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.
Федеральное бюджетное Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Московского государственного индустриального
Университета
В г.Кинешма
ФБ ГОУ ВПО МГИУ)
Контрольная работа
По дисциплине Конструирование и расчет автомобиля
На тему: Расчет механизма сцепления с диафрагменной пружиной
Группа 4641
Студент Годнев Александр
Вариант № семестр 8 2012/2013 учебный год
Оценка работы
Дата
Преподаватель: Ветюгов Александр Викторович Подпись:
Кинешма 2013г.
Исходные данные 2
1.1. Определение основных параметров сцепления 3
1.2. Расчет диафрагменной нажимной пружины 4
1.2.1. Расчет диафрагменной пружины на прочность 6
1.3. Расчет первичного ведомого диска 6
1.3.1. Расчет первичного вала КПП и ступицы ведомого диска 6
1.3.2. Расчет заклепок крепления крупных пластин 7
1.4. Расчет болтов кожуха сцепления на срез, смятие и растяжение 7
1.5. Расчет показателей нагруженности 7
1.5.1. Расчет работы буксирования при начале движения автомобиля 7
1.5.2. Расчет сцепления на нагрев 8
Список литературы 10
Исходные данные:
Сила тяжести автомобиля Ga = 69500 H; Максимальный крутящий момент КВ двигателя Мкmax = 380 H м; Момент инерции ведущих частей сцепления Jc = 1.1 кг·м²; Угловая скорость КВ двигателя соответствующая Nemax ωп = 310 (1/с); КПД трансмиссии ηт = 0.85; Темп включения сцепления К1 = 620 Н·м/с; Передаточное число КПП Ик = 7,05; Передаточное число главной передачи Ио = 6,1; Радиус колеса rк = 0.47 м; Приведенный коэффициент дорожного сопротивления ψ = 0.04; Коэффициент запаса сцепления β = 1.95; Масса нажимного диска mнд = 9.6 кг;
Определение основных параметров сцепления.
Внешний диаметр фрикционных накладок ведомого диска определяется по формуле:
где: μ - коэф. трения по чугуну; ρо = 0.25 МПа – допускаемое давление на накладку нажимного диска; i – число поверхностей трения (если однодисковое то i = 2);
Внутренний диаметр внутренних накладок определяется из соотношения:
Средний радиус трения определяется по формуле:
Rcр = 0.12 (м);
Задаваясь коэф. трения по чугуну μ = 0.3, необходимое усилие диафрагменной пружины будет равно:
Р = = 10120 (H);
Исходя из выбранных параметров, площадь накладок будет равна:
Sн = (Dн² – Dв²) = 0.785 · 0.055 = 0.043 (м²);
Определим давление на фрикционную накладку:
Ро = < = 0.25 < 0.3 (МПа);
Фрикционная накладка выдержит данное давление.
Расчет диафрагменной нажимной пружины.
Для создания минимальных напряжений в пружине, наружный ее диаметр должен быть выбран на 20-30 мм болше.
Выбираем радиус: в = = = 0.15 (м) ; Внутренний диаметр пружины определяем из соотношения:
= 1.15 … 1.5 → а = 0.12 (м);
Радиус опорного кольца пружины С, определяется в связи с рекомендацией данного источника:
С = а + (2 … 3) = 0.13 (м); Рабочий ход пружины равен:
hp = (2·Δн +W)·Zд = 3.2 (мм);
где: Δн – гарантированный зазор для новых накладок при полностью выключенном сцеплении (0.75 … 1 мм); W – осевая деформация ведомого диска (1 … 1.5 мм); Zд – количество ведомых дисков = 1, т.к. в нашем случае рассчитывается однодисковое сцепление.
Определяется усилия (P), изменяя деформацию пружины (W) шагом от 0 до 9:
Р1 = × W1 × ln() × [(H – W1· ) × (H – · ) +h²] = 0 (кH);
| W | 0 | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | 10 |
| P(H) | 0 | 7660 | 10794 | 11047 | 9760 | 6578 | 5869 | 6345 | 9089 | 17815 | 32666 |
где: Е΄ = = 225225; Е – модуль упругости (для стали 65Г и 60С2) = 2.1·10⁵ (МПа);
h = = 2.9 … 4.1, выбираем 3 (мм) – толщина пружины; μ = 0.26 – коэф. Пуассона;
Н = 1.6….2.2h = 6,6;
По полученным значениям строится характеристика диафрагменной пружины.
