Курсовой Проект Сцепление
Курсовой Проект Сцепление
Название: Конструирование и расчет фрикционного сцепления автомобиля
Раздел: Рефераты по транспорту
Тип: курсовая работа Добавлен 03:20:26 02 марта 2010 Похожие работы
Просмотров: 7483 Комментариев: 15 Оценило: 9 человек Средний балл: 4 Оценка: 4 Скачать
Министерство образования и науки РФ
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
«Конструирование и расчет фрикционного сцепления автомобиля»
Министерство образования и науки РФ
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
«Конструирование и расчет фрикционного сцепления автомобиля»
1. Назначение и требования к сцеплению
2. Анализ существующих конструкций сцепления
4.1 Выбор основных параметров сцепления
4.3.2 Цилиндрическая нажимная пружина
4.7 Расчет привода фрикционного сцепления
5. Техническое обслуживание спроектированной конструкции
1. Назначение и требования к сцеплению
Сцепление представляет собой узел трансмиссии, передающий во включенном состоянии крутящий момент и имеющий устройство для кратковременного его выключения. Сцепление предназначено для плавного трогания автомобиля и кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии при переключении передач и предотвращения воздействия на трансмиссию больших динамических нагрузок, возникающих на переходных режимах.
С учетом назначения, места в схеме передачи энергии трансмиссией автомобиля, к сцеплению предъявляются следующие специфические требования:
1.Надежная передача крутящего момента от двигателя к коробке передач. Обеспечивается необходимым запасом момента сцепления (момента трения) на всех режимах работы двигателя, сохранением нажимного усилия в необходимых пределах в процессе эксплуатации.
2.Полнота включения, т. е. отсутствие пробуксовывания ведущих и ведомых деталей сцепления, обеспечивающая надежную передачу крутящего момента двигателя. Достигается в эксплуатации наличием зазора в механизме выключения и недопущением попадания смазочного материала на трущиеся поверхности.
3.Полнота («чистота») выключения, обеспечивающая полное разъединение двигателя и трансмиссии. Достигается заданной величиной рабочего хода подшипника выключения и соответственно рабочим ходом педали сцепления.
4.Плавное включение, обеспечивающее заданную интенсивность трогания с места автомобиля или после включения передачи. Достигается конструкцией сцепления, его привода и темпом отпускания педали водителем.
5.Предохранение трансмиссии и двигателя от перегрузок и динамических нагрузок. Достигается оптимальной величиной запаса момента сцепления, установкой в нем гасителя крутильных колебаний, специальными мероприятиями в конструкции ведомых дисков.
6.Малый момент инерции ведомых деталей сцепления, снижающий ударные нагрузки на зубья колес при переключении передач.
7.0беспечение нормально теплового режима работы и высокой износостойкости за счет интенсивного отвода тепла от поверхностей трения.
8.Хорошая уравновешенность с целью исключения «биений» и соответственно динамических нагрузок при работе сцепления.
9.Легкость и удобство управления, возможность автоматизации процессов включения и выключения.
К сцеплениям предъявляют и общие конструкционные требования, такие как: простота устройства, малая трудоемкость и удобство технического обслуживания; минимальные размеры и масса; технологичность и низкая стоимость производства; ремонтопригодность; низкий уровень шума.
2. Анализ существующих конструкций сцепления
В современном автомотостроении применяются фрикционные, гидравлические и электромагнитные типы сцепления.
Фрикционные сцепления бывают: полуцентробежные, с созданием нажимного усилия пружинами, с автоматической регулировкой нажимного усилия, с созданием нажимного усилия электромагнитными силами (Рис. 1)
Фрикционные сцепления получили основное распространение.
Данный тип сцеплений неприхотлив в эксплуатации, конструктивно прост, имеет малые трудовые затраты в изготовлении и эксплуатации. Конструкция данного типа сцепления обеспечивает выполнение всех требований, предъявляемых к автомобильным транспортным средствам. Передача крутящего момента осуществляется за счет сил трения нажимным, фрикционным и опорным дисками. Обеспечение величины силы трения осуществляется нажимными пружинами. Сцепление оборудовано узлами гашения крутящих колебаний. Выключение и плавное включение сцепления осуществляется системой рычагов и упорным подшипником.
