамических нагрузок возникающих на переходных режимах и при движении по дорогам с плохим покрытием. При конструировании фрикционных сцеплений помимо основных требований (минимальная собственная масса простота конструкции высокая надёжность и т.п.) необходимо обеспечить следующее:
надёжную передачу крутящего момента от двигателя к трансмиссии при любых условиях эксплуатации;
плавное трогание автомобиля с места и полное включение сцепления;
чистота выключения – полное отсоединение двигателя от трансмиссии с гарантированным зазором между поверхностями трения;
минимальный момент инерции ведомых элементов сцепления для более лёгкого переключения передач и снижения износа поверхности трения в синхронизаторе;
необходимый отвод теплоты от поверхности трения;
предохранение трансмиссии от динамических перегрузок;
поддержание нажимного усилия в заданных пределах в процессе эксплуатации;
минимальные затраты физических усилий на управление;
хорошая уравновешенность;
общие требования: обеспечение минимальных размеров и массы простота устройства и обслуживания технологичность ремонтопригодность низкий уровень шума.
Классификация сцеплений
) По характеру работы сцепления делятся 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 передачи крутящего момента сцепление бывает: фрикционное гидравлическое электромагнитное.
Рис.1. Фрикционное сцепление передает крутящий момент за счет сил трения
Рис. 2. Схемы сцеплений: а - гидравлического; б - электромагнитного порошкового
Принцип работы гидравлического сцепления (гидротрансформатора)
Рабочие лопатки реактора перекрывают контур циркуляции рабочей жидкости в той его части где она возвращается от турбины к насосу. Таким образом в самом начале разгона когда насосное колесо вращается существенно быстрее турбинного неподвижные лопатки реактора “подкручивают” поток масла позволяя гидротрансформатору плавно и бесступенчато увеличивать крутящий момент на выходе. При этом сохраняя неизменным обороты и крутящий момент двигателя. Однако когда турбинное колесо раскручивается до оборотов насосного (снижение нагрузки на выходе) неподвижный реактор создаёт бесполезное сопротивление. Для устранения связанных с этим потерь реактор устанавливается на муфте свободного хода. В момент трогания с места или движения в сложных условиях муфта блокируется а после разгона – расклинивается и реактор начинает вращатся вместе с насосом и турбиной. Таким образом гидротрансформатор превращается в обычную гидромуфту что позволяет снизить потери.
Рис. 3. Гидротрансформатор в разрезе
Принцип работы электромагнитного сцепления
Электромагнитное сцепление имеет три основные части: неподвижный корпус с обмоткой возбуждения закрепленный в картере сцепления ведущую часть соединенную с валом двигателя и ведомую часть передающую крутящий момент на первичный вал коробки передач.
При прохождении электрического тока по обмотке возбуждения вокруг нее возникает замкнутый кольцевой магнитный поток показанный стрелками. Этот поток проходит через зазоры А Б и зазор В. Силовое взаимодействие деталей через магнитный поток пересекающий зазоры ничтожно мало но оно возрастает во много раз если их заполнить специальным железным порошком. Этим порошком заполнен зазор А между ведущей и ведомой частями сцепления. При прохождении магнитного потока через порошок его частицы концентрируются вдоль магнитных силовых линий образуя «жесткие нити» соединяющие ведущую и ведомую части. При выключении электромагнита порошок вновь приобретает подвижность и сцепление выключается.
) По способу управления различают сцепление с принудительным управлением с усилителем и без усилителя а также с автоматическим управлением.
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.
) По типу привода сцепление бывает с механическим гидравлическоим и комбинированным: пневмомеханическим пневмогидравлическим электромеханическим электровакуумным приводом
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 привод устанавливается на автомобилях «ВАЗ-2108» -2109» (см. рис. 4).
Привод сцеплений легковых автомобилей в основном гидравлический (см. рис. 5). Преимуществами гидравлического привода являются более высокий КПДчем у механического простота осуществления дистанционного управления. Однако гидроприводу присущи и недостатки: необходимость удаления воздуха из трубопроводов и рабочих цилиндров большая масса и сложная конструкция деталей привода.
На грузовых автомобилях большой грузоподъёмности устанавливают комбинированный привод: механический с пневмоусилителем «МАЗ» или гидравлический с пневмоусилителем «КамАЗ»
Рис. 4. Схема механического привода сцепления : 1 - контргайка; 2 - регулировочная гайка; 3 - нижний наконечник троса; 4 - защитный чехол троса; 5 - кронштейн крепления троса; 6 - нижний наконечник оболочки троса; 7 - оболочка троса; 8 - поводок троса; 9 – уплотнитель; 10 - верхний наконечник оболочки троса; 11 - верхний наконечник троса; 12 - кронштейн педали сцепления; 13 - пружина педали сцепления; 14 - педаль сцепления; 15 - упорная пластина.
Рис. 5. Гидравлический привод сцепления: 1-педаль сцепления; 2-главный цилиндр привода сцепления; 3-кронш-тейн; 4-бачок гидропривода; 5-соединительный трубопровод: 6-штуцер для прокачки гидропривода на рабочее цилиндре; 7-штуцер для прокачки гидропривода на главном цилиндре; 8-рабочий цилиндр привода сцепления; 9-толкатель.
) По способу создания нажимного усилия сцепления делятся на центробежное полу-центробежное электромагнитное пружинное (бывает с центральной: коническая цилиндрическая диафрагменная или с периферийными пружинами).
