Главная страница
Навигация по странице:

  • Московского государственного индустриального Университета в г.Кинешма (ФБ ГОУ ВПО МГИУ) Контрольная работа

  • Студент Фролов Владимир Сергеевич Вариант № семестр 8 2011/2012 учебный год Оценка работы Дата

  • Исходные данные: Сила тяжести автомобиля G a

  • Расчет диафрагменной нажимной пружины.

  • Расчет диафрагменной пружины на прочность.

  • Расчет первичного ведомого диска. Расчет первичного вала КПП и ступицы ведомого диска.

  • Расчет заклепок крепления крупных пластин.

  • Расчет болтов кожуха сцепления на срез, смятие и растяжение.

  • Расчет показателей нагружености. Расчет работы буксирования при трогании автомобиля.

  • Расчет сцепления на нагрев.

  • контр. по сцеплению. Контрольная работа По дисциплине Конструирование и расчет автомобиля На тему Расчет механизма сцепления с диафрагменной пружиной


    Скачать 53.41 Kb.
    НазваниеКонтрольная работа По дисциплине Конструирование и расчет автомобиля На тему Расчет механизма сцепления с диафрагменной пружиной
    Анкорконтр. по сцеплению.docx
    Дата22.09.2018
    Размер53.41 Kb.
    Формат файлаdocx
    Имя файлаконтр. по сцеплению.docx
    ТипКонтрольная работа
    #24970

    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

      1. Определение основных параметров сцепления 3

      2. Расчет диафрагменной нажимной пружины 4

        1. Расчет диафрагменной пружины на прочность 6

      3. Расчет первичного ведомого диска 6

        1. Расчет первичного вала КПП и ступицы ведомого диска 6

        2. Расчет заклепок крепления крупных пластин 7

      4. Расчет болтов кожуха сцепления на срез, смятие и растяжение 7

      5. Расчет показателей нагруженности 7

        1. Расчет работы буксирования при трогании автомобиля 7

        2. Расчет сцепления на нагрев 8

    Список литературы 10

    Исходные данные:

    Сила тяжести автомобиля Ga = 27800 H; Максимальный крутящий момент КВ двигателя Мкmax = 240 Hм; 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;


      1. 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 = 0.0952 (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.

      1. Расчет диафрагменной нажимной пружины.

    Для создания минимальных напряжений в пружине, наружный ее диаметр должен быть выбран на 20-30 мм болше.

    c:\users\администратор\desktop\media\image2.jpeg

    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);

    W

    0

    1

    2

    3

    4

    5

    6

    7

    8

    9

    10

    P(H)

    0

    5773

    7900

    7547

    5882

    4071

    3281

    4679

    9431

    18705

    33667

    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).

        1. Расчет диафрагменной пружины на прочность.

    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 ;

      1. Расчет первичного ведомого диска.

        1. Расчет первичного вала КПП и ступицы ведомого диска.

    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.

        1. Расчет заклепок крепления крупных пластин.

    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.

      1. Расчет болтов кожуха сцепления на срез, смятие и растяжение.

    Определяется напряжение среза:

    τср = = = 16 (МПа) ≤ 108 (МПа) = [τср];

    где: R – радиус расположения болтов; n – количество болтов;

    Fср = - площадь среза; dб = 16 (мм) – диметр болта

    Расчет 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.

      1. Расчет показателей нагружености.

        1. Расчет работы буксирования при трогании автомобиля.

    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);

        1. Расчет сцепления на нагрев.

    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:

    1. В.И. Анурьев, «Справочник конструктора машиностроителя» 1 том, под редакцией И.Н. Жестковой, изд. МОСКВА «МАШИНОСТРОЕНИЕ», 2001 г.

    2. Мелисаров, «Автомобиль. Анализ конструкции, элементы расчета», изд. Тамбов «ТГТУ», 2008 г.

    3. М.А. Русанов, «Сцепления. «Методическое указание к лабораторной работе», Челябинск 2005 г.


    написать администратору сайта