Сцепление автомобиля ГАЗ 3102 "Волга"

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

сцепление конструкция привод подшипник

Введение

1. Назначение сцепления

1.1 Классификация сцеплений

2. Анализ использования различных видов конструкций

3. Конструктивная схема

4. Исходные данные

5. Оценка износостойкости сцепления

5.1 Оценка теплонапряженности сцепления

5.2 Расчет нажимных пружин сцепление

6. Расчет пружин демпфера сцепления

6.1 Расчет ступицы ведомого диска

6.2 Расчет демпфера пружины сцепления

6.3 Расчет вала сцепления

6.4 Расчет подшипника выключения сцепления

6.5 Расчет привода сцепления

6.6 Расчет усилия на педаль

6.7 Расчет полного хода педали гидравлического привода

7. Техническое обслуживание сцепления

Вывод

Список использованной литературы



Введение

Сцепление является важным агрегатом трансмиссии. Оно размещено между двигателем и коробкой передач и предназначено для кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии и их соединения вновь с необходимой плавностью. Сцепление служит так же для предохранения деталей трансмиссии от динамических перегрузок.

Кратковременное отсоединение двигателя от трансмиссии необходимо при переключении передач, при торможении автомобиля, а так же при пуске двигателя в холодную погоду, чтобы снизить сопротивление проворачиванию коленчатого вала.

В соответствии с назначением конструкция сцепления отличается тем, что связь между ведущим и ведомым его частями осуществляется регулируемой силой механического трения, гидродинамическими силами или электромагнитным полем. Эти способы связи между ведомыми и ведущими частями сцепления обеспечивают возможность вращения их с различной угловой скоростью, что необходимо для плавного соединения двигателя и трансмиссии, а так же ограничивают передаваемый крутящий момент.

В данной работе произведены расчеты сцепления автомобиля ГАЗ 3102 «Волга», с увеличенным на 10% крутящим моментом а так же рекомендации по его техническому обслуживании.



1. Назначение и классификация сцеплений

Сцепление предназначено для плавного трогания автомобиля с места, кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии при переключении передач и предотвращению воздействия на трансмиссию больших динамических нагрузок, возникающих на переходных режимах и при движении по дорогам с плохим покрытием.

При конструировании фрикционных сцеплений помимо основных требований (минимальная собственная масса, простота конструкции, высокая над?жность и т.п.) необходимо обеспечить следующее:

1) надежную передачу крутящего момента от двигателя к трансмиссии при любых условиях эксплуатации;

2) плавное трогание автомобиля с места и полное включение сцепления;

3) полное отсоединение двигателя от трансмиссии с гарантированным зазором между поверхностями трения;

4) минимальный момент инерции ведомых элементов сцепления для более л?гкого переключения передач и снижения износа поверхности трения в синхронизаторе;

5) необходимый отвод теплоты от поверхности трения;

6) предохранение трансмиссии от динамических перегрузок.

1.1 Классификация сцеплений

Сцепление классифицируют по следующим признакам:

1. По способу передачи крутящего момента сцепление бывает: фрикционное, гидравлическое, электромагнитное.

2. По способу управления различают: сцепление с принудительным управлением, с усилителем и без усилителя, а также с автоматическим управлением.

3. По способу создания давления на нажимной диск сцепления делят на: пружинные, полуцентробежные и центробежные.

4. По форме поверхностей трения различают: дисковые, конусные и барабанные сцепления.

5. По числу ведомых дисков сцепления бывают: одно-, двух- и многодисковые.



2. Анализ использования различных видов конструкций

На современных автомобилях обычно устанавливают одно- или двухдисковые фрикционные сцепления с принудительным управлением. Такие конструкции позволяют обеспечить основные требования, предъявляемые к сцеплениям. Однодисковые сцепления просты в изготовлении и обслуживании, обеспечивают хороший отвод теплоты от пар трения, имеют небольшую массу и высокую износостойкость. Двухдисковые сцепления вызывают необходимость использования повышенного усилия выключения, имеют большие габариты, значительный момент инерции ведомых деталей и увеличенный ход выключения. На многих современных автомобилях и автобусах устанавливают автоматические сцепления для обеспечения плавного трогания с места и переключения передач автоматически.



