авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ  БИБЛИОТЕКА

АВТОРЕФЕРАТЫ КАНДИДАТСКИХ, ДОКТОРСКИХ ДИССЕРТАЦИЙ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ

Pages:     | 1 ||

«МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ «МАМИ» А.В. Острецов П.А. ...»

-- [ Страница 2 ] --

Таблица 7.1 – Зависимость и от отношения а / b а/b 2 2,5 1,713 1,256 0, 0,246 0,258 0, Характеристика упругости конической нажимной пружины приведена на рисунке 7.8. На нем видно, что при сжатии пружины силой Р1 (прогиб 1), меньшей силы Р2 (прогиб 2), при которой начинается посадка витков, характеристика упругости – линейная. После начала посадки витков (выключения их из работы) ее жесткость увеличивается и характеристика становится нелинейной.

Диафрагменные нажимные пружины.

Применение диафрагменной пружины существенно упрощает конструкцию сцепления, уменьшает его габаритные размеры и массу, так как выполняет одновременно функции нажимной пружины и рычагов выключения сцепления. Она Рисунок 7.8 – Характеристика обеспечивает равномерное распределение упругости конической пружины усилия на нажимной диск, а упругость ее лепестков (рычагов выключения) – плавность включения сцепления. При повышении частоты вращения коленчатого вала двигателя центробежные силы не искажают ее характеристику упругости. Кроме того, при выключении сцепления усилие пружины снижается, что облегчает управление сцеплением.

Во фрикционных сцеплениях для уменьшения жесткости используются диафрагменные пружины с радиальными прорезями. Образованные таким образом лепестки и являются рычагами выключения сцепления.

Диафрагменная пружина в свободном состоянии имеет форму конуса.

Различают пружины вдавливаемого (прямая установка пружины) и вытяжного (обратная установка пружины) типов, когда усилие на нажимной диск передается по наружному или внутреннему диаметру неразрезанной части конуса, соответственно.

Пружина 1 вдавливаемого типа (рисунок 7.9, а) зажата почти в полностью распрямленном состоянии между двумя опорными кольцами 7, закрепленными ступенчатыми штифтами 8, расклепанными на кожухе. Наружным краем пружина опирается на выступ нажимного диска и благодаря своей упругости прижимает его к маховику с необходимым усилием. При выключении сцепления муфта выключения через выжимной подшипник воздействует на лепестки диафрагменной пружины, вдавливая их.

а) б) Рис. 7.9. Диафрагменные сцепления:

а – с установкой пружины вдавливаемого типа:

1 – диафрагменная пружина;

2 – нажимной диск;

3 – кожух;

4 – выжимной подшипник;

5 – маховик двигателя;

6 – ведомый диск;

7 – опорные кольца;

8 – ступенчатый штифт;

б – с установкой пружины вытяжного типа:

1 – нажимной диск;

2 – кожух;

3 – муфта выключения сцепления с выжимным подшипником;

4 – диафрагменная пружина;

5 – ведомый диск Пружина 4 вытяжного типа (рисунок 7.9, б) зажата между кожухом 2 и муфтой 3 выключения сцепления. Она опирается на выступ нажимного диска внутренним краем неразрезанной части конуса. При выключении сцепления муфта выключения воздействует на лепестки диафрагменной пружины через фланец, соединенный с внутренней обоймой выжимного подшипника, вытягивая их.

Расчет пружины может быть выполнен следующим методом [7]. Основные размеры диафрагменной пружины приведены на рисунке 7.10, где Р и Рп – силы, действующие на нажимной диск и подшипник выключения сцепления, соответственно.

Исходные данные для расчета:

1. Сила, создаваемая пружиной при включенном положении сцепления, Р1 = Р + Ро, где Ро – суммарная сила, создаваемая соединительными упругими пластинами, Ро = (0,05…0,08) Р.

2. Рабочий ход пружины hр = (2н + ) zд, где н – зазор для новых накладок между поверхностями трения при полностью выключенном сцеплении, н = 0,75…1,0 мм – в однодисковых и 0,5…0,6 мм – в двухдисковых сцеплениях;

осевая – деформация ведомого диска, = 0,15…0,25 мм – для жесткого ведомого диска и 1,0…1,5 мм – Рисунок 7.10 – Расчетная схема диафрагменной пружины для ведомого диска с осевой податливостью;

zд – число ведомых дисков.

3. Ход пружины hо, соответствующий допустимому суммарному линейному износу пар фрикционных накладок, hо = 3…4 мм – для легковых и 4…8 мм – для грузовых автомобилей. Для двухдисковых сцеплений грузовых автомобилей hо = 8…16 мм.

4. Материал пружины и допускаемое напряжение изгиба []и т.

В существующих конструкциях диафрагменных пружин имеют место следующие соотношения: D 2,5d1;

D = (1,15…1,5)d;

= 2...5 мм;

h = (1,6…2,2);

D = (75…100);

= 10…150;

nл = 8…20 – число лепестков пружины.

Выбрав размеры пружины в указанных пределах, по выражению (7.3) рассчитывается и строится характеристика упругости пружины, т.е.

зависимость силы Рпр, действующей на нажимной диск, от его перемещения :

2 Е 1 – m1 1 – m Рпр = ·ln (1 / m1)·[ + (h – ) (h – 0,5 )] 3(1– µ2) D2 (1 – m2)2 1 – m2 1 – m где Е = 2,1·105 МПа – модуль упругости первого рода;

µ – коэффициент Пуассона (µ = 0,26 для пружинных сталей);

Dс d + (D – d) / 5 – геометрическое место точек, относительно которых происходит поворот поперечного сечения пружины вдавливаемого типа;

m1 = d / D;

m2 = Dс / D.

Выбирая параметры пружины, необходимо учитывать, что при суммарном износе фрикционных накладок на величину hо усилие сжатия, создаваемое пружиной, должно быть не меньше Р1, а при рабочем ходе hр – меньше Р1.

Далее пружину проверяют на прочность по изгибу. Наибольшие напряжения в пружине возникают в момент выключения сцепления со стороны ее малого торца в середине основания лепестков (точка В на рисунке 7.10), когда пружина выпрямляется (становится плоской).



2 Рпр max (D – Dс) d 0,5Е 0,5(b – d) a2 + a и = + []и = т (7.4) (Dс – d1) 2 (d1 + d) 1– µ2 d где Рпр – максимальная сила, действующая на нажимной диск max (определяется по характеристике упругости пружины);

b = (D – d) / ln (D / d);

а = 2h / (D – d).

В приложении 4 приведен пример выбора параметров диафрагменной пружины вдавливаемого типа для однодискового сцепления автомобиля КамАЗ-4310 (6х6).

Для расчета выжимного подшипника и определения его осевого перемещения необходимо знать силу Рп, прикладываемую к лепесткам пружины со стороны подшипника при выключении сцепления, и перемещение лепестков пружины.

У пружины вдавливаемого типа для обеспечения отвода нажимного диска на величину S концы лепестков должны переместиться на величину Sп (см.

рисунок 7.10). Это перемещение, главным образом, вызвано изменением угла наклона конуса пружины, тогда Sп = S (Dс – d1) / (D – Dс). (7.5) При этом усилие Рп = Рр (D – Dс) / (Dс – d1), (7.6) где Рр = Р1 – сила, создаваемая пружиной при включенном положении сцепления (см. рисунок П.4).

