Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 5)

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.

2.6 Расчёт сцепления

Выбираем наружный диаметр ведомого диска из условия, что М_дmax402 Нм и максимальной частоты вращения коленвала двигателя _max335,1 рад/с:

D_н342 мм – наружный диаметр накладки,

d_в186 мм – внутренний диаметр накладки,

5 мм – толщина фрикционной накладки,

i2 – число пар поверхностей трения.

2.6.1 Оценка износостойкости сцепления

Степень нагружения и износостойкость накладок сцепления принято оценивать двумя основными параметрами:

• удельным давлением на фрикционные поверхности

• удельной работой буксования сцепления;

Расчёт удельного давления на фрикционные поверхности:

, Н/м², где p_пр – сила нормального сжатия дисков, Н; F – площадь рабочей поверхности одной фрикционной накладки,

м²; [p₀]0,20,25 МПа – допускаемое давление, обеспечивающее потребный ресурс работы накладок.

Определение силы нормального сжатия:

Н,

где М_дmax – максимальный момент двигателя, Нм; 2,25 – коэффициент запаса сцепления; 0,27 – коэффициент трения; R_ср – средний радиус фрикционной накладки, м, т.о. кН, а МПа – потребный ресурс накладок обеспечен.

Расчёт удельной работы буксования сцепления:

,

где L_уд – удельная работа буксования; L_ – работа буксования при трогании автомобиля с места, Дж; F_сум – суммарная площадь рабочих поверхностей накладок, м²;

Дж,

где J_а – момент инерции автомобиля, приведённый к входному валу коробки передач, Нм,

где m_а10525 кг – полная масса автомобиля; m_п0 кг – полная масса прицепа; i_к и i₀ –передаточные числа соответственно коробки передач и главной передачи (i_к4,10, i₀6,32); 1,05 – коэффициент учёта вращающихся масс.

Нм²;

 – расчётная угловая частота вращения коленвала двигателя, рад/с: для автомобиля с карбюраторным двигателем: рад/с, где _М182 рад/с – угловая частота вращения коленвала двигателя при максимальном крутящем моменте; b – коэффициент, равный 1,23 для автомобилей с карбюраторными двигателями; М_т – момент сопротивления движению при трогании с места, Нм,

где 0,016 – коэффициент сопротивления качению (на горизонтальной дороге с асфальтовом покрытии); _т0,82 – к.п.д. трансмиссии.

Нм.

МДж.

МДж/м²

L_уд2,5985 МДж/м²<[L_уд]4 МДж/м², следовательно потребный ресурс накладок обеспечен.

2.6.2 Оценка теплонапряжённости сцепления

Нагрев деталей сцепления за одно включение определяем по формуле:

С,

где 0,5 – доля теплоты, расходуемая на нагрев детали; с482 Дж/(кгК) – теплоёмкость детали; m_д16 кг – масса детали; [t]1015 С.

, т.о.

Потребная теплонапряженность обеспечена.

2.7 Расчёт деталей сцепления на прочность

2.7.1 Расчёт нажимных пружин сцепления

Определение усилия, развиваемого одной пружиной:

Н,

где Z18 – число пружин.

Н.

Принимаем, что отношение диаметров , тогда потребный диаметр проволоки для пружин сцепления определим по формуле:

,

где y – коэффициент концентраций напряжений, при m6 y1,25; [_пр]700900 МПа – допускаемое напряжение кручения.

мм.

Принимаем значение d4,5 мм.

Определяем диаметр витка пружины по известным d и m: мм.

Число рабочих витков пружины:

,

где G910⁴ МПа – модуль упругости при кручении; с – жёсткость пружины, ,

где Н – приращение сил сопротивления пружины выключения сцепления; – приращение сжатия пружины при выключении сцепления,

где i – число пар трения; 1,01,5 мм – осевая деформация ведомого диска, тогда

мм.

Н/мм<5090 Н/мм.

.

2.7.2 Расчёт пружин демпфера сцепления

Для расчёта пружин демпфера сцепления принимаем:

• z8 – число пружин;

• d4 мм – диаметр проволоки;

• D_ср16 мм – средний диаметр витка;

• n_п5 – полное число витков;

• С300 Н/мм – жёсткость пружины;

• М_тр100200 Нм – момент трения фрикционных элементов демпфера.

Момент предварительной затяжки пружин:

Нм

Максимальное напряжение пружины демпфера определяется по формуле:

,

где n – число ведомых дисков сцепления, т.о. Нм.

Усилие, сжимающее одну пружину демпфера:

,

где R0,08 м – радиус приложения усилия к пружине; z – число пружин.

Н.

