Сцепление автомобиля ЗИЛ-130-76

Загрузить архив:
Файл: ref-16010.zip (196kb [zip], Скачиваний: 353) скачать
Курсовик по "Конструирование и расчёт автомобилей"

Введение

Перед автомобильной промышленностью в настоящее время стоят задачи, связанные с увеличением выпуска экономичных автомобилей с дизельными двигателями, позволяющих значительно сократить расход топлива, а следовательно и затраты на него. Одновременно с ростом производства автомобилей особо большой грузоподъемности (110 и 180 тонн) необходимо создавать мощности для выпуска грузовых автомобилей малой грузоподъемности - полтонны. В настоящее время проводятся значительные работы по увеличению выпуска и повышению надежности автомобилей, работающих на сжатом и сжиженном газах. Возрастает производство специализированных автомобилей и прицепов для перевозки различных грузов. Предусматривается уменьшить на 15-20% удельную металлоемкость, увеличить ресурс, снизить трудоемкость технического обслуживания автомобилей, повысить все виды безопасности.

Курсовой проект по дисциплине "Конструирование и расчет автомобилей" является творческой работой, целью которой служит приобретение навыков использования знаний, полученных как в самом курсе, так и в ряде профилирующих дисциплин, на которых базируется этот курс. Получение навыков аналитического определения показателей эксплуатационных свойств и конструктивных параметров автомобиля, закрепление навыков четкого изложения и защиты результатов самостоятельной работы как в рукописных формах, так и при публичном выступлении.


1. Расчёт тягово-динамических параметров автомобиля

1.1 Выбор основных параметров автомобиля

В ходе выполнения курсового проекта выбирается и рассчитывается ряд параметров проектируемого автотранспортного средства и составляется таблица 1.1 основных параметров автомобиля ЗИЛ-130-76.

Таблица 1.1

Основные параметры автомобиля ЗИЛ-130-76

№ п/п

Параметр

Обозначение

Размерность

Значение

1

Полная масса

Ма

кг

10525

2

Грузоподъёмность

Мг

кг

6000

3

Максимальная мощность двигателя

Nemax

кВт

110,3

4

Угловая частота вращения коленвала двигателя при максимальной мощности

N

рад/с

335,1

5

Максимальный крутящий момент двигателя

Memax

Нм

402

6

Угловая частота вращения коленвала двигателя при максимальном крутящем моменте

M

рад/с

209,4

7

Распределение полной массы:

на переднюю ось

на заднюю ось

Maп

Maз

кг

кг

2625

7900

8

Распределение собственной массы:

на переднюю ось

на заднюю ось

М

Mп

Мз

кг

кг

кг

4300

2120

2180

9

Передаточные числа КПП:

первая передача

вторая передача

третья передача

четвёртая передача

пятая передача

iк1

iк2

iк3

iк4

iк5

-

-

-

-

-

7,44

4,10

2,29

1,47

1,00

10

Передаточное число главной передачи

iко

-

6,33

11

Максимальная скорость

vаmax

км/ч

90

12

КПД трансмиссии

т

-

0,89

13

Коэффициент обтекаемости

к

Нс24

0,68

1.2 Построение внешней скоростной характеристики

Внешне-скоростной характеристикой двигателя называется зависимость эффективной мощности и эффективного крутящего момента от частоты вращения коленвала двигателя при полной подаче топлива.

Внешняя скоростная характеристика двигателя имеет следующие характерные точки:

1). min - минимально устойчивая угловая частота вращения коленвала двигателя, рад/с.

<0x01 graphic
>

2). M - угловая частота вращения коленвала двигателя, соответствующая максимальному крутящему моменту, рад/с.

3). N - угловая частота вращения коленвала двигателя, соответствующая максимальной мощности, рад/с.

4). огр - угловая частота вращения коленвала двигателя, при которой срабатывает ограничитель числа оборотов коленвала двигателя, рад/с.

<0x01 graphic
рад/с.>

Текущее значение мощности определяется по формуле:

<0x01 graphic
,>

где Ne - значение эффективной мощности двигателя, кВт; Nemax - максимальная мощность, кВт; e - угловая частота вращения коленвала двигателя, об/мин; N - угловая частота вращения при максимальной мощности, об/мин; a, b, c - постоянные коэффициенты, зависящие от конструкции двигателя.

Двигатель ЗИЛ-130 снабжён ограничителем частоты вращения коленвала двигателя, поэтому коэффициенты a, b, c вычисляются по формулам:

<0x01 graphic
; 0x01 graphic
; 0x01 graphic
и 0x01 graphic
,>

где К - коэффициент приспособляемости по частоте, <0x01 graphic
; Мз - запас крутящего момента, %.>

<0x01 graphic
,>

где МеN - крутящий момент при максимальной мощности, Нм; Меmax - максимальный крутящий момент, Нм <0x01 graphic
Нм.>

<0x01 graphic
.>

<0x01 graphic
, 0x01 graphic
, 0x01 graphic
, >

проверяя, получаем что <0x01 graphic
- расчёты проведены верно.>

Крутящий момент двигателя определяется по формуле:

<0x01 graphic
.>

Тяговая мощность определяется по формуле:

<0x01 graphic
,>

где т - кпд трансмиссии, т=0,89 (табл. 1.1).