У пружины вытяжного типа Sп = S (D – d1) / (D – d);

Рп = Рр (D – d) / (D – d1). (7.7) Из анализа выражений (7.5) – (7.7) следует, что при установке пружины вытяжного типа по сравнению с пружиной вдавливаемого типа уменьшается усилие Рп на выжимной подшипник при выключении сцепления и увеличивается его ход Sп.

Сцепления с диафрагменной пружиной вытяжного типа имеют ряд преимуществ по сравнению со сцеплениями с пружиной вдавливаемого типа:

- на 17…40 % меньшее усилие на педали управления сцеплением;

- меньшую массу и более высокую жесткость кожуха;

- лучшее охлаждение деталей, так как кожух сцепления более открытый.

Недостатком же является некоторое усложнение конструкции муфты выключения сцепления.

7.4. Рычаги выключения сцепления Рычаги выключения сцепления изготавливают из ковкого чугуна или малоуглеродистой стали и обычно устанавливают на игольчатых подшипниках с целью уменьшения трения и повышения КПД привода сцепления.

Наибольшему изнашиванию подвержены внутренние концы рычагов. Для предотвращения изнашивания к рычагам может прикрепляться упорное кольцо, в которое упирается выжимной подшипник муфты выключения сцепления.

На рычаги действует изгибающий момент от силы Р, которая приложена к внутренним концам рычагов (рисунок 7.11). Этот момент вызывает напряжения изгиба в опасном сечении рычага:

Рпр.в и = []и, е zр Wизг где Рпр.в – суммарная сила от нажимных пружин при выключенном сцеплении (Рпр.в = 1,2 P);

– расстояние до опасного сечения;

е и – плечи рычага;

zр – число рычагов;

Wизг – момент сопротивления изгибу одного рычага.

Для рычагов из стали допускаемое напряжение Рисунок 7.11 – Схема изгиба []и = 140…160 МПа, из ковкого чугуна – []и = рычага выключения 60…80 МПа.

сцепления 7.5. Кожух сцепления Кожух сцепления должен иметь достаточную жесткость, его штампуют из малоуглеродистых сталей марок 08 или 10, толщиной листа 2,5…5,0 мм. Для отвода теплоты от нагретых деталей сцепления в кожухе делают специальные вырезы и окна, которые обеспечивают интенсивность циркуляции воздуха.

Кожух центрируется с маховиком двигателя с помощью установочных штифтов, центрирующим бортиком на маховике или болтами, которыми прикрепляется к маховику.

7.6. Картер сцепления Картер сцепления устанавливается и закрепляется на заднем торце блока цилиндров двигателя. У сцеплений грузовых автомобилей он отливается из чугуна, у сцеплений легковых автомобилей – из алюминиевого сплава. Он имеет замкнутую колоколообразную форму, существенно повышающую его жесткость, что обеспечивает в эксплуатации соосность коленчатого вала двигателя и первичного вала коробки передач. В картере выполняют вентиляционные окна, которые закрываются металлическими сетками. Окна обеспечивают циркуляцию воздуха внутри картера и отвод теплоты от рабочих поверхностей деталей сцепления.

8. Привод сцепления Привод сцепления предназначен для осуществления связи между педалью управления и муфтой выключения сцепления. К нему предъявляются следующие требования: удобство и легкость управления, высокий КПД (минимальные потери на трение), наличие следящего действия, безотказность и долговечность, простота в обслуживании.

Для удобства и легкости управления ГОСТ 21398 устанавливает:

- допускаемое усилие на педаль при полном выключении сцепления [Рп] = 147 Н – для легковых автомобилей и грузовых автомобилей с усилителем и 245 Н – для грузовых автомобилей без усилителя;

- допускаемый полный ход педали управления при выключении сцепления [Sп] = 150 мм для легковых и 180 мм – для грузовых автомобилей.

Полный ход педали управления складывается из свободного ее хода (до начала сжатия рабочих пружин, когда устраняются зазоры в приводе с учетом допустимого износа фрикционных накладок) и рабочего хода (до полного выключения сцепления). Свободный ход педали управления в основном определяется зазором () между выжимным подшипником муфты выключения 2 и концами рычагов выключения сцепления 1 (рисунки 8.1, а и б), между выжимным подшипником 4 и муфтой нажимных рычагов 5 (рисунок 8.1, г), либо между пятой 3 рычагов выключения и упорным подпятником 4 (рисунок 8.1, в).

в) г) Рисунок 8.1 – Схемы конструкций муфт выключения сцеплений:

1 – рычаг выключения сцепления;

1 – упругий нажимной рычаг;

2 – выжимной подшипник муфты 2 – нажимной диск;

3 – опорный фланец;

выключения сцепления;

3 – пята 4 – выжимной подшипник муфты рычагов выключения сцепления;

выключения сцепления;

5 – муфта 4 – упорный подпятник;

– зазор нажимных рычагов;

– зазор Приводы бывают механические, гидравлические и электрические (электропневматические и электрогидравлические), а также автоматические и неавтоматические.

Механический привод (см. рисунок П.5) наиболее простой по конструкции, дешевый и достаточно безотказный в работе, однако имеет низкий КПД, плохо приспособлен к дистанционному управлению, передает вибрации от двигателя на педаль управления, а также при нем затруднены герметизация кузова (кабины) автомобиля и обеспечение плавности включения сцепления. В настоящее время механический привод применяется редко, за исключением его разновидности – тросового привода (рисунок 8.2), который находит все большее распространение на легковых автомобилях. Тросовый привод имеет минимальную массу, приспособлен к дистанционному управлению, позволяет герметизировать кузов, прост в эксплуатации, обеспечивает близкую к характеристикам гидравлического привода плавность включения сцепления.

Новая технология изготовления оболочки троса, покрытой полимерными материалами изнутри и снаружи, обеспечивает малый коэффициент трения и высокий КПД.

Рисунок 8.2 – Схема тросового привода управления сцеплением Гидравлический привод (рисунки 8.3 и 8.4) приспособлен к дистанционному управлению сцеплением, имеет высокий КПД, обеспечивает герметизацию кузова (кабины) автомобиля и хорошие условия размещения педали управления, которая делается подвесной.

Гидропривод позволяет ограничить скорость перемещения нажимного диска даже при резком включении сцепления, что дает возможность снизить динамические нагрузки в трансмиссии. Однако гидропривод сложнее по конструкции и в обслуживании, менее надежен в работе, более дорогостоящий и требует бльших затрат в эксплуатации.

а) б) Рисунок 8.3 – Схемы гидравлических приводов управления сцеплением:

а – непосредственное воздействие на муфту выключения сцепления;

б – воздействие на муфту выключения сцепления через рабочий цилиндр и рычаг выключения сцепления (классическая схема) Гидравлический привод (рисунок 8.4) состоит из подвесной педали 1, главного цилиндра 3 с расширительным бачком 6 и рабочего цилиндра 8.

Подвешенная на пальце педаль 1 снабжена возвратной и усилительной пружинами. Усилительная пружина, соединенная через крючок с верхним плечом педали, уменьшает усилие на педаль при выключении сцепления.

Исходное положение педали фиксируется ограничителем хода педали.

В главном цилиндре 3 установлен рабочий поршень 5 и поршень толкателя с упорным гнездом. В выточке поршня сделаны перепускные отверстия и поставлен кольцевой плавающий клапан. Поршни отжимаются пружиной до упора в стопорное кольцо корпуса главного цилиндра. В торец корпуса ввернута пробка. В углубление гнезда поршня толкателя 4 входит конец толкателя 2, образуя между ними зазор 0,1…0,5 мм, необходимый для гарантированного возвращения рабочего поршня в исходное положение.

Толкатель 2 соединен с педалью 1 управления сцеплением.

