Расчёт сцепления ГАЗ-52

 

СОДЕРЖАНИЕ

СОДЕРЖАНИЕ………………………………………………………………………3 АННОТАЦИЯ…………………………………………………………….................4

Задание…………………………………………………………………….................5

Введение…………………………………………………………………...................6

1. Расчет параметров, определяющих функциональные свойства сцепления........7
1. Наружный и внутренний диаметры ведомого диска ………….……….7
2. Момент, передаваемый сцеплением…………………………………….7
3. Расчет параметров цилиндрических пружин…………………………...8
4. Гаситель крутильных колебаний………………………………………..10
2. Расчет сцепления на надежность ……………………………………………….10

2.1.   Износостойкость фрикционных накладок………………………….. .10

2.2.   Функциональная надежность…………………………………………..11

2.3.   Статическая прочность………………………………………………....12

3. Выключение сцепления………………………………………………………….14

3.1.  Усилие на педали……………………………………………………….14

3.2. Ход педали сцепления………………………………………………….15

3.3. Работа, совершаемая водителем при выключении………………….16

4. Включение сцепления……………………………………………………………16

4.1. Графоаналитический метод расчета процесса включения сцеплении..17

4.2. Оценка рабочего процесса включения сцепления при трогании автомобиля………………………………………………………………………….21

Приложение (графики)………………...……………………………….................24

Вывод по работе……………………………………………………………………29

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ …………………………………30

 

 

 

 

 

АННОТАЦИЯ  

Курсовой проект студента 4 курса  10 группы факультета механизации сельского хозяйства Третьякова Н.Н.

В курсовом проекте проведен расчет сцепления автомобиля ГАЗ-52

Пояснительная записка состоит  из 17 листов машинописного текста,  2 рисунков,  2 таблицы,   2 библиографических  источников

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Автомобиль  ГАЗ 52-04 грузоподъемностью 2.5 т. Представляет собой двухосный транспортный грузовой автомобиль с задней ведущей осью.

Автомобиль  предназначен для транспортирования  различных грузов по дорогам всех классов , включая проселочные, и  может буксировать прицеп массой 2.5 т.

Компоновка  автомобиля выполнена «капотной», с  расположением кабины сзади двигателя, и аналогична компоновке автомобиля ГАЗ 51А. Такая компоновка целесообразна для автомобилей с приводом на одну заднюю ось, предназначенных для работы как в городе, так и в условиях сельской местности.  Автомобиль имеет лучшее распределение массы на оси по сравнению с автомобилями, у которых кабина расположена над двигателем, и, следовательно, имеет лучшую проходимость по грунтовым скользким дорогам. Вместе с тем капотная компоновка способствует снижению высоты автомобиля и созданию удобного входа и выхода из кабины автомобиля.

Указанная компоновка обеспечила следующее распределение  нагрузок по осям автомобиля ГАЗ 52-04: 28% приходится на переднюю ось и 72%  - на заднюю ось для полностью  груженого автомобиля и соответственно 45,5% и 54,5% - на эти же оси для снаряженного автомобиля. Такое распределение массы обеспечивает удовлетворительную проходимость автомобилей с колесной формулой 4х2 как в груженом, так и ненагруженном состоянии.

Конструктивно улучшены узлы и агрегаты (сцепление, коробка передач, рессоры, рама, кабина и др.), что позволило повысить надежность и долговечность автомобиля по сравнению с автомобилем ГАЗ 51А.

  Сцепление на автомобиле ГАЗ  52-04 сухое, однодисковое, с демпферным  устройством, установлено в литом  чугунном картере. Привод выключения  сцепления – механический.

Сцепление состоит из двух основных частей: нажимного  диска с кожухом и рычагами выключения сцепления в сборе  и ведомого диска в сборе.

 

 

 

1. Расчет параметров, определяющих функциональные свойства сцепления:

 

1. Наружный и внутренний диаметры ведомого диска:

                    

      где D – наружный диаметр, м;

 d – внутренний диаметр, м;

 М_e.max – максимальный крутящий момент двигателя, Нм;

 - коэффициент запаса сцепления. В зависимости от типа сцепления и его назначения принимают =1,2…2,5;

- расчетный коэффициент трения. =0,3;

- удельное давление на фрикционные  накладки, Н/м²

допускаемое  [ ]=0,15…0,25 МПа, меньшие значения имеют сцепления грузовых автомобилей;

  i – число пар трения. Для однодискового сцепления i=2;

           

          

 По конструктивным данным принимаем:

     D=0.280 м

     d=0.164 м

 

2. Момент, передаваемый сцеплением:

               

 где      М_с – момент, передаваемый сцеплением, Нм;

           R_ср – средний радиус трения, м

             

               

                Р_пр – потребное усилие пружины, Н

              

             

                

        Определим момент, передаваемый сцеплением, Нм:

          

3. Расчет параметров цилиндрических пружин.

