Рис.

Сцепления с периферийными пружинами разработаны и применяются давно, они показали достаточно хорошую работоспособность на относительно малооборотистых двигателях (до 4500 об/мин). У современных двигателей легковых автомобилей максимальные рабочие обороты коленчатого вала достигают 6000-7000 об/мин. Действующие при таких скоростях вращения на нажимные пружины сцепления центробежные силы вызывают их ощутимую боковую деформацию, своеобразное «выпучивание», что приводит к их фактическому удлинению и, следовательно, к уменьшению прижимающей нажимной диск силы. Таким образом, в сцеплениях с периферийно расположенными пружинами по мере роста оборотов коленчатого вала коэффициент запаса сцепления р существенно уменьшается, что является серьезным недостатком такой конструкции. Этот недостаток предопределил появление в трансмиссиях современных легковых автомобилей и легких грузовиков сцеплений с диафрагменной нажимной пружиной.

Диафрагменная пружина в свободном состоянии представляет собой тарелкообразный тонкостенный усеченный конус (рис. 2.3) из закаленной пружинной стали, в котором имеются радиальные прорези от внутреннего края, переходящие в равномерно распределенные по окружности отверстия. Установка одной такой пружины в качестве нажимной вместо набора привычных цилиндрических пружин (см. рис. 2.4, а) имеет немало достоинств и преимуществ.

Во-первых, - и это главная причина, из-за которой появились в сцеплениях диафрагменные пружины, - они практически нечувствительны к действию центробежных сил. Второе достоинство - значительное уменьшение числа деталей и общей массы узла. Третье достоинство - очень важное для переднеприводных легковых автомобилей с поперечным расположением двигателя - сцепление получается более компактным по толщине, поэтому оно легче компонуется на двигателе в условиях ограниченного пространства. Наконец, четвертое достоинство связано сособенностями характеристики диафрагменной пружины, которые хорошо иллюстрируют графические зависимости рис. 2.5. Рассмотрим их подробнее.

2.2. Конструкция дисковых фрикционных сцеплений

Рис. 2.4. Конструкция сцепления с диафрагменной нажимной пружиной: а - сцепление включено; б - сцепление выключено; I - маховик; 2 - ведомый диск; 3 - нажимной диск; 4 - оттяжная пружина; 5 - диафрагменная пружина; 6 - кожух сцепления; 7 - опорные кольца пружины; 8 - подшипник муфты выключения

Рис. 2.5.

/ - цилиндрические пружины; 2 - диафрагменная пружина

Упругая характеристика витой цилиндрической пружины / линейна, тогда как аналогичная характеристика диафрагменной пружины 2 имеет сложную форму.

При этом точка А (точка перегиба) соответствует плоскому состоянию диафрагменной пружины, в котором она, принудительно сжатая при сборке узла, находится во включенном сцеплении. Видно, что если производить выключение сцепления с цилиндрическими периферийными пружинами, когда за счет принудительного отведения нажимного диска происходит их дополнительное сжатие (рабочая точка Б), существенно возрастает усилие, которое

необходимо прикладывать к педали выключения. При выключении диафрагменного сцепления усилие увеличивается незначительно, так как характеристика его пружины справа от точки А имеет пологий участок.

Еще более существенным фактором является то, что по мере износа фрикционных накладок ведомого диска у сцепления с цилиндрическими нажимными пружинами степень предварительного сжатия этих пружин ослабевает (см. рис. 2.2) и, следовательно, рабочая точка пружин постепенно перемещается к точке В характеристики (см. рис. 2.5). Таким образом, в эксплуатации постоянно происходит уменьшение коэффициента запаса р сцепления. Это приводит к недостаточной долговечности узла, поэтому приходится при проектировании закладывать более высокие значения коэффициента Р, что нежелательно, так как увеличивает нагрузки в трансмиссии, а также усилие выключения сцепления, отрицательно сказывается на массе узла. Совсем другая ситуация получается у сцепления с диафрагменной нажимной пружиной. Как видно из рис. 2.5, уменьшение степени сжатия этой пружины по мере износа фрикционных поверхностей приводит не к уменьшению, а к увеличению прижимной силы (см. характеристику 2 слева от рабочей точки А). Следовательно, надежность и долговечность такой конструкции сцепления получается более высокой.

