контр. по сцеплению. Контрольная работа По дисциплине Конструирование и расчет автомобиля На тему Расчет механизма сцепления с диафрагменной пружиной
 Скачать 53.41 Kb.
|
|
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. Содержание. Исходные данные 2
Список литературы 10 Исходные данные: Сила тяжести автомобиля Ga = 27800 H; Максимальный крутящий момент КВ двигателя Мкmax = 240 H  м; Момент инерции ведущих частей сцепления Jc = 1.2 кг·м²; Угловая скорость КВ двигателя соответствующая Nemax ωп = 290 1/с; КПД трансмиссии ηт = 0.85; Темп включения сцепления К1 = 260 Н·м/с; Передаточное число КПП Ик = 3.2; Передаточное число главной передачи Ио = 5.8; Радиус колеса rк = 0.42 м; Приведенный коэффициент дорожного сопротивления ψ = 0.04; Коэффициент запаса сцепления β = 1.7; Масса нажимного диска mнд = 3.8 кг;
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 =  < [Pдоп] = 0.2515 < 0.3 (МПа);Фрикционная накладка выдержит данное давление.
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).
Максимальное напряжение возникает, когда пружина проходит через плоское состояние. Самым опасным сечением является сечение с боковыми отверстиями. Окружные напряжения, исходя, из условия совместимости деформации определяется: Ϭе = ·  =  ·  = = 180 (МПа) ;где: d =  = 116 (мм) – радиус сечения сплошной части пружины; α =  = 0.05⁰ – угол наклона пружины.Напряжение от изгиба колеса определяе6тся по формуле: Ϭизг =  =  = 177 (МПа);где: h– толщина пружины (мм);  = 0.68 - коэф. полноты лепестка в зоне отверстия;Ϭэкв = Ϭе + Ϭизг = 180 + 177 = 357 (МПа) ≤ [ Ϭт ]= 500 (МПа) – пружина выдержит приложенную к ней нагрузку ; Для диафрагменной пружины выбирается сталь 60С2А по ГОСТ 14959–79. t закалки = 870⁰С ; t отпуска = 420⁰С ;
Материал ступицы муфты ведомого диска выбираем сталь 40Х, а материал вала – 40ХНМА. Расчет вала на прочность при кручении: τ =  =  = 191 (МПа);d – диаметр вала по внутреннему диаметру шлицев; Напряжение смятия на рабочую поверхность шлицев определяется по следующему выражению: Ϭсм =  =  = 13 (МПа) ;где: Dш – наружний диаметр шлицев; z – число шлицев; ℓш – длина шлицев. Допускаемое напряжение смятия для стали 40Х [Ϭсм] = 30 (МПа). Определяется напряжение среза, действующим в опасном действии шлица: τср =  =  = 6.4 (МПа);где: Р =  =  = 23721 (H) – сила среза; Rср =  = 17.2 (мм) радиус среза; bш - толщина шлица в опасном сечении.Максимальное напряжение среза не превышает [τср] = 15 (МПа); Материал ведомого диска сталь 70, его толщина 1 – 1.5 (мм). Термообработка ведомого диска закалка с последующим отпуском. Твердость по НRC 35 – 40. Материал накладок без асбестовая полимерная композиция ТИИР – 100.
Материал заклепки сталь 30. Определяется сила действующая на одну заклепку: Р =  =  = 2240 (H·м);где: Rзак – радиус заклепок; z – количество заклепок; Производится расчет заклепок на срез: τ =  =  = 58.2 (МПа) ≤ 65 (МПа) = [τср];Расчет заклепок на смятие: Ϭсм =  =  = 160 (МПа) ≤ 165 (МПа) = [Ϭсм];где: S = 1 – 2 (мм) – площадь соединительной пластины.
Определяется напряжение среза: τср =  =  = 16 (МПа) ≤ 108 (МПа) = [τср];где: R – радиус расположения болтов; n – количество болтов; Fср =  - площадь среза; dб = 16 (мм) – диметр болтаРасчет болтов на смятие: Ϭсм =  =  = 51.8 (МПа) ≤ 288 (МПа) = [Ϭсм];где: F = ℓ · d = 4 · 16 = 64 (мм²) – сила смятия; ℓ = 4 (мм) - толщина кожуха. Расчет болтов на растяжение : Расчет болтов на растяжение производится при условии, что весь крутящий момент предается трением. Ϭр =  =  = 62.6 (МПа) ≤ 180 (МПа) = [Ϭр];где:  – коэффициент трения между диском и моховиком; F =  =  = 0.000001766 (м²) – площадь сечения болтов по внутреннему диаметру болтов.
Расчет момента инерции автомобиля: J =  =  = 24.4 (Н·м/с²);где: Uтр = Uк · Uо = 3.2 · 5.8 = 18.56 – передаточное число трансмиссии; Rк = 0.4 (м) – радиус колеса; Ga - сила тяжести автомобиля; Определяется момент сопротивления движению (при трогании автомобиля) от вала к КПП: М΄с =  =  = 29.6 (Н·м);где: ψ – приведенный коэффициент дорожного сопротивления ; nтр – КПД трансмиссии; Расчет работы буксирования сцепления: Аб =  =  = 11508 (Дж);где: Мтр = Мкmax; ω =  + 50·π = 290 (рад/с) – угловая скорость КВ двигателя, при максимальном крутящем моменте; nм – частота вращения КВ при максимальном крут. моменте. Расчет удельной работы буксирования сцепления: К4 =  =  = 137 (Дж/см²) ≤ 370 (Дж/см²);где: Sм = (D² - d²) = (28² - 26²) = 108 (cм²) – площадь фрикционных накладок; Расчет мощности буксирования сцепления: Nб = b · Мтр · ω = 1 · 240 · 290 = 69600 (Вт); где: b – коэффициент двигателя; Определяется удельная мощность сцепления: К5 =  =  = 27 (Вт/см²) ≤ 150 (Вт/см²);
Считается, что вся работа буксирования сцепления идет на нагрев ведущего диска. Определяется повышение средней температуры диска за одно включение: Δt =  =  = 3.4⁰С ≤ 10⁰С;γ – коэффициент распределения теплоты между деталями; Сd – удельная, массовая теплоемкость диска (для чугуна = 481.5 (Дж/кг). Список литературы:
|