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.
Федеральное бюджетное Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Московского государственного индустриального
Университета
В г.Кинешма
ФБ ГОУ ВПО МГИУ)
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.
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.
Крутящий момент от двигателя к задним, ведущим колесам на «Жигулях», как и на всех других автомобилях, передается при помощи трансмиссии. В нее входят сухое однодисковое сцепление, четырехступенчатая коробка передач, карданные валы, гипоидная главная передача.
Начнем со сцепления. По сравнению с машинами, известными нашим автолюбителям, сцепление «Жигулей» устроено
несколько необычно. Оно снабжено пружиной диафрагменного типа. Водители старшего поколения, очевидно, помнят грузовики «Шевроле» времен Великой Отечественной войны. Тогда их сцепление с диафрагменной пружиной казалось курьезной особенностью. Сегодня же оно применяется на большей части новых легковых машин.
Диафрагменная пружина
Диафрагменная пружина
в свободном состоянии похожа на очень низкий усеченный конус. От его внутреннего отверстия идут прорези, образующие 18 лепестков. В механизме сцепления они играют роль упругих нажимных рычажков. При «осаживании» не только деформируются лепестки, но и «выворачивается» наружное кольцо.
В чем же достоинства такой пружины? Современные двигатели легковых машин стали очень быстроходными - шестью тысячами оборотов в минуту ныне никого не удивишь. При такой скорости вращения цилиндрические пружины, давящие на нажимной диск, под действием центробежных сил выгибаются наружу. Их усилие уменьшается, и сцепление пробуксовывает. Диафрагменные же пружины не боятся оборотов (поэтому они нашли применение прежде всего на гоночных машинах). Кроме того, они почти плоские, и весь узел в осевом направлении стал компактнее
и легче.
Сравнение характеристик пружин сцепления: ОВА - цилиндрическая; ОБА - диафрагменная. По вертикали отложено усилие, создаваемое пружиной, по горизонтали - величина ее сжатия .
И, наконец, самое важное. У цилиндрических пружин усилие строго пропорционально их сжатию (линия ОВА). Диафрагменные пружины ведут себя иначе. При их сжатии (точнее сказать, расправлении) усилие возрастает до определенного момента, а затем начинает падать (кривая ОБА). В точке А, соответствующей полностью включенному сцеплению, обе пружины создают одинаковое усилие. При сильном износе накладок ведомого диска сжатие каждой из пружин уменьшается на величину, соответствующую отрезку ГД. В этом случае сцепление с обычными пружинами начинает пробуксовывать, так как его усилия (ВГ вместо прежнего АД) недостаточно для передачи крутящего момента. У диафрагменной пружины при том же износе (ГД) накладок усилие (БГ вместо АД) изменилось мало. Это преимущество оказалось решающим, и несмотря на сложность изготовления и доводки диафрагменным пружинам сегодня отдается предпочтение.
Устройство сцепления
:
1 - ведомый диск;
2 - пружина демпфера;
3 - пластина;
4 - кожух сцепления;
5 - картер сцепления;
6 - вилка выключения;
7 - нажимной диск;
8 - пружина муфты;
9 - муфта выключения;
10 - выжимной шариковый подшипник;
11 - маховик;
12 - диафрагменная пружина;
13 - опорные кольца;
14 - упорный фланец;
15 - шаровая опора вилки;
16 - толкатель;
17 - рабочий цилиндр гидропривода;
18 - оттяжная пружина;
19 - регулировочная гайка с шаровой опорой;
20 - ступица ведомого диска;
21 - фиксатор диафрагменной пружины.
Устройство сцепления
. Диафрагменная пружина 12 помещена между нажимным диском 7 и кожухом 4 сцепления, привернутым к маховику 11 шестью болтами. Своей наружной кромкой она упирается в кольцевой выступ нажимного диска 7. На некотором расстоянии от этой кромки диафрагма зажата между двумя опорными кольцами 13. Они сделаны из круглой проволоки и прикреплены к кожуху 4 сцепления. Упираясь через них в кожух, диафрагменная пружина через нажимной диск 7 прижимает ведомый диск 1, сидящий на шлицах первичного вала, к маховику 11. Сцепление включено.
При нажатии на педаль муфта выключения 9, перемещаясь вместе со своим подшипником 10 в сторону маховика 11, давит через упорный фланец 14 на лепестки диафрагменной пружины 12. Эти лепестки, работая как упругие рычажки, заставляют ее перегнуться относительно колец 13. Таким образом наружная кромка пружины отходит от кольцевого выступа на нажимном диске 7 и через фиксаторы 21 оттягивает его от ведомого диска 1, который получает возможность свободно вращаться. Двигатель отъединен от трансмиссии.
Упорный фланец 14 служит для равномерного распределения усилия между лепестками пружины при выключении сцепления. Он соединен с кожухом 4 тремя упругими стальными пластинами 3, благодаря которым фланец имеет
возможность перемещаться вдоль своей оси.
При передаче крутящего момента могут происходить рывки, которые вредны для шестерен трансмиссии. Для сглаживания их служит демпфер. Между ведомым диском 1 и его ступицей 20 помещены шесть пружин 2, а также фрикционные кольца, сжимающие фланец ступицы. Пружины, подобно подвеске автомобиля, смягчают рывки, а кольца как фрикционные амортизаторы гасят возникшие колебания. С обеих сторон к ведомому диску приклепаны накладки толщиной 3,3 мм. Их наружный диаметр - 200 мм, внутренний - 142 мм.
Привод управления сцеплением
- гидравлический. Принципиально он не отличается от аналогичного узла такого автомобиля, как «Москвич». На многих европейских машинах применяется более простой и дешевый механический привод. Но он уступает гидравлической системе в надежности.
Усилие от педали передается на шток и поршень главного тормозного цилиндра. Жидкость, поступая под давлением
в рабочий цилиндр 17, перемещает его поршень и связанный с ним толкатель 16. Толкатель через регулировочную гайку 19 нажимает на вилку 6 выключения сцепления, которая, поворачиваясь относительно шаровой опоры 15, переместит выжимную муфту 9 с подшипником 10 вперед и выключит сцепление.
Уход за сцеплением.
Об исправности механизма можно судить по величине свободного хода педали или вилки 6 выключения. У нормально работающего сцепления между торцами упорного фланца 14 и подшипника 10 должен быть зазор. Им, собственно, и определяется свободный ход тормозной педали (24-30 мм, замеренные по ее центру) и свободный ход наружного конца вилки 6 (5 мм). Регулируется свободный ход перемещением гайки 19 при прокачанной системе гидравлического привода.
Если сцепление «ведет» (неполное его выключение) и ощущается «упругость» педали, - необходимо удалить из гидросистемы воздух. При заправке системы недопустимо пользоваться какой-либо иной жидкостью, кроме той, что указана в инструкции (ГТЖА-2 «Нева»). Владельцы «жигулей» должны помнить, что контакт «Невы» с воздухом ухудшает ее качество. Именно поэтому в бачке главного цилиндра установлен сильфон, герметизирующий его полость.