Рис 1. Фрикционное сцепление с созданием нажимного усилия электромагнитными силами: 1 – кожух; 2 – нажимной диск; 3 – якорь электромагнита; 4 – диск; 5 – контактные кольца; 6 – муфта блокировки сцепления; 7 – щетки; 8 – электромагнит; 9 – пружины.
Гидравлическое сцепление (Рис. 2) в основе нашло применение в транспортной технике, работающей в трудных дорожных условиях, где требуется мягкая передача крутящего момента от двигателя к трансмиссии. Конструктивно данное сцепление сложное, критично к эксплуатационному обслуживанию, требуется постоянный контроль за состоянием деталей сцепления и рабочей гидрожидкости. Конструкция сцепления представляет собой гидронасос и турбину. Передача крутящего момента и плавность работы происходит за счет движения рабочей жидкости между насосом и турбиной. Выключение сцепления производится за счет удаления рабочей жидкости из сцепления.
Рис 2. Гидромуфта: 1 – насосное колесо; 2 – турбинное колесо; 3 – клапаны опорожнения; 4 – клапаны заполнения; 5 – радиатор; 6 – предохранительный клапан; 7 – бак; 8 – насос питания.
Электромагнитное сцепление (Рис. 3) предназначено для применения в автоматических системах трансмиссии. Конструктивно данный тип сцеплений представляет собой электромагнит с ферромагнитным рабочим веществом. Включение сцепления производится подачей в катушки электромагнита рабочего напряжения. Основной недостаток данного типа сцепления заключается в том, что катушка сцепления во все время работы находится под напряжением, что сокращает срок эксплуатации, жесткое включение сцепления. Данный тип сцепления применяется в ограниченных видах транспортной техники.
Рис 3. Электромагнитное порошковое сцепление
1 – маховик; 2,3,6,7 – магнитопровод; 4 – обмотка возбуждения; 5 – вывод; 8 – диски из немагнитного материала.
Выбор конструктивной схемы включения принятие решений по следующим вопросам: тип сцепления и привода, число ведомых дисков, тип и число нажимных пружин, размеры фрикционных накладок, значение коэффициента запаса сцепления.
В современных автомобилях наибольшее распространение получили сухие фрикционные одно- и духдисковые сцепления с неавтоматическим механическим приводом. Другие типы сцепления применяются, в основном, на специальных автомобилях. Механический привод применяется при размещении педали сцепления вблизи от сцепления. Гидравлический привод имеет более высокий КПД, обеспечивающий лучшую герметичность кабины (кузова), позволяет использовать подвесную педаль и проще по конструкции при значительном удалении педали от сцепления и опрокидывающейся кабине.
На основании вышеизложенного, а также достаточно высокого КПД соответствия всем требованиям к сцеплению выбираю на проектируемый автомобиль сухое фрикционное однодисковое сцепление с гидравлическим приводом.
Диафрагменные (тарельчатые) пружины получили широкое применение в сцеплениях легковых и изготовленных на их шасси грузовых автомобилях. Обычно применяют пружину, хотя известны конструкции с двумя пружинами (грузовые автомобили). На грузовых автомобилях, как правило, используются сцепления с периферийным расположением цилиндрических витых пружин, например сцепление автомобиля ГАЗ-53.
На основании вышеизложенного выбираю для проектируемого сцепления 9 цилиндрических витых пружин с их периферийным расположением.
Отечественные легковые и грузовые автомобили грузоподъемностью до 5т имеют однодисковые сцепления. Автомобили грузоподъемностью более 7т (МАЗ-500А, КАМАЗ, ЗИЛ-133Г), а также автомобили повышенной проходимости (УРАЛ-375, МАЗ-509) имеют двухдисковое сцепление. Следовательно, для проектируемого автомобиля выбираю однодисковую конструкцию сцепления.
