Модернизация грузового автомобиля 4,5 т. с разработкой устройства муфты сцепления

Состав чертежей

1. Чертеж общего вида грузового автомобиля (формат А1)
2. Литературно-патентный обзор (формат А1)
3. Чертеж гидравлического привода сцепления  (формат А1)
4. Сборочный чертеж муфты сцепления (формат А1)
5. Чертеж главного цилиндра и ведомого диска (формат А1)
6. Чертеж муфты выключения сцепления, цилиндра привода, картера (формат А1)
7. Рабочие чертежи деталей пружина диафрагменная и цилиндр привода сцепления (формат А1)
8. Деталь диск ведомый и рычаг (формат А1)
9. Деталировка: наладка фрикционная, муфта выключения сцепления, колпак защитный, диск сцепления, поршень цилиндра главного (формат А1)
10. Чертежи деталей: ступица, заготовка и маршрута технологического (формат А1)

Описание

В дипломной работе на основе обзора литературных и патентных источников и анализа существующих конструкций муфт сцеплений, определенны задачи и пути решения тематики дипломной работы на современном этапе. Расчетом методов определены составные элементы муфты сцепления; разработаны рациональные технологии производства ступицы ведомого диска. В конструкционной части работы обоснованы необходимая модернизация и изменения конструкции устройства муфты сцепления.
Для определения эффективности предлагаемых мероприятий произведен экономический расчет, что позволило определить годовой экономический расчет.

В первом разделе пояснительной записки произведен обзор конструкции и анализ данных технических автомобиля–аналога. Приведены необходимые характеристики и эксплуатационные свойства автомобиля-аналога.
Во втором разделе рассчитана муфта сцепления автомобиля. Описаны функции, требования, классификация и применяемость муфты сцепления. Рассмотрены конструкции сцеплений. Выполнен анализ и оценка разных конструкций сцеплений.
В третьем разделе описано устройство и регулировка проектируемой муфты сцепления.

В конструкторском разделе выполнено конструирование и расчет муфты сцепления автомобиля грузового с грузоподъемностью 4,5 т. Приведены данные исходные к конструированию муфты сцепления. Осуществлен подбор размеров основных и параметров диска ведомого. Определены размеры и параметры диафрагменной пружины сжатия. Представлены следующие расчеты: диска нажимного, ступицы диска ведомого, пружины гасителя колебаний крутильных и привода сцепления. Дано описание работы буксования сцепления.

В пятом разделе представлена разработка процесса технологического обработки механической ступицы диска ведомого. Описано назначение служебное детали. Осуществлен подбор способа изготовления заготовки. Рассмотрена технологичность конструкции детали. Проведена разработка маршрута технологического производства детали. Определены припуски и режимы резания.
В части экономической выполнен план по труду. Спланирована заработная плата механика. Рассчитаны: отчисления на нужды социальные, затраты на части запасные и материалы, амортизационные отчисления, затраты на услуги обслуживающих производств, затраты на топливо для отопления, затраты на электроэнергию, затраты на водоснабжение. Приведен перечень подобранного оборудования. Составлен план по себестоимости.

В разделе охрана труда представлены мероприятия организационные по охране труда и выполнен расчета виброизоляции двигателя.
В восьмом разделе рассмотрена охрана природы и охрана окружающей среды, а именно воздействие транспорта автомобильного на среду окружающую. Предложены мероприятия по уменьшению вредного воздействия автотранспорта на среду окружающую.
В части графической дипломного проекта представлены следующие чертежи: грузового автомобиля, обзора литературно-патентного, привода сцепления гидравлический, муфты сцепления, главного цилиндра и ведомого диска, муфты выключения сцепления, цилиндра привода, картера, а также деталей: пружина диафрагменная и цилиндр привода сцепления, диск ведомый и рычаг, наладка фрикционная, муфта выключения сцепления, колпак защитный, диск сцепления, поршень цилиндра главного, ступица, заготовка и маршрута технологического.