Величина расчетного усилия в т. А больше необходимого значения, однако учитывая что допуск на величину жесткости пружины дается в сторону уменьшения, то работоспособность пружины будет обеспечена.
На характеристике диафр. Пружины выделим 2 рабочих участка: а – диафр. Пружина при выключенном сцеплении; в – величина уменьшения сжатия пружины, при допускаемом износе фрикционных накладок ведомого диска.
При выключенном сцеплении концы лепестков пружины, под воздействием подшипника выключения сцепления перемещается на величину W2.
При этом смещение состоит из смещения вызванного поворотом кольцевой части пружины и дополнительного смещения возникающего от изгиба колеса, от прогиба лепестков вследствие их упругости.
Получается деформация подшипника при включенном и выключенном сцеплении:
W2 вык = W1(а) = 7.5 · = 40 ;
W2 вкл = W1(в) = 4.5 · = 23.6 ;
где: W1(в) = 4.5 ,W1(а) = 7.5 – данный параметр берется из характеристики диафрагменной пружины, на конце участка В и А соответственно; ℓ - радиус который контактирует подшипник с лепестками пружины = 25 (мм).
Расчетная схема для определения параметров диафрагменной пружины представлена на рис. 1. Диафрагменная пружина представляет собой пружину Бельвия, модифицированную для использования в автомобильных сцеплениях. Давление пружины создается ее участком между опорными кольцами, установленными на заклепках, закрепленных на кожухе сцепления, и наружным краем пружины, упирающимся в нажимной диск сцепления. Лепестки одновременно являются рычагами выключения, их упругость способствует плавному включению сцепления.
Е – модуль упругости первого рода;
0,25 – коэффициент Пуассона;
Н – высота пружины;
h – толщина пружины;
fпр – прогиб пружины;
Принимаем, что: h=2мм, а=60мм, с=70мм,d=80мм, b=90мм, Н=5мм.
Таблица 1
Рис.1 Диафрагменная пружина
Рис.2 График зависимости перемещения от усилия на пружине
Расчет площади стоянки автомобилей
Минимально необходимое число автомобилей Аст определим по формуле:
Аст = Ас1 – (Акр +Птр +Пто +Пп)
Где Акр – число автомобилей находящихся в КР;
Птр, Пто, Пп – число постов ТР, ТО и ожидания ТО и ремонта;
Ас1 – списочное количество автомобилей места под стоянки;
Ас1 = Ас Ч 0,8 = 290 Ч 0,8 = 232.
Аст = 232 – (56 + 8) = 168.
Определим площадь стоянки по формуле:
F з.с = fа Ч Аст Ч Кп стр. 368.
Где fа – площадь занимаемая автомобилем...
Ремонт головки блока
цилиндров
Конструктивные особенности.
Головка цилиндров отлита из алюминиевого сплава имеет камеры сгорания клиновидной формы. Запрессованные седла и направляющие втулки клапанов. Седла клапанов изготавливаются из специального чугуна. Чтобы обеспечить высокую прочность при воздействии ударных нагрузок. Рабочие фаски седел обрабатываются после запрессовки в сборе с головкой цилиндров. Чтобы обеспечить точную соосность фасок с отверстиями направляющих вту...
Определение нагрузки от ветра на опору
Роп = 0,1 × Вр × Сх × Sоп
Сх − аэродинамический коэффициент лобового сопротивления для цилиндрических поверхностей, равный 0,7;
Sоп − площадь опоры на которую действует ветер:
Sоп =
Режим максимального ветра.
= 0,1 × qр × Сх × Sоп × n × 0,95 = 0,1× 542,959× 0,7×3,75×1,15×0,95= 155,7 даН
Режим гололеда.
= 0,1 × qр × Сх × Sоп &tim ...
В сцеплениях применяются цилиндрические, конические и тарельчатые (диафрагменные) пружины, изготавливаемые из стали марок 60С2, 60C2H2A и 50ХФА. При периферийном расположении пружин их число должно быть кратным числу рычажков выключения для исключения возможности перекоса нажимного диска при выключении сцепления и составлять 6...24. При определении числа пружин следует учитывать, что усилие, приходящееся на одну пружину, обычно не должно превосходить для автомобилей малой и средней грузоподъемности 600...700 Н, а для автомобилей большой грузоподъемности - 1000 Н.