Полость цилиндра сообщается через компенсационное и перепускное отверстия со штуцером, закрепленным в корпусе стопорной шайбой. Штуцер соединен шлангом с бачком 6. Полости главного 3 и рабочего 8 цилиндров соединены трубопроводом 7.





Рисунок 8.4 – Схема гидравлического привода сцепления (типа ВАЗ-2101):

1 – педаль;

2 – толкатель;

3 – главный цилиндр;

4 – поршень толкателя;

5 – поршень главного цилиндра;

6 – бачок;

7 – трубопровод;

8 – рабочий цилиндр;

9 – поршень;

10 – пружина;

11 – вилка;

12 – опора вилки;

13 – муфта выключения сцепления с выжимным подшипником Рабочий цилиндр 8 закреплен на картере сцепления. В цилиндре перемещается поршень 9, уплотненный двумя резиновыми кольцами. В цилиндр ввернут вентиль для прокачки гидросистемы. В углубление поршня входит шток, соединенный с концом рычага выключающей вилки 11 сцепления регулировочной гайкой с шаровой опорой, застопоренной контргайкой. Шток закрыт защитным резиновым чехлом.

Пока педаль не нажата, муфта выключения сцепления 13 удерживается оттяжной пружиной 10 в исходном положении, обеспечивая между выжимным подшипником и фрикционным кольцом упорного фланца выключения сцепления зазор 2 мм, необходимый для компенсации износа фрикционных накладок в процессе эксплуатации автомобиля.

При нажатии на педаль 1 рычаг вилки 11 с помощью гидропривода поворачивается и перемещает вперед муфту 13, которая через выжимной подшипник воздействует на упорный фланец выключения сцепления и лепестки диафрагменной пружины. При отпускании педали сцепление вновь включается. В случае быстрого отпускания педали и быстрого перемещения поршня 5 в главном цилиндре в исходное положение его кольцевой клапан, смещаясь вперед, открывает перепускные отверстия в головке поршня, и жидкость через них проходит в нагнетательную полость цилиндра, устраняя возникающее в ней разряжение.

В рассматриваемом приводе регулируют полный ход педали сцепления ( мм), который определяет необходимую величину хода толкателя главного цилиндра, и свободный ход (20…30 мм), который необходим для выбора зазоров между концом толкателя 2 и гнездом поршня толкателя 4 и между выжимным подшипником муфты 13 и упорным фланцем выключения сцепления (если зазор имеется). При недостаточном ходе толкателя главного цилиндра или большом зазоре между выжимным подшипником и упорным фланцем сцепление не будет полностью выключаться, что затруднит переключение передач (сцепление «ведет»). При отсутствии зазора между выжимным подшипником и упорным фланцем сцепление будет неполностью включаться, что приведет к постоянному его буксованию. Полный ход педали регулируют винтом ограничителя хода педали, а свободный ход – изменением положения регулировочной гайки штока рабочего цилиндра.

Для облегчения управления сцеплением (уменьшения усилия на педаль управления) в приводах при необходимости применяют механические усилители в виде сервопружин (см. рисунок 8.4), которые уменьшают усилие выключения сцепления на 20…40 %, а также пневматические (см. рисунок П.5) или гидропневматические (см. рисунок П.6) усилители. Приводы сцепления с пневматическими и гидропневматическими усилителями, в которых механические элементы (тяги, рычаги, штанги) или гидравлические магистрали выполняют только функции управления, называют пневмомеханическими (см.

приложение 5) или гидропневматическими (см. приложение 6), соответственно.

Порядок расчета привода управления сцеплением следующий:

1. Определяют рабочий ход нажимного диска при выключении сцепления (из расчета диафрагменной пружины):

hраб = (2н + ) zд, где н – зазор для новых накладок между поверхностями трения при полностью выключенном сцеплении;

– осевая деформация ведомого диска;

zд – число ведомых дисков.

2. Задают величину зазора у между концами рычагов и муфтой (выжимным подшипником) выключения сцепления (рисунок 8.5):

у = 2…4 мм.

По мере износа накладок этот зазор уменьшается, поэтому в процессе эксплуатации его необходимо поддерживать для обеспечения полного включения сцепления.

3. Определяют передаточное число привода iпр.м и ход педали управления Sп Для механического привода (рисунок 8.5, а) c2 b 2 a iпр м = — — — c1 b 1 a (обычно iпр.м = 30…45, a2 / a1 = 3,8…5,5);

Sп.м = hраб iпр + у (с2 / с1) (b2 / b1), где hраб iпр – определяет величину рабочего отхода нажимного диска, у (с2 / с1) · (b2 / b1) – определяет выборку зазора у.

Для гидравлического привода (рисунок 8.5, б) c2 b2 a2 (d2) iпр г = — — — —— c1 b1 a1 (d1) (обычно d2 / d1 = 1,0);

Sп.г = hраб iпр.г + у (с2 / с1) (b2 / b1) (d2 / d1)2.

Если полученный ход педали Sп.м или Sп.г не превышает [Sп], то переходят к следующему пункту расчета, иначе – изменяют передаточное число.

4. Определяют максимальное усилие на педаль управления:

Рп max = Рmax / iпр пр, где Рmax – максимальная сила, действующая на нажимной диск (определяют из расчета фрикционных накладок и нажимных пружин. Для диафрагменного сцепления Рmax = Рпр пр – КПД привода. Для механического привода max);

пр = 0,5…0,8, для гидравлического – пр = 0,8…0,9.

Если Рп max [Рп], необходимо ставить усилитель.

5. Определяют параметры усилителя.

Для примера, рассмотрим пневмоусилитель (рисунок 8.5, в). Так как водитель должен быть способен выключить сцепление и при неработающей пневмосистеме, то схема привода такая же, как и без пневмоусилителя. За расчетную принимаем максимальную силу, действующую на нажимной диск. В этом случае последовательность расчета должна быть следующей:

5.1. Вычисляют необходимую силу на штоке пневмоусилителя:

Рmax Ршт = ————————, (b2 / b1) (a2 / a1) сц где сц = 0,9…0,95 – КПД механизма сцепления.

5.2. Определяют максимальную допускаемую силу, передаваемую на шток через гидросистему:

[Ргс] = [Рп] (с2 / с1) (d2 / d1)2, где [Рп] = 147 Н.

5.3. Рассчитывают максимальную необходимую силу, развиваемую в цилиндре пневмоусилителя и передаваемую на шток:

Рц max = Ршт – [Ргс] + Рпр, где Рпр – максимальная сила, развиваемая пружиной возврата пневмоусилителя.

5.4. Вычисляют диаметр цилиндра пневмоусилителя 0, d3 = 2 (Рц max / pw), где pw – давление в ресивере (обычно pw = 0,65…0,75 МПа).

Рисунок 8.5 – Схемы механического (а), гидравлического (б) и гидравлического с пневмоусилителем (в) приводов сцеплений Следует отметить, что существенное значение для работы привода сцепления имеет время опорожнения цилиндра пневмоусилителя, которое напрямую связано со временем сжатия фрикционных накладок. Время истечения воздуха из пневмоусилителя должно составлять 0,4…0,5 с. При этом коэффициент динамичности I kдин = Р / Р 1,0, I где Р – максимальная сила сжатия фрикционных накладок.

При отсутствии пневмоусилителя время сжатия фрикционных накладок может сокращаться до 0,03 с, что вызывает увеличение kдин до 1,5, т.е.