4.1 Данные исходные к конструированию муфты сцепления

Для расчета и конструирования муфты сцепления задаемся необходимыми исходными данными.
Необходимыми исходными данными для расчета является крутящий момент двигателя Ме=413 Н·м.

4.2 Подбор размеров основных и параметров диска ведомого
В первую очередь выбираем по ГОСТ 12238 – 76 число ведомых дисков zд в зависимости от от максимального момента двигателя Me max. Так как наш автомобиль средней грузоподъемности и Мe max 465 Нм, проектируемое сцепление должно быть однодисковым т. е. , zд =1.
Далее задаем размеры фрикционных накладок (наружный Dфн, внутренний dфн диаметры и толщину фн). Для всех типов автомобилей D = 190… 400 мм, для двухдисковых сцеплений D = 340 … 400 мм. Толщина фрикционных накладок фн = 3,0 … 3,5 мм для легковых автомобилей и  = 4,0 … 5,0 мм для грузовых. Примем Dфн=0,3 м, dфн=0,16 м и фн = 4,5 мм.
Указанные параметры соответствуют требованиям ГОСТ 12238 – 76 и ГОСТ 1786 – 80, в которых указаны наружные диаметры ведомых дисков сцепления, частота вращения и крутящие моменты двигателей, оговорены типы, основные параметры, размеры, технические требования и методы испытаний асбестовых фрикционных накладок.
Задаем значение коэффициента запаса сцепления, равным отношению момента трения сцепления Мс к максимальному моменту двигателя М е max:
Значение  выбираем с учетом неизбежного изменения (уменьшения) коэффициента трения накладок при эксплуатации, усадки нажимных пружин, наличия возможности регулировки нажимного усилия, числа ведомых дисков. Среднее значение  для легковых автомобилей – 1,2…1,75; для грузовых – 1,5…2,2; для автомобилей повышенной проходимости –1,8…3,0. Примем =2,2.
Из формулы (1) определим момента трения сцепления Мс:
Нажимное усилие Рн определим исходя из момента трения Мс, выраженного через параметры сцепления:
где тр – коэффициент трения накладок, зависящий от рада факторов: материала фрикционных накладок, состояния их поверхностей, относительной скорости скольжения, удельной нагрузке, температуры. Для расчетов принимают тр=0,22…0,3. Примем тр =0,3.
z ¬– число пар поверхностей трения. В нашем случае z=2.
r – радиус трения, равный среднему радиусу накладки:
Подставив численные значения, получим:
13054,59Н = 13,05 кН.
Далее определяем давление на поверхности фрикционных накладок равное отношению нажимного усилия Рн, создаваемое пружинами к площади рабочей поверхности одной стороны фрикционной накладки Ан:

Па = 0,142 МПа.
С учетом формул (2) и (4) проверяем число пар трения по формуле:
Подставляя численные значения, получаем:
По значению z определим необходимое количество ведомых дисков сцепления zg:
Полученное значение zg не более единицы, это условие соответствует для принятия ранее заданных размеров фрикционных накладок и заданному числу ведомых дисков.

4.3 Размеры и параметры диафрагменной пружины сжатия
Главное достоинство диафрагменных пружин заключается в нелинейной силовой характеристике, обеспечивающей стабильность нажимного усилия в определенном диапазоне деформаций. Расчет тарельной пружины заключается в определении ее размеров, обеспечивающее требуемое нажимное усилие и прочность. Предварительно задаем материал для изготовления пружины. Тарельные изготавливаются из качественной пружинной горячекатаной сортовой стали. В зависимости от назначения, условий работы и степени ответственности применяются высокоуглеродистые, марганцовистые, кремнистые, хромокремнистые и хромованадиевые стали. Примем материал диска – высокоуглеродистая сталь 65Г. Механические характеристики этой стали, представим в табличном виде.