Снижение затрат физических усилий на управление в разной степени может быть достигнуто при применении полуцентробежных или центробежных сцеплений. Центробежное сцепление автоматизирует управление лишь частично. В некоторых конструкциях автоматических сцеплений центробежное сцепление применяется в качестве одного из его элементов. Опыт использования полуцентробежных сцеплений (см. рис. 6) 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
Рис. 6. Схема полуцентробежного сцепления: 1-центробежный грузик; 2-пружина
Применение диафрагменной пружины в сцеплении позволяет упростить конструкцию так как число деталей сцепления сокращается примерно в 2 раза а длина сцепления уменьшается в результате совмещения одной деталью функций нажимной пружины и рычагов выключения. Диафрагменная пружина обеспечивает равномерное распределение нажимного усилия по всей накладке. Важным преимуществом диафрагменной пружины по сравнению с периферийными является то что при повышенной угловой скорости центробежные силы не искажают ее характеристику. Сцепления с диафрагменными пружинами нашли широкое применение не только на легковых но и на грузовых автомобилях и автобусах. Ранее возможности использования диафрагменных пружин были ограничены технологическими трудностями их изготовления которые в настоящее время преодолены.
В сцеплениях с периферийными пружинами последние деформируются под действием центробежных сил в результате чего снижается нажимное усилие. Поэтому применение диафрагменных пружин предпочтительнее. В процессе эксплуатации сцепления традиционной конструкции изнашивание ведомого диска ведет к значительному снижению нажимного усилия. Как следствие - пробуксовка. В свою очередь диафрагменная пружина при той же величине износа не только не снижает нажимное усилие а наоборот - наблюдается его некоторое возрастание и лишь потом снижение. Характеристика подбирается таким образом что ведомый диск начинает проскальзывать еще до достижения предельно допустимой степени износа фрикционных накладок. Тем самым замена узла становится необходимой до появления серьезных дефектов например повреждения нажимных поверхностей заклепками.
) По форме поверхностей трения различают дисковые конусные и барабанные сцепления. Барабанные сцепления используются редко а конусные вышли из употребления уже более полувека назад в частности из-за сложности обеспечения небольшого момента инерции ведомых элементов.
) По числу ведомых дисков сцепления бывают одно- двух- и многодисковые. Однодисковые и двухдисковые как правило работают без смазочного материала и их называют сухими многодисковые работают в масляной ванне.
Наибольшее распространение получили однодисковое сцепления т.к. они наиболее дешевые и имеют более простую конструкцию. Возможности однодискового сцепления ограничены тем что при увеличении расчетного крутящего момента его диаметр должен стать слишком большим. Это нежелательно из-за возрастания скорости скольжения периферийных областей накладок при буксовании сцепления.
Выходом является применение двухдисковых сцеплений отличающихся от однодисковых добавлением одного ведомого и одного промежуточного ведущего дисков.Такие сцепления по сравнению с рассчитанными на передачу того же крутящего момента однодисковыми имеют несколько меньший диаметр большую плавность включения но худшую чистоту выключения.
Многодисковым сцеплением называется сцепление в котором число ведомых дисков более двух.Применение большого количества дисков позволяет передавать большой вращающий момент при сравнительно небольших габаритах сцепления по диаметру и небольшом нажимном усилии пружин.Многодисковое сцепление имеет небольшое распространение и применяется главным образом в тяжелых грузовых автомобилях и автобусах Ограниченное применение многодискового сцепления обусловлено сложностью конструкции и недостаточной чистотой выключения.
Рис.7. Схема многодискового сцепления
Основные неисправности сцепления
Сцепление «ведет» (выключается не полностью) из-за большого свободного хода педали сцепления перекоса нажимного подшипника коробления ведомого диска или поломки пружин. Для устранения неисправности следует отрегулировать свободный ход педали удалить воздух из гидропривода заменить неработоспособные диски и пружины.
Сцепление «пробуксовывает» (включается не полностью) из-за малого свободного хода педали замасливания или износа фрикционных накладок ведомого диска поломки пружин. Для устранения неисправности необходимо отрегулировать свободный ход педали промыть или поменять диски пружины.
Сцепление включается резко вследствие заеданий в механизме привода задирах на рабочих поверхностях дисков маховика и разрушения фрикционных накладок ведомого диска. Для устранения неисправности следует заменить неисправные узлы привода устранить задиры на поверхностях дисков заменить ведомый диск.
Подтекание тормозной жидкости в приводе выключения сцепления возможно из главного или рабочего цилиндров а также в соединительных трубках. Для устранения неисправности следует визуально определить место утечки и заменить неисправные узлы с последующей прокачкой всего гидропривода (удалить из него воздух).
Эксплуатация сцепления
При эксплуатации автомобиля необходимо периодически проверять уровень в бачке питающем жидкостью гидравлический привод сцепления. Если уровень окажется меньше нормы то его обязательно следует восстановить долив тормозной жидкости. В противном случае когда ее уровень понизится до нуля усилие вашей ноги на педали сцепления будет передаваться в никуда.
Пониженный уровень жидкости или неправильная регулировка сцепления может привести к тому что передачи на вашем автомобиле будут включаться с огромным усилием или вообще включаться не будут. И если при полностью нажатой педали сцепления вам все-таки удастся «впихнуть» первую передачу то автомобиль самопроизвольно начнет медленное движение хотя в данный момент двигатель еще должен быть отделен от ведущих колес. Как это может случиться и почему машина едет? Описанная неприятность называется - сцепление ведет. Суть происходящего в следующем. В то время когда ведомый диск сцепления не должен иметь контакта с маховиком он все-таки за него немного цепляется и поэтому часть крутящего момента передается на вал коробки передач и далее на ведущие колеса.