3. Конструктивная схема

Сцепление автомобиля ГАЗ-3102 - сухое, однодисковое. Состоит из следующих основных частей: ведущего диска, кожуха, нажимного диска, рычагов выключения сцепления, опорных вилок и пружин, ведомого диска в сборе.

На боковых поверхностях кожуха 14 имеются три прямоугольных окна, в которые входят выступы нажимного диска 9. Такое соединение обеспечивает передачу крутящего момента от кожуха на нажимной диск, а также центрирование и возможность осевого перемещения нажимного диска относительно кожуха. Нажимное усилие создается с помощью девяти двойных (наружной и внутренней) пружин, расположенных между кожухом и нажимным диском.



Рис. 1 Сцепление и привод выключателя сцепления ГАЗ 3102 1 - шаровая опора; 2 - регулировочная гайка; 3, 16, 17 - пружины; 4 - опорная вилка; 5 - вилка выключения сцепления; 6 - толкатель; 7 - рабочий цилиндр; 8-маховик; 9 - нажимный диск; 10 - рычаг выключения сцепления; 11 - картер; 12 - ведомый диск; 13 - теплоизолирующая шайба; 14 - кожух; 15 - главный цилиндр; 18 - подшипник выключения сцепления; 19 - муфта выключения сцепления; 20 - защитные поролоновые кольца; 21 - толкатель; 22 - педаль

4. Исходные данные

Исходные данные для расчета ГАЗ 3102 «Волга» представлены в табл.1

Таблица 1

ГАЗ102

Mmax	181,5 Нм*10=199,65	Максимальный крутящий момент
Dн	215 мм	Наружный диаметр фрикционной накладки
dв	140 мм	Внутренний диаметр фрикционной накладки
i	2	Число пар трения поверхностей
в	1,5	Коэффициент запаса сцепления
м	0,3	Коэффициент трения
ma	1900 кг	Масса автомобиля (Полная)
rk	0,356 м	Радиус качения колеса
iкпп	3,5	Передаточное число кпп
iгп	3,9	Передаточное число главной передачи
b	1,25	Коэффициент, учитывающий систему питания
ш	0,01	Коэффициент сопротивления качению
nтр	0,9	КПД трансмиссии
г	0,5	Коэффициент учитывающий долю теплоты на нагрев деталей
с	550	Теплоемкость деталей
mд	25,6 кг	Масса детали
M	9	Отношение диаметра витка к диаметру проволоки
Y	1,05	Коэффициент концентрации напряжения
G	12*104 МПа	Модуль упругости при кручении
?	1,3	Приращение осевой деформации ведомого диска
Z	6	Количество пружин демпфера сцепления
dпр	6 мм	Диаметр проволоки демпферной пружины
Dср	19 мм	Средний диаметр витка демпферной пружины
nп	6	Полное число витков демпферной пружины
R	50 мм	Радиус приложения усилия
С	70 Н/мм	Жесткость пружины
Z	10	Количество шлицов
Dш	29 мм	Наружный диаметр ступицы
dш	23 мм	Внутренний диаметр ступицы
bш	4 мм	Ширина паза
г`	0,4	коэффициент, учитывающий долю крутящего момента передаваемого одним ведомым диском
б	0,75	коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилий м/д шлицами
R	34 мм	Радиус выступа
N	1	Число ведомых дисков
Z	6	Количество нажимных пружин
Г	1,2	Коэффициент концентрации напряжений
[фкр]	800	Допустимое напряжение кручения
?	1,3	приращение осевой деформации ведомого диска
l`ш	30 мм	Длина шлицов на первичном валу



5. Расчет сцепления

5.1 Оценка износостойкости сцепления

Степень нагружения и износостойкость накладок сцепления принято оценивать двумя основными параметрами: p₀ допускаемым давлением на фрикционные поверхности и L_уд удельной работой буксования сцепления.

Для этого рассчитаем статический момент передаваемый сцеплением:

Мс = Мe_max*в = 199,65*1,36= 272,25 Н*м (1)

Где в принимаем равным 1,36.