Таблица 4.1 – Механические характеристики высокоуглеродистой стали 65Г
Сталь Температура закалки, оС Температура отпуска, оС Предел прочности в, МПа Предел текучести т, МПа Модуль упругости при кручении G, МПа
65Г 630 480 980 785 8,3104

Далее приводим схему для расчета тарельной пружины:
Рисунок 4.1 – Схема для расчета тарельной пружины

Вводим следующие обозначения:
P – силы, действующие на нажимной диск, Н;
Н – высота неразрезной части пружины, м;
D0, d10 – диаметры приложения сил, действующие на нажимной диск ,м;
D, d1 – диаметры пружины, м;
Р, Р0, Р1 и Р2 – усилия действующие на пружину, Н;
F0, F1 и F2 – деформации пружины, м;
 – толщина пружины;
h0 – ход пружины, в м, соответствующий допустимому суммарному линейному износу фрикционных пар;
h – рабочий ход пружины, в м, соответствующий выключенной муфте сцепления.

Для расчета принимаем D = 0,28 м, d1=0,06 м , d=0,184 м, d2=0,164 h0=0,004 м, тогда
примем  = 3 мм.
Далее определяем опорные диаметры пружины по формулам:
Высота неразрезной части пружины Н определяется по формуле:
где i – коэффициент равный

Усилия пружины определяется по формуле:
МПа, (4.13)
здесь Е – модуль упругости первого рода, МПа;
μ – коэффициент Пуассона.
Деформация пружины под номинальной нагрузкой Fпр, м:
Подставляя известные значения в формулу (4.12) получим:

Усилие выключения Рвык определяется по формуле:
Для расчета на прочность определим напряжение в наиболее нагруженном месте пружины – в середине основания лепестка по формуле:
Тогда из формулы (16) получаем: Следовательно ( =785 МПа).

4.4 Расчет диска нажимного
Материал для изготовления нажимного ведущего диска выбираем наиболее распространенных марок серого чугуна СЧ22. Радиальные размеры диска выберем исходя из размеров фрикционных накладок и маховика. Толщину диска предварительно примем равной 5% от наружного диаметра накладки, т. е. 0,016 м.
Далее проводим расчет ведущего диска на смятие элементов, соединяющих его с маховиком по формуле:
где k – коэффициент, учитывающий число и расположение дисков: k=0,5 – для однодискового сцепления; k=0,5 и 0,25 соответственно для промежуточного и нажимного дмсков двухдискового сцепления. – для однодискового сцепления. Примем k=0,5.
Мemax – максимальный динамический момент;
rkm – радиус расположения контактов трения, равный среднему радиусу фрикционной накладки;
Ак – площадь контакта равная
Подставляя численные значения в формулу (4.19) получим:

Па =0,19 МПа.
Для выполненной конструкции ( =800 МПа).

4.5 Ступица диска ведомого
Материал ступицы – легированная сталь типа 40Х. Шлицы ступицы ведомого диска проверяем на смятие и изгиб, допускаемое напряжение смятия [σсм]=15…30 МПа, напряжение среза [τ]=5…15 МПа.
Напряжение смятия определим по формуле:
где α – коэффициент точности прилегания шлица, принимается α=0,75;
β – коэффициент запаса, примем β=1,3;
lш – длина шлицов, lш=28 мм;
iш – число шлицов, iш=16;
dн и dв – соответственно наружный и внутренний диаметры шлицев, примем dн= 30 мм и dв=26 мм;

Подставив найденные значения в формулу (21) получим:

Па=1,56 МПа.

Получаем ([σт]=15…30 МПа).

Напряжение среза
где bш – ширина шлица, примем bш=0,004 м.
Па=10 МПа.
Следовавтельно ([τ]=15…30 МПа).

4.6 Пружина гасителя колебаний крутильных

Число пружин гасителя обычно шесть или восемь, редко — больше. Параметры пружины: диаметр проволоки dпр =3…4 мм, примем dпр =4 мм;
средний диаметр витка Dвит=15…18 мм, принимаем Dвит=18;
полное число витков 5.. .6;
жесткость пружины Pпр =100…300 Н/мм.
Максимальное усилие, сжнмающее одну пружину гасителя определяется по формуле:
где rпр.г— радиус приложения усилия к пружине;
zпр.г — число пружин гасителя;
β – коэффициент запаса, примем β=1,3.
Подставив численное значение получим:
Принимая во внимание большую жесткость пружин гасителя, напряжение пружины следует вычислять с учетом кривизны витка по формуле:
где kк.в. — коэффициент, учитывающий кривизну витка пружины:
Подставляя численные значения получим:
Для пружинной стали допускаемое напряжение [τ] ≤700…900 МПа.