приводит к возрастанию динамических нагрузок в трансмиссии. В [1] предложено дополнительно определять и оценивать величину работы, совершаемой водителем при управлении сцеплением (при выключении и включении сцепления):

(Рпр + Рпр. в) (в – ) Аус = —————————, 2 пр где Рпр и Рпр.в – усилия нажимных пружин при включенном и выключенном положении сцепления;

и в – деформация пружин при включенном и выключенном положении сцепления;

пр – КПД привода сцепления.

Работа Аус не должна превышать Дж для легковых автомобилей и 30 Дж – для грузовых автомобилей и автобусов.

Рисунок 8.6 – Схема для определения работы, совершаемой Схема для определения работы, при управлении сцеплением с нажимными пружинами: совершаемой водителем при управлении 1 – диафрагменной;

сцеплением, приведена на рисунке 8.6. На 2 – цилиндрическими периферийными;

схеме точка б соответствует включенному 3 – конической сцеплению, а точки в, г и д – выключенному.

Работа, совершаемая водителем при управлении сцеплением, соответствует заштрихованным площадям следующих фигур: абде – для сцепления с диафрагменной пружиной, абге – для сцепления с цилиндрическими периферийными пружинами, абве – для сцепления с конической пружиной.

На рисунке 8.6 видно, что наименьшая работа затрачивается водителем при управлении сцеплением с диафрагменной пружиной.

9. Тенденции развития систем управления сцеплениями На большегрузных грузовых автомобилях и автопоездах сцепление передает значительный крутящий момент, поэтому на них применяют системы управления сцеплением с пневматическими или гидропневматическими усилителями. Эти системы относятся к классу автоматизированных. На их базе создаются системы полуавтоматического управления, где автоматизируется лишь процесс переключения передач [4].

Наиболее простой вариант полуавтоматического управления сцеплением – пневмомеханический привод 6 (рисунок 9.1) с пневмоусилителем 7 и дополнительным трехлинейным двухпозиционным электромагнитным клапаном 5, подключенным к атмосферному выходу распределительного клапана 4.

Команды на выключение и включение сцепления подает электронный блок (на схеме не показан). Так, чтобы выключить сцепление, блок подает электропитание на обмотку клапана 5, в результате чего открывается доступ воздуха из ресивера к распределительному клапану 4, а от него – в рабочую полость исполнительного цилиндра. Сцепление выключается. Чтобы включить сцепление, блок обесточивает обмотку клапана 5, благодаря чему рабочая полость исполнительного цилиндра по линии «клапан 4 – клапан 5»

соединяется с атмосферой.

В системе сохранена возможность непосредственного управления сцеплением педалью 1. В этом случае темп его выключения и включения задает водитель. Кроме того, в схеме предусмотрена «скользящая» вилка 3, обеспечивающая независимую работу привода как при трогании автомобиля (автопоезда) с места, так и в процессе переключения передач.

Рисунок 9.1 – Схема полуавтоматического пневмомеханического привода сцепления:

1 – педаль управления сцеплением;

2 – система рычагов и тяг;

3 – «скользящая» вилка;

4 – распределительный клапан;

5 – двухпозиционный электромагнитный клапан;

6 – пневмомеханический привод;

7 – пневмоусилитель;

8 – исполнительный цилиндр сцепления Гидропневматический привод (рисунок 9.2) по конструкции более сложный.

В таком приводе для переключения передач должно изменяться давление в управляющей гидравлической магистрали 6, поэтому шток подпедального цилиндра 1 педали управления сцеплением 2 выполнен скользящим.

В другой схеме (рисунок 9.3) в управляющую магистраль пневмоусилителя 5 устанавливается гидропневмоцилиндр 1 релейного действия, который управляется электромагнитным клапаном 3. В этом случае не требуется доработка подпедального цилиндра 6, упрощается механизм передачи усилия от педали управления к пневмоусилителю и повышается КПД привода.

Приведенные схемы полуавтоматического управления сцеплением достаточно просты и позволяют с минимальными затратами дооборудовать обычный привод сцепления. С точки зрения (неавтоматический) функциональных возможностей они одинаковы. Однако пневмомеханический привод (см. рисунок 9.1) проще: во-первых, в нем нет сопряжений гидравлических и пневматических магистралей, что упрощает схему;

во вторых, в режиме переключения передач непосредственная подача давления в рабочую полость исполнительного цилиндра исключает работу распределительного клапана 4, что упрощает предварительную настройку системы и снижает влияние работы клапана на переходный процесс переключения передач (педаль управления сцеплением в такой системе используется только при трогании автомобиля с места).

Рисунок 9.2 – Схема полуавтоматического гидропневматического привода сцепления:

1 – подпедальный цилиндр;

2 – педаль управления;

3 – двухпозиционный электромагнитный клапан;

4 – гидропневматический привод;

5 – пневмоусилитель;

6 – управляющая гидравлическая магистраль Полуавтоматические системы с гидропневматическим приводом целесообразны для сочлененных транспортных средств, у которых двигатель расположен в задней части второго звена. В этом случае привод сцепления упрощается и повышается его КПД, снижается инерционность работы привода, связанная с деформацией тяг значительной длины и трением на осях вращения рычагов, а также трудоемкость его технического обслуживания, связанная с необходимостью периодического регулирования. Однако эти системы не лишены недостатков, связанных с большим числом подвижных механических элементов, трущихся пар и пружин гидропневмоаппаратов, а также значительными дроссельными потерями.

Рисунок 9.4 – Схема Рисунок 9.3 – Схема полуавтоматического электропневматического гидропневматического привода сцепления: привода сцепления:

1 – гидропневматический привод;

2 – педаль 2 – клапан впуска;

3 – клапан выпуска;

управления;

3 – гидропневмоусилитель 4 – подпедальный датчик;

5 – педаль релейного действия;

4 – электромагнитный управления;

6 – исполнительный цилиндр;

7 – датчик обратной связи;

I и клапан;

5 – пневмоусилитель;

6 – цилиндр подпедальный II (а и в) – входные (выходные) сигналы электронного блока управления В связи с этим, в последнее время находят все большее распространение системы управления сцеплением, базирующиеся на электроприводе. В таких системах сведено к минимуму число входящих в них гидропневмоаппаратов и существенно упрощена схема дистанционного управления сцеплением, что позволяет достичь малой инерционности систем управления.

Функции управления в такой схеме рисунок переданы (см. 9.4) электронному блоку управления, который по сигналам датчиков I и II вырабатывает наиболее рациональный закон управления сцеплением (выходные сигналы а и в). За пневмоаппаратурой остаются лишь силовые функции: клапаны 2 впуска и клапаны 3 выпуска подают или выпускают воздух из рабочей полости исполнительного цилиндра При наличии 6.

электропневматического привода управления сцеплением водитель, воздействуя на педаль подачи топлива, задает скоростной режим движения автопоезда, а все функции по управлению сцеплением, выбору и переключению передач выполняет автоматика. Управление автопоездом становится двухпедальным. Одновременно повышается и долговечность самого сцепления, потому что оно всегда включается по наиболее рациональному закону управления.

Дальнейшим развитием систем управления сцеплением являются микропроцессорные системы автоматического управления сцеплением, которые позволяют полностью отказаться от педали управления. Как правило, они представляют собой составные части более общих систем – управления трансмиссией или силовой установкой автомобиля.

Система автоматического управления сцеплением состоит из измерительно информационного блока, блока преобразования информации, электронного блока управления усилительного устройства, исполнительного (ЭБУ), механизма сцепления, устройства отображения информации и блока питания.

Блок преобразования информации и усилительное устройство образуют устройство сопряжения.