Рассчитанные значения мощности записываем в таблицу 1.2.

Таблица 1.2.

Результаты расчета внешней скоростной характеристики

e

рад/с

68

106

144

182

220

258

296

335

Ne

кВт

22,8

39,1

56,3

73,1

88,3

100,4

108,2

110,3

Me

Нм

334,7

368,6

391,0

401,9

401,3

389,1

365,5

329,3

NT

кВт

20,3

34,8

50,1

65,1

78,6

89,4

96,3

98,2

По результатам расчётов (табл. 1.2) строим графики Ne=f(e), Nt=f(e), Me=f(e) (рис. 1.1).

Интервал от N до М характеризует устойчивость работы двигателя.

1.3 Построение лучевой диаграммы

Перед построением мощностного баланса следует найти связь между угловой частотой вращения коленвала двигателя и скоростью транспортного средства на всех передачах. Для этого строится лучевая диаграмма.

Лучевой диаграммой называется зависимость скорости автомобиля от частоты вращения коленчатого вала двигателя при постоянном значении передаточного числа. Лучевая диаграмма строится для каждой передачи.

Диаграмму строят исходя из условия:

<0x01 graphic
м/с,>

где е - частота вращения коленвала двигателя, рад/с; rк - радиус качения колеса, rк=0,471 м; iк - передаточное число передачи; iо - передаточное число главной передачи;

Графики скоростей на различных передачах в зависимости от угловой частоты выходят из начала координат, представляют собой прямые, поэтому в качестве е удобно принять е=N.

Расчёт скорости при е=N=335,1 рад/с на пятой (прямой - iк5=1) передаче:

<0x01 graphic
км/ч.>

Таблица 1.3.

Результаты расчета лучевой диаграммы

Передача

I

II

III

IV

V

iк

7,44

4,10

2,29

1,47

1

iо

6,32

е, рад/с

335,1

rк, м

0,471

vmax, км/ч

12

22

39

61

90

По результатам расчётов (табл. 1.3) строим лучевую диаграмму (1.2).

1.4 Построение тяговой характеристики автомобиля

Тяговая характеристика или мощностной баланс показывает распределение мощности на всех передачах по отдельным видам сопротивлений:

<0x01 graphic
кВт,>

где N - мощность, затрачиваемая на преодоление суммарного дорожного сопротивления, кВт; Nw - мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха, кВт; Nj - мощность, затрачиваемая на преодоление инерции, кВт; Nтр - потери мощности в трансмиссии, кВт.

Составляющие мощностного баланса зависят от скорости автомобиля. Связь между частотой вращения коленвала двигателя и скоростью автомобиля можно найти по лучевой диаграмме.

Разность между мощностью двигателя и мощностью на ведущих колёсах представляет собой мощность механических потерь.

Величину мощности суммарного дорожного сопротивления можно найти по формуле:

<0x01 graphic
кВт,>

где Rа - полный вес транспортного средства; v - скорость транспортного средства, м/с; - суммарный коэффициент дорожного сопротивления; i - коэффициент сопротивления подъему (при построении мощностного баланса принимаем i=0, т.к. рассматриваем движение по горизонтальному участку дороги); f - коэффициент сопротивления качению <0x01 graphic
, где f0=0,02 - коэффициент сопротивления качению при малой скорости.>

<0x01 graphic
Н.>

Таким образом, <0x01 graphic
кВт.>

Значения N при различных скоростях заносим в таблицу 1.4.

Потери мощности на преодоление сопротивления воздуха определяем по формуле:

<0x01 graphic
кВт,>

где к - коэффициент обтекаемости, для ЗИЛ-130-76 к=0,5; v - скорость транспортного средства, м/с; F - лобовое сечение автомобиля, м2 <0x01 graphic
, где В=1,8 м - колея автомобиля; Н=2,4 м - высота автомобиля, т.о. 0x01 graphic
м2.>

Расчёт мощности сопротивления воздуха при скорости v=12 км/ч:

<0x01 graphic
кВт.>

Значения NW при различных скоростях заносим в таблицу 1.4.

Таблица 1.4.