4.7 Привод сцепления

На рис. 28 приведены схема гидравлического привода сцепления. Общее передаточное число привода сцепления включает передаточное число рычагов выключения в передаточное число педального привода, а в случае гидравлического привода в передаточное число гидравлической части привода. Общее передаточное число привода сцепления определяется из условия, что усилие на педали при отсутствии усилителя не должно превосходить для легковых автомобилей 150 Н, для грузовых 250 Н. Полный ход педали должен лежать в этом пределе 120…190 мм, включая свободный ход педали. Для существующих конструкций общее передаточное число привода сцепления лежит в пределах 25…50.
Рисунок 4.2 – Схема гидравлического привода сцепления
Задаем геометрические параметры:
а = 0,3 м;
b = 0,044 м;
c = 0,14 м;
d = 0,07 м;
e = 0,08 м;
f = 0,02 м;
dr1 = 0,022 м;
dr2 = 0,018 м.
Общее передаточное число привода определяется по формуле:
, (4.30)
где u1 – передаточное число педального привода;
u2 – передаточное число рычагов выключения сцепления.
Для гидравлического привода:
; (4.31)
. (4.32)
Тогда следует из
. (4.33)
Подставив известные значения в формулу (4.33) получим:
Ход педали зависит от величины s, на которую отводится нажимной диск при выключении сцепления, и зазора ∆2 между рычагами выключения и выжимным подшипником:
В зависимости от конструкции сцепления ∆2 = 2,5…4 мм. Принимаем s=0,008, ∆2 = 3. Тогда получим:

4.8 Описание работы буксования сцепления

Для расчета работы буксования используем формулу базирующуюся на статической обработке экспериментальных данных:
Где Mψ – момент сопротивления движению при трогании, равный:
здесь Ga – полный вес автомобиля, кН;
ψ – коэффициент сопротивлению движения, для дорог с асфальтобетонным покрытием ψ =0,02;
rд – динамический радиус, для шины (8,25R20) rд =0,458 м;
uтр – передаточное число трансмиссии, uтр=6,55;
ηтр – КПД трансмиссии,. ηтр=0,9.
Ja – момент инерции автомобиля, определяется по формуле:
здесь δ – коэффициент учитывающий вращающиеся массы автомобиля:
М – масса автомобиля, М= 8180 кг;
rк – радиус качения колеса:
rк=λш·rс (4.39)

rк=0,96·(8,25/2+20)=23,16 дюйма=0,588 м.

Подставляем все найденные значения в формулу (4.37):
ωе – угловая скорость коленчатого вала, для дизельных двигателей:
об/мин. (4.40)
Мк max – максимальный крутящий момент двигателя, 413 Н·м.
Для дизелей b=0,72.

Работа буксования из формулы (4.35):

Дж/м2=6,4 Дж/см2.
Оценочным параметром буксования сцепления служит величина удельной работы буксования, которая отражает также износостойкость сцепления.
Удельной работы буксования сцепления:
где Анс – суммарная площадь накладок сцепления равная:
Дж/м2=35 Дж/см2.
Удельная работа буксования сцепления грузового автомобиля при нормальных условиях трогания находится в пределах [Lб0]=15…120 Дж/см2. Таким образом, при трогании работа буксования минимальна, в результате чего динамическое нагружение трансмиссии максимально.