Измерительно-информационный блок предназначен для выдачи информации о скорости движения автомобиля, положении педали подачи топлива, состоянии исполнительного механизма сцепления (датчик положения штока исполнительного цилиндра сцепления – датчик обратной связи), коробки передач (концевые выключатели передач), двигателя (датчик частоты вращения коленчатого вала). Работу автомобиля в целом этот блок отражает по датчику угловой скорости вторичного вала коробки передач.

Полученная от датчиков информация проходит блок (сигналы) преобразования информации, который обрабатывает сигналы и приводит их к удобному для работы ЭБУ виду. Задача ЭБУ – формирование требуемого закона изменения момента трения сцепления, а также контроль величины рассогласования рассчитанного параметра регулирования и параметра, фиксируемого датчиком обратной связи.

Далее ЭБУ выдает сигналы в усилительное устройство, откуда они идут в исполнительные механизмы (приводы) управления двигателем, коробкой передач и сцеплением. При этом гидравлические или пневматические исполнительные механизмы сцепления и коробки передач в процессе трогания автомобиля с места, движения с низкой скоростью при буксующем сцеплении, а также при переключении передач работают синхронно.

Функции по индикации режимов работы ЭБУ и состоянию системы автоматического управления сцеплением возложены на устройство отображения информации.

Блок питания имеет устройство стабилизации выходного напряжения, что необходимо для устойчивой работы всей системы при эксплуатации автомобиля.

Типичная для систем электрогидравлического автоматического и дистанционного управления сцеплением схема (рисунок 9.5), разработанная фирмой «Isuzu Motors», включает исполнительный механизм, который управляется быстродействующими электромагнитными клапанами впуска (1 и 2) и выпуска (3 и 4). Различия сводятся к типу, числу и размерам условных проходных сечений электромагнитных клапанов, которые могут быть двухлинейными двухпозиционными, двухлинейными трехпозиционными и трехлинейными трехпозиционными.

Варианты управления сцеплением следующие:

- клапаны 3 и 4 закрыты, клапан 2 открыт, жидкость под давлением подается в рабочую полость исполнительного цилиндра 5, выключая сцепление;

- клапаны 2, 3 и 4 закрыты, цилиндр 5 удерживает буксующее сцепление в заданном промежуточном положении;

- клапан 2 закрыт, клапаны 3 и 4 открыты – сцепление включено.

Темп включения сцепления задается за счет импульсного способа подачи электропитания на обмотки клапанов 3 и 4, которые, открываясь и закрываясь с большой частотой, обеспечивают плавное включение сцепления, не допуская значительных колебаний давления в рабочей Рисунок 9.5 – Схема системы электрогидравлического автоматического полости исполнительного управления сцеплением:

1, 2, 3 и 4 – электромагнитные клапаны;

цилиндра 5.

5 – исполнительный гидроцилиндр Как работает система автоматического управления сцеплением можно рассмотреть на примере самого сложного из режимов – трогания автомобиля с места.

В этом режиме водитель, воздействуя на педаль подачи топлива, увеличивает частоту вращения коленчатого вала двигателя. Получив данный сигнал, блок управления дает команду на повышение длительности импульсов, проходящих через обмотки электромагнитных клапанов 3 и 4. В результате возрастает общая продолжительность открытого их состояния, и момент, передаваемый сцеплением, плавно нарастает, а автомобиль столь же плавно разгоняется. В момент, когда клапаны закрываются, сцепление полностью включается.

Реализацию закона управления сцеплением обеспечивают три программы:

- первая – программа информационных параметров, необходимых для режимов переключения передач, плавного трогания с места и выдержки момента сцепления на заданном уровне при парковке автомобиля;

вторая программа параметров импульсного регулирования - – электроклапанов, работающая на основе анализа информации, полученной с датчика обратной связи положения штока исполнительного цилиндра 5;

- третья – программа, активизирующая клапаны 1, 2, 3 и 4.

Список литературы 1. Вахламов В.К. Автомобили: Конструкция и элементы расчета: учебник для студ. вузов. – М.: Изд. центр «Академия», 2008. – 480 с.

2. Вишняков Н.Н., Вахламов В.К., Нарбут А.Н. и др. Автомобиль. – М.:

Машиностроение, 1976. – 296 с.

Двухмассовый маховик: Технологические решения. Диагностика 3.

неисправностей. Руководство компании «LuK», 2007. – 27 с.

4. Захарик Ю.М., Руктешель О.С., Ракомсин А.П. и др. Системы управления сцеплением. Тенденции развития // Автомобильная промышленность, 2003, № 1. С.13-15.

5. Иванов А.М., Солнцев А.Н., Гаевский В.В. и др. Основы конструкции автомобиля. – М.: ООО «Книжное издательство «За рулем», 2005. – 336 с.

6. Лукин П.П., Гаспарянц Г.А., Родионов В.Ф. Конструирование и расчет автомобиля. – М.: Машиностроение, 1984. – 376 с.

7. Проектирование полноприводных колесных машин: Учебник для вузов: В 3 т. Т.2 / Б.А. Афанасьев, Л.Ф. Жеглов, В.Н. Зузов и др.;

Под ред. А.А.

Полунгяна. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э.Баумана, – 2008. – 528 с.

8. Шарипов В.М. Конструирование и расчет тракторов: Учебник для студентов вузов. – М.: Машиностроение, 2009. – 752 с.

Приложение Двухдисковое сцепление с периферийными пружинами Рисунок П.1 – Двухдисковое сцепление с периферийными пружинами:

1, 22 – ведомые диски;

2 – средний ведущий диск;

4 – нажимной диск;

5 – вилка выключения сцепления;

6 – рычаг выключения сцепления;

10 – выжимной подшипник;

11 – оттяжная пружина;

12 – муфта выключения сцепления;

13 – вилка выключения сцепления;

14 – упорное кольцо;

16 – нажимная пружина;

17 – кожух сцепления;

18 – теплоизолирующая прокладка;

20 – картер сцепления;

21 – маховик;

23 – первичный вал КП;

25 – пружина демпфера крутильных колебаний;

26 – фрикционное кольцо демпфера;

27 – механизм регулирования среднего ведущего диска Приложение Определение размеров фрикционных накладок для однодискового сцепления автомобиля КамАЗ-4310 (6х6) Исходные данные. Полная масса автомобиля mа = 14940 кг;

полная масса прицепа mпр = 7000 кг;

ДВС – КамАЗ-740, дизельный;

крутящий момент двигателя Ме mах = 650 Нм при nе М = 1600 мин–1;

Nе mах = 155 кВт при nе N = 2600 мин–1;

размер шин 1200х400–533;

радиус качения rк = 0,582 м;

передаточные числа: 1-й и 2-й передач в КП iк1 = 7,82 и iк2 = 4,03, высшей передачи в РК iрк = 0,917, главной передачи iо = 7,22;

КПД трансмиссии в тр = 0,8;

коэффициент сопротивления качению = 0,03 (для сухой грунтовой дороги в удовлетворительном состоянии);

коэффициент, характеризующий тип двигателя, h = 0,724;

число ведомых дисков сцепления zд = 1 (число поверхностей трения z = 2).

I. Решение для случая постоянной работы автомобиля с прицепом:

Размеры фрикционных накладок выбираем при трогании полностью груженого автомобиля с прицепом на 1-й передаче в КП и на высшей – в РК.