Многочисленные достоинства сцеплений с диафрагменными пружинами повлияли на их широкое использование в трансмиссиях легковых автомобилей и легких грузовиков. Для сцеплений грузовых автомобилей еще более перспективными следует считать диафрагменные сцепления с так называемой «вытягиваемой» при выключении сцепления пружиной. Как видно из рис. 2.6, а, у этой конструкции сцепления диафрагменная пружина 3 устанавливается вершиной своего усеченного конуса в сторону нажимного диска /, а основание конуса опирается на специальный выступ-прилив кожуха сцепления 2.

Рис. 2.6. Схема работы сцепления с вытягиваемой диафрагменной пружиной: а - сцепление включено; б - сцепление выключено; I - нажимной диск; 2 - кожух сцепления; 3 - диафрагменная пружина; 4- муфта выключения

При выключении сцепления выключающая муфта 4 перемещается наружу («вытягивается» из сцепления), отжимая лепестки пружины и отводя среднюю часть конуса от нажимного диска (рис. 2.6, б).

Поскольку передаточное число лепесткового рычага получается порядка 5-7, усилие выключения значительно снижается по сравнению с классическим вариантом диафрагменной пружины, для которого передаточное число у лепестка пружины (см. рис. 2.4) всего 2-3. Для грузового автомобиля более чем двукратное уменьшение усилия выключения сцепления является дополнительным преимуществом указанной конструкции.

где Qвыкл. – усилие нажимного подшипника в момент начала выключения сцепления (P=0)

λ – угол наклона образующей пружины

m – коэффициент полноты лепестка на радиусе (d1+d)/4

4.12 Расчет привода выключения сцепления

Определяем передаточное число привода

Определяем максимальное усилие на педали

Данное усилие меньше максимально допустимого, что означает легкое выключение сцепления:

Определяем ход педали:

Полученное значение не превышает допустимое = 140..160 мм

Вал сцепления (первичный вал коробки передач)

Рассчитывается на кручение по максимальному крутящему моменту двигателя. Допустимые касательные напряжения [τ] = 75..150 МПа

Наименьший диаметр вала

Расчетный диаметр округляется до ближайшего стандартного размера. Материал вала сталь 12XH3A. Основные данные для шлицев взяты из ГОСТ 1139-88. Шлицы вала рассчитываются на смятие

где - число шлицев

F – расчетная площадь шлицев

Средний радиус шлица

Наружный и внутренний диаметры шлица

l – рабочая длина шлица (l = 1,4 )

f – размер фаски у головки зуба шлица

Допустимое напряжение на смятие = 15..30 МПа

Гаситель крутильных колебаний

Момент замыкания:

Максимальная сила сжатия пружины гасителя

где - расстояние от оси ведомого диска до оси пружины, м

Число пружин гасителя

Фрикционная часть гасителя должна обеспечивать момент трения:

Подшипник выключения сцепления выбирается по коэффициенту работоспособности:

где A – осевое усиление на подшипник

k=1,15 – коэффициент, учитывающий вращение наружного кольца подшипника

H – время работы подшипника в часах

Заключение

При выполнении курсового проекта провел:

Анализ конструкции сцепления автомобилей;

Выбор и обоснование исходных данных для тягового расчета проектируемого автомобиля;

Выбор схемы проектируемого узла;

Расчет основных параметров узла;

Графическое отображение проектируемого узла.

На основании проведенных работ была рассчитана тягового – скоростная характеристика для автомобиля, после чего провел расчет механизма сцепления. Сцепление с диафрагменной нажимной пружиной и выбронными мною параметрами будет создавать оптимальные условия эксплуатации автомобиля относительно дороги, обеспечит плавность хода и управляемость автомобиля. Основная цель курсового проекта, которой являлось проектирование сцепления автомобиля, выполнена. Итогом является спроектированное сцепление, которое отвечает требованиям и условиям, которые необходимы для рассчитанного автомобиля в процессе движения.