Результаты расчета мощностного баланса

i

Параметр

Ед. изм

1

2

3

4

5

6

7

8

рад/с

68

106

144

182

220

258

296

335

7,44

v1

км/ч

2

4

5

7

8

9

11

12

Ne1

Н

22,8

39,1

56,3

73,1

88,3

100,4

108,2

110,3

1

Н

20,3

34,8

50,1

65,1

78,6

89,4

96,3

98,2

4,1

v2

км/ч

4

7

9

12

14

17

19

22

Ne2

Н

22,8

39,1

56,3

73,1

88,3

100,4

108,2

110,3

2

Н

20,3

34,8

50,1

65,1

78,6

89,4

96,3

98,2

2,29

v3

км/ч

8

12

17

21

26

30

35

39

Ne3

Н

22,8

39,1

56,3

73,1

88,3

100,4

108,2

110,3

3

Н

20,3

34,8

50,1

65,1

78,6

89,4

96,3

98,2

1,47

v4

км/ч

12

19

26

33

40

47

54

61

Ne4

Н

22,8

39,1

56,3

73,1

88,3

100,4

108,2

110,3

4

Н

20,3

34,8

50,1

65,1

78,6

89,4

96,3

98,2

1

v5

км/ч

18

28

39

49

59

69

79

90

Ne5

Н

22,8

39,1

56,3

73,1

88,3

100,4

108,2

110,3

5

Н

20,3

34,8

50,1

65,1

78,6

89,4

96,3

98,2

Параметр

Ед. изм.

1

2

3

4

5

6

7

8

v

км/ч

12

24

36

48

60

72

84

90

N

кВт

7,05

14,28

21,89

30,06

38,98

48,84

59,81

65,78

N

0,08

0,64

2,16

5,12

10,00

17,28

27,44

33,75

По результатам расчётов (табл. 1.4) строим график мощностного баланса (рис. 1.3).

1.5 Построение графика силового баланса

Силовой баланс показывает распределение полной окружной силы на ведущих колёсах по отдельным видам сопротивлений:

<0x01 graphic
Н,>

где Pw - сила сопротивления воздуха, Н; P - сила суммарного дорожного сопротивления, Н; Pj - сила сопротивления инерции, Н.

Полная окружная сила на всех передачах определяется по формуле:

<0x01 graphic
Н,>

где Ме - крутящий момент, определённый по табл. 1.2, Нм; rк=0,471 м - статический радиус колеса; т=0,89 - кпд трансмиссии.

Расчёт полной окружной силы для движения на первой передаче: iк1=7,44 при е=62,8 рад/с.

<0x01 graphic
Н.>

Силу суммарного дорожного сопротивления определяют по формуле:

<0x01 graphic
Н,>

где Ra=103250 Н - полный вес автомобиля; <0x01 graphic
- коэффициент сопротивления качению; i=0 - коэффициент сопротивления подъему (горизонтальный участок дороги).>

Расчёт силы суммарного дорожного сопротивления при v=12 км/ч:

<0x01 graphic
Н.>

Силу сопротивления воздуха находят по формуле:

<0x01 graphic
Н,>

где к=0,68 - коэффициент обтекаемости; v - скорость автомобиля, м/с; F=4,32 м2 - площадь поперечного сечения.

Расчёт силы сопротивления воздуха при v=12 км/ч:

<0x01 graphic
Н.>

Рассчитанные значения сил Рк, РW, Р заносим в табл. 1.5.

Максимально возможная скорость автомобиля определяется точкой пересечения графика Рк для 5-ой передачи с кривой суммарного сопротивления.

Таблица 1.5.

Результаты расчета силового баланса

i

Параметр

Ед. изм

1

2

3

4

5

6

7

8

рад/с

68

106

144

182

220

258

296

335

7,4

v1

км/ч

2

4

5

7

8

9

11

12

1

Н

29781,6

32800,4

34794,7

35764,4

35709,5

34630,1

32526,2

29301,5

4,1

v2

км/ч

4

7

9

12

14

17

19

22

2

Н

16411,9

18075,5

19174,5

19708,9

19678,6

19083,8

17924,4

16147,3

2,3

v3

км/ч

8

12

17

21

26

30

35

39

3

Н

9166,7

10095,8

10709,7

11008,1

10991,2

10659,0

10011,4

9018,9

1,5

v4

км/ч

12

19

26

33

40

47

54

61

4

Н

5884,3

6480,7

6874,8

7066,4

7055,5

6842,2

6426,5

5789,4

Продолжение таблицы 1.5.

1

v5

км/ч

18

28

39

49

59

69

79

90

5

Н

4002,9

4408,7

4676,7

4807,0

4799,7

4654,6

4371,8

3938,4

v

км/ч

2,0

14,6

27,1

39,7

52,3

64,9

77,4

90,0

Pw

Н

0,7

35,4

122,8

262,9

455,6

701,1

999,2

1350,0

P

Н

2065,3

2078,5

2112,0

2165,5

2239,2

2333,1

2447,1

2581,2

P

Н

2065,9

2113,9

2234,7

2428,4

2694,9

3034,2

3446,3

3931,2

По данным таблицы 1.5 строим график силового баланса (рис. 1.4).