Значение коэффициента выбирают в зависимости от типа автомобиля: для легковых автомобилей 1.3-1.75; грузовых одиночных 1.6-2.2.; грузовых работающих с прицепом 2.0-2.5; автомобилей повышенной проходимости, работающих с прицепом 2.5-3.0. Большие значения принимаются для сцеплений, работающих в тяжелых условиях (автобусы городского типа, автомобили-самосвалы, автомобили повышенной проходимости, автомобили с малой удельной мощностью).
Для проектируемого сцепления выбираю b = 1.8.
4.1 Выбор основных параметров сцепления
С учетом данных ОСТ 37.001.463-87 по максимальному моменту двигателя Me max = 190 Н×м предварительно выбираем сцепление. В соответствии с определением с внешним диаметром сцепления и ГОСТом 1786-95 устанавливаем размеры накладок: Dн = 250 мм; Dв = 155 мм; толщина накладки = 4,0 мм.
Требуемое нажимное усилие на поверхностях трения вычисляется по формуле
где b - коэффициент запаса сцепления, принимаем b = 1,8;
m - коэффициент трения, принимаем m = 0,3;
i – число поверхностей трения, у однодискового сцепления i = 2
Удельное давление на фрикционные накладки
Величина q оказывает существенное влияние на интенсивность износа накладок и не должна превышать рекомендуемых значений (0,15…0,25 МПа)
Для расчета работы буксования используют формулы, базирующиеся на статической обработке экспериментальных данных. Для практических расчетов может быть использована следующая формула
где Ja – приведенный момент инерции автомобиля, Н×м×с2 ;
wе – угловая скорость вращения коленчатого вала, с-1 ;
Мy - момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя, Н×м
Момент инерции Ja определяют по формуле
где ik и i0 – передаточные числа коробки перемены передач и главной передачи, по заданию ik = 3,1 и i0 = 5,3;
ma – полная масса автомобиля, по заданию ma = 3550 кг
Угловая скорость коленчатого вала двигателя при максимальной скорости
Угловая частота вращения коленчатого вала двигателя в момент включения сцепления
Приведенный момент сопротивления движению
где y - коэффициент суммарного сопротивления дороги;
hтр – коэффициент полезного действия трансмиссии
Массу нажимного диска находим из формулы
где g - доля теплоты, приходящаяся на рассчитываемую деталь, g = 0,5;
с – удельная массовая доля чугуна, с = 481,5 (Дж/(кг×град))
Исходя из массы диска и плотности материала определим толщину нажимного диска
Нажимной диск обычно выполняется из чугуна, который имеет низкое сопротивление растяжению и при воздействии центробежных сил может разрушится. Поэтому он проверяется по величине окружной скорости
4.3.2 Цилиндрическая нажимная пружина
Нажимное усилие одной пружины вычисляют по формуле
где Р1 – номинальная сила, действующая на пружину;
Dl – рабочий ход пружины, принимаем равным 3,0 мм
При выключении сцепления деформация пружин увеличивается на величину хода Dl, в результате чего сила упругости возрастает до значения Р2 . Управление сцеплением не затрудняется, если усилие пружин при деформации увеличится на величину не более 10-20%,т.е.
Определяем коэффициент, учитывающий кривизну витков и влияние поперечной силы
С ГОСТ 14963-78 номинальный диаметр принимаем d = 5,0 мм
Жесткость пружины составляет величину
где G – модуль упругости при кручении;
Так как посадка витка на виток не допустима, то при предельной нагрузке Р2 , должен оставаться зазор между витками
Шаг пружины t, в свободном состоянии
Высота пружины в свободном состоянии
Высота пружины при предварительной деформации (под нагрузкой Р1 )
Вал сцепления рассчитывают на кручение по максимальному крутящему моменту двигателя Me max . Диаметр вала в самом узком сечении должен быть не менее
где [t] – допускаемые касательные напряжения, [t] = 100 МПа
В соответствии с ГОСТ 6636-69 – «Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры» расчетный диаметр вала принимаем dв = 21 мм.