1. Вычисляем вспомогательные величины:

iтр = iк1 · iрк в · iо = 7,82 · 0,917 · 7,22 = 51,744;

Jn = (mа + mпр) rк2 / iтр2 = (14940 + 7000) · 0,5822 / 51,7742 = 2,77 кг·м2 ;

М = (mа + mпр) g rк / iтр тр = (14940 + 7000) · 9,81 · 0,03 · 0,582 / 51,774 · 0,8 = 90, 73 Нм;

м = 0,75· е N = 0,75 nе N / 30 = 0,75 2600 / 30 = 204,2 рад /с;

h Мe max Jn м2 0,72 · 650 · 2,77 · 204, Aб = = = 157778 Дж;

0,67 Мe max – М 0,67 · 650 – 90, м Jn 204,2 · 2, tб = = = 1,65 с;

0,67 Мe max – М 0,67 · 650 – 90, Nб = Aб / tб = 157778 / 1,65 = 95565 Вт.

2. Принимаем = 1,85;

µ = 0,3;

н = 0,55.

3. Определяем статический момент трения сцепления:

Мс = ·Мe max = 1,85 · 650 = 1202,5 Нм.

4. Определяем наружный диаметр D (из формулы 1.3), обеспечивающий допускаемое удельное давление на фрикционную накладку [ po ] = 0,2 МПа 5. Вычисляем d = н D = 0,55 · 0,358 = 0,197 м.

6. Выбираем по ГОСТ 1786: D = 380 мм, d = 200 мм.

7. Вычисляем площадь трения одной накладки ведомого диска и радиус расположения равнодействующей сил трения:

Fн = 0,25 · · (D2 – d2) = 0,25 · · (3802 – 2002) = 81954 мм2 0,082 м2, Rc = (D3 – d3) / 12 Fн = · (3803 – 2003) / 12 · 81954 = 15 см = 0,15 м.

8. Вычисляем усилие на нажимной диск сцепления Мс 1202, P = = = 13361 Н z · µ · Rc 2 · 0,3 · 0, 9. Определяем удельное давление на фрикционную накладку и сравниваем его с допустимым:

po = P / Fн = 13361 / 0,082 = 162939 Па 0,163 МПа [ po ] = 0,2 МПа.

10. Определяем удельную работу буксования, по которой оценивается износостойкость сцепления, и сравниваем ее с допустимой:

Aуд = Aб / F = Aб / 2 Fн = 157778 / 2 · 820 = 96,2 Дж / см [Aуд] = 350 Дж / см2.

11. Определяем удельную мощность буксования и сравниваем ее с допустимой:

Nуд = Nб / 2 Fн = 95565 / 2 · 820 = 58,3 Вт/см2 [Nуд] = 110 Вт/см 12. Сравнивая максимально допустимую частоту вращения ведомого диска = 3500 мин–1 с частотой для выбранного наружного диаметра накладки nе max вращения коленчатого вала двигателя при максимальной мощности nе = N 2600 мин–1, убеждаемся в достаточной прочности накладки при действии центробежных сил.

II. Решение для случая эксплуатации одиночного автомобиля:

Размеры фрикционных накладок выбираем при трогании полностью груженого автомобиля на 2-й передаче в КП и на высшей передаче в РК.

1. Вычисляем вспомогательные величины:

iтр = iк2 · iрк в · iо = 4,03 · 0,917 · 7,22 = 26,682;

Jn = mа rк2 / iтр2 = 14940 · 0,5822 / 26,6822 = 7,11 кг·м2 ;

М = mа g rк / iтр тр = 14940 · 9,81 · 0,03 · 0,582 / 26,682 · 0,8 = 120 Н·м;

м = 0,75· е N = 0,75 nе N / 30 = 0,75 2600 / 30 = 204,2 рад /с;

h Мe max Jn м2 0,72 · 650 · 7,11 · 204, Aб = = = 442813 Дж;

0,67 Мe max – М 0,67 · 650 – м Jn 204,2 · 7, tб = = = 4,6 с;

0,67 Мe max – М 0,67 · 650 – Nб = Aб / tб =442813 / 4,6 = 96264 Вт.

Пункты 2 – 9 остаются без изменений.

10. Определяем удельную работу буксования, по которой оценивается износостойкость сцепления, и сравниваем ее с допустимой:

Aуд = Aб / F = Aб / 2 Fн = 442813 / 2 · 820 = 270 Дж / см2 [Aуд] = 350 Дж / см 11. Определяем удельную мощность буксования и сравниваем ее с допустимой:

Nуд = Nб / 2 Fн = 96264 / 2 · 820 = 58,7 Вт/см2 [Nуд] = 110 Вт/см Пункт 12 остается без изменений.

Приложение Особенности конструкции стандартного двухмассового маховика [3] Стандартный двухмассовый маховик (рисунок П.3.1) состоит из первичной и вторичной 6 масс маховика. Обе массы соединяются посредством встроенной пружинно-демпферной системы и могут вращаться друг относительно друга на шариковом подшипнике или на подшипнике скольжения 2. Благодаря такой конструкции момент возникновения резонанса сдвигается на более низкую резонансную частоту (ниже частоты вращения коленчатого вала двигателя на режиме холостого хода). В результате, двухмассовый маховик практически полностью гасит крутильные колебания двигателя на всех режимах работы, в т.ч. и в режиме холостого хода (рисунок П.3.2). Кроме того, пружинно демпферная система благодаря специальному строению демпфера снижает в режиме холостого хода шумность двигателя и коробки передач и расход топлива.

Рисунок П.3. Первичная масса маховика (с зубчатым ободом стартера) (см. рисунок П.3.1) соединена с коленчатым валом двигателя и в сочетании с крышкой (кожухом) образует полость, в которой проходит пружинный канал, обыкновенно разделенный на две секции с помощью упорных выступов дуговых нажимных пружин.

а) б) Рисунок П.3.2 – Передача крутильных колебаний в режиме холостого хода двигателя:

а – с демпфером, встроенным в ведомый диск сцепления;

б – с демпфером, встроенным в двухмассовый маховик Дуговые нажимные пружины 3 являются основным элементом пружинно демпферной системы. Они имеют полукруглую форму, значительное количество витков, расположены в пружинном канале и поддерживаются жлобами пружинного канала.

Жлобы П.3.3) (рисунок обеспечивают правильное положение пружин во время работы. В целях предотвращения износа дуговых пружин Рисунок П.3. контактные зоны скольжения обработаны консистентной смазкой.

В двухмассовых маховиках используются дуговые пружины в различных исполнениях и с различными характеристиками:

- одноуровневые параллельные пружины (рисунок П.3.4), состоящие из внешних и внутренних пружин одинаковой длины, расположенных параллельно (одна внутри другой);

- двухуровневые параллельные пружины (рисунок П.3.5, а) также находятся одна внутри другой, причем внутренние дуговые пружины сделаны короче для того, чтобы позднее включаться в работу. Характеристики внешних пружин соответствуют требованиям, предъявляемым при пуске холодного двигателя.

Нагрузка в этом случае прикладывается только к менее жестким внешним пружинам уровень), позволяя системе быстрее преодолеть (первый критический диапазон резонансных частот. При возрастании крутящего момента коленчатого вала двигателя включаются в работу внутренние пружины (второй уровень);

Рисунок П.3.4 – Одноуровневая параллельная пружина - трехуровневые дуговые нажимные пружины (рисунок П.3.5, б) состоят из наружных и расположенных в ряд двух внутренних пружин различной длины.

Эта конструкция сочетает достоинства параллельного и рядного (разной жесткости) расположения пружин.

