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 Фролов Владимир Сергеевич

Вариант № семестр 8 2011/2012 учебный год

Оценка работы

Дата

Преподаватель: Ветюгов Александр Викторович Подпись:

Кинешма 2012г.

Исходные данные 2

Определение основных параметров сцепления 3

Расчет диафрагменной нажимной пружины 4

1. Расчет диафрагменной пружины на прочность 6

Расчет первичного ведомого диска 6

1. Расчет первичного вала КПП и ступицы ведомого диска 6

   Расчет заклепок крепления крупных пластин 7

Расчет болтов кожуха сцепления на срез, смятие и растяжение 7

Расчет показателей нагруженности 7

1. Расчет работы буксирования при трогании автомобиля 7

   Расчет сцепления на нагрев 8

Список литературы 10

Исходные данные:

Сила тяжести автомобиляG a = 27800 H; Максимальный крутящий момент КВ двигателя Мк max = 240 Hм; Момент инерции ведущих частей сцепления J c = 1.2 кг·м²; Угловая скорость КВ двигателя соответствующая Nemax ω п = 290 1/с; КПД трансмиссии η т = 0.85; Темп включения сцепления К 1 = 260 Н·м/с; Передаточное число КПП И к = 3.2; Передаточное число главной передачи И о = 5.8; Радиус колеса r к = 0.42 м; Приведенный коэффициент дорожного сопротивления ψ = 0.04; Коэффициент запаса сцепления β = 1.7; Масса нажимного диска m нд = 3.8 кг;

1. 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 = 0.0952 (м);

Задаваясь коэф. трения по чугуну μ = 0.3, необходимое усилие диафрагменной пружины будет равно:

Р = = 7142.8 (H);

Исходя из выбранных параметров, площадь накладок будет равна:

Sн = (Dн² – Dв²) = 0.785 · 0.0362 = 0.0284 (м²);

Определим давление на фрикционную накладку:

Ро = < = 0.2515 < 0.3 (МПа);

Фрикционная накладка выдержит данное давление.

1. Расчет диафрагменной нажимной пружины.

Для создания минимальных напряжений в пружине, наружный ее диаметр должен быть выбран на 20-30 мм болше.

Выбираем радиус: в = = = 0.13 (м) ; Внутренний диаметр пружины определяем из соотношения:

= 1.15 … 1.5 → а = 0.1 (м);

Радиус опорного кольца пружины С, определяется в связи с рекомендацией данного источника:

С = а + (2 … 3) = 0.12 (м); Рабочий ход пружины равен:

hp = (2·Δн +W)·Zд = 2.6 (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);

где: Е΄ = = 225225; Е – модуль упругости (для стали 65Г и 60С2) = 2.1·10⁵ (МПа); h = = 2.5 … 3 (мм) – толщина пружины; μ = 0.26 – коэф. Пуассона; Н = 1.6….2.2h;

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 · = 71.25 ;

W2 вкл = W1(в) = 3.4 · = 32.3 ;

где: W1(в) = 3.4 ,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).

Определяется ход подшипника при выключенном сцеплении:

Δ = W2 вык - W2 вкл = 7.5 – 3.23 = 4.27 (мм);

Усилие на подшипник определяется по формуле:

Р2 = Р = 7142.8 · = 751.8 (Н) ;

где: Р – допускаемая нагрузка (из предыдущего расчета) = 7142.8 (Н).

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 ...

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).

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.