Для применяемых соотношений элементов шлицевых соединений основным является расчет на смятие
где a - коэффициент точности прилегания шлицев, a = 0,75;
D и d – диаметр вершин и диаметр впадин шлицев, соответственно, м;
Для применяемых соотношений элементов шлицевых соединений основным является расчет на смятие
Динамическая нагрузка на подшипник выключения
где Р – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;
L – долговечность подшипника, млн. об.;
n- степень для шариковых подшипников, n = 3
Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле
где Q – осевое усилие на подшипник, Н;
Y – переводной коэффициент осевой нагрузки, Y = 2,3;
kб – коэффициент безопасности, kб = 1,55;
kт – температурный коэффициент, kт = 1,0
Осевое усилие, действующее на подшипник, вычисляется по формуле
где ip – передаточное число рычагов выключения, ip = 4
Эквивалентная динамическая нагрузка
Долговечность подшипника вычисляется по формуле
где 0,1 – коэффициент, показывающий, что время работы подшипника составляет 10% от времени работы автомобиля;
S – пробег автомобиля до капитального ремонта, км;
n – обороты подшипника при выключении сцепления, n = 1000 мин-1 ;
Vср – средняя скорость автомобиля, Vср = 35 км/ч
Динамическая нагрузка на подшипник выключения
4.7 Расчет привода фрикционного сцепления
Передаточное число гидравлического привода выключения сцепления
где - передаточное число педали, в существующих конструкциях;
- передаточное число рычага выключения;
Определяем максимальное усилие на педаль сцепления
5. Техническое обслуживание спроектированной конструкции
Техническое обслуживание спроектированного сцепления заключается в регулировке его привода, своевременной подтяжке болтовых соединений, смазывании вала вилки выключение сцепления и вала педали, очистке деталей от грязи.
Нужно тщательно следить за затяжкой болтов крепления картера сцепления к блоку цилиндров. Момент затяжки болтов должен быть 80...100 Н×м. Болты нужно затягивать равномерно крест-накрест. Сцепление не должно пробуксовывать при включенном положении, а при нажатии на педаль должно полностью выключаться. Свободный ход педали должен составлять 30...45 мм, полный ход – 150-180 мм.
По мере износа фрикционных накладок уменьшается свободный ход педали, в результате чего сцепление может пробуксовывать. Это приводит к быстрому износу ведомого диска, износу подшипника выключения сцепления. В случае чрезмерного свободного хода (свыше 45мм) при нажатии на педаль не происходит полного выключения сцепления. Это ведет к повышенному износу ведомого диска и затрудняет переключение передач (повышается износ синхронизаторов в коробке передач).
1. ГОСТ 2.105-95. Общие требования к текстовым документам, - Минск, Международный совет по стандартизации, метрологии и сертификации, 1996.-19 с.
2. Единая система конструкторской документации. Общие правила выполнения чертежей М.: Изд-во стандартов, 1991.-158 с.
3. Конструирование и расчет фрикционного сцепления автомобиля, Методическое указание к выполнению курсового проекта по дисциплине «Автомобили». Иваново-2006 г.
4. Сцепление транспортных и тяговых машин. Под редакцией Ф.Г. Геккера, В. М. Шарипова, Г. М. Щеренкова. Машиностроение 1989.-340 с.
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.
Курсовая работа: Конструирование и расчет... - BestReferat.ru
курсовой проект сцепление - Чертежи РУ
курсовая работа - Сцепление автомобиля.
Расчет автомобиля с разработкой двухдискового сцепления
Конструирование и расчет фрикционного сцепления автомобиля
Способы Реферат
Кузовлев 9 Класс 1 Четверть Контрольная Работа
Сочинение На Тему Иван 3
Курсовая Работа На Тему Функции Государства
История Школьной Формы В России Сочинение