1.6 Построение динамической характеристики

Динамическая характеристика представляет собой зависимость динамического фактора D от скорости автомобиля:

<0x01 graphic
.>

Динамический фактор определяется по формуле:

<0x01 graphic
,>

где Рк - полная окружная сила, Н; РW - сила сопротивления воздуха, Н; <0x01 graphic
- свободная сила тяги, Н; Ra=103250 Н - суммарная нормальная опорная реакция всех колёс автомобиля.>

Расчёт значения динамического фактора ведём для е=62,8 рад/с, v1min=2 км/ч. Определяем по лучевой диаграмме скорость автомобиля, затем по графику силового баланса находим значение Рсв=28397,2 Н, тогда <0x01 graphic
.>

При равномерном движении D=, в этом случае динамический фактор определяет дорожное сопротивление, которое может преодолеть транспортное средство на соответствующей передаче при определённой скорости: <0x01 graphic
, где i - коэффициент, сопротивления подъёму (в расчётах принимаем i=0); 0x01 graphic
- коэффициент сопротивления качению.>

Расчёт коэффициента сопротивления качения f при v=12 км/ч:

<0x01 graphic
.>

Расчетные значения f заносим в таблицу 1.6.

Таблица 1.6.

Результаты расчета динамического фактора

Параметр

Ед. изм

1

2

3

4

5

6

7

8

рад/с

68

106

144

182

220

258

296

335

7,44

v1

км/ч

2

4

5

7

8

9

11

12

D1

-

0,288

0,318

0,337

0,346

0,346

0,335

0,315

0,284

4,1

v2

км/ч

4

7

9

12

14

17

19

22

D2

-

0,159

0,175

0,186

0,191

0,191

0,185

0,174

0,156

2,29

v3

км/ч

8

12

17

21

26

30

35

39

D3

-

0,089

0,098

0,103

0,106

0,105

0,102

0,095

0,085

1,47

v4

км/ч

12

19

26

33

40

47

54

61

D4

-

0,057

0,062

0,065

0,067

0,066

0,063

0,058

0,050

1

v5

км/ч

18

28

39

49

59

69

79

90

D5

-

0,038

0,041

0,043

0,043

0,041

0,037

0,032

0,025

Таблица 1.7.

Результаты расчета коэффициента сопротивления качения

v, км/ч

2

12

24

36

48

60

72

84

90

f

0,02

0,0201

0,0204

0,0208

0,0214

0,0222

0,0232

0,0244

0,025

По данным табл. 1.7 строим график f=f(v) (рис. 1.5), где пересечение кривой f=f(v) с кривой D=f(v) даст максимальную скорость автомобиля.

1.7 Определение ускорения автомобиля

Величину ускорения на каждой передаче можно определить по формуле:

<0x01 graphic
м/с2,>

где величину (D-) можно определить графически по динамической характеристике: <0x01 graphic
; g - ускорение свободного падения, м/с2; - коэффициент учёта вращающихся масс, его величину определяют по эмпирическоё формуле: 0x01 graphic
.>

Расчёт на первой передаче (iк1=7,44):

<0x01 graphic
.>

Расчётные значения на различных передачах заносим в табл. 1.8.

Расчёт ускорения автомобиля на первой передаче при е=68 рад/с. Находим значение (D-f) по графику динамической характеристики при скорости v, соответствующей е=68 рад/с: <0x01 graphic
.>

<0x01 graphic
м/с2.>

Расчётные значения j заносим в табл. 1.8.

Таблица 1.8.

Результаты расчета ускорения

δ

Параметр

Ед. изм.

1

2

3

4

5

6

7

8

рад/с

68

106

144

182

220

258

296

335

7,44

3,254

v1

км/ч

2

4

5

7

8

9

11

12

j1

м/с2

0,808

0,896

0,954

0,983

0,981

0,949

0,888

0,793

4,1

1,712

v2

км/ч

4

7

9

12

14

17

19

22

j2

м/с2

0,795

0,887

0,948

0,977

0,976

0,942

0,878

0,779

2,29

1,250

v3

км/ч

8

12

17

21

26

30

35

39

j3

м/с2

0,538

0,607

0,652

0,671

0,666

0,637

0,582

0,501

1,47

1,126

v4

км/ч

12

19

26

33

40

47

54

61

j4

м/с2

0,319

0,365

0,392

0,400

0,389

0,359

0,311

0,241

1

1,080

v5

км/ч

18

28

39

49

59

69

79

90

j5

м/с2

0,164

0,190

0,199

0,193

0,170

0,131

0,075

0,001

По значениям табл. 1.8 строим графики ускорения <0x01 graphic
(рис. 1.6).>

1.8 Построение графиков обратного ускорения

Время и путь разгона следует определять графоаналитическим методом. Для определения времени разгона строиться график величин, обратных ускорению. Поскольку величина, обратная ускорению, при скорости, близкой к максимальной имеет большое значение, построение следует ограничить скоростью <0x01 graphic
км/ч.>

По данным табл. 1.7 считаем значения обратных ускорений 1/j, с2/м и заносим их в табл. 1.9.