Со сцеплением может случиться неприятность и другого рода. Так как каждый раз отпуская педаль сцепления мы заставляем обе поверхности ведомого диска сильно тереться о железный маховик и не менее железный нажимной диск то естественно боковые поверхности ведомого диска со временем изнашиваются. Это нормальный процесс предусмотренный конструкцией автомобиля и ведомый диск является расходным материалом. Однако наступает момент когда и первая передача включена и педаль сцепления наверху и «газуете» вы так что у проезжающих мимо водителей «сердце кровью обливается». Но износ накладок ведомого диска уже настолько велик что теперь он не зажимается между маховиком и нажимным диском с должным усилием и прокручиваясь не передает крутящий момент от двигателя к трансмиссии. Описанное явление называется – сцепление пробуксовывает.
Конечно здесь описан пример совсем уж глухого и слепого водителя потому что машина намного раньше «предупреждала» его о том что такой случай может произойти в ближайшее время. Еще раньше на подходе к максимальному износу ведомый диск начал пробуксовывать сначала на четвертой передаче затем на третьей и так далее. Начало критического износа легко определить двигаясь на четвертой передаче со скоростью 40 – 45 кмч. Если при активном нажатии на педаль газа обороты двигателя начинают увеличиваться а машина продолжает движение с постоянной скоростью то в подтверждение своей догадки вы еще и унюхаете специфический запах «подгорающих» накладок диска. Значит пора покупать новый диск.
«Шелест» в районе сцепления и его пропадание при полностью нажатой педали сцепления означает что вы должны готовится к замене выжимного подшипника. Резкие старты и ускорения машины постоянное держание ноги на педали сцепления при движении ведут к ускоренному износу не только сцепления но и других агрегатов автомобиля. Укорачивает срок службы сцепления и еще одна плохая привычка. Это когда водитель долго удерживает педаль сцепления в нажатом состоянии например на все время остановки перед красным сигналом светофора.
Анализ использования различных видов конструкций
На современных автомобилях обычно устанавливают одно- или двухдисковые фрикционные сцепления с принудительным управлением. Такие конструкции позволяют обеспечить основные требования предъявляемые к сцеплениям.
Однодисковые сцепления просты в изготовлении и обслуживании обеспечивают хороший отвод теплоты от пар трения имеют небольшую массу и высокую износостойкость.
Двухдисковые сцепления вызывают необходимость использования повышенного усилия выключения имеют большие габариты значительный момент инерции ведомых деталей и увеличенный ход выключения.
На многих современных автомобилях и автобусах устанавливают автоматические сцепления для обеспечения плавного трогания с места и переключения передач автоматически.
Выбор конструктивной схемы
Схема сцепления автомобиля ВАЗ 2101 представлена на рис. 8.
Сцепление на автомобиле установлено на маховике и закрытым алюминиевым картером который крепится четырьмя болтами к блоку цилиндров. С другой стороны картер соединен с картером коробки передач.
Рис. 8. Схема сцепления автомобиля ВАЗ-2101:
— маховик; 2 — ведомый диск сцепления; 3 — корзина сцепления; 4 —выжимной подшипник с муфтой; 5 — бачок гидропривода сцепления; 6 —шланг; 7 — главный цилиндр гидропривода выключения сцепления; 8 — сервопружина педали сцепления; 9 — возвратная пружина педали сцепления;10 — ограничительный винт хода педали сцепления; 11 — педаль сцепления;12 — трубопровод гидропривода выключения сцепления; 13 — шаровая опора вилки; 14 — вилка выключения сцепления; 15 — оттяжная пружина вилки выключения сцепления; 16 — шланг; 17 — рабочий цилиндр гидропривода выключения сцепления; 18 — штуцер прокачки сцепления.
На шлицах первичного вала коробки передач свободно установлена ступица на которой установлен ведомый диск разделенный радиальными прорезями на двенадцать секторов. К ведомому диску сцепления с двух сторон приклепаны фрикционные накладки из специального материала. Крутящий момент от ведомого диска на его ступицу передается через пружинно-фрикционный демпфер (гаситель крутильных колебаний).
Корзина сцепления автомобиля крепится к маховику шестью болтами и включает в себя нажимной диск кожух и диафрагменную нажимную пружину. Нажимной диск подвижно закреплен на кожухе. Под действием диафрагменной пружины ведомый диск сцепления зажимается между нажимным диском и маховиком.
Выключение сцепления на автомобиле осуществляется гидравлическим приводом с подвесной педалью. Педаль сцепления установлена на общей с педалью тормоза оси закрепленной на кронштейне перегородки моторного отсека. К верхней части педали сцепления присоединена пружина снижающая усилие выключения сцепления. К педали сцепления шарнирно крепится толкатель. Толкатель полусферическим концом входит в гнездо поршня главного цилиндра привода выключения сцепления. Ход педали сцепления с одной стороны ограничен регулировочным винтом а с другой — ходом поршня в цилиндре.
Материалы применяемые для изготовления основных деталей сцепления
Рабочие пружины изготавливаются из стали Сталь 65Г.
Ведущий диск изготавливают из серого чугуна СЧ 28-48 СЧ 32-52 обладающего хорошими противозадирными и фрикционными свойствами при работе в сочетании с фрикционными накладками.
Ведомый диск изготавливают из стали обладающей повышенной упругостью.
Ступица ведомого диска изготавливают из стали марок Сталь 40 и Сталь 40Х.