Диафрагменная пружина имеет форму усеченного конуса и состоит из сплошной наружной части и внутренней части, имеющей радиальные прорези для образования лепестков. В конце прорезей выполнены отверстия, куда вставляются заклепки для крепления пружины к кожуху сцепления. Между кожухом сцепления и пружиной, а также между пружиной и заклепками размешаются два кольца, служащие опорами для пружины.

При сборке сцепления наружный край сплошного кольца прогибается относительно опорных колец. Это приводит к появлению силы, действующей на нажимной диск.

При выключении сцепления создается сила Рма приложенная к внутренней части пружины. Действие этой силы приводит к перемещению внутренней части пружины на расстояние f" (изгибом лепестков пренебрегаем) и в соответствии с правилом рычага - к перемещению наружного края пружины на расстояние f При этом пружина оттягивает нажимной диск от ведомого диска. Сцепление выключается.

В первом приближении зададимся размерами пружины таким образом:

Db = D = 0,215 м;

Н/s = 1,5 2,0. Примем Н / s = 2 - это величина определяет нелинейность пружины.

Н = 0,0025*2 = 0,005 м.

Db / Da = 1,2 1,5. Примем Db / Da = 1,36;

Da = Db / (Db / Da) = 0,215 / 1,36 = 0,158 м;

Db / Dе 2,5. Примем Db / Dе = 10;

Dе = Db / (Db / Dе) = 0,022 м;

Db / s = 75 100. Примем Db / s = 0,215 / 0,0025 86

Число лепестков n = 8 20. Примем n = 10.

Dс = Da + 2*b = 0,158 + 2*2,4 = 0,169 м, где b - ширина опорных колец.

Определим силу Pпр.вкл во включенном состоянии сцепления:

Задаваясь различными перемещениями пружины f в точке А с шагом по f, равным 1-2 мм, рассчитаем и построим характеристику Рпр (f) диафрагменной пружины в предположении отсутствия деформации сечения пружины по уравнению:

где: ; E - модуль упругости первого рода (для стали 60С2А

Е = 2*105 МПа);

Модуль Пуассона (для сталей

Результат вычислений приведем в Таблице 2:

Таблица 2

Характеристика пружины

Отмечаем на построенной характеристике значение Pпр.вкл. По графику значение перемещения точки А во включенном состоянии f1 = 4,6 мм.

Вычисляем ход нажимного диска при выключении сцепления по формуле:

где: = 0,75 - зазор между поверхностями трения в выключенном состоянии сцепления, для однодискового сцепления;

i = 2 - число поверхностей трения;

m = 1 - деформация ведомого диска во включенном состоянии;

nвел = 1 - число ведомых дисков

Используя характеристику диафрагменной пружины, определяем значение силы Рпр.выкл, приложенной в точке А в выключенном состоянии сцепления, по перемещению f2 = f1 + h = 4,6 + 2,5 = 7,1 мм.

Рассчитываем значение для Рпр.выкл при помощи той же формулы, что и для Рпр.вкл.

Условие соблюдено.

Определяем максимальный износ? фрикционных колец. Толщинафрикционных кольца.

Получаем, что максимальный износ фрикционных колес равен:

это условие необходимо для обеспечения пружиной необходимой силы Рпр.вкл при полном износе фрикционных колец.

После износа колец перемещение f1 станет короче на величину:

Найдем Р"пр.вкл соответствующую включенному состоянию сцепления, при появившемся износе:

это условие необходимо, чтобы не происходило уменьшения коэффициента запаса сцепления в результате износа фрикционных колец.

Найдем значения силы для промежуточных значений износа с шагом по f равным 0,1 мм. Затем для каждого значения перемещения f , по формуле:

Коэффициент запаса сцепления

Результат вычислений в Таблице 3:

Таблица 3

Зависимость коэффициента запаса сцепления от износа
	Рпр.вкл, Н

Расчет диафрагменной пружины на прочность

Определим напряжение в середине основания лепестка пружины, находящейся в плоском состоянии при выключенном состоянии сцепления.

Оно состоит из нормальных напряжений в окружном направлении?t и напряжений изгиба?u.