 

      Усилие создаваемое одной пружиной, Р_пр1, Н, не должно превышать 800 Н. Р_пр1 <800 H:

_{Z – число пружин, Z=9;}

_{Диаметр проволоки:}

_{где        dпр - диаметр проволоки, мм;}

             _{Dпр - средний диаметр витка, Dпр =24 мм;}

             _{Р’пр=1.2*Рпр1 – усилие пружины в выключенном состоянии сцепления, Р’пр =714,7 Н;}

             _{[τ] – допустимое напряжение, МПа, для сталей 65 Г, 85 Г [τ]=700…800МПа.}

_{Принимаем dпр =4мм.}

_{Жесткость одного витка пружины}

 

_{где       C1 - жесткость одного витка пружины, Н/мм;}

             _{G =8*10⁴ МПа – модуль упругости,}

           

Число рабочих витков пружины:

                       

где        n_р - число рабочих витков;

С – жесткость  пружины. Для грузовых автомобилей С=20…40Н/мм,

Принимаем n_р = 7

Реальная жесткость пружины, Н/мм:

            

        

_{Полное число  витков пружины:}

                     

 

 

_{Деформация пружины  при включенном сцеплении, мм:}

                   

_{где        fвкл – деформация пружины при включенном сцеплении, мм.}

_{Деформация пружины  при включенном сцеплении, мм:}

                        

                     

                      

где      - деформация пружины при выключенном сцеплении, мм

- дополнительная  деформация пружины при      выключении         сцепления, мм

- зазор  между трущимися поверхностями, 

  

- деформация  ведомого диска при включенном  сцеплении, для упругого диска

Шаг пружины  в свободном состоянии, мм:

                                 

_{где      t – шаг пружины в свободном состоянии, мм;}

            _{Sp – гарантированный зазор между витками, мм,}

             

_{Высота пружины  при полном сжатии,  мм:}

                     

_{где      Hст – высота пружины при полном сжатии, мм;}

_{Высота  пружины  в свободном состоянии:}

                    

_{где      Ho – высота пружины в свободном состоянии, мм.}

 

_{В результате расчетов строится упругая  характеристика пружины  Рпр = f(f) , где отмечаются характерные точки fвыкл, fвкл, fизн и соответствующие им усилия пружин (рис1).}

 

Для приклепываемых накладок полный суммарный износ:

                     

_{где      fизн – полный суммарный износ накладок, мм;}

           _{tн – толщина накладки, tн=3,5мм.}

 

1.4.   Гаситель крутильных колебаний:

 

      Конструктивные параметры:

Число пружин Z=6

Диаметр проволоки d_пр.г=4 мм

Средний диаметр витка D_пр.г=16 мм

Полное число витков n_п.г.=5

Жесткость пружины С_г=200 Н/мм

Момент трения фрикционных элементов, Нм:

      

      

Момент предварительной затяжки  пружин, Нм:

      

      

Усилие, сжимающее одну пружину, Н:

     

где   P_пр.г.1 -  усилие, сжимающее одну пружину, Н

         r = 0.05 – радиус приложения усилий к пружине, м

         m = 1 – число ведомых дисков

         z_г = 6– число пружин гасителя

    

 

2. Расчет сцепления на надежность.

 

1.   Износостойкость фрикционных накладок:

 

          Расчеты на износостойкость рабочих поверхностей производятся условно. Непосредственно определяется ряд косвенных показателей напряженности работы пары трения: давление на рабочей поверхности, удельная работа трения и повышение температуры за одно включение сцепления.

 

 

Во включенном состоянии сцепления определяется давление на рабочей поверхности  при действии расчетной нагрузки, МПа:

                      

                      

Допустимое значение давления: МПа

 

2. Функциональная надежность.

 

          В сцеплении функциональная надежность оценивается изменением коэффициента запаса сцепления в результате уменьшения деформации пружин во включенном состоянии за счет износа фрикционных накладок.