а) б) Рисунок П.3.5 – Дуговые нажимные пружины:

а – двухуровневая;

б – трехуровневая На первичной массе маховика расположен подшипник (рисунок П.3.6), который воспринимает нагрузку от вторичной массы и нажимного диска сцепления. Между первичной и вторичной массами маховика должен быть осевой люфт, который обеспечивается при установке шарикового подшипника в пределах до 1,6 мм, а при установке подшипника скольжения – до 3,0 мм.

Рисунок П.3.6 – Первичная масса маховика Вторичная масса маховика (см. рисунок П.3.1), которая во взаимодействии со сцеплением передает скорректированный крутящий момент на первичный вал коробки передач, состоит из собственно вторичной массы и присоединенного к ней жесткого фланца 4.

Для лучшего отвода теплоты вторичная масса имеет вентиляционные отверстия. К внешней стороне вторичной массы прикрепляется корзина сцепления.

Крутящий момент двигателя передается на а) б) кожух сцепления посредством упорных Рисунок П.3.7 – Жесткий фланец:

выступов фланца, расположенных между а – расположение упорных выступов фланца между каналами каналами дуговых нажимных пружин дуговых нажимных пружин;

б – жесткий фланец первичной массы (рисунок П.3.7).

По конструкции фланцы бывают со встроенным демпфером и с фрикционной муфтой.

Наибольшее распространение получили фланцы со встроенным демпфером в виде прямых нажимных пружин (рисунок П.3.8), который обеспечивает хорошие демпфирующие свойства во время разгона автомобиля и движения с высокой скоростью при величинах крутящего момента двигателя близких к максимальным.

Это связано с тем, что при высокой частоте вращения коленчатого вала двигателя возникающие центробежные силы отжимают дуговые нажимные пружины наружу из желобов, что мешает полноценной работе витков пружин. В результате дуговые пружины как бы «твердеют», и их работоспособность частично нарушается. Для того чтобы обеспечить достаточную Рисунок П.3.8 – Фланец со встроенным демпфером: работоспособность пружин, во фланец встроены 1 – собственно фланец прямые нажимные пружины. Благодаря их малой (показан синим цветом) массе и расположению на меньшем радиусе эти пружины подвергаются незначительной центробежной силе. К тому же дугообразные внешние кромки гнезд пружин способствуют снижению трения. В результате ни трение, ни фактическая жесткость пружин не изменяются с ростом частоты вращения коленчатого вала двигателя.

Приложение Выбор параметров диафрагменной нажимной пружины вдавливаемого типа для однодискового сцепления автомобиля КамАЗ-4310 (6х6) Исходные данные. Усилие на нажимной диск Р = 12605 Н;

zд = 1;

наружный и внутренний диаметры фрикционных накладок, соответственно Dн = 380 мм, dн = 200 мм;

необходимый зазор для новых накладок между поверхностями трения при полностью выключенном сцеплении н = 0,875 мм;

осевая деформация ведомого диска = 1,25 мм;

суммарная сила, создаваемая соединительными упругими пластинами, Ро = 0,065 Р.

Решение.

1. Определяем силу, создаваемую пружиной при включенном положении сцепления Р1 = Р + Ро = 1,065 · 12605 = 13424 Н.

2. Вычисляем рабочий ход пружины hр = (2н + ) zд = (2 · 0,875 + 1,25) · 1 = 3,0 мм.

3. Принимаем допустимый суммарный износ фрикционных накладок hо = 6 мм.

4. В качестве материала пружины выбираем сталь марки 50ХФА, у которой допускаемое напряжение изгиба []и = т = 1175 МПа.

5. Рассчитываем параметры пружины. Для этого принимаем наружный диаметр пружины равным наружному диаметру фрикционных накладок D = Dн = 380 мм, тогда = D / (75…100) = 380 / (75…100) = 5,1…3,8 = 4,5 мм;

h = (1,6…2,2) = (1,6…2,2) 4,5 = 8,5 мм;

= 120;

Е = 2,1·105 МПа;

µ = 0,26;

d = D / (1,15…1,5) = 380 / (1,15…1,5) = 330…253 = 290 мм;

d1 D / 2,5 = 380 : 2,5 = 152 мм, принимаем d1 = 150 мм.

6. Вычисляем m1 = d / D = 290 : 380 = 0,763;

Dс = d + (D – d) / 5 = 290 + (380 – 290) : 5 = 308 мм;

m2 = Dс / D = 308 : 380 = 0,811.

Подставляя полученные значения в выражение (7.3), находим Рпр = 0,981 · 107 – 0,1695 · 1010 2 + 0,834 · 1011 3.

7. Задавая различные значения перемещению пружины, определяем Рпр и строим характеристику упругости пружины (рисунок П.4), мм……1 2 4 5 7 8 9 10 Рпр, Н…8198 13507 17458 17100 14221 12701 11794 12000 Рисунок П.4 – Характеристика упругости пружины Анализируя характеристику упругости пружины, можно сделать вывод, что пружина, в основном, обеспечивает требуемые характеристики:

- при сжатии на 7,5 мм Рпр Р1 = 13424 Н;

- при износе накладок на 5,5 мм ( = 2,0…7,5 мм) Рпр Р1 = 13424 Н;

- при рабочем ходе hр = 3 мм Рпр Р1 ( = 7,5…10,5 мм).

8. Определяем по характеристике упругости пружины Рпр max = 17458 Н.

9. Вычислив вспомогательные величины b = 0,333 и a = 0,189, и подставив их в выражение (7.4), определяем напряжение изгиба и сравниваем его с допускаемым напряжением и = 1116 МПа []и = т = 1175 МПа, т.е. пружина имеет достаточную прочность.

Приложение Механический привод управления сцеплением с пневматическим усилителем (пневмомеханический привод) Рисунок П.5 – Схема пневмомеханического привода выключения сцепления:

1 – ведомый вал сцепления;

5 – ведомый диск сцепления;

6 – нажимной диск;

7 – кожух сцепления;

8 – рычаг выключения сцепления;

9 – муфта выключения сцепления с выжимным подшипником;

12 – направляющая муфты выключения сцепления;

16 – пневмоусилитель выключения сцепления;

25 – педаль сцепления;

26 – блок электровыключателей;

27 – внутренняя панель передка кабины;

28 – валик педали выключения сцепления;

29 – регулировочный винт;

30 – рычаг валика педали выключения сцепления;

31 – штанга выключения сцепления;

32 – пружина клапана;

33 – распределительный клапан управления пневмоусилителем;

34 – выпускная магистраль клапана;

35 – впускная магистраль клапана;

36 – рычаг выключения сцепления;

37 – крышка пневмоусилителя;

38 – диафрагма пневмоусилителя;

39 – возвратная пружина;

40 – шток пневмоусилителя;

41 – вилка штока;

42 – палец;

43 рычаг пневмоусилителя;

44 – толкатель;

45 – передняя крышка;

46 – выпускное отверстие;

47 – пружины клапана;

48 – впускное отверстие;

49 – задняя крышка;

50 – упорная гайка Пневмомеханический привод управления сцеплением (рисунок П.5) состоит из механической части, включающей подвесную педаль 25 управления, штангу 31 выключения сцепления и рычаг 36 вилки выключения сцепления, и пневмоусилителя 16 с распределительным клапаном 33.

Подвешенная на кронштейне, закрепленном на внутренней панели передка кабины 27 автомобиля, педаль 25 соединена валиком 28 с рычагом 30, который связан со штангой 31 выключения сцепления. Рычаг 30 снабжен возвратной пружиной. Исходное положение педали фиксируется ограничителем хода педали с регулировочным винтом 29. Штанга 31 через пружину 32 соединена с толкателем 44 распределительного клапана 33 управления пневмоусилителем, а через упорную регулировочную гайку 50 с шаровой опорой воздействует на рычаг 36 вилки выключения сцепления, который в процессе выключения и включения сцепления поворачивается на валу, закрепленном в картере сцепления.