где: - усилие, возникающее в точке А при плоском состоянии пружины (приложенное к концам лепестков)

1394 МПа 1400 Мпа, следовательно расчеты верны.

Предварительное перемещение пружины f1 fпл, а перемещение при выключенном сцеплении f2 fпл, т.е. при выключении сцепления пружина прогибается в другую сторону, проходя плоское положение.

4. Расчет диафрагменной пружины

При выключении сцепления создается сила Рма приложенная к внутренней части пружины. Действие этой силы приводит к перемещению внутренней части пружины на расстояние f (изгибом лепестков пренебрегаем) и в соответствии с правилом рычага - к перемещению наружного края пружины на расстояние f При этом пружина оттягивает нажимной диск от ведомого диска. Сцепление выключается.

В первом приближении зададимся размерами пружины таким образом:

Db = D = 0,215 м;

Н/s = 1,5 2,0. Примем Н / s = 2 - это величина определяет нелинейность пружины.

Н = 0,0025*2 = 0,005 м.

Db / Da = 1,2 1,5. Примем Db / Da = 1,36;

Da = Db / (Db / Da) = 0,215 / 1,36 = 0,158 м;

Db / Dе 2,5. Примем Db / Dе = 10;

Dе = Db / (Db / Dе) = 0,022 м;

Db / s = 75 100. Примем Db / s = 0,215 / 0,0025 86

Число лепестков n = 8 20. Примем n = 10.

Dс = Da + 2*b = 0,158 + 2*2,4 = 0,169 м, где b - ширина опорных колец.

Определим силу Pпр.вкл во включенном состоянии сцепления:

где: ; E - модуль упругости первого рода (для стали 60С2А

Е = 2*105 МПа);

Модуль Пуассона (для сталей

Результат вычислений приведем в Таблице 2:

Таблица 2

Характеристика пружины

Вычисляем ход нажимного диска при выключении сцепления по формуле:

где: = 0,75 - зазор между поверхностями трения в выключенном состоянии сцепления, для однодискового сцепления;

i = 2 - число поверхностей трения;

m = 1 - деформация ведомого диска во включенном состоянии;

nвел = 1 - число ведомых дисков

Рассчитываем значение для Рпр.выкл при помощи той же формулы, что и для Рпр.вкл.

Условие соблюдено.

Определяем максимальный износ? фрикционных колец. Толщина
фрикционных колец составляет дн = 3,1 мм. Полный износ для
приклепываемых колец составляет 0,3 дн для приклеиваемых - 1,0 дн. При
вычислении износа следует иметь в виду, что ведомый диск имеет два
фрикционных кольца.

Получаем, что максимальный износ фрикционных колес равен:

После износа колец перемещение f1 станет короче на величину:

Найдем Рпр.вкл соответствующую включенному состоянию сцепления, при появившемся износе:

Доработка конструкции главного сцепления трактора класса 1.4 с целью улучшения разгонных показателей агрегатов

Рис. 4.1 Разрез тарельчатой пружины. На рис.4.1 показан разрез тарельчатой пружины по основному рабочему участку (перья, идущие к центру на рисунке не показаны). При расчете этой пружины исходим из предположения...

Механическая часть электрического подвижного состава

Расчетная нагрузка на пружину Рпр, Н, где kп - конструктивный запас прочности; kп = 0,05. Н. Диаметр пружины витка d, м, где Сп - индекс пружины; Сп = 8; зпр - коэффициент Чернышова; зпр = 1,17; [ф] - допустимое напряжение на кручение и сдвиг, Па; [ф]=800·106Па...

Проектировочный расчет трансмиссии

Определим напряжение в середине основания лепестка пружины, находящейся в плоском состоянии при выключенном состоянии сцепления. Оно состоит из нормальных напряжений в окружном направлении?t и напряжений изгиба?u. где: где: - усилие...

Разработка и проектирование тормозной рычажной передачи 4-х осевого крытого вагона на тележках модели 18-100

РисЗ.9Приращение хода поршня тормозного цилиндра в зависимости от величины сжатия пружины АРП Поршень ТЦ совершает дополнительный ход в процессе торможения вагона за:чет возвратной пружины регулятора рычажной передачи. На рис. 3...