Наружный радиус дисков рассчитаем по формуле:

Rн = 5*10^-3 * = 5*10^-3 * = 0,098 м. (2)

где А принимаем равным 4,8

Внутренний радиус фрикционных накладок

R_в =0,6*Rн = 0,058 м. (3)

Рассчитанные величины приводим в соответствие со стандартными размерами ГОСТ 12238-76 с учетом максимального крутящего момента двигателя:

D_н = 215 мм

d_в = 140 мм

Определим силу нормального сжатия диска:

Р_пр = = = 5 156,25 Н (4)

где число пар трения, принимаем равным - 2.

- расчетные коэффициент трения, принимаем равным - 0,3.

- средний радиус накладок, вычисляем по формуле:

= = 0,088 м. (5)

Определим давление на фрикционные накладки:

= = 99 786,87 Па или 0,099 кПа. (6)

Где F - площадь поверхности одной стороны фрикционной накладки.

Таким образом, делаем вывод, что расчетное значение давления на фрикционные накладки соответствует предельно допустимому Р_о? [Р_о]

0,099 кПа? 0,15 кПа

Рассчитаем удельную работу буксования сцепления по формуле:

(7)

- работа буксования при трогании, Дж (8)

кг*м² - момент инерции, где (9)

;

r_k - радиус колеса, м.;

= 1,35 н*м

рад/с - угловая скорость коленчатого вала (10)

= = 261 рад/с

= 157 рад/с

н*м - момент сопротивления при трогании (11)

Где g - ускорение свободного падения

= 8,31

= 12 915 Дж

= 154 481 Дж/м2 - удельная работа буксования соответствует предельно допустимым значениям.

5.2 Оценка теплонапряжённости сцепления

Нагрев деталей сцепления за одно включение определяем по формуле:

(12)

где доля теплоты поглощаемая диском, принимаем 0,5

С_Д = 481,5 Дж/(кг•град) Удельная теплоемкость стали



М_д = *с = 0,0175*7000= 25,6 кг (13)

= 0,52 [?t]=10 - нагрев находится в предельно допустимых значениях.



6. Расчет деталей сцепления на прочность

6.1 Расчёт нажимных пружин сцепления

Усилие развиваемое на одной пружине:

(14)

= 242,6 н

Где Z - количество пружин, принимаем равное 6.

Принимаем, что отношение диаметров m =D/d=9, тогда потребный диаметр проволоки для пружин сцепления определим по формуле:

(15)

Где ф_кр- критическое напряжение на кручение 550 МПа

= 6,21. Согласно ГОСТ 3282-74 принимаем диаметр проволоки - 6 мм.

Число рабочих витков пружины:

(16)

Где G -модуль упругости при кручении. Для стали принимаем G = 8 * 10⁴ Мпа



(17)

с ? [с]= 90 Н/мм

Определяем диаметр витка пружины: D = d*m = 6*9 = 54 мм. (18)

= 5,5 принимаем число рабочих витков равное 6.

(19)

= = 5 181 Н

6.2 Расчёт пружин демпфера сцепления

Момент предварительной затяжки пружин:

M_пред =0,2* M_max (20)

M_пред =0,2*199,65 = 39, Н*м

Максимальное напряжение пружины демпфера:

(21)

(22)

Условие прочности:

(23)

Где 1,25 (24)

=73 361 Па или 0,073 МПа - условие прочности выполнено.

6.3 Расчет вала сцепления

определим диаметр вала:

(25)

Где допустимое напряжение кручения [ф_max]= 70 Мпа

= 0,234м. Принимаем диаметр вала равный 23 мм.

Проверку шлицов на смятие проводим по формуле:

(26)

Проверку шлицов на смятие проводим по формуле:



где h= D_ш-d_ш = 0,029-0,023 = 0,006 м - высота шлица вала. (27)

- соответствует предельно допустимым значениям.

Проверку шлицов на срез проводим по формуле:

(28)

Па или 0,0158 МПа - соответствует предельно допустимым значениям.

6.3 Расчёт ступицы ведомого диска

Напряжение смятия шлицов ступицы определяется по формуле:

(29)

= 3 102 564 Па или 3,1 Мпа

- условие выполняется.

Напряжение среза шлицов ступицы определяется по формуле:

(30)

3 945 652 Па или 3,9 МПа - - условие выполняется.