Цилиндрическая пружина (рис. 2.4). Средний диаметр цилиндрической пружины D m и диаметр
| 4с -1 0,615 к„ =--------- + -- |
| 4(с -1) |
проволоки d выбирают из условий прочности при действии аксимальной силы P max при выключенном сцеплении. Тогда
Для сталей 60С2, 60C2H2A и 50ХФА допускаемые напряжения при кручении не должны превышать 600...750 МПа. Число рабочих витков оказывает влияние на жесткость пружины и выбирается в зависимости от необходимого усилия для управления сцеплением. При выключенном сцеплении
усилие на пружину не должно превышать усилия во включенном состоянии более чем на 20 %.
Деформация пружины при выключении сцепления под действием усилий растяжения P p и сжатия P e пружин при выключении сцепления, соответственно, определяется следующими зависимостями
l p = 8P p D 3 mn e /(Gd ) 4 , l e = 8P e Dln e /(Gd) 4 , (2.10)
где n e - число рабочих витков, d - диаметр прутка пружины, G - модуль сдвига (для стали G = 8 10 4 МПа).
Следовательно, Al = l e - l p = 8D m n e (P e - P p)/(Gd 4) . Если принять P e - P p = 0,2P p , то число рабочих витков можно определить по следующей формуле:
n, =AlGd 4 /(1,6Dm Pp). (2.11)
Учитывая, что крайние витки не участвуют в деформации пружины, полное число ее витков
n n = n e + (1,5...2,0) . (2.12)
Ход нажимного диска принимают для однодисковых и двухдисковых сцеплений в пределах 1,5...3 мм.
При выключенном сцеплении зазор между витками должен быть не менее 1 мм.
В таблице 2.2 представлены параметры и размеры цилиндрических пружин сцеплений некоторых автомобилей.
Коническая пружина (рис.2.5).Конические пружины обычно имеют прямоугольное сечение прволоки h/t=2,2...2,6; здесь t и h - ширина и высота сечения витка. Витки спирали конической пружины
навивают таким образом, чтобы при полном сжатии пружины все витки были совмещены в одной плоскости. Этим обеспечивается минимальная высота пружины, которая определяет длину спирали. Прямоугольное сечение по сравнению с круглым дает возможность получить большую жесткость при одинаковых малом и большом диаметрах витков. Напряжение в конической пружине
| Рис.2.5 |
х =P„rJ(yth 2), (2.13)
При расчете конических пружин необходимо иметь в виду, что радиус основания пружины по мере ее осадки уменьшается и ее характеристика становится нелинейной и имеет параболическую форму.
Пружины диафрагменного типа (рис.2.6). Расчет пружины диафрагменного типа может быть проведен по формулам, выведенным в предположении недеформированности сечения пружин.
| + h 2 |
| H - 0,5lj |
| P = |
| (2.16) |
| 1 Ъ - c |
| v |
| v |
1 1 Ъ Тl In - 6(Ъ - c) 2 1 а
где Е = Е /(1 -V), здесь Е - модуль упругости первого рода; V - коэффициент Пуассона, l - деформация пружины; Н - высота сплошной части пружины; h - толщина; а, Ъ, с - геометрические размеры.
Данная формула дает возможность построить характеристику пружины. Сплошные диафрагменные пружины имеют большую жесткость. Для уменьшения жесткости используются пружины с радиальными прорезями. Образованные при этом "лепестки" служат рычагами включения сцепления. Окна у основания лепестков предназначены для прохода заклепок, удерживающих опорные кольца.
Опасным расчетным сечением является сечение, проходящее по малому торцу пружины.