Таблица 1.9.

Результаты расчета обратных ускорений

iк

δ

Параметр

Ед. изм.

1

2

3

4

5

6

7

8

7,4

3,254

v1

км/ч

2

4

5

7

8

9

11

12

1/j1

с2

1,237

1,116

1,048

1,018

1,019

1,053

1,126

1,260

4,1

1,712

v2

км/ч

4

7

9

12

14

17

19

22

1/j2

с2

1,258

1,127

1,055

1,023

1,025

1,061

1,139

1,284

2,3

1,250

v3

км/ч

8

12

17

21

26

30

35

39

1/j3

с2

1,858

1,647

1,535

1,490

1,501

1,571

1,717

1,995

1,5

1,126

v4

км/ч

12

19

26

33

40

47

54

61

1/j4

с2

3,137

2,741

2,552

2,500

2,569

2,782

3,217

4,146

1

1,080

v5

км/ч

18

28

39

49

59

69

71

72

1/j5

с2

6,114

5,275

5,018

5,190

5,891

7,661

12,2

13,333

По данным табл. 1.8. аналогично ускорению строится график обратного ускорения (рис. 1.7).

1.9 Определение времени и пути разгона автомобиля

Для определения времени разгона график обратных ускорений разбивается на ряд интервалов скоростей, в каждом из которых определяется площадь, заключённая между кривой величин, обратных ускорению и осью абсцисс, эта площадь Fi времени движения.

Время движения в каждом интервале определяется по формуле:

<0x01 graphic
с,>

где i - порядковый номер интервала; Fi - площадь, заключённая между кривой и осью абсцисс, мм2; а=20 мм в с2/м - масштабный коэффициент, показывающий количество мм на графике 1/j в с2/м; b=6 мм в м/с - масштабный коэффициент скорости, показывающий количество мм на графике скорости в 1 м/с.

При расчёте условно считается, что разгон на каждой передаче определяется при максимальной частоте вращения коленвала двигателя. Время переключения передач для карбюраторного двигателя с коробкой передач, оснащённой синхронизаторами равно 11,5 с. Падение скорости за время переключения передач определяется по формуле:

<0x01 graphic
м/с,>

где tп=11,5 с - время переключения передач; - коэффициент суммарного дорожного сопротивления (при малых скоростях =0,02); '=1,04 - коэффициент, учёта вращающихся масс автомобиля, когда двигатель автомобиля отсоединён от колёс.

Падение скорости за время переключения передач очень мало:

<0x01 graphic
м/с, поэтому оно не учитывается.>

Время разгона на 15-ти метровом интервале:

<0x01 graphic
с.>

Расчётные значения времени разгона на различных интервалах заносим в табл. 1.10.1, а на графике t=f(v) время разгона откладывается нарастающим итогом.

Таблица 1.9.1.

Результаты расчета времени разгона

Интервал

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

Fi

мм2

125

113

104

120

104

111

130

281

348

410

910

705

1000

1200

17778

t

с

1,04

0,94

0,87

1

0,87

0,93

1,08

2,34

2,9

3,42

7,58

5,88

8,33

10

14,6

Для определения пути разгона график времени разгона разбиваем на интервалы и подсчитываем площади, заключённые между кривой и осью ординат.

Путь разгона на каждом интервале определяем по формуле:

<0x01 graphic
м,>

где Si - путь разгона на i-том интервале скоростей, м; Fi - площадь между кривой t=f(v) и осью ординат, мм2; с - масштабный коэффициент времени, показывающий количество мм на графике t=f(v) в 1 с, с=3,33 мм в 1 с.

Расчёт пути разгона на первом интервале:

<0x01 graphic
м.>

Значения Si заносим в табл. 1.10.2. Найденный в каждом интервале путь разгона последовательно суммируем и строим график S=f(v) (рис. 1.8).

Таблица 1.9.2.

Результаты расчета пути разгона

Интервал

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

Fi

мм2

30

88

125

185

405

552

910

1350

1615

1805

4095

5750

Si

м

0,45

1,32

1,88

2,78

6,08

8,28

13,7

20,3

24,2

27,1

61,4

86,3

Все полученные графики при расчёте тягово-динамических параметров автомобиля ЗИЛ-130-76 представлены на первом листе.