5 Разработка процесса технологического обработки механической ступицы диска ведомого

5.1 Описание назначения служебного детали

Конструкция механизма сцепления , содержит крышку (опорный диск), закрепленный на маховике, нажимной диск, соединенный с опорным диском посредством тангенциальных пластин, ведомый диск с присоединенной к нему ступицей, установленный между нажимным диском и маховиком, диафрагменную пружину, установленную на опорном диске с предварительным натягом по отношению к нажимному диску, связующую пластину с присоединенной к ней ступицей, выполненную с радиально расходящимися лепестками и расположенную между диафрагменной пружиной и нажимным диском, причем связующая пластина концами своих лепестков соединена с опорным диском.

Основной функцией ступицы ведомого диска является передача крутящего момента от двигателя внутреннего к полуосям связанных с коробкой переменных передач и далее к колесам автомобиля

Ступица ведомого диска выполнена в виде диска со шлицевым отверстием. Шлицы выполнены прямыми.

Ступица широко применяется в механизмах в основном для передачи крутящего момента валам, на которых она посажена, посредством шпоночного или шлицевого соединения.

Условия работы данного изделия это высокоскоростной режим с большими кратковременными перегрузками. Во избежание перегрева и заклинивания данное изделие работает в масляной среде.

Шлицы после обработки шлифуются и обтачиваются, так же подвергаются термообработке. Материал для детали принимаем «Сталь А35 ГОСТ 3766-86» для деталей с высокой прочностью, с твердой износоустойчивой поверхностью при достаточно прочной и вязкой сердцевине, работающей при больших скоростях и средних давлениях.

Таблица 5.1 – Химический состав легированной конструкционной стали

Марка	Содержание элементов, %
	Углерод	Марганец	Кремний	Хром	Никель	Сера	Фосфор	Медь
А35	0,37-0,43	0,5-0,8	0,17-0,37	0,7-1,0	менее 0,25	менее 0,04	менее 0,035	менее 0,25

Таблица 5.2 – Механические свойства легированной конструкционной стали

Марка	Предел прочности при растяжении(временное сопротивление), σв кгс/мм2	Предел текучести, σт кгс/мм2	Относительное сужение сечения, ψ %	Относительное удлинение образца, δ %	Ударная вязкость, αн кгс·м/см2	Твердость по Бринеллю, НВ кгс·м/см2
А35	75	52	50	15	6	230…285

5.2 Подбор способа изготовления заготовки

Заготовку для ступицы выбираем в виде штамповки с пробитым отверстием, получаемую на штамповочных молотах с припусками 3 – 4 мм. Точность заготовок полученных на штамповочных молотах соответствует 9 классу. Штамповочные уклоны: наружные до 3˚, а внутренние до 7˚.  В штамповочной заготовке структура металла более однородна, благодаря чему деталь будет более прочной. При изготовлении штамповки лучше используется металл и уменьшается его расход. Процесс изготовления штамповок по сравнению с другими методами получения заготовок быстрее, требует менее квалифицированной рабочей силы и себестоимость его значительно меньше.

Горячая объемная штамповка может производится на молотах, горизонтально-ковочных машинах (ГКМ), штамповочных прессах и ковочных вальцах. Штамповка на молотах применяется в серийном и массовом производстве. Заготовка требуемой конфигурации большей частью получается путем последовательной обработки в нескольких ручьях, выполненных в одном штампе.

Повышение производительности оборудования и уменьшения трудоемкости процесса штамповки при небольшом весе заготовок достигается за счет последовательной штамповки. Предварительно заготовка обрабатывается на прокатных станках или ковочных машинах, а затем на молотах в многоштучных штампах. Точность для штамповочных заготовок определяется ГОСТом 7505-55.

5.3 Технологичность конструкции детали

Деталью, для которой  разрабатывается  технологический процесс механической обработки, являются ступица. Анализируя технологичность данной детали, можно отметить следующее:

• —   Она является взаимосвязанной: входит в состав сборочных единиц.
• — Конструкция детали имеет стандартные и  унифицированные конструктивные элементы.
• — Изготавливается из стандартной заготовки, полученной рациональным способом.
• — Размеры и поверхности детали имеют  оптимальную  степень точности и шероховатость.
• — Физико-химические  свойства  материала  соответствуют требованиям технологии изготовления.
• — Конструкция детали обеспечивает возможность  применение типовых и стандартных технологических процессов  ее изготовления.