Принимая во внимание большую жёсткость пружин демпфера, напряжение вычисляем по формуле, учитывающей форму сечения, кривизну витка и влияние поперечной силы:

, МПа

где К – коэффициент, учитывающий форму сечения, кривизну витка и влияние поперечной силы на прочность; []=700900 МПа.

,

где , тогда , а МПа, т.о. – условие прочности выполняется.

2.7.3 Расчёт ступицы ведомого диска

Напряжение смятия шлицов ступицы определяется по формуле:

, МПа

где , а d_н40 мм – наружный диаметр шлицов; d_в30 мм – внутренний диаметр шлицов; ; l60 мм длина шлицов; z10 число шлицов; 0,75 – коэффициент точности прилегания шлицов; [_см]1530 МПа – допустимое напряжение смятия.

мм, мм², Н, тогда

МПа,

т.о. 22,97 МПа<30 МПа  – условие выполняется.

Напряжение среза шлицов ступицы определяется по формуле:

,

где b8 мм – ширина шлицов; [_срmax]515 МПа – допустимое напряжение среза.

МПа,

т.о. 14,36 МПа<15 МПа  – условие выполняется.

Материал ступицы – Сталь 35, 40Х.

Материал ведомого диска – Сталь 50, 65Г.

2.7.4 Расчет вала сцепления

Вал сцепления рассчитывается на скручивание по диаметру впадин шлицевой части. Задав допустимое напряжение кручения [_max]70 МПа, находим:

м.

Проверку шлицов на смятие проводим по формуле:

, МПа

где – средний радиус приложения окружной силы, м; h, l – высота и длина шлицов ступицы ведомого диска, см.

МПа.

Проверку шлицов на срез проводим по формуле:

, МПа

где b8 мм – ширина шлицов ступицы ведомого диска, см.

МПа.

[_см]1530 МПа, [t_срmax]=5¸15 МПа

_{, – условие прочности выполняется.}

2.8 Привод сцепления

Усилие на педали выключения вычисляем с учётом увеличения силы нажимных пружин при включении на 20%:

_,

_{где Рпр12125 Н – сила давления пружины; u – общее передаточное число привода; т0,8 – кпд привода.}

_,

_{где u1 и u2 - передаточное число соответственно педального привода и механизма выключения сцепления. Для механического привода:}

_,

_{где а400; b85; с110; d60; l88; f17, откуда ; ;}

_{, тогда}

_Н.

_{На проектируемом автомобиле сила давления на педаль не должна превышать 200 Н. Следовательно, необходимо предусмотреть установку в приводе сцепления усилителя. Свободный ход педали должен составлять 3550 мм, а полный ход – не менее 180 мм.}

Рис. 2.1. Механический привод сцепления.

2.9 ТО сцепления в процессе эксплуатации

Применение механического привода выключения сцепления и подшипника выключения сцепления с постоянным запасом смазочного материала, закладываемого при производстве на заводе-изготовителе, позволило существенно снизить трудоёмкость при обслуживании сцепления и его привода в процессе эксплуатации.

Уход за сцеплением и его приводом заключается в периодической проверке технического состояния, очистке механизмов от грязи, регулировке свободного хода педали, своевременной подтяжке всех резьбовых соединений, смазке вилки выключения сцепления и вала педали сцепления в соответствии с картой смазки, а также в устранении отдельных неисправностей, возникающих во время эксплуатации.

Нужно тщательно следить за степенью затяжки болтов крепления картера сцепления к блоку цилиндров двигателя. Момент затяжки должен быть в пределах 810 кгсм. Болты затягиваются равномерно, последовательно, крест-накрест.

Основными деталями сцепления, требующими замены или ремонта в процессе эксплуатации, являются подшипник выключения сцепления, накладки и сам ведомый диск, а также нажимной диск и рычаги выключения сцепления.

Список используемой литературы

1. Автомобиль (учебник водителя третьего класса). Калисский В. С., Манзон А. И. и др.- М.: Транспорт, 1970.- 384с.

2. Автотранспортные средства: Методические указания к выполнению курсового проекта.- Вологда: ВПИ, 1986, 36с.

3. Баринов А. А. Элементы расчёта агрегатов автомобиля: Учебное пособие. – Вологда: ВоПИ, 1994. – 132 с.

4. Краткий автомобильный справочник.-10-е изд., перебран. и доп. – М.: Транспорт, 1984.-220с., ил., табл.

5. 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.

6. Теория эксплуатационных свойств АТС. Тягово-скоростные свойства. Методические указания к практическим занятиям для студентов специальности 150200.- Вологда: ВоГТУ.- 2000.- 46 с.

Характеристики

Список файлов реферата