Фрикционные накладки ранее изготавливались из асбеста металлических наполнителей и связующего вещества (синтетические смолы каучук) теперь из-за токсичности асбест заменён другими веществами.
Рычаг выключения сцепления их оси и опорные вилки изготавливаются из мало- или среднеуглеродистой стали и подвергают цианированию до твёрдости HRC 56-60.
Кожух сцепления изготавливают из стали Сталь 10.
ПОСТРОЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАЖИМНЫХ ПРУЖИН
Нажимные пружины в зависимости от расположения делятся на периферийные и центральные. По периферии устанавливают цилиндрические пружины в центре – коническую или тарельчатую (см. рис.9).
Характеристику пружин строят с целью определения её жёсткости и усилия развиваемого пружиной при выключении сцепления.
Характеристика тарельчатой пружины
где Р – усилие пружины;
y a - соответственно углы поворота и подъема сечения град.
Допущение: не учитывают влияние радиусов колец опорных поверхностей трения между пружиной и опорами жесткости зацепления и предварительного поджатия опорных колец.
(Сцепление автомобиля ВАЗ-2101)
Номинальная мощность двигателя (ВАЗ-2103) Ne = 523 кВт
Номинальный крутящий момент двигателя Мe = 1039 Hм
толщина пружины h=220 мм;
высота неразрезанной части пружины H=410 мм;
значение радиусов: r1=755 мм; r2=935 мм; r3=220 мм; ra=750 мм; rb=975 мм;
угол подъема сечения a=1014’;
усилие пружины при включённом сцеплении Рнж=3474 Н;
рабочий ход муфты выключения
модуль упругости первого рода Е=21*105 Па=021 МПа;
коэффициент Пуассона =027.
Усилие со стороны нажимного диска
где А – коэффициент учитывающий влияние геометрических параметров;
М – безразмерная характеристика упругости пружины.
Проверка соответстия соотношения
мм т.е. соответствие примерно выполнено
Рис. 9. Расчётная схема тарельчатой пружины.
Экстремальные точки характеристики
Результаты расчета характеристики тарельчатой пружины сведены в табл.2 и представлены на рис.10.
Таблица 2. Результаты расчета характеристики тарельчатой пружины.
Рис.10. Характеристика тарельчатой пружины
Передаточное число лепестков пружины при ее повороте около опорных колец
По характеристике тарельчатой пружины Рнж=f(Wнж) для усилия Рнж находим сборочный натяг пружины Wнж=272 мм.
Ход нажимного диска привыключении сцепления
Суммарный ход нажимного диска при выключении сцепления
По характеристике пружины ходу ΣWнж=541 мм примерно сооответствует усилие Рнж=3397 Н. Для обеспечения минимального усилия (Р’нж=2565 Н) следует уменьшить ход нажимного диска до ΣWнж=438 мм. Тогда рабочий ход муфты выключения сцепления должен быть равен:
РАСЧЁТ ПРИВОДА УПРАВЛЕНИЯ СЦЕПЛЕНИЕМ
Расчёт привода управления сцеплением сводят к проверке следующих
где Рп [Рп] - соответственно фактическое и допускаемое усилия на педаль Н
[Рп] ≤ 150 - для грузовых автомобилей с усилителем и для всех легковых
автомобилей; Sп [Sп] - соответственно фактический и допускаемый полные хода педали мм; [Sп] ≤ 160 – для легковых автомобилей.
Усилие Рп расположено перпендикулярно площадке педали сцепления.
Ход педали определяют как перемещение по хорде центра площадки
размеры a = 250 мм b = 55 мм c = 125 мм d = 50 мм рычагов (рис. 9);
диаметры главного (dг = 190 мм) и рабочего (dр = 190 мм) цилиндров;
передаточное число лепестков тарельчатой пружины U = 297 мм;
ход нажимного диска при выключении сцепления W’нж = 166 мм;
холостой ход муфты выключения
усилие пружины при выключении сцепления Р’нж = 2565 Н;
КПДгидравлического привода 5.
Рис. 11. Схема гидравлического привода сцепления
Приближённое значение (без учёта наклона тяги и рычагов) передаточного
числа гидравлического привода:
Ход педали с механическим приводом
Усилие прикладываемое к педали для выключения сцепления
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ЗАПАСА СЦЕПЛЕНИЯ
Работоспособность сцепления определяют по коэффициенту запаса:
где с [с] - соответственно фактический и допускаемый коэффициенты запаса
сцепления для легковых автомобилей[с] = 12 175.
усилие пружины при включенном сцеплении Рнж = 3474 Н;
коэффициент трения фрикционного диска по стали или чугуну всухую ( = 027); число пар трения (для однодискового сцепления)
средний радиус трения фрикционного кольца Rср = 0086 м;
максимальный крутящий момент Tema
крутящий момент при максимальной мощности TN = 836 Н*м);
частоты вращения коленчатого вала при максимальной мощности (nN = 5600 обмин) и максимальном моменте (nТ = 3400 обмин);
коэффициент увеличения крутящего момента k = 13;
допускаемый коэффициент запаса [с] сцепления.
Момент трения сцепления
Tc = Рнж ×i×Rср = 3474 * 027 * 2 * 0086 = 1613 Н*м
Эффективный крутящий момент двигателя
Тe = kTN [a + b(ne nN) - с(ne nN)2] = 13 * 836 * [067 + 189 * (600 5600) – 156 * (600 5600)2] = 709 Н*м
где ne - текущая частота вращения коленчатого вала обмин; a b c – безразмерные коэффициенты:
а = [kT kn(2 - kn) - 1] [kn(2 - kn) - 1] = [125 * 165 * (2 – 165) – 1] [165 * (2 -165)] = (072-1) (058-1) = 067;
b = (1 - a) (1 - 05kn) = (1 – 067) (1 – 05 * 165) = 033 0175 = 189;
с = 05knb = 05 * 165 * 189 = 156.