Расчет автомобильного двигателя

шатунный двигатель клапан газораспределительный 1. Суммарная масса клапанного механизма гр 2. Коэффициент запаса 3. Максимальная сила упругости пружин Н 4. Минимальная сила упругости пружин Н 5. Жесткость пружин кН/м 5...

Расчет сцепления ВАЗ-1111

Для производства тарельчатых пружин используют холоднокатаные калиброванные листы из стали 85 или 50ХГФА. Типичная технология включает в себя выработку заготовки на многопозиционном прессе, шлифование с обеих сторон...

Расчет топливной аппаратуры дизельного двигателя 16ЧН25/27

Выбор основных размеров пружины осуществляется таким образом, чтобы коэффициент превышения силой пружины силы инерции возвратно-поступательно движущихся деталей привода плунжера К в момент...

Расчет четырехосного вагона-цистерны для перевозки сжиженных газов

В качестве упругих элементов рессорного подвешивания вагонов в основном применяют винтовые цилиндрические пружины. Они позволяют получить необходимые упругие характеристики при небольших габаритах и массах...

Расчёт тепловоза на конструктивной основе существующего образца

Основные размеры цилиндрической пружины определяют по допустимым касательным напряжениям при динамической нагрузке [ф] доп = 650 МПа. Диаметр прутка определяется из уравнения прочности пружины: , (26) откуда...

Реконструкция промежуточного раздельного пункта

Для определения объема земляных работ заполняем Ведомость подсчета объема земляных работ на основании масштабного плана станции и продольного профиля. В графу «Пикеты и плюсы» заносят все пикеты станционной площадки и те точки...

Совершенствование технологии технического обслуживания и ремонта модернизируемого мостового крана КМ-10

Для надежного замыкания колодок и удержания груза пружина должна развивать усилие, равное 14160Н при условии...

Сцепление легкового автомобиля

При расчете на прочность определяют напряжение в наиболее нагруженном месте пружины -- в середине основания В лепестка -- при деформации пружины, соответствующей ее плоскому положению по формуле Схема для расчёта тарельчатой пружины где...

Фрикционное диафрагменное сцепление легкового автомобиля

Рис.3.1 Схема для расчета тарельчатой пружины. Исходные данные получаем из чертежа: De=241 мм Dа=176 мм Dс=220 мм Di=55 мм д=2,8 мм h=2,88 мм Расчет пружин заключается в определении их размеров, обеспечивающих требуемое нажимное усилие и прочность...

Расчетное значение силы FП1 может быть выражено равенством FП1=1,5* FТВ - G + 2* FК(3.13) FП1= 1,5 * 296,24 - 9,758 + 2 * 97,584 = 629...

Электрическое оборудование ЭПС

Ж= FП1/2*h0(3.16) Обычно значения h0 и hх близки между собой и могут быть приравнены в расчете. Ж = 629,77/ 2* 0,0208= 15138,7 Н/м 3...

Диафрагменная (тарельчатая) пружина (Рис. 21) 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 Р н (см. формулу (37) и рис. 21).

Размеры D , d , d 1 (Рис. 21) выбираются конструктивно в соответствии с диаметром нажимного диска и выжимного подшипника. Для упрощения расчетов можно принять: D 0 = 0,98·D и d 0 = 1,01· d .

Толщина пружины h определяется по формуле:

Формула (52) рассчитывается методом подстановки в левую часть значений h и их уточнение до тех пор, пока в правой части не получится величина близкая к 0. Обычно у легковых автомобилей h находится в пределах 2,0…2,5, у грузовых – 3,0…5,0 мм; 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:

, (53)

Р н - см. формулу (37); μ – коэффициент Пуассона = 0,3; Е = 2·10 11 Па – модуль упругости первого рода; .

Затем определяется высота неразрезной части конуса пружины Н , м:

где z – число пар трения (2 – однодисковое, 4 – двухдисковое).

Осевая деформация диафрагменной пружины δ, м (при создании рабочего усилия Р н ):

. (55)

Напряжение материала диафрагменной пружины при рабочей деформации.