Наиболее нагруженным является основание лепестка. Наибольшего значения напряжения достигают в момент выключения сцепления, когда пружина становится плоской. Эквивалентное напряжение о э в опасной точке по теории максимальных касательных напряжений состоит из нормальных напряжений в окружном направлении о е и напряжения изгиба о и.
| (2.17) |
| >а 2 | ||
| >а 3 | ||
| 1 X ^ | )а, | |
| /3 | ||
| / | АХ | |
Таким образом,
О э =о,. + o t = j2
где p - коэффициент полноты лепестка; p = £ п п\п(а + e)], п - число лепестков; - ширина лепестка на радиусе 0,5 (а + е), a - угол подъема пружины; Н п - полная высота пружины. Причем,
d = (Ъ - а) /(ln Ъ), a = H n /(Ъ - e). а
Напряжение в пружинах, выполненных из материала 60С2А, составляет примерно 1000 МПа. На рис. 2.7 приведены упругие характеристики трех типов пружин (1 - пружина диафрагменного
типа, 2 - коническая пружина, 3 - цилиндрическая пружина). Центральные пружины диафрагменного типа,
для которых справедливо неравенство >/2 < (Н / h)< 2 ? имеют характеристику, содержащую участки с отрицательной жесткостью. Пружины такого типа широко используются в автомобильных сцеплениях.
Рис.2.7 Характеристики рабочих пружин
Ведущие диски. Ведущие диски обычно изготовливают из серого чугуна марок СЧ21 и СЧ24 (с перлитной структурой), обладающих хорошими фрикционными и противозадирными свойствами при работе в сочетании с фрикционными кольцами. Размеры дисков определяются размерами фрикционных колец. Ведущие диски поглощают и рассеивают значительную часть теплоты, возникающей в процессе буксования сцепления, и являются наиболее нагреваемыми деталями муфт сцепления. Для поглощения большого количества теплоты ведущие диски изготовляют массивными, а также достаточно жесткими для получения повышенного сопротивления короблению и обеспечения более равномерного давления на
ведомый диск. Для лучшей циркуляции охлаждающего воздуха иногда в дисках выполняют радиальные вентиляционные каналы. Ведущие диски должны вращаться совместно с маховиком и иметь возможность в момент выключения и включения сцепления перемещаться в осевом направлении относительно корпуса сцепления.
Различные варианты соединения ведущих дисков с маховиком приведены на рис. 2.8.
 |
При применении соединения нажимного диска посредством его выступов возникает трение в зоне соприкосновения прилива с кожухом при включении муфты сцепления. На преодоление этого трения затрачивается определенное усилие. Кроме того, в этих зонах отмечается износ, приводящий к появлению задиров.
В ведущем диске элементы, соединяющие диск с маховиком, рассчитывают на смятие, а пластины на растяжение. Напряжение смятия
^см =YM d max /(R Z F), (2.18)
где у - коэффициент, учитывающий распределение крутящего момента на ведущих дисках (для однодискового сцепления Y = 0,5), R - радиус элемента, z - число работающих элементов, F - площадь контакта.
В рассматриваемых конструкциях а см = 10...15МПа.
Ведомые диски. Применение ведомых дисков с приклепанными к нему планстинчатыми пружинами дает возможность получить более равномерную упругость по окружности: одну фрикционную накладку крепят непосредственно к диску, а вторую - к пластинчатым пружинам, причем последняя направлена к нажимному диску. Однако пластинчатые пружины способствуют увеличению момента инерции ведомого диска.
Более совершенной конструкцией является ведомый диск с прикрепленными тонкими сегментами, имеющими волнообразную форму (рис. 2.9).
Рис.2.9
|
Фрикционные кольца приклепаны к сегментам и в свободном состоянии удерживаются на определенном расстоянии одно от другого.
Таким образом, применение упругих сегментов меньшей толщины позволяет снизить массу диска, уменьшить момент инерции и получить диск с заданными упругими свойствами.
Ведомый диск изготовливают из стали, обладающей повышенной упругостью. Ступицу ведомого диска устанавливают на шлицевом конце первичного вала с сопряжением, обеспечивающим свободное
перемещение по валу. Длина ступицы для нормальных условий работы обычно равна наружному диаметру шлицев ведущего вала.
Напряжение среза и смятия в шлицевом соединении
а _ Ш дп«х
~ (D0 -dl)zl (219)
т _ 4M dmax
ср d + d m ) zib
где D 0 и d 0 - наружный и внутренний диаметры шлицев, z - число шлицев, l и b -длина и ширина шлицев.
Учитывая, что шлицевое соединение обеспечивает свободное перемещение ступицы, допускаемое напряжение смятия должно быть не более 30 МПа, а напряжение среза - до 15 МПа.
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.