2. Расчёт сцепления и анализ конструкции

2.1 Назначение сцепления. Требования к сцеплению

Сцепление предназначено для плавного трогания автомобиля с места, кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии при переключении передач и предотвращению воздействия на трансмиссию больших динамических нагрузок, возникающих на переходных режимах и при движении по дорогам с плохим покрытием. При конструировании фрикционных сцеплений помимо основных требований (минимальная собственная масса, простота конструкции, высокая надёжность и т.п.) необходимо обеспечить следующее:

  • надёжную передачу крутящего момента от двигателя к трансмиссии при любых условиях эксплуатации;

  • плавное трогание автомобиля с места и полное включение сцепления;

  • полное отсоединение двигателя от трансмиссии с гарантированным зазором между поверхностями трения;

  • минимальный момент инерции ведомых элементов сцепления для более лёгкого переключения передач и снижения износа поверхности трения в синхронизаторе;

  • необходимый отвод теплоты от поверхности трения;

  • предохранение трансмиссии от динамических перегрузок.

2.2 Классификация сцеплений

1). По способу передачи крутящего момента сцепление бывает: фрикционное, гидравлическое, электромагнитное.

2). По способу управления различают сцепление с принудительным управлением, с усилителем и без усилителя, а также с автоматическим управлением.

3). По способу создания давления на нажимной диск сцепления делят на пружинные, полуцентробежные и центробежные.

4). По форме поверхностей трения различают дисковые, конусные и барабанные сцепления.

5). По числу ведомых дисков сцепления бывают одно-, двух- и многодисковые.

2.3 Анализ использования различных видов конструкций

На современных автомобилях обычно устанавливают одно- или двухдисковые фрикционные сцепления с принудительным управлением. Такие конструкции позволяют обеспечить основные требования, предъявляемые к сцеплениям.

Однодисковые сцепления просты в изготовлении и обслуживании, обеспечивают хороший отвод теплоты от пар трения, имеют небольшую массу и высокую износостойкость.

Двухдисковые сцепления вызывают необходимость использования повышенного усилия выключения, имеют большие габариты, значительный момент инерции ведомых деталей и увеличенный ход выключения.

На многих современных автомобилях и автобусах устанавливают автоматические сцепления для обеспечения плавного трогания с места и переключения передач автоматически.

2.4 Выбор конструктивной схемы

Исходя из известной грузоподъёмности автомобиля, его максимальной скорости и передаваемого крутящего момента получаем, что для автомобиля ЗИЛ-130-76 подходит такой вариант: однодисковое фрикционное сцепление в сухом картере с цилиндрическими нажимными пружинами, с механическим приводом.

2.5 Материалы, применяемые для изготовления основных деталей сцепления

Рабочие пружины изготавливаются из стали Сталь 65Г.

Ведущий диск изготавливают из серого чугуна СЧ 28-48, СЧ 32-52, обладающего хорошими противозадирными и фрикционными свойствами при работе в сочетании с фрикционными накладками.

Ведомый диск изготавливают из стали, обладающей повышенной упругостью.

Ступица ведомого диска изготавливают из стали марок Сталь 40 и Сталь 40Х.

Фрикционные накладки ранее изготавливались из асбеста, металлических наполнителей и связующего вещества (синтетические смолы, каучук), теперь из-за токсичности асбест заменён другими веществами.

Рычаг выключения сцепления, их оси и опорные вилки изготавливаются из мало- или среднеуглеродистой стали и подвергают цианированию до твёрдости HRC 56-60.

Кожух сцепления изготавливают из стали Сталь 10.

2.6 Расчёт сцепления

Выбираем наружный диаметр ведомого диска из условия, что Мдmax=402 Нм и максимальной частоты вращения коленвала двигателя max=335,1 рад/с:

Dн=342 мм - наружный диаметр накладки,

dв=186 мм - внутренний диаметр накладки,

=5 мм - толщина фрикционной накладки,

i=2 - число пар поверхностей трения.

2.6.1 Оценка износостойкости сцепления

Степень нагружения и износостойкость накладок сцепления принято оценивать двумя основными параметрами:

  • удельным давлением на фрикционные поверхности

  • удельной работой буксования сцепления;

Расчёт удельного давления на фрикционные поверхности:

<0x01 graphic
, Н/м2, где pпр - сила нормального сжатия дисков, Н; F - площадь рабочей поверхности одной фрикционной накладки,>

<0x01 graphic
м2; [p0]=0,20,25 МПа - допускаемое давление, обеспечивающее потребный ресурс работы накладок.>

Определение силы нормального сжатия:

<0x01 graphic
Н,>

где Мдmax - максимальный момент двигателя, Нм; =2,25 - коэффициент запаса сцепления; =0,27 - коэффициент трения; Rср - средний радиус фрикционной накладки, <0x01 graphic
м, т.о. 0x01 graphic
кН, а 0x01 graphic
0x01 graphic
МПа - потребный ресурс накладок обеспечен.>

Расчёт удельной работы буксования сцепления:

<0x01 graphic
,>

где Lуд - удельная работа буксования; L - работа буксования при трогании автомобиля с места, Дж; Fсум - суммарная площадь рабочих поверхностей накладок, м2;

<0x01 graphic
Дж,>

где Jа - момент инерции автомобиля, приведённый к входному валу коробки передач, <0x01 graphic
Нм, >

где mа=10525 кг - полная масса автомобиля; mп=0 кг - полная масса прицепа; iк и i0 -передаточные числа соответственно коробки передач и главной передачи (iк=4,10, i0=6,32); =1,05 - коэффициент учёта вращающихся масс.