6.4 Расчет подшипника выключения сцепления

Динамическая нагрузка на подшипник выключения:

С = Р* (31)

где Р - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

L - долговечность подшипника, млн. об.;

n- степень для шариковых подшипников, n = 3

С = 20 370* = 82,939 кН. (32)

Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле:

где Q - осевое усилие на подшипник, Н;

Y - переводной коэффициент осевой нагрузки, Y = 2,3;

k_б - коэффициент безопасности, k_б = 1,55;

k_т - температурный коэффициент, k_т = 1,0

Р = 5 714*2,3*1,55*1 = 20 370 н. (34)

Осевое усилие, действующее на подшипник, вычисляется по формуле:

Q= = = 5 714 Н

где i_p - передаточное число рычагов выключения

z_n - число рычагов выключения

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, мин^-1 ;

V_ср - средняя скорость автомобиля, км/ч

= 67,5 млн об.

6.5 Расчет привода сцепления

Общее передаточное число привода сцепления с периферийными пружинами:

где a и b - плечи педали; c и d - плечи вилки выключения; d₁ и d₂ - диаметры исполнительного и главного цилиндров гидропривода, e и f - плечи рычагов выключения сцепления.



=36,66 (38)

Для современных конструкций приводов общее передаточное число составляет i_пр = 25-45. Соответственно передаточное число привода рассчитано правильно.

6.6 Расчет усилия на педаль

Усилие на педаль определяется по формуле:

(39)

Где ;

= = 150 Н

Максимальное число для легковых автомобилей - 150 н. Установка усилители не требуется. .

6.7 Расчет полного хода педали гидравлического привода

(40)

Где

- передаточное число привода - 36,66;

= 125,69 мм, что соответствует допустимой величине для легковых автомобилей.



7. Техническое обслуживание сцепления

ТО сцепления выполняется при ТО-2 и включает в себя:

1. Проверку свободного хода педали сцепления.

2. Смазку упорного подшипника муфты выключения сцепления.

3. Осмотр привода выключения сцепления, и регулировка при необходимости остальных элементов привода.

4. Проверку надёжности крепления картера коробки передач к картеру сцепления.

5. Смазку детали рабочего цилиндра сцепления.

При смазке упорного подшипника муфты выключения сцепления необходимо выжать смазку в количестве одной полной заправки колпачковой масленки.

Особое внимание следует уделять уходу за приводом выключения сцепления, в связи с применением тормозной жидкости на основе гликоля, так как она обладает сильными окислительными свойствами.

Для нормальной работы сцепления автомобиля необходимо обеспечить зазор между головками оттяжных рычагов и упорным подшипником - 2 мм, и зазор между толкателем и поршнем главного цилиндра 2 мм.

Зазор между упорным подшипником выключения сцепления и головками рычагов регулируют изменением длины толкателя рабочего цилиндра, при этом необходимо получить свободный ход конца вилки выключения сцепления =3,5 мм. После регулировки суммарный ход педали должен быть 125--140 мм.

Уменьшенный ход поршня рабочего цилиндра (менее 23 мм) указывает на наличие воздуха в системе гидравлического привода. В этом случае необходимо прокачать жидкость в гидравлическом приводе.



Вывод

В результате расчетов было выяснено, что рассмотренные детали сцепления удовлетворяет всем требованиям прочности и теплонапряженности, даже с увеличенным на 10% крутящим моментом, поэтому механизм будет обеспечивать:

1. Надежную передачу крутящего момента от двигателя к трансмиссии при любых условиях эксплуатации;

2. Плавное трогание автомобиля с места и полное включение сцепления;

3. Полное отсоединение двигателя от трансмиссии с гарантированным зазором между поверхностями трения;

4. Минимальный момент инерции ведомых элементов сцепления для более л?гкого переключения передач и снижения износа поверхности трения в синхронизаторе;

5. Необходимый отвод теплоты от поверхности трения;

6. Предохранение трансмиссии от динамических перегрузок.



Список использованных источников

1. Вахламов В.К. Автомобиль: Основы конструкции. М.: «Академия», 1986.

2. Иванов А.М. Основы конструкции автомобиля. М.: «За рулём», 2005.

3. Удлер Э.И. Автомобили. Курсовой проект: учебно-методическое пособие для вузов, 2014. 128 с.

4. Конспекты лекций по дисциплине «Конструкция и эксплуатационные свойства».

Размещено на Allbest.ru