 

Толщина фрикционной накладки, мм:  tн=3.5  мм

Полный износ накладок мм:

                   ;                                             

                  мм

                  ;

                  мм

Коэффициент запаса после износа : =1,46

                

         Задаемся значениями деформации пружины при износе от 0 до максимального допустимого износа с шагом 1 мм и подсчитываем соответствующие значения усилия пружин Рпр.изн.

 

                При , Н

               ;

               При  , Н

              ;

               При  , Н

               ;

               При  ,  Н   ;

              

        По полученным  данным строим график зависимости коэффициента запаса сцепления от суммарного износа накладок (рис 2).

 

3. Статическая прочность.

 

1. Цилиндрические нажимные пружины  рассчитываются на кручение в выключенном  состоянии сцепления:

 

          _{где  P’пр1 – усилие пружины в выключенном состоянии сцепления, Н}

                 =714,7

                 _{τmax – максимальное напряжение кручения, МПа.}

          _{Пружины гасителя  крутильных колебаний  рассчитываются на  кручение с учетом  кривизны витка  по максимальному  усилию сжатия:}

 

где К  – коэффициент учитывающий кривизну витка пружиы.

 

_{Где B – коэффициент, равный отношению среднего диаметра пружины к диаметру проволоки.}

 

Допустимые  напряжения [τ] = 700…900 МПа.

 

 

 

 

 

2.  Рычаги выключения рассчитываются  на изгиб:

 

_{где     σи – напряжение изгиба, МПа;}

           _{Р’пр – усилие пружин при выключении, Н;}

          

           _{l – расстояние до опасного сечения, мм;}

             U_р – передаточное число рычага,

         

           n_р – число рычагов, n_р=3;

           W_и – момент сопротивления изгибу в опасном сечении, мм³.

Допускаемое напряжение изгиба для стали:

            [σ _и]= 300 МПа

 

3. Шлицы ступицы ведомого диска рассчитываются на смятие и на срез.

Напряжения  смятия:

                      

где     - напряжение смятия, МПа

           Р_ш – суммарная окружная сила, Н

          F – суммарная боковая поверхность шлицев, мм²

                

где      r_ср – радиус приложения окружной силы, м

             d_н =35,14 и d_в =28,85 – наружный и внутренний диаметры шлицев, мм

            l_ш =40 – длина шлицев, мм

             i_ш =10 – число шлицев

 

             - коэффициент точности прилегания шлицев

             

                   мм; 

                  Н;

                 ;

                МПа.

Напряжение  среза, МПа:

          

где - напряжение среза, МПа

  b_ш =7 – ширина шлицев, мм

Допустимые напряжения: МПа; МПа

 

 

3. Выключение сцепления.

 

Критериями оценки выключения являются следующие эргономические показатели:

• усилие педали
• ход педали
• работа, совершаемая водителем при выключении сцепления.

 

1. Усилие на педали.

 

Усилие на педали при выключении сцепления не постоянно и зависит  от упругой характеристики пружины. В выключенном состоянии:

             

где       Р_пед – усилие на педали, Н

               - усилие пружины при выключении, Н

           U_п – передаточное число привода

          =0,75- КПД привода

              

        

             

где a и b; c и d; e и f – длины плеч рычагов соответственно педального привода, вилки выключения, рычагов выключения, мм

              

Для существующих конструкций передаточное число  привода сцепления находится  в пределах 25…50.

               Н

Усилие  на педали у грузовых автомобилей не должно превышать 250 Н.

 

2. Ход педали сцепления

 

Величина  полного хода педали:

     

где     S_п – полный ход педали, мм;

         S_cx – свободный ход педали, мм;

          S_p – рабочий ход педали, мм;

    

где    =3 - зазор между рычагами и муфтой выключения сцепления, мм

            мм 

             мм

Для грузовых автомобилей

           мм

             мм

     Строится статическая характеристика привода сцепления

на которой обозначаются S_сх, S_р, S_п, и усилие на педали в начале и в конце выключения сцепления (рис 3).

     Усилие на педали  в зоне холостого хода определяется  характеристиками возвратных пружин.

 

 

 

 

3. Работа, совершаемая водителем при выключении.

 

Строится  упругая характеристика пружины  сцепления (рис 5)

Работа, совершаемая водителем, Дж:

 Дж

Для грузового автомобиля: L_вод<30 Дж.