В целом, конструкция детали оценивается: хорошо.

Одним из факторов, существенно влияющих на характер технологических процессов, является технологичность конструкции изделия и соответствующих его деталей.

При конструировании детали необходимо достичь удовлетворение не только эксплуатационных требований, но также и требований наиболее рационального и экономического изготовления изделия. В этом и состоит принцип технологичности конструкции.

Чем меньше трудоемкость и себестоимость изготовления изделия, тем более оно технологично. Таким образом, основным критерием оценки  технологичности конструкции являются трудоемкость и себестоимость изделия.

Технологичная конструкция детали должна предусматривать:

• а) максимально широкое использование детали;
• б) создание детали наиболее рациональной формы с легкодоступными для обработки поверхностями и достаточной жесткостью с целью уменьшения трудоемкости и себестоимости механической обработки детали(необходимая жесткость детали позволяет обрабатывать её на станках с наиболее производительными режимами резания);
• в) наличие на детали удобных базирующих поверхностей или возможность создания вспомогательных (технологических) баз в виде бобышек, поясков и т. д.
• г) наиболее рациональный способ получения заготовки для детали (штамповки) с размерами и формами, возможно более близкими к готовой детали, т. е. обеспечивающими наиболее высокий коэффициент использования материала и наименьшую трудоемкость механической обработки;

Технологичность конструкции заготовки детали должна иметь в виду не только максимальную рационализацию механической обработки, но и упрощение процессов изготовления самой заготовки.  Так как зубчатые колеса являются очень распространенными деталями в автомобиле и тракторостроении, мы разрабатываем массовый тип производства, в котором при достаточно большом количестве одинаковых выпусков изделий изготовление их ведется путем непрерывного выполнения на рабочих местах одних и тех же постоянно повторяющихся операций. Нам нужно максимально снизить затраты на производство и унифицировать операции для увеличения скорости и эффективности производства.

5.4 Разработка маршрута технологического производства детали

Процесс изготовления будем производить в два этапа: первый этап – операции по обработке поверхностей ступицы ведомого диска, второй – операции по обработке отверстий.

Таблица 5.3 – Технологическая схема изготовления цилиндрического зубчатого колеса

Номер операции	Наименование и краткое содержание операции, технологические базы	Станок
005	Токарная Обтачивание поверхностей наружного контура с одной стороны. Технологическая база – внутренний диаметр ступицы.	Токарный
010	Токарная Обтачивание поверхностей наружного контура с другой стороны.. Технологическая база – внутренний диаметр ступицы.	Токарный многошпиндельный полуавтомат
015	Рассверливание Сверление центрального отверстия Ø 20, отверстия Ø 8. Технологическая база – наружный диаметр ступицы.	Вертикально-сверлильный
020	Зенкерование Снятие фаски Технологическая база – наружный диаметр ступицы.	Вертикально-сверлильный
025	Протягивание Протягивание шлицевого отверстия. Технологическая база – боковой торец.	Горизонтально-протяжной
030	Моечная – мойка детали	Моечный автомат

На основании проведенных в дипломной работе анализу расчету выбранной конструкции муфты сцепления с диафрагменной пружиной, можно сделать следующие основные выводы, что данная конструкция и ее параметры вполне соответствует требованиям, предъявляемым к муфтам сцеплений грузового автомобиля с грузоподъемностью 4,5 тонн. Также данная конструкция позволяет уменьшить осевой габарит, гораздо улучшена технологичность и облегчено центрирование ступицы связующей пластины, что подтверждает очевидное преимущество перед однотипными существующими и ранее рассмотренными конструкциями различных типов муфт сцеплений. Надежная работа сцепления зависит от ряда факторов, такие как правильная эксплуатация и своевременное техническое обслуживание.
В целом разработанный проект может быть рекомендован для внедрения в производство