<0x01 graphic
Нм2;>

- расчётная угловая частота вращения коленвала двигателя, рад/с: для автомобиля с карбюраторным двигателем: <0x01 graphic
рад/с, где М=182 рад/с - угловая частота вращения коленвала двигателя при максимальном крутящем моменте; b - коэффициент, равный 1,23 для автомобилей с карбюраторными двигателями; Мт - момент сопротивления движению при трогании с места, 0x01 graphic
Нм,>

где =0,016 - коэффициент сопротивления качению (на горизонтальной дороге с асфальтовом покрытии); т=0,82 - к.п.д. трансмиссии.

<0x01 graphic
Нм.>

<0x01 graphic
МДж.>

<0x01 graphic
МДж/м2>

Lуд=2,5985 МДж/м2<[Lуд]=4 МДж/м2, следовательно потребный ресурс накладок обеспечен.

2.6.2 Оценка теплонапряжённости сцепления

Нагрев деталей сцепления за одно включение определяем по формуле:

<0x01 graphic
°С,>

где =0,5 - доля теплоты, расходуемая на нагрев детали; с=482 Дж/(кгК) - теплоёмкость детали; mд=16 кг - масса детали; [t]=1015° С.

<0x01 graphic
, т.о.>

Потребная теплонапряженность обеспечена.

2.7 Расчёт деталей сцепления на прочность

2.7.1 Расчёт нажимных пружин сцепления

Определение усилия, развиваемого одной пружиной:

<0x01 graphic
Н,>

где Z=18 - число пружин.

<0x01 graphic
Н.>

Принимаем, что отношение диаметров <0x01 graphic
, тогда потребный диаметр проволоки для пружин сцепления определим по формуле:>

<0x01 graphic
,>

где y - коэффициент концентраций напряжений, при m=6 y=1,25; [пр]=700900 МПа - допускаемое напряжение кручения.

<0x01 graphic
мм.>

Принимаем значение d=4,5 мм.

Определяем диаметр витка пружины по известным d и m: <0x01 graphic
мм.>

Число рабочих витков пружины:

<0x01 graphic
0x01 graphic
,>

где G=9104 МПа - модуль упругости при кручении; с - жёсткость пружины, <0x01 graphic
, >

где <0x01 graphic
Н - приращение сил сопротивления пружины выключения сцепления; 0x01 graphic
- приращение сжатия пружины при выключении сцепления, >

где i - число пар трения; =1,01,5 мм - осевая деформация ведомого диска, тогда

<0x01 graphic
мм.>

<0x01 graphic
Н/мм<5090 Н/мм.>

<0x01 graphic
.>

2.7.2 Расчёт пружин демпфера сцепления

Для расчёта пружин демпфера сцепления принимаем:

  • z=8 - число пружин;

  • d=4 мм - диаметр проволоки;

  • Dср=16 мм - средний диаметр витка;

  • nп=5 - полное число витков;

  • С=300 Н/мм - жёсткость пружины;

  • Мтр=100200 Нм - момент трения фрикционных элементов демпфера.

Момент предварительной затяжки пружин:

<0x01 graphic
Нм>

Максимальное напряжение пружины демпфера определяется по формуле:

<0x01 graphic
,>

где n - число ведомых дисков сцепления, т.о. <0x01 graphic
Нм.>

Усилие, сжимающее одну пружину демпфера:

<0x01 graphic
,>

где R=0,08 м - радиус приложения усилия к пружине; z - число пружин.

<0x01 graphic
Н.>

Принимая во внимание большую жёсткость пружин демпфера, напряжение вычисляем по формуле, учитывающей форму сечения, кривизну витка и влияние поперечной силы:

<0x01 graphic
, МПа>

где К - коэффициент, учитывающий форму сечения, кривизну витка и влияние поперечной силы на прочность; []=700900 МПа.