где kТ kn – соответственно коэффициенты приспособляемости по моменту и по
kп = nN nT = 5600 3400 = 165.
Коэффициент запаса сцепления для всего диапазона частоты вращения
с = Тс Те = 1613 709 = 191
Проверяют выполнение условия с [с]
Таблица 1. Результат расчета коэффициента запаса сцепления для всего диапазона частоты вращения КВ
По данным таблицы строим зависимости Т и с от частоты вращения коленчатого вала двигателя (см. рис.12).
Рис.12. Зависимости Т и с от частоты вращения КВ
Минимальный коэффициент запаса сцепления соответствует частоте
вращения ne = 3300 обмин и составляет с = 120 ≥ [с].
РАСЧЁТ НА ИЗНОСОСТОЙКОСТЬ
Расчёт выполняют с целью проверки работоспособности сцепления по удельной работе буксования и нагреву металлических деталей сцепления при трогании
1. Удельная работа буксования
Условие износостойкости
где aб [aб] - удельная работа буксования соответственно фактическая и допу-
скаемая для легковых автомобилей – 50 70 Джсм2.
Легковые автомобили и автопоезда на первой передаче при коэффициенте сопротивления движению: а) y = 002 (асфальтированная дорога); и б) y = 016 (грунтовая дорога и в период распутицы);
Резкое (мгновенное) включение сцепления;
Плавное включение сцепления.
Угловая скорость коленчатого вала двигателя при включении сцепления
остаётся постоянной (е = const);
Крутящий момент двигателя равен передаваемому сцеплением моменту
и прямо пропорционален времени:
где k’`- коэффициент пропорциональности.
Момент сопротивления движению остаётся постоянным (Т = const).
назначение автомобиля - легковой;
частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальном моменте nT = 3400 обмин;
частота вращения при максимальной мощности nN = 5600) обмин;
максимальный момент двигателя Tema
момент инерции вращающихся деталей двигателя и ведущих деталей сцепления Ie = 02 кг×м2 – взят из рис. 13);
вес автомобиля Ga = 13950 Н);
радиус колеса rк = 0263 м;
передаточное число коробки передач на 1-й передаче Uкп = 367 ;
передаточное число главной передачи Uо = 39;
коэффициент сопротивления движению y = 002; 016;
момент трения сцепления Тс = 1613 Н×м;
наружный (Dн = 200 мм) и внутренний (dв = 142 мм) диаметры фрикционных накладок;
КПД трансмиссии hтр = 092;
тип двигателя - карбюраторный.
Рис.13. Зависимость момента инерции вращающихся частей двигателя и ведущих деталей сцепления от максимального крутящего момента двигателя
Работа буксования при резком включении сцепления
На лист наносят график буксования сцепления (см. рис.14)
Рис.14. График буксования при резком включении сцепления
Расчётная угловая скорость коленчатого вала (по рекомендации фирмы
«Фихтель и Сакс» для карбюраторного двигателя
ер = [( nT3)+1500)]30 = 314*[(34003)+1500]30 = 2758 радс (nер = 26337 обмин).
Представляют расчётную двухмассовую модель автомобиля (рис. 15).
На схеме е Ie – соответственно угловое ускорение и момент инерции вращаю-
щихся частей двигателя и ведущих деталей сцепления. Ориентировочное значе-
ние момента инерции в зависимости от максимального момента двигателя опре-
деляют из рис.13. Угловое ускорение е и угловая скорость e не совпадают по на-
правлению так как при включении сцепления вращение ведущих частей замед-
ленное; а Iа – соответственно угловое ускорение первичного вала коробки пере-
дач и приведённый к нему момент инерции автомобиля. Направления а и а со-
впадают так как вращение ускоренное; Tие Tиa – моменты инерционных сил
соответственно ведущих и ведомых частей сцепления. Моменты инерционных
сил направлены в сторону противоположную направлению угловых ускорений;
Тy – приведённый момент сопротивления движению автомобиля.
Рис. 15. Расчетная двухмассовая модель автомобиля
Момент инерции автомобиля приведённый к ведущему валу коробки
передач. Из равенства кинетических энергий поступательно движущегося авто-
мобиля со скоростью Va и вращающегося диска с моментом инерции Ia
= 13950 * [0263 (367 * 39)]2 98 = 048 кгм2
Приведённый к первичному валу коробки передач момент сопротивления движению
ТGarк (UкпU0тр)= 13950 * 002 * 0263 (367 * 39 * 092) = 557 Н*м
ТGarк (UкпU0тр)= 13950 * 016 * 0263 (367 * 39 * 092) = 4458 Н*м
Средняя угловая скорость буксования
бср = 2758 2 = 1379 радс
Время буксования. Уравнения равновесия моментов приведённых к ве-
дущей и ведомой частям:
- для системы «двигатель - сцепление»
- для системы «сцепление – автомобиль»
е = (Тс - Те) Iе = (1613 – 1039) 02 = 2870 радс2
а) а = (Тс - Т) Iа = (1613 – 557) 048 = 3244 радс2
б)а = (Тс - Т) Iа = (1613 – 4458) 048 = 2432 радс2
Уравнения угловых скоростей
eр eр etр eр - (Tс - Te) tб
a a0 atб = (Tс - T)tб Ia .