 

4. Включение сцепления.

 

При включении сцепления совершается  работа буксования трущихся пар, которая, переходя в тепло, нагревает детали сцепления. Вследствие этого фрикционные  накладки работают при повышенных температурах, что увеличивает их износ и  снижает коэффициент трения. Наибольшая работа буксования получается при трогании автомобиля с места, поэтому рассмотрим рабочий процесс сцепления для этого случая.

 

        4.1. Графоаналитический метод расчета процесса включения сцепления.

 

        Автомобиль  представлен в виде эквивалентной  двухмассовой системы, для которой справедливы уравнения:

                      

                         

 

_{Где        Je – момент инерции ведущих частей сцепления;}

              _{Ja – момент инерции автомобиля, приведенный к ведомым частям сцепления;}

              _{Me – крутящий момент двигателя;}

                      _{Ma – момент, передаваемый сцеплением;}

              _{Mψ – момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к валу сцепления;}

              _{ωe , ωa - угловые скорости коленчатого вала двигателя и ведомых частей сцепления.}

Принимаем следующие допущения:

 

1. Момент двигателя мгновенно принимает максимальное значение и остается постоянным:

                   

     2. Момент, передаваемый сцеплением, зависит от времени:

       , а при достижении максимального значения:

                       

                        Нм

k₁ – темп включения сцепления, k₁=180Нм/с

3. Момент сопротивления движению  автомобиля, Нм:

                    

где     - момент сопротивления автомобиля, Нм

            G_a =53960 – сила тяжести автомобиля, Н

           =0,06- коэффициент сопротивления движению

         U_тр = U_кп * U_гп – передаточное число трансмиссии

            U_кп=6,55 – передаточное число коробки передач на первой передаче,

           U_гп=6,67 – передаточное число главной передачи,

           U_тр =43,7

          =0.86 - КПД трансмиссии.

           r_d –динамический радиус колеса, м

            

           Р  200 – 508

            мм

           b=200 мм

           k=1

            мм

         Нм

 

5. Момент инерции автомобиля, приведенный к ведущим частям сцепления, кгм²:

                 

                

 

 

 

 

 

6. Начальная угловая скорость коленчатого вала, с^-1:

             

где - угловая скорость коленчатого вала на холостом ходу,

  

   - номинальная угловая скорость коленчатого вала,

   -  частота вращения коленчатого вала,

 

 

  - момент инерции ведущих частей сцепления,

 

Решая исходные дифференциальные уравнения  движения масс системы со сделанными допущениями, получим:

       

      

Определим время буксования:

 

 

 

Определяем угловые скорости, с^-1:

 

         

                         

        

       

        

        

При найденных значениях времени  t₃ оказалось, что ω_e3<ω_a3. Дальнейший расчет ведется графически. Этот случай соответствует такому протеканию процесса, при котором М_с  не достигает величины М_emax*β

       t’₃=0.175c

       ω’_e3=ω’_a3=395c^-1

M_{c max}=340Нм

 Работа буксования сцепления:

 

             

 

 

 

Среднее значение момента сцепления  за интервал времени Dt, Нм:

        

Угол буксования за время Dt:

        

 

 

 

 

Полная  работа буксования определяется суммированием работ по всем четырем участкам, Дж:

 

4.2. Оценка рабочего процесса включения  сцепления при трогании автомобиля.

 

4.2.1. Оценка надежности рабочих поверхностей  сцепления.

       - удельная работа буксования, Дж/см²:

      

     

Удельная  работа буксования при трогании грузового автомобиля с места не должна превышать 120 Дж/см² для грузовых автомобилей.

- нагрев нажимного диска за одно включение:

   

где - коэффициент перераспределения теплоты между деталями

     

      С_дет - удельная теплоемкость, ,

   m_нд – масса нажимного диска, кг

 

        

    Допускаемый нагрев нажимного диска

 

4.2.2. Оценка  влияния рабочего процесса сцепления на формирование

 эксплуатационных свойств автомобиля.

1. Возможность работы двигателя при выбранном режиме включения сцепления

При ω_eкон < ω_eхх двигатель заглохнет.

2. Режим включения сцепления:

    t_b = 0.1…1.1 c – резкое включение;

    t_b = 1.6…2.5 с – плавное включение.

3. Тягово - скоростные свойства автомобиля на этапе буксования