<0x01 graphic
,>

где <0x01 graphic
, тогда 0x01 graphic
, а 0x01 graphic
МПа, т.о. 0x01 graphic
- условие прочности выполняется.>

2.7.3 Расчёт ступицы ведомого диска

Напряжение смятия шлицов ступицы определяется по формуле:

<0x01 graphic
, МПа>

где <0x01 graphic
, а 0x01 graphic
dн=40 мм - наружный диаметр шлицов; dв=30 мм - внутренний диаметр шлицов; 0x01 graphic
; l=60 мм длина шлицов; z=10 число шлицов; =0,75 - коэффициент точности прилегания шлицов; [см]=1530 МПа - допустимое напряжение смятия.>

<0x01 graphic
мм, 0x01 graphic
мм2, 0x01 graphic
Н, тогда>

<0x01 graphic
МПа,>

т.о. 22,97 МПа<30 МПа <0x01 graphic
- условие выполняется.>

Напряжение среза шлицов ступицы определяется по формуле:

<0x01 graphic
,>

где b=8 мм - ширина шлицов; [срmax]=515 МПа - допустимое напряжение среза.

<0x01 graphic
МПа,>

т.о. 14,36 МПа<15 МПа <0x01 graphic
- условие выполняется.>

Материал ступицы - Сталь 35, 40Х.

Материал ведомого диска - Сталь 50, 65Г.

2.7.4 Расчет вала сцепления

Вал сцепления рассчитывается на скручивание по диаметру впадин шлицевой части. Задав допустимое напряжение кручения [max]=70 МПа, находим:

<0x01 graphic
м.>

Проверку шлицов на смятие проводим по формуле:

<0x01 graphic
, МПа>

где <0x01 graphic
- средний радиус приложения окружной силы, м; h, l - высота и длина шлицов ступицы ведомого диска, см.>

<0x01 graphic
МПа.>

Проверку шлицов на срез проводим по формуле:

<0x01 graphic
, МПа>

где b=8 мм - ширина шлицов ступицы ведомого диска, см.

<0x01 graphic
МПа.>

[см]=1530 МПа, [срmax]515 МПа

<0x01 graphic
, 0x01 graphic
- условие прочности выполняется.>

2.8 Привод сцепления

Усилие на педали выключения вычисляем с учётом увеличения силы нажимных пружин при включении на 20%:

<0x01 graphic
,>

где Рпр=12125 Н - сила давления пружины; u - общее передаточное число привода; т=0,8 - кпд привода.

<0x01 graphic
, >

где u1 и u2 - передаточное число соответственно педального привода и механизма выключения сцепления. Для механического привода:

<0x01 graphic
0x01 graphic
0x01 graphic
,>

где а=400; b=85; с=110; d=60; l=88; f=17, откуда <0x01 graphic
; 0x01 graphic
;>

<0x01 graphic
, тогда>

<0x01 graphic
Н.>

На проектируемом автомобиле сила давления на педаль не должна превышать 200 Н. Следовательно, необходимо предусмотреть установку в приводе сцепления усилителя. Свободный ход педали должен составлять 3550 мм, а полный ход - не менее 180 мм.


<0x01 graphic
>

Рис. 2.1. Механический привод сцепления.

2.9 ТО сцепления в процессе эксплуатации

Применение механического привода выключения сцепления и подшипника выключения сцепления с постоянным запасом смазочного материала, закладываемого при производстве на заводе-изготовителе, позволило существенно снизить трудоёмкость при обслуживании сцепления и его привода в процессе эксплуатации.

Уход за сцеплением и его приводом заключается в периодической проверке технического состояния, очистке механизмов от грязи, регулировке свободного хода педали, своевременной подтяжке всех резьбовых соединений, смазке вилки выключения сцепления и вала педали сцепления в соответствии с картой смазки, а также в устранении отдельных неисправностей, возникающих во время эксплуатации.

Нужно тщательно следить за степенью затяжки болтов крепления картера сцепления к блоку цилиндров двигателя. Момент затяжки должен быть в пределах 810 кгсм. Болты затягиваются равномерно, последовательно, крест-накрест.

Основными деталями сцепления, требующими замены или ремонта в процессе эксплуатации, являются подшипник выключения сцепления, накладки и сам ведомый диск, а также нажимной диск и рычаги выключения сцепления.


Список используемой литературы

  1. Автомобиль (учебник водителя третьего класса). Калисский В. С., Манзон А. И. и др.- М.: Транспорт, 1970.- 384с.

  2. Автотранспортные средства: Методические указания к выполнению курсового проекта.- Вологда: ВПИ, 1986, 36с.

  3. Баринов А. А. Элементы расчёта агрегатов автомобиля: Учебное пособие. - Вологда: ВоПИ, 1994. - 132 с.

  4. Краткий автомобильный справочник.-10-е изд., перебран. и доп. - М.: Транспорт, 1984.-220с., ил., табл.

  5. Осепчугов В. В., Фрумкин А. К. Автомобиль: Анализ конструкции, элементы расчёта: Учебник для студентов вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». - М.: Машиностроения, 1989. - 304с.: ил.

  6. Теория эксплуатационных свойств АТС. Тягово-скоростные свойства. Методические указания к практическим занятиям для студентов специальности 150200.- Вологда: ВоГТУ.- 2000.- 46 с.