При равенстве е а время буксования:
а) tб = Iа Iе eр [Iе(Тс - Т) + Iа(Тс - Те)] = 048 * 02 * 2758 [02*(1613 – 557) + +048*(1613 – 1039)] = 2648 (3114 + 2755) = 045 с
б) tб = Iа Iе eр [Iе(Тс - Т) + Iа(Тс - Те)] = 048 * 02 * 2758 [02*(1613 – 4458) + +048*(1613 – 1039)] = 2648 (2334 + 2755) = 052 с
= 05Iа Iе ер2 [Iе(Тс -Т) +Iа(Тс -Те)] = 1397 * 045 = 628 рад
= 05Iа Iе ер2 [Iе(Тс -Т) +Iа(Тс -Те)] = 1397 * 052 = 727 рад
Работа буксования за время включения сцепления
а) Lб = Тс * б = 05Тс Iа Iе ер2 [Iе(Тс - Т) + Iа(Тс - Те)] = 1613 * 628 = 101401 Дж
б) Lб = Тс * б = 05Тс Iа Iе ер2 [Iе(Тс - Т) + Iа(Тс - Те)] = 1613 * 727 = 117265 Дж
Удельная работа буксования
а) аб = LбF = 101401 312 = 325 Джсм2
б) аб = LбF = 117265 312 = 376 Джсм2
где F - суммарная площадь накладок сцепления см2.
Для однодискового сцепления
F (Dн2 – dв2)2 = 314*(2002 - 1422) 2 = 312 cм2
Проверяем полученную удельную работу буксования по условию износостойкости: aб ≤ [aб]: 325; 376 Джсм2 ≤ 50 70 Джсм2 – условие выполняется.
Работа буксования при плавном включении сцепления
На лист наносят график буксования сцепления (рис. 16).
Процесс плавного включения сцепления делят на два этапа:
- этап I (0 t1) – от момента включения сцепления до момента трогания
- этап II (t1 t2) – от момента трогания автомобиля до конца буксования.
Рис.16. График буксования при включении сцепления
Полная работа буксования
а) Lб = LI + LII = 5704 + 1961785 = 1967489 Дж
б) Lб = LI + LII = 365404 + 2915746 = 3281150 Дж
где LI LII - работа буксования соответственно на первом и втором этапах Дж.
а) LI = Тeрt1 = 557 * 2758 * 0037 = 5704 Дж
б) LI = Тeрt1 = 4458 * 2758 * 0297 = 365404 Дж
а) LII = Ia ер22 + 2Teр (t2 - t1) 3 = 048 * 27582 2 + 2 * 557 * 2758 * 133 3 = =1825575 + 136210 = 1961785 Дж
б) LII = Ia ер22 + 2Teр (t2 - t1) 3 = 048 * 27582 2 + 2 * 4458 * 2758 * 133 3 = =1825575 + 1090171 = 2915746 Дж
а) t1 = Т k= 557 150 = 0037 с
б) t1 = Т k= 4458 150 = 0297 с
где k - коэффициент пропорциональности определяющий темп увеличения
момента Тс при включении сцепления Н×мс k = 100 250 - для легковых автомобилей (большее значение коэффициента соответствует автомобилям с большей удельной мощностью) принимаем k = 150
t2 - t1 = (2 Iaер k)12 = (2 * 048 * 2758 150)12 = 133 с
Вычисляют удельную работу буксования по зависимости
а) аб = LбF = 1967489 312 = 6306 Джсм2
б) аб = LбF = 3281150 312 = 10517 Джсм2
Проверяют выполнение условия aб ≤ [aб] 6306 Джсм2 ≤ 50 70 Джсм2 – условие выполняется.
Второе же условие не выполнется допустимая работа превышена более чем на 50 процентов что чревато “сжиганием” сцепления при трогании с места в данных условиях (y = 016) поэтому если не изменять конструкцию сцепления водителям данного автомобиля при трогании в этих условиях можно посоветовать несколько быстрее включать сцепление либо по возможности не ездить в таких условиях на этом автомобиле вовсе потому что он не являясь легковым автомобилем повышенной проходимости не обладает и достаточным для автомобилей этого типа коэффициентом запаса сцепления и следовательно не предназначен для работы в этих дорожных условиях.
2. Нагрев металлических деталей сцепления
Условие теплонапряжённости
где - соответственно фактическое и допускаемое повышение средней
температуры за одно включение при трогании автомобиля с места [] = 15 °С
для нажимного диска.
Теплопередача в окружающую среду отсутствует.
Выделяющееся тепло нагревает только металлические части сцепления.
Коэффициент перераспределения тепла между деталями: = 05 для
нажимного диска однодискового сцепления.
Удельная теплоёмкость детали из стали или чугуна с = 500 Дж(кг×°С).
полная работа буксования при резком:
и плавном включении сцепления:
масса детали m = 6кг;
число ведомых дисков – 1.
Повышение средней температуры детали с наименьшей массой
Проверяют выполнение условия
При резком режиме включения сцепления:
а) 101401 6 * 500 = 17°С
б) 117265 6 * 500 = 20°С
При плавном режиме включения сцепления:
а) 1967489 6 * 500 = 33 °С
б) 3281150 6 * 500 = 55 °С
Условие = 15 °С выполненяется во всех указанных случаях.
РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВ СЦЕПЛЕНИЯ
Расчёт выполняют с целью проверки условий прочности:
где – соответственно фактические нормальное и касательное напряжения МПа;
– соответственно нормальное и касательное допускаемые напряжения МПа.
1. Тарельчатая пружина
значение радиусов: r3=220 мм; ra=750 мм; rb=975 мм;
усилие при отношении ya = 1 - Рнж = 3145 Н (из характеристики пружины);
передаточное число лепестков пружины при ее повороте около опорных колец Uл = 297;
число лепестков пружины zл = 18;
ширина паза под заклепку m = 11 мм;
Расчет на прочность ведут для сечения I – I (точка А) и сечения II – II (точка В) (см. рис.9)
Окружное напряжения растяжениясжатия в точке А от изгиба пружины
где минус соответствует сжимающему усилию на внешней стороне плюс – растягивающему напряжению на внутренней стороне неразрезной части пружины;
rA – радиус расположения точки А rA = ra + 3 мм = 75 +3 = 78 мм;
k1 k2 – коэффициенты концентрации напряжений для выключенного сцепления соотвественно равные 121 и 17.
Расчет ведут для отношений ya соответствующих полностью включенному сцеплению для yamin и для плоской пружины у которой ya = 1.
Напряжения в точке А при ya = 165 y = a*165 = 01785 * 165 = 0302 рад перемещении ΣWнж=541 мм:
при yamin = 137 y = a*137 = 01785 * 137 = 02445 рад:
при ya = 10 y = a*10 = 01785 * 10 = 0 1785 рад:
Напряжения в точке В.
Напряжения растяжения и изгиба достигают наибольшего значения при переходе пружины через плоское положение т.е. при α = 1.
Напряжение растяжения:
где rd - радиус центра поворота осевого сечения мм:
где Pвык - усилие на подшипнике муфты выключения при α = 1 Н;
WЛ - момент сопротивления поперечного сечения основания лепестка мм3.
где b - ширина основания лепестка мм.
Суммарное максимальное напряжение:
Сравнивается максимальное напряжение с пределом текучести материала: допустим что тарельчатая пружина выполнена из стали 60С2ХА ее предел текучести Т = 1570 МПа. Тогда максимальное напряжение не превышает предел текучести данной стали.
2. Пружины гасителя крутильных колебаний
момент сцепления Тс = 1613 Нм;
радиус приложения усилия к пружине r = 42 мм;
число пружин z'n = 6;
средний диаметр пружин D = 17 мм;
диаметр проволоки пружины d = 30 мм;
число ведомых дисков - 1.
Максимальное сжимающее усилие на одну пружину:
где γ' - коэффициент учитывающий долю момента сцепления на один ведомый диск γ ' = 1 для однодискового сцепления.
Касательное напряжение в пружине:
где kк - коэффициент учитывающий кривизну витка пружины
где с - индекс пружины:
Проверяют выполнение условия : условие не выполняется т.к. допускаемое напряжение [] = 900 МПа что меньше касательного напряжения создаваемого в гасителе крутильных колебаний прототипа автомобиля. Использование такого сцепления приведет к неэффективному гашению колебаний и повышенным динамическим нагрузкам в трансмиссии.
3. Фрикционные диски
Расчёт дисков выполняют с целью проверки условия износостойкости
где q [q] – соответственно фактическое и допускаемое давления на фрикционные
усилие нажимного диска соответствующее отношению ( α)mах тарельчатой пружины Рнж = 3726 Н.
Нажимное усилие на фрикционные накладки:
Давление на фрикционные накладки:
Проверяем выполнение условия условие выполняется.
Допускаемое давление [q] = 015 025 МПа (меньшие значения - для сцеплений грузовых автомобилей и автобусов большие - для сцеплений легковых автомобилей).
4. Заклёпки ведомого диска
Работоспособность заклёпочного соединения оценивают выполнением
Усилие на заклёпку пропорционально её расстоянию до центра диска.
Заклёпки расположенные на одном радиусе нагружены равномерно.
число наиболее нагруженных заклёпок z1 = 12 (отстоят от центра диска на наибольшем радиусе);
наибольший радиус от центра диска до заклёпок z1 r1 = 85 мм;
число ведомых дисков - 1;
момент сцепления Tс = 1613 Нм ;
число плоскостей среза заклёпки m = 1;
диаметр наиболее нагруженных заклёпок dз = 60 мм;
толщина металлического диска д = 1 мм.
Усилие на наиболее нагруженную заклёпку (при многорядном исполнении соединения):
F1 = 1 * 12 * 1613 * 103 * 85 (12*852)= 1898 Н
Касательное напряжение в сечении заклёпки:
= 4 * 1898 (314 * 602 * 1) = 67 МПа
При попеременном соединении одной из накладок с диском m = 1 при
одновременном соединении обоих накладок m = 2.
Ориентировочное значение диаметра заклёпки dз = 25 30 мм при толщине
накладки н = 3 мм; dз = 300 375 мм при н = 4 мм; dз = 40 45 мм при н = 5 мм.
Согласно ГОСТ 1786–88 на основные размеры фрикционных накладок
Толщина диска д = 10 25 мм (меньшие значения соответствуют легковым
автомобилям большие – грузовым).
Проверяют выполнение условий ≤ [] условия выполняются т.к. материал заклёпок - мягкая латунь допускаемые напряжения: [] = 18 25 МПа [] = 25 35 МПа. Значит заклепки в условиях эксплуатации будут исправно выполнять свои функции.
5. Шлицы ступицы ведомого диска
Цель расчёта – проверить шлицевое соединение по условиям
Нагрузка приложена по среднему диаметру соединения.