Для уменьшения усилия на педаль управления сцеплением в приводе установлен пневмоусилитель 16, который состоит из корпуса, крышки 37 со штуцером впуска сжатого воздуха, диафрагмы 38, возвратной пружины 39 и штока 40. Шток 40 через вилку 41 соединен пальцем 42 с рычагом пневмоусилителя, другой конец которого поворачивается на том же валу рычага 36 вилки выключения сцепления. Управление пневмоусилителем осуществляется клапаном 33.

Пока педаль управления не нажата, муфта выключения сцепления удерживается оттяжной пружиной в исходном положении, обеспечивая между выжимным подшипником и упорным фланцем выключения сцепления зазор, необходимый для компенсации износа фрикционных накладок в процессе эксплуатации автомобиля. При этом полый шток клапана связан с атмосферой.

При нажатии на педаль 25 штанга 31 воздействует на рычаг 36 вилки с помощью механической части привода и перемещает вперед муфту 9, которая через выжимной подшипник, упорный фланец и рычаги выключает сцепление.

Одновременно штанга 31 воздействует на толкатель 44, который, перемещаясь, сначала прекращает связь с атмосферой магистрали 34 распределительного клапана, а затем открывает доступ сжатого воздуха из ресивера в пневмоусилитель, соединяя магистрали 35 и 34. В пневмоусилителе сжатый воздух перемещает диафрагму 38 и шток 40, который через рычаг воздействует на рычаг 36 вилки, тем самым, помогая выключать сцепление.

При отпускании педали механическая часть привода под действием возвратных пружин возвращается в исходное положение, распределительный клапан разобщает магистрали 35 и 34 и сжатый воздух из пневмоусилителя уходит в атмосферу и сцепление вновь включается.

В рассматриваемом приводе полный ход педали сцепления L1 (185…195 мм) регулируют винтом 29, а свободный ход (30…40 мм), который необходим для выбора зазора между выжимным подшипником муфты 9 и упорным фланцем выключения сцепления, – вращением штанги 31. При большом зазоре между выжимным подшипником и упорным фланцем сцепление не будет полностью выключаться, а при отсутствии зазора – будет неполностью включаться. Для согласования перемещения штока 40 пневмоусилителя и педали 25 управления сцеплением регулируют расстояние L2 (82…115 мм) сначала вращением вилки штока 41, а затем перестановкой рычага 43 на шлицах вала вилки выключения сцепления.

Приложение Гидропневматический привод управления сцеплением Гидравлическая часть привода по своей схеме не отличается от гидропривода сцепления, описанного в разделе 8 (см. рисунок 8.4). Отличие лишь в том, что роль рабочего цилиндра выполняют элементы конструкции пневмоусилителя (рисунок П.6).

В корпусе 4 усилителя расположен силовой поршень 5 со штоком 6, который своим хвостовиком 9 через рычаг и вал вилки соединен с вилкой выключения сцепления. Шток, перемещаясь вдоль своей оси, воздействует на рычаг, поворачивает вал и вилку, которая через муфту выключения сцепления выключает или включает сцепление.

Клапан управления 12 (пневмогидравлическая часть привода) по торцам закрыт пробками 16 и 22. Внутри него расположен золотник 21 с пружиной и воздушный клапан 18 с пружиной 17. Золотник имеет осевое и радиальное отверстия, с помощью которых полости Д и Е сообщаются между собой при включенном сцеплении.

К отверстию 13 в пробке 22 подсоединен выходной штуцер главного цилиндра сцепления, а к отверстию 1 в пробке 16 подводится сжатый воздух.

При включенном сцеплении пружина 20 отжимает золотник 21 до его упора в торец пробки 22, а пружина 17 прижимает тарелку клапана 18 к кольцевому выступу (седлу) корпуса 19 (клапан закрыт).

При нажатии на педаль управления давление под золотником (полость Г) и в полости В повышается. Золотник, преодолевая усилие пружины 20, перемещается вверх и упирается в клапан 18. При этом воздушные полости Е и Д разобщаются.

При дальнейшем нажатии на педаль управления золотник, преодолевая усилия пружин 20 и 17, а также давление воздуха в полости Ж, открывает воздушный клапан 18 и сжатый воздух заполняет полости Б и Е. Поршень перемещается вправо, и шток 6 через рычаг поворачивает вилку выключения сцепления.

Рисунок П.6 – Гидропневматический усилитель сцепления:

1 – отверстие для подвода сжатого воздуха;

2 – клапан прокачки гидравлической части усилителя;

3, 8, 10 и 14 – уплотнительные манжеты;

4 – корпус;

5 – поршень;

6 – шток;

7 – крышка;

9 – хвостовик штока;

11 – клапан для выпуска воздуха;

12 – клапан управления;

13 – отверстие для подвода рабочей жидкости;

15 – хвостовик крепления усилителя к картеру коробки передач;

16 и 22 – пробки;

17 и 20 – пружины;

18 – воздушный клапан;

19 – корпус клапана управления;

21 – золотник Одновременно увеличивается объем полости В, а значит снижается давление в полостях В и Г. Под действием пружин 20 и 17 и давления воздуха в полости Е золотник вместе с клапаном 18 опускается вниз до тех пор, пока клапан не сядет на седло и не прекратится доступ сжатого воздуха под поршень 5. В результате поршень займет положение, заданное водителем. Оно может быть крайним правым (сцепление полностью выключено) или любым промежуточным (сцепление выключено частично). Таким образом, положением педали управления водитель может обеспечить резкое выключение сцепления и сколь угодно плавное его включение. В частности, когда он снимает ногу с педали управления, то тем самым снижает давление жидкости в полостях Г и В, благодаря чему золотник под действием пружины 20 и давления воздуха в полости Е смещается до упора своим нижним торцом в пробку 22. При этом открывается его осевое отверстие, и воздух из полости Б уходит в атмосферу через полость Е, осевое и радиальное отверстия, полость Д и клапан 11 для выпуска воздуха. Усилие на поршень 5 падает, поэтому он перемещается в крайнее левое положение под действием рычага вилки выключения сцепления на хвостовик штока 9 и сцепление включается.

При отсутствии воздуха в пневмосистеме автомобиля для выключения сцепления водитель нажимает на педаль управления сцеплением и воздействует на поршень главного цилиндра сцепления. Давление в полости В повышается и шток 6 через рычаг и вал поворачивает вилку выключения сцепления.

Сцепление выключается. Усилие, которое в этом случае необходимо приложить к педали управления, составляет 687…785 Н (70…80 кгс).

Александр Владимирович Острецов, доц., к.т.н., Павел Александрович Красавин, доц., к.т.н., Виктор Владиславович Воронин, ст. препод.

Автомобильные сцепления: Учебное пособие по дисциплинам «Конструкция автомобиля и трактора» и «Конструирование и расчет автомобиля» для студентов вузов, обучающихся по специальности 190201 (150100) «Автомобиле - и тракторостроение»

Подписано в печать Заказ Тираж Усл.п.л. 4,59 Уч.-изд.л. 4, МГТУ «МАМИ», 107023, Москва, Б.Семеновская,

Pages:     | 1 ||
 

Похожие работы:





 
2013 www.netess.ru - «Бесплатная библиотека авторефератов кандидатских и докторских диссертаций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.