Шлицы соединения нагружены неравномерно.
наружный (Dш = 23 мм) и внутренний (dш = 18 мм) диаметры шлиц;
число шлиц zш = 12;
длина шлицованной части ступицы
ширина шлица bш = 30 мм;
где α - коэффициент учитывающий неравномерность распределения усилия между шлицами α = 075.
Касательное напряжение:
Проверяют выполнение условий ≤ [] .
Материал ступицы - сталь 40Х допускаемые напряжения:[см] = 30 МПа [] = 15 МПа. Первое условие выполняется второе - нет правда с небольшим превышением допустимых значений. Это означает что шлицевое соединение может не выдержать нагрузки создаваемые касательным напряжением при эксплуатации.
6. Детали передающие крутящий момент от маховика
двигателя к нажимному диску
Расчёт ведут с целью проверки условия
Направляющими элементами для перемещения нажимного диска в осевом
направлении служат выступы шипы (рис. 17 а) пальцы и равнорасположенные
по окружности тангенциальные упругие пластины (рис. 17 б).
Пластины крепят к кожуху и нажимному диску таким образом чтобы при
выключенном сцеплении они были полностью разгружены а при передаче крутя-
щего момента от маховика к диску работали на растяжение под действием силы F
Исходные данные для нажимного диска с выступами
момент сцепления Tc = 1613 Нм;
число ведомых дисков - 1;
радиус выступа R = 114 мм;
число выступов zв = 12 ;
площадь контакта выступа с кожухом сцепления F = 548 мм2 (на рис. 9 а: заштрихована крест-накрест)
Рис. 17. Расчетные схемы направляющих элементов
Проверяют выполнение условия ≤ [].
Материал дисков - серые чугуны СЧ24 допускаемое напряжение [см] = 15 МПа. Условие не выполняется это означает что нажимной диск может не выдержать нагрузки создаваемые напряжением смятия.
В результате проверочного расчета сцепления ВАЗ-2101 было выяснено следующее:
построена характеристика диафрагменной центральной нажимной пружины по которой можно судить в частности о том что для того чтобы обеспечить минимальное усилие на педали сцепления при полном его выключении необходимо уменьшить ход нажимного диска до ΣWнж = 438 мм. Тогда рабочий ход муфты выключения сцепления должен быть равен:
в результате расчета привода сцепления на полный ход педали сцепления и усилие на ней они составили соответственно 731 мм и 894 Н коэффициент запаса примерно равен 2;
коэффициент запаса сцепления при условии увеличенного в 13 раза номинального крутящего момента двигателя составил не менее 12 что соответствует требованиям к данному типу ТС;
работа буксования при резком включении сцепления составила для режимов при y = 002 и 016 составила соответственно 325 и 376 Джсм2 коэффициент запаса примерно равен 2;
работа буксования при резком включении сцепления составила для режимов при y = 002 и 016 составила соответственно 631 и 1052 Джсм2 коэффициент запаса в первом случае примерно равен 11 во втором же случае допустимое значение превышено примерно на 50% что говорит о том что плавное включение сцепления в данных услових чревато его “сгоранием”;
нагрев металлических деталей сцепления при его включении в норме коэффицент запаса – от 88 до 27;
максимальные напряжени в тарельчатой пружине не превышают предела текучести коэффициент запаса 115;
касательные напряжения в пружинах гасителя колебаний значительно (в 17 раз) превышают допустимые вероятно по причине ошибочных исходных данных;
условия износостойкости фрикционных накладок выполнены давление на них соответствует норме;
касательные напряжения в сечении заклепок ведомого диска не превышают допустимые коэффициент запаса – 31 напряжения смятия в них же – в норме;
напряжения в шлицах ступицы ведомого диска нормальные;
нажимной диск работает исправно.
Библиографический список
Воронин Н. Н. Горев А. Э. Оформление дипломных и курсовых проектов отчетов по практике: методические указания для студентов. СПб. гос. архит.-строит. ун-т. - СПб. 2007. - 33 с.
Осепчугов В. В. Фрумкин А. К. Автомобиль: Анализ конструкции элементы расчёта: Учебник для студентов вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». – М.: Машиностроения 1989. – 304с.: ил.
Звягин А.А. Кравченко П.А. Проектирование автомобиля. Курс "Автомобили" часть 3. Выпуск 1: трансмиссия автомобиля. – Л.: ЛИСИ 1975. – 88 с.
Цветное руководство по ремонту техническому обслуживанию и эксплуатации автомобилей ВАЗ-2105 ВАЗ-21051 ВАЗ-21053 ВАЗ-2104 ВАЗ-21043. – Издательство “Третий Рим” 1998 – 176 с.
Расчёт сцепления автомобилей: метод. указания по курсовому
проектированию и практическим занятиям СПб. гос. архит.-строит. ун-т; сост.: П. А. Кравченко Н. Н. Воронин. – СПб. 2007. – 30 с.

icon privod_stseplenia.cdw

privod_stseplenia.cdw

icon rabochy_tsilindr.cdw

rabochy_tsilindr.cdw

icon Speifikatsia_privoda.cdw

Speifikatsia_privoda.cdw

icon Spetsif_k_stsepleniyu.cdw

Spetsif_k_stsepleniyu.cdw

icon Stseplenie_VAZ_v_sbore.cdw

Stseplenie_VAZ_v_sbore.cdw

icon vedomy_disk.cdw

vedomy_disk.cdw

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 13 часов 16